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1、目录中文摘要、关键词 ······························1英文摘要、关键词 ················
2、83;·············2引言 ····································
3、;3第 1 章 绪论 ································41.1主轴及其部件设计的主要意义·············&#
4、183;·······41.2主要设计内容 ····························41.3主要技术参数 ··········
5、3;·················4第 2 章 车床主传动系统方案设计 ·······················52.1主传动的组成及要求 ····&
6、#183;····················52.2.1主传动的组成 ···························
7、52.2.2主传动的设计要求 ·························52.2主传动系统的传动方式 ····················
8、····62.2.1集中传动式 ····························62.2.2分离传动式 ··············
9、··············62.3主传动的变速方式 ··························62.3.1变换齿轮变速 ·····
10、3;·····················62.3.2滑移齿轮变速 ··························
11、83;62.3.3多速电动机变速 ··························62.3.4各种变速机构的组合 ··················
12、83;·····72.4主传动的换向方式 ··························72.4.1电动机换向 ··············&#
13、183;·············72.4.2机械换向 ·····························7第 3 章 主传动系统的运动设计 ··
14、83;·····················83.1确定极限转速 ··························
15、3;·83.2确定公比 ······························83.3求出主轴转速级数 ···············
16、···········83.4确定结构网和结构式 ·························83.4.1传动组和传动副数的确定·········
17、;·············83.4.2结构网和结构式各种方案的选择 ···················83.5 绘制转速图 ············
18、83;···············103.5.1选定电动机 ···························103.5.2分配总降速传动比 ··
19、3;·····················103.5.3确定传动轴的轴数 ························103.5.4绘制转速图
20、 ···························103.6 齿轮齿数的确定 ····················
21、83;·····113.6.1传动组 a ····························113.6.2传动组 b ············&
22、#183;···············123.6.3传动组 c ····························123.6.4换向齿轮副 ··
23、;·························123.7 传动系统图的拟定 ······················&#
24、183;··12第 4 章 主运动部件结构设计 ························144.1 带传动设计 ··················&#
25、183;·········144.1.1确定计算功率 ··························144.1.2选取 V 带型 ·········
26、83;·················144.1.3验算带速和确定带轮直径 ·····················144.1.4确定带传动的中心距和带的基准长度 ····&#
27、183;···········144.1.5验算小带轮的包角 ························154.1.6确定带的根数 z ·········
28、················154.1.7计算单根 V 带初拉力的最小值 ···················164.1.8计算压轴力 ·········
29、··················164.1.9带轮的结构 ···························164.2 确定计算转速
30、3;··························164.2.1主轴 ······················
31、········164.2.2各传动轴 ····························164.2.3各齿轮 ··········&
32、#183;··················174.2.4核算主轴转速误差 ························174.3 各传动组齿轮模数的确定 ·
33、83;····················174.3.1传动组 a ···························&#
34、183;1724.3.2传动组 b ····························184.3.3传动组 c ·················
35、;···········194.3.4换向齿轮 ····························194.4 确定各轴最小直径 ······&#
36、183;··················194.4.1轴的直径 ···························194.4.2轴的直径 &#
37、183;··························194.4.3轴的直径 ·····················&#
38、183;·····194.4.4主轴的直径 ···························204.5 主轴组件设计 ·············
39、··············204.5.1主轴直径的初选 ·························204.5.2主轴组件的前悬伸和跨距·····
40、83;···············204.5.3主轴组件最佳跨距选择······················204.5.4主轴组件的选择 ·······&
41、#183;·················21第 5 章 主轴箱箱体计算 ··························23结论 ··
42、3;································25致谢 ·················
43、;··················26参考文献 ······························
44、3;··273CA6136普通车床主轴箱的设计摘 要： CA6136普通车床适用于车削内外圆柱面，圆锥面及其他基准面，车削各种公制、英制、模数和径节螺纹， 并能进行钻孔，铰孔和拉油槽等工作。设计主抽箱主要是从主传动系统的运动设计、主运动部件的结构设计和箱体这三方面进行设计。主传动系统的运动设计有: 确定极限转速、确定公比、确定转速级数、确定结构网和结构式、绘制转速图、确定齿轮齿数和拟定传动系统图。主运动部件的结构设计有： 带传动的设计、 确定各种计算转速、确定齿轮模数、确定各轴最小直径和设计部分主轴主件。箱体的设计非本设计的最点部分，故没有详细论述。关键词：CA6136机床
45、主轴箱设计校核1CA6136 ordinary lathe spindle box designAbstract ：CA6136ordinarylathemachining and applicablecolumns surface,tapersurfaceand otherdatum, turningallsortsof metric,imperial,module and thread,and diameter drilling,reaming and bearing,work. Design main box mainly from themain transmission system
46、 design, the movement of the structure design and thedesign of cabinet three aspects.Main transmission system design is: to determine the movement speed, anddetermine the speed, structure, and structured, rendering speed diagram, thepinion gear transmission system and the plan.The moving partsof str
47、ucturedesign:belttransmissiondesign and calculationspeed, determine the gear module, each shaftdiameter and the design of main shaftparts.The design of this case, the point of the design is not in detail.Key words ：CA6136 machine spindle box design check2引言本课题主要是对车床的主传动系统进行研究，并根据给定的参数进行主传动系统的设计。在拟定方
48、案的过程中，必须全面地、周密的考虑，使所定方案在技术上合理、先进、经济效益高。其设计过程主要包括一下几个方面的内容：方案设计：1. 确定有关尺寸参数、运动参数。2. 据所求得的有关运动参数及给定的公比， 写出结构式，校验转速范围，绘制转速图。3. 确定各变速组传动副的传动比值， 定齿轮齿数、带轮直径，校验三联滑移齿轮齿顶是否相碰。4. 绘制传动系统图。结构设计：1. 草图设计估计各轴及齿轮尺寸， 确定视图比例， 确定展开图及截面图的总体布局；设计主轴组件。并检验各传动件运动过程中是否干涉。2. 结构图设计确定齿轮、 轴承及轴的固定方式； 确定润滑、密封及轴承的调整方式；确定主轴头部形状及尺寸，
49、完成展开图及截面图的绘制。3第1章绪论1.1 主轴及其部件设计的主要意义主轴箱的设计主要是主轴的设计。1. 为了满足各种不规则形状工件的加工， 车床主轴选择立式还是卧式将直接影响装夹工件和设计夹具的时间。2. 根据加工的范围不同， 设计不同的机构能达到意想不到的效果。 如采用立式主轴能依靠工件自重，使其与夹具基准面准确地、紧密的接触，获得高精度且稳定的加工。3. 好的主轴设计能使制造费用降低，性能很好的提高，更具有市场竞争力。4. 主轴作为数控机床的执行件， 联系着伺服电动机和刀架， 因此他的设计将直接影响加工后成品的精度。而精度是影响我国数控机床发展的首要问题。综上所述，主轴及其部件的设计是
50、数控机床发展是一个重要方面，需要在设计中重点对待。CA6136 机床可进行各种车削工作，并可加工公制、英制、模数和径节螺纹。主轴三支撑均采用滚动轴承； 进给系统用双轴滑移共用齿轮机构； 纵向与横向进给由十字手柄操纵，并附有快速电机。该机床刚性好、功率大、操作方便。1.2主要设计内容本文主要对主传动系统、主运动部件和主轴箱的箱体进行设计。1.3主要技术参数根据设计要求并参考实际情况，初步选定机床主要参数如下：床身上最大回转直径： 360 mm刀架上回转直径：210 mm主轴转速级数：正转 12 级；反转 6 级主轴转速范围：正转 37-1600r/min ；反转 102-1570r/min主电动
51、机功率：4kw主电动机功率：1440r/min4第 2 章 车床主传动系统方案设计主运动传动系统简称主传动系统， 它的功用是将电动机的运动传给机床主轴， 使主轴带动工作部件实现主运动，并能满足普通车床主轴变速和换向的要求 , 它对机床的使用性能、结构和制造成本都有明显的影响。2.1主传动的组成及要求2.2.1主传动的组成1. 定比传动机构： 即具有固定的传动比传动机构， 用来实现降速或升速， 一般常采用齿轮、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：机床中的变速装置有齿轮变速机构， 机械无极变速以及液压无级变速装置等。3. 主轴组件：机床的主轴组件是执行件， 它由主轴、主轴
52、支承和安装在主轴上的传动件等组成。4. 开停装置：用来控制机床主运动执行件的启动和停止。 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件尽快地停止运动， 以减少辅助时间， 通常可以采用机械的、液压的、电气的或电动机的制动方式。6. 换向装置：用来改变机床主运动方向。 对于主运动换向的机床， 在主传动中都应该设有换向装置。它们可以是机械的、液压的或直接改变电动机的旋转方向。7. 操纵机构：机床的开停、变速、换向及制动等，一般都需要通过操纵机构来控制。在设计机床时，一般是联系起来考虑主传动与操纵机构的设计方案。8. 润滑与密封装置： 为了保证主传动装置的正常工作和使用寿命，
53、 必须有良好的润滑装置与可靠的密封装置。9. 箱体：用来安装上述个组成部分。封闭式箱体不仅能保护传动机构，免受尘土、 切屑等侵入，而且还可以减少这些机构所发生的噪声。2.2.2主传动的设计要求1. 机床的主轴须有足够的变速范围和转速级数，以便满足实际使用的要求。2. 主电动机和传动机构须能承受和传递足够的功率和扭矩，并具有较高的传动效率。3. 执行件须有足够的精度、刚度、抗振性、和小于许可限度的热变形和温升。4. 噪声应在允许的范围内。5. 操纵要轻便灵活、迅速、安全可靠，并须便于调整和维修。56. 结构简单，润滑与密封良好，便于加工和装配，成本低。2.2主传动系统的传动方式主传动的布局主要有
54、集中传动式和分离传动式两种。主传动的全部变速机构和主轴组件装在同一箱体内， 称为集中传动布局； 分别装在变速箱和主轴箱两个箱体内，其间用带、链条等传动时，称为分离传动式布局。2.2.1集中传动式优点是结构紧凑， 便于实现集中操纵， 箱体少。缺点是：传动机构运转中的振动和发热会直接影响到主轴的工作精度。一般适用于主运动为旋转运动的普通精度的中、大型机床。2.2.2分离传动式优点是变速箱所产生的振动和热量不传给或少传给主轴，从而减少了主轴的振动和热变形；高速时不用齿轮传动，而由带直接传动，运动平稳，加工表面质量好；当采用背轮机构时，传动链短，传动效率较高，转动惯量小，便于启动和制动；低速时经背轮机
55、构传动，扭矩大适应粗加工的要求。其缺点是：要两个箱体，低速时带负荷大，带根数多，容易打滑；当带安装在主轴中段时，调整、检修都不方便。本课题设计的车床主要加工各种轴类、套筒类和盘类零件上的回转表面，主运动的速度很高，所以经分析决定采用集中式传动2.3主传动的变速方式2.3.1变换齿轮变速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。2.3.2滑移齿轮变速广泛应用于通用机床和一部分专用机床，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：变速
56、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。2.3.3多速电动机变速采用多速电动机，可以简化机床的结构、使用方便、并能在运动中改变某几种转速。通常与其他的变速方式联合使用。62.3.4各种变速机构的组合根据机床的不同工作特点，通常机床的变速机构往往是上述几种变速机构的组合。本课题设计的车床要求变速范围大， 变速级数多，能够传递较大的功率和扭矩， 所以经分析采用滑移齿轮变速。2.4主传动的换向方式2.4.1电动机换向变换电动机的转向，使主运动执行件的运动方向改变，这种换向方式可以简化机床的机械结构、操作简单省力。 但若采用交流异步电
57、动机换向，若换向频繁，易引起电动机过热。2.4.2机械换向目前主传动系统中主要采用圆柱齿轮- 多片式摩擦离合器式换向机构，它可以在高速运动中平稳换向，但结构复杂。本课题设计的车床需要正反两个方向都用于加工， 特别是加工螺纹时， 换向频繁，而普通车床一般都采用交流异步电动机作为主传动的驱动电源， 因此，本设计采用圆柱齿轮- 多片式摩擦离合器式换向机构来实现主运动的换向。7第 3 章 主传动系统的运动设计3.1确定极限转速已知主轴最低转速nmin37/ min,最高转速nm ax16 00r / min，转速调整范围为rRnnmax / nmin433.2确定公比此机床为生产率要求较高的普通机床，
58、减少相对转速损失是主要的，所以公比取得较小，这里选定主轴转速数列的公比为1.41。3.3求出主轴转速级数3.4确定结构网和结构式3.4.1传动组和传动副数的确定12=4×312=3× 412=3×2×212=2×3×212=2×2×3在上列两行方案中， 第一行方案有时可以省掉一根轴。 缺点是有一个传动组内有四个传动副。如果用一个四联滑移齿轮， 刚会增加轴向尺寸，如果用两个双联滑移齿轮，则操纵机构必须互锁以防止两个滑移齿轮同时啮合。所以一般少用。第二行的三个方案可根据下述原则比较：从电动机到主轴， 一般为降速传动。
59、接近电动机处的零件，转速较高， 从而转矩较小， 尺寸也就较小。如使传动副较多的传动组放在接近电动机处，则可使小尺寸的零件多些， 大尺寸的零件就可以少些，就省材料了。这就是“前多后少”的原则。从这个角度考虑，以取12=3×2×2 的方案为好。3.4.2结构网和结构式各种方案的选择8在 12=3×2×2 中，又因基本组和扩大组排列顺序的不同而有不同的方案。可能的六种方案，其结构网和结构式见下图。在这些方案中，可根据下列原则选择最佳方案。图 3.1 结构网3.4.2.1 传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围在降速传动中， 防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制
60、最小传动比i min1；在升速4时为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比 i max 2 。因此，主传动链任一传动组的最大变速范围 Rmax i max i min 8 10 。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小。在检查传动组的变速范围时， 只需检查最后一个扩大组。 因为其它传动组的变速范围都比它小。即( pn 1)xnRmax（3-1 ）Rn图 3.1 中，方案 a、b、c、e 的第二扩大组 x26 , p2 2 , 则 R26 （2 -1）6 。 1.41，9则 R21.4168 Rmax ， 是 可 行 的 。 方 案d 和 f,x2 4 ， p23 ，43 1816 Rmax
61、 ，是不可行的。R23.4.2.2基本组和扩大组的排列顺序在可行的四种结构网方案a、 b、c、e 中，还要进行比较以选择最佳方案。原则是选择中间传动轴变速范围最小的方案。因为如果方案同号传动轴的最高转速相同，则变速范围小的，最低转速较高，转矩较小，传动件的尺寸也就可以小些。比较图3.1 的方案 a、b、c、e，方案 a 的中间传动轴变速范围最小，故方案a 最佳。3.5绘制转速图3.5.1选定电动机一般金属切削机床的驱动， 如无特殊性能要求， 多采用 Y 系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。 Y 系列电动机高效、节能、 起动转矩大、噪声低、振动小、运行安全可靠。根据机床所需功率选择 Y112M
62、-4，其同步转速为 1500r / min 。3.5.2分配总降速传动比总降速传动比为 Unmin / nd37/ 15002.5 10 2 , nmin 为主轴最低转速，考虑是否需要增加定比传动副， 以使转速数列符合标准或有利于减少齿轮及径向与轴向尺寸， 并分担总降速传动比。然后， 将总降速传动比按“先缓后急” 的递减原则分配给串联的各变速组中的最小传动比。3.5.3确定传动轴的轴数传动轴数变速组数 +定比传动副数 +1=4。（3-2 ）3.5.4绘制转速图先按传动轴数及主轴转速级数格距 lg画出网格，用以绘制转速图。 所选定的结构式共有三个传动组，变速机构共需 4 轴。加上电动机轴共 5
63、轴。故转速图需 5 条竖线，主轴共 12 速，电动机轴转速与主轴最高转速相近，故需要 12 条横线。注明主轴的各级转速。电动机轴转速也应在电动机轴上注明。中间各轴的转速可以从电动机轴开始往后推， 也可以从主轴开始往前推。 通常，以往前推比较方便。即先决定轴的转速。传动组 c 的变速范围为61.4168Rmax ，可知两个传动副的传动比必然是前文叙述的极限值：10114 ， ic222ic1141这样就确定了轴的六种转速只有一种可能， 即为 140、200、280、400、560、800r/min 。随后决定轴的转速。传动轴 b 的级比指数为 3，在传动比极限值的范围内，为了避免升速，又不使传动
64、比太小，可取ib111132.8， ib 21轴的转带速确定为400、560、800r/min 。同理，对于轴可取i a111， i a 2111221.41， ia 31这样就确定了轴的转速为800r/min 。电动机轴与轴之间为带传动，传动比接近1/2=1/2 。最后，在图上补足各连线，就可以得到如图3.2 那样的转速图。图 3.2转速图3.6 齿轮齿数的确定3.6.1 传动组 a如 3.2图所示的传动组 a, ia11 , i a211。查参考文献 1 表 8-1 ，取 i 为, i a31.4121,1.4, 和 2的三行。结果如下：i a1 1Sz ， 60，62， 64，66， 6
65、8，70，72， 74， 11ia 21Sz ， 60，63， 65，67，68，70，72， 73，75ia 31.4112Sz ， 60，63，66， 69，72，75， 从以上各行中可挑出，Sz60 和 72 是共同适用的。可取Sz72，从表中查出小齿轮齿数分别为 36、30、 24。即 ia 136/36 ， i a 230/42 ， i a324/48 。可得轴上的三联齿轮齿数分别为：36、42、48。3.6.2传动组 b同上可得轴上两联齿轮的齿数分别为：22、42。于是 ib122 / 62 ， i b242/42，可得轴上两齿轮的齿数分别为：62、42。3.6.3传动组 c查表
66、, i c11/ 4 , ic22ic11/ 4时： Sz84、85、89、90、94、 95ic 22 时：Sz72、75、 78、81、 84、87、89、 90可取Sz90.ic11/ 4为降速传动，取轴齿轮齿数为18；ic 22 为升速传动，取轴齿轮齿数为30。于是得 ic1 18/ 72 , ic2 60 / 30得轴两联动齿轮的齿数分别为18，60；得轴两齿轮齿数分别为72，30。3.6.4换向齿轮副类比其他同类车床，轴齿轮齿数为34，轴上齿轮的齿数为30，它们之间的惰轮的齿数为 34。3.7传动系统图的拟定根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图：12图 3.3主传动系统
67、图13第 4 章 主运动部件结构设计4.1带传动设计电动机转速 n=1440r/min, 传递功 率 P=4KW,电动机轴 与 轴之 间的 降速比为 1440/800=1.8 ，即带传动的传动比为 i 1.8 。两班制工作，一天运转 16 小时，工作年数10 年。4.1.1确定计算功率由参考文献 3表 8-7 查得工作情况系数取 K A1.3 ，故Pca K A P 1.3 4kW5.2kW（4-1 ）4.1.2 选取 V 带型根据小带轮的转速和计算功率，由参考文献 3图 8-10选 A型带。4.1.3 验算带速和确定带轮直径4.1.3.1 初选小带轮的基准直径 d d1由参考文献 3表 8-
68、6 和表 8-8 ，取小带轮基准直径 d d1125mm。4.1.3.2 验算带速按参考文献 3式（ 8-13 ） 验算带速dd1n1v（4-2 ）60 1000其中n1 - 小带轮转速， r/min ；dd1 - 小带轮直径， mm；3.141251440v9.42 m / s601000因为 5m / sv 30m / s ，故带速合适。4.1.3.3计算大带轮的直径根据参考文献 3 式（ 8-15a ），计算大带轮直径dd 2dd 2id d11.8 125mm225根据参考文献 3 表 8-8 ，圆整为 224。4.1.4确定带传动的中心距和带的基准长度设中心距为 a0 , 则140.
69、7(d d1d d 2 )a0 2(dd 1dd 2 )（4-3 ）于是 244.3 a698, 初取中心距为 a0500mm。带长Ld 02a0(dd1d d 2 )(dd 2d d1 ) 2（4-4 ）4a0225003.14(125224)(224125) 21553mm24500查参考文献 3表 8-2取相近的基准长度 Ld ， Ld 1600mm。带传动实际中心距a a0LdLd 050016001553（4-5 ）22523.5mm4.1.5验算小带轮的包角一般小带轮的包角不应小于120 。dd 2dd 157.3169.21201180a（4-6 ）合适。4.1.6确定带的根数
70、z4.1.6.1计算单根 V 带的额定功率Pr由 dd 1 =125mm和 n=1440r/min,查参考文献 3 表 8-4a得 P0 1.92kW 。根据 n=1440r/min ， i1.8 和 A 型带，查参考文献 3表 8-4b 得 P0 0.15kW 。查参考文献 3表 8-5得 K a0.98，表 8-2 得 KL0.99，于是PP0P0K K L1.920.150.98 0.99kW2.01kWr其中：p0 i1 时传递功率的增量；k按小轮包角，查得的包角系数；kL 长度系数；154.1.6.2计算 V 带的根数 zpca5.22.59（4-7 ）z2.01Pr为避免 V 型带
71、工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于10，取z34.1.7计算单根 V 带初拉力的最小值由参考文献 3 表 8-3 得 A 型带的单位长度质量 q0.10kg / m , 所以F 0 min 500 pca ( 2.5 k) qv2vZk（4-8 ）其中：pca - 带的传动功率 ,KW；v-带速 ,m/s ；q-每米带的质量， kg/m；v = 1440r/min = 9.42m/s。F0 5005.23( 2.5 0.98 ) 0.10 9.422151.6 N9.420.984.1.8计算压轴力Fp 2z( F0 ) min sin12 3 151.6 sin 169.2906N（
72、4-9 ）224.1.9带轮的结构小带轮采用腹板式结构，结构见附图。大带轮采用孔板式结构，具体结构略。4.2确定计算转速4.2.1主轴主轴的计算转速为主轴从最低转速算起，第一个 1/3 转速范围内的最高一级转速， 即：z1121（4-10 ）n IVn min337 1.41 3100r / min4.2.2 各传动轴轴可从主轴 100r / min 按 72 /18 的传动副找上去，似应为 400r / min 。但由于轴上的最低转速 140r / min 经传动组 c 可使主轴得到 37 和 280r / min 两种转速。 280r/ min 要传递全部功率， 所以轴的计算转速应为140
73、r/ min ；轴的计算转速可按传动副b 推上去，得 400r / min ；轴的计算转速为 800r / min。164.2.3各齿轮传动组 c 中， 18 / 72 只需计算 z18 的齿轮，计算转速为 200r/ min ；60 / 30 只需计算 z30的齿轮，计算转速为800r/ min ；传动组 b计算 z 22的齿轮，计算转速为400r / min ；传动组 a 应计算 z24的齿轮，计算转速为800r / min 。4.2.4核算主轴转速误差n实1440 125/ 224 36/3642/ 42 60/30 1607r / minn标1600r / minn实 - n标100%
74、1607 16000.4%5%n标100%1600（4-11 ）所以合适。4.3各传动组齿轮模数的确定4.3.1传动组 a4.3.1.1计算 a 传动组各齿轮模数先计算 24 齿齿轮的模数：m116338(1) N d32 2 n jm z（4-12）其中 :公比；2；Nd - 电动机功率； Nd4kw ；m - 齿宽系数；- 齿轮传动许允应力 ;nj - 计算齿轮计算转速；取 n j800r / minK N lim， 取lim600MPa , 安全系数 S 1 。S由应力循环次数选取 K N0.90，取S 1，K Nlim0.90600S1MPa 540MPa。17m1 163383(21
75、)42.90242254028800取 m 3 。按齿数 30的计算， m22.50 ，可取 m =3；按齿数 36的计算，m32.21可取。,m =3于是传动组 a 的齿轮模数取 m3 ， b24mm 。4.3.1.2计算 a 传动组各齿轮直径轴上齿轮的直径：da1336108mm；da 233090mm；d a 332472mm 。轴上三联齿轮的直径分别为：d a'1336108mm；da' 2342126mm；d a'3348144mm4.3.2传动组 b4.3.2.1计算 b 传动组各齿轮模数确定轴上另两联齿轮的模数。(1) N dm 163383 2 n jm
76、 z2按 22 齿数的齿轮计算：2.8，n j400r / min可得m2163383(2.81) 43.742222.854028400取 m 4 。按 42 齿数的齿轮计算：可得m2.43mm ；于是轴两联齿轮的模数统一取为m4。4.3.2.2计算 b 传动组各齿轮直径轴两联齿轮的直径分别为：18db142288mm；db2442168mm轴上与轴两联齿轮啮合的两齿轮直径分别为：db'1462248mm；db' 2442168mm4.3.3传动组 c4.3.3.1计算 c 传动组各齿轮模数取 m =4。4.3.3.2计算 c 传动组各齿轮直径轴上两联动齿轮的直径分别为：d
77、c141872mm；d c2460240mm轴上两齿轮的直径分别为：dc'1472288mm；dc'2430120mm。4.3.4换向齿轮4.3.4.1换向齿轮各齿轮模数取 m 3 。4.3.4.2换向齿轮各齿轮直径d132060mm； d 2340120mm；d334102mm4.4确定各轴最小直径4.4.1轴的直径10.96,n1800r / min44 0.96d 914P9124mmn8004.4.2轴的直径210.980.99 0.990.922,n2 400r / minP440.922d9149128.2mmn4004.4.3轴的直径320.980.990.89,
78、 n3140r / min194d 914P914 0.8936.3mmn1404.4.4主轴的直径430.990.980.980.85, n4 37r / min914 P4d9140.8550.1mmn374.5主轴组件设计4.5.1主轴直径的初选根据机床主电动机功率查参考文献2 表 5-12 ，可以确定主轴前轴颈应为70105mm ,初选 d190mm , 后轴颈 d2(0.70.85) d1 取 d270mm 。故选前轴承为NN3020K,后轴承为 NN3016K。据统计，对于卧式车床内孔直径与外径之比约为0.50.6 ，选内孔直径 d40mm 。4.5.2主轴组件的前悬伸和跨距根据结
79、构 , 参照参考文献 2 表 5-14 定悬伸长度 a170mm。4.5.3主轴组件最佳跨距选择考虑机械效率0.85主轴最大输出转距T 9550 P0.85361N（4-13 ）90床身上最大加工直径约为最大回转直径的60%, 取50%即 180mm , 故半径为 0.09m 。切削力3613610 N（4-14 ）FC0.1背向力FP 0.5FC 0.5 3610 1805N（4-15 ）故总的作用力FFP2FC24036 N（4-16 ）总作用力作用于顶在顶尖间的工件上主轴尾架各承受一半,故主轴轴端受力为20F / 22018N先假设l / a3, l370210mm前后支撑 RA RB 分别为RAFla2018210 702691N2l210RBFa70673N2l2018210根据K vdFr3.39Fr0.1la0 .8 (iz )0 .9cos1 .9（4-17 ）d rFvA2691N , FvB673Nl aA8.8mm, l aB10.8, zB17,i B1, i A2, zA30K A3.3926910.18.80.8230 0.9 cos1.9 01695 NK B3.396730.110.80.8217 0.9 cos1.9 01042 NKA/KB16951.631042d e9070 /280 mmI 0.050.08540.046 42.39
