普通卧式升降台铣床变速箱设计毕业设计论文.doc

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1、摘要本次设计主要是对普通卧式升降台铣床的主轴箱的设计，设计的内容包括运动设计，动力设计，结构的设计。 在运动设计中，根据给定的机床参数，用途，分析典型工艺的切削用量，拟定传动方案，确定结构形式，画转速图，并演算转速误差，画传动系统图，计算带轮直径和齿轮齿数。在动力设计中，根据电动机功率，确定各传动件的计算转速，估算各轴经，齿轮模数，确定齿轮结构尺寸；完成装配草图后，验算主要传动件的刚度和寿命。其中对主轴箱中的主轴做了详细的设计。在结构设计中主要对传动轴系，变速机构，主轴组件，操纵机构，换向和制动装置，箱体，润滑和密封等的布置和结构进行设计，然后将各主要零件的图绘制出来。关键词：主轴箱，机构，齿

2、轮，模数。Abstract The design is a horizontal platform for ordinary milling machine spindle box design, the design includes campaign design, power design, structural design. Design in motion, according to a given machine parameters, uses, analysis of a typical cutting process, the development of transmis

3、sion to determine the structural form, map drawing speed, and speed calculation error, painting transmission map, calculate the diameter of pulley and gear teeth . Design power, according to motor power, transmission case to determine the calculation of the speed estimated by the shaft, the gear mod

4、ule to determine the size of gear; the completion of the assembly after the draft, check the stiffness of the main transmission case and the life. One of the main axis of the spindle box design in detail. In the structural design of the main line of the shaft, speed change mechanism, the spindle com

5、ponents, manipulation of institutions, and for the brake, tank, such as lubrication and sealing of the layout and structure design, and then all the major mapping out parts . Key words: spindle box, institutions, gears, modulus目录摘要IAbstractII绪论- 1 -第一章 运动设计- 2 -1.1传动方案设计- 2 -1.2根据给定参数计算转速调速范围- 2 -1.

6、3主轴转速数列公比- 2 -1.4确定结构网和结构式- 2 -1.5 绘制转速图- 3 -1.5.1分配总降速传动比- 3 -1.5.2绘制转速图- 3 -1.6确定变速组齿轮齿数- 4 -1.6.1确定齿轮齿数时应注意以下几点：- 4 -1.6.2齿轮的轴向布置- 4 -1.6.3绘制传动系统图- 4 -1.7带轮设计- 6 -1.7.1确定计算功率:- 6 -1.7.2选择三角带的型号:- 6 -1.7.3确定带轮直径- 6 -1.7.4核算胶带速度V- 6 -1.7.5初定中心矩- 6 -1.7.6计算胶带的长度- 7 -1.7.7核算胶带的弯曲次数- 7 -1.7.8计算实际中心距-

7、7 -1.7.9核算小带轮的包角- 7 -1.7.10确定胶带的根数Z- 7 -1.7.11大带轮结构- 8 -1.8主传动系统中应注意的问题- 8 -1.8.1传动比选用- 8 -第二章 动力设计- 9 -2.1传动件的估算- 9 -2.1.1传动件的计算转速- 9 -2.1.2计算各传动轴的输出功率- 9 -2.1.3计算各传动轴的扭矩- 10 -2.1.4其他轴径设计- 10 -2.1.5主轴组件设计- 10 -2.1.6齿轮模数的估算- 19 -2.1.7各级转速校核- 20 -2.1.8齿轮模数的验算- 20 -2.1.9低速轴键校核- 24 -2.2轴承的选取- 26 -2.2.1

8、主轴轴承的选择- 26 -2.2.2其他轴轴承的选择- 29 -第三章 结构设计- 30 -3.1设计内容要求及顺序- 30 -3.1.1 设计内容及要求- 30 -3.2设计顺序- 30 -3.3主轴组件设计- 30 -3.3.1主轴组件机构设计- 30 -3.3.2主轴支承结构- 31 -3.3.3主轴结构- 31 -3.3.4键的设计- 31 -3.4齿轮块设计- 32 -3.4.1齿轮精度等级的选择- 32 -3.4.2齿轮的结构- 32 -3.5主轴零件工作图- 32 -3.6展开图尺寸和配合等标注- 32 -3.7螺钉联接的设计- 33 -3.7.1设计要求- 33 -3.7.2根

9、据设计要求计算：- 34 -3.7.3螺钉的强度计算与校核- 34 -3.8 密封件设计- 34 -3.8.1密封件的作用及其意义- 34 -3.8.2密封的分类及密封件的材料要求- 34 -3.8.3防尘圈设计要求- 35 -致谢- 36 -参考文献：- 37 -绪论机床是装备工业的基本生产手段，机床工业是关系国计民生、国防建设的基础工业和战略性产业，在世界范围内备受各方密切关注。我国机床工业在国家正确方针政策指引下，经历经济恢复时期及“十五”计划阶段，特别是改革开放20年来的艰巨努力，建立起较大的规模、较完整的体系，奠定了有利的技术基础，具备相当的竞争实力。整体上说，我国机床工业已跨入世界

10、行列的第一方阵。现就总量供给能力、产品品种阵营及性能水平、研发实力及技术开拓、企业管理中信息技术应用状况等主要方面，试作某些分析。 近年来，随着我国国民经济迅速发展和国防建设的必要强化，国家装备制造业对机床这种基础性、战略性生产制造手段，提出了大量急迫的需求。就在2002年，我国机床市场消费金额已经上升到59亿美元，跃居世界第一位，一定程度上体现出我国机床工业在总量供给方面的能力不凡。 回顾我国机械制造业的基础装备供应的历史情况，根据全国工业普查资料,50年来经过更新后的机床拥有量约378万台，其中金切机床294万台，锻压机床84万台，拥有量中我国自供装备占绝大部分；包括重型超重型金属切削机床

11、与锻压设备、高精度精密机床与数控机床、上千条自动半自动生产线。以装备重大工程项目为例，当年在遭受禁运与封锁的环境下，为了装备一个年产10万辆载重汽车（包括军用）的工程项目，机床工业全力以赴,提供了按台数计占96（按投资金额计占80）的各种装备：包括专机及30条自动生产线共7664台（套、线），受到小平同志的赞许，称为“聚宝盆”。 对于我们这样一个泱泱大国，必须从各个方面确保国家的独立自主地位，机床工业作为基础工业过去已为之努力，今后更应继续做出贡献。随着科学技术发展及人民生活水平提高，制造业面对的是制造对象更新频率加快，加工对象个性化突出，因而对提供加工制造装备的机床工业，同样是要求产品品种多

12、样化，这也成为衡量一个国家（地区）机床工业综合实力的重要标志。近年来，我国机床工业受市场需求的驱动，全行业千方百计研究开发新产品，近年，年开发自主版权新品达四百余种左右，截至2002年底，全国更新后的机床品种，累计可供近3500种（特别是数控及其他高新技术产品达1500种），这在世界范围也是位居前列的。我国锻压设备、电加工等特别加工设备、齿轮加工设备可以说品种齐全、性能优越、颇具特色。 锻压机械方面的代表性产品有：济南第二机床厂一直处于国际先进行列的成系列机械压力机，压力吨位已经由20000kN扩展到63000kN，属于国际前沿，先后为美国通用汽车公司提供的7条冲压自动线在美国市场上引起强烈反

13、响；上海锻压机床厂为一汽研制的自重860t、压制12m汽车大梁、压力吨位达50000kN的液压机，在国外企业中具有同一水平的只有德。日三家；天水锻压机床厂为西气东送开发的大口径钢管生产线和电力西电东输提供的30000kN14m数控液压折弯机和20000 kN液压制管机，在国际上也是屈指可数的。 第一章 运动设计1.1 传动方案设计（选择集中传动方案）集中传动适用于中，大型机床，其优点是结构紧凑，便于集中操作，箱体数目少，利于降低制造成本；缺点是变速箱内传动件运转所产生的震动和热量会直接传给主轴，影响机床的加工精度。扩大变速范围常有增加传动组数（一般不采用），采用背轮机构及分支传动形式。采用背轮

14、机构，高速时直接传动主轴，效率高；低速时经背轮机构减速后传动主轴，能满足降速的要求。设计时应注意高速时要确保背轮的两对齿轮都脱开，以防止背轮告诉空转。1.2 根据给定参数计算转速调速范围，转速调速范围=1800/40=451.3主轴转速数列公比1.4确定结构网和结构式通常各变速组传动副遵循“前多后少”的原则，最后变速组传动副数宜为2，各变速组的级比指数按“前小后大”原则，特殊情况：如1轴上设换向摩擦了和器时，为减小轴向尺寸，第一变速组传动副数常取2；若选双速电动机，电变速组相当于机械变速组2对传动副，其扩大顺序与传动顺序不一致。所以确定结构网和结构式：。1.5 绘制转速图 1.5.1分配总降速

15、传动比 该机床主传动系统的总降速比取变速组最小降速比为，则3个变速组可达到，满足要求。1.5.2绘制转速图 根据拟定转速图的原则，取，转速图绘制如下:1.6确定变速组齿轮齿数1.6.1确定齿轮齿数时应注意以下几点： 齿数和的极限值。当40时，应满足齿轮齿数1820，并保证传动平稳；当（100120）时，中型机床主轴传动齿轮齿数和宜取70100，使两轴间有适宜的中心局，便于选轴承和分配齿轮齿数，防止发生干涉（轴承之间或齿轮和其他零件之间）。 保证强度和防止热处理变形过大各传动轴上最小齿轮的齿根圆到键槽顶部的壁厚2 m，式中，m为齿轮的模数，单位为mm。 防止各种碰撞和干涉。为保证三联齿轮在轴上顺

16、利的滑移，相邻两个齿轮齿数差应大于4；若齿轮数差小于4时，齿轮左移时将与齿轮的齿顶相碰而难以变速，此时可以将轴向尺寸从7b增大到9b来解决。超差时应根据误差的正负及英气误差的主要环节，重新调整齿数，符合转速数列要求。1.6.2齿轮的轴向布置 在确定各变速组的齿轮在轴上的排列方式及其结构形式时，应考虑变速箱的结构尺寸（轴向和径向），齿轮结构及其变速操纵的方便性等。当主轴变速箱内的轴向尺寸较小时，变速组内齿轮可采用窄式排列方案，两个相邻变速组内的齿轮可采用交错排列，单公用或双用齿轮或采用双速电动机。通常变速组中的滑移齿轮安排在转速的轴向排列上，可以使滑移齿轮尺寸小，重量轻，操纵省力等。注意：在变速

17、齿轮的轴向排列时，必须满足一对齿轮完全脱开啮合之后，另一对齿轮才能进入啮合；当轴向尺寸较大时也可以采用宽式排列或者平行顺序排列的方式。1.6.3绘制传动系统图 根据机械制图 机构运动简图符号绘制，按传动顺序画出电动机经各传动轴至主轴的传动系统。传动轴上齿轮的轴向位置与展开图相对应（并应符合齿轮变速滑移条件）画出轴承符号，标注轴号，齿轮的齿数及模数，带轮直径，电动机型号，功率和转速。 先计算第一扩大组的齿轮的齿数第一扩大组的降速比分别为：， 故齿数最小的齿轮在降速比为之中，查表取，则，则，基本组的降速比分别是：，故齿数最小的齿轮在降速比为之中，查表有，则，第二扩大组的降速比分别是，故齿数最少的齿

18、轮在之中，查表有，则，传动系统图如下：传动系统图a1轴的转速。1轴从电动机得到运动经传动系统使主轴具备各级转速。考虑到传动件在告诉运转下恒功率工作时所受的转矩最小，所以1轴转速不宜太低；当1轴上设置摩擦离合器类组件时，高速时摩擦，损耗发热都会增大，故1轴转速也不宜太高，一般电动机转速和主轴最高转速相接近。此外要注意电动机与1轴间的传动方式，如用V带传动时降速比不宜太大，以防止大带轮与主轴尾端相干涉。b中间轴的转速。其原则是妥善解决结构尺寸大小与噪音，振动等性能要求之间的矛盾。如采用先升后降得传动时，各中间轴转速较高，轴及齿轮传递的转矩小，轴径和齿轮模数也相对较小，轴径和齿轮模数也相应较小，结构

19、紧凑，但空载功率和噪音较大。当齿轮线速度8m/s,主传动齿轮选用7级精度时，可适当提高中间轴转速；对高速轻载精密机床，中间轴转速宜取低一些。c齿轮传动比的极限值。主传动系统中升速传动时2，以防止振动和噪音的增加；降速传动时1/4，以免从动齿轮直径过大而导致结构庞大。在分配好各变速组最小传动比之后，再按级比规律确定个变速组中各传动副的传动比，绘制完整的转速图。1.7带轮设计1.7.1确定计算功率: ,K为工作情况系数，可取工作8小时，取K=1.0 。1.7.2选择三角带的型号: 由和查表选择B型带。1.7.3确定带轮直径取，则。1.7.4核算胶带速度V 。1.7.5初定中心矩，圆整取458mm。

20、1.7.6计算胶带的长度 取。1.7.7核算胶带的弯曲次数 。1.7.8计算实际中心距，圆整取476。1.7.9核算小带轮的包角 。1.7.10确定胶带的根数Z，。 ，取三根带。1.7.11大带轮结构如下图所示：大带轮1.8主传动系统中应注意的问题1.8.1传动比选用 选用极限传动比和1/4，可获得最大的变速范围和减少传动件数，但会导致齿轮和箱体尺寸加大，齿轮线速度加大，容易产生震动和噪音，使精度要求提高。因此，应慎重选用极限传动比。一般常用在最后变速组。从系统的角度范围考虑，宁可适当增加串联传动组的数目，或用并联式的分支传动满足变速范围的要求，而避免用极限传动比的传动副。 对于升降台式铣床，

21、主传动部件布置在床身内，其空间很大，而且主轴上大齿轮起着飞轮的作用，因此，最后变速组中常采用最小传动传动比1/4。第二章 动力设计 传动方案确定后进行结构设计，即确定个零件的实际尺寸以及在轴上的位置。为此应先估算传动件的尺寸，如传动轴的直径，齿轮模数，V带型号及带轮直径等，根据估算值选取标准值，计算各传动件尺寸，选用轴承，然后画草图，接着对主要零件进行演算(如齿轮的疲劳强度，主轴的弯曲刚度等)，若满足要求即可画装配图，负责必须进行修改。2.1传动件的估算传动轴应该满足强度和刚度的要求，机床传动系统精度要求较高，为确保轴上的零件正常工作，传动轴的变形应该很小。通常，轴的刚度应满足要求时强度也能满

22、足要求，即只需要计算轴的刚度，不必计算其强度。2.1.1传动件的计算转速 主轴的计算转速：，取主轴的计算转速为125r/min。各轴的计算转速如下：轴序号电23主计算转速（r/min）14501000500177125最小齿轮的计算转如下：轴序号及最小齿轮齿数1（19）2(30)3(27)主(53)计算转速（r/min）10005001801252.1.2计算各传动轴的输出功率 2.1.3计算各传动轴的扭矩 （n.mm） （n.mm）（n.mm）（n.mm）2.1.4其他轴径设计1）先按扭转刚度估算轴的直径，画草图后再根据受力情况，结构尺寸演算弯曲强度轴一：，取带入公式： 有，,圆整取。 轴二

23、：，取带入公式： 有，,圆整取。 轴三：，取带入公式： 有，,圆整取。2.1.5主轴组件设计主轴组件主要包括：主轴、主轴支撑和安装在主轴上的传动件、密封件等，因为主轴带动工件或刀具直接参加工件表面形成运动，所以它的工作性能对加工质量和生产率产生直接影响，是机床最重要的部件之一。1）主轴组件的设计要求：主要体现在如下方面：回转精度： 主轴组件的回转精度,是指主轴的回转精度。当主轴做回转运动时，线速度为零的点的连线称为主轴的得回转中心线。回转中心线的空间位置，每一瞬间都是变化的，这些瞬间回转中心线的平均空单位转移不为理想回转中心线。瞬时回转中心线相对于理想回转中心线在空间位置的距离，就是主轴的回转

24、误差，而回转误差的范围，就是主轴的回转精度。纯径转误差、角度误差和轴向误差，它们很少单独存在。当径向误差和角度误差同时存在构成径向跳动，而轴向误差和角度误差同时存在构成端面跳动。由于主轴的回转误差一般都是一个空间旋转矢量，它并不是在所有的情况下都表示为被加工工件所得的加工形状。主轴回转精度的测量，一般分为三种静态测量、动态测量和间接测量。目前我国在生产中沿着传统的静态测量法，用一个精密的检测棒插入主轴锥孔中千分表触头触及检测棒圆柱表面，以低速转动主轴进行测量。千分表最大和最小的读数差既认为是主轴的径向回转误差。端面误差一般以包括主轴所在平面内的直角坐标系的垂直度，数据综合表示。动态测量是用一标

25、准球装在主轴中心线上，与主轴中心线上，与主轴同时旋转；在主轴同时旋转；在工作台上安装两个互成90度角的非接触传感器，通过仪器记录回转情况。间接测量是用小的切削量用小的切削量回工有色金属试件，然后在圆度仪上测量试件的圆度来评价。出厂时，普通级加工中心的回转精度用静态测量法测量，当L=300mm时允许误差应小于0.02。造成主轴回转误差的原因主要是由于主轴的结构及其加工精度、主轴轴承的选用及刚度等，而主轴及其回转零件的不平衡，在回转时引起的激振力，也会造成主轴的回转误差。因此加工中心的主轴不平衡量要控制在0.4/s以下。、主轴刚度：主轴组件的刚度是指受外力作用时，主轴组件抵抗变形的能力。通常抵以主

26、轴前端产生单位位移时，在位移方向上所施加的作用力大小来表示。主轴组件的刚度越大，主轴受力的变形就越小。主轴组件的刚度不足，在切削力及其他力的作用下，主轴将产生较大的弹性变形，不仅影响工件的加工质量，还会破坏齿轮、轴承的正常工作条件，使其加快磨损，降低精度。主轴部件的刚度与主轴结构尺寸、支撑跨距、所选轴承类型及配置形势、砂间隙的调整、主轴上传动元件的位置等有关。、主轴抗振性：主轴组件的抗振性是指切削加工时，主轴保持平稳的运转而不发生振动的能力。主轴组件抗振性及在必要时安装阻尼（消振）器。另外，使主轴固有频率远远大于激振力的频率。、主轴温升：主轴组件在运转中，温升过高会起两方面的不良结果：一是主轴

27、组件和箱体因热膨胀而变形，主轴的回转中心线和机床其他件的相对位置会有变化，直接影响加工精度；其次是轴承等元件会因温度过高而改变已调好的间隙和破坏正常润滑条件，影响轴承的正常工作。严重时甚至会发生：“抱轴”。数控机床在解决温升问题时，一般采用恒温主轴箱。、主轴的耐磨性：主轴组件必须有足够的耐磨性，以便长期保持精度。主轴上易磨损的地方是刀具或工件的安装部位以及移动式主轴的工作部位。为了提高耐磨性，主轴的上述部位应该淬硬，或者经过氮化处理，以提高硬度增加耐磨性。主轴轴承也需要有良好的润滑，提高其耐磨性。以上这些要求，有的还是矛盾的，例如高刚度和高速，高速和高精度等，这就要具体问题具体分析，例如设计高

28、效数控机床的主轴组件的主轴应满足高速和高刚度的要求；设计高精度数控机床时，主轴应满足高刚度、低温升的要求。同时，主轴结构要保证个部件定位可靠，工艺性能好等要求。、提高主轴组件抗振性的措施：尽量缩短主轴前轴承结构的长度，适当增大跨矩；尽量提高前轴承的刚度和阻尼；提高前轴承的精度，把推力轴承放在前支撑初可提高抗振性；对高速旋转的零件作静、动平衡，提高齿轮、主轴的制造精度都可适当减少强迫振动源；对于非连续切削过程的铣削，滚削等加装飞轮可减少振动；应用阻尼器消耗振动能量是有效的措施；考虑系统的固有频率，避免共振。2）减少主轴组件热变形的措施：把热源移至机床以外。改善主传动的润滑条件。如进行箱外循环润滑

29、，用低粘度的润滑油、油雾润滑等，特别注意前轴承的润滑情况。采用冷却散热装置。例如用热管冷却减少机床各部位的温差,进行热补偿。如可以在结构设计采用一些自动补偿的装置设法使热变形朝不影响加工精度的方向发展。还可以在工艺上减少热变形的影响。如先空运转一段时间再加工。把粗、精加工分开等。3）主轴材料的选择及尺寸、参数的计算：主轴是主轴组件的重要组成部分，它的结构尺寸和形状、制造精度、材料、及其热处理，对主轴组件的工作性能都有很大的影响。主轴结构随系统设计要求的不同而有各种形式。主轴的主要尺寸参数包括：主轴直径、内孔直径、悬伸长度和支撑跨距。评价和考虑主轴的主要尺寸参数的依据使主轴的刚度、结构工艺性和主

30、轴组件的工艺适应范围。主轴直径。主轴直径越大，其刚度越高，但使得轴承和轴上其他零件的尺寸相应增大。轴承的直径越大，同等级精度轴承的公差值也越大，要保证主轴的旋转精度就越困难。同时极限转数下降。主轴后端支撑轴颈的直径可视为0.70.8的前支承轴颈值，实际尺寸要在主轴组件结构设计时确定。前、后轴颈的差值越小则主轴的刚度越高，工艺性能也越好。主轴内孔直径。 主轴的内孔用来安放棒料、刀具夹紧装置固定刀具、传动气动或液动卡盘等。主轴孔径越大，可通过的棒料直径也越大，机床的适用范围就越广，同时主轴部件的相对重量也越轻。主轴孔径的大小主要受主轴刚度的制约。主轴的孔径与主轴的直径之比，小于0.3时空心主轴的刚

31、度几乎与实心主轴的刚度相当；等于0.35时，空心主轴的刚度为实心主轴刚度的90%；大于0.7时空心主轴的刚度急剧下降。一般可取其比值为0.5左右。根据设计要求，此设计选用的主轴材料是45#钢。其热处理及参数如下表表6-1材料热处理硬度（HBS）抗拉强度极限屈服强度极限s弯曲疲劳极限-1剪切疲劳极限-1许用弯曲应力-1 45调质、渗氮21725564035530015560因为选用的主轴电机功率为P=18.5KW，额定转速nc=1500r/min所以主轴功率 p=pc/123=9.53 kw 因为主轴是空心转轴，所以 d1=21.68 . 查表得=1.23 所以d1=21.681.23x21.2

32、3=56.6 又因为此处轴上有一个键槽，所以d1=d(1+5%)=58.98 取d1=60;d2=d1+2a,a为轴肩高度，用于轴上零件的定位和固定，故a值应该稍微大于毂孔的圆角半径或倒角深，通常取a（0.070.1）d1；d2应符合密封件的孔径要求。所以 d2=62mmd3=d2+58mm=73mm。 d4=d3+15mm=75mm。d5=d4+15mm=79mm。d6=d5+2a。a(0.070.1)d1 所以d6=80mm。根据选用的轴承确定d7=98mm，主轴的疲劳强度安全系数校核，危险截面安全系数s的校核计算： s=s （式6-3）_只考虑弯距作用的安全系数；_只考虑扭距作用是的安全

33、系数；s _许用安全系数；在此查表所得s=1.31.5；s= 查表得出-1=270Mpa -1=155Mpa k=1.71 k=1.44 =1.6 =0.78 =0.74，=0.3，=0.21，=， m= M= Wp= 所以：s=1.08s=1.31.5 所以主轴设计符合要求。主轴的轴端结构 主轴的轴端是用于安装夹具和刀具。要求夹具和刀具在轴端定位精度高、定位好、装卸方便，同时使主轴的悬伸长度短。铣床的主轴端部结构，一般采用短圆锥法兰盘式。轴主要精度指标。 前支承轴承轴颈得同轴度约为5m左右；轴承轴颈需要按轴承内孔“实际尺寸”配合，并且需要保证配合过盈1m5m；锥孔与轴承轴颈得同轴度为3m5m

34、，与锥面的接触面积不小于80%，且大端接触较好；装圆柱滚子轴承与轴承内圈的接触面积应该不小于85%。主轴动态特性的改善。 改善主轴动态特性的措施有以下几个方面：使主轴组件的固有频率避开激振力的频率 通常应该使固有频率高于激振力频率的30%以上。如果发生共振的那阶模态属于主轴在弹性基础上（轴承）的刚度振动则应提高轴承的刚度。如果属于主轴的弯曲振动，则应提高主轴的刚度，如加粗直径。激振力可能来自主轴组件的不平衡，这时激振频率等于主轴转速乘以/30。也可能来自断续切削，这时激振频率还应该乘以刀齿数z。增大阻尼 如前面所述，低阶模态常是主轴的刚体振动。这时主轴轴承，特别是前轴承的阻尼对主轴组件的抗振性

35、影响很大。如果要求得到很光的加工表面，主轴又是水平的，可用滑动轴承。滚动轴承适当预紧可以增大阻尼，但过大的预紧反而使阻尼减少，故选择预紧时还应该考虑阻尼的因素。采用三支承 如主轴后端悬深很长，可增加辅助支承，成为三支承主轴。辅助支承可用深沟球轴承，保留游动间隙。辅助支承的作用，与其说是提高刚度，不如说是为了提高抗振性。4）主轴传动装置箱体的作用：通过传动轴承支撑传动件的轴；存储润滑剂，实现传动件和轴承的润滑；密封作用，减少环境不良因素；保护机器操作者的人身安全，避免伤亡事故。5）主轴箱体的截面形状和壁厚计算：传动装置箱体的典型纵截面形状为矩形或圆形。箱体壁厚N的计算: N= 6）主轴校核（a）

36、 主轴的前端部挠度=0.00021600=0.13（b） 主轴在前轴承处的倾角（c） 在安装齿轮处的倾角D=67mmE取为，I= （1-）=（1-）=437456mm， 由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮-来进行计算将其分解为垂直分力和水平分力由公式可得 主轴载荷图如下所示：由上图可知如下数据：a=390mm,b=135mm,l=525mm,c=120mm计算（在垂直平面）,，计算（在水平面）,，合成：7）主轴结构图如下主轴结构图2.1.6齿轮模数的估算1）齿轮弯曲疲劳强度m的估算m，单位为mm，其中z、n应为同一齿轮的齿数和计算转速，并取zn乘积之小值代入上式计算，n的单位为r/min。2）

37、齿轮接触疲劳强度m的估算m=，其中，齿轮中心矩A为；A, m、A的单位均为mm;P为驱动电动机功率，单位为kW；n为大齿轮的计算转速，单位为r/min；z、z分别为主动齿轮，从动齿轮的齿数。根据估算所得m和m中较大的值，选取相近的较之大的标准模数。齿轮模数的计算 12轴：m的估算: m= m的估算: m= A= m= 取m =223轴：m=2.2 A m= 取m =23主轴：m=2.2 A m= 取m=32.1.7各级转速校核各级实际转速r/min40567911015421530242159082611571619各级标准转速r/min4060801161702323204386209401

38、2301800误差0%1.1%1.6%1.7%0.4%1.1%0.4%0.2%0.6%0.8%0.3%1.2%以上各级的转速误差全部满足2.1.8齿轮模数的验算齿轮模数演算时应选相同模数中承受载荷最大，齿数最少的齿轮。一般对高速传动的齿轮以演算接触疲劳强度为主，对低速传动的齿轮以演算弯曲疲劳强度为主，对硬齿面软齿心的渗碳淬火齿轮，一定要演算弯曲疲劳强度。接触疲劳强度计算算，弯曲疲劳强度计算齿轮传递功率，工作情况系数，动载荷系数齿向载荷分布系数齿宽系数，（m=3,B=21),工作期限系数，转速变化系数，功率利用率，材料强化系数，寿命系数，根据表7-17，取，齿形系数（查表7-23），许用接触应力

39、，许用弯曲应力接触疲劳强度计算弯曲疲劳强度计算取齿轮模数m为3。齿轮尺寸图如下轴及齿数119128243237221230 2 40338330326354323主轴26主轴57模数22222222223333分度圆5989141122669913212599851787685188齿根圆51582.5133.5114.558.591.593.5117.591.577.5171.567.577.5181.5齿顶圆639314512670103136129103891828289192部分齿轮结构如下齿轮图2-12齿轮图2-45齿轮图3-342.1.9低速轴键校核 两键均采用圆头普通平键1)轮联

40、接处的键为查表得6-2查得许用应力=100120Mpa，取其中间值=110Mpa，键工作长度，键与轮毂键槽的接触高度,得 合格。2)轴器联接处键为查表得6-2查得许用应力=100120Mpa，键工作长度，键与轮毂键槽的接触高度,得（合格）。3)轴键校核：两键均采用圆头普通平键4)齿轮联接处键为查表得6-2查得许用应力=100120Mpa，取其中间值=110Mpa，键工作长度，键与轮毂键槽的接触高度=5mm,得 合格。5)齿轮联接处键为查表得6-2查得许用应力=100120Mpa，取其中间值=110Mpa。键工作长度，键与轮毂键槽的接触高度=5mm,得 合格。6）轴键校核：采用圆头普通平键7）选

41、取的键为：查表得6-2查得许用应力=100120Mpa，取其中间值=110Mpa。键工作长度，键与轮毂键槽的接触高度=4.5mm,得 合格。2.2轴承的选取2.2.1主轴轴承的选择主轴轴承是主轴组件的重要组成部分，它的类型、结构、配置、安装、调整、润滑和冷却都直接影响了主轴组件的工作性能。在数控机床上主轴轴承常用的有滚动轴承和滑动轴承两大类。滚动轴承摩擦阻力小，可以预紧，润滑维护简单，能在一定的转速范围和载荷变动范围下稳定的工作。滚动轴承由专业化的工厂生产，选购维修很方便，在机床上被广泛采用。但与滑动轴承相比，滚动轴承的噪声大，滚动体数目有限，刚度是变化的，抗振性略差，并且对转速有很大的限制。

42、机床主轴组件在可能条件下，尽量使用了滚动轴承，特别是大多数立式主轴和主轴装在套筒内能够作轴向移动的主轴。这时用滚动轴承可以用润滑脂润滑以避免漏油。滚动轴承根据滚动体的结构的不同可分为球轴承、圆柱轴承、圆锥滚子轴承三大类。1)轴承的选择和轴承的精度轴承的选择原则有以下几点：满足承载能力和刚度要求；满足精度要求；满足转速要求；适应机构的要求。本次设计中选用了的轴承是角接触轴承和双向推力向心球轴承。角接触轴承可以同时承受径向载荷和轴向载荷的联合作用，其轴上载荷能力的大小，随接触角的增大而增大；轴承的精度，分为2、4、5、6、0五级。其中2级最高，0级为普通精度级。主轴轴承以4级为主。高精度主轴可用P

43、2级。要求较低的主轴或三支撑主轴的辅助轴承可用P5级。P6级和P0级一般不用。2）轴承预紧力的要求:因为预紧力提高刚度有一定的效果,这是与线接触的滚子轴承不同的。点接触的球轴承，应在温升允许的条件下，尽量用较高的预紧力。在轴向力的作用下，不受力测轴承的滚动体与滚道不配时为最大轴向载荷的35%；三联组配时为24%。3)主轴轴承的润滑与密封：主轴的密封有接触式密封和非接触式密封，主轴轴承的润滑与密封是机床使用和维护过程中值得重视的两个问题。良好的润滑效果可以较低轴承的工作温度和延长使用寿命。密封不仅要防止灰尘屑末和切削液进入，还要防止润滑油的泄漏。普通机床上，主轴轴承润滑方式有：油脂润滑、油液循环润滑、油雾润滑、油气润滑等方式。此次设计选用的是油脂润滑方式。主轴的润滑状态可分为流体润滑状态和非流体润滑状态两大类，流体润滑状态又可分为边界润滑状态和干摩擦润滑状态。除上述外，还常见有混合润滑状