C616普通中型車床主軸箱設計含5張CAD圖

C616普通中型車床主軸箱設計含5張CAD圖,c616,普通,中型,車床,主軸,設計,cad C616普通中型車床主軸箱設計 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 II C616 spindle box design Abstract Under normal circumstances, the lathe headstock design, mainly includes three aspects of the design,n, 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：Machine tools, headstock design, transmission system, transmission, gear parts.  目錄 摘 要 III 第一章 引言 1 第一節(jié) 課題的背景及意義 1 第二節(jié) 設計任務和目的 2 第二章 C616型普通車床的主要技術性能和參數(shù) 4 第一節(jié) 機床主要技術性能 4 第二節(jié) 主要技術參數(shù) 4 第三章 變速結構的設計 6 第一節(jié) 根據(jù)任務書所給的條件來求變速范圍 6 第二節(jié) 結構式分析 6 一、確定變速組及各變速組中變速副的數(shù)目 7 二、結構式的擬定 7 第三節(jié) 結構網(wǎng)的擬定 8 第四節(jié) 各變速組的變速范圍及極限傳動比 8 第五節(jié) 繪制轉速圖 9 第六節(jié) 確定各變速組傳動副齒數(shù) 11 第七節(jié) 計算轉速的計算 12 第八節(jié) 繪制變速系統(tǒng)圖 13 第四章 傳動件的設計 14 第一節(jié) 帶傳動設計 14 一、電機到Ⅰ的帶傳動設計 14 二、帶輪結構設計 16 第二節(jié) 傳動效率的確定 18 第三節(jié) 確定各軸最小直徑 18 第四節(jié) 計算各軸的傳動功率 19 第五節(jié) 鍵的校核 20 一、計算各軸的扭矩 20 二、校核鍵的擠壓強度 20 第六節(jié) 各傳動軸支承處軸承的選擇 22 第五章 齒輪的設計及強度校核 25 第一節(jié) 各傳動組齒輪模數(shù)的確定 25 第二節(jié) 確定齒輪尺寸 26 第三節(jié) 齒輪強度校核 27 二、Ⅱ軸上齒數(shù)為19的齒輪校核 28 三、Ⅲ軸上的齒數(shù)為18的齒輪 30 第六章 主軸組件設計 32 第一節(jié) 主軸的基本尺寸確定 32 一、外徑尺寸D 32 二、主軸孔徑d 33 三、主軸懸伸量 34 四、支撐跨距 34 II 五、主軸最佳跨距的確定 34 第二節(jié) 計算校核主軸得到的轉速 36 第三節(jié) 軸上零件的固定方式及其特點 37 第四節(jié) 主軸剛度的校核 38 一、主軸前支承轉角的驗算 39 二、主軸前端位移的驗算 40 第五節(jié) 潤滑 41 參考文獻 44 致 謝 45 41 第一章 引言 第1節(jié) 課題的背景及意義 制造業(yè)是我國國民經(jīng)濟的支柱產(chǎn)業(yè)，其增加值約占我國國內(nèi)生產(chǎn)總值的40%以上，而先進的制造技術室振興制造業(yè)系統(tǒng)工程的重要組成部分。21世紀時科學計數(shù)突飛猛進、不斷取得新突破的世紀，它是機床技術全面發(fā)展的時代。機床代表一個民族制造工業(yè)現(xiàn)代化的水平，隨著現(xiàn)代化科學技術的迅速發(fā)展，制造技術和自動化水平的高低已成為衡量一個國家或地區(qū)經(jīng)濟發(fā)展水平的重要標志。 金屬切削機床是用切削的方法將金屬毛坯加工成機器零件的機器，它是制造機器的機器，又稱為“工作母機”或“工具機”。 在現(xiàn)代機械制造工業(yè)中，金屬切削機床是加工機器零件的主要設備，它所擔負的工作量，約占機器總制造工作量的40%—60%。機床的技術水平直接影響機械制造工業(yè)的產(chǎn)品質(zhì)量和勞動生產(chǎn)率。 機床的“母機”屬性決定了它在國民經(jīng)濟中的重要地位。機床工業(yè)為各種類型的機械制造廠提供先進的制造技術和優(yōu)質(zhì)高效的機床設備，促進機械制造工業(yè)的生產(chǎn)能力和工藝水平的提高。機械制造工業(yè)肩負著為國民經(jīng)濟各部門提供現(xiàn)代化技術裝備的任務，為適應現(xiàn)代化建設的需要，必須大力發(fā)展機械制造工業(yè)。機械制造工業(yè)是國民經(jīng)濟各部門賴以發(fā)展的基礎。機床工業(yè)則是機械制造工業(yè)的基礎。一個國家機床工業(yè)的技術水平，在很大程度上標志著這個國家的工業(yè)生產(chǎn)能力和科學技術水平。顯然，金屬切削機床在國民經(jīng)濟現(xiàn)代化建設中起著重大的作用。 車床是目前使用最廣泛的機床之一。車床主要用于加工軸類等回轉體零件。通過數(shù)控加工程序的運行，可自動完成內(nèi)外圓柱面、圓錐面、成型表面、螺紋和斷面等工序的切削加工，并能進行車槽、鉆孔、擴孔、鉸孔等動作。能夠在一次裝夾過程中完成更多的加工工序，提高加工進度和生產(chǎn)效率，特別適合于復雜形狀回轉類零件的加工。 機床是制造工業(yè)的基本生產(chǎn)設備，機床工業(yè)是我國國計民生，國防建設的基礎工業(yè)和戰(zhàn)略性產(chǎn)業(yè)，在世界范圍內(nèi)備受各方密切關注。我國機床工業(yè)在國家正確方針政策指引下。經(jīng)歷經(jīng)濟恢復時期及“十五”計劃階段，特別是改革開放20年來的艱巨努力，建立起較大規(guī)模，較完整的體系，奠定了有力的技術基礎，具備相當?shù)母偁帉嵙Α? 增加機床加工精度，提高機床加工效率。變速箱中包括的機構大致有：作為傳動鏈連接用的定比傳動副，變速機構，操縱機構和潤滑裝置。而操縱機構的選擇和設計對車床的構造和性能的發(fā)揮有著直接影響。 機床設計，是設計人員根據(jù)使用部門的要求和制造部門的可能，運用有關科學技術知識，所進行的創(chuàng)造性的勞動。機床工業(yè)是機器制造業(yè)的重要部門，擔負著為農(nóng)業(yè)，工業(yè)，科學技術和國防現(xiàn)代化提供技術裝備的任務，在整個國民經(jīng)濟中占有重要地位。一個國家機床工業(yè)的技術水平，機床的擁有量和現(xiàn)代化程度是這個國家工業(yè)生產(chǎn)能力和技術水平的重要標志之一。希望可以通過對C616普通車床變速箱及操作機構的設計，來進一步提高專業(yè)和理論知識水平，提高解決實際問題能力。 第2節(jié) 設計任務和目的 本次設計的任務是論述如何設計出合理實用的機床主軸箱，能正確，平穩(wěn)地加工工件，能保證加工質(zhì)量，提高勞動生產(chǎn)率，而且經(jīng)濟性好。 通過對的學習，要求達到以下目的： 1．綜合運用學過的專業(yè)理論知識，能獨立分析和擬訂某機床主軸箱傳動結構，裝配結構和制造結構的各種方案，能在機械設計制圖，零件計算和編寫技術文件等方面得到綜合訓練，具備設計中等復雜零件的能力。 2．通過設計的訓練，能初步掌握機床的運動設計，動力計算以及關鍵零部件的強度校核，獲得工程師必備設計能力的初步訓練，從而提高分析問題，解決問題，盡快適應工程實踐的能力。 3. 熟悉和學會使用各種手冊，能善于使用網(wǎng)絡搜尋一些設計的相關資料，掌握一定的工藝制訂的方法和技巧。 4. 進一步提高計算機操作的基本技能﹑CAD及Pro/engineer軟件應用能力(造型設計與自動編程)﹑仿真模擬軟件的應用。 5. 綜合運用學過的各門有關基礎課（如高等數(shù)學，大學物理等），專業(yè)基礎課（如工程力學，機械原理，機械設計，互換性與技術測量等）和專業(yè)課（如金屬切削原理與刀具，金屬切削機床，機械制造工藝學等）的知識，聯(lián)系成產(chǎn)實際，學習國內(nèi)外有關機床設計方面的先進經(jīng)驗，來解決機床變速箱設計問題。 6. 掌握精密機床組成部分以及精密機床總體設計的基本原理，為進行工藝裝備的設計打下理論基礎。 7. 了解現(xiàn)代機床的發(fā)展動向。 8. 加深自己對工藝設計的實際經(jīng)驗。 9. 對運用先進的設備（如氣動，液壓等）來改進機床控制所提高的工程效率有一個更清楚的認識。 第二章 C616型普通車床的主要技術性能和參數(shù) 第1節(jié) 機床主要技術性能 C616普通車床可以進行各種車削加工，并可車削公制、英制、模數(shù)和徑節(jié)螺紋。 第2節(jié) 主要技術參數(shù) 工件最大回轉直徑： 在床身上…………………………………………………………320毫米 在床鞍上…………………………………………………………175毫米 工件最大加工長度………………………………………………750毫米 主軸孔徑…………………………………………………………30毫米 主軸前端孔錐度…………………………………………………莫氏5號 主軸轉速范圍……………………………………………………50-2500轉/分 加工螺紋范圍： 公制………………………………………………………………0.5-9毫米 英制………………………………………………………………38-2扣/時 模數(shù)螺紋…………………………………………………………0.5-9毫米 徑節(jié)螺紋…………………………………………………………2-184徑節(jié) 進給量范圍： 縱向………………………………………………………………0.06-3.34毫米/轉 橫向………………………………………………………………0.044-2.47毫米/轉 主電機： 功率………………………………………………………………4kW 轉速………………………………………………………………1450轉/分 冷卻泵電機功率…………………………………………………0.125 kW 潤滑泵電機功率…………………………………………………0.12 kW 第三章 變速結構的設計 第1節(jié) 根據(jù)任務書所給的條件來求變速范圍 1. 根據(jù)參考文獻《金屬切削機床設計》中公式1-3，。 式中，-主軸最高轉速，； -主軸最低轉速，。 可以求得，。 2. 根據(jù)和轉速級數(shù)，求公比。由《金屬切削機床設計》中公式1-8可得，公比。 3. 根據(jù)公比及，，查《金屬切削機床設計》中表1-4以確定主軸轉速數(shù)列。因為，首先找到最小極限轉速50，再每跳過3個數(shù)取一個轉速，即可得到公比為1.26的數(shù)列：50，63，80，100，125，160，200，250，315，400，500，630，800，1000，1250，1600，2000，2500。 上述數(shù)列即為本次設計的主軸轉速數(shù)列。 第二節(jié) 結構式分析 擬定變速方案，包括變速型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱等整個變速系統(tǒng)的確定。變速型式則指變速和變速的元件、機構以及組成、安排不同特點的變速型式、變速類型。 變速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，確定變速方案和型式，要從結構、工藝、性能及經(jīng)濟等多方面統(tǒng)一考慮。 變速方案有多種，變速型式更是眾多，比如：變速型式上有集中變速，分離變速；擴大變速范圍可用增加變速組數(shù)，也可采用背輪結構、分支變速等型式；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。 一、確定變速組及各變速組中變速副的數(shù)目 級數(shù)為的變速系統(tǒng)由若干個順序的變速組組成，各變速組分別有、……個變速副，即。 由于結構的限制，在變速副中，選擇2或3較為合適，即變速級數(shù)Z應為2和3的因子：，可以有以下三種方案： ，， 二、結構式的擬定 根據(jù)主變速系統(tǒng)設計的一般原則：傳動副前多后少的原則。主變速傳動系從電動機到主軸，通常為降速傳動，接近電動機的傳動轉速較高， 傳動的轉矩較小，尺寸小一些，反之，靠近主軸的傳動件轉速較低，傳遞的轉矩較大，尺寸就較大。因此在擬定主變速傳動系時，應盡可能將傳動副較多的變速組安排在前面，傳動副數(shù)少的變速組放在后面，使主變速傳動系中更多的傳動件在高速范圍內(nèi)工作，尺寸小一些，以節(jié)省變速箱的造價，減小變速箱的外形尺寸；所以選擇。 根據(jù)主變速系統(tǒng)設計的一般原則：前密后疏的原則，即變數(shù)組中，級比指數(shù)小，傳動線密，級比指數(shù)大，傳動線疏。 變速方案：1.，結構圖如圖3.1所示。 圖3.1 通過兩種方案的比較，根據(jù)上述“前密后疏”的原則。圖3-1中為順序擴大傳動結構，該結構前面?zhèn)鲃咏M的傳動副靠得緊密，后面的較為松散，容易使較多傳動件處于較高的轉速下，以便減小傳動件尺寸，使結構緊湊，能達到預期的級速且容易實現(xiàn)，所以我們最終確定的傳動方案是：結構式為。 第三節(jié) 結構網(wǎng)的擬定 根據(jù)中間變速軸變速范圍小的原則選擇結構網(wǎng)。從而確定結構網(wǎng)如下：(圖3.2) 圖3.2 傳動系的結構網(wǎng) 第四節(jié) 各變速組的變速范圍及極限傳動比 傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍：在降速傳動時，為防止被動齒輪的直徑過大而使進徑向尺寸過大，常限制最小傳動比，，為避免擴大傳動誤差，減少震動噪聲，在升速時一般限制最大傳動比，斜齒輪比較平穩(wěn)，可取，故變速組的最大變速范圍為。 主軸的變速范圍應等于住變速傳動系中各個變速組變速范圍的乘積，即：。 檢查變速組的變速范圍是否超過極限值時，只需檢查最后一個擴大組。因為其他變速組的變速范圍都比最后擴大組的小，只要最后擴大組的變速范圍不超過極限值，其他變速組就不會超過極限值。 ，其中，，。 經(jīng)計算得，，符合要求。 主軸的變速范圍應等于變速傳動系中各個變速組變速范圍的乘積，即：。檢查變速組的變速范圍是否超過極限值時，只需檢查最后一個擴大組。因為其他變速組的變速范圍都比最后擴大組的小，只要最后擴大組的變速范圍不超過極限值，其他變速組就不會超過極限值。 其中，其中，，。 經(jīng)計算得，，符合要求。 第五節(jié) 繪制轉速圖 1. 選擇主電動機 一般車床若無特殊要求，多采用Y系列封閉式三相異步電動機，Y系列電動機為一般用途全封閉自扇冷式籠型異步電動機，具有防塵埃、鐵屑或其他雜物侵入電動機內(nèi)部的特點。適用于無特殊要求的機械上，如機床，泵，風機，攪拌機，運輸機，農(nóng)業(yè)機械等。根據(jù)設計要求，我們選取Y112M-4型三相異步電動機，額定功率4kW，滿載轉速1440r/min。 3. 確定各級轉速 由、、z = 12確定各級轉速：100，125，160，200，250，315，400，500，630，800，1000，1250r/min。 4. 繪制轉速圖 在五根軸中，除去電動機軸，其余四軸按變速順序依次設為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ（主軸）。Ⅰ與Ⅱ、Ⅱ與Ⅲ、Ⅲ與Ⅳ軸之間的變速組分別設為a、b、c?，F(xiàn)由Ⅳ（主軸）開始，確定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸的轉速： 2. 分配總降速傳動比 總降速變速比 分配總降速傳動比時，根據(jù)降速比分配應依照“前慢后快”的原則以及摩擦離合器的工作速度要求，確定各變速組的最小傳動比。同時要考慮是否增加定比傳動副，以使轉速數(shù)列符合標準和有利于較小齒數(shù)和減小徑向與軸向尺寸。 3. 確定傳動組中傳動副的數(shù)目 組數(shù)為的傳動系統(tǒng)，有若干個順序的傳動組組成，轉動組中有個傳動副，則，傳動組中傳動副由于結構的限制。由，，z = 12，確定各級轉速： 6級高速：400，500，630，800，1000，1250r/min。 6級低速：100，125，160，200，250，315r/min。 最后，根據(jù)傳動過程及給定已知條件，結合前面擬定結構網(wǎng)時所述，可以比較清楚的畫出該C616車床的主傳動系統(tǒng)(12級)的轉速圖，得到如下圖3.3，該圖能夠清楚的反映出從電機軸到主軸傳動過程中的傳動情況 圖3.3 轉速圖 第六節(jié) 確定各變速組傳動副齒數(shù) 確定各變速組傳動副齒數(shù)時，要遵守以下選用原則： 1. 齒輪的齒數(shù)和不應過大，以免加大兩軸的中心距，使機床的結構龐大；同時增加齒數(shù)和，還會提高齒輪的線速度而增加噪音，一般推薦齒數(shù)和。 2. 齒輪的齒數(shù)和也不應該過小，最小齒輪不產(chǎn)生根切現(xiàn)象，對于標準直齒圓柱齒輪，一般取最小齒數(shù)，受結構限制的各齒輪(尤其是最小齒輪)，應能可靠的裝到軸上或進行套裝；齒輪的齒槽到孔壁或鍵槽的壁厚(為模數(shù))，以保證有足夠的強度，避免出現(xiàn)變形和斷裂現(xiàn)象。兩軸間的最小中心距應該取得合適。若齒數(shù)和太小，則中心距過小，將導致兩軸上的軸承及其他機構之間距離過近或相碰。 3. 確定齒輪齒數(shù)時，應該符合轉速圖上傳動比的要求。實際傳動比(齒輪齒數(shù)之比)與理論傳動比(轉速圖上給出的傳動比)之間允許有誤差，但是不應該過大。由于確定齒數(shù)所造成的主軸轉速相對誤差一般不允許超過。 通過查表法確定各齒輪的齒數(shù)： (1)Ⅰ-Ⅱ軸： 查《金屬切削機床設計》表8-1，取 ，，可得： 時： 時： 時： 可取,于是可得軸Ⅰ齒輪齒數(shù)分別為：35、29、30。 于是，，，可得軸Ⅱ上的齒輪齒數(shù)分別為：35、41、42。 (2)Ⅱ-Ⅲ軸： 已知，，，，可得： 時： 時： 時： 可取,于是可得軸Ⅱ齒輪齒數(shù)分別為：42、19、30。 于是，，，可得軸Ⅲ上的齒輪齒數(shù)分別為：30、53、42。 (3)Ⅲ-Ⅳ軸： 已知，，，可得： 時： 時： 可取,于是可得軸Ⅲ齒輪齒數(shù)分別為：60、18。 于是，，可得軸Ⅳ上的齒輪齒數(shù)分別為：30、72 第七節(jié) 計算轉速的計算 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： 根據(jù)上節(jié)所設計的主軸箱轉速圖，軸Ⅲ可從主軸按的傳動副找上去，軸Ⅲ的計算轉速；；軸Ⅱ的計算轉速可以按的傳動副找上去，得軸Ⅱ為；軸Ⅰ的計算轉速為。 軸 計算轉速值 Ⅰ 1250 Ⅱ 1250 Ⅲ 500 Ⅳ 160 表3.1 各軸的計算轉速 3. 各齒輪的計算轉速 對于Ⅰ-Ⅱ軸，只需要計算最小齒輪數(shù)為z=29的齒輪，計算轉速為。 對于Ⅱ-Ⅲ軸，只需要計算最小齒輪數(shù)為z=19的齒輪，計算轉速為。 對于Ⅲ-Ⅳ軸，只需要計算最小齒輪數(shù)為z=18的齒輪，計算轉速為。 4. 核算主軸轉速誤差 故上述設計，符合設計要求。 第八節(jié) 繪制變速系統(tǒng)圖 根據(jù)軸數(shù)，齒輪副，電動機等已知條件可有如下系統(tǒng)圖3-6： 圖3.6 傳動系統(tǒng)圖 第四章 傳動件的設計 第一節(jié) 帶傳動設計 一、電機到Ⅰ的帶傳動設計 一般機床上都采用三角帶進行傳動。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。電動機轉速，傳遞功率，兩班制，一天運轉16小時，工作年數(shù)10年。 1. 選擇三角帶的型號 本設計中選取三角帶的工作情況系數(shù)。 計算帶輪的計算功率得： 式中，--電動機額定功率， --工作情況系數(shù) 根據(jù)小帶輪的轉速和計算功率，確定電動機到Ⅰ軸的皮帶為A型三角帶。 2. 確定帶輪的基準直徑 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》表8-6和8-8，取小帶輪基準直徑。 由《機械設計》公式(8-15a)， 式中：-小帶輪轉速，-大帶輪轉速，-帶的滑動系數(shù)，一般取0.02。 可得，，經(jīng)圓整后，取值為。 3. 驗算帶速度 驗算帶的速度 因為，故上述選用合適。 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，，設中心距為，則根據(jù)經(jīng)驗公式： 取，取。 5. 三角帶的計算基準長度 計算帶輪的基準長度 查表去相近的基準長度，圓整到標準的計算長度，。 6. 驗算三角帶的撓曲次數(shù) 7. 確定實際中心距 計算實際中心距 8. 驗算小帶輪包角 對小帶輪包角進行驗證，一般小帶輪的包角不應小于。 ，故主動輪上包角合適。 9. 確定三角帶根數(shù) 為避免型帶工作時各根帶受力嚴重不均勻，限制根數(shù)不大于10。 取根。 10. 計算預緊力 其中：-帶的變速功率，； -帶速，； -每米帶的質(zhì)量，；取。 11. 計算作用在軸上的壓軸力 12. 小帶輪和大帶輪的結構尺寸 查《機床設計手冊》中表5.2-12： 小帶輪的結構尺寸： ，，，，，，， 大帶輪的結構尺寸： ，，，，，，， 二、帶輪結構設計 1. 帶輪的材料 常用帶輪的材料為或，轉速較高時可以采用鑄鋼或鋼板沖壓焊接而成，小功率時采用鑄鋁或塑料。 2. 帶輪結構形式 帶輪由輪緣、輪輻和輪轂組成，根據(jù)輪輻結構的不同可以分為實心式(《機械制圖》圖8-14a)、腹板式(《機械制圖》圖8-14b)、孔板式(《機械制圖》圖8-14c)、橢圓輪輻式(《機械制圖》圖8-14d)。 帶輪的結構形式與基準直徑有關，當帶輪基準直徑(為安裝帶輪的軸的直徑，)時。帶輪的結構形式可以采用實心式帶輪。當可以采用腹板式，，同時時可以采用孔板式。當，可以采用輪輻式。 3. 帶輪的輪槽 帶輪的輪槽與所選的帶型號相對應，見《機械制圖》表4.1. 表4.1V帶輪的輪槽與所選的V帶型號 槽型 11 2.75 8.7 9 — — 帶繞在帶輪上以后發(fā)生彎曲變形，使帶工作面夾角發(fā)生變化。為了使帶的工作面與大輪的輪槽工作面緊密貼合，將帶輪輪槽的工作面的夾角做成小于。 帶安裝到輪槽中以后，一般不應該超出帶輪外圓，也不應該與輪槽底部接觸。為此規(guī)定了輪槽基準直徑到帶輪外圓和底部的最小高度和。 輪槽工作表面的粗糙度為或。 4. 帶輪的技術要求 鑄造、焊接或燒結的帶輪在輪緣、腹板、輪輻及輪轂上不允許有砂眼、裂縫、縮孔及氣泡；鑄造帶輪在不提高內(nèi)部應力的前提下，允許對輪緣、凸臺、腹板及輪轂的表面缺陷進行修補；轉速高于極限轉速的帶輪要做靜平衡，反之做動平衡。其他條件參見中的規(guī)定。 第二節(jié) 傳動效率的確定 根據(jù)傳動系統(tǒng)圖計算主傳動系統(tǒng)的傳動效率，各傳動件的傳動效率(選自《機床設計手冊》2上表5.1-5)。 表4.2 傳動效率 傳動件 齒輪 軸承 聯(lián)軸器 三角帶傳動 效率 求從電動機到個傳動軸間的效率(不計入該傳動軸上的軸承效率)。 表4.3 傳動軸上的效率 軸 公式及參數(shù) 結果 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 第三節(jié) 確定各軸最小直徑 根據(jù)《機械設計手冊》表7-13，，并查《金屬切削機床設計》中表7-13得到。 1. Ⅰ軸的直徑：，。 2. Ⅱ軸的直徑：，。 3. Ⅲ軸的直徑：，。 4. Ⅳ軸(主軸)的直徑：，。 第四節(jié) 計算各軸的傳動功率 由于傳動過程中存在摩擦，機床發(fā)熱變形，潤滑油的潤滑程度等許多誤差，使得電動機產(chǎn)生的能量不能全部傳給有用功，因此，便會產(chǎn)生傳動功率問題。各個軸之間傳遞的功率也便可由以下公式算出。 由于傳動過程中存在摩擦，機床發(fā)熱變形，潤滑油的潤滑程度等許多誤差，使得電動機產(chǎn)生的能量不能全部傳給有用功，因此，便會產(chǎn)生傳動功率問題。各個軸之間傳遞的功率也便可由以下公式算出。 式中：-電動機額定功率，； -從電動機到所計算傳動軸間的傳動功率。 公式選自《機床設計手冊》2上式5.1-2 計算過程及結果列于下表：單位。 表4.4軸的傳動功率 軸 計算過程 結果 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 第五節(jié) 鍵的校核 一、計算各軸的扭矩 計算結果見下表4.5 各軸的扭轉計算公式為。 式中：-所計算軸的扭矩，； -所計算軸的功率，； -所計算軸額計算轉速，。 表4.5 各軸的扭矩 軸 計算過程 結果 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 二、校核鍵的擠壓強度 1. Ⅲ軸上的平鍵： 鍵所能傳遞的扭矩為：() 式中：-軸的直徑，； -鍵側面的工作長度，； -鍵側面與輪轂的接觸高度，，并??； -許用擠壓應力，，本設計中，取。 ，。 則根據(jù)上述說明，可以計算鍵所能傳遞的扭矩為 2. 驗算Ⅱ軸上平鍵： ，，。 計算鍵所能傳遞的扭矩為 3. 驗算主軸上10X35GB1096—72平鍵 ，，。 計算鍵所能傳遞的扭矩為 4. 校核花鍵軸Ⅲ的擠壓強度：()。 花鍵齒側工作表面上的擠壓應力： 式中：-傳遞的扭矩，； -載荷分布不均勻系數(shù)，取； -花鍵的齒數(shù)，； -花鍵齒側面的工作長度，； -花鍵的工作長度，?。? -花鍵的平均半徑，； -許用擠壓應力，，本設計中，取 則根據(jù)上述說明，可以計算花鍵齒側工作表面上的擠壓應力為： 所以，平鍵及花鍵的擠壓強度足夠。 第六節(jié) 各傳動軸支承處軸承的選擇 根據(jù)已知條件計算可知： Ⅰ軸 前支承：30207；后支承：30207 Ⅱ軸 前支承：30207；后支承：30207 Ⅲ軸 前支承：30208；后支承：30208 主軸 前支承：NN3020K;中支承：N219E；后支承：NN3016K 1-支座；2-撥塊；3-杠桿；4-銷子；5-軸孔；6-操縱手輪；7,7‘-壓塊 圖4-1 進給箱基本組的操縱機構 圖4-1為進給箱中基本組的操縱機構工作原理圖?；窘M的四個滑移齒輪是由一個手輪集中操縱的，手輪6的端面上開有一環(huán)形槽，在槽中有兩個間隔的直徑比槽的寬度大的孔和，孔中分別安裝帶斜面的壓塊1和2，其中壓塊1的斜面向外斜，壓塊2的斜面向里斜。在環(huán)形槽中還有四個均勻分布的銷子5，每個銷子通過杠桿4來控制撥快3，四個撥快分別撥動基本組的四個滑動齒輪。手輪6在圓周方向有八個均布的位置，當它處于圖所示的位置時，只有左上角杠桿的銷子控制撥快3將滑動齒輪撥至左端位置，其余三個銷子都處于環(huán)形槽中，其相應的滑動齒輪都處于各自的中間(空擋)位置。 1-支座；2-撥塊；3-杠桿；4-銷子；5-軸孔； 6-操縱手輪；7,7‘-壓塊；8-鋼球；9-調(diào)節(jié)螺釘 圖4-2 基本組操縱機構立體圖 當需要改變基本組的傳動比時，先將手輪6沿軸向外拉，拉出后就可以自由轉動進行變速。由于手輪6向外拉后，銷子在長度方向上還有一小段仍保留在槽及孔中，則手輪6轉動時，銷子就可以沿著孔的內(nèi)壁滑到槽中，手輪6欲轉達到周向位置可由固定環(huán)的缺口中觀察到。當手輪轉到所需位置后，例如從圖示位置逆時針轉過，將手輪重新推入，這時孔中的壓塊1的斜面推向銷子向外，使左上角杠桿向順時針方向擺動，于是便將相應的滑輪推向右端嚙合位置。而其余三個銷子仍都在環(huán)形槽中，其相應的滑動齒輪也都處于中間空擋位置。 1-絲杠；2-凸輪；3-操縱軸；4,5,6-杠桿 4-3 螺紋種類移換機構及絲杠，光杠的操縱機構 圖4-3為車床螺紋變換機構(移換機構和轉換機構)的操縱機構工作原理圖。移換機構的兩齒輪由同一手柄操縱，杠桿機構實現(xiàn)了它們的聯(lián)動和反向，偏心的槽型凸輪兼顧控制絲杠和光杠的轉換齒輪。 當進行公制，英制和絲杠，光杠的移換時，轉動手柄，通過套筒與鍵使凸輪盤轉動，通過槽中銷子帶動左邊杠桿繞支點擺動，經(jīng)過連桿帶動另一端杠桿繞支點擺動，使兩撥叉波動移換機構的滑移齒輪，進行公制與英制螺紋的變換。凸輪盤的槽中還有銷子可帶動右邊杠桿繞支點擺動，帶動撥叉撥動聯(lián)接絲杠或光杠傳動的滑移齒輪以接通或斷開絲杠與光杠的傳動。 第五章 齒輪的設計及強度校核 第一節(jié) 各傳動組齒輪模數(shù)的確定 根據(jù)《金屬切削機床設計》表7-17；有公式： 式中：-公比，； -電動機的功率，； -齒寬系數(shù)； -齒輪傳動許用應力，，本設計中取，安全系數(shù)。由應力循環(huán)次數(shù)選取，則可計算； -計算齒輪計算轉速。 要計算各傳動組的最小齒輪的模數(shù)，以估算各個齒輪的模數(shù)。 按齒數(shù)29的計算，。 按齒數(shù)19的計算，。 按齒數(shù)18的計算，。 由以上可以得出其他傳動組的各個齒輪的標準模數(shù)（標準模數(shù)） 表5.1 齒輪的模數(shù) 齒輪副 Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅳ-Ⅴ 模數(shù) 第二節(jié) 確定齒輪尺寸 從《機械原理》表5-1查得以下公式 齒頂圓直徑； 齒根圓直徑； 分度圓直徑； 齒頂高； 齒根高； 本設計中分別取，。 Ⅰ-Ⅱ軸：選取模數(shù)。 Ⅱ-Ⅲ軸：選取模數(shù)。 Ⅲ-Ⅳ軸：選取模數(shù)。 根據(jù)從《機械原理》表5-1查得以下公式（如下表5.2）： 表5.2 齒輪尺寸 齒輪 1 2 3 4 5 6 7 8 齒數(shù) 35 29 35 41 19 30 42 30 模數(shù) 3 3 3 3 3 3 3 3 分度圓直徑 105 87 105 123 48 90 126 90 齒頂圓直徑 84 84 66 102 75 93 126 159 齒根圓直徑 70.5 70.5 52.5 88.5 61.5 79.5 112.5 145.5 齒頂高 3 3 3 3 3 3 3 3 齒根高 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 齒輪 9 10 11 12 13 14 15 16 齒數(shù) 18 73 26 65 72 29 23 78 模數(shù) 3 3 3 3 3 3 3 3 分度圓直徑 54 219 78 195 216 87 69 234 齒頂圓直徑 60 225 84 201 222 93 75 240 齒根圓直徑 46.5 211.5 70.5 187.5 208.5 79.5 61.5 226.5 齒頂高 3 3 3 3 3 3 3 3 齒根高 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 第三節(jié) 齒輪強度校核 在齒輪校驗時，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為：Ⅰ軸上齒數(shù)為20的齒輪，Ⅱ軸上齒數(shù)為18的齒輪，Ⅲ軸上的齒數(shù)為23的齒輪。 計算公式：1. 彎曲疲勞強度； 2. 接觸疲勞強度 一、Ⅰ軸上齒數(shù)為29的齒輪校核 1. 根據(jù)《機械設計》彎曲疲勞強度； (1)，。 (2)確定動載系數(shù) 計算速度為：。 齒輪精度為7級，由《機械設計》圖10-8查得動載系數(shù)。由《機械設計》查得，使用系數(shù)，。 (3)齒寬為。 (4)確定齒向載荷分配系數(shù)：取齒寬系數(shù)。 查《機械設計》表10-4，得非對稱齒向載荷分配系數(shù)；，，查《機械設計》圖10-13得。 (5)確定齒間載荷分配系數(shù)： 由《機械設計》表10-2查的使用。 由《機械設計》表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)。 (6)確定載荷系數(shù)：。 (7)查《機械設計》中表 10-5以確定齒形系數(shù)及應力校正系數(shù) ；。 (8)計算彎曲疲勞許用應力 由《機械設計》圖10-20(c)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 《機械設計》圖10-18查得壽命系數(shù)，取疲勞強度安全系數(shù)。 ， 2. 根據(jù)《機械設計》接觸疲勞強度 (1)載荷系數(shù)的確定：。 (2)彈性影響系數(shù)的確定；查《機械設計》表10-6得。 (3)查《機械設計》圖10-21(d)得，。 故齒數(shù)為20的齒輪符合設計要求。 二、Ⅱ軸上齒數(shù)為19的齒輪校核 1. 根據(jù)《機械設計》彎曲疲勞強度； (1)，。 (2)確定動載系數(shù) 計算速度為：。 齒輪精度為7級，由《機械設計》圖10-8查得動載系數(shù)。由《機械設計》查得，使用系數(shù)，。 (3)齒寬為。 (4)確定齒向載荷分配系數(shù)：取齒寬系數(shù)。 查《機械設計》表10-4，得非對稱齒向載荷分配系數(shù)；，，查《機械設計》圖10-13得。 (5)確定齒間載荷分配系數(shù)： 由《機械設計》表10-2查的使用。 由《機械設計》表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)。 (6)確定載荷系數(shù)：。 (7)查《機械設計》中表 10-5以確定齒形系數(shù)及應力校正系數(shù) ；。 (8)計算彎曲疲勞許用應力 由《機械設計》圖10-20(c)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 《機械設計》圖10-18查得壽命系數(shù)，取疲勞強度安全系數(shù)。 ， 2. 根據(jù)《機械設計》接觸疲勞強度 (1)載荷系數(shù)的確定：。 (2)彈性影響系數(shù)的確定；查《機械設計》表10-6得。 (3)查《機械設計》圖10-21(d)得，。 故齒數(shù)為18的齒輪符合設計要求。 三、Ⅲ軸上的齒數(shù)為18的齒輪 1. 根據(jù)《機械設計》彎曲疲勞強度； (1)，。 (2)確定動載系數(shù) 計算速度為：。 齒輪精度為7級，由《機械設計》圖10-8查得動載系數(shù)。由《機械設計》查得，使用系數(shù)，。 (3)齒寬為。 (4)確定齒向載荷分配系數(shù)：取齒寬系數(shù)。 查《機械設計》表10-4，得非對稱齒向載荷分配系數(shù)；，，查《機械設計》圖10-13得。 (5)確定齒間載荷分配系數(shù)： 由《機械設計》表10-2查的使用。 由《機械設計》表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)。 (6)確定載荷系數(shù)：。 (7)查《機械設計》中表 10-5以確定齒形系數(shù)及應力校正系數(shù) ；。 (8)計算彎曲疲勞許用應力 由《機械設計》圖10-20(c)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 《機械設計》圖10-18查得壽命系數(shù)，取疲勞強度安全系數(shù)。 ， 2. 根據(jù)《機械設計》接觸疲勞強度 (1)載荷系數(shù)的確定：。 (2)彈性影響系數(shù)的確定；查《機械設計》表10-6得。 (3)查《機械設計》圖10-21(d)得，。 故齒數(shù)為23的齒輪符合設計要求。 第六章 主軸組件設計 主軸的結構儲存應滿足使用要求和結構要求，并能保證主軸組件具有較好的工作性能。主軸結構尺寸的影響因素比較復雜，目前尚難于用計算法準確定出。通常，根據(jù)使用要求和結構要求，進行同型號筒規(guī)格機床的類比分析，先初步選定尺寸，然后通過結構設計確定下來，最后在進行必要的驗算或試驗，如不能滿足要求可重新修改尺寸，直到滿意為直。 主軸上的結構尺寸雖然很多，但起決定作用的尺寸是：外徑D、孔徑d、懸伸量a和支撐跨距L。（圖6.1） 圖6.1 主軸簡圖 第一節(jié) 主軸的基本尺寸確定 一、外徑尺寸D 主軸的外徑尺寸，關鍵是主軸前軸頸的(前支撐處)的直徑。選定后，其他部位的外徑可隨之而定。一般是通過筒規(guī)格的機床類比分析加以確定。車床為在床面上加工工件的最大回轉直徑為，主電機功率為。查《機械制造裝備設計》中表3-13，前軸頸應；后軸頸。故根據(jù)上述選取規(guī)則，分取，。 二、主軸孔徑d 中型臥式車床的主軸孔徑，已由，增大到，當主軸外徑一定時，增大孔徑受到一下條件的限制： 1. 結構限制。對于軸徑尺寸由前向后遞減的主軸，應特別注意主軸后軸頸處的壁厚不允許過薄，對于中型機床的主軸，后軸頸的直徑與孔徑之差不要小于，主軸尾端最薄處的直徑不要小于。 2. 剛度限制?？讖皆龃髸魅踔鬏S的剛度，由材料力學知，主軸軸端部的剛度與截面慣性矩成正比， 即： 式中：，-空心，實心截面主軸剛度； ，-空心，實心截面慣性矩； -主軸平均外徑； -主軸孔徑。 據(jù)上式可得出主軸孔徑對偶剛度影響的，見圖6.2. 圖6.2 主軸孔徑對偶剛度影響圖 當時，，說明空心主軸的剛度降低較小。當時，，空心主軸剛度降低了，因此為了避免過多削弱主軸的剛度，一般取。主軸孔徑確定后，可根據(jù)主軸的使用及加工要求選擇錐孔的錐度。錐孔僅用于定心時，則錐孔應大些，若錐孔除用于定心，還要求自鎖，借以傳遞轉矩時，錐度應小些，我這里選用莫氏5號錐孔。初步設定主軸孔徑，主軸孔徑與外徑比為0.7。 三、主軸懸伸量 主軸懸伸量的大小往往收結構限制，主要取決于主軸端部的結構形式及尺寸、刀具或夾具的安裝方式、前軸承的類型及配置、潤滑與密封裝置的結構尺寸等。主軸設計時，在滿足結構的前提下，應最大限度的縮短主軸懸伸量。根據(jù)結構，定懸伸長度。 四、支撐跨距 當前，多數(shù)機床的主軸采用前后兩個支撐，結構簡單，制造、裝配方便，容易保證精度，但是，由于兩支撐主軸的最佳支距一般較短，結構設計難于實現(xiàn)，故采用三支撐結構。要比前后支距的影響大得多，因此，需要合理確定。為了使主軸組件獲得很高的剛度可抗震性，前中之距可按兩支撐主軸的最佳支距 來選取。 由于三支撐的前后支距對主軸組件的性能影響較小，可根據(jù)結構情況適當確定。如果為了提高主軸的工作平穩(wěn)性，前后支距可適當加大，如取。采用三支撐結構時，一般不應該把三個支撐處的軸承同時預緊，否則因箱孔及有關零件的制造誤差，會造成無法裝配或影響正常運作。因此為了保證主軸組件的剛度和旋轉精度，在三支撐中，其中兩個支撐需要預緊，稱為緊支撐；另外一個支撐必須具有較大的間隙，即處于“浮動”狀態(tài)，稱為松支撐，顯然，其中一個緊支撐必須是前支撐，否則前支撐即使存有微小間隙，也會使主軸組件的動態(tài)特性大為降低。試驗表明，前中支撐為緊支撐、后支撐位松支撐，要比前后支撐位緊支撐、中支撐為松支撐的結構靜態(tài)特性顯著提高。 五、主軸最佳跨距的確定 1. 考慮機械效率，主軸最大輸出轉距。 床身上最大加工直徑約為最大回轉直徑的，即加工工件直徑取為,則半徑為。 2. 計算切削力 前后支撐力分別設為，。 3. 軸承剛度的計算 根據(jù)式《結構設計》有： 查《結構設計》中表6-11得軸承根子有效長度、球數(shù)和列數(shù)： ； 。 再帶入剛度公式，得： 4. 主軸當量直徑 5. 計算主軸慣性矩 6. 計算最佳跨距 查《金屬切削機床設計》中公式(3-14)，； 式中，； 可計算得：。 式中：-彈性模量，剛的彈性模量，； -主軸的截面慣性矩，；； ，-主軸的外徑和孔徑，； -前軸承的剛度，； -后軸承的剛度，； -前懸伸量，。 第二節(jié) 計算校核主軸得到的轉速 根據(jù)主運動傳動路線計算校核主軸得到的轉速，計算結果如表6.1 表6.1 主軸的轉速 轉速 運動平衡式 實際轉速 理論轉速 誤差 1240 1250 2.4% 109 110 2.6% 96 98 2.6% 90 92 2.1% 77 80 2.3% 84 85 2.0% 51 53 2.2% 58 60 2.4% 59 62 2.25% 60 64 2.2% 64 68 2.0% 69 72 2.0% 75 77 2.5% 82 83 2.4% 88 90 2.0% 92 95 2.5% 92 98 1.6% 95 100 2.0% 從上表可以看出，主軸各級轉速均符合要求，其中 當帶傳動的功率一定時，提高帶速，可以減低帶傳動的有效拉力，相應的減少帶的根數(shù)或者帶的橫截面積，總體上減少帶傳動的尺寸，但是，提高帶速，也提高了帶的離心應力，增加了單位時間內(nèi)帶的循環(huán)次數(shù)，不利于提高帶傳動的疲勞強度和壽命。降低帶傳動則有相反的利弊。 所以，帶速不宜過高或過低，一般推薦，最高轉速。題中在轉速范圍內(nèi)，符合要求。 第三節(jié) 軸上零件的固定方式及其特點 1. 軸和軸的滑移齒輪采用花鍵(周向) 其特點：(1)鍵與軸一體，花鍵槽較淺，槽應力集中較小，提高了傳遞扭矩的能力。 (2)花鍵齒與槽的總接觸面積較大，提高了抗擠壓和耐磨損能力。 (3)齒與槽分布均勻，使軸與輪轂受力均勻，對中性好。 (4)軸與孔的配合比平鍵松，因而拆裝比平鍵方便。 2. Ⅱ軸齒輪應采用半圓鍵軸向固定 其特點：裝拆比較方便，但軸上鍵槽較深，影響軸的強度。 3. Ⅳ軸齒輪和齒輪采用花鍵鍵軸向固定。 其特點：同1，且定心精度高。 4. Ⅰ軸、Ⅱ軸前支撐，軸后支撐采用軸肩軸向固定 其特點：定為可靠 5. Ⅰ軸后支撐采用彈性擋圈軸向固定。 其特點：工藝性好，并只限制其軸向移動。 6. Ⅲ軸后支撐采用軸端擋圈軸向固定。 其特點：定為可靠，裝拆方便，能比彈性擋圈承受更大的軸向力。 7. 大帶輪及撥叉采用鎖緊螺母軸向定位 其特點：定位可靠，但重量及件數(shù)增加。 第四節(jié) 主軸剛度的校核 機床在切削加工過程中，主軸的負荷較重，而允許的變形由很小，因此決定主軸結構尺寸的主要因素是它的變形大小。對于普通機床的主軸，一般只進行剛度驗算。通常能滿足剛度要求的主軸，也能滿足強度要求。只有重載荷的機床的主軸才進行強度驗算。對于高速主軸，還要進行臨界轉速的驗算，以免發(fā)生共振。 以彎曲變形為主的機床主軸(如車床、銑床)，需要進行彎曲剛度驗算，以扭轉變形為主的機床(如鉆床)，需要進行扭轉剛度驗算。當前主軸組件剛度驗算方法較多，沒能統(tǒng)一，還屬近似計算，剛度的允許值也未做規(guī)定?？紤]動態(tài)因素的計算方法，如根據(jù)部產(chǎn)生切削顫動條件來確定主軸組件剛度，計算較為復雜。現(xiàn)在仍多用靜態(tài)計算法，計算簡單，也較適用。 主軸彎曲剛度的驗算；驗算內(nèi)容有兩項：其一，驗算主軸前支撐處的變形轉角，是否滿足軸承正常工作的要求；其二，驗算主軸懸伸端處的變形位移，是否滿足加工精度的要求。對于粗加工機床需要驗算、值；對于精加工或半精加工機床值需驗算值；對于可進行粗加工由能進行半精的機床(如臥式車床)，需要驗算值，同時還需要按不同加工條件驗算值。 支撐主軸組件的剛度驗算，可按兩支撐結構近似計算。如前后支撐為緊支撐、中間支撐位松支撐，可舍棄中間支撐不計(因軸承間隙較大，主要起阻尼作用，對剛度影響較小)；若前中支撐位緊支撐、后支撐為松支撐時，可將前中支距當做兩支撐的之距計算，中后支撐段主軸不計。 一、主軸前支承轉角的驗算 機床粗加工時，主軸的變形最大，主軸前支撐處的轉角有可能超過允許值，故應驗算此處的轉角。因主軸中(后)支撐的變形一般較小，故可不必計算。 主軸在某一平面內(nèi)的受力情況如圖6.3. 圖 6.3 主軸受力分析 在近似計算中可不計軸承變形的影響，則該平面內(nèi)主軸前支撐處的轉角用下式計算； 切削力的作用點到主軸前支承的距離是，對于普通車床，，(是車床中心高，設)。 則：。 當量切削力的計算： 主軸慣性矩 式中：-主軸傳遞全部功率時，作用于主軸上的當量切削力，； -主軸傳遞全部功率時，作用于主軸上的傳動力，； -軸向切削力引起力偶矩，，若軸向切削力較小(如車床，磨床)，可忽略不計； -主軸前支承反力矩； -支承反力系數(shù)； -主軸懸伸量，； ，，-主軸有關尺寸，； -主軸材料的彈性模量，鋼； -主軸當量外徑，； -主軸支承段的慣性矩，，； -主軸孔徑，。 故，可計算 顯然。 因此，可知主軸前支撐轉角滿足要求。 二、主軸前端位移的驗算 計算撓度： 1. 當量切削力的計算,見上文。 2. 驅動力的計算 3. 軸承剛度的計算 4. 確定彈性模量，慣性距，和長度，，。 (1)軸的材料選用，； (2)主軸的慣性距為： ； (3)主軸段的慣性距可近似地計算 (4)根據(jù)齒輪、軸承寬度以及結構需要，?。? (5)只考慮力作用在主軸前端時,軸端的位移 (6)只考慮驅動力作用在主軸兩支撐間時，軸端的位移 7. 求主軸前端點的終合撓度 綜合撓度； 又； 因為，所以此軸滿足設計要求 第五節(jié) 潤滑 為了保證機床正常工作和減少零件磨損，對主軸箱中的軸承、齒輪、摩擦離合器等零件和部件都必須進行良好的潤滑。 本次設計中，主軸箱的潤滑系統(tǒng)為箱外潤滑方