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C6140主軸箱的設計
前 言
普通車床是車床中應用最廣泛的一種，約占車床類總數(shù)的 65%，因其主軸以水平方式放置故稱為臥式車床。
CA6140型普通車床的主要組成部件有：主軸箱、進給箱、溜板箱、 刀架、尾架、光杠、絲杠和床身。
（1）主軸箱。它固定在機床身的左端，裝在主軸箱中的主軸（主軸為中空，不僅可以用于更長的棒料的加工及機床線路的鋪設還可以增加主軸的剛性），通過夾盤等夾具裝夾工件。主軸箱的功用是支撐并傳動主軸，使主軸帶動工件按照規(guī)定的轉速旋轉。
（2）床鞍和刀架部件。它位于床身的中部，并可沿床身上的刀架軌道做縱向移動。刀架部件位于床鞍上，其功能是裝夾車刀，并使車刀做縱向、橫向或斜向運動。
（3）尾座。它位于床身的尾座軌道上，并可沿導軌縱向調(diào)整位置。尾座的功能是用后頂尖支撐工件。在尾座上還可以安裝鉆頭等加工刀具，以進行孔加工。
（4）進給箱。它固定在床身的左前側、主軸箱的底部。其功能是改變被加工螺紋的螺距或機動進給的進給量。
（5）溜板箱。它固定在刀架部件的底部，可帶動刀架一起做縱向、橫向進給、快速移動或螺紋加工。在溜板箱上裝有各種操作手柄及按鈕，工作時工人可以方便地操作機床。
（6）床身。床身固定在左床腿和右床腿上。床身是機床的基本支撐件。在床身上安裝著機床的各個主要部件，工作時床身使它們保持準確的相對位置。
目錄
前 言 1
摘 要 4
1.概述 6
1. 車床的規(guī)格系列和用處 6
2.參數(shù)的擬定 7
2.1 確定極限轉速 7
2.2 主電機選擇 7
3.傳動設計 8
3.1 主傳動方案擬定 8
3.2 傳動結構式、結構網(wǎng)的選擇 8
3.2.1 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目 8
3.2.2 傳動式的擬定 8
3.2.3 結構式的擬定 9
3.3 轉速圖的擬定 10
4. 傳動件的估算 12
4.1 V帶傳動的計算 12
4.2 傳動軸的估算 14
4.2.1 確定各軸轉速 14
4.2.2 傳動軸直徑的估算 15
4.3 齒輪齒數(shù)的確定和模數(shù)的計算 16
4.3.1 齒輪齒數(shù)的確定 16
4.3.2 齒輪模數(shù)的計算 17
4.3.4齒寬確定 20
4.4 帶輪結構設計 20
4.5 軸承的選擇 20
4.6 片式摩擦離合器的選擇和計算 21
5. 動力設計 23
5.1 軸驗算 23
5.2 主軸驗算 25
5.2 齒輪校驗 28
6.結構設計 29
6.1 I軸（輸入軸）的設計 29
6.2 齒輪塊設計 30
6.3其他問題 31
6.4 傳動軸的設計 31
6.5 主軸組件設計 32
6.5.1 各部分尺寸的選擇 33
6.5.2 主軸軸承 33
6.5.3 主軸與齒輪的連接 35
6.5.4 潤滑與密封 35
6.5.5 其他問題 35
總 結 37
參考文獻 38
外文資料 39
外文翻譯 45
致 謝 47
摘 要
普通中型車床主軸箱設計，主要包括三方面的設計，即：根據(jù)設計題目所給定的機床用途、規(guī)格、主軸極限轉速、轉速數(shù)列公比或級數(shù)，確定其他有關運動參數(shù)，選定主軸各級轉速值；通過分析比較，選擇傳動方案；擬定結構式或結構網(wǎng)，擬定轉速圖；確定齒輪齒數(shù)及帶輪直徑；繪制傳動系統(tǒng)圖。其次，根據(jù)機床類型和電動機功率，確定主軸及各傳動件的計算轉速，初定傳動軸直徑、齒輪模數(shù)，確定傳動帶型號及根數(shù)，摩擦片尺寸及數(shù)目；裝配草圖完成后要驗算傳動件（傳動軸、主軸、齒輪、滾動軸承）的剛度、強度或壽命。最后，完成運動設計和動力設計后，要將主傳動方案“結構化”，設計主軸變速箱裝配圖及零件圖，側重進行傳動軸組件、主軸組件、變速機構、箱體、潤滑與密封、傳動軸及滑移齒輪零件的設計。
【關鍵詞】車床、主軸箱、變速系統(tǒng)、主軸組件。
Abstract
Ordinary medium-sized lathe headstock design, including the three aspects of the design, namely: According to a design by the use of a given machine, specifications, spindle speed limit, speed series of common ratio or series, to determine other relevant motion parameters, the selected axis of the grade speed value; through analysis and comparison, select the drive scheme; proposed structure or structure network, development of speed diagram; determine gear and pulley diameter; drawing transmission system map. Secondly, according to machine type and motor power, and the transmission parts to determine the calculation of the spindle speed, an initial diameter of shaft, gear module to determine the belt type and root number, size and number of friction plate; Assembly Draft Checking transmission parts after completion of (shaft, spindle, gear, bearing) stiffness, strength or life. Finally, the complete design and dynamic design exercise, the main transmission scheme to the "structural", the design of spindle gearbox assembly drawing and part drawings, focusing on the drive shaft assembly, spindle assembly, transmission organizations, box, lubrication and sealing , drive shaft and the sliding gear with the design.
Key words ：lathe, the spindle box, transmission, shaft components.
1.概述
1. 車床的規(guī)格系列和用處
普通機床的規(guī)格和類型有系列型譜作為設計時應該遵照的基礎。因此，對這些基本知識和資料作些簡要介紹。本次設計的是普通型車床CA6140主軸變速箱。主要用于加工回轉體。
車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)（GB1582-79，JB/Z143-79）
工件最大回轉直徑
D(mm)
正轉最高轉速
( )
電機功率
N（kw）
公比
轉速級數(shù)Z
反轉
400
1450
7.5
1.41
12
級數(shù)Z反=Z正/2；n反max≈1.07n正max
2.參數(shù)的擬定
2.1 確定極限轉速
，
又∵=1.41∴ 得=43.79. 取 =45；
，去標準轉速列.
所以正轉轉速數(shù)列是
n1 =31.5r/min n2 =45r/min n3 =63r/min n4 =90r/min
n5 =125r/min n6 =180r/min n7 =250r/min n8 =355r/min
n9 =500r/min n10 =710r/min n11 =1000r/min n12 =1400r/min。
反轉轉速最大為,則反轉轉速數(shù)列是
n1 =47.5r/min n2 =95r/min n3 =190r/min n4 =375r/min
n5 =750r/min n6 =1500r/min。
2.2 主電機選擇
合理的確定電機功率N，使機床既能充分發(fā)揮其使用性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。
已知電動機的功率是7.5KW，根據(jù)《車床設計手冊》附錄表2選Y132M-4，額定功率7.5，滿載轉速1440 ，最大轉距/額定轉矩2.2倍。
3.傳動設計
3.1 主傳動方案擬定
擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以及開停、幻想、制動、操縱等整個傳動系統(tǒng)的確定。傳動型式則指傳動和變速的元件、機構以及組成、安排不同特點的傳動型式、變速類型。
傳動方案和型式與結構的復雜程度密切相關，和工作性能也有關系。因此，確定傳動方案和型式，要從結構、工藝、性能及經(jīng)濟等多方面統(tǒng)一考慮。
傳動方案有多種，傳動型式更是眾多，比如：傳動型式上有集中傳動，分離傳動；擴大變速范圍可用增加傳動組數(shù)，也可用背輪結構、分支傳動等型式；變速箱上既可用多速電機，也可用交換齒輪、滑移齒輪、公用齒輪等。
顯然，可能的方案有很多，優(yōu)化的方案也因條件而異。此次設計中，我們采用集中傳動型式的主軸變速箱。
3.2 傳動結構式、結構網(wǎng)的選擇
結構式、結構網(wǎng)對于分析和選擇簡單的串聯(lián)式的傳動不失為有用的方法，但對于分析復雜的傳動并想由此導出實際的方案，就并非十分有效。
3.2.1 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目
級數(shù)為Z的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳動組組成，各傳動組分別有、、……個傳動副。即
傳動副中由于結構的限制以2或3為合適， 可以有三種方案：
12=3×2×2；12=2×3×2；12=2×2×3；
3.2.2 傳動式的擬定
12級轉速傳動系統(tǒng)的傳動組，選擇傳動組安排方式時，考慮到機床主軸變速箱的具體結構、裝置和性能。
在Ⅰ軸如果安置換向摩擦離合器時，為減少軸向尺寸，第一傳動組的傳動副數(shù)不能多，以2為宜。
主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大，因此主軸上齒輪少些為好。最后一個傳動組的傳動副常選用2。
綜上所述，傳動式為12=2×3×2。
3.2.3 結構式的擬定
對于12=2×3×2傳動式，有6種結構式。分別為：
， ， ，
， ， ，
根據(jù)傳動順序與擴大順序相一致的原則，選的方案。
最后擴大組變速范圍符合要求，其他變速組變速范圍也肯定符合要求。
3.3 轉速圖的擬定
圖3-1 正轉轉速圖
圖3-2 反轉轉速圖
圖3-3主傳動系圖
4. 傳動件的估算
4.1 V帶傳動的計算
V帶傳動中，軸間距A可以加大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，宜可緩和沖擊及隔離振動，使傳動平穩(wěn)。帶輪結構簡單，但尺寸大，機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。
(1) 選擇V帶的型號
根據(jù)機械設計公式8.18
式中P---電動機額定功率，--工作情況系數(shù)(此處取為1.1)。
查《機械設計》圖8.6，因此選擇A型帶，尺寸參數(shù)為頂寬，節(jié)寬，高度，槽角。
(2)確定帶輪的計算直徑，
帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑不宜過小，即。查《機械設計》取主動輪基準直徑=125。
由公式
式中：-小帶輪轉速，-大帶輪轉速，-帶的滑動系數(shù)，一般取0.02。
所以 ，
由《機械設計》V帶帶輪基準直徑的標準系列，取圓整為250mm。
實際傳動比
傳動比誤差相對值
一般允許誤差5%，所選大帶輪直徑可選。
(3)確定三角帶速度
按公式
在5～25m/s之間，滿足帶速要求。
初定中心距
(4)初定中心距
帶輪的中心距，通常根據(jù)機床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內(nèi)選?。?根據(jù)機械設計公式即，取=700mm.
(5)三角帶的計算基準長度
由《機械設計》表8-2，圓整到標準的計算長度
(6)驗算三角帶的撓曲次數(shù)
，符合要求。
(7)確定實際中心距
(8)驗算小帶輪包角
，主動輪上包角合適。
(9)確定三角帶根數(shù)
根據(jù)《機械設計》式8-22得
傳動比
查表8.11，8.9得= 0.17KW,= 1.93KW
查表8.8，=0.973；查表8.3，=1.03
所以取Z=4根
(10)驗算V帶的撓曲次數(shù)
，符合要求。
(11)計算帶的張緊力和軸上載荷
查《機械設計》表8.5，q=0.1kg/m
單根帶的張緊力
帶輪軸的壓軸力
4.2 傳動軸的估算
傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反復載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大變形。因此疲勞強度一般不失是主要矛盾，除了載荷很大的情況外，可以不必驗算軸的強度。剛度要求保證軸在載荷下不至發(fā)生過大的變形。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。
4.2.1 確定各軸轉速
(1) 確定主軸計算轉速：主軸的計算轉速為
(2) 各傳動軸的計算轉速：
軸Ⅲ可從主軸90r/min找上去，軸Ⅲ的計算轉速
125r/min；軸Ⅱ的計算轉速為500r/min；軸Ⅰ的計算轉速為710r/min。
4.2.2 傳動軸直徑的估算
根據(jù)傳動軸傳動的功率大小，用扭轉剛度公式進行初步的計算。
式中 d——受扭部分的最小直徑（mm），計算值應圓整為標準直徑系列；
K——鍵槽系數(shù)，按表選取；
A——根據(jù)許用扭轉角確定的系數(shù)，按表2.1選取；
d——傳動軸受扭部分的直徑（mm）；
P——電動機額定功率 （kW）；
η——從電動機到所計算的軸的機械效率，見表2
——被估算的傳動軸的計算轉速（）。
表2.1 估算軸徑時A和K值
[]
0.25
0.5
1
1.5
2
A
130
110
83
77
K
無鍵
單鍵
雙鍵
花鍵
1
1.04~1.05
1.07~1.1
1.05~1.09
表2.2各傳動機械效率的概略值
類別
傳動件
平均機械效率
齒輪傳動
直齒圓柱齒輪，磨齒
0.99
帶傳動
V帶
0.96
滾動軸承
滾子軸承
0.99
電動機的額定功率。
各軸計算轉速：
（1）Ⅰ軸軸徑的估算
由于Ⅰ軸為花鍵軸，所以取
且
根據(jù)機械零件手冊取
（2）Ⅱ軸軸徑的估算
由于Ⅱ軸為花鍵軸，所以取
且
根據(jù)機械零件手冊取
（3）Ⅲ軸軸徑的估算
由于Ⅲ軸為花鍵軸，所以取
且
根據(jù)機械零件手冊取取
（4）主軸軸徑的估算
由于主軸為空心軸，根據(jù)機械制造裝備設計表3-1確定主軸前軸頸直徑，后軸頸直徑,取
主軸內(nèi)孔直徑，取
4.3 齒輪齒數(shù)的確定和模數(shù)的計算
4.3.1 齒輪齒數(shù)的確定
當各變速組的傳動比確定以后，可確定齒輪齒數(shù)。對于定比傳動的齒輪齒數(shù)可依據(jù)機械設計手冊推薦的方法確定。對于變速組內(nèi)齒輪的齒數(shù)，如傳動比是標準公比的整數(shù)次方時，變速組內(nèi)每對齒輪的齒數(shù)和及小齒輪的齒數(shù)可以從表3-9（機械制造裝備設計）中選取。一般在主傳動中，最小齒數(shù)應大于18～20。采用三聯(lián)滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪之間的齒數(shù)關系：三聯(lián)滑移齒輪的最大齒輪之間的齒數(shù)差應大于或等于4，以保證滑移是齒輪外圓不相碰。
第一組齒輪：
傳動比：,
查《機械制造裝備設計》表3-9，齒數(shù)和取84
=42，=42，=35，=49；
第二組齒輪：
傳動比：,，
齒數(shù)和取90：
=45，=45，=30，=60，=18，=72；
第三組齒輪：
傳動比：,
齒數(shù)和取110：
=73，=37，=22，=88，
反轉齒輪：
傳動比：，
，
4.3.2 齒輪模數(shù)的計算
（1）初步計算齒輪模數(shù)時，按簡化的接觸疲勞強度公式進行。一般同一變速組中的齒輪取同一模數(shù)，選擇負荷最重的小齒輪進行計算。從等強度的觀點出發(fā)，可減小其它齒輪的寬度，使齒輪基本上處于在相近的接觸應力或彎曲應力狀態(tài)下工作。這樣一來，還可以縮短該傳動組的軸向尺寸。
式中 ——按接觸疲勞強度估算的齒輪模數(shù)（mm），應圓整為標準值；
P——電動機額定功率（kW）；
——被估算齒輪的計算轉速（r/min）；
u——大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比；
Z——小齒輪齒數(shù)；
φm——齒寬系數(shù)， φm=B/m=6～10，B為齒寬，m為模數(shù)；
[σj]——許用接觸應力（）。
齒輪計算轉速：軸Ⅲ-Ⅳ，軸Ⅱ-Ⅲ，軸Ⅰ-Ⅱ
根據(jù)指導書表2.3選擇齒輪材料為45鋼（淬火處理），其接觸應力σj，取
1）第一組齒輪：
；；；
取標準值
2）第二對齒輪：
； ；；
取標準值
3）第三對齒輪：
；；；
取標準值
(2) 標準齒輪：
從機械原理 表5-3查得以下公式：
齒頂圓
齒根圓
分度圓
齒頂高
齒根高
齒輪的具體值見表
齒輪尺寸表
齒輪
齒數(shù)z
模數(shù)m
分度圓d
齒頂圓
齒根圓
齒頂高
齒根高
1
42
3
126
132
118.5
3
3.75
2
42
3
126
132
118.5
3
3.75
3
35
3
105
111
97.5
3
3.75
4
49
3
147
153
139.5
3
3.75
5
18
3
54
60
46.5
3
3.75
6
72
3
216
222
208.5
3
3.75
7
45
3
135
141
127.5
3
3.75
8
45
3
135
141
127.5
3
3.75
9
30
3
90
96
82.5
3
3.75
10
60
3
180
186
172.5
3
3.75
11
73
3
219
225
211.5
3
3.75
12
37
3
111
117
103.5
3
3.75
13
22
3
66
72
58.5
3
3.75
14
88
3
264
270
256.5
3
3.75
15
42
3
126
132
118.5
3
3.75
16
25
3
75
81
67.5
3
3.75
4.3.4齒寬確定
由公式(6～10,m為模數(shù))得：
第一套嚙合齒輪
第二套嚙合齒輪
第三套嚙合齒輪
反轉嚙合齒輪
一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設計上，應主動輪比小齒輪齒寬大
所以，，，
4.4 帶輪結構設計
查《機械設計》表8-5確定參數(shù)得：
帶輪寬度：
大帶輪外徑：
小帶輪外徑：
4.5 軸承的選擇
Ⅰ軸： 深溝球軸承
Ⅱ軸： 圓錐滾子軸承
Ⅲ軸： 圓錐滾子軸承 深溝球軸承
Ⅳ軸： 雙向推力球軸承 雙列圓柱滾子軸承
4.6 片式摩擦離合器的選擇和計算
片式摩擦離合器目前在機床中應用廣泛，因為它可以在運轉中接通或脫開，具有結合平穩(wěn)、沒有沖擊、結構緊湊的特點，部分零件已經(jīng)標準化，多用于機床主傳動。
(1) 確定摩擦片的徑向尺寸：
摩擦片的外徑尺寸受到外形輪廓的限制，內(nèi)徑又由安裝它的軸徑d來決定，而內(nèi)外徑的尺寸決定著內(nèi)外摩擦片的環(huán)形接觸面積的大小，直接影響離合器的結構與性能。表示這一特性系數(shù)是外片內(nèi)徑D1與內(nèi)片外徑D2之比，即
一般外摩擦片的內(nèi)徑可?。篋1=1.5d=1.536=42mm;
機床上采用的摩擦片值可在0.57～0.77范圍內(nèi)，此處取=0.67，則內(nèi)摩擦片外徑 ，取
(2) 按扭矩確定摩擦離合面的數(shù)目Z：
Z≥
其中T為離合器的扭矩；
K——安全系數(shù)，此處取為1.3；
[P]——摩擦片許用比壓，取為1.2MPa；
f——摩擦系數(shù)，查得f=0.06；
S——內(nèi)外片環(huán)行接觸面積，
S（D22 — D12）=1730.93mm2;
——誘導摩擦半徑，假設摩擦表面壓力均勻分布，則=37.53mm；
KV——速度修正系數(shù)，根據(jù)平均圓周速度查表取為1.08；
——結合次數(shù)修正系數(shù)，查表為1.5；
——摩擦結合面數(shù)修正系數(shù)， 查表取為1；
將以上數(shù)據(jù)代入公式計算得Z=11.8≥11.1，圓整為整偶數(shù)12，離合器內(nèi)外摩擦片總數(shù)i=Z+1=13。
(3) 計算摩擦離合器的軸向壓力Q：
(4) 摩擦片厚度b = 1，1.5，1.75，2毫米，一般隨摩擦面中徑增大而加大。內(nèi)外片分離時的最小間隙為（0.2～0.4）mm。
(5) 反轉時摩擦片數(shù)的確定：
普通車床主軸反轉時一般不切削，故反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗確定。普通車床主軸高速空轉功率Pk一般為額定功率P的20～40%，取Pk = 0.4P，計算反轉靜扭矩為Pk = 2.2KW，代入公式計算出Z=6.98≥4.5，圓整為整偶數(shù)8，離合器內(nèi)外摩擦片總數(shù)為9。
根據(jù)JB/T9190-1999選用機械式多片雙聯(lián)離合器，因為安裝在箱內(nèi)，所以采取濕式。查表可得離合器參數(shù)H=2.5，模數(shù)m=2.5。查《離合器手冊》表1.2.6選用編號為2的離合器。
5. 動力設計
5.1 軸驗算
按彎扭合成校核
經(jīng)分析選危險軸Ⅰ軸進行校驗
（1）畫受力簡圖
畫軸空間受力簡圖，將軸上作用力分解為垂直面受力圖和水平面受力圖分別求出垂直面上的支反力和水平面內(nèi)的支反力。對于零件作用于軸上的分布載荷或轉矩當作集中力作用于軸上零件的寬度中心。
（2）軸上受力分析
軸傳遞的轉矩：
齒輪的圓周力：
齒輪的徑向力：由機械設計取，
(3)計算作用于軸上的支反力
水平面內(nèi)的支反力:
,
垂直面內(nèi)的支反力
,
(4)計算軸的彎、轉矩,并畫彎、轉矩圖
分別作出垂直面和水平面上的彎矩圖，
并按進行彎矩合成.畫轉矩圖。
（5）校驗軸的強度
一般而言，軸的強度是否滿足只需對危險截面進行校驗即可，
而軸的當量彎矩較大且軸的直徑最小處。
截面處的當量彎矩為
轉矩按脈動循環(huán)變化計算，取，則
=128367
強度校合：考慮鍵槽的影響，查機械設計附表12.8計算，
選擇軸材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質處理，查機械設計表12.3
顯然，校驗合格，故軸安全。
軸上受力分析及彎矩、轉矩圖
5.2 主軸驗算
5.2.1 選定前端懸伸量a，參考《機械裝備設計》P121，根據(jù)主軸端部的結構，前支承軸承配置和密封裝置的型式和尺寸，這里選定a=120mm.
5.2.2 主軸支承跨距L的確定
一般最佳跨距考慮到結構以及支承剛度因磨損會不斷降低，應取跨距L比最佳支承跨距大一些，再考慮到結構需要，這里取L=540mm。
5.2.3 計算C點撓度
1）周向切削力的計算
其中
故，，，
軸上受力分析
，
2）驅動力Q的計算
參考《車床主軸箱指導書》，
其中
所以
3）軸承剛度的計算
這里選用雙列圓柱滾子軸承
根據(jù)求得：
4）確定彈性模量，慣性距I；；和長度。
①軸的材產(chǎn)選用45鋼，查《簡明機械設計手冊》P6，有
②主軸的慣性距I為：
主軸a段的慣性距可近似地算：
③切削力P的作用點到主軸前支承支承的距離S=C+W，對于普通車床，W=0.4H，（H是車床中心高，設H=200mm)。
則：
④根據(jù)齒輪、軸承寬度以及結構需要，取b=60mm
⑤計算切削力P作用在S點引起主軸前端C點的撓度
代入數(shù)據(jù)并計算得=0.1299mm。
⑥計算驅動力Q作用在兩支承之間時，主軸前端C點的撓度
計算得：=-0.0026mm
⑦求主軸前端C點的終合撓度
水平坐標Y軸上的分量代數(shù)和為
，計算得：=0.0297mm.。綜合撓度。綜合撓度方向角，又。因為，所以此軸滿足要求。
5.2 齒輪校驗
在驗算算速箱中的齒輪應力時，選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪進接觸應力和彎曲應力的驗算。這里要驗算的是齒輪2，齒輪7，齒輪12這三個齒輪。
齒輪12的齒數(shù)為18，模數(shù)為4，齒輪的應力：
1）接觸應力：
u----大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比；
---齒向載荷分布系數(shù)；----動載荷系數(shù)；----工況系數(shù)；----壽命系數(shù)
查《機械設計》表10-4及圖10-8及表10-2分布得
假定齒輪工作壽命是48000h，故應力循環(huán)次數(shù)為
查《機械設計》圖10-18得，所以：
2） 彎曲應力：
查《金屬切削手冊》有Y=0.378，代入公式求得：=158.5Mpa
查《機械設計》圖10-21e,齒輪的材產(chǎn)選45鋼（整淬處理），大齒輪、小齒輪的硬度為60HRC，故有，從圖10-21e讀出。因為：
，故滿足要求，另外兩齒輪計算方法如上，均符合要求。
6.結構設計
6.1 I軸（輸入軸）的設計
將運動帶入變速箱的帶輪一般都安裝在軸端，軸變形較大，結構上應注意加強軸的剛度或使軸部受帶的拉力（采用卸荷裝置）。I軸上裝有摩擦離合器，由于組成離合器的零件很多，裝配很不方便，一般都是在箱外組裝好I軸在整體裝入箱內(nèi)。我們采用的卸荷裝置一般是把軸承裝載法蘭盤上，通過法蘭盤將帶輪的拉力傳遞到箱壁上。
車床上的反轉一般用于加工螺紋時退刀。車螺紋時，換向頻率較高。實現(xiàn)政反轉的變換方案很多，我們采用正反向離合器。正反向的轉換在不停車的狀態(tài)下進行，常采用片式摩擦離合器。由于裝在箱內(nèi)，一般采用濕式。
在確定軸向尺寸時，摩擦片不壓緊時，應留有0.2～0.4的間隙，間隙應能調(diào)整。
離合器及其壓緊裝置中有三點值得注意：
1） 摩擦片的軸向定位：由兩個帶花鍵孔的圓盤實現(xiàn)。其中一個圓盤裝
在花鍵上，另一個裝在花鍵軸上的一個環(huán)形溝槽里，并轉過一個花鍵齒，和軸上的花鍵對正，然后用螺釘把錯開的兩個圓盤連接在一起。這樣就限制了軸向和周向德兩個自由度，起了定位作用。
2） 摩擦片的壓緊由加力環(huán)的軸向移動實現(xiàn)，在軸系上形成了彈性力的封閉
系統(tǒng)，不增加軸承軸向復合。
3） 結構設計時應使加力環(huán)推動擺桿和鋼球的運動是不可逆的，即操縱力撤
消后，有自鎖作用。
I軸上裝有摩擦離合器，兩端的齒輪是空套在軸上，當離合器接通時才和軸一起轉動。但脫開的另一端齒輪，與軸回轉方向是相反的，二者的相對轉速很高（約為兩倍左右）。結構設計時應考慮這點。
齒輪與軸之間的軸承可以用滾動軸承也可以用滑動軸承?；瑒虞S承在一些性能和維修上不如滾動軸承，但它的徑向尺寸小。
空套齒輪需要有軸向定位，軸承需要潤滑。
6.2 齒輪塊設計
齒輪是變速箱中的重要元件。齒輪同時嚙合的齒數(shù)是周期性變化的。也就是說，作用在一個齒輪上的載荷是變化的。同時由于齒輪制造及安裝誤差等，不可避免要產(chǎn)生動載荷而引起振動和噪音，常成為變速箱的主要噪聲源，并影響主軸回轉均勻性。在齒輪塊設計時，應充分考慮這些問題。
齒輪塊的結構形式很多，取決于下列有關因素：
1） 是固定齒輪還是滑移齒輪；
2） 移動滑移齒輪的方法；
3） 齒輪精度和加工方法；
變速箱中齒輪用于傳遞動力和運動。它的精度選擇主要取決于圓周速度。采用同一精度時，圓周速度越高，振動和噪聲越大，根據(jù)實際結果得知，圓周速度會增加一倍，噪聲約增大6dB。
工作平穩(wěn)性和接觸誤差對振動和噪聲的影響比運動誤差要大，所以這兩項精度應選高一級。
為了控制噪聲，機床上主傳動齒輪都要選用較高的精度。大都是用7—6—6，圓周速度很低的，才選8—7—7。如果噪聲要求很嚴，或一些關鍵齒輪，就應選6—5—5。當精度從7—6—6提高到6—5—5時，制造費用將顯著提高。
不同精度等級的齒輪，要采用不同的加工方法，對結構要求也有所不同。
8級精度齒輪，一般滾齒或插齒就可以達到。
7級精度齒輪，用較高精度滾齒機或插齒機可以達到。但淬火后，由于變形，精度將下降。因此，需要淬火的7級齒輪一般滾（插）后要剃齒，使精度高于7，或者淬火后在衍齒。
6級精度的齒輪，用精密滾齒機可以達到。淬火齒輪，必須磨齒才能達到6級。
機床主軸變速箱中齒輪齒部一般都需要淬火。
6.3其他問題
滑移齒輪進出嚙合的一端要圓齒，有規(guī)定的形狀和尺寸。圓齒和倒角性質不同，加工方法和畫法也不一樣，應予注意。
選擇齒輪塊的結構要考慮毛坯形式（棒料、自由鍛或模鍛）和機械加工時的安裝和定位基面。盡可能做到省工、省料又易于保證精度。
齒輪磨齒時，要求有較大的空刀（砂輪）距離，因此多聯(lián)齒輪不便于做成整體的，一般都做成組合的齒輪塊。有時為了縮短軸向尺寸，也有用組合齒輪的。
要保證正確嚙合，齒輪在軸上的位置應該可靠。滑移齒輪在軸向位置由操縱機構中的定位槽、定位孔或其他方式保證，一般在裝配時最后調(diào)整確定。
6.4 傳動軸的設計
機床傳動軸，廣泛采用滾動軸承作支撐。軸上要安裝齒輪、離合器和制動器等。傳動軸應保證這些傳動件或機構能正常工作。
首先傳動軸應有足夠的強度、剛度。如撓度和傾角過大，將使齒輪嚙合不良，軸承工作條件惡化，使振動、噪聲、空載功率、磨損和發(fā)熱增大；兩軸中心距誤差和軸芯線間的平行度等裝配及加工誤差也會引起上述問題。
傳動軸可以是光軸也可以是花鍵軸。成批生產(chǎn)中，有專門加工花鍵的銑床和磨床，工藝上并無困難。所以裝滑移齒輪的軸都采用花鍵軸，不裝滑移齒輪的軸也常采用花鍵軸。
花鍵軸承載能力高，加工和裝配也比帶單鍵的光軸方便。
軸的部分長度上的花鍵，在終端有一段不是全高，不能和花鍵空配合。這是加工時的過濾部分。一般尺寸花鍵的滾刀直徑為65～85。
機床傳動軸常采用的滾動軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升、空載功率和噪聲等方面，球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越。而且滾錐軸承對軸的剛度、支撐孔的加工精度要求都比較高。因此球軸承用的更多。但是滾錐軸承內(nèi)外圈可以分開，裝配方便，間隙容易調(diào)整。所以有時在沒有軸向力時，也常采用這種軸承。選擇軸承的型號和尺寸，首先取決于承載能力，但也要考慮其他結構條件。
同一軸心線的箱體支撐直徑安排要充分考慮鏜孔工藝。成批生產(chǎn)中，廣泛采用定徑鏜刀和可調(diào)鏜刀頭。在箱外調(diào)整好鏜刀尺寸，可以提高生產(chǎn)率和加工精度。還常采用同一鏜刀桿安裝多刀同時加工幾個同心孔的工藝。下面分析幾種鏜孔方式：對于支撐跨距長的箱體孔，要從兩邊同時進行加工；支撐跨距比較短的，可以從一邊（叢大孔方面進刀）伸進鏜桿，同時加工各孔；對中間孔徑比兩端大的箱體，鏜中間孔必須在箱內(nèi)調(diào)刀，設計時應盡可能避免。
既要滿足承載能力的要求，又要符合孔加工工藝，可以用輕、中或重系列軸承來達到支撐孔直徑的安排要求。
兩孔間的最小壁厚，不得小于5～10，以免加工時孔變形。
花鍵軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個應小于花鍵的內(nèi)徑。
一般傳動軸上軸承選用級精度。
傳動軸必須在箱體內(nèi)保持準確位置，才能保證裝在軸上各傳動件的位置正確性，不論軸是否轉動，是否受軸向力，都必須有軸向定位。對受軸向力的軸，其軸向定位就更重要。
回轉的軸向定位（包括軸承在軸上定位和在箱體孔中定位）在選擇定位方式時應注意：
二、 軸的長度。長軸要考慮熱伸長的問題，宜由一端定位。
三、 軸承的間隙是否需要調(diào)整。
四、 整個軸的軸向位置是否需要調(diào)整。
五、 在有軸向載荷的情況下不宜采用彈簧卡圈。
六、 加工和裝配的工藝性等。
6.5 主軸組件設計
主軸組件結構復雜，技術要求高。安裝工件（車床）或者刀具（銑床、鉆床等）的主軸參予切削成形運動，因此它的精度和性能直接影響加工質量（加工精度和表面粗糙度），設計時主要圍繞著保證精度、剛度和抗振性，減少溫升和熱變形等幾個方面考慮。
6.5.1 各部分尺寸的選擇
主軸形狀與各部分尺寸不僅和強度、剛度有關，而且涉及多方面的因素。
1） 內(nèi)孔直徑
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。為了擴大使用范圍，加大可加工棒料直徑，車床主軸內(nèi)孔直徑有增大的趨勢。
2） 軸頸直徑
前支撐的直徑是主軸上一主要的尺寸，設計時，一般先估算或擬定一個尺寸，結構確定后再進行核算。
3） 前錐孔直徑
前錐孔用來裝頂尖或其他工具錐柄，要求能自鎖，目前采用莫氏錐孔。
4） 支撐跨距及懸伸長度
為了提高剛度，應盡量縮短主軸的外伸長度。選擇適當?shù)闹慰缇?，一般推薦?。?=3～5，跨距小時，軸承變形對軸端變形的影響大。所以，軸承剛度小時，應選大值，軸剛度差時，則取小值。
跨距的大小，很大程度上受其他結構的限制，常常不能滿足以上要求。安排結構時力求接近上述要求。
6.5.2 主軸軸承
1）軸承類型選擇
主軸前軸承有兩種常用的類型：
雙列短圓柱滾子軸承。承載能力大，可同時承受徑向力和軸向力，結構比較簡單，但允許的極限轉速低一些。
與雙列短圓柱滾子軸承配套使用承受軸向力的軸承有三種：
600角雙向推力向心球軸承。是一種新型軸承，在近年生產(chǎn)的機床上廣泛采用。具有承載能力大，允許極限轉速高的特點。外徑比同規(guī)格的雙列圓柱滾子軸承小一些。在使用中，這種軸承不承受徑向力。
推力球軸承。承受軸向力的能力最高，但允許的極限轉速低，容易發(fā)熱。
向心推力球軸承。允許的極限轉速高，但承載能力低，主要用于高速輕載的機床。
2）軸承的配置
大多數(shù)機床主軸采用兩個支撐，結構簡單，制造方便，但為了提高主軸剛度也有用三個支撐的了。三支撐結構要求箱體上三支撐孔具有良好的同心度，否則溫升和空載功率增大，效果不一定好。三孔同心在工藝上難度較大，可以用兩個支撐的主要支撐，第三個為輔助支撐。輔助支撐軸承（中間支撐或后支撐）保持比較大的游隙（約0.03～0.07），只有在載荷比較大、軸產(chǎn)生彎曲變形時，輔助支撐軸承才起作用。
軸承配置時，除選擇軸承的類型不同外，推力軸承的布置是主要差別。推力軸承布置在前軸承、后軸承還是分別布置在前、后軸承，影響著溫升后軸的伸長方向以及結構的負責程度，應根據(jù)機床的實際要求確定。
在配置軸承時，應注意以下幾點：
① 每個支撐點都要能承受經(jīng)向力。
② 兩個方向的軸向力應分別有相應的軸承承受。
③ 徑向力和兩個方向的軸向力都應傳遞到箱體上，即負荷都由機床支撐件承受。
3）軸承的精度和配合
主軸軸承精度要求比一般傳動軸高。前軸承的誤差對主軸前端的影響最大，所以前軸承的精度一般比后軸承選擇高一級。
普通精度級機床的主軸，前軸承的選或級，后軸承選或級。選擇軸承的精度時，既要考慮機床精度要求，也要考慮經(jīng)濟性。
軸承與軸和軸承與箱體孔之間，一般都采用過渡配合。另外軸承的內(nèi)外環(huán)都是薄壁件，軸和孔德形狀誤差都會反映到軸承滾道上去。如果配合精度選的太低，會降低軸承的回轉精度，所以軸和孔的精度應與軸承精度相匹配。
一、 軸承間隙的調(diào)整
為了提高主軸的回轉精度和剛度，主軸軸承的間隙應能調(diào)整。把軸承調(diào)到合適的負間隙，形成一定的預負載，回轉精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗震性也有改善。預負載使軸承內(nèi)產(chǎn)生接觸變形，過大的預負載對提高剛度沒有明顯的小果，而磨損發(fā)熱量和噪聲都會增大，軸承壽命將因此而降低。
軸承間隙的調(diào)整量，應該能方便而且能準確地控制，但調(diào)整機構的結構不能太復雜。雙列短圓柱滾子軸承內(nèi)圈相對外圈可以移動，當內(nèi)圈向大端軸向移動時，由于1：12的內(nèi)錐孔，內(nèi)圈將脹大消除間隙。
其他軸承調(diào)整也有與主軸軸承相似的問題。特別要注意：調(diào)整落幕的端面與螺紋中心線的垂直度，隔套兩個端面的平行度都由較高要求，否則，調(diào)整時可能將軸承壓偏而破壞精度。隔套越長，誤差的影響越小。
螺母端面對螺紋中心線垂直度、軸上和孔上套簡兩端平行度等均有嚴格的精度要求。
6.5.3 主軸與齒輪的連接
齒輪與主軸的連接可以用花鍵或者平鍵；軸做成圓柱體，或者錐面（錐度一般取1：15左右）。錐面配合對中性好，但加工較難。平鍵一般用一個或者兩個（相隔180度布置），兩國特鍵不但平衡較好，而且平鍵高度較低，避免因齒輪鍵槽太深導致小齒輪輪轂厚度不夠的問題。
6.5.4 潤滑與密封
主軸轉速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨的油管將油引到軸承處。
主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種：
1）堵——加密封裝置防止油外流。
主軸轉速高，多采用非接觸式的密封裝置，形式很多，一種軸與軸承蓋之間留0.1～0.3的間隙（間隙越小，密封效果越好，但工藝困難）。還有一種是在軸承蓋的孔內(nèi)開一個或幾個并列的溝槽（圓弧形或形），效果比上一種好些。在軸上增開了溝槽（矩形或鋸齒形），效果又比前兩種好。
在有大量切屑、灰塵和冷卻液的環(huán)境中工作時，可采用曲路密封，曲路可做成軸向或徑向。徑向式的軸承蓋要做成剖分式，較為復雜。
2）疏導——在適當?shù)牡胤阶龀龌赜吐罚褂湍茼樌亓骰氐接拖洹?
6.5.5 其他問題
主軸上齒輪應盡可能靠近前軸承，大齒輪更應靠前，這樣可以減小主軸的扭轉變形。
當后支承采用推力軸承時，推力軸承承受著前向后的軸向力，推力軸承緊靠在孔的內(nèi)端面，所以，內(nèi)端面需要加工，端面和孔有較高的垂直度要求，否則將影響主軸的回轉精度。支承孔如果直接開在箱體上，內(nèi)端面加工有一定難度。為此，可以加一個杯形套孔解決，套孔單獨在車床上加工，保證高的端面與孔德垂直度。
主軸的直徑主要取決于主軸需要的剛度、結構等。各種牌號鋼材的彈性模量基本一樣，對剛度影響不大。主軸一般選優(yōu)質中碳鋼即可。精度較高的機床主軸考慮到熱處理變形的影響，可以選用或其他合金鋼。主軸頭部需要淬火，硬度為50～55。其他部分處理后，調(diào)整硬度為220～250。
總結
畢業(yè)設計結束了，在這次的畢業(yè)設計中不僅檢驗了我所學習的知識，也培養(yǎng)了我如何去把握一件事情，如何去做一件事情，又如何完成一件事情。在設計過程中，與同學分工設計，和同學們相互探討，相互學習，相互監(jiān)督。學會了合作，學會了運籌帷幄，學會了寬容，學會了理解，也學會了做人與處世。
畢業(yè)設計是我們專業(yè)課程知識綜合應用的實踐訓練，著是我們邁向社會，從事職業(yè)工作前一個必不少的過程．”千里之行始于足下”，通過這次畢業(yè)設計，我深深體會到這句千古名言的真正含義．我今天認真的進行畢業(yè)設計，學會腳踏實地邁開這一步，就是為明天能穩(wěn)健地在社會大潮中奔跑打下堅實的基礎．
在這次設計過程中，體現(xiàn)出自己單獨設計的能力以及綜合運用知識的能力，體會了學以致用、突出自己勞動成果的喜悅心情，從中發(fā)現(xiàn)自己平時學習的不足和薄弱環(huán)節(jié)，從而加以彌補。
在此感謝我們的老師.，老師嚴謹細致、一絲不茍的作風一直是我工作、學習中的榜樣；老師循循善誘的教導和不拘一格的思路給予我無盡的啟迪；這次設計的每個實驗細節(jié)和每個數(shù)據(jù)，都離不開老師您的細心指導。而您開朗的個性和寬容的態(tài)度，幫助我能夠很順利的完成了這次畢業(yè)設計。
同時感謝對我?guī)椭^的同學們，謝謝你們對我的幫助和支持，讓我感受到同學的友誼。
由于本人的設計能力有限，在設計過程中難免出現(xiàn)錯誤，懇請老師們多多指教,我十分樂意接受你們的批評與指正，本人將萬分感謝。
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外文資料
Hardened gear reducer prices and Analysis
The purpose of the pump ,to give pressure to the oil ; in other words, to give power to the machine .The purpose of the valves is to control the flow of oil and to apply the power when and where it may be needed .To illustrate as simply as possible how this is accomplished in a “circuit”, that is , in the run of oil from the reservoir ,through the pump , the valves , the driven unit , and back to the reservoir, references are made to the diagrams shown in Figs,11.1 and 11.2.
Every fluid-power system used one or more pumps to pressurize the hydraulic fluid the fluid under pressure, in turn, performs work in the output section of the fluid-power system. Thus, the pressurized fluid may be used to move a piston in a in a cylinder or to turn the shaft of a hydraulic motor.
So we find that find that every modern fluid –power system used at least one pump to pressurize the fluid.
TYPES OF PUMPS
Three types pumps find use in fluid-power systems: rotary , reciprocating, and centrifugal pumps .
Simples hydraulic systems may use but one type of pump, The trend is to use pumps with the most satisfactory characteristics for the specific tasks involved . In matching the characteristics of the pump to the requirements of the hydraulic system, it is not unusual to find two types of pumps in series . For example , a centrifugal pump may be may be used to supercharge a reciprocating pump , or a rotary pump may be used to supply pressurized oil for the controls associated with a reversing variable-displacement reciprocating pump .
ROTARY PUMPS
These are built in many different designs and are extremely popular in modern fluid-power system. The most common rotary-pump designs used today are spur gear , internal-gear , generated rotor , sliding-vane , and screw pump . Each type has advantages that make it most suitable for a given application.
Spur-Gear Pumps. These pumps (Fig.11.3) have two mating gears are turned in a closely fitted casing. Rotation of one gear, the driver, causes the second , or follower gear , to turn .