320mm卧式铣床主传动系统设计.doc

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1、摘要3第一章.卧式铣床组成及要求4第二章.总体设计62.1变速箱总体结构方案的拟定62.2设计要求62.3参数确定62.4工艺特性62.5主电机选择72.6.操纵性能一些基本要求7第三章传动方案的设计83.1.确定各变速组及其传动副数8 3.1.1.确定变速组的个数8 3.1.2确定变速组传动副数目8 3.3.齿轮齿数的确定10 3.3.1.确定齿数注意事项10 3.3.2.齿轮的选定103.4.完成转速图113.5.校核主轴转速误差15第四章.三角带传动设计16第五章.主传动系统的布局185.1 齿轮的布置195.2轴的空间布置215.3绘制系统传动简图22第六章主要零件的计算236.1齿轮

2、模数的计算23 6.1.1计算主轴转速23 6.1.2.主轴计算转速的确定23 6.1.3其他传动件计算转速的确定24 6.1.4各轴和齿轮的传递功率25 6.1.5齿轮模数的初步计算256.2传动轴直径的估算：确定各轴最小直径266.3各轴间的中心距的确定276.4齿宽的确定276.5齿轮强度校核276.6主轴设计29 6.6.1轴上零件的定位29 6.6.2主轴的校核30 6.6.3主轴的扭转刚度校核316.7轴承的选取31第七章.润滑方式的选取327.1润滑系统的要求327.2 润滑剂的选择327.3润滑方式32结语34参考文献35摘要 本设计从下达任务起，经过现场调查和查阅文献资料入手

3、，历经六周的时间完成。在设计中，首先根据课程设计所要求的技术参数确定机床设计中所需要的参数，即原动机的功率、机床主轴箱的转速数列公比；然后确定机床主轴箱的主传动系统结构，拟订机床的结构网和转速图；查资料，根据转速图确定机床内的各个主要零件的计算转速，根据计算转速确定各级传动的传动比，根据传动比来确定各级传动的齿轮配合的齿轮齿数。根据机床主轴箱的传动链来计算各级转速的实际值与理论值之间的误差。在设计中主要是要计算主轴箱里各个零件的选用是否满足要求以及原动机与主轴箱间的动力传递装置的计算。最后根据资料和参考同机床来设计该铣床的主传动系统，并绘制其装配图。 通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计，

4、在拟定传动和变速的结构方案过程中，得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。掌握主轴箱设计的过程和方法，使原有的知识有了进一步的加深。 第一章.卧式铣床组成及要求 机床的主传动系统是用来实现机床的主运动的，它与机床的传动方案和总体布局有关，对于机床的使用性能、结构和制造成本都有明显的影响。因此在设计机床的过程中必须给予充分的重视，以便制定出既满足使用要求有经济合理的方案。为了满足工作性能的要求，从电动机起，至机床工作的执行部件（主轴），主传动系统通常包括下

5、列几个组成部分：(1)定比传动机构即具有固定传动比的传动机构，常采用齿轮、皮带及链传动等，有时也可以采用联轴节直接传动。(2)变速装置机床的变速装置有齿轮变速机构，机械无级变速机构以及液压无极变速装置等。其中最常见的是齿轮变速机构。(3)主轴组件机床的主轴组件有主轴、主轴支承和安装在主轴上的传动件等。(4)开停装置用来控制机床主运动执行部件（主轴）的启动和停止。通常采用离合器或直接开停电动机。(5)制动装置用来使机床主运动执行部件（主轴）尽快地停止运动，以减少辅助时间，通常可以采用机械的、液压的或电动机的制动方式。(6)换向装置用来改变机床主运动的方向。对于需要换向的机床，在设计主传动系统时，

6、都应设有换向装置。他们可以是机械的、液压的或者是直接改变电动机的旋转方向。(7)操纵机构机床的开停、变速、制动及换向等，都需要通过操纵机构来实现。设计机床时，一般是把主传动系统的设计方案与操纵机构同时加以考虑。(8)润滑与密封装置为了保证主传动系统的正常工作，必须要良好的润滑与密封装置，防止出现漏油、漏水和漏气现象。(9)箱体各机构和传动件的支承均装入箱体中，并保证他们相互位置的准确性。机床主传动系统与整台机床技术经济指标有密切的关系。例如机床的主轴转速范围、转速级数及电动机功率将直接影响这台机床的使用范围；主轴组件的精度、刚度、抗震性及温升对加工质量有重要的影响；同时，主传动系统与机床的效率

7、、操作、调整、制造以及成本都有密切的关系。 一般应满足下列的几项要求：a.机床的主轴须有足够的转速范围和转速级数（对于主传动系统为直线运动的机床则为直线速度的变速范围和变速级），以便满足实际使用要求。b.主电动机和全部机构要能传递足够的功率和扭矩，并具有较高的传动效率。c.执行部件（如主轴组件）须有足够的精度、刚度、抗震性以及小于许可限度的热变形。d.操纵要轻便灵活、迅速、安全可靠，并须便于调整和维修。e.结构简单、润滑与密封良好，便于加工和装配，成本低。第二章.总体设计2.1变速箱总体结构方案的拟定 机床变速箱用于使主运动的执行零件（如：主轴、工作台、滑枕等）变速、启动、停止和改变运动方向等

8、。因此，变速箱所包含的机构大致为：作为传动连接用的定比传动副，变速机构启动后停止以及换向机构，制动机构，操纵机构和润滑装置等。 机床总体的布局大概可以设置为电机在下方，主轴在上方，采用展开式的方式布局。2.2设计要求本次设计的是普通型铣床主轴变速箱。主要用于加工平面。主参数如下设计要求：工作台宽度为320mm，主轴转速级数Z=18级，主轴正传12级，反转6级。2.3参数确定1.确定公比根据选用标准公比的一般原则和经验资料故对于通用机床，为使转速损失不大，机床几个又不过于复杂，一般取中等的标准公比。即=1.41或者=1.26，本次设计中，根据有关计算资料取=1.41。2确定主轴转速根据值，可以确

9、定出其派生的转速数列如下：45 ，63，90，125 ，180 ，250，355，500 ，710 ，1000 ，1400 ，2000 .2.4工艺特性1） 工艺范围：卧式铣床质量稳定，操作方便，性能可靠。卧式铣床可用各种圆柱铣刀、圆片铣刀、角度铣刀、成型铣刀和端面铣刀加工各种平面、斜面、沟槽等。如果使用适当铣床附件，可加工齿轮、凸轮、弧形槽及螺旋面等特殊形状的零件，配置万能铣头、圆工作台、分度头等铣床附件，采用镗刀杆后亦可对中、小零件进行孔加工。2）工作台宽度：B=320mm4）切削用量：ap=26mm f=0.30.6mm/r5）变速范围：=44.442.5主电机选择现以确定粗铣时的切削用

10、量为例设计1）确定背吃刀量和进给量f，根据切削加工简明实用手册表8-94和表8-95，取=4mm =0.38mm/z 2）确定切削速度，查表8-99取3）计算机床功率铣削力 则切削功率的计算 主传动总效率一般为0.700.85，取较大值 根据机械设计课程设计手册表12-1 Y系列（IP44）电动机的技术数据,Y系列（IP44）电动机为一般用途全封闭自扇冷式笼型异步电动机，具有防尘埃、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，B级绝缘，工业环境温度不超过+40，相对湿度不超过95%，海拔高度不超过1000m，额定电压380V，频率50Hz。适用于无特殊要求的机械上，如机床，泵，风机，搅拌机，运输机，农

11、业机械等。根据以上要求，选取Y132M-4型三相异步电动机，额定功率7.5kW,满载转速1440r/min，额定转矩2.2，质量,81kg。2.6.操纵性能一些基本要求 1.具有皮带轮卸荷装置 2.主轴的变速由变速手柄，和滑移齿轮完成 第三章传动方案的设计 机床的主传动系统是用来实现机床的主运动的，它与机床的传动方案和总体布局有关，对于机床的使用性能、结构和制造成本都有明显的影响。因此在设计机床的过程中必须给予充分重视，以便制定出既满足使用要求有经济合理方案。 已知电机额定功率为7.5KW，n=45，n=2000。n=1440 ，12级转速 选择传动形式：选择带传动：优点是传动平稳，效率较好，

12、可以有效减少震动引起的误差。变速形式：选择分级变速形式3.1.确定各变速组及其传动副数3.1.1.确定变速组的个数 由于主轴转速为18级的变速系统，有正传12级反转6级。主轴转速为12级的变速系统，因此有两种选择：其一可用三个变速组。其中一个三联滑移齿轮变速组和两个双联滑移齿轮变速组；其二可用两个变速组，即四联和三联滑移齿轮变速组。 3.1.2确定变速组传动副数目实现18级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合：结构网或结构式可以用来分析和比较机床传动系统的方案。结构网与转速图的主要差别是，结构网只表示传动比的相对关系，而不表示传动比和转速的绝对值，而且结构网上代表传动比的射线呈对称分布

13、。结构网也可写成结构式来表示：，式中，l8表示变速级数；3、3、2分别表示各变速组的传动副数；脚标中1、3、9则分别表示各变速组中相邻传动比的比值关系，即变速组级比指数。因为存在12级正传6级反转，6级反转可以包含在12级正传里面。主轴转速为12级的变速系统设计如下。结构式为，要实现12级正传，在一扩组中设置两个传动副。1） 确定变速组扩大顺序：通过以上分析，所以结构式为12=2*3*2的传动副组合，根据级比指数分配应“前密后疏”的原则，其传动组的扩大顺序又可以有以下形式： 12=21*32*26 其中六级反转包含在内。2） 检验最后扩大组的变速范围。结构式12=21*32*26，最后扩大组的

14、变速范围为r1=x1(P1-1)= 1.416=8，允许因此，结构式方案确定为12=12=21*32*26 。由此确定了变速组为三联滑移齿轮变速组3.2.绘制转速图根据传动结构的选择原则，12级转速可写为结构式，则转速图为 =1.41 12=12=21*32*263.3.齿轮齿数的确定3.3.1.确定齿数注意事项：（1） 齿轮的齿数和Sz应小些，以免加大两轴之间的中心距，使机床结构庞大，一般推荐齿数和Sz100120 (2) 避免最小齿轮产生根切现象，机床变速箱中，对于标准直齿圆柱齿轮，一般取最小齿数Zmin1820(3) 齿轮的齿槽到孔壁或键槽的壁厚a2m（m为模数）,保证足够的强度，以避免

15、出现断裂现象。（4） 采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大和次大齿轮之间的齿数差应大于4，以保证滑移时，齿轮外圆不相碰。3.3.2.齿轮的选定则确定各传动之间的齿数基本组 第一扩大组 第二扩大组 3.4.完成转速图 图3-1 (1)转速图的概念 图3-1是主传动系统的转速图。主轴转速范围为452000转/分，公比=1.41，转速级数Z=12，电动机转速n0的1440转/分。从转速图上可以看出：a.距离相等的一组竖直线代表主传动系统（或变速箱）中各传动轴，从左向右依次标注电机轴、与传动系统图上各传动轴相对应，其中IV轴即主轴。通常，电动机轴是以最左面一条竖直线表示

16、。应该指出，在转速图上的竖直线间的距离相等，并不表示各轴的中心距相等，其目的是在于是图画清晰。b.距离相等的一组水平线与竖直线（即传动轴）相交，得相应的黑点，代表各轴所具有的转速。在主轴上具有12种转速：45 ，63，90，125 ，180 ，250，355，500 ，710 ，1000 ，1400 ，2000 .转/分。由于该铣床转速是以公比=1.41的等比系列，因此，两相邻转速之间具有下列关系：，两边取对数，得： 因此，若将转速图上的竖直线坐标取为对数坐标时，则任意相邻两转速相距为一格，即一个。因此代表各级转速的水平线的间距相等。为了方便使用，习惯上在转速图上不写对数符号，而直接写出所对应

17、的转速值。还应指出，相邻两转速如n2和n1相差一格，即，表示他们之间相差倍。 c.图2-1转速图上相邻两轴间对应转速的连线，表示一对传动副（如皮带、齿轮等）的传动比。传动比的大小以代表该传动副的连线倾斜方向和倾斜程度来表示。连线向右下方倾斜为降速传动；向右上方倾斜为升速传动；水平线则为等速传动。如在此铣床中，电动机轴与I轴间有一对齿轮传动，是用电机轴上的1440转/分与I轴上的1000转/分两点连线来表示，由图可见，连线是向下斜一格，即为降速传动，其传动比i=；I-II轴间有三对齿轮传动，在转速图上是用一条水平线和两条向下斜的连线来表示，故连线水平；=，向下斜一格；，向下斜两格。II-III轴

18、间有两对齿轮传动，即，向下斜三；向上斜一；向下斜三。III-IV，连线向上斜两格，则为升速传动，向下斜四格。且用互相平行的连线来表示这对齿轮传动，即这对齿轮在变速中使用了几次，由此可知，在转速图上两轴之间相互平行的连线是代表同一传动副。综上所述，转速图可以清楚的表示主轴的各级转速的传动路线、主轴得到这些转速所需要的变速组数目及每个变速组中的传动副数目、各个传动比的数值；传动轴的数目，传动顺序及各轴的转速级数与大小。因此，在设计机床时，通常把转速图作为分析和设计机床分级变速系统的重要工具。(2)转速图的基本原理由图2-1可以看出，铣床主轴的12级转速是通过两个变速组传动得到的。各变速组的传动副数

19、分别为2、3、2，即主轴的转速级数为Z=232=12。其中电机I轴间的起降速作用，使I轴得到一种固定的转速，称为定比传动；I轴到IV轴（主轴）之间变速组串联所组成的变速机构，通过不同啮合位置的齿轮传动以改变各传动轴间的转速，使主轴得到12种连续的等比数列的转速。下面分析一下各变速组的传动比与使主轴得到等比数列的转随之间的内在联系。为了便于分析，将传动系统中的三各变速组按传递的顺序分别变速组a、b、c。a.第一变速组（变速组a）有两对齿轮传动副，其传动比为 = = 则： :=:由此可见，在变速组a中的两个传动比连线之间相差均为一格，即相邻转速相差倍的关系，就是说通过两个传动比使轴得到两种转速，也

20、是以为公比的等比数列。这说明变速组a是基本组。通常将变速组的相邻传动比之比称为级比，而组内相邻两传动比相距的格数称为级比指数，用x来表示。式中的，称为变速组的级比指数为1。b.第二变速组（变速组b）有三对齿轮传动副，其传动比为： = = = 由此可见，在变速组b中的三个传动比之间相差为三格和一格，即相差3倍关系，通过这三个传动比使轴得到6种连续的等比数列的转速，这个变速组起了在基本组的基础上第一次扩大的作用，称为第一扩大组，其级比指数。如转速图所示，基本组中三个传动副最上和最下的两个传动比连线相差为两格，使II轴上得到三种转速，若再扩大转速范围，就要通过一扩组的两个传动副，使III轴上得到6种

21、转速，这时第一扩大组相邻两个传动比必须拉开三格，即相差3倍，也就是说其级比指数，而这个数值同基本组的传动副数有关，即等于基本组的传动副敷，若基本组的传动副数位p0，则一扩组的指数x1应为p0，即相邻传动比之间相差p0倍，这就是一扩组传动比的内在规律。c.第三变速组（变速组c）有两对齿轮传动副，其传动比为 = =则： :=:1这说明该变速组两个传动比之间相距为6格，因此通过它变速后，在V轴(主轴)上可以得到322=12种连续的等比数列的转速，即从III轴上的6种转速，再扩大为IV轴上的12种转速。这个在基本组和第一扩大组基础上，进步扩大转速范围的变速组称为第二扩大组。同样，从转速图上可以看出：在

22、第一扩大组(变速组b)中最上与最下两个传动比连线相距为3格，若进一步扩大转速范围，使IV轴得到12种连续的等比级数的转速，则第二扩大组(变速组c)的两个传动比必须拉开6格，其级比指数x=6。而这个数值同基本组和第一扩大组的传动副有关，即等于基本组与一扩组传动副数的相乘积(32=6)。若基本组的传动副数为p0，第一扩大组的传动副数为p1，则第二扩大组的指数，即相邻传动比之间相差倍，这是第二扩大组中传动比的内在规律。若机床还需要第三、第四、次扩大转建范围，则有第三、第四、扩大组。综上所述，可以得出下面结论：机床的传动系统，通常是由几个变速组串联所组成的，其中以基本组为基础，然后通过第一、第二、扩大

23、组把各轴的转速级数和变速范围逐步扩大，若各变速组中相邻传动比之间遵守该基本原理，则机床主轴得到的转速数列是连续而不重复的等比数列。这样的传动系统一般称为常规传动系统。3.5.校核主轴转速误差齿轮齿数确定后，主轴的各级实际转速即确定，它与主轴的标准转速总会产生一定得误差，应满足：结果见下表：标号计算式误差允许值结论10.42%4%合格21.25%4%合格30.23%4%合格41.06%4%合格50.88%4%合格61.83%4%合格71.20%4%合格80.94%4%合格90.52%4%合格101.36%4%合格111.45%4%合格120.32%4%合格 第四章.三角带传动设计 由于带是靠摩擦

24、传递动力，带与轮槽间会有打滑，亦可因而缓和冲击及隔离震动，使传动平稳。本设计用电机输出轴的定比传动。带的选择和计算电动机转速n=1440r/min,传递功率P=7.5KW,传动比i= = =1.44.1-1确定计算功率 取1.1，则1-2选取V带型 根据小带轮的转速和计算功率，查相关资料的，应选B型带。查表小带轮基准直径,。验算带速成其中 -小带轮转速，r/min；-小带轮直径，mm，合适。1-3确定带传动的中心距和带的基准长度设中心距为,则 055（）a2（）于是 208.45a758,初取中心距为400mm。带长 查表取相近的基准长度，得。带传动实际中心距1-4验算小带轮的包角 一般小带轮

25、的包角不应小于。 。合适。1-5确定带的根数 其中： -时传递功率的增量； -按小轮包角，查得的包角系数； -长度系数；为避免V型带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于10。 1-6计算带的张紧力 其中： -带的传动功率,KW； v-带速,m/s； q-每米带的质量，kg/m；取q=0.17kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 1-7计算作用在轴上的压轴力 第五章.主传动系统的布局5.1 齿轮的布置初步确定了转速图和齿轮齿数之后，合理地布置齿轮排列方式，是一个比较重要的问题。它将直接影响到变速箱的尺寸、变速操纵的方便性以及结构实现的可能性等。(1)滑移齿轮的轴向布

26、置变速组中的滑移齿轮最好布置在主动轴上，因其转速一般比被动轴的转速高，因此，可使滑移齿轮的尺寸小，重量轻，操纵省力；但由于具体结构要求，有时则须将滑移齿轮放在被动轴上。为了变速操纵方便，还可以将两个相邻变速组的滑移齿轮放在同一根轴上。在一个变速组内，须注意当一对齿轮完全脱开啮合之后，另一对齿轮才能开始进入啮合，就是说两个固定齿轮的间距，应大于滑移齿轮的宽度，如图4-1所示，其间隙为14毫米(通常为12毫米)。 图4-1 滑移齿轮轴向布置 图4-2 双联滑移齿轮轴向排列图4-3 三联滑移齿轮轴向排列（2）一个变速组内齿轮轴向位置的排列齿轮在轴向位置的排列，如没有特殊情况，应尽量缩短轴向长度。滑移

27、齿轮的结构通常有窄式和宽式两种，一般窄式排列(即滑移齿轮轴向尺寸窄小)所占用的轴向长度较小。图4-2左图所示的两级变速组占用的轴向长度L4b。其中L为齿轮变速组在轴上所占有的空间长度；b为一个齿轮的齿部宽度。图4-3左上图所示的三级变速组占用的轴向长度L7b。如按图4-2右图和图4-3右上图所示的宽式排列，则占用的轴向长度较大，以致在相同的负荷条件下，轴径须加粗，从而使轴上小齿轮的齿数增加，相应使齿数和及径向尺寸加大，因此，一般不希望采用宽式排列。三联滑移齿轮的两种排列方式，必须保证同轴上相邻两齿轮的齿数差大于4，才能使滑移齿轮在越过某个固定齿轮时避免齿顶相碰。若相邻齿数差小于4，除了采用增加

28、齿数和的方法(使相邻两齿轮的齿数差增加，此时径向尺寸也加大)、或者采用变位齿轮的方法予以解决外，还可采用如图4-3中图所示的排列方案，让滑移齿轮中的最小齿轮越过同定的小齿轮，即最大齿轮与最小齿轮的齿数差大于4，而其他两个齿轮的齿数差允许小些，但这种排列方法的轴向尺寸较大。（3）缩小径向足寸为了减小变速箱的尺寸，既要缩短轴向尺寸，又要缩小径向尺寸，它们之问往往是相互联系的。a.缩小轴间距离 在强度允许的条件下，尽量选用较小的齿数和，并使齿轮的降速传动比大于1/4，以避免采用过大的齿轮。这样，既缩小了本变速组的轴间距离，又不致妨碍其他变速组轴间距离的减小。b.采用轴线相互重合 在相邻变速组的轴间距

29、离相等的情况下，可将其中两根轴布置在同一轴线上，则径向尺寸可缩小很多，而且减少了箱体上孔的排数，箱体孔的加工工艺性也得到攻善。c.合理安排变速箱内各轴的位置 在不发生干涉的条件下，尽可能要紧凑一些。(5)滑移齿轮的结构形式机床主传动系统中常见的滑移齿轮结构形式有：整体式及装配式，设计滑移齿轮结构，一般应考虑齿轮的工艺方法。为了保证齿轮的导向性良好，滑移齿轮的轮毂长度不应小于(1.21.5)d，d为轴的直径。如图4-4所示。图4-4 滑移齿轮的结构形式5.2轴的空间布置轴系布置的一般是先确定主轴在变速箱中的位置，再确定传动主轴的轴以及与主轴上的齿轮有啮合关系的轴，再确定电动机轴或输入轴的位置，最

30、后确定其他各传动轴的位置。(1)主轴 a.垂直方向（高度） b.水平方向图4-5 主轴的空间位置 -主轴中心在尾架导轨中间，也有稍偏向前导轨的，也有偏向后导轨的，为了降低床身导轨的变形，切削力的方向尽可能在前，后导轨之间， 主轴中心越往后越好，但从便于装卸工件，减轻劳动强度角度来讲，主轴中心越往前越好。一般中型车床取在尾架导轨中央或稍偏后，这样，即便于操作，又可使切削力均匀地作用于刀架的两导轨面上，如图4-5所示。(2)轴的位置a.轴上往往装有摩擦离合器等机构，这些部件的位置安排 应便于调整。b.摩擦离合器工作时，考虑便于冷却与润滑，离主轴部件要远一些，以减少摩擦发热对主轴部件热变形的影响。c

31、.轴的轴端装有皮带轮，而主轴尾架端外伸，布置轴位置时，必须保证两者不会相互碰撞。综合上述，卧式铣床轴一般多安排在变速箱后壁靠近箱盖处。(3)中间各传动轴的位置a.装有离合器的轴：要便于装调，维修和润滑。b.装有制动装置的轴：布置在靠近箱盖或 箱壁处。c.与相关部件有联系的轴：铣床主运动与进给运动间的联系是通过变速箱内的进给运动输出轴联系，它应布置在主轴前下方靠近进给箱处。5.3绘制系统传动简图、第六章主要零件的计算6.1齿轮模数的计算 齿轮模数的估算。通常同一变速组内的齿轮取相同的模数，如齿轮材料相同时，选择负荷最重的小齿轮，根据齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条件按金属切削机床设计表7-1

32、7进行估算模数和，并按其中较大者选取相近的标准模数，为简化工艺变速传动系统内各变速组的齿轮模数最好一样，通常不超过23种模数。6.1.1计算主轴转速为了使传动件工作可靠，结构紧凑，对传动件进行动力计算。主传动系统中主轴及传动件的尺寸，主要是根据它所传递的扭矩大小来决定，扭矩大，结构尺寸就大；扭矩小，则结构尺寸就可缩小。传动件传递扭矩大小与它所传递的功率N和转速n两个因素有关。按传递全部功率时的转速中的最低转速进行计算，即可得出该传动件需要传递的最大扭矩。传递全部功率时的最低转速，则称为该传动间的计算转速。6.1.2.主轴计算转速的确定主轴计算转速是主轴传递全功率(此时电动机为满载)时的最低转速

33、，从这一转速起至主轴最高转速间所有转速都能够传递全部功率，而扭矩则随转速的增加而减少，此为恒功率工作范围；低于主轴计算转速的各级转速所能传递的扭矩与计算转速下的扭矩相等，它是该机床的最大传递扭矩(功率则随转速的降低而减少)，此为恒扭矩工作范围。 主传动功率和扭矩变化图本铣床的主轴转速级数Z=12，其转速图见图2-1，则主轴的计算转速：n=125 转/分。在转速图上以黑点表示。6.1.3其他传动件计算转速的确定主轴从计算转速起至最高转速间的所有转速都传递全部功率，因此，实现上述主轴转速的传动件的实际工作转速也传递全功率，传动轴的计算转速就是其传递全功率时的最低转速。当主轴的计算转速确定后，就可以

34、从转速图上确定传动轴的计算转速。确定的顺序通常是由后往前，即先定出位于传动链后面(靠近主轴)的传动轴的计算转速，再顺次由后往前定出传动链前面的传动件的计算转速。一般可先找出该传动轴共有几级实际工作转速，再找出其中能够传递全功率时的那几级转速，最后确定能够传递全功率时的最低转速，即为该传动轴的计算转速。a.III轴的计算转速：从转速图上可以看出:主轴在125转分(计算转速)至2000转分(最高转速)之间的所有转速都传递全功率。此时，III轴若经齿轮副22:86传动主轴，它只有在5001000转分转速时才能传递全功率；若经齿轮副72:36传动主轴，1801000转分的转速都传递全功率，因此，其最低

35、转速180转分即为轴的计算转速。同理可得:II轴计算转速为：500转分，I轴计算转速为1000转分 根据金属切削机床设计实现主轴转速的其他传动件的实际工作转速也传递全部功率，就是其传递全部功率时的最低转速。据此，可以确定各轴的计算转速如下：轴序号主轴计算转速(r/min)1000500180125最小齿轮的计算转速如下：轴序号及最小齿轮齿数1（24）2（22）3（22）主轴计算转速（r/min）10005005001256.1.4各轴和齿轮的传递功率 其中由电机到该传动件个传动副的效率相乘，但不乘入该轴承的效率，由机床设计手册可以查出，计算各轴的传递功率。6.1.5齿轮模数的初步计算 在同一变

36、速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最重的小齿轮， mj=16300查阅金属切削机床设计一书表4-7，考虑到机床所传递的功率取齿轮材料为40Cr，热处理方式为整淬（C48）；接触应力=1250MPa 按接触疲劳计算齿轮模数m，查表计算可得k1=1.04、k2=1.3、k3=1.31-2轴 取m=8, Z1=24，i=2，nj=1000, pj=7.2 则由上面的公式得 mj=2.4, m=2.5mm2-3 取m=10, Z1=22，i=2.82，nj=500, pj=7.05 则由上面的公式得 mj=2.7, m=3mm3-主轴 取m=8, Z1=22，i=4，nj=180, pj=6.91 则由

37、上面的公式得 mj=2.8, m=3mm齿顶圆直径 ； 齿根圆直径；分度圆直径 ； 齿轮的具体值见表：z1z2z3z4z5z6z7 z8z9z10z11z12z13z14齿数2448304222625030285622867236模数2.533分度圆直径561009210590906618612612666258216108齿顶圆直径da611059711095957219213213272264222114齿根圆直径df49.898.890.898.888.888.858.5178.5118.5118.558.5250.5208.5100.56.2传动轴直径的估算：确定各轴最小直径根据【5】

38、公式（7-1），并查【5】表7-13得到取1. 轴的直径：取取轴的直径：取取轴的直径：取 取其中：P-电动机额定功率（kW）；-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；-该传动轴的计算转速（）； -传动轴允许的扭转角（）。6.3各轴间的中心距的确定：；6.4齿宽的确定 由公式得：轴主动轮齿轮；轴主动轮齿轮；轴主动轮齿轮一般一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应主动轮比从动轮齿宽大6.5齿轮强度校核：计算公式1校核a传动组齿轮校核齿数为24的即可，确定各项参数 ,n=1000r/min,确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得使

39、用系数确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称 ,查机械设计得确定齿间载荷分配系数: 由于是直齿轮，则确定动载系数: 查表得 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。校核b传动组齿轮和c传动组齿轮同上,可得取得合适.6.6主轴设计（1）主轴前轴颈直径的选取 一般按机床类型、主轴传递的功率或最大加工直径，由参数表选取。铣床当功率为7.5KW时，主轴前轴颈直径约为90105mm，选为90mm。主轴后轴颈直径=0.9=81mm， 取=81mm。（2）主轴内孔直径d的确定 很多机床的主轴是空心的，内孔直径与其用途有关。铣床主轴内孔可通过拉

40、杆来拉紧刀杆。为不过多的削弱主轴的刚度，铣床主轴孔径d可比刀具拉杆直径大510mm。根据经验公式可知：d=(50%60%)=(3542)mm,此处取d=35mm, =0.4. 当小于0.3时，空心主轴的刚度几乎等于实心主轴的刚度，等于0.4时，空心主轴的刚度为实心主轴的90%，小于0.7时，空心主轴的刚度急剧下降，所以d=35mm是合适的。（3）主轴前端悬伸量a的确定 主轴前端悬伸量a是指主轴前端面到前轴承径向反力作用中点（或前径向支承中点）的距离。它主要取决于主轴端部的结构，前支承轴承配置和密封装置的形式和尺寸，有结构设计确定。由于前端悬伸量对主轴部件的刚度、抗振性的影响很大，因此在满足结构

41、要求的前提下，设计时应尽量缩短该悬伸量。此处我们选a为100mm.（4）主轴主要支承间跨距L的确定 合理确定主轴主要支承间的跨距L，是获得主轴部件最大静刚度的重要条件之一。支承跨距过小，主轴的弯曲变形固然较小，但因支承变形引起主轴前端的位移量增大；反之，支承跨距过大，支承变形引起主轴前端的位移量尽管减小了，但主轴的弯曲变形增大，也会引起主轴前轴端较大的位移。因此存在一个最佳跨距，在该跨距时，因主轴弯曲变形和支承变形引起主轴前轴端的总位移量为最小。一般会不断降低，主轴主要支承间的实际跨距L往往大于上述最佳跨距，此处选L=3a=300mm.6.6.1轴上零件的定位（1）零件的轴向定位 轴上零件的轴

42、向定位是以轴肩、套筒、轴端挡圈、轴承端盖和圆螺母等来保证。轴肩分为定位轴肩和非定位轴肩，轴肩处易产生应力集中，而且轴肩过多也不利于装配，因此，轴肩定位多用于轴向力较大的场合，套筒定位因为不影响轴的疲劳强度，一般用于轴上两个零件之间的定位。若两零件的间距较大或转速较高时，都不宜采用套筒定位。轴端挡圈适用于固定轴端零件，可以承受较大的轴向力。为了防止轴端挡圈转动造成螺钉松脱，可加圆柱销锁定轴端挡圈。圆螺母定位可承受大的轴向力，但轴上螺纹处有较大的应力集中，故一般用于固定轴端的零件，当轴上零件间距离较大不宜使用套筒定位时，也常采用圆螺母定位。（2）零件的周向定位周向定位的目的是限制轴上零件与轴发生相对转动。常用的周向定位零件有键、花键、销、紧定螺钉以及过盈配合等，其中紧定螺钉只