中型車床的主傳動系統(tǒng)設計【Nmin=33.5rmin Nmax=1700rmin Z=18 φ=1.26 P=4KW】
中型車床的主傳動系統(tǒng)設計【Nmin=33.5rmin Nmax=1700rmin Z=18 φ=1.26 P=4KW】,Nmin=33.5rmin Nmax=1700rmin Z=18 φ=1.26 P=4KW,中型車床的主傳動系統(tǒng)設計【Nmin=33.5rmin,Nmax=1700rmin,Z=18,φ=1.26,P=4KW】,中型
寧XX學院
課程設計(論文)
中型車床的主傳動系統(tǒng)設計【參數(shù)28】
所在學院
專 業(yè)
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年 月 日
摘 要
社會主義市場經(jīng)濟的發(fā)展為我國工業(yè)生產(chǎn)創(chuàng)造了條件，在現(xiàn)代一體化生產(chǎn)模式中運用了很多先進的設備。對于普通車床而言，主軸箱是其最為核心的組織結構，整個主軸箱影響著普通車床的變速情況。大部分制造企業(yè)在實行技術改造時把重點放在了主軸箱變速器上，這是調整機床運行速度的重點。在設計過程中必須要對主軸箱的每個部件加以控制，這樣才能確保車床主軸變速性能的良好。
關鍵詞：普通車床，主軸箱，變速
目 錄
摘 要 II
1.車床參數(shù)和基本參數(shù) 1
2.運動設計 3
2.1傳動結構式、結構網(wǎng)的選擇確定 3
2.1.1結構分析式 3
2.1.3 繪制結構網(wǎng) 3
2.1.4 傳動組的變速范圍的極限值 4
2.2繪制轉速圖 5
2.3 由轉速圖確定各軸及各齒輪計算轉速 9
3 帶輪的選擇和直徑計算 10
3.1計算設計功率Pd 10
3.2選擇帶型 11
3.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 11
3.4確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 12
3.5確定帶的根數(shù)z 13
3.6確定帶輪的結構和尺寸 13
3.7確定帶的張緊裝置 15
3.8計算壓軸力 15
4 齒輪齒數(shù)的確定及計算 16
4.1 第一變速組齒輪的結構尺寸 16
4.2 第二變速組齒輪結構尺寸的設計 19
4.3 第三變速組齒輪結構尺寸的設計 23
5 主軸及其組件的設計 26
6 傳動軸的估算和軸承計算校核 28
6.1 傳動軸直徑計算 28
6.2 Ⅰ軸上的軸承校核 29
6.3Ⅱ軸上的軸承校核 30
6.4 III軸上的軸承校核 31
6.5主軸上的軸承校核 31
7 鍵的選用和強度校核 32
7.1 Ⅰ軸上的鍵的選用和強度校核 32
7.2 II軸上的鍵的選用和強度校核 32
7.3 Ⅲ軸上的鍵的選用和強度校核 33
7.4 主軸上的鍵的選用和強度校核 33
8 片式摩擦離合器的選擇和計算 34
參考文獻 36
36
1.車床參數(shù)和基本參數(shù)
1、 主軸的極限轉速
由設計任務書可知：機床主軸的極限轉速為：
設計參數(shù)￠max=400mm
主軸轉速
主軸轉速
級數(shù)z=18
公比=1.26
主電機功率P=4KW
則其最大轉速
查標準數(shù)列取
考慮到設計的結構復雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴大傳動分級變速，并選取級數(shù)z=12,設其轉速公比為。則由式：
各級轉速數(shù)列由標準數(shù)列表中查出，因=1.26=，首先找到33.5，然后每隔4個數(shù)取一個值，可得如下轉速數(shù)列:33.5、42.5、53、67、85、106、132、170、212、265、335、425、530、670、850、1060、1320、1700共18級轉速。
2、主軸轉速級數(shù)Z和公比
已知
= =
且Z=x3b
a、b為正整數(shù)，即Z應可以分解為2和3的因子，以便用2、3聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速。（如取4或5的因子，則要用兩個互鎖的滑移齒輪，以確保只有一對齒輪嚙合。使得結構過于復雜且不易控制。）
取Z=18級 則Z=22
=1700 =33.5 ==50.85
綜合上述可得：主傳動部件的運動參數(shù)
=1700 =33.5 Z=18 =1.26
2.運動設計
2.1傳動結構式、結構網(wǎng)的選擇確定
2.1.1結構分析式
級數(shù)為Z的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳遞組組成，各傳動組分別有Z1、Z2、Z3、…個傳動副.即
Z=Z1Z2Z3…
傳動副數(shù)為使結構盡量簡單以2或3為適合，即變速級數(shù)Z應為2和3的因子：
即
Z=2a3b
(1) ⑵ (3)
從電動機到主軸主要為降速傳動，若使傳動副較多的傳動組放在較接近電動機處可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，節(jié)省材料，也就是滿足傳動副“前多后少”的原則，及在降速傳動中，防止齒輪直徑過大而使徑向尺寸常限制最小傳動比 ；在升速時為防止產(chǎn)生過大的噪音和震動常限制最大轉速比。故（3）方案最為合適。在主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍的原則。在設計時必須保證中間傳動軸的變速范圍最小，檢查方案（3）傳動組的變速范圍時，只檢查最后一個擴大組：
其中，， 值，符合要求，其他變速組的變速范圍肯定也符合要求。因此取方案。 根據(jù)中間傳動軸變速范圍小的原則選擇結構網(wǎng)。從而確定結構網(wǎng)如下
2.1.3 繪制結構網(wǎng)
由上選擇的結構式 畫其結構圖如下：
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ
圖2-1 結構網(wǎng)
2.1.4 傳動組的變速范圍的極限值
齒輪傳動最小傳動比Umin1/4,最大傳動比Umax,決定了一個傳動組的最大變速范圍rmax=umax/umin。
因此，要按照下表，淘汰傳動組變速范圍超過極限值的所有傳動方案。
極限傳動比及指數(shù)X,X,值為：
表2.1
公比
極限傳動比指數(shù)
1.26
X值：Umin==1/4
4
X'值：Umax=x, =2
2
(X+ X')值：rmin=x+x｀=8
6
2.2繪制轉速圖
1) 選擇電動機類型
根據(jù)已知工作條件和要求，選擇一般用途的Y系列三相鼠籠式異步電動機，臥式封閉結構。
2) 機械傳動效率
式中分別為傳動裝置中每一件傳動副（齒輪、渦輪、帶或者鏈傳動等）每對軸承和每個齒輪的效率根據(jù)以上公式可得
傳動副效率的概略值可按表2-3選?。▍⒖肌稒C械設計基礎課程指導》主編林遠艷、下面簡稱文獻[11]）（齒輪8級精度）
于是
3) 電動機所需的輸出功率為：
其中：
所以
4) 確定電動機的型號
根據(jù)已知條件選擇最低轉速33.5r/min，最高轉速1700r/min,功率4kW，所以選擇Y112M-4的Y系列三相鼠籠式異步電動機
表3-1 Y112M-4電動機性能
電機型號
額定功率/kW
電機轉速/(r/min)
同步轉速
滿載轉速
Y112M-4
4
1500
1440
5) 分配總降速傳動比
總降速傳動比
又電動機轉速不符合轉速數(shù)列標準，因此需增加定比傳動副。
確定傳動軸軸數(shù)
傳動軸軸數(shù) = 變速組數(shù) + 定比傳動副數(shù)。
確定各級轉速并繪制轉速圖
由 確定各級轉速：33.5、42.5、53、67、85、106、132、170、212、265、335、425、530、670、850、1060、1320、1700共18級轉速。
在五根軸中，除去電動機軸，其余四軸按傳動順序依次設為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ。Ⅰ與Ⅱ、Ⅱ與Ⅲ、Ⅲ與Ⅳ軸之間的傳動組分別設為a、b、c。在降速傳動中，防止齒輪直徑過大而使徑向尺寸
常限制最小傳動比 ，現(xiàn)取最后的變速組的最小降速傳動比為1/4；查表，可得。根據(jù)降速前慢后快的原則，決定其余變速組的最小降速傳動比，變速組c的最小傳動比=；變速組b的最小傳動比=；變速組a的最小傳動比=.
Ⅲ軸的轉速：132、170、212、265、335、425、530、670、850r/min。
Ⅱ軸的轉速：425、530、670r/min。
Ⅰ的轉速：670r/min。
由此也可確定加在電動機與主軸之間的定傳動比。
下面畫出轉速圖（電動機轉速與主軸最高轉速相近）
<3> 確定各變速組傳動副齒數(shù)
根據(jù)參考文獻[7]表2-8查得
① 傳動組a:
，，
時：……57、60、63、66、69、72、75、78……
時：……58、60、63、65、67、68、70、72、73、77……
時：……58、60、62、64、66、68、70、72、74、76……
可取72,于是可得軸Ⅰ齒輪齒數(shù)分別為：24、30、36。
于是，，
可得軸Ⅱ上的三聯(lián)滑移齒輪數(shù)分別為：44、40、36。
① 動組b:
，,
時：……69、72、73、76、77、80、81、84、87……
時：……70、72、74、76、78、80、82、84、86……
時，……66、70、71、74、83、84、87……
可取 83，于是可得軸Ⅱ上三聯(lián)滑移齒輪的齒數(shù)分別為：46、32、20。
于是 ，，得軸Ⅲ上三齒輪的齒數(shù)分別為：37、51、63。
② 傳動組c:
,
時：……84、85、89、90、94、95……
時： ……72、75、78、81、84、87、89、90……
可取 99.為降速傳動，取軸Ⅲ齒輪齒數(shù)為20；為升速傳動，取軸Ⅳ齒輪齒數(shù)為33。于是得,得軸Ⅲ兩聯(lián)動齒輪的齒數(shù)分別為20，66；得軸Ⅳ兩齒輪齒數(shù)分別為79，33。
根據(jù)軸數(shù)，齒輪副，電動機等已知條件可有如下系統(tǒng)圖（圖3-3）：
圖3-3 傳動系統(tǒng)簡圖+
2.3 由轉速圖確定各軸及各齒輪計算轉速
計算轉速是指主軸或各傳動件傳遞全功率時的最低轉速。由《金屬切削機床》表8—2可查得主軸的計算轉速
[1]確定主軸計算轉速
由轉速圖可知：主軸的計算轉速是低速第一個三分之一變速范圍的最高以轉速，即
[2]各傳動軸的計算轉速：
軸Ⅲ可從主軸106r/min按79/20的傳動副找上去，軸Ⅲ的計算轉速為132r/min；軸Ⅱ的計算轉速為425r/min；軸Ⅰ的計算轉速為672r/min。
[3]各齒輪的計算轉速
傳動組c中，20/79只需計算z = 20 的齒輪，計算轉速為106r/min；66/33只需計算z = 33的齒輪，計算轉速為132/min；傳動組b計算z = 20的齒輪，計算轉速為425r/min；傳動組a應計算z = 28的齒輪，計算轉速為675r/min。
[4]核算主軸轉速誤差
所以合適。
[5]各軸的功率
[6]計算各軸的輸入轉矩
3 帶輪的選擇和直徑計算
3.1計算設計功率Pd
輸出功率P=4kW,轉速n1=1440r/min,n2=670r/min
表4 工作情況系數(shù)
工作機
原動機
ⅰ類
ⅱ類
一天工作時間/h
10~16
10~16
載荷
平穩(wěn)
液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（）；離心式壓縮機；輕型運輸機
1.0
1.1
1.2
1.1
1.2
1.3
載荷
變動小
帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（）；發(fā)電機；旋轉式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩
1.1
1.2
1.3
1.2
1.3
1.4
載荷
變動較大
螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械
1.2
1.3
1.4
1.4
1.5
1.6
載荷
變動很大
破碎機（旋轉式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機
1.3
1.4
1.5
1.5
1.6
1.8
根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時），查《機械設計》P296表4，
取KA＝1.1。即
3.2選擇帶型
普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設計功率Pd和小帶輪的轉速n1按《機械設計》P297圖13－11選取。
根據(jù)算出的Pd＝4.4kW及小帶輪轉速n1＝1440r/min ，查圖得：dd=80～100可知應選取A型V帶。
3.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速
由《機械設計》P298表13－7查得，小帶輪基準直徑為80～100mm
則取dd1=100mm> ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得）
表3 V帶帶輪最小基準直徑
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
20
50
75
125
200
355
500
由《機械設計》P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得=212mm
① 誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率）
誤差 符合要求
② 帶速
滿足5m/s300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。
總之，小帶輪選H型孔板式結構，大帶輪選擇E型輪輻式結構。
帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。
對帶輪的主要要求是質量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內應力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側面間的夾角是40°，為了適應V帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角 為32°、34°、36°、38°（按帶的型號及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見表7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。
表 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）
項目
?
符號
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
基準寬度
b p
5.3
8.5
11.0
14.0
19.0
27.0
32.0
基準線上槽深
h amin
1.6
2.0
2.75
3.5
4.8
8.1
9.6
基準線下槽深
h fmin
4.7
7.0
8.7
10.8
14.3
19.9
23.4
槽間距
e
8 ± 0.3
12 ± 0.3
15 ± 0.3
19 ± 0.4
25.5 ± 0.5
37 ± 0.6
44.5 ± 0.7
第一槽對稱面至端面的距離
f min
6
7
9
11.5
16
23
28
最小輪緣厚
5
5.5
6
7.5
10
12
15
帶輪寬
B
B =( z -1) e + 2 f ? z —輪槽數(shù)
外徑
d a
輪 槽 角
32°
對應的基準直徑 d d
≤ 60
-
-
-
-
-
-
34°
-
≤ 80
≤ 118
≤ 190
≤ 315
-
-
36°
60
-
-
-
-
≤ 475
≤ 600
38°
-
＞ 80
＞ 118
＞ 190
＞ 315
＞ 475
＞ 600
極限偏差
± 1
± 0.5
V帶輪按腹板（輪輻）結構的不同分為以下幾種型式：
（1） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d時)，如圖7 -6a。
（2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖7-6b。
（3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖7 -6c 。
（4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖7-6d。
（a） （b） （c） （d）
圖7-6 帶輪結構類型
根據(jù)設計結果，可以得出結論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）
3.7確定帶的張緊裝置
選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。
3.8計算壓軸力
由《機械設計》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝123.75N，上面已得到=171.2o，z=4，則
4 齒輪齒數(shù)的確定及計算
4.1 第一變速組齒輪的結構尺寸
已知：V帶效率為,軸承(對)效率為傳遞功率，主動輪轉速，最大傳動比，載荷平穩(wěn)，單向回轉，單班制工作，工作期限10年，每年按300天計，原動機為電動機。
解：材料、熱處理方法。可選一般齒輪材料如下：小齒輪選用45號鋼，調制處理，；大齒輪選用45號鋼，正火處理，，硬質差40,在規(guī)定的30～50范圍內。
選擇精度等級。減速器為一般齒輪傳動，估計圓周速度不大于6，根據(jù)參考文獻[1]中的表8-4，初選8級精度。
按齒面接觸疲勞強度設計齒輪，齒輪承載能力應由齒面接觸疲勞強度決定。
1) 載荷系數(shù)K：查參考文獻[1]中表8-5，取K=1.2.
2) 轉矩：
3) 接觸疲勞許用應力:
由參考文獻[1]的圖8-12查得： 950 ，850。
接觸疲勞壽命系數(shù):由公式N=得
查參考文獻[1]的圖8-11，得
按一般可靠性要求，查參考文獻[2]的表8-8，取=1.1,則
4) 計算小齒輪分度圓直徑：
查參考文獻[1]中的表8-10，取
取
5) 計算圓周速度：
因，故所取的八級精度合適。
① 確定主要參數(shù)，
第一對齒輪(齒數(shù)28/44)主要幾何尺寸
1) 模數(shù):
，取m=3.
2) 分度圓直徑：
3) 中心距:
4) 齒根圓直徑：
5) 齒頂圓直徑：
6) 齒寬B：
經(jīng)處理后取，則
第二對齒輪(齒數(shù)32/40)的主要幾何尺寸
1) 分度圓直徑：
2) 齒根圓直徑：
3) 齒頂圓直徑：
4) 齒寬：
經(jīng)處理后取，則
第三對齒輪（36/36）的主要幾何尺寸
1) 分度圓直徑：
2) 齒根圓直徑：
3) 齒頂圓直徑：
4) 齒寬：
經(jīng)處理取
② 按齒根彎曲疲勞強度校核。
由參考文獻[1]中的式（8-5）得出，若則校核合格。
齒形系數(shù)：由考文獻[1]；查表8-6得：
應力修正系數(shù)：查文獻[1]中表8-7得：
由文獻[1]中圖8-8查得:
由文獻[1]表8-8查得：
由文獻[1]圖8-8查得：
所以：
故
齒根彎曲疲勞強度校核合格。
4.2 第二變速組齒輪結構尺寸的設計
已知：V帶效率為,軸承(對)效率為傳遞功率,主傳動輪最低轉速，傳動比，載荷平穩(wěn)，但想回轉，單班制工作，工作期限10年，每年按300天計，原動機為電動機。
解：
①小齒輪選用45號鋼，調質處理，；大齒輪選用45號鋼正火處理，，硬質差，在規(guī)定的30～50范圍內。
②選擇精度等級。估計圓周速度不大于，根據(jù)參考文獻[1]中的表8-4，初選8級精度。
③ 齒面接觸疲勞強度設計齒輪，齒輪承載能力應由齒面解除疲勞強度決 0定。
1) 載荷系數(shù)K：參考文獻[1]中的表8-5，取。
2) 轉矩:
3) 接觸疲勞許用應力 ：
由參考文獻[1]中的圖8-12查得：，
接觸疲勞壽命系數(shù):由公式N=得
查參考文獻[1]的圖8-11，得
按一般可靠性要求，查參考文獻[1]的表8-8，取=1.1,則
4) 計算小齒輪分度圓直徑：
查參考文獻[1]中的表8-10，取
取
5) 計算圓周速度：
因，故所取的八級精度合適。
④ 確定主要參數(shù)，
第一對齒輪(齒數(shù)20/63)主要幾何尺寸
1)模數(shù):
2)分度圓直徑：
3) 中心距:
4) 齒根圓直徑：
5)齒頂圓直徑：
6)齒寬：
經(jīng)處理后取，則
第二對齒輪(齒數(shù)32/51)的主要幾何尺寸
1) 分度圓直徑：
2) 齒根圓直徑：
3) 齒頂圓直徑：
4) 齒寬：
經(jīng)處理后取
第三對齒輪（46/37）的主要幾何尺寸
1) 分度圓直徑：
2) 齒頂圓直徑：
3) 齒根圓直徑
4) 齒寬b
經(jīng)處理后，取
⑤ 按齒根彎曲疲勞強度校核。
由參考文獻[1]中的式（8-5）得出，若則校核合格。
齒形系數(shù)：由文獻[1]查表8-6得：
應力修正系數(shù)：查文獻[1]中表8-7得：
由文獻[1]圖8-8查得:
由文獻[1]表8-8查得：
由文獻[1]圖8-8查得：
所以：
故
齒根彎曲疲勞強度校核合格。
4.3 第三變速組齒輪結構尺寸的設計
已知：V帶效率為,軸承(對)效率為傳遞功率,主傳動輪最低轉速，傳動比，載荷平穩(wěn)，但想回轉，單班制工作，工作期限10年，每年按300天計，原動機為電動機。
解：小齒輪選用45號鋼，高頻淬火，;大齒輪選用45號鋼，高頻淬火，，硬質差，在規(guī)定的30～50的范圍內。選擇精度等級。估計圓周速度不大于，根據(jù)參考文獻[1]中的表8-4，初選八級精度。
載荷系數(shù)K：參考文獻[1]中的表8-5，取。
轉矩:
接觸疲勞許用應力 ：
由參考文獻[1]的圖8-12查得 ：，
接觸疲勞壽命系數(shù):由公式N=得
查參考文獻[1]的圖8-11，得
按一般可靠性要求，查參考文獻[1]的表8-8，取
按一般可靠性要求，查參考文獻[2]表 8-8，取，
則
計算小齒輪分度圓直徑：
查參考文獻[1]中的表8-10，取
取
計算圓周速度：
因，故所取的八級精度合適。
確定主要參數(shù)，
第一對齒輪(齒數(shù)20/79)主要幾何尺寸
1) 模數(shù):
2) 分度圓直徑：
3)中心距:
4) 齒根圓直徑：
5) 齒頂圓直徑：
6) 齒寬：
經(jīng)處理后取，則
第二對齒輪(齒數(shù)66/33)的主要幾何尺寸
1)分度圓直徑：
2) 齒根圓直徑：
3) 齒頂圓直徑：
4) 齒寬：
經(jīng)處理后取,
按齒根彎曲疲勞強度校核。
齒形系數(shù)：由《機械設計基礎》劉孝民主編；查表8-6得：
應力修正系數(shù)：查《機械設計基礎》劉孝民主編中表8-7得：
由《機械設計基礎》劉孝民主編；由圖8-8查0得:
由《機械設計基礎》劉孝民主編；由表8-8查得：
由《機械設計基礎》劉孝民主編；由圖8-8查得：
所以：
故
齒根彎曲疲勞強度校核合格。
5 主軸及其組件的設計
主軸組件結構復雜，技術要求高。安裝工件的主軸參與切削成形運動，因此，它的精度和性能性能直接影響加工質量（加工精度與表面粗糙度）。
1）主軸直徑的選擇
由車床功率N=4kw,查表可以選取前支承軸頸直徑:,考慮到軸承的直徑系列均為5的倍數(shù)，故取
后支承軸頸直徑 D2=(0.7～0.85)D1=70～85mm 選取 D2=80 mm
2）主軸內徑的選擇
車床主軸由于要通過棒料，安裝自動卡盤的操縱機構及通過卸頂尖的頂桿，必須是空心軸。
確定孔徑的原則是在滿足對空心主軸孔徑要求和最小壁厚要求以及不削弱主軸剛度的要求盡可能取大些。由車床主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)（GB1582-79,JB/Z143-79）查得最大工件回轉直徑D=400mm的主軸通孔直徑d≧50
推薦：普通車床d/D(或d1/D1)=0.55～0.6
其中
D—主軸的平均直徑，D=(D1+D2)/2==90
d1—前軸頸處內孔直徑d=(0.55～0.6)D=49.5～54mm
所以，內孔直徑取d=50mm
3）前錐孔尺寸
前錐孔用來裝頂尖或其它工具錐柄，要求能自鎖，目前采用莫氏錐孔。選擇如下：莫氏錐度號取5號、標準莫氏錐度尺寸為：
大端直徑 D=63.348mm、錐度、長度L=181mm
4）主軸前端懸伸量的選擇
確定主軸懸伸量a的原則是在滿足結構要求的前提下，盡可能取小值。
主軸懸伸量與前軸頸直徑之比a/D=0.6～1.5
a=(0.6～1.5)D1=60～150 mm
所以，懸伸量取100mm
5）支承跨距及懸伸長度
為了提高主軸剛度，應盡量縮短主軸的外伸長度a，選擇適當?shù)闹С锌缇郘。一般推薦取
跨距L小時，軸承變形對軸端變形影響大。所以軸承剛度小時，應選大值，軸剛性差時，則取小值。其大小很大程度上受其他結構的限制，常常不能滿足以上要求。在安排結構時力求接近即可。
6）頭部尺寸的選擇
對機床主軸的頭部廣泛采用短圓周式結構，懸伸短，剛度好。在此選擇B型，主軸前端軸徑D1=100mm,故選代號為6的B型結構。其公稱直徑D=106.375,、偏差為+0.010、D1=170、D2=133.4、d1=19.05、d2=14、d3=M6、B=25、=14、h=5。
7）主軸材料與熱處理
材料為45鋼，調質到220～250HBS，主軸端部錐孔、定心軸頸或定心圓錐面等部位局部淬硬至HRC50～55，軸徑應淬硬。
8） 主軸軸承
主軸的前軸承選取3182100系列雙列向心短圓柱滾子軸承。這種軸承承載能力大，內孔有1：12錐度，磨擦系數(shù)小，溫升低，但不能承受軸向力，必須和能承受軸向力的軸承配合使用，因此整個部件支承結構比較復雜。
6 傳動軸的估算和軸承計算校核
6.1 傳動軸直徑計算
傳動軸直徑按扭轉剛度用下列公式估算傳動軸直徑：
mm
其中：N—該傳動軸的輸入功率
KW
Nd—電機額定功率；
—從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積
—該傳動軸的計算轉速r/min
—每米長度上允許的扭轉角(deg/m)
對Ⅰ軸有：
1) 選擇軸的材料
由文獻[1]中的表11-1和表11-3選用45號鋼，調質處理，硬度，，，。
2) 按扭矩初算軸徑
根據(jù)文獻[1]中式（11-2），并查表11-2，取C=115，則
考慮有鍵槽和軸承，軸加大5%：
所以取
對Ⅱ軸有：選擇軸的材料
由文獻[1]中的表11-1和表11-3選用45號鋼，調質處理，硬度，，，。
2) 按扭矩初算軸徑
根據(jù)文獻[1]中式（11-2），并查表11-2，取C=115，則
考慮有鍵槽，軸加大5%：
所以取最小d=30mm
對Ⅲ軸有：1) 選擇軸的材料
由文獻[1]中的表11-1和表11-3選用45號鋼，調質處理，硬度，，，。
2) 按扭矩初算軸徑
根據(jù)文獻[1]中式（11-2），并查表11-2，取C=115，則
有鍵槽和軸承，軸加大5%：
采用花鍵軸結構，即將估算的傳動軸直徑d減小7%為花鍵軸的直徑，在選相近的標準花鍵。
=32×0.93=29.76
=38×0.93=35.34
=46×0.93=42.78
查表可以選取花鍵的型號其尺寸分別為
軸取 6-30×26×6
軸取 6-38×33×10
軸取 6-43×40×12
6.2 Ⅰ軸上的軸承校核
1) 確定參數(shù)
已知計算轉速為670r/min,兩軸承徑向反力為。
初選圓錐滾子軸承30205型，額定動載荷，額定靜載荷。
根據(jù)文獻[1]中表（12-6）按減速器，取，由文獻中表12-8的溫度系數(shù)。
根據(jù)根據(jù)文獻[1]中式（12-1）及表12-7得壓緊端軸承當量載荷
滾子軸承的壽命系數(shù)10/3，取3。
2) 軸承的壽命計算
由文獻[1]中式（12-6）得
預期壽命滿足
6.3Ⅱ軸上的軸承校核
1）確定參數(shù)
Ⅱ軸上一共三個軸承， 已知計算轉速為425r/min,左，中間軸承從Ⅰ軸上齒輪傳遞徑向反力為，中間和右邊軸承承受徑向反力為。
初選承受圓錐滾子軸承30206型，額定動載荷，額定靜載荷。而承受的軸承是NN3007E型，額定動載荷，額定靜載荷。初選承受圓錐滾子軸承30206型，額定動載荷，額定靜載荷。
根據(jù)文獻[1]中表（12-6）按減速器，取，由文獻中表12-8的溫度系數(shù)。
根據(jù)根據(jù)文獻[1]中式（12-1）及表12-7得
當量載荷
滾子軸承的壽命系數(shù)10/3，取3。
2）軸承的壽命計算
由文獻[1]中式（12-6）得
預期壽命滿足
6.4 III軸上的軸承校核
1) 確定參數(shù)
Ⅲ軸上一共兩個軸承， 已知計算轉速為132r/min,從Ⅱ軸上齒輪傳遞徑向反力為。
初選承受圓錐滾子軸承30208型，額定動載荷，額定靜載荷。
根據(jù)文獻[1]中表（12-6）按減速器，取，由文獻中表12-8的溫度系數(shù)。
根據(jù)根據(jù)文獻[1]中式（12-1）及表12-7得
壓緊端軸承當量載荷
滾子軸承的壽命系數(shù)10/3，取3。
2) 軸承的壽命計算
由文獻[1]中式（12-6）得
預期壽命滿足
6.5主軸上的軸承校核
主軸上一共三個軸承， 已知計算轉速為106r/min,左，， 總體來說主軸軸承承受齒輪傳動的力不大，按一般的校核一定滿足要求壽命要求，但是主軸是的要求很高，必須保證主軸的傳動穩(wěn)定，和剛度要求，所以主軸雙排圓柱滾子軸承及單排圓柱滾子軸承，左邊的選擇NN3013E，額定動載荷，額定靜載荷。中間的軸承是N214E型，額定動載荷，額定靜載荷。右邊圓柱滾子軸承NN3016型，額定動載荷，額定靜載荷。而且預期壽命滿足。
7 鍵的選用和強度校核
7.1 Ⅰ軸上的鍵的選用和強度校核
<1> Ⅰ軸與大帶輪鏈接采用平鍵鏈接
1) 軸徑，，傳遞扭矩。
2) 選用C型平鍵，鍵，。
3) 由文獻[1]中表7-9得。
4) 根據(jù)文獻[1]中式（7-14）和式（7-15）得
擠壓強度滿足
抗剪切強度滿足。
<2>Ⅰ軸與齒輪的聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接
1) 軸徑，，傳遞扭矩。
2) 選用B型平鍵，鍵，。
3) 由文獻[1]中表7-9得。
4) 根據(jù)文獻[1]中式（7-14）和式（7-15）得
擠壓強度滿足
抗剪切強度滿足。
由于Ⅰ軸與齒輪的聯(lián)接情況一樣，所以另外的兩個齒輪與Ⅰ軸同樣選用C型平鍵，鍵，也滿足要求。無需重復校核。
7.2 II軸上的鍵的選用和強度校核
1)軸與齒輪的聯(lián)接采用花鍵聯(lián)接，軸徑，傳遞扭矩
2)選用花鍵。
3) 由文獻[1]中表7-9得。
4) 根據(jù)文獻[1]中式（7-14）得
擠壓強度滿足
抗剪切強度滿足。
7.3 Ⅲ軸上的鍵的選用和強度校核
1)軸與齒輪的聯(lián)接采用花鍵聯(lián)接，軸徑，傳遞扭矩。
2)選用花鍵。
3) 由文獻[1]中表7-9得。
4) 根據(jù)文獻[1]中式（7-14）得
擠壓強度滿足
抗剪切強度滿足。
7.4 主軸上的鍵的選用和強度校核
1) 軸與齒輪的聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接，軸徑，，，傳遞扭矩。
2) 齒寬為,選用B型平鍵,由于主軸空心所以選擇鍵，。選用B型平鍵，鍵,。
3) 由文獻[1]中表7-9得。
4) 根據(jù)文獻[1]中式（7-14）和式（7-15）得
擠壓強度滿足
抗剪切強度滿足。
8 片式摩擦離合器的選擇和計算
片式摩擦離合器可以在運轉中接通或斷開，且具有結合平穩(wěn)、沒有沖擊、結構緊湊等特點，部分零件已標準化。在機床主軸箱變速傳動中用于主軸的啟動和正、反轉。
1、 摩擦離合器上扭矩的計算
由上可知軸Ⅰ取 6-32×28×7，直徑為32mm、轉速為。
摩擦離合器所在軸（Ⅰ軸）的扭矩由下式計算：
式中：—離合器的額定靜扭矩
K—安全系數(shù)
—運轉時最大扭矩
N—電動機額定功率
—Ⅰ軸計算轉速
—電動機軸到Ⅰ軸傳動效率
由上知：N=7.5KW、=800、=0.96。查《機床設計手冊》表得 K=1.5。則
由表查的摩擦離合器外片外徑D=110mm，內片內徑d=40mm， 則其平均圓周速度
2、 計算摩擦面對數(shù)Z
式中：f—摩擦片間摩擦系數(shù)
[p]—許用壓強MPa
D—摩擦片外片外徑mm
d—摩擦片內片內徑mm
Kv—速度修正系數(shù)
Kz— 結合面數(shù)修正系數(shù)
Km— 接觸系數(shù)修正系數(shù)
查表12得f=0.06、[p]=1.2.；查表13得Kv =0.94、Km =0.84 將以上數(shù)據(jù)代入上式得。由于值不大，故可通過增加摩擦片片數(shù)以減小摩擦片直徑，進而減小軸徑，從而可使軸的徑向尺寸減小?，F(xiàn)取摩擦離合器外片外徑D=90mm，內片內徑d=30mm。則
查表13得Kv =0.94、Km =0.84 將以上數(shù)據(jù)代入上式得≈15×0.64=9.6.故可取摩擦片片數(shù)為15
3 計算軸向壓力Q
軸向壓力可由下式計算：
將D=90mm、d=30mm、 [p]=1.2、Kv =1代入上式得 Q=6782.4 N
參考文獻
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[2]《機械設計基礎》主編:劉孝民,華南理工大學出版社,2006年8月;
[3]《機床設計手冊》編寫組主編.機床設計手冊.北京:機械工業(yè)出版社,1980年8月;
[4]《機械設計基礎課程設計指導》主編:林遠艷,華南理工大學出版社,2008年8月;
[5]《機械設計》主編:濮良貴.紀名剛,高等教育出版社,2010年9月;
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[7]《現(xiàn)代機械設計》主編:楊汝清,上海科科學技術文獻出版社,2000年;
[8]《機械系統(tǒng)學》主編:黃天鉻.鄧先禮.梁錫昌,重慶出版社,1997年;
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[10]《機床設計手冊》編寫組主編:機床設計手冊,北京:機械工業(yè)出版社,1980年8月;
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