普通车床主轴变速箱设计说明书（最终版） ㊣ 精品文档 值得下载

。

能同时满足三个传动比要求的齿数和有确定合理的齿数和，为了使主轴箱轴向尺寸不宜太大，故选取较小的最小齿轮齿数，在以上同时满足三个传动比的齿数和中，选取最小齿轮齿数为，则对应的齿数和为。

依次可以查得各传动比对应的最小齿轮齿数为同理可得其它的齿轮如下表所示表各传动组的最小齿轮齿数和齿数和变速组第变速组第二变速组第三变速组齿数和齿轮齿数验算主轴转速误差由于确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计的理论转速难以完全相符，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过。

主轴各级实际转速值用下式计算实ε其中ε滑移系数ε分别为各级的传动比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⊿理论理论实际∣实⊿∣∣﹤同样其他的实际转速及转速误差如下表各级传动组的转速误差主轴转速理论转速实际转速转速误差故转速误差满足要求。

齿轮的布置为了使变速箱结构紧凑以及考虑主轴适当的支承距离和散热条件，其齿轮的布置如下图所示。

图齿轮结构的布置齿轮模数及中心距的估算齿轮模数的估算根据齿轮弯曲疲劳的估算齿面点蚀的估算其中为大齿轮的计算转速，为齿轮中心距。

由中心距及齿数求出模数根据估算所得和中较大的值，选取相近的标准模数。

齿数为与的齿轮取模数为齿数为与的齿轮取模数为齿数为与的齿轮长度主轴前端悬伸量的选择确定主轴悬伸量的原则是在满足结构要求的前提下，尽可能取小值。

主轴悬伸量与前轴颈直径之比所以，悬伸量取支承跨距及悬伸长度为了提高主轴刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度，选择适当的支承跨距。

般推荐取跨距小时，轴承变形对轴端变形影响大。

所以轴承刚度小时，应选大值，轴刚性差时，则取小值。

其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。

在安排结构时力求接近即可。

头部尺寸的选择对机床主轴的头部广泛采用短圆周式结构，悬伸短，刚度好。

在此选择型，主轴前端轴径，故选代号为的型结构。

其公称直径，偏差为。

主轴材料与热处理材料为钢，调质到，主轴端部锥孔定心轴颈或定心圆锥面等部位局部淬硬至，轴径应淬硬。

主轴轴承主轴的前轴承选取系列双列向心短圆柱滚子轴承。

这种轴承承载能力大，内孔有锥度，磨擦系数小，温升低，但不能承受轴向力，必须和能承受轴向力的轴承配合使用，因此整个部件支承结构比较复杂。

取模数为齿数为与的齿轮取模数为齿数为与的齿轮取模数为齿数为与的齿轮取模数为齿数为与的齿轮取模数为齿轮分度圆直径及轴中心距的估算ⅠⅡ传动轴上两齿轮传动副齿轮齿数分别为与与。

为了使Ⅰ轴上小齿轮齿根圆比摩擦离合器外片的外径大，即大于，取模数为，则其分度圆直径分别为ⅠⅡ传动轴间中心距ⅡⅢ传动轴上齿轮传动副齿轮齿数分别为与与与。

模数为，则其分度圆直径分别为ⅡⅢ传动轴间中心距ⅢⅣ传动轴上两齿轮传动副齿轮齿数分别为与与。

模数为，则其分度圆直径分别为ⅢⅣ传动轴间中心距主轴及其组件的设计主轴组件结构复杂，技术要求高。

安装工件的主轴参与切削成形运动，因此，它的精度和性能性能直接影响加工质量加工精度与表面粗糙度。

主轴直径的选择由车床功率，查表可以选取前支承轴颈直径，考虑到轴承的直径系列均为的倍数，故取后支承轴颈直径选取主轴内径的选择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。

确定孔径的原则是在满足对空心主轴孔径要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的要求尽可能取大些。

由车床主参数规格尺寸和基本参数，查得最大工件回转直径的主轴通孔直径≧推荐普通车床或其中主轴的平均直径，前轴颈处内孔直径所以，内孔直径取前锥孔尺寸前锥孔用来装顶尖或其它工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。

选择如下莫氏锥度号取号标准莫氏锥度尺寸为大端直径锥度，方案的中间传动轴变速范围最小，方案最佳。

但由于Ⅰ轴装有摩擦离合器，在结构上要求有齿轮的齿根圆大于离合器的直径因而采用方案，最佳绘制结构网由上选择的结构式，画其结构图如下图结构网传动组的变速范围的极限值齿轮传动最小传动比，最大传动比，决定了个传动组的最大变速范围。

因此，要按照下表，淘汰传动组变速范围超过极限值的所有传动方案。

极限传动比及指数值为表公比极限传动比指数值值，值最大扩大组的选择正常连续的顺序扩大组的传动的传动结构式为最后扩大组的变速范围按照原则，导出系统的最大级数和变速范围为表最后扩大组的传动副数目时的转速范围远比时大因此，在机床设计中，因要求的较大，最后扩大组应取更为合适。

同时，最后传动组与最后扩大组往往是致的。

安装在主轴与主轴前传动轴的具有极限或接近传动比的齿轮副承受最大扭距，在结构上可获得较为满意的处理，这也就是最后传动组的传动副经常为的另原因。

转速图的拟定运动参数确定以后，主轴各级转速就已知，切削耗能确定了电机功率。

在此基础上，选择电机型号，确定各中间传动轴的转速，这样就拟定主运动的转速图，使主运动逐步具体化。

主电机的选定电机功率中型机床上，般都采用三相交流异步电动机作为动力源。

根据机床切削能力的要求确定电机功率电机转速选用时，要使电机转速与主轴最高转速和轴转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。

分配降速比该车床主轴传动系统共设有四个传动组其中有个是带传动。

根据降速比分配应前慢后快的原则以及摩擦离合器的工作速度要求，确定各传动组最大最小传动比。

分配总降速传动比时，要考虑是否增加定比传动副，以使转速数列符合标准和有利于减小齿数和减小径向与轴向尺寸，必须按前慢后快的原则给串联的各变速器分配最小传动比。

决定轴ⅢⅣ的最小降速传动比主轴上的齿轮希望大些，能起到飞轮的作用，所以最后个变速组的最小降速传动比取极限，公比，，因此从Ⅳ轴的最下点向上格，找到Ⅲ上对应的点，连接对应的两点即为ⅢⅣ轴的最小传动比。

决定其余变速组的最小传动比根据前慢后快的原则，轴ⅡⅢ间变速组取，即从Ⅲ轴向上格，为了使轴ⅠⅡ间中心距不至太大，故降速比不宜太大，可取降另传动副采用升速传动，传动比为连接各线。

根据每个变速组的传动比连线按基本组的级比指数，第扩大组的级比指数，第二扩大组的级比指数由于结构式有三个传动组，变速机构共有四根轴，加上电动机轴共五根轴，由上分析画出其转速图如下由转速图确定各轴及各齿轮计算转速计算转速是指主轴或各传动件传递全功率时的最低转速。

由金属切削机床表可查得主轴的计算转速为从主轴最低转速算起，第个转速范围内的最高级转速，即为。

Ⅲ轴的计算转速为Ⅱ轴的计算转速为Ⅰ轴的计查表得将以上数据代入上式得故可取摩擦片片数为计算轴向压力轴向压力可由下式计算将代入上式得带轮直径和齿轮齿数的确定带轮传动的选择选择三角带型号及带轮直径的确定由式中为带计算转速为工作情况系数为电动机额定功率。

电动机额定功率，查机械设计表取则，小轮转速即电机轴转速为查机床变速箱主轴设计指导图选用型三角带。

查表取小轮直径，大轮直径由式。

带的滑动系数般取则根据带轮的基准直径系列圆整后取。

确定三角带速度由于，对于型带比较经济耐用。

故满足设计要求。

初定中心距带轮的中心距，通常根据机床总体布局初步选定，般可在下列范围内选取中心距过小，将降低带的寿命中心距过大又将引起带的振动。

对重型机床电动机轴变速箱带轮轴的中心距般为故估算的带轮中心距满足要求。

确定三角带的计算长度及内周长三角带的计算长度是通过三角带截面重心的长度。

代入数据得将其圆整得标准的计算长度为，查表得相应的内周长度，修正值验算三角带的挠曲次数挠曲次数次，故能满足要求确定实际中心距实际中心距验算最小包角故能满足要求确定三角带根数三角带根数式中为三角带传动的功率，为单根三角带在特定长度平稳工作情况下传递的功率，查表得包角系数，查表得三角带传递的功率将所查数据代入可得所以，所需带轮的根数为根确定齿轮齿数可用计算法或查表确定齿轮齿数，后者更为简便，根据要求的传动比和初步定出的传动副齿数和，查表即可求出小齿轮齿数。

选择时应考虑传动组小齿轮应保证不产生根切。

对于标准齿轮，其最小齿数齿轮的齿数和不能太大，以免齿轮尺寸过大而引起机床结构增大，般推荐齿数和，常选用在之内。

同变速组中的各对齿轮，其中心距必须保证相等。

保证强度和防止热处理变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚保证主轴的转速误差在规定的范围之内。

图齿轮的壁厚变速传动组中齿轮齿数的确定确定齿轮齿数用计算法确定第个变速组中各齿轮的齿数其中主动齿轮的齿数被动齿轮的齿数对齿轮的传动比对齿轮的齿数和为了保证不产生根切以及保证最小齿轮装到轴上或套筒上具有足够的强度，最小齿轮必然