機床、12級車床主軸箱部件的設計[P=2.5kw 轉速1540 35]

《機床、12級車床主軸箱部件的設計[P=2.5kw 轉速1540 35]》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《機床、12級車床主軸箱部件的設計[P=2.5kw 轉速1540 35]（35頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

目 錄 第 1 章 緒論 ............................................................................................................... 1 第 2 章 車床參數(shù)的擬定 ........................................................................................... 2 床主參數(shù)和基本參數(shù) ............................................................................... 2 床的變速范圍 R 和級數(shù) Z ....................................................................... 2 定級數(shù)主要其他參數(shù) ............................................................................... 2 定主軸的各級轉速 ....................................................................... 2 電機功率 —— 動力參數(shù)的確定 ................................................... 2 定結構式 ........................................................................................ 3 定結構網(wǎng) ........................................................................................ 3 制轉 速圖和傳動系統(tǒng)圖 ................................................................ 4 定各變速組此論傳動副齒數(shù) .................................................................. 6 第 3 章 傳動件的計算 ............................................................................................... 8 傳動設計 .................................................................................................. 8 擇帶型 ....................................................................................................... 9 定帶輪的基準直徑并驗證帶速 ............................................................... 9 定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 ..................................... 10 定帶的根數(shù) z .......................................................................................... 11 定帶輪的結構和尺寸 ............................................................................. 11 定帶的張緊裝置 ..................................................................................... 11 算壓軸力 ................................................................................................. 12 算轉速的計算 ........................................................................................ 12 輪模數(shù)計算及驗算 .............................................................................. 13 動軸最小軸徑的初 定 .......................................................................... 16 軸合理跨距的計算 .............................................................................. 17 第 4 章 摩擦離合器 (多片式 )的計算 ..................................................................... 19 第 5 章 主要零部件的選擇 ..................................................................................... 21 承的選擇 ................................................................................................ 21 速操縱機構的選擇 ................................................................................ 21 的校核 .................................................................................................... 21 軸彎曲剛度校核 ......................................................................... 21 承壽命校核 ................................................................................. 24 的選用及校核： .................................................................................... 24 承端蓋設計 ............................................................................................ 25 體的結構設計 ........................................................................................ 26 滑與密封 ................................................................................................ 26 第 6 章 主軸箱結構設計及說明 ............................................................................. 28 構設計的內(nèi)容、技術要求和方案 ........................................................ 28 開圖及其布置 ........................................................................................ 28 結束語 ....................................................................................................................... 30 參考文獻 ................................................................................................................... 31 摘 要 本設計著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設計步驟和設計方法，根據(jù)已確定的運動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡化結構，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動特點的 分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。 關鍵詞 :傳動系統(tǒng)設計 ,傳動副，結構網(wǎng)，結構式 on of of to of is In of to of to of of is is to In of of of of 1 章 緒論 課程設計是在學完本課程后，進行一次學習設計的綜合性練習。通過課程設計，使學生能夠運用所學過的基礎課、技術基礎課和專業(yè)課的有關理論知識，及生產(chǎn)實習等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學知識的目的。通過課程設計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構，進行選擇和改進；結合結構設計，進行設計計算并編寫技術文 件；完成系統(tǒng)主傳動設計，達到學習設計步驟和方法的目的。通過設計，掌握查閱相關工程設計手冊、設計標準和資料的方法，達到積累設計知識和設計技巧，提高學生設計能力的目的。通過設計，使學生獲得機械系統(tǒng)基本設計技能的訓練，提高分析和解決工程技術問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件。 題目：普通車床主軸箱設計 車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下： （ 1）機床的類型、用途及主要參數(shù) 車床，工作時間：一班制，電動機功率： N=軸最高、最低轉速如下： 540 5 變速級數(shù)： z=12，電動機轉速： 1440 （ 2）工件材料： 45 號鋼；刀具材料： 3）設計部件名稱：主軸箱 2 第 2 章 車床參數(shù)的擬定 床主參數(shù)和基本參數(shù) 車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下： 床的變速范圍 R 和級數(shù) Z R=540 4435 ?由公式 R= 1Z?? ，其中 z=12， R=44，可以計算級數(shù) ? =定級數(shù)主要其他參數(shù) 定主軸的各級轉速 依據(jù)題目要求選級數(shù) Z=12， ? = 考慮到設計的結構復雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉 速數(shù)列可直接從標準的數(shù)列表中查出，按標準轉速數(shù)列為： 35， 50,71,100,140， 200， 280， 400， 560， 800， 1120,1540 電機功率 —— 動力參數(shù)的確定 合理地確定電機功率 N，使機床既能充分發(fā)揮其性能，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。 此經(jīng)濟型數(shù)控車床根據(jù)任務書上提供的條件，電動機的功率為 于書本上沒有 三相異步電動機的型號，故在此就近選擇功率為 3轉最高轉速 正轉最低轉速 電機功率 N（ 級數(shù) z 1540 35 2 3 選擇電動機的型號為 動機具體數(shù)據(jù)如下表所示： 電動機參數(shù)表 電 動機信號 額定功率 滿載轉速 級數(shù) 同步轉速 420r/級 1500r/ 確定結構式 已知 Z=2a a、 b 為正整數(shù)，即 Z 應可以分解為 2 和 3 的因子，以便用 2、 3 聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速。 1. 擬定傳動方案： 擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以及開停、換向、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、機構以及其組成、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)濟性等多方面統(tǒng)一考慮。 2. 確定結構式： 可以按照 Z=12進行分配 可得： 322122321222312????????? 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；也就是滿足傳動副前多后少的原則，因此確定傳動方案為：12=3× 2× 2； 由 12=3× 2× 2傳動式可得 6種結構式和對應的結構網(wǎng)。分別為： 361631 22312 22312 ??? ??? 124214 22312 22312 ??? ??? 612162 22312 22312 ??? ??? 依據(jù)傳動順序與擴大順序相一致的原則選擇方案為 ： 631 22312 ????Z ； 定結構網(wǎng) 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， 1/4，升速傳動時，為防止產(chǎn)生過大的振動和噪音，常限制最大傳動比 2i ，斜齒輪比較平穩(wěn)，可取 i ，故變速組的最大變速范圍為 ? 8～ 10。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 4 極限值，其他變速組就不會超過極限值。 依據(jù)中間軸變速范圍小的原則設 計設計結構網(wǎng)如下所示： 系統(tǒng)結構網(wǎng)圖 檢查傳動組的變速范圍時，只檢查最后一個擴大組： 42 / 0 . 5/m i a a ?? 10~12(6)1(2 22 ???? ?? 其中 ， 42 ?X ，22 ?P ； 最后一個擴大組轉速符合要求，則其他變速組的變速范圍肯定也符合要求。 制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 （ 1）選擇電動機：采用 （ 2）繪制轉速圖： 5 轉速圖 （ 3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖 2 1 (m+D) 軸最小齒數(shù)和 :+D/m) 6 圖 2主傳動系統(tǒng)圖 定各變速組此論傳動副齒數(shù) 確定齒輪齒數(shù)的原則和要求： ①齒輪的齒數(shù)和 應過大；齒輪的齒數(shù)和 大會加大兩軸之間的中心距，使機床結構龐大，一般推薦 100～ 200. ②最小齒輪的齒數(shù)要盡可能少；但同時要考慮： ※最小齒輪不產(chǎn)生根切，機床變速箱中標準直圓柱齒輪，一般最小齒數(shù) 18； ※受結構限制的最 小齒輪最小齒數(shù)應大于 18～ 20； ※齒輪齒數(shù)應符合轉速圖上傳動比的要求：實際傳動比（齒數(shù)之比）與理論傳動比（轉速圖上要求的傳動比）之間又誤差，但不能過大，確定齒輪數(shù)所造成的轉速誤差，一般不應超過 ? 10%（ ? %， 即： ）（理實理 110??? ?n % 理n 實 7 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 小齒輪的齒數(shù)可以從《機械制造裝備設計》表 3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。 根據(jù)表 3機械制造裝備設計》主編趙雪松、任小中、于華）查得 ①傳動組 a: 由 2/1/1 21 ?? ??? ?1/13 ??? ?： ?? 57、 60、 63、 66、 69、 72、 75、 78?? ?? ?： ?? 63、 65、 67、 68、 70、 72、 73、 77?? 1/13 ?： ?? 58、 60、 62、 64、 66、 68、 70、 72、 74、 76?? 可取 ?4,于是可得軸Ⅰ齒輪齒數(shù)分別為： 47、 24。 于是 47/471 ?70/242 ? 齒輪 1247 24 94 Ⅱ軸齒數(shù) 47 70 ②傳動組 b： 由 2/1/1 21 ?? ??? ?1/13 ??? ?： ?? 57、 60、 63、 66、 69、 72、 75、 78?? ?? ?： ?? 63、 65、 67、 68、 70、 72、 73、 77?? 1/13 ?： ?? 58、 60、 62、 64、 66、 68、 70、 72、 74、 76?? 可取 ?4，于是可得軸Ⅱ上三聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為： 42、 35、 28。 于是 42/421 ?49/352 ?56/282 ?兩齒輪的齒數(shù)分別為： 42、49、 59。 齒輪 123Ⅱ軸齒數(shù) 42 35 28 84 Ⅲ軸齒數(shù) 42 49 56 ③傳動組 c: 查表 84/11 ?22 ?1 ?： ?? 84、 85、 89、 90、 94、 95?? 22 ?： ?? 72、 75、 78、 81、 84、 87、、 89、 90?? 取 ?0. 4/11 ?軸Ⅲ齒輪 齒數(shù)為 30； 22 ?8 于是得 72/182 ?01 ?齒輪數(shù)據(jù)如下表所示： 齒輪 1234Ⅲ軸齒數(shù) 18 72 60 30 90 第 3 章 傳動件的計算 傳動設計 輸出功率 P=3 根據(jù)任務書上提供的條件，電動機的功率為 于書本上沒有 在此就近選擇功率為 3 轉速 440r/00r/算設計功率 Pd 表 4 工作情況系數(shù)原動機 ⅰ 類 ⅱ 類 一天工作時間 /h 10?10~16 16?10?10~16 16? 載荷 平穩(wěn) 液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（ ）；離心式壓縮機；輕型運輸機 荷 變動小 帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（ ）；發(fā)電機；旋轉式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩 荷 變動較大 螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；9 磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械 載荷 變動很大 破碎機（旋轉式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機 據(jù) 穩(wěn) ，兩班工作制（ 16小時），查《機械設計》 ， 取 1 . 1 3 3 . 3 k e P k W? ? ? ?擇帶型 普通 d 和小帶輪的轉速 械設計》 3－ 11選取。 根據(jù)算出的 1420r/查圖得： d d=80～ 100 型 定帶輪的基準直徑并驗證帶速 由《機械設計》 3－ 7查得，小帶輪基準直徑為 80～ 100取 10075 295表 13 表 3. 0 槽型 Y Z A B C D E 0 75 125 200 355 500 21211420 = 1 . 7 7 5 , = 1 0 0 1 . 7 7 5 = 1 7 7 . 5 m ? ?所 以 由《機械設計》 3V 帶輪的基準直徑”，得280 誤差驗算傳動比：21180= 1 . 8 4(1 ) 1 0 0 (1 2 % )d ? ??? ? ?誤（ ? 為彈性滑動率） 誤差111 . 8 4 1 . 81 0 0 % 1 0 0 % 2 . 2 % 5 %1 . 8?? ? ? ? ?誤 ＜，符合要求 ② 帶速 1 1 0 0 1 4 2 0v = 7 . 4 4 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0? ??????滿足 5m/以宜選用 總之，小帶輪選 帶輪選擇 帶輪的材料：選用灰鑄鐵， 定帶的張緊裝置 選用結構簡單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。 12 算壓軸力 由《機械設計》 3－ 12查得， 0＝ 面已得到1a=z=3，則 1a 1 6 8 . 6 32 s i n = 2 3 1 4 0 . 6 2 s i n N = 8 3 9 . 6 0 z F? ? ? ? ?算轉速的計算 （ 1） 由 《機械系統(tǒng)設計》表 3 ＝ 35 錯誤 !未找到引用源。 )13/12( 錯誤 !未找到引用源。 ＝ 98r/ 取計算轉速為 100r/2). 傳動軸的計算轉速 在 轉速圖上，軸 Ⅲ 在最低轉速 100r/ 這個轉速高于主軸計算轉速，在恒功率區(qū)間內(nèi)，因此軸 Ⅲ 的最低轉速為該軸的計算轉速即 nⅢ j=400r/ Ⅰ 計算轉速為 錯誤 !未找到引用源。 =800 r/ 2）確定各傳動軸的計算轉速 由機械設計知識可知，一對嚙合齒輪只需要校核危險的小齒輪，因此只需求出危險小齒輪的計算轉速這轉速都在恒功率區(qū)間內(nèi)，即都要求傳遞最大功率所以齒輪 轉速的最小值即3800r/計算轉速入表 3 表 3各軸計算轉速 （ 3） 確定齒輪副的計算轉速。齒輪 Z'6裝在主軸上并具有 級轉速，其中只有 56r/遞全功率，故 Z'6j=56 r/次可以得出其余齒輪的計算轉速，如表 3 表 3齒輪副計算轉速 序號 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸 計算轉速 r/ 800 800 400 13 00 400 400 100 輪模數(shù)計算及驗算 模數(shù)計算， 一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即 63383 221 ][)1(? 可得 各組的模數(shù)，如表 3示。 45號鋼整體淬火， [ ] 1 1 0 0j ?按接觸疲勞計算齒輪模數(shù) m 163383 221 ][)1(? 可得 m=363383 221 ][)1(? 可得 m=363383 221 ][)1(? 可得 m=4 3模數(shù) （ 2） 基本組齒輪計算 。 基本組齒輪幾何尺寸見下表 基本組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 1` 2` 齒數(shù) 47 47 24 70 分度圓直徑 141 141 72 210 齒頂圓直徑 147 147 78 216 組號 基本組 第一擴 大組 第二擴大組 模數(shù) 3 3 4 14 齒根圓直徑 寬 22 22 22 22 按基本組最小齒輪計算 。 小齒輪用 40質(zhì)處理，硬度 241286均取 260齒輪用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 229286均取 240算如下： ① 齒面接觸疲勞強度計算： 接觸應力驗算公式為 ? ? P n ? ???? )()1(102088 3218彎曲應力驗算公式為： ? ? P ? ??? )(101 9 12 3215 式中 這里取 N=3r/. ; TK 里取 T=15000h.; 1n r/ 15 0觸載荷取0C= 710 ，彎曲載荷取0C= 6102? 觸載荷取 m=3；彎曲載荷取 m=6; 【 5】 2 上，取 【 5】 2 上，取 【 5】 2 上， 3K=K 【 5】 2 上，取 2K =1 1K 【 5】 2 上， 1K =1 【 5】 2 上， Y= ? ?j? ,查 【 4】，表 4 ? ?j? =650 ? ?w? 查 【 4】，表 4 ? ?w? =275 根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得： j?=635 ? ?j?w?=78 ? ?w?（ 3） 擴大組齒輪計算 。 第一擴大組 齒輪幾何尺寸見下表 基本組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 3` 4` 5` 齒數(shù) 42 42 35 49 28 56 分度圓直徑 126 126 105 147 84 168 齒頂圓直徑 12 12 111 153 90 174 16 齒根圓直徑 寬 22 22 22 22 22 22 第二擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 6` 7` 齒數(shù) 60 30 18 72 分度圓直徑 240 120 72 288 齒頂圓直徑 248 128 80 296 齒根圓直徑 230 110 62 278 齒寬 32 32 32 32 按擴大組最小齒輪計算 。 小齒輪用 40質(zhì)處理，硬度 241286 均取 260齒輪用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 229286均取 240 同理根據(jù)基本組的計算， 查文獻 【 6】， 可得 K= 2K =1， 1K =1， m=355； 可求得： j?=619 ? ?j?w? =135? ?w?動軸最小軸徑的初定 由【 5】式 6，傳動軸直徑按扭轉剛度用下式計算： d=?4 ? 17 或 d=91? ?4 式中 N* T=9550000； ??? ??? == 01 。 各軸最小軸徑如表 3 表 3最小軸徑 軸合理跨距的計算 由于電動機功率 P=3據(jù)【 1】表 軸徑應為 60~90步選取 0軸徑的 0據(jù)設計方案，前軸承為 ，后軸承為圓錐滾子軸承。定 懸伸量 a=120軸孔徑為 30 軸承剛度，主軸最大輸出轉矩 T=95509550× 3100=該機床為車床的最大加工直徑為 250床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟加工直徑約為最大回轉直徑的 50%，這里取 60%，即 180 切削力（沿 y 軸） 4716N 背向力（沿 x 軸） c=2358N 總作用力 F= 22F ?= 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 最小軸徑 20 30 30 18 此力作用于工件上，主軸端受力為 F= 先假設 l/a=2， l=3a=240后支承反力 B 分別為 ×40240120 ?=B=F×40120=據(jù) 文獻 【 1】式 得： iz 前 支承的剛度：? ； N/ m? ；軸的當量外 徑 80+60)/2=70慣性矩為 I=64 )4 ??? =10η =38 9 ? ????= 【 1】圖 3 原假設接近，所以最佳跨距0l=120× 40理跨距為（ l，取合理跨距 l=360 根據(jù)結構的需要，主軸的實際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施 增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑 D=100軸徑 d=80軸承 采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。 19 第 4 章 摩擦離合器 (多片式 )的計算 設計多片式摩擦離合器時，首先根據(jù)機床結構確定離合器的尺寸，如為軸裝式時，外摩擦片的內(nèi)徑 d 應比花鍵軸大 2～ 6摩擦片的外徑 D 的確定，直接影響離合器的徑向和軸向尺寸，甚至影響主軸箱內(nèi)部結構布局，故應合理選擇。 摩擦片對數(shù)可按下式 計算 Z≥ 2 f 20Db[p] 式中 摩擦離合器所傳遞的扭矩（ N· ； 955× 410955× 410 × 3× 00＝ 510（ N· ; 電動機的額定功率（ 安裝離合器的傳動軸的計算轉速（ r/； η —— 從電動機到離合器軸的傳動效率； K—— 安全系數(shù)，一般取 f—— 摩擦片間的摩擦系數(shù)，由于磨擦片為淬火鋼，查《機床設計指導》表 2 f= 0D—— 摩擦片的平均直徑（ ; 0D=（ D+d） /2＝ 67b—— 內(nèi)外摩擦片的接觸寬度（ ； b=（ ； ??p —— 摩擦片的許用壓強（ N/ 2 ； ??p ＝ 0??vK mK ??—— 基本許用壓強（ 查《機床設計指導》表 2 速度修正系數(shù) ?02× 410 =m/s） 根據(jù)平均圓周速度床設計指導》表 2 20 接合次數(shù)修正系數(shù)，查《機床設計指導》表 2 摩擦結合面數(shù)修正系 數(shù)，查《機床設計指導》表 2 所以 Z≥ 2 f 20Db[p]＝ 2× 510 × 267 × 23× 11 臥式車床反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗般取 11＝ 最后確定摩擦離合器的軸向壓緊力 Q，可按下式計算： Q=0??? 20)＝ 267 × 23× 510 式中各符號意義同前述。 摩擦片的厚度一般取 1、 2（ ，,摩擦片的材料應具有較高的耐磨性、摩擦系數(shù)大、耐高溫、抗膠合性好等特點，常用 10或 15鋼，表面滲碳 ,淬火硬度達 2。 21 第 5 章 主要零部件的選擇 承的選擇 帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號 7007C 另一安裝 深溝 球軸承 6012 稱布置 深溝 球軸承 6009 端安裝雙列角接觸球軸承代號 7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號 7010C 中間布置角接觸球軸承代號 7012C 速操縱機構的選擇 選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制 的校核 軸彎曲剛度校核 （ 1）主軸剛度符合要求的條件如下： a 主軸的前端部撓度 [ ] 0 . 0 0 0 2 5 2 5 0 . 1 0 5? ? ?b 主軸在前軸承處的傾角 [ ] 0 . 0 0 1 r a d????容 許 值 軸 承 c 在安裝齒輪處的傾角 [ ] 0 . 0 0 1 r a d????容 許 值 齒 (2)計算如下： 前支撐為雙列圓柱滾子軸承，后支撐為角接觸軸承架立放圓柱滾子軸承跨距L=450當量外徑 21 = 52 1 1 04 5 0 ??主軸剛度： 因為 di/5/285=上的鍵的選用和強度校核： Ⅲ軸與齒輪的聯(lián)接采用普通平鍵聯(lián)接，軸徑 d=48輪快厚度 L=25 傳遞扭矩 ? 267840Ⅲ；選用 選鍵型號為791 09 6,7014 ?? )(70 。查《機械設 計》表 7 0][,1 0 0][ ?? ?? 。由《機械設計》式（ 7式（ 7 M P p 110][01448/(2 6 7 8 4 04/4 ???????? ?? Ⅲ 由上式計算可知擠壓強度滿足。 M P 110][01448/(2 6 7 8 4 02/2 ???????? ?? Ⅲ 由上式計算可知抗剪切強度滿足。 主軸上的鍵的選用和強度校核 主軸與齒輪的聯(lián)接采用普通平鍵聯(lián)接，軸徑 d=80輪快厚度 L=95遞扭矩 ? 357230Ⅳ；選用 于主軸空心所以選擇鍵791096,801422 ??? )(80 。查《機械設計》表 7 0][,1 0 0][ ?? ?? 。由《機械設計》式（ 7式（ 7 M P P 1 1 0][01480/(3 5 7 2 3 04/4 ???????? ?? Ⅳ 由上式計算可知擠壓強度滿足。 M P 1 1 0][02280/(3 5 7 2 3 02/2 ???????? ?? Ⅳ 由上式計算可知抗剪切強度滿足。 承端蓋設計 參照《機械設計及機械制造基礎課程設計》減速器端蓋設計方案來設計主軸箱端蓋，材料采用 據(jù)軸承外徑確定各端蓋的結構尺寸，如圖所示： (依據(jù)該參 數(shù)設計各軸承端蓋，詳見裝配圖紙圖案 ) 為螺釘直徑；為軸承外徑；由結構確定；；；；；；；；36430533023030)4~2()15~10(??????????? 26 體的結構設計 1 、箱體材料 箱體多采用鑄造方法獲得，也有用鋼板焊接而成。鑄造箱體常用材料為度要求較高的箱體用 有熱變形要求小的情況下才采用合金鑄鐵，采用 床身做成一體的箱體材料應根據(jù)床身或?qū)к壍囊蠖?。箱體要進行時效處理。 2 、箱體結構 1、箱體結構設計要點 （ 1） 根據(jù)齒輪傳動的中心距、齒頂圓直徑、齒寬 等幾何尺寸，確定減速器的箱體的內(nèi)部大小。由中心距確定箱體的長度，由齒頂圓直徑確定箱體的高度。由齒寬來確定箱體 的寬度。 （ 2） 依據(jù)鑄造（或焊接）箱體的結構尺寸、工藝要求，確定箱體的結構尺寸，繪制箱體。如箱蓋，箱座及螺栓的尺寸。 （ 3） 根據(jù)齒輪的轉速確定軸承潤滑的方法與裝置，選擇軸承端蓋的類型。 （ 4） 附件設計與選擇。同時，可以進行軸系的結構設計，選擇軸承。 箱體的尺寸 名稱 符號 尺寸關系 箱座壁厚 ? 15 主軸左側凸緣厚 1b 73 箱座凸緣厚 b 32 主軸右側凸緣厚 2b 37 外箱壁至軸承端面距離 1l 12( 5 1 0 )? ? 齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 1? 18 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 2? 10 2、鑄造工藝性要求 為了便于鑄造以及防止鑄件冷卻時產(chǎn)生縮孔或裂紋，箱體的結構應有良好的鑄造工 藝性。 3、加工工藝性對結構的要求 由于生產(chǎn)批量和加工方法不同，對零件結構有不同要求，因此設計時要充分注意加工工藝對結構的要求。 4、裝配工藝對結構的要求 滑與密封 1、潤滑設計 （ 1） 普通機床主軸變速箱多用潤滑油，其中半精加工、精加工和沒有油式摩擦離合器的機床，采用油泵進行強制的箱內(nèi)循環(huán)或箱外循環(huán)潤滑效果好。粗加工機床多采用結構簡單的飛濺潤滑點。 27 （ 2） 飛濺潤滑 要求賤油件的圓周速度為 8米 /秒，賤油件浸油深為 10～ 20毫米（不大于 2～ 3倍輪齒高）。速度過低或浸油深度過淺，都達不到潤滑目的，速度 過高或浸油深度過深，攪油功率損失過大產(chǎn)生熱變形大，且油液容易氣化，影響機床的正常工作。油的深度要足夠，以免油池底部雜質(zhì)被攪上來。 （ 3） 進油量的大小和方向 回油要保證暢通，進油方向要注意角接觸軸承的泵油效應，即油必須從小端進大端出。 箱體上的回油孔的直徑應盡可能的大些，一般應大于進油孔的直徑。箱體上放置油標，一邊及時檢查潤滑系統(tǒng)工作情況。 （ 4） 放油孔 應在箱體適當位置上設置放油孔，放油孔應低于油池底面，以便放凈油，為了便于接油最好在放油孔處接長管。 （ 5） 防止或減少機床漏油 ① 箱體上外漏的最低位置的孔應高出油面。 ② 軸與法蘭蓋 的間隙要適當，通常直徑方向間隙 1～ ③ 主軸上常采用環(huán)形槽和間隙密封，效果要好，槽形的方向不能搞錯。 ④ 箱蓋處防漏油溝應設計成溝邊向箱體油溝內(nèi)側偏一定距離，大約為 3～ 5毫米。 2、潤滑油的選擇 潤滑油的選擇與軸承的類型、尺寸、運轉條件有關，速度高選粘度低的，反之選粘度高的。潤滑油粘度通常根據(jù)主軸前頸和主軸最高轉速選擇。 28 第 6 章 主軸箱結構設計及說明 構設計的內(nèi)容、技術要求和方案 設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等）、主軸組件、操縱機構、潤滑密封系統(tǒng) 和箱體及其聯(lián)結件的結構設計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設計由于時間的限制，一 0般只畫展開圖。 主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外，著重考慮以下幾個方面的問題。 精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結構工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標準化和通用化的原則。 主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點，由于結構復雜，設計中不可避免要經(jīng)過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。目的是： 1 布置傳動件及選擇結構方案 。 2 檢驗傳動設計的結果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時改正。 3 確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置，以確 定各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數(shù)據(jù)。 開圖及其布置 展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個平面上。 錯誤 !未找到引用源。 軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪。有兩種布置方案，一是將兩級變速齒輪和離合器做成一體。齒輪的直徑受到離合器內(nèi)徑的約束，齒根圓的直徑必須大于離合器的外 徑，負責齒輪無法加工。這樣軸的間距加大。另一種布置方案是離合器的左右部分分別裝在同軸線的軸上，左邊部分接通，得到一級反向轉動，右邊接通得到三級反向轉動。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第一種方案，通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結構。 總布置時需要考慮制動器的位置。制動器可以布置在背輪軸上也可以放在 29 其他軸上。制動器不要放在轉速太低軸上，以免制動扭矩太大，是制動尺寸增大。 齒輪在軸上布置很重要，關系到變速箱的軸向尺寸，減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。