(完整版)普通型车床C6140主轴课程设计说明书

目录
1、前言 (2)
1.1金属切削机床在国民经济中的地位 ........................................
1.2机床课程设计的目的 ....................................................
1.3设计内容和要求 ........................................................ 2 2 2
2、参数的拟定 (3)
2.1车床的规格系列和用处 ..................................................
2.2确定极限转速 . .........................................................
2.3主电机选择 . .......................................................... 3 3 3
3.传动设计 (3)
3.1主传动方案拟定 . ......................................................
3.2传动结构式、结构网的选择 . ............................................
3.2.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目 . ...............................
3.2.2 传动式的拟定 . .....................................................
3.2.3 结构式的拟定 . .....................................................
3.3转速图的拟定 .......................................................... 3 4 4 4 4 5
4.传动件的估算 (6)
4.1 V带传动的计算 ........................................................
4.2传动轴的估算 . ........................................................
4.2.1确定各轴转速 . ......................................................
4.2.2 传动轴直径的估算 . .................................................
4.3齿轮齿数的确定和模数的计算 . .........................................
4.3.1 齿轮齿数的确定 . ..................................................
4.3.2 齿轮模数的计算 . ..................................................
4.3.4齿宽确定 . .........................................................
4.4带轮结构设计 . .......................................................
6 8 8 9 10
10
11
13
14
5.动力设计 (14)
5.1主轴刚度验算 .........................................................
5.1.1 选定前端悬伸量 C ................................................. 5.1.2 主轴支承跨距 L 的确定 . ............................................
5.1.3计算 C点挠度 . .....................................
14
14
14 错误！未定义书签。

5.2齿轮校验 . ............................................ 错误！未定义书签。

5.3轴承的校验 (16)
6、结构设计及说明 . (18)
6.1 I轴（输入轴）的设计 .................................................
6.2齿轮块设计 . .........................................................
6.3传动轴的设计 . .......................................................
6.4主轴组件设计 . (18)
18
19
20
6.4.1 各部分尺寸的选择 . ................................................
6.4.2 主轴轴承 . ........................................................
6.4.3 润滑与密封 . ......................................................
7、总结 . ...................................................................
8、参考文献 . (20)
21
22
22
23
1 、前言
1.1金属切削机床在国民经济中的地位
装备制造业是保证国民经济发展建设的基础，装备制造业的技术水平和现代化水平决定着整个国民经济水平的发展 ,肩机床的属性决定了它在国民经济中的重要地位，负着为国民经济各部门提供现代化装备的任务，它为工业、农业、运输业、科研和国防等部
门提供各种机器、仪器和工具，是国民经济赖以发展的基础，机床的种类、质量和加工效率直接影响着其他机械产品的生产技术水平和经济效益。

因此，机床工业的现代化水平和规模，以及所拥有机床的数量和质量是一个国家工业发达程度的重要标志之一。

1.2机床课程设计的目的
1、课程设计属于机械系统设计课的延续，通过设计实践，进一步学习和掌握机械系统设
计的一般方法。

2、培养综合运用机械制图、机械设计基础、精度设计、金属工艺学、材料热处理及结构
工艺等相关知识，进行工程设计的能力。

3、培养实用手册、图册、有关资料及设计标准规则的能力。

4、提高技术总结及编制技术文件的能力。

1.3设计内容和要求
设计内容：独立完成变速级数为 12 的机床主传动系统主轴变速箱的设计。

基本要求：
1 、课程设计必须独立的进行，每人必须完成展开图、截面图图样设计各一张，能够较
清楚地表达各轴和传动件的空间位置及有关结构。

2 、根据设计任务书要求，合理的确定尺寸、运动及动力等相关参数。

3 、正确利用结构式、转速图等设计工具，认真进行方案分析。

4、正确的运用手册、标准，设计图样必须符合国家标准规定。

说明书要求用工程术语，
文字通顺简练，字迹工整。

完成任务：
1 ）课程设计说明书一份
2）主轴箱展开图一张（ A1）
2、参数的拟定
2.1车床的规格系列和用处
普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。

因此，对这些基本知识和资料作些简要介绍。

本次设计的是普通型车床
体。

C6140主轴变速箱。

主要用于加工回转车床的主参数（规格尺寸）和基本参数（ GB1582-79，JB/Z143-79）
正转最低转
工件最
速电机功
率公
大回转直
径
转速级
数 Z nmin( 比
N（kw）
r
max )
D (mm) min
1.4
1
320 45 4 12
2.2确定极限转速
由 nmin=45, =1.41,z=12确定各级转速，分别为 1970、1400、1000、710、500、
r
min
355、250、180、125、90、63、45、。

2.3主电机选择
合理的确定电机功率 N，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使
电机经常轻载而降低功率因素。

已知电动机的功率是 4KW，根据《机械设计基础课程设计指导》附录表 2-4选 Y112M-4，
r
额定功率 4kw，满载转速 1440 ，最大额定转距 2.2。

min
3.传动设计
3.1主传动方案拟定
拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、幻想、制动、操纵等整个传动系统的
确定。

传动型式则指传动和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的传动型式、变速
类型。

传动方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。

因此，确定传动
方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。

传动方案有多种，传动型式更是众多，比如：传动型式上有集中传动，分离传动；扩
大变速范围可用增加传动组数，也可用背轮结构、分支传动等型式；变速箱上既可用多速
电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。

显然，可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。

此次设计中，我们采用集中传
动型式的主轴变速箱。

3.2传动结构式、结构网的选择
结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有用的方法，
复杂的传动并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。

但对于分析3.2.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目
级数为 Z 的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有动副。

即 Z Z Z Z3 Z、Z、⋯⋯传
1 2
传动副中由于结构的限制以 2或 3为合适，即变速级数 Z应为 2和 3 的因子：
a b ，可以有三种方案：
Z
12=3×2×2；12=2×3×2；12=2×2×3；
3.2.2 传动式的拟定
12级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体
结构、装置和性能。

在Ⅰ轴如果安置换向摩擦离合器时，为减少轴向尺寸，第一传动组的传动副数不能多，以 2为宜。

主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好。

最后一个传动组的传动副常选用 2。

综上所述，传动式为 12=2×3×2。

3.2.3 结构式的拟定
对于 12=2×3×2传动式，有 6种结构式和对应的结构网。

分别为：
，，，
由于本次设计的机床 I轴装有摩擦离合器，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合
器的直径。

初选 12 2 3 2 的方案。

1 2 6
3.3转速图的拟定
4.传动件的估算
4.1 V带传动的计算
V带传动中，轴间距 A可以加大。

由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和
冲击及隔离振动，使传动平稳。

带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定
比传动。

(1)选择 V带的型号
根据公式
P c K P 1.1 4 4.4KW
a
式中 P---电动机额定功率，K --工作情况系数 (此处取为 1.1)。

a
查《机械设计》图 5-10，因此选择 A型带，尺寸参数为 B=48mm，b =11mm，h=8，
40。

d
(2)确定带轮的计算直径D， D
带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。

为提高带的寿命，小带轮的直径D不宜过小，
即 D D。

查《机械设计》取主动轮基准直径 D =100mm。

min
n 1
n 2 由公式
D 2
D 1 1
式中： n -小带轮转速， n -大带轮转速， -带 的滑动系数，一般取 0.02。

所以
1440 D 2
100 1 0.02 141.1mm
1000
，
由《机械设计》 V 带带轮基准直径 的标准系列，取圆整为 140mm 。

D 2 140mm
实际传动比 i 1.43
1
D 1
1 0.0
2 100mm
i i 1.43 1.44 i 1.44
传动比误差相对值
i
0.69%
一般允许误差 5%，所选大带轮直径可选。

(3)确定三角带速度
D n 3.14 100 1440
60 1000
1 1 7.54m / s
按公式
v
60 1000
v 在 5～25m/s 之间，满足带速要求。

(4)初定中心距
带轮 的中心距，通常根据机床 的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取：
根据经验公式
0.7 D D 2
1
A 2 D D mm
0 1 2
即 0.7 100 140 168mm A 2 100 140 480mm ，取 A =320mm. 0 0
(5)V 带 的计算基准长度 L
D D
A
L
A
D D
2
3.14 100 140 2
140 100 4 320
L 0 2 320
1018.05mm
由《机械设计》表 5-4，选取带轮 的基准长度为 L 1000mm 。

(6)确定实际中心距 A
L L 0
1000 1018.05 2
A A 0
(7)验算小带轮包角
320
311mm
2
D D 1 140 100
311
D D 1 2
2
180
57.3 180
57.3 180
57.3 172.6 120
1
A
A
，主动轮上包角合适。

(8)确定 V 带根数 z
P ca
p k k l 由式
z
p 0
查表 5-6，5-5得 p = 0.15KW, p = 1.32KW 0 0 查表 5-7， k =0.99；查表 5-8， k =0.96
l
4.4
z
3.15
1.32 0.15 0.99 0.96
所以取 z 4根.
(10)计算带 的张紧力和压轴力
查《机械设计》表 5-1，q=0.1kg/m
P ca 2.5 F 500 1 qv 2 2.5
vz k 单根带 的张紧力
4.4
2
1 0.1 7.54 1116.94N
500
7.54 4 0.99
2 3 116.94 sin 172.6
2
1
带轮轴 的压轴力 F 2zF sin
700.2N
2
4.2传动轴 的估算
传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度 的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭
载荷作用下不发生疲劳破坏。

机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。

因此疲 劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大 的情况外，可以不必验算轴 的强度。

刚度要求 保证轴在载荷下不至发生过大 的变形。

因此，必须保证传动轴有足够 的刚度。

4.2.1确定各轴转速
(1)确定主轴计算转速：主轴 的计算转速为
z
12
1
1
3
45 1.41 3
n IV n min
125r /min
(2)各传动轴 的计算转速：
轴Ⅲ可从主轴 90r/min 按 22/88 的传动副找上去，轴Ⅲ 的计算转速 125r/min ；轴Ⅱ 的计算转速为 500r/min ；轴Ⅰ 的计算转速为 710r/min 。

(3)核算主轴转速误差
主轴各级实际转速值用下式计算：
D 1 n n 电
1 u u u 3
1 2
D 2
式中 u 、u 、u 分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比，ε取 0.02。

1 2 3
n 1 45.76r / min, n 64.52r /min, n 90.97r / min, n 128.28r / min 2 3 4
正转实际转速 n 180.87r /min, n 255.03r /min, n 359.59r / min, n 507.02/ min 5 6 7 8
n 9 714.89r / min, n 1008r / min, n 1421.28r / min, n 12 2004.00r / min 10 11
转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差 的绝对值表示：
n 标
n
n
10 1 %
n
其中 n 为主轴标准转速。

标
正转转速误差表
主轴转速 n 3
90
n 5
n 6
n 1
n 2
63 n 4
标准转速 实际转速
45
125 180 250
255.03
2.37 45.76 64.52 90.97 128.28 180.87
转速误差 % 0.30 2.34 0.38 2.37 0.42
主轴转速 标准转速 实际转速 n 7 n 8 n 9 n 10 n 11 n 12 355 500 710 1000 1400 1970 359.59 507.02 714.89 1008 1421.28 2004.00
转速误差 % 0.94 2.30 0.94 2.30 0.94
0.94
转速误差满足要求。

4.2.2 传动轴直径 的估算
d KA 4 P
n j mm
其中： P-电动机额定功率
K-键槽系数 A-系数
-从电机到该传动轴之间传动件 的传动效率 的乘积；
n -该传动轴 的计算转速。

j
计算转速 n 是传动件能传递全部功率 的最低转速。

各传动件 的计算转速可以从转速图 j
上，按主轴 的计算转速和相应 的传动关系确定。

查《机械制造装备设计》表 3-11，I 、II 、III 轴都是花键轴， 1.5 , A 83,K 1.07;
Ⅳ轴是单键轴， 1 ,A 92,K 1.05。

(1)Ⅰ轴 的直径： 0.96,n 1000r / min
1
1
4 0.96 1000
d 83 1.07 4
1
22.11mm ，取 25mm.
(2)Ⅱ轴 的直径：
0.98 0.99 0.99 0.922,n 710r / min
2
2
1
4 0.922
710
d2 83 1.07 4 23.84mm，取 27mm.
(3)Ⅲ轴的直径：0.98 0.98 0.885,n 180r /min
3
3 2
4 0.885
180
d3 83 1.07 4 33.26mm ,取 38mm.
(4)主轴：选择主轴前端直径 D1=90 mm，后端直径 D2（0.75 0.85 D 63 76.5mm
）＝－
1 取 D2=76mm，则平均直径 D=83mm对于普通车床，主轴内孔直径 d (0.55 0.6)D ,考虑为增强主轴的弯矩适当缩小内孔径故本例之中，主轴内孔直径取为
选择平键连接 b×h=22×14
d=48mm, 此轴径为平均轴径，设计时可相应调整。

4.3齿轮齿数的确定和模数的计算
4.3.1 齿轮齿数的确定
当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。

对于定比传动的齿轮齿数可依据机
械设计手册推荐的方法确定。

对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和S及小齿轮的齿数可以从表 3-9（机械制造装备设计）中
z
选取。

一般在主传动中，最小齿数应大于 18～20。

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齿轮之间的齿数差应大于或等于4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。

第一组齿轮：
1 0 1 1
传动比：u1 1, u2
1.41
查《机械制造装备设计》表 3-9，齿数和S取 60
z
Z =25，Z =30，Z =35，Z =30；
2 3 4
第二组齿轮：
1 0 1 1 1 1
传动比：u1 1, u2 ，u2
2 4
2 4
齿数和S取 90：
z
Z =30，Z =45，Z =18，Z =60，Z =45，Z =72；
5 6 7 8 9 10
第三组齿轮：
2
1 1
传动比： u 1
2, u 2
4
1
4
齿数和 S 取 99：
z
Z =66， Z =20， Z =33， Z =79， 11 12 13 14
4.3.2 齿轮模数 的计算
(1)Ⅰ- Ⅱ齿轮弯曲疲劳 的计算：
N N d 4 0.96kW 3.84kW
N mm 323 3.84 mm 1.72mm
35 710
1
m
32 3
zn j
（机床主轴变速箱设计指导 P36， n 为大齿轮 的计算转速，可根据转速图确定）
j
齿面点蚀 的计算：
N mm 3703 3.84mm 64.95mm A 3703
n 710
j
取 A=65，由中心距 A 及齿数计算出模数：
2A 2 65 60
2.167
m j
Z Z 3 1
根据计算选取两个中 的较大值，选取相近 的标准模数。

取 m 2.167，所以取 m 3
j
(2)Ⅱ-Ⅲ齿轮弯曲疲劳 的计算：
N P 4 0.922kW 3.69kW
2
N mm 323 3.69
2
m
323
2.11
zn j 72 180
齿面点蚀 的计算： A 3703 N mm 370
3.69mm 101.26mm
180
3
n j
取 A=127，由中心距 A 及齿数计算出模数：
2A 2 102 90
2.27
m j
Z 7 Z 10
根据计算选取两个中 的较大值，选取相近 的标准模数。

取 m 2.27，所以取 m 3
j
(3)Ⅲ- Ⅳ齿轮弯曲疲劳 的计算：
N P 4 0.885kW 3.54kW 3 3
N mm 323 3.54 mm 2.27mm
zn j 79 125
m
32 3
N mm
n j
3.54 mm
125
齿面点蚀 的计算：， A 370 3 370
3
112.8mm
取 A=113，由中心距 A 及齿数计算出模数：
2A 2 113 99
2.28
m j
Z Z 2 1
根据计算选取两个中 的较大值，选取相近 的标准模数。

取 m 2.28，所以取 m 3
j
20度，h *
*
1，c 0.25
(4)标准齿轮：
从机械原理表 5-3查得以下公式：
齿顶圆 d d 2h a a
齿根圆 d d 2h f f 分度圆 d = mz
*
齿顶高 h = h m a *
a
*
齿根高 h = (h + c )m a f 齿轮 的具体值见表 齿轮尺寸表
齿顶圆
齿根圆
齿顶高
齿根高
齿轮 1 齿数 z 25 模数 m 分度圆 d
d a
d f
h a
h f
3 3 3 3 3 3 3 3 3
75 90 81 67.5 3 3 3 3 3 3 3 3 3
3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75
2 30 96 111 96 82.5
3 35 105 90 97.5
4 30 82.
5 5 30 90 9
6 82.5 6 45 135 54 141 60 127.5 46.5
7 1
8 8 60 180 135
186 141
172.5 127.5
9
45
10 11 12 13 14
72 66 20 33 79
3 3 3 3 3
216 198 60 222 204 66 208.5 190.5 52.5 3 3 3 3 3
3.75 3.75 3.75 3.75 3.75
99 105 243
91.5 237
229.5
4.3.4齿宽确定
由公式 B
m
m (
6～10,m 为模数 )得： 6 10 3 18 30mm 6 10 3 18 30mm 6 10 3 18 30mm
m
第一套啮合齿轮 B I 第二套啮合齿轮 B II 第三套啮合齿轮 B III
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，应主动轮比小齿轮齿宽大 所以 B 20mm,B 20mm ， B 18mm ， B 18mm ， 1 2 3 4
B 25mm,B 25mm,B 25mm, B 20mm,B 20mm,B 10 20, 5 6 7 8 9 B 11 20mm,B 12 25mm, B 13 25mm, B 14 20mm,
4.3.5齿轮结构设计
当160mm d 500mm 时，可做成腹板式结构，再考虑到加工问题，现敲定把齿轮
a
14
做成腹板式结构。

其余做成实心结构。

齿轮 14计算如下： d a14
243mm
d 1 1.6 d 1.6 42 67.2mm
s
D d (10- 12)M 243 11 3 210mm 1 a n
1
2 1
2
D 0
(D d 1) 1
(210 67.2) 138.6mm ， L (1.2 ~ 1.3)d 1.2 42 50.4mm
3
C 0.3B 6mm
d 0.25( D d ) 35.7mm
0 1 1
4.4带轮结构设计
查《机械设计》 P156页，当 d 300mm时,采用腹板式。

D是轴承外径，查《机械零
d
件手册》确定选用深沟球轴承 6211，d=55mm,D=100mm。

带轮内孔尺寸是轴承外径尺寸 100mm。

齿《机械设计》表 8-10确定参数得：
b d 8.5,h 2.0,h 9.0,e 12, f 8,
min 5.5, 38
a f
带轮宽度： B z 1 e 2 f 5 1 8 2 7 64mm
分度圆直径： d 280mm，
d
'
d1 1.9D 1.8 100mm 180mm,C 5/ 28 B 11.4 12mm，
L B 64mm,
5.动力设计
5.1主轴刚度验算
5.1.1 选定前端悬伸量 C
参考《机械装备设计》 P121，根据主轴端部的结构，前支承轴承配置和密封装置的型式和尺寸，这里选定 C=120mm.
5.1.2 主轴支承跨距 L 的确定
一般最佳跨距 L0 2 3 C 240 420mm，考虑到结构以及支承刚度因磨损会不断
降低，应取跨距 L比最佳支承跨距L大一些，再考虑到结构需要，这里取 L=600mm。

5.1.3计算 C点挠度
(1）周向切削力P t的计算:
4
2 955 10 N d
p t
D n j
j
0.96 0.987 ,
其中 N 4KW,
d
D j 0.5 0.6 D max 0.5 0.6 320 160 192mm, 取 D 180, n 45r / min j j
4
2 955 10 0.82 4
180 45
3 3
7.734 10 N ，故 P 1.12P 8.662 10 N 。

t
故 p t
P 0.45P 3.48 10 N,P 0.35P 2.706 103N 3
r t f t
(2）驱动力 Q 的计算 :
参考《车床主轴箱指导书》，
N Q 2.12 107
nzn
其中
所以
7
54 0.96 0.98 3.33KW ,z 72,m 3,n 45r / min
N N d
3.33 Q 2.12 107
7.262 10 N
3
3 72 45
(3）轴承刚度 的计算 :
这里选用 4382900系列双列圆柱子滚子轴承
根据 C 22.222 1.50.103 d 0.8 512.76 N / mm 求得：
C 22.222 1.50.103 700.8 6.93 10 N / mm 5
A C 22.222 1.50.103 1000.8 9.224 10 N / mm 5 B
(4）确定弹性模量，惯性距 I ； I c ；和长度 a,b,s 。

①轴 的材产选用 40Cr ，查《简明机械设计手册》 P6，有
5
E 2.1 10 MPa
②主轴 的惯性距 I 为：
D 4 D 4
内
外
I
2.31 10 mm 4
6
64
主轴 C 段 的惯性距 Ic 可近似地算：
D 4 0.6 D 4
4
1
1
I c
4.27 10 mm 4
6
64
③切削力 P 的作用点到主轴前支承支承 的距离 S=C+W ，对于普通车床， W=0.4H ， （H 是车床中心高，设 H=200mm)。

则： S 120 0.4 200 200mm
④根据齿轮、轴承宽度以及结构需要，取 b=60mm ⑤计算切削力 P 作用在 S 点引起主轴前端 C 点 的挠度
3sc c 3
2 Lsc
3EI
sc
C L 2
A
L S L C
y csp P
mm 6EI c
C L 2
A
代入数据并计算得 y =0.03525mm 。

csp
⑥计算驱动力 Q 作用在两支承之间时，主轴前端 C 点子 的挠度 y cmq
bc 2L b L b
6EIL
L C L b
bc
C L 2
A
y cmq
Q
mm
C L 2
B
计算得： y =-0.002192mm cmq
⑦求主轴前端 C 点 的终合挠度 y c
水平坐标 Y 轴上 的分量代数和为 y cy y cos csp
y cos
cmq q
y cm cos m ,
p
其中
挠度 y c y 0.0002L 0.0002 600 0.12mm 。

因为 y c 66 , 270 ,
180，计算得： y =0.0396mm.y 0.091mm 。

综合 p
q
m
cy cz
y cz
y cy2 y cz2 0.0992mm 。

综合挠度方向角 arctg 73.33，又 yc
y c y
y ，所以此轴满足要求。

5.2齿轮校验
在验算算速箱中 的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小 的齿轮进接
触应力和弯曲应力 的验算。

这里要验算 的是齿轮 齿轮 12 的齿数为 20，模数为 3，齿轮 的应力： 2，齿轮 7，齿轮 12这三个齿轮。

(1）接触应力：
4
u 1 k k k k N 2088 10
zm
v a s
Q f
uBn j
u---- 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；
k ---齿向载荷分布系数； ---- ---- 工况系数； k s ----寿命系数
k v 动载荷系数； k A 查《机械装备设计》表 10-4及图 10-8及表 10-2分布得 k HB 1.15,k FB 1.20;k 1.05,k 1.25 v A
假定齿轮工作寿命是 48000h ，故应力循环次数为
9
N 60njL 60 710 1 48000 2.044 10次 h
查《机械装备设计》图 10-18得 K FN 0.9,K HN 0.9，所以：
72 1 1.15 1.05 1.25 0.9 7.5 0.96 0.982
2088 103
18 4
18
3
1.024 10 MPa
f
72
18
21 500 (2）弯曲应力：
5
191 10 k k k k N v a s
Q w
2
zm BYn j
查《金属切削手册》有 Y=0.378，代入公式求得： Q =158.5Mpa
w
查《机械设计》图 10-21e,齿轮 的材产选 40Cr 渗碳，大齿轮、小齿轮 的硬度为 60HRC ，故有
1650MPa ，从图 10-21e 读出
920MPa 。

因为：
f
w
,
，故满足要求，另外两齿轮计算方法如上，均符合要求。

w
f
f
w
5.3轴承 的校验
Ⅰ轴选用 的是角接触轴承 7206其基本额定负荷为 30.5KN 由于该轴 的转速是定值
n 1000r / min 所以齿轮越小越靠近轴承，对轴承 的要求越高。

根据设计要求，应该对Ⅰ轴 未端 的滚子轴承进行校核。

齿轮 的直径
d 20 3 60mm P T 9550
n Ⅰ轴传递 的转矩
7.5 0.96
T 9550
68.76 Nm 2292 N
1000 2T 2 68.76
齿轮受力
F r
d
60 103 根据受力分析和受力图可以得出轴承 的径向力为
F l r 1 R v1
1720
l 1 l
2
N
R v2 2292 1720 572 N
因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，按《机械设计》表
10-5查得
f p 为 1.2到 1.8，取 f p 1.3
，则有：
P 1 f X R 1.3 1720 2236 N p 1 1 P 2 f X R 1.3 572 743.6 N p 2 2
轴承 的寿命
因为 P 1 P ，所以按轴承 1 的受力大小计算： 2
6
106 (17200)3 38309.1 60 850 1378
10 C
( ) 60n P 1
L h
h
故该轴承能满足要求。

6、结构设计及说明 6.1 I 轴（输入轴） 的设计
将运动带入变速箱 的带轮一般都安装在轴端，轴变形较大，结构上应注意加强轴 的刚 度或使轴部受带 的拉力（采用卸荷装置）。

I 轴上装有摩擦离合器，由于组成离合器 的零件 很多，装配很不方便，一般都是在箱外组装好 I 轴在整体装入箱内。

我们采用 的卸荷装置 一般是把轴承装载法兰盘上，通过法兰盘将带轮 的拉力传递到箱壁上。

车床上 的反转一般用于加工螺纹时退刀。

车螺纹时，换向频率较高。

实现政反转 的变 换方案很多，我们采用正反向离合器。

正反向 的转换在不停车 的状态下进行，常采用片式 摩擦离合器。

由于装在箱内，一般采用湿式。

在确定轴向尺寸时，摩擦片不压紧时，应留有 0.2～0.4 mm 的间隙，间隙应能调整。

离合器及其压紧装置中有三点值得注意：
1）摩擦片 的轴向定位：由两个带花键孔 的圆盘实现。

其中一个圆盘装
在花键上，另一个装在花键轴上 的一个环形沟槽里，并转过一个花键齿，和轴上 的花键对 正，然后用螺钉把错开 的两个圆盘连接在一起。

这样就限制了轴向和周向德两个自由度， 起了定位作用。

2）摩擦片 的压紧由加力环 的轴向移动实现，在轴系上形成了弹性力 的封闭 系统，不增加轴承轴向复合。

3）结构设计时应使加力环推动摆杆和钢球 的运动是不可逆 的，即操纵力撤 消后，有自锁作用。

I 轴上装有摩擦离合器，两端 的齿轮是空套在轴上，当离合器接通时才和轴一起转动。

但脱开 的另一端齿轮，与轴回转方向是相反 的，二者 的相对转速很高（约为两倍左右） 结构设计时应考虑这点。

齿轮与轴之间 的轴承可以用滚动轴承也可以用滑动轴承。

滑动轴承在一些性能和维修 上不如滚动轴承，但它 的径向尺寸小。

空套齿轮需要有轴向定位，轴承需要润滑。

6.2齿轮块设计
齿轮是变速箱中 的重要元件。

齿轮同时啮合 的齿数是周期性变化 的。

也就是说，作用 在一个齿轮上 的载荷是变化 的。

同时由于齿轮制造及安装误差等，不可避免要产生动载荷 而引起振动和噪音，常成为变速箱 的主要噪声源，并影响主轴回转均匀性。

在齿轮块设计 时，应充分考虑这些问题。

齿轮块 的结构形式很多，取决于下列有关因素： 1 ）是固定齿轮还是滑移齿轮； 2 ）移动滑移齿轮 的方法；
3 ）齿轮精度和加工方法；
变速箱中齿轮用于传递动力和运动。

它 的精度选择主要取决于圆周速度。

采用同一精 度时，圆周速度越高，振动和噪声越大，根据实际结果得知，圆周速度会增加一倍，噪声 约增大 6dB 。

工作平稳性和接触误差对振动和噪声 的影响比运动误差要大，所以这两项精度应选高 一级。

为了控制噪声，机床上主传动齿轮都要选用较高 的精度。

大都是用 度很低 的，才选 8— 7— 7。

如果噪声要求很严，或一些关键齿轮，就应选 度从 7— 6— 6提高到 6— 5— 5时，制造费用将显著提高。

不同精度等级 的齿轮，要采用不同 的加工方法，对结构要求也有所不同。

8级精度齿轮，一般滚齿或插齿就可以达到。

7— 6— 6，圆周速 6— 5— 5。

当精 7级精度齿轮，用较高精度滚齿机或插齿机可以达到。

但淬火后，由于变形，精度将
下降。

因此，需要淬火 的 7级齿轮一般滚（插）后要剃齿，使精度高于 7，或者淬火后在 衍齿。

6级精度 的齿轮，用精密滚齿机可以达到。

淬火齿轮，必须磨齿才能达到 6级。

机床主轴变速箱中齿轮齿部一般都需要淬火。

6.3其他问题
滑移齿轮进出啮合 的一端要圆齿，有规定 的形状和尺寸。

圆齿和倒角性质不同，加工 方法和画法也不一样，应予注意。

选择齿轮块 的结构要考虑毛坯形式（棒料、自由锻或模锻）和机械加工时 的安装和定 位基面。

尽可能做到省工、省料又易于保证精度。

齿轮磨齿时，要求有较大 的空刀（砂轮）距离，因此多联齿轮不便于做成整体 的，一 般都做成组合 的齿轮块。

有时为了缩短轴向尺寸，也有用组合齿轮 的。

要保证正确啮合，齿轮在轴上 的位置应该可靠。

滑移齿轮在轴向位置由操纵机构中 的 定位槽、定位孔或其他方式保证，一般在装配时最后调整确定。

6.4传动轴 的设计
机床传动轴，广泛采用滚动轴承作支撑。

轴上要安装齿轮、离合器和制动器等。

传动 轴应保证这些传动件或机构能正常工作。

首先传动轴应有足够 的强度、刚度。

如挠度和倾角过大，将使齿轮啮合不良，轴承工 作条件恶化，使振动、噪声、空载功率、磨损和发热增大；两轴中心距误差和轴芯线间 的 平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。

传动轴可以是光轴也可以是花键轴。

成批生产中，有专门加工花键 的铣床和磨床，工 艺上并无困难。

所以装滑移齿轮 的轴都采用花键轴，不装滑移齿轮 的轴也常采用花键轴。

花键轴承载能力高，加工和装配也比带单键 的光轴方便。

轴 的部分长度上 的花键，在终端有一段不是全高，不能和花键空配合。

这是加工时 的 过滤部分。

一般尺寸花键 的滚刀直径 D 为 65～85mm 。

刀
机床传动轴常采用 的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。

在温升、空载功率和噪声等方面， 球轴承都比滚锥轴承优越。

而且滚锥轴承对轴 的刚度、支撑孔 的加工精度要求都比较高。

因此球轴承用 的更多。

但是滚锥轴承内外圈可以分开，装配方便，间隙容易调整。

所以有 时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。

选择轴承 的型号和尺寸，首先取决于承载能力，
但也要考虑其他结构条件。

同一轴心线 的箱体支撑直径安排要充分考虑镗孔工艺。

成批生产中，广泛采用定径镗 刀和可调镗刀头。

在箱外调整好镗刀尺寸，可以提高生产率和加工精度。

还常采用同一镗 刀杆安装多刀同时加工几个同心孔 的工艺。

下面分析几种镗孔方式：对于支撑跨距长 的箱 体孔，要从两边同时进行加工；支撑跨距比较短 的，可以从一边（丛大孔方面进刀）伸进 镗杆，同时加工各孔；对中间孔径比两端大 的箱体，镗中间孔必须在箱内调刀，设计时应 尽可能避免。

既要满足承载能力 的要求，又要符合孔加工工艺，可以用轻、中或重系列轴承来达到 支撑孔直径 的安排要求。

两孔间 的最小壁厚，不得小于 5～10mm ，以免加工时孔变形。

花键轴两端装轴承 的轴颈尺寸至少有一个应小于花键 的内径。

一般传动轴上轴承选用 G 级精度。

传动轴必须在箱体内保持准确位置，才能保证装在轴上各传动件 的位置正确性，不论 轴是否转动，是否受轴向力，都必须有轴向定位。

对受轴向力 的轴，其轴向定位就更重要。

回转 的轴向定位（包括轴承在轴上定位和在箱体孔中定位）在选择定位方式时应注意： 1）轴 的长度。

长轴要考虑热伸长 的问题，宜由一端定位。

2）轴承 的间隙是否需要调整。

3）整个轴 的轴向位置是否需要调整。

4）在有轴向载荷 的情况下不宜采用弹簧卡圈。

5）加工和装配 的工艺性等。

6.5主轴组件设计
主轴组件结构复杂，技术要求高。

安装工件（车床）或者刀具（铣床、钻床等） 的主 轴参予切削成形运动，因此它 的精度和性能直接影响加工质量（加工精度和表面粗糙度） 设计时主要围绕着保证精度、刚度和抗振性，减少温升和热变形等几个方面考虑。

，
6.5.1 各部分尺寸 的选择
主轴形状与各部分尺寸不仅和强度、刚度有关，而且涉及多方面 的因素。

1 ）内孔直径
车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘 的操纵机构及通过卸顶尖 的顶杆，必须是空 心轴。

为了扩大使用范围，加大可加工棒料直径，车床主轴内孔直径有增大 的趋势。

2 ）轴颈直径
前支撑 的直径是主轴上一主要 的尺寸，设计时，一般先估算或拟定一个尺寸，结构确 定后再进行核算。

3 ）前锥孔直径
前锥孔用来装顶尖或其他工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。

4 ）支撑跨距及悬伸长度
为了提高刚度，应尽量缩短主轴 的外伸长度 a 。

选择适当 的支撑跨距 L ，一般推荐取：
L L
a
=3～5，跨距 L 小时，轴承变形对轴端变形 的影响大。

所以，轴承刚度小时，
a
应选大值，轴刚度差时，则取小值。

跨距 L 的大小，很大程度上受其他结构 的限制，常常不能满足以上要求。

安排结构时 力求接近上述要求。

6.5.2 主轴轴承
1）轴承类型选择
主轴前轴承有两种常用的类型：
双列短圆柱滚子轴承。

承载能力大，可同时承受径向力和轴向力，结构比较简单，但
允许的极限转速低一些。

与双列短圆柱滚子轴承配套使用承受轴向力的轴承有三种：
60角双向推力向心球轴承。

是一种新型轴承，在近年生产的机床上广泛采用。

具有承
载能力大，允许极限转速高的特点。

外径比同规格的双列圆柱滚子轴承小一些。

在使用中，这种轴承不承受径向力。

推力球轴承。

承受轴向力的能力最高，但允许的极限转速低，容易发热。

向心推力球轴承。

允许的极限转速高，但承载能力低，主要用于高速轻载的机床。

2）轴承的配置
大多数机床主轴采用两个支撑，结构简单，制造方便，但为了提高主轴刚度也有用三
个支撑的了。

三支撑结构要求箱体上三支撑孔具有良好的同心度，否则温升和空载功率增大，效果不一定好。

三孔同心在工艺上难度较大，可以用两个支撑的主要支撑，第三个为
辅助支撑。

辅助支撑轴承（中间支撑或后支撑）保持比较大的游隙（约
0.03～0.07 mm），只有在载荷比较大、轴产生弯曲变形时，辅助支撑轴承才起作用。

轴承配置时，除选择轴承的类型不同外，推力轴承的布置是主要差别。

推力轴承布置
在前轴承、后轴承还是分别布置在前、后轴承，影响着温升后轴的伸长方向以及结构的负
责程度，应根据机床的实际要求确定。

在配置轴承时，应注意以下几点：
①每个支撑点都要能承受经向力。

②两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。

③径向力和两个方向的轴向力都应传递到箱体上，即负荷都由机床支撑件承受。

3）轴承的精度和配合
主轴轴承精度要求比一般传动轴高。

前轴承的误差对主轴前端的影响最大，所以前轴
承的精度一般比后轴承选择高一级。

普通精度级机床的主轴，前轴承的选 C或 D级，后轴承选 D或 E级。

选择轴承的精度时，既要考虑机床精度要求，也要考虑经济性。

轴承与轴和轴承与箱体孔之间，一般都采用过渡配合。

另外轴承的内外环都是薄壁件，
轴和孔德形状误差都会反映到轴承滚道上去。

如果配合精度选的太低，会降低轴承的回转
精度，所以轴和孔的精度应与轴承精度相匹配。

1）轴承间隙的调整
为了提高主轴的回转精度和刚度，主轴轴承的间隙应能调整。

把轴承调到合适的负间隙，形成一定的预负载，回转精度和刚度都能提高，寿命、噪声和抗震性也有改善。

预负
载使轴承内产生接触变形，过大的预负载对提高刚度没有明显的小果，而磨损发热量和噪
声都会增大，轴承寿命将因此而降低。

轴承间隙的调整量，应该能方便而且能准确地控制，但调整机构的结构不能太复杂。

双列短圆柱滚子轴承内圈相对外圈可以移动，当内圈向大端轴向移动时，由于
1：12 的内錐孔，内圈将胀大消除间隙。

其他轴承调整也有与主轴轴承相似的问题。

特别要注意：调整落幕的端面与螺纹中心
线的垂直度，隔套两个端面的平行度都由较高要求，否则，调整时可能将轴承压偏而破坏
精度。

隔套越长，误差的影响越小。