400卧式铣床设计说明书2

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1、目录一.绪论：1二. 主传动系统的组成及要求1三. 主传动系统的运动设计43.1 结构网与结构式43.2 转速图的拟定43.3 转速图93.4 带轮及V带设计133.5 齿轮齿数的确定153.6 齿轮各项参数的确定19主传动系统的布局及变速机构的类型21齿轮的布置234-1滑移齿轮的轴向布置234-2一个变速组内齿轮轴向位置的排列244-3缩小径向足寸244.4 轴的空间布置254.5 计算转速264.6 主轴轴径设计28五. 传动系统的润滑315.1 润滑系统的要求315.2 润滑剂的选择31六课程设计总结32致谢词32参考文献：33.绪论：现代化工业生产主要表现在生产总量的提高与先进的技术

2、指标两方面，而这些则取决于机械制造工业提供的装备的技术水平、机床工业是及其制造业的重要部门，担负着为农业、工业、科学技术和国防等现代化提供技术装备的任务，在整个国民经济中占有重要地位。一个国家机床工业的技术水平。机床的拥有量和现代化程度是这个国家工业生产能力核技术水平的重要标志之一。而所谓金属切削机床是用刀具或磨具对金属工件进行切削加工的机器。它所担负的工作量约占总劳动量的一半。我国机床工业从无到有，从小到大，从修配到制造，从纺织到自行设计，从沿海到内地，从通用机床到专用机床，从单机到配套，不断发展壮大。目前，我国的机床工业体系已经基本形成，并设计和制造了一些具有先进水平的机床，逐步掌握了精密

3、、高效、简短、重型等机床品种。许多工厂已试制和生产了数控车床、数控铣床、数控镗床以及加工中心。机关技术、静压技术、数显装置、电子计算机等也成功地用到机床上。近年虽然我国的机床工业取得了巨大的成就，但还不能满足国防建设和工业告诉发展的需要，特别是在质量和品种方面，在重型机床和高效机床方面，在基本理论和试验研究方面，与世界先进水平相比还存在一定的差距二. 主传动系统的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

4、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

5、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，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

6、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、操作、调整、制造以及成本都有密切的关系。总之，设计主传动系统时，一般应满足下里面的几项要求：1.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。2.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。3.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。4.操纵要轻便灵活、迅速、安全可靠，并须便于调整和维修。5.结构简单、润滑与密封良好，便于加工和装配，成本低。三. 主传动系统的运动设计 主传动系统的运动设计是运用转速图的

7、基本原理，以拟定满足给定的转速数列的经济合理的传动系统方案。其主要的内容包括选择变速组及其传动副数，确定各变速组中的传动比，以及计算齿轮齿数和皮带轮直径等。3.1 结构网与结构式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。结构网也可写成结构式来表示：18=322336 ，式中，l8表示变速级数；3、2、3分别表示各变速组的传动副数；脚标中2、3、6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。显然，变速组内的相邻传动比关系可以表述于结构式或结构网

8、上。一个结构式对应一个结构网，一个结构式可以画出不同的转速图(如改变中间轴的转速)，但一个转速图只能表示出一个结构式。从上述的结构式可以表示出：传动系统的组成情况，即主轴得到Z=323=18种公比为的等比数列的转速；各变速组的传动副数，即p0=3，p1=2，p2=3；各变速组中相邻传动比之间的关系，可见结构网或结构式与转速图具有一致的变速特性。3.2 转速图的拟定1拟定转速图的一般原则通过对铣床主传动系统的分析可知，拟定转速图是设计传动系统的重要内容。它对整个机床设计质量有较大影响。(1)变速组及其传动副数的确定 实现一定的主轴转速级数的传动系统，可由不同的变速组来组成。例如，主轴为18级转速

9、的传动系统有下列几种可能实现的方案；1)18=332 2)18=3233)18=233 4)18=365)18=63 6)18=29首先应该确定，若使主轴得到18级转速需要选择几个变速组，以及各变速组中的传动副数。、由于机床的传动系统通常是采用双联或三联滑移齿轮进行变速，所以每个变速组的传动副数最好取为或3。这样可使总的传动副数量最少，如采用第1)3)种方案时，需要3+3+2=8对齿轮；采用第4)及5)种方案时，需要3+6=9对齿轮；而第6)种方案要2+9=ll对齿轮。若一个变速组的传动副取时，不仅使变速箱的轴向尺寸增加，而且使操纵机构较为复杂。根据机床性能的要求，一般主轴的最低转速，要比电动

10、机的转速低得多，须进行降速，才能满足主轴最低转速的要求。如果采用或3时，达到同样的变速级数，变速组的数量相应增加，这样，可利用变速组的传动副兼起降速作用，以减少专门用于降速的定比传动副。综上所述，主轴为l8级转速的传动系统，应采用由三个变速组所组成的方案，即选择上述第l)3)种方案。电动机的转速一般比主轴大部分的转速高，从电动机到主轴之间，总的趋势是降速传动。也就是说，从电动机轴起愈靠近主轴的轴的最低转速就愈低(见图33)。根据扭矩公式： 式 中：N传动件传递的功率(千瓦)； n传动件的转速(转分)。当传递功率为一定时，转速n较高的轴所传递的扭矩M较小，在其他条件相同的情况下，传动件(齿轮、轴

11、)的尺寸就可以小一些，这对于节省材料、减小机床重量及尺寸都是有利的。因此，在设计传动系统时，应使较多的传动件在高转速下进行工作，应尽可能地使靠近电动机的变速组中的传动副数多一些，而靠近主轴的变速组中传动副数少一些即所谓前多后少的原则，故要求 。按此原则，上述实例中1)3)的三种方案应选用第2)种，即选用18=323的方案。(2)基本组和扩大组的确定 根据上述原则，传动系统的变速组及传动副数虽已确定，但基本组和扩大组的排列次序不同，还可有许多方案。例如18=323，就可以得下列多种不同扩大顺序方案，其结构式分别为：18=312339 18=322336 ；与上述结构式相对应的还有结构网。一般情况

12、下，各变速组的排列应尽可能设计成基本组在前，第一扩大组次之，最后扩大组的顺序。也就是说，各变速组的扩大顺序应尽可能与运动的传递顺序相一致。只要扩大顺序与传动顺序一致，就能使中间传动轴的变速范围缩小。这时，中间传动轴的最高转速与最低转速的差值也就较小，这样，便可缩小该轴上的传动件的尺寸。因此，各变速组的变速范围应逐渐增大，在转速图或结构网中表现出前面变速组传动比的连线的分布较紧密，而后面变速组传动比连线的分布则较琉松，即所谓前紧后松原则。(3)变速组中的极限传动比及变速范围 设计机床主传动系统时要考虑两种情况：降速传动应避免被动齿轮尺寸过大而增加变速箱的径向尺寸，一般限制降速传动比的最小值；升速

13、传动应避免扩大传动误差和减少振动，一般限制直齿轮升速传动比的最大值；斜齿轮传动比较平稳，可取。所以，主传动各变速组的最大变速范围为：。一般在设计机床传动系统时，任何一个变速组的变速范围都应尽量满足上述要求，当然在条件许可或处理得当时，也可以超出这个范围。初步方案定出后，应检查变速范围是否超出允许值。由于最后扩大组的变速范围最大，一般只要检查最后扩大组的变速范围合乎要求，其他变速组也就不会超出上述允许值。现以Z=l8, =1.26为例，进行验算：1) 18=3223 36，其最后扩大组的变速范围：上述分析说明，为了使最后扩大组的变速范围不致超出允许值，大多数机床最后扩大组的传动副数取为2，采用混

14、合公比时可以打破常规。(4)合理分配传动比的数值 确定了结构网或结构式方案后，拟定转速图，合理地分配各传动副的传动比，一般应尽量注意以下几点：1)各传动副的传动比应尽可能不超出极限传动比和。2)各中间传动轴应有适当高的转速。因为中间传动轴的转速愈高，在一定的功率条件下，传递的扭矩也愈小，相应也减少了传动件的尺寸，因此，在传动顺序上各变速组的最小传动比，应采取逐渐降速的原则，即要求 这样可使中间传动轴的最低转速提高，即所谓先慢后快的原则。3)为了便于设计及使用，传动比值最好取标准公比的整数幂次，即，其中E为整数。这样，中间轴的转速可以从转速图中直接读出来，不必分别进行计算；并可直接查表，确定齿轮

15、齿数。设计机床传动系统时，一般应尽可能遵循上述原则。本次设计的铣床基本上是符台以上各项原则的，但突际情况与要求不同时，也不能硬套。例如CA6140车库主传动系统中采用了摩擦离合器，要求结构紧凑，轴向尺寸不致过长，就不便于安置传动副较多的变速组，一般是安排两对滑移齿轮较好，这样就违反了所谓前多后少的原则；又如主传动采用多速电动机或双公用齿轮传动，也不符合前紧后松的要求。这些情况表明，从局部来看虽然不够合理，但是，从整体来看却是合理的，所以，在设计中应根据具体情况，灵活运用。2.拟定转速图的步骤下面具体说明转速图的设计步骤。大多数机床广泛应用滑移齿轮的变速方式，为满足结构设计和操纵方便的要求，通常

16、都采用双联或三联齿轮，因此，18级转速需要三个变速组即。（1）卧式铣床的主轴转速范围为23.51900转分，转速级数Z=18，公比，电动机的转速n=1440转分。大致的设计步骤如下：根据,往往是，确定，取，则：得写出基型的结构式18=213336写出变形的结构式18=233236 根据“前多后少，前密后疏”调整18=3223 36(2)定公比则1.58转速数列为：23.5、37.5、47.5、60、75、95、118、150、190、235、300、375、475、600、750、950、1180、1900。 (3)确定基本组和扩大组 该铣床主传动系统应有三个变速组，根据前紧后松原则，选择的方

17、案。其中，第一变速组为基本组，其级比指数 (即基本组的传动比在转速图上相距一格)；第二变速组为第一扩大组，其级比指数（即第一扩大组传动比在转速图上相距三格)；第三变速组为第二扩大组，其级比指数 (即第二扩大组传动比在转速图上相距六格)。(4)确定是否增加降速传动 该铣床的总降速比，若每一个变速组的最小降速比取，故需增加降速传动。但是，为使中间两个变速组做到降速缓慢，以利于减少变速箱的径向尺寸，故在-轴间增加一对降速传动齿轮，同时，也有利于设计变型机床，因为只要改变这对降速齿轮传动比，在其他三个变速组不变的情况下，就可以将主轴的18种转速同时提高或降低，以满足用户的不同需要。(5)分配降速比 前

18、面已确定，18=323共需三个变速组，并在-轴间增加一对降速传动齿轮，因此，转速图上有五根传动轴，如图3-2所示。画五根距离相等的竖直线(、)代表五根轴；画18根距离相等的水平线代表18级转速，这样便形成了转速图格线。 图3-2 降速比传动线 图3-3 变速组传动线1)在主轴上标出18级转速：23.51900转分，在第轴上用A点代表电动机转速转分；最低转速用E点标出，因此A、E两点联线相距约18格，即代表总降速传功比。2)决定、轴之间的最小降速传动比：一般铣床的工作特点是间断切削，为了提高主轴运转的平稳性，主轴上齿轮应大一些，能起到飞轮的作用，所以最后一个变速组的降速传动比取。按公比，查表可知

19、，即从E点向上数六格()，在轴上找出D点，DE线邱为-轴间变速组(第二扩大组)的降速传动比。3)决定其余变速组的最小传动比：根据降速前慢后快的原则，-轴间变速组(第一扩大组)，取，即从D点向上数5格（），在轴上找出C点，用CD连线表示；同理，-轴间取，用BC连线表示；I-轴间取，用AB连线表示。(6)画出各变速组其他传动线(图3-3) I-轴间只有一对齿轮传动。转速图上为一条AB连线。-轴间为基本组有三对齿轮传动，级比，故三条传动线在转速图上各相距一格，从C点向上每隔一格取C1、C2点，连线BCl和BC2得基本组三条传动线，它们的传动比分别为，。-轴间为第一扩大组也有三对齿轮传动，级比，三条传

20、动线在转速图上各相距三格，即CD,CD1和CD2，它们的传动比分别为，。-轴间为第二扩大组有两对齿轮传动，级比，两条传动线在转速图上应相距九格，即DE和DE1，它们的传动比分别为和。(7)画出全部转速线 即该铣床的主传动转速图。如前所述，转速图两轴间的平行线代表同一对齿轮传动，所以画-轴间的传动线时，应从C1、C2两点分别画CD、CD1、CD2的平行线，使轴得到六种转速。同理，画-轴间的传动线时，应画六条与DE1的平行线，六条与DE1的平行线，使主轴得到l8种转速。3.3 转速图分析研究传动系统，仅有机床的传动系统图是不够的，因为他不能直观的表明主轴每一种转速是通过哪些齿轮传动的，以及各对齿轮

21、的传动比之间的内在联系，只有算出机床的每一种转速，按转速大小排成次序，画出传动路线的转速图，才能搞清楚。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23.51900转/分，公比=1.26，图3-1 主传动系统的转速图，转速级数Z=18，电动机转速n0的1440转/分。从转速图上可以看出：（1）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、与传动系统图上各传动轴相对应，其中轴即主轴。通常，电动机轴是以最左面一条竖直线表示。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。（2）距离相等的一组水平线与竖直线（即

22、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18种转速：23.5、37.5、1900转/分。由于该铣床转速是以公比=1.26、，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。（3）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

23、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。如在此例中，电动机轴（轴）与轴间有一对齿轮传动，是用轴上的1440转/分与轴上的750转/分两点连线来表示，由图可见，连线是向下斜三格，即为降速传动，其传动比；-轴间有三对齿轮传动，在转速图上是用三条向下斜的连线来表示，即，故连线向下斜四格；，向下斜五格；，向下斜六格，可见三对齿轮都是降速传动。-轴间有三对齿轮传动，即,向下斜两格；，则上述二者均为降速传动，连线向上斜六格，则为升速传动。应该指出，在轴上已经有了三种转速，由于通过齿轮传动，故在转速图上是用三条向下斜四格、且互相平行的连线来表示这对齿轮传动，即这对齿轮在

24、变速中使用了三次，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。同理，可画出轴间的转速图。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3-3可以看出，铣床主轴的18级转速是通过三个变速组传动得到的。各变速组的传动副数分别为3、3、2，即主轴的转速级数为Z=332=18。其中轴间的一对齿轮传动起降速作用，使轴得到一种固定的转速，称为定比传动；轴到轴（

25、主轴）之间由有三个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18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。（1）第一变速组（变速组a）有三对齿轮传动副，其传动比为则： 由此可见，在变速组a中的三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，就是说通过三个传动比使轴得到三种转速，也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。则变

26、速组a的相邻传动比关系为： ；式中的，称为变速组的级比指数为1。（2）第二变速组（变速组b）也有三对齿轮传动副，其传动比为： 则： 或可写为： 由此可见，在变速组b中的三个传动比之间相差均为三格，即相差3倍关系，通过这三个传动比使轴得到9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，使轴上得到三种转速，若再扩大转速范围，就要通过一扩组的三个传动副，使轴上得到9种转速，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

27、，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。（3）第三变速组（变速组c）有两对齿轮传动副，其传动比为则： 这说明该变速组两个传动比之间相距为6格，即相差为倍，因此通过它变速后，在V轴(主轴)上可以得到323=18种连续的等比数列的转速，即从IV轴上的9种转速，再扩大为V轴上的18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6格，若进一步扩大转速范围，使V轴得到18种连续的等比级数的转速

28、，则第二扩大组(变速组c)的两个传动比必须拉开6格，即相差9倍，其级比指数。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(33=9)。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

29、重复的等比数列。这样的传动系统一般称为常规传动系统。3.4 带轮及V带设计带传动是机械传动学科的一个重要分支，主要用于传递动力和运动，它是机械传动中重要的传动形式，也是机电设备的核心联接部件，种类异常繁多，用途极为广泛。其最大特点是可以自由变速、远近传动、结构简单，更换方便。传动原理为：摩擦型主要是平带传动、V带传动、多楔带传动等等；啮合型的为同步带传动。带传动广泛用于汽车、机械、纺织、家电、轻工、农机等领域。由于机械设备不断向高精度、大功率、长寿命、低噪音、低成本和紧凑化发展，使近年来的带传动产品在保证一定强度的条件下向轻薄方向发展，普通V带出现下降趋势，同步带传动、多楔带传动、窄V带传动和

30、复合平带传动的应用持续增长。同步带的工作面主要有梯形齿和弧形齿，本次设计选择梯形齿。梯形齿同步带的承载层为玻璃纤维绳芯、钢丝绳等的环形带，基体有氯丁胶和聚氨酯（只有小带型）两种； 由于用途不同又有一般工业用和汽车用之分。靠啮合传动，承载层保证带齿齿距不变， 传动比准确，轴压力小，结构紧凑，耐油、耐磨性较好，但安装制造要求高。在V50m/s、P300kw、I10时，要求同步的传动， 也可用于低速传动；载荷大应选用橡胶同步带，载荷小或有耐油要求时， 选用聚氨酯同步带。已知电机额定功率P=7.5kw，转速n=1440转/分，传动比，机床按每天工作1016小时计。1确定计算功率PC选取V带类型查机械设

31、计手册，得工作情况系数KA=1.2则有： 根据，n=1440r/min，悬崖B型普通V带。2确定带轮基准直径由机械设计手册及上述已知条件，查得主动轮最小直径，根据带轮基准直径系列，取。则从动轮基准直径，根据基准直径系列取。3验算带的速度速度在之间，所以速度合适。4确定普通V带的基准长度和传动中心距由 ，初步确定中心距： ，计算带的初选长度：由基准长度选： 则实际中心距： 则： 即中心距的可调整范围为： 5验算主动轮上的包角所以，主动轮上包角大于120o，合适。6计算V带根数z由B型普通V带，n=1440 r/min，通过查机械设计手册可得；由查出；由，查出。则： 取： 根7计算拉力F0由已知数

32、据查得：所以有： 8计算作用在轴上的压力FQ3.5 齿轮齿数的确定拟定转速图后，可根据各传动副的传动比确定齿轮齿数。 1确定齿轮齿数时应注意的问题(1)齿轮的齿数和SZ不应过大，以免加大两轴之间的中心距，使机床的结构庞大。一般推荐齿数和SZ100120。(2)齿数和尽可能要小，但应考虑以下几点：1)最小齿轮不产生根切现象。机床变速箱中，对于标准直齿圆柱齿轮，一般取最小齿数和2)受结构限制的最小齿数的各齿轮(尤其是最小齿轮)，应能可靠地装到轴上或进行套装；齿轮的齿槽到孔壁或键槽的壁厚a2m(m为模数)，以保证有足够的强度，避免出现断裂现象。由图3-9可知，对于标准直齿圆柱齿轮，其最小齿根圆直径，

33、代入上式可得：式中：齿轮的最小齿数； m齿轮的模鼓； T键槽至齿轮轴线的高度3)两轴上最小中心距应取得适当。若齿数和SZ太小，则中心距过小，将导致两轴上轴承及其他结构之间的距离过近或相碰。另外，确定齿轮齿数时，应符合转速图上传动比的要求。实际传动比(齿轮齿数之比)与理论传动比(转速图上要求的传动比)之间允许有误差，但不能过大。分配齿数所造成的转速误差，一般不应超过。2变速组内模数相同时齿轮齿数的确定确定齿轮齿数时，初步须定出各变速组内齿轮副的模数，以便根据结构尺寸判断其最小齿轮齿数或齿数和是否适宜。在同一变速组内的齿轮可取相同的模数，也可取不同的模救。后者只有在一些特殊情况下，如最后扩大组或背

34、轮传动中，因各齿轮副的速度变化大，受力情况相差也较大，在同一变速组内才采用不同模数。为了便于设计和制造。主传动系统中所采用齿轮模数的种类尽可能少一些，在同变速组内一般都取相同的模数，因为各齿轮副的速度变化不大，受力情况相差也不大，故允许采用同一个模数。下面以计算法为例介绍齿轮齿数的确定。在同一变速组内，各对齿轮的齿数之比，必须满足转速图上已经确定的传动比；当各对齿轮的模数相同，且不采用变位齿轮时，则各对齿轮的齿数和也必然相等。可列出： （3-1） （3-2）式中：、分别为任一齿轮副的主动与被动齿轮的齿数；任一齿轮副的传动比； 各齿轮副的齿数和。由式3-1和3-2可得： (3-3)因此，选定了齿

35、数和，便可按式3-3计算各齿轮的齿数；或者由上式确定出齿轮副的任一齿轮的齿数后，用式3-2算出另一齿轮的齿数。由前述已知，确定变速组的齿数和时，应使其尽可能地小，一般地说主要是受最小齿轮的限制。显然最小齿轮是在变速组内降速比或升速比最大一对齿轮中，因此可先假定该小齿轮的齿数，根据传动比求出齿数和，然后按各齿轮副的传动比，再分配其他齿轮副的齿数；若传动比误差较大，应重新调整齿数和，再按传动比分配齿数。（1）第一变速组内的三对齿轮其传动比为：； ； 最小齿轮一定在最大降速比的这对齿轮副中，即，根据具体结构情况取，则，齿数和。然后，由式3-2确定其他两对齿轮副的齿数。传动比为的齿轮副：传动比为的齿轮

36、副：（2）第二变速组内的三对齿轮其传动比为：； ； 最小齿轮一定在最大降速比的这对齿轮副中，即，根据具体结构情况取，则，齿数和。然后，由式3-2确定另一对齿轮副的齿数。传动比为的齿轮副：齿轮齿数的确定，往往须反复多次计算才能确定，合理与否还要在结构设计中进一步检验，必要时还会改变。比如因中心距过小，两轴上的零件相碰或因齿轮(尤其应注意滑移齿轮)与其他件相碰时，就须改变齿数和，个别情况下只有改变有关齿轮副的传动比才能解决问题。如果根据传动比要求，按上述计算所得到的齿教和过大以及传动比误差过大时，还可采用变位齿轮的方法来凄中心距，以获得要求的传动比值，这时齿数的计算比较灵活。3变速组内模数不同时齿

37、轮齿数的确定设一个变速组内有两对齿轮副和，分别采用两种不同模数m1和m2，其齿数和为和，如果不采用变位齿轮，因各齿轮副的中心距A必须相等，可写出：所以： (3-4)由式3-4可得： (3-5)设 可得： (3-6)式中： 、无公因数的整致；整数。按式3-6计算不同模数的齿轮齿数，往往需要几次试算才能确定。首先定出变速组不同的模数值和；根据式3-5计算出、；选择值，由式3-6计算各齿轮副的齿数和和。(应考虑齿数和不致过大或过小)；按各齿轮副的传动比分配齿数。如果不能满足转速图上的传动比要求，须调整齿数和重新分配齿数，因此经常采用变位齿轮的方法，改变两对齿轮副的齿数和，以获得所要求的传动比。在本次

38、设计的铣床主传动中-轴间(第三变速组也即第二扩大组)的两对齿轮，其传动比为和、，考虑实际受力情况相差较大，齿轮副的模数分别选择为和由式3-5可得：为了使齿效和较小并满足最小齿轮齿数的要求，选取K=30，则根据齿轮副的传动比齿数分配如下：4三联滑移齿轮之间的齿数若变速组采用三联滑移齿轮变速时，在确定其齿数之后，还应检查相邻齿轮的齿数关系，以确保其左右移动时能顺利通过，不致相碰。如图3-5所示，当三联滑移齿轮从中间位置向左移动时，齿轮要从固定齿轮上面越过，为避免与齿项相碰，须使与两齿轮的齿项圆半径之和小于中心距A。当向右移动时也有同样的要求。若齿轮的齿数，只要使和不相碰，则必能顺利通过。若齿轮齿数

39、，且采用标准齿轮必须保证： 因为 代入上式可得： 即三联滑移齿轮中，最大和次大齿轮之间齿数差应大于4，如果齿数差正好等于4时，可将或的齿顶圆直径略减小一些仍可使用。3.6 齿轮各项参数的确定由上述条件可知个齿轮齿数如下：，；1齿轮参数计算Z3：分度圆直径：；齿顶圆直径：；齿根圆直径：； Z4：分度圆直径：；齿顶圆直径：；齿根圆直径：；Z5：分度圆直径：；齿顶圆直径：；齿根圆直径：； Z6：分度圆直径：；齿顶圆直径：；齿根圆直径：；Z7：分度圆直径：；齿顶圆直径：；齿根圆直径：；Z8：分度圆直径：；齿顶圆直径：；齿根圆直径：；Z9：分度圆直径：齿顶圆直径：齿根圆直径：Z10：分度圆直径：；齿顶圆

40、直径：；齿根圆直径：；Z11：各参数与Z7相同； Z12：分度圆直径：；齿顶圆直径：； 齿根圆直径：Z13：各参数与Z7相同；Z14：分度圆直径：；齿顶圆直径：；齿根圆直径：；Z15：分度圆直径：；齿顶圆直径：；齿根圆直径：；Z16：各参数与Z15相同；Z17：各参数与Z14相同；Z18：各参数与Z7相同；2两齿轮相互啮合是中心距（轴间距）的计算由同一变速组内两相互啮合的齿轮的中心距相等，可知在同一个变速组内任意两个相互啮合齿轮的中心距即为该变速组两轴的轴间距。所以有以下计算：-轴之间：-轴之间：-轴之间：mm四. 主传动系统的结构设计主传动系统的布局及变速机构的类型1主传动系统的布局主传动系

41、统的布局形式取决于机床的用途、类型和尺寸等因素。通常，传动系统的全部变速机构和主轴组件装在同一个箱体内，称为集中传动式布局；传动系统的主要变速机构和主轴组件分别装在变速箱和主轴箱两个箱体内，中间用皮带，链条等方式传动，称为分离传动式布局。(1)集中传动式 大多数机床(CA6140普通车床、Z3040摇臂钻床，X62W铣床等)都是采用集中传动的变速箱。这种布局形式的优点是：结构紧凑，便于实现集中操纵，也便于调整与维修，另外箱体数目少，便于加工与装配，又降低了制造成本。缺点是：传动机构运转中的振动和发热会直接影响主轴的工作精度。集中传动方式，一般适用于主运动为旋转运动的普通精度的中、大型机床。(2

42、)分离传动式 有些高速、精加工机床，为了避免变速箱的振动和热变形对机床主轴的影响，常把变速箱与主轴分开，如C616普通车床和CM6132精密普通车床。分离传功的优点是：变速箱中所产生的振动和热量不致于传给主轴，从而减少了主轴的振动和热交形；高速时由皮带直接传动主轴，运转平稳，加工光洁度较高，适应精密加工的要求；当采用背轮机构时，高速传动链短，传动效率较高，转动惯置小，便于启动和制动；低速时经背轮机构传动，扭矩大适应粗加工的要求。其缺点是：有两个箱体，箱体加工成本较高；低速时皮带负荷大，皮带根数多，容易打滑；当皮带安装在主轴中段时，调整、检修都不方便。这种布局方式适用于中、小型高速精密机床。有些

43、单轴自动车床，为了便于在主轴组件上安置自动进夹料机构，其主传动也有采用分离传动方式的。2变速机构的类型大多数机床的主传动系统都需要进行变速，变速方式可以是有级的，也可以是无级的。目前应用较广的还是有级变速机构，按工件的工艺和生产批量的要求，常用的有级变速机构，有下刘几种类型：(1)交换齿轮变速机构 这种变速机构的构造简单，结构紧凑，主要用于大批量生产中的自动或半自动机床、专用机床及组合机床等。(2)滑移齿轮变速机构 目前广泛用于一般通用机床中，其优点是：变速范围大，变速级数也较多；变速方便又节省时间；在较大的变速范围内可传递较大的功率和扭矩；不工作的齿轮不啮合，因而空载功率损失较小等。其缺点是

44、：变速箱的构造较复杂；不能在运转中变速；为使滑移齿轮容易进入啮合，多用直齿圆柱齿轮传动，传动平稳性不如斜齿轮传动等。(3)离合器变速机构 在离合器变速机构中，应用较多的有牙嵌式离合器、齿轮式离合器以及摩擦片式离合器。当变速机构为斜齿或人字齿圆柱齿轮时，不能或不便用滑移齿轮变速，则需用牙嵌式或齿轮式离台器变速。这种变速机构的优点是：轴向尺寸小，可传递较大的扭矩，传动比准确，变速时齿轮不须移动，可采用斜齿或人字齿轮传功，使传动平稳，对于重型机床变速时比移动滑移齿轮轻便，操纵省力。其缺点是：不能在运转中变速，各对齿轮经常处于啮合状态，磨损较大，传动效率低。(4)各种变速机构的组合 根据机床的不同工作

45、特点，通常，机床的变速机构往往是上述几种变速机构的组合。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。4-1滑移齿轮的轴向布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

46、-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4-2一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，

47、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。4-3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

48、联系的。(1)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。(2)采用轴线相互重合 在相邻变速组的轴间距离相等的情况下，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。(3)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

49、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4.4 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，最后确定其他各传动轴的位置。1.主轴 1）垂直方向（高度） 2)水平方向 -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

50、的两导轨面上，如图4-5所示。2.轴的位置1）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。2）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。3）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1)装有离合器的轴：要便于装调，维修和润滑。2）装有制动装置的轴：布置在靠近箱盖或 箱壁处。3）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。4.5 计算转速为了

51、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。1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，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

52、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(图4-5)。图4-5 主传动功率和扭矩变化图本铣床的主轴转速级数Z=18，其转速图见图3-1，则主轴的计算转速：转/分。在转速图上以黑点表示。2传动轴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

53、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。1)轴的计算转速：从转速图上可以看出，轴共有六级转速为118，150，190、235，300、375转分。主轴在95转分(计算转速)至1900转分(最高转速)之间的所有转速都传递全功率。此时，轴若经齿轮副传动主轴，它只有在235600转分3级转速时才能传递全功率；若经齿轮副传动主轴，190750转分的6级转速都传递全功率，因此，其最低转速190转分即为轴的计算转速。2) 轴的计算转速：同理，轴上共有3级转速为300，475，750。此时，经齿轮副(、)传动轴，

54、所得到3级转速都能够传递全功率。因此，轴上的这3级转速也都能传递全功率，其最低转速300转/分即为轴的计算转速。其余依此类推，各轴的计算转速如下：轴序号计算转速n（转/分）1440750300190953传动轴轴径设计通过查机械设计手册，可知带的平均传动效率为，齿轮的平均传动效率为，由各轴的计算转速，根据轴的抗扭强度公式： ；设轴的材质为45钢，根据机械设计手册：取A=110。可得：4.6 主轴轴径设计1主要参数的确定（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=

55、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

56、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

57、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.2主轴的构造主轴的构造和形状主要取决于主轴上所安装的刀具、夹具、传动件、轴承等零件的类型、数量、位置和安装定位方法等。设计时还应考虑主轴加工工艺性和装配工艺性。框架式数控铣床主轴一般为空心阶梯轴，前端径向尺寸大，中间径向尺寸逐渐减小，尾部径向尺寸最小。主轴的前端形式取决于机床类型和安装夹具或刀具的形式。主轴头部的形状和尺寸已经标准化，应遵照标准进行设计。主轴的直径和长度的确定主要是根据轴上零件的装配，框架式数控铣床主轴简图如图4-6所示轴上主要尺寸已在前面介绍，在确定各轴段长度时，应尽可能使结构紧凑，同时还要保证零件所需的装

58、配或调整空间。轴的各段长度主要是根据各零件与轴配合部分的轴向尺寸和相临零件间必要的空隙来确定的。图4-6框架式铣床主轴简图3轴上零件的定位（1）零件的轴向定位 轴上零件的轴向定位是以轴肩、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

59、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，其中紧定螺钉只用在传力不大之处。4主轴的校核1主轴按扭转强度校核这种方法只是按轴所受的扭矩来计算轴的强度；如果轴还受到不大的弯矩时，则用降低需用扭转切应力的办法予以考虑。轴的扭转强度条件为： (4.1) (4.2) (4.3) 式中： 扭转切应力，单位为； T 轴所受的扭矩，单位为； 轴的抗扭截面系数，单位为； n 轴的转速，单位为； P 轴传递的功率，单位为kW； d 计算截面处轴的直径，单位为mm；需用扭转切应力，单位为。因为=7.5 ，mm，查表得40 的值为：3555，则0.41成立，所以此主轴满足扭转强度要求。2主轴的扭转刚度校核。 轴的扭转变形用每米长的扭转角表示。阶梯轴的扭转角单位为（）/m的计算公式为： (4.4)式中， 轴所受的扭矩，单位为； 轴的材料的剪切弹性模量，单位为，对于钢材，G=8.1 ； 轴截面的极惯性矩，单位为； L 阶梯轴受扭矩作用的长度，单位为mm；z 阶梯轴受