《最大回轉(zhuǎn)直徑為320mm臥式機(jī)床主軸變速箱設(shè)計(jì)【P=5.5KW轉(zhuǎn)速范圍37.5-1700公比1.41】》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《最大回轉(zhuǎn)直徑為320mm臥式機(jī)床主軸變速箱設(shè)計(jì)【P=5.5KW轉(zhuǎn)速范圍37.5-1700公比1.41】（35頁珍藏版）》請?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、 課 程 設(shè) 計(jì) 設(shè)計(jì)題目： 機(jī)床主軸變速箱設(shè)計(jì) 系 別 班級 學(xué)生姓名 學(xué)號 指導(dǎo)教師 職稱 起止日期：——至 年7 月15日止 機(jī)床主軸變速箱設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)成績評定表 系（部）： 班級： 學(xué)生姓名： 指 導(dǎo) 教 師 評 審 意 見 評價(jià) 內(nèi)容 具 體 要 求 權(quán)重 評 分 加權(quán)分 調(diào)研 論證 能獨(dú)立查閱文獻(xiàn),收集資料；能制定

2、課程設(shè)計(jì)方案和日程安排。 0.1 5 4 3 2 工作能力 態(tài)度 工作態(tài)度認(rèn)真，遵守紀(jì)律，出勤情況是否良好，能夠獨(dú)立完成設(shè)計(jì)工作， 0.2 5 4 3 2 工作量 按期圓滿完成規(guī)定的設(shè)計(jì)任務(wù)，工作量飽滿，難度適宜。 0.2 5 4 3 2 說明書的質(zhì)量 說明書立論正確，論述充分，結(jié)論嚴(yán)謹(jǐn)合理，文字通順，技術(shù)用語準(zhǔn)確，符號統(tǒng)一，編號齊全，圖表完備，書寫工整規(guī)范。 0.5 5 4 3 2 指導(dǎo)教師評審成績 （加權(quán)分合計(jì)乘以12） 分 加權(quán)分合計(jì) 指 導(dǎo) 教 師 簽 名： 年 月 日 評

3、 閱 教 師 評 審 意 見 評價(jià) 內(nèi)容 具 體 要 求 權(quán)重 評 分 加權(quán)分 查閱 文獻(xiàn) 查閱文獻(xiàn)有一定廣泛性；有綜合歸納資料的能力 0.2 5 4 3 2 工作量 工作量飽滿，難度適中。 0.5 5 4 3 2 說明書的質(zhì)量 說明書立論正確，論述充分，結(jié)論嚴(yán)謹(jǐn)合理，文字通順，技術(shù)用語準(zhǔn)確，符號統(tǒng)一，編號齊全，圖表完備，書寫工整規(guī)范。 0.3 5 4 3 2 評閱教師評審成績 （加權(quán)分合計(jì)乘以8） 分 加權(quán)分合計(jì) 評 閱 教 師 簽 名： 年 月 日 課 程 設(shè) 計(jì) 總 評

4、 成 績 分 專業(yè)設(shè)計(jì)題目：機(jī)床主軸變速箱設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)任務(wù)書—第4組 一、題目：機(jī)床主軸變速箱設(shè)計(jì) 二、主要技術(shù)參數(shù)： 1、臥式車床，最大回轉(zhuǎn)直徑為320mm。 2、原始數(shù)據(jù)： 電動(dòng)機(jī)功率 P/kw nmax （rmin-1） nmin （rmin-1） 公比 f 工件 材料 刀具 材料 5.5 1700 37.5 1.41 45 YT15 反轉(zhuǎn)： 三、設(shè)計(jì)內(nèi)容： 1、運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)：根據(jù)給定的轉(zhuǎn)速范圍及公比，擬定傳動(dòng)方案，確定結(jié)構(gòu)形式，畫轉(zhuǎn)速圖，畫傳動(dòng)系統(tǒng)圖（研究分析齒輪排列方案），計(jì)算帶輪直徑和齒輪齒數(shù)。 2、動(dòng)力計(jì)算：根據(jù)

5、電動(dòng)機(jī)功率，確定各傳動(dòng)件的計(jì)算轉(zhuǎn)速，對主要零件（如帶、齒輪、主軸、傳動(dòng)軸、軸承等）進(jìn)行計(jì)算（初算和驗(yàn)算）。 3、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：進(jìn)行傳動(dòng)軸系，變速機(jī)構(gòu)，主軸組件，操縱機(jī)構(gòu)，換向和制動(dòng)裝置，箱體，潤滑和密封的布置和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。 4、編寫設(shè)計(jì)計(jì)算說明書 四、應(yīng)完成的任務(wù) 本學(xué)期第15周課程設(shè)計(jì)，以設(shè)計(jì)說明書數(shù)據(jù)為依據(jù)，繪制： 2、展開圖一張（A0）——計(jì)算機(jī)CAD繪圖，主軸零件圖1張。 五、要求 1、設(shè)計(jì)計(jì)算說明書字體端正，層次分明，格式排版準(zhǔn)確。 2、圖紙圖面清潔，標(biāo)注準(zhǔn)確，符合國家標(biāo)準(zhǔn)； 六、設(shè)計(jì)說明書主要內(nèi)容及裝訂順序 1、封皮 2、設(shè)計(jì)任務(wù)書； 3、成

6、績評審意見表 4、中文摘要和關(guān)鍵詞 5、目錄（標(biāo)題及頁次）； 6、機(jī)床用途和性能（簡要）； 7、運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)和擬定（簡要方案比較分析；畫傳動(dòng)系統(tǒng)圖要規(guī)范）； 8、主要零件的估算或計(jì)算和驗(yàn)算（主軸組件剛度計(jì)算）； 9、重要結(jié)構(gòu)的選擇分析； 10、設(shè)計(jì)小結(jié)； 11、參考文獻(xiàn)（列序號、作者、書名、出版社及年月）；至少6篇 目錄 1.機(jī)床用途和性能 1 2.參數(shù)的擬定 1 3.傳動(dòng)設(shè)計(jì) 2 4.主要傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算估算 4 5.車床傳動(dòng)系統(tǒng)圖的確定 13 6.片式摩擦離合器的選擇和計(jì)算 14 7.核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 15 8.主軸軸承的選擇 15 9.齒輪校

7、驗(yàn) 16 10.主軸的設(shè)計(jì)彎曲剛度驗(yàn)算 20 11.滾動(dòng)軸承的驗(yàn)算 27 12.潤滑與密封 27 13.其他問題 28 14．設(shè)計(jì)小結(jié) 29 15．參考文獻(xiàn) 30 1 1.機(jī)床用途和性能 機(jī)床（英文名稱：machine tool）是指制造機(jī)器的機(jī)器，亦稱工作母機(jī)或工具機(jī)，習(xí)慣上簡稱機(jī)床。一般分為金屬切削機(jī)床、鍛壓機(jī)床和木工機(jī)床等?，F(xiàn)代機(jī)械制造中加工機(jī)械零件的方法很多：除切削加工外，還有鑄造、鍛造、焊接、沖壓、擠壓等，但凡屬精度要求較高和表面粗糙度要求較細(xì)的零件，一般都需在機(jī)床上用切削的

8、方法進(jìn)行最終加工。機(jī)床在國民經(jīng)濟(jì)現(xiàn)代化的建設(shè)中起著重大作用。 車床是主要用車刀對旋轉(zhuǎn)的工件進(jìn)行車削加工的機(jī)床。在車床上還可用鉆頭、擴(kuò)孔鉆、鉸刀、絲錐、板牙和滾花工具等進(jìn)行相應(yīng)的加工。車床主要用于加工軸、盤、套和其他具有回轉(zhuǎn)表面的工件，是機(jī)械制造和修配工廠中使用最廣的一類機(jī)床。 2.參數(shù)的擬定 2.1主運(yùn)動(dòng)參數(shù)的確定 因?yàn)橹鬏S變速范圍 ， 則 主軸正轉(zhuǎn)級數(shù)得z=12.04，取整的z=12 根據(jù)任務(wù)書要求得主軸反轉(zhuǎn)級數(shù) 2.2主電機(jī)功率的確定 合理的確定電機(jī)功率P，使機(jī)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(jī)經(jīng)常輕載而降低功率因素。 根據(jù)已知參數(shù)選擇電動(dòng)機(jī)Y13

9、2S-4 額定功率5.5kw 滿載轉(zhuǎn)速1440r/min 3.傳動(dòng)設(shè)計(jì) 3.1主傳動(dòng)方案擬定 擬定傳動(dòng)方案，包括傳動(dòng)型式的選擇以及開停、制動(dòng)、操縱等整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)的確定。傳動(dòng)型式則指傳動(dòng)和變速的元件、機(jī)構(gòu)以及組成、安排不同特點(diǎn)的傳動(dòng)型式、變速類型。 傳動(dòng)方案和型式與結(jié)構(gòu)的復(fù)雜程度密切相關(guān)，和工作性能也有關(guān)系。因此，確定傳動(dòng)方案和型式，要從結(jié)構(gòu)、工藝、性能及經(jīng)濟(jì)等多方面統(tǒng)一考慮。 傳動(dòng)方案有多種，傳動(dòng)型式更是眾多，比如：傳動(dòng)型式上有集中傳動(dòng)，分離傳動(dòng)；擴(kuò)大變速范圍可用增加傳動(dòng)組數(shù)，也可用背輪結(jié)構(gòu)、分支傳動(dòng)等型式；變速箱上既可用多速電機(jī)，也可用交換齒輪、滑移齒輪、公用齒輪等

10、。 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(shè)計(jì)中，我們采用集中傳動(dòng)型式的主軸變速箱。 3.2傳動(dòng)結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇 結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)對于分析和選擇簡單的串聯(lián)式的傳動(dòng)不失為有用的方法，但對于分析復(fù)雜的傳動(dòng)并想由此導(dǎo)出實(shí)際的方案，就并非十分有效。 3.2.1確定傳動(dòng)組及各傳動(dòng)組中傳動(dòng)副的數(shù)目 級數(shù)為Z的傳動(dòng)系統(tǒng)由若干個(gè)順序的傳動(dòng)組組成，各傳動(dòng)組分別有、、……個(gè)傳動(dòng)副。即 傳動(dòng)副中由于結(jié)構(gòu)的限制以2或3為合適，即變速級數(shù)Z應(yīng)為2和3的因子： ，可以有三種方案： 12=322；12=232；12=223； 3.2.2傳動(dòng)式的擬

11、定 傳動(dòng)副前多后少的原則。 按此原則， 因?yàn)樵O(shè)計(jì)要求，需要在第一根軸上加入摩擦片離合器，來實(shí)行正反轉(zhuǎn)。軸的尺寸較長，為使結(jié)構(gòu)緊湊，第一變速組采用了雙聯(lián)齒輪，而不是按照前多后少的原則采用三個(gè)傳動(dòng)副。因此選擇 3.2.3結(jié)構(gòu)式的擬定 變速組的降速要前慢后快，中間軸的轉(zhuǎn)速不宜超過電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速。 第一根軸成為第一擴(kuò)大組，也不符合原則，但是，卻使結(jié)構(gòu)大為簡化，減少變速組和傳動(dòng)件數(shù)目。因此，確定結(jié)構(gòu)式。 3.2.4驗(yàn)算變速組變速范圍 主軸的變速范圍應(yīng)等于主傳動(dòng)變速系中各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(shí)，只需檢查最后一個(gè)擴(kuò)大組。因?yàn)槠渌淖兯俳M的

12、變速范圍都比最后擴(kuò)大組的小，只要最后擴(kuò)大組的變速范圍不超過極限值，其他變速組更不會超出極限值。因此，只需檢查最后擴(kuò)大組的變速范圍，如下 符合要求，確定方案。 3.3車床正反轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速圖 圖一 4.主要傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算估算 4.1V帶傳動(dòng)的計(jì)算 V帶傳動(dòng)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(dòng)，使傳動(dòng)平穩(wěn)。帶輪結(jié)構(gòu)簡單，但尺寸大，機(jī)床中常用作電機(jī)輸出軸的定比傳動(dòng)。 (1)選擇V帶的型號 根據(jù)公式 (正反轉(zhuǎn)時(shí)，K需再乘1.1） 式中P---電動(dòng)機(jī)額定功率，K --工作情況系數(shù) 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖8-11根據(jù)

13、功率查表選得V帶，因此選擇A型帶。 (2)確定帶輪的計(jì)算直徑， 小帶輪直徑應(yīng)滿足d盡量選用較大的值，以減小V帶的彎曲應(yīng)力，從而提高V帶的使用壽命。 則取95mm， D取整得160mm (3)確定三角帶速度 按公式 (4)初定中心距 中心距過小，V帶短，因而增加V帶的單位時(shí)間彎曲次數(shù)，降低V帶的壽命；反之中心距過大，在帶速較高時(shí)易引起振動(dòng)。因此，取系數(shù)為1.7，則帶入公式=(0.6~2)(D+d)=1.7(95+160)=433.5mm (5)V帶的計(jì)算基準(zhǔn)長度 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8-2將得到的值圓整到標(biāo)準(zhǔn)計(jì)算長度L=1430mm (6)驗(yàn)算三角帶的撓曲次

14、數(shù) (7)確定實(shí)際中心距 代入數(shù)據(jù)得， (8)驗(yàn)算小帶輪包角 代入數(shù)據(jù)得，，符合條件。 (9) 確定V帶根數(shù) 單根V帶的額定功率 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》查表8-4可得 根據(jù)， 計(jì)算V帶的根數(shù)Z 故取V帶根數(shù)為5根。 (10)求作用在支承軸上的徑向力Q 查表1-17得 Q=2Szsin =21705sin(172.75/2)=1696.6(N) 4.2傳動(dòng)軸的估算 傳動(dòng)軸除應(yīng)滿足強(qiáng)度要求外，還應(yīng)滿足剛度的要求，強(qiáng)度要求保證軸在反復(fù)載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大變形。因此疲勞強(qiáng)度一般不失是主要矛盾，除了載荷很

15、大的情況外，可以不必驗(yàn)算軸的強(qiáng)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(dòng)軸有足夠的剛度。 4.2.1各個(gè)傳動(dòng)軸計(jì)算轉(zhuǎn)速 ⑴ 主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速 主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速是第一個(gè)三分之一轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的最高一級。 根據(jù)《機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)》表2-9 (2)各傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速 變速組c 有兩個(gè)傳動(dòng)副， 是軸Ⅲ通過18/72 獲得，軸Ⅲ有6級轉(zhuǎn)速。軸Ⅲ的最低轉(zhuǎn)速為，通過雙聯(lián)齒輪獲得，主軸獲得轉(zhuǎn)速為，需傳遞全部功率。故也應(yīng)傳遞全部功率，是計(jì)算轉(zhuǎn)速，故 ，是經(jīng)軸Ⅱ的最低轉(zhuǎn)速獲得，故。 同理。 （3 ）、主軸各級實(shí)際轉(zhuǎn)速值用下式計(jì)算： n= n電機(jī)dd1 /dd2（1-

16、ε）iaibic 式中ia、ib、ic分別為變速組a、b、c的齒輪傳動(dòng)比。ε取0.02。 轉(zhuǎn)速誤差用主軸實(shí)際轉(zhuǎn)速與理論轉(zhuǎn)速相對誤差的絕對值表示： 主軸轉(zhuǎn)速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 理論轉(zhuǎn)速 37.5 53 75 106 150 212 實(shí)際轉(zhuǎn)速 37.16 53.09 74.32 104.74 149.63 209.48 轉(zhuǎn)速誤差% 0.009 0.0016 0.0068 0.0118 0.0024 0.0118 主軸轉(zhuǎn)速 n7 n8 n9 n10 n11 n12 理論轉(zhuǎn)速 300

17、 425 600 850 1180 1700 實(shí)際轉(zhuǎn)速 297.32 424.74 594.64 837.9 1097 1675.8 轉(zhuǎn)速誤差% 0.0089 0.0006 0.0089 0.0142 0.0144 0.0142 正轉(zhuǎn)速誤差 表1 轉(zhuǎn)速誤差均小于4.1%，滿足要求。 4.2.2傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 機(jī)床傳動(dòng)軸，廣泛采用滾動(dòng)軸承作支撐。軸上要安裝齒輪、離合器和制動(dòng)器等。傳動(dòng)軸應(yīng)保證這些傳動(dòng)件或機(jī)構(gòu)能正常工作。 首先傳動(dòng)軸應(yīng)有足夠的強(qiáng)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(dòng)、噪聲、空載功率、磨損和發(fā)熱

18、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(dòng)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。則II，III軸是花鍵軸。 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(shí)的過濾部分。一般尺寸花鍵的滾刀直徑為65～85。 4.2.3 傳動(dòng)軸及主軸直徑的估算 其中：P-

19、電動(dòng)機(jī)額定功率 K-鍵槽系數(shù) A-系數(shù) -從電機(jī)到該傳動(dòng)軸之間傳動(dòng)件的傳動(dòng)效率的乘積； -該傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速。 計(jì)算轉(zhuǎn)速是傳動(dòng)件能傳遞全部功率的最低轉(zhuǎn)速。各傳動(dòng)件的計(jì)算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖上，按主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速和相應(yīng)的傳動(dòng)關(guān)系確定。 查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書》表2-3得 V帶傳動(dòng)效率 齒輪傳動(dòng)效率 一對球軸承傳動(dòng)效率 根據(jù)《機(jī)械工程及自動(dòng)化簡明設(shè)計(jì)手冊》389頁公式，，并查表7-12得到取1。 ①Ⅰ軸的直徑：取 ②Ⅱ軸的直徑：取 ③Ⅲ軸的直徑：取 其中：P-電動(dòng)機(jī)額定功率（kW）； -從電機(jī)到該傳動(dòng)軸之間傳動(dòng)件的傳動(dòng)效率的乘積； -該傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)

20、速（）； -傳動(dòng)軸允許的扭轉(zhuǎn)角（）。 查《機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)》表3-1，初選主軸前軸頸直徑為 主軸后軸頸直徑 ,取 主軸平均直徑 普通車床內(nèi)孔直徑 取d=57mm 主軸前端懸伸量 取a=105mm 此軸徑為平均軸徑，設(shè)計(jì)時(shí)可相應(yīng)調(diào)整。 4.3齒輪齒數(shù)的確定和模數(shù)的計(jì)算 4.3.1齒輪齒數(shù)的確定 利用查表法求出各齒輪齒數(shù)如下表2： 變速組 傳動(dòng)組a 傳動(dòng)組b 傳動(dòng)組c 齒數(shù)和 84 72 101 齒輪 Z1 Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z 齒數(shù) 42 42 22 62 36

21、36 24 48 30 42 67 34 20 81 表2 各齒輪齒數(shù) 齒數(shù)設(shè)計(jì)要求：（1）實(shí)際轉(zhuǎn)速與標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速的相對轉(zhuǎn)速誤差應(yīng)在允許范圍之內(nèi)。 （2）為使結(jié)構(gòu)緊湊，齒輪副的齒數(shù)和應(yīng)盡可能選得小一些，一般取60~90，最好不大于100，在極限情況下，齒數(shù)和也不應(yīng)超過120。 （3）最小齒輪齒數(shù)一定要大于最少齒數(shù)，對于直齒圓柱齒輪，在正常齒制時(shí)的最小齒數(shù)為17。 （4）為簡化工藝，變速傳動(dòng)系內(nèi)各變速組的齒輪模數(shù)最好一樣，通常不超過2～3種模數(shù)。 （5）三聯(lián)滑移齒輪的最大和次大齒輪之間的齒數(shù)差應(yīng)大于或等于4。 （6）當(dāng)變速組內(nèi)各齒輪副的齒數(shù)和不相等時(shí)，齒數(shù)和的差不能大于

22、3。 （7）一般來說，主變速傳動(dòng)系是降速傳動(dòng)系，越后面的變速組傳遞的轉(zhuǎn)矩越大，因此中心距也越大。因此越后面的變速組的齒數(shù)和選擇較大值。 反轉(zhuǎn)齒輪齒輪齒數(shù)確定：由題可知在軸Ⅰ加入離合器作為換向機(jī)構(gòu)，Z反=Z正/2；離合器右側(cè)須有一種傳動(dòng)比。n反max ≈1.1n正max ；n反max 約為1540，因?yàn)閭鲃?dòng)的準(zhǔn)確和齒輪直徑盡量小，反轉(zhuǎn)齒輪傳動(dòng)到2軸的=30齒上，可知：，；z=30，取30；z=84.54，取85 計(jì)算可知反轉(zhuǎn)齒輪齒數(shù)為30，輔助齒輪齒數(shù)為85。 4.3.2各齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速 各變速組內(nèi)一般只計(jì)算組內(nèi)最小齒輪，也是最薄弱的齒輪，故也只需確定最小齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速。 ① 變速

23、組c中，18/72只需計(jì)算z = 18 的齒輪，計(jì)算轉(zhuǎn)速為150r/min； ② 變速組b計(jì)算z = 24的齒輪，計(jì)算轉(zhuǎn)速為300r/min； ③ 變速組a應(yīng)計(jì)算z = 22的齒輪，計(jì)算轉(zhuǎn)速為850r/min。 4.3.3齒輪模數(shù)的計(jì)算 (1)Ⅰ-Ⅱ 齒輪彎曲疲勞的計(jì)算： P=5.50.96=5.28kw 按接觸疲勞強(qiáng)度的計(jì)算中心距： 取A=69，由中心距A及齒數(shù)計(jì)算出模數(shù)： 根據(jù)計(jì)算選取兩個(gè)中的較大值，選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。 取m=2.099，所以取m=3。 Ⅱ-Ⅲ齒輪彎曲疲勞的計(jì)算： P=5.50.960.980.99=5.13kw，

24、齒輪接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算：可根據(jù)轉(zhuǎn)速圖確定 齒面中心距的計(jì)算：A，取A=96mm，由中心距A及齒數(shù)計(jì)算出模數(shù)： 根據(jù)計(jì)算選取兩個(gè)中的較大值，選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。 取m=2.86 所以取m=3 Ⅲ-Ⅳ 齒輪彎曲疲勞的計(jì)算： P=5.50.960.980.990.980.99=4.99kw， 齒輪接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算：可根據(jù)轉(zhuǎn)速圖確定 齒面中心距的計(jì)算：A=119mm 取A=119，由中心距A及齒數(shù)計(jì)算出模數(shù)： 根據(jù)計(jì)算選取兩個(gè)中的較大值，選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。 取m=3.93 所以取m=4。 (2)標(biāo)準(zhǔn)齒輪： 從機(jī)械原理 表10-2查得以下公式 齒頂圓

25、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 22

26、 3 66 72 58.5 3 3.75 4 62 3 186 192 178.5 3 3.75 5 36 3.5 126 133 117.25 3.5 4.375 6 36 3.5 126 133 117.25 3.5 4.375 7 24 3.5 84 91 75.25 3.5 4.375 8 48 3.5 168 175 159.25 3.5 4.375

27、9 30 3.5 105 112 96.25 3.5 4.375 10 42 3.5 147 154 138.25 3.5 4.375 11 67 4 268 276 258 4 5 12 34 4 136 144 126 4 5 13 20 4 80 88 70 4 5 14 81 4 324 332 314 4 5 反 30 2.5 75 80 68.75 2.5 3.125 輔 85 2.5 212.5 217.5 206.25 2.5 3.

28、125 4.3.4齒寬確定 由公式得： 第一套嚙合齒輪 第二套嚙合齒輪 第三套嚙合齒輪 反轉(zhuǎn)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(cuò)位時(shí)導(dǎo)致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設(shè)計(jì)上，應(yīng)主動(dòng)齒輪比從動(dòng)齒輪齒寬大 所以， 4.3.5齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 通過齒輪傳動(dòng)強(qiáng)度的計(jì)算，只能確定出齒輪的主要尺寸，如齒數(shù)、模數(shù)、齒寬、螺旋角、分度圓直徑等，而齒圈、輪輻、輪轂等的結(jié)構(gòu)形式及尺寸大小，通常都由結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定。當(dāng)齒頂圓直徑時(shí)，可以做成實(shí)心式結(jié)構(gòu)的齒輪。當(dāng)時(shí)，可做成腹板式結(jié)構(gòu)，再考慮到加工問題，現(xiàn)決定把齒輪11和14做成腹板式結(jié)構(gòu)。其余做成實(shí)心結(jié)構(gòu)。

29、 ①齒輪11結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算， ； ； ；； ； ，C取7mm。 ?齒輪14結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算， ； ； ；； ； ，C取7mm。 5. 車床傳動(dòng)系統(tǒng)圖的確定 圖1 6.片式摩擦離合器的選擇和計(jì)算 片式摩擦離合器目前在機(jī)床中應(yīng)用廣泛，因?yàn)樗梢栽谶\(yùn)轉(zhuǎn)中接通或脫開，具有結(jié)合平穩(wěn)、沒有沖擊、結(jié)構(gòu)緊湊的特點(diǎn)，部分零件已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，多用于機(jī)床主傳動(dòng)。 (1)按扭矩選擇 一般應(yīng)使選用和設(shè)計(jì)的離合器的額定靜扭矩和額定動(dòng)扭矩滿足工作要求，由于普通機(jī)床是在空載下啟動(dòng)反向的，故只需按離合器結(jié)合后的靜負(fù)載扭矩來計(jì)算。即： 正轉(zhuǎn)靜負(fù)載扭矩 反轉(zhuǎn)靜負(fù)載扭矩

30、 (2)內(nèi)摩擦片內(nèi)徑直徑 軸裝式 套裝式 選取套裝式，取=57.5mm （3）選定系數(shù)值，確定內(nèi)摩擦片外徑 ，取0.6 按照通用型摩擦片尺寸系列，取 （4）計(jì)算摩擦面中徑及摩擦面平均圓周線速度 m/s (5)計(jì)算摩擦面對數(shù) 正轉(zhuǎn)摩擦片對數(shù) 正轉(zhuǎn)時(shí)，取z=12 反轉(zhuǎn)摩擦片對數(shù) 反轉(zhuǎn)時(shí)，取z=6 正轉(zhuǎn)主動(dòng)片（內(nèi)片）數(shù)i1=z/2+1=7 片，被動(dòng)片（外片）數(shù)i2=z/2=6 片 反轉(zhuǎn)主動(dòng)片（內(nèi)片）數(shù)i1=z/2+1=4片，被動(dòng)片（外片）數(shù)i1=z/2=3片 根據(jù)JB/T9190-1999選用機(jī)械式多片雙聯(lián)離合器，因?yàn)?，所以采取濕

31、式離合器。 計(jì)算軸向壓力 7.核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 ∵ ∴ 所以合適。 8.主軸軸承的選擇 8.1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(shí)承受徑向力和軸向力，結(jié)構(gòu)比較簡單，但允許的極限轉(zhuǎn)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(jī)床上廣泛采用。具有承載能力大，允許極限轉(zhuǎn)速高的特點(diǎn)。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(zhuǎn)速低，

32、容易發(fā)熱。 向心推力球軸承。允許的極限轉(zhuǎn)速高，但承載能力低，主要用于高速輕載的機(jī)床。 8.2軸承的配置 大多數(shù)機(jī)床主軸采用兩個(gè)支撐，結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，但為了提高主軸剛度也有用三個(gè)支撐的了。三支撐結(jié)構(gòu)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(gè)支撐的主要支撐，第三個(gè)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(shí)，輔助支撐軸承才起作用。 軸承配置時(shí)，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

33、，影響著溫升后軸的伸長方向以及結(jié)構(gòu)的負(fù)責(zé)程度，應(yīng)根據(jù)機(jī)床的實(shí)際要求確定。 在配置軸承時(shí)，應(yīng)注意以下幾點(diǎn)： ① 每個(gè)支撐點(diǎn)都要能承受經(jīng)向力。 ② 兩個(gè)方向的軸向力應(yīng)分別有相應(yīng)的軸承承受。 ③ 徑向力和兩個(gè)方向的軸向力都應(yīng)傳遞到箱體上，即負(fù)荷都由機(jī)床支撐件承受。 8.3軸承的精度和配合 主軸軸承精度要求比一般傳動(dòng)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(jī)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(shí)，既要考慮機(jī)床精度要求，也要考慮經(jīng)濟(jì)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

34、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(zhuǎn)精度，所以軸和孔的精度應(yīng)與軸承精度相匹配。 為了提高主軸的回轉(zhuǎn)精度和剛度，主軸軸承的間隙應(yīng)能調(diào)整。把軸承調(diào)到合適的負(fù)間隙，形成一定的預(yù)負(fù)載，回轉(zhuǎn)精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗震性也有改善。預(yù)負(fù)載使軸承內(nèi)產(chǎn)生接觸變形，過大的預(yù)負(fù)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(yīng)該能方便而且能準(zhǔn)確地控制，但調(diào)整機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)不能太復(fù)雜。雙列短圓柱滾子軸承內(nèi)圈相對外圈可以移動(dòng)，當(dāng)內(nèi)圈向大端軸向移動(dòng)時(shí)，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

35、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(gè)端面的平行度都由較高要求，否則，調(diào)整時(shí)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(yán)格的精度要求。 9.齒輪校驗(yàn) 在驗(yàn)算算速箱中的齒輪應(yīng)力時(shí)，選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪進(jìn)接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算。這里要驗(yàn)算的是齒輪3，齒輪7和齒輪13。 齒輪強(qiáng)度校核：計(jì)算公式：①彎曲疲勞強(qiáng)度; ②接觸疲勞強(qiáng)度 校核a變速組齒輪 ①彎曲疲勞強(qiáng)度；校核齒數(shù)為22的齒輪，確定各項(xiàng)參數(shù) ⑴ =5.28kw,n=850r/min,取1.5。 ⑵ 確定動(dòng)載系

36、數(shù) ∵v=2nπr=11.82m/s 齒輪精度為7級，由《機(jī)械工程及其自動(dòng)化簡明設(shè)計(jì)手冊》表7-16查得動(dòng)載系數(shù)。 。 查表7-17得。 ⑶ ，計(jì)算得1.31，取0.95，取0.78，取0.77，則=0.75，=,0.75。 ⑷ =6.67，。 ⑸ 齒輪材料選取40Cr,進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理，取275 =2.54小于3，所以合格. ②接觸疲勞強(qiáng)度 ⑴ =5.28kw,n=850r/min,取1.5。 ⑵ 確定動(dòng)載系數(shù) ∵v=2nπr=11.82m/s 齒輪精度為7級，由《機(jī)械工程及其自動(dòng)化簡明設(shè)計(jì)手冊》表7-16查得動(dòng)載系數(shù).5。 。 查表7-17得。 ⑶ ，計(jì)

37、算得4.67，取0.95，取0.58，取0.64，則=1.67大于=0.6，=0.6。 ⑷ =6.67 ⑸ 齒輪材料選取40Cr,進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理，取650 =2.61小于3。 故齒輪3合適。 校核b變速組齒輪 ①彎曲疲勞強(qiáng)度；校核齒數(shù)為24的齒輪，確定各項(xiàng)參數(shù) ⑴ =5.13kw,n=300r/min,取1.5。 ⑵ 確定動(dòng)載系數(shù) ∵v=2nπr=5.36m/s 齒輪精度為7級，由《機(jī)械工程及其自動(dòng)化簡明設(shè)計(jì)手冊》表7-16查得動(dòng)載系數(shù)。 。 查表7-17得。 ⑶ ，計(jì)算得1.31，取0.85，取0.78，取0.6，則=0.0.52，=0.52。 ⑷ =5.71，

38、⑸ 齒輪材料選取40Cr,進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理，取275 =,2.91小于3.5，所以合格. ②接觸疲勞強(qiáng)度 ⑴ =5.13kw,n=300r/min,取1.5。 ⑵ 確定動(dòng)載系數(shù) ∵v=2nπr=5.36m/s 齒輪精度為7級，由《機(jī)械工程及其自動(dòng)化簡明設(shè)計(jì)手冊》表7-16查得動(dòng)載系數(shù)。 ，查表7-17得。 ⑶ ，計(jì)算得2.94，取0.85，取0.58，取0.6，則=0.86大于=0.6，=0.6。 ⑷ =6.8 ⑸ 齒輪材料選取40Cr,進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理， 取650 =3.30小于3.5 故齒輪7合適。 校核c變速組齒輪 ①彎曲疲勞強(qiáng)度；校核齒數(shù)為20的齒輪，確定各

39、項(xiàng)參數(shù) ⑴ =4.99kw,n=150r/min,取1.5。 ⑵ 確定動(dòng)載系數(shù) ∵v=2nπr=3.12m/s 齒輪精度為7級，由《機(jī)械工程及其自動(dòng)化簡明設(shè)計(jì)手冊》表7-16查得動(dòng)載系數(shù).5。 。 查表7-17得。 ⑶ ，計(jì)算得4.97，取0.9，取0.78，取0.75，則=2.61大于=0.8，=0.8。 ⑷ =6.25，。 ⑸ 取275 =3.53小于4，所以合格. ②接觸疲勞強(qiáng)度 ⑴ =4.99kw,n=150r/min,取1.5。 ⑵ 確定動(dòng)載系數(shù) ∵v=2nπr=3.12m/s 齒輪精度為7級，由《機(jī)械工程及其自動(dòng)化簡明設(shè)計(jì)手冊》表7-16查得動(dòng)

40、載系數(shù).5。 。 查表7-17得。 ⑶ ，計(jì)算得4.67，取0.86，取0.86，取0.58，則=1.28大于=0.6，=0.6。 ⑷ =6.25 ⑸ 取650 =3.94小于4 故齒輪13合適。 10. 主軸的設(shè)計(jì)彎曲剛度驗(yàn)算 10.1主軸的基本尺寸確定 10.1.1 外徑尺寸D 主軸的外徑尺寸，關(guān)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(jī)床類比分析加以確定。400mm車床，P=1.5KW查表3-1，初選,后軸頸取。 10.1.2 主軸孔徑d 中型臥式車床的主軸孔徑，已由d=34mm,增大到d=60-80mm,

41、當(dāng)主軸外徑一定時(shí)，增大孔徑受到一下條件的限制，1、結(jié)構(gòu)限制；對于軸徑尺寸由前向后遞減的主軸，應(yīng)特別注意主軸后軸頸處的壁厚不允許過薄，對于中型機(jī)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；孔徑增大會削弱主軸的剛度，由材料力學(xué)知，主軸軸端部的剛度與截面慣性矩成正比， 即： 式中： 據(jù)上式可得出主軸孔徑對偶剛度影響的 ，有圖可見， 當(dāng)時(shí)，，說明空心主軸的剛度降低較小。當(dāng)時(shí)，，空心主軸剛度降低了24%，因此為了避免過多削弱主軸的剛度，一般取。主軸孔徑d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(shí)，則錐孔應(yīng)大些，若錐孔除

42、用于定心，還要求自鎖，借以傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，錐度應(yīng)小些，我這里選用莫氏六號錐孔。初步設(shè)定主軸孔徑d=60mm，主軸孔徑與外徑比為0.6。 10.1.3 主軸懸伸量a 主軸懸伸量的大小往往收結(jié)構(gòu)限制，主要取決于主軸端部的結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)尺寸等。主軸設(shè)計(jì)時(shí)，在滿足結(jié)構(gòu)的前提下，應(yīng)最大限度的縮短主軸懸伸量a。根據(jù)結(jié)構(gòu),定懸伸長度。 10.1.4 支撐跨距L 支撐跨距L，當(dāng)前，多數(shù)機(jī)床的主軸采用前后兩個(gè)支撐，結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)難于實(shí)現(xiàn)，故采用三支撐結(jié)構(gòu)。如圖所示，三

43、支撐主軸的前中支距，對主軸組件剛度和抗震性的影響， 要比前后支距地影響大得多，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只距來選取。 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(jié)構(gòu)情況適當(dāng)確定。如果為了提高主軸的工作平穩(wěn)性，前后支距可適當(dāng)加大，如取。取5.5D1=577.5mm。采用三支撐結(jié)構(gòu)時(shí)，一般不應(yīng)該把三個(gè)支撐處的軸承同時(shí)預(yù)緊，否則因箱孔及有關(guān)零件的制造誤差，會造成無法裝配或影響正常運(yùn)作。因此為了保證主軸組件的剛度和旋轉(zhuǎn)精度，在三支撐中，其中兩個(gè)支撐需要預(yù)緊，稱為緊支撐；另外一個(gè)支撐必須具有較大的間隙，即處于“浮動(dòng)”狀態(tài)，稱為

44、松支撐，顯然，其中一個(gè)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(dòng)態(tài)特性大為降低。試驗(yàn)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(jié)構(gòu)靜態(tài)特性顯著提高。 10.1.5 主軸最佳跨距的確定 =262.5mm 10.2 主軸剛度驗(yàn)算 機(jī)床在切削加工過程中，主軸的負(fù)荷較重，而允許的變形由很小，因此決定主軸結(jié)構(gòu)尺寸的主要因素是它的變形大小。對于普通機(jī)床的主軸，一般只進(jìn)行剛度驗(yàn)算。通常能滿足剛度要求的主軸，也能滿足強(qiáng)度要求。只有重載荷的機(jī)床的主軸才進(jìn)行強(qiáng)度驗(yàn)算。對于高速主軸，還要進(jìn)行臨界轉(zhuǎn)速的驗(yàn)算，以免發(fā)生共振。 一彎曲變形

45、為主的機(jī)床主軸(如車床、銑床)，需要進(jìn)行彎曲剛度驗(yàn)算，以扭轉(zhuǎn)變形為主的機(jī)床（如鉆床），需要進(jìn)行扭轉(zhuǎn)剛度驗(yàn)算。當(dāng)前主軸組件剛度驗(yàn)算方法較多，沒能統(tǒng)一，還屬近似計(jì)算，剛度的允許值也未做規(guī)定。考慮動(dòng)態(tài)因素的計(jì)算方法，如根據(jù)部產(chǎn)生切削顫動(dòng)條件來確定主軸組件剛度，計(jì)算較為復(fù)雜?，F(xiàn)在仍多用靜態(tài)計(jì)算法，計(jì)算簡單，也較適用。 主軸彎曲剛度的驗(yàn)算；驗(yàn)算內(nèi)容有兩項(xiàng)：其一，驗(yàn)算主軸前支撐處的變形轉(zhuǎn)角，是否滿足軸承正常工作的要求；其二，驗(yàn)算主軸懸伸端處的變形位移y，是否滿足加工精度的要求。對于粗加工機(jī)床需要驗(yàn)算、y值；對于精加工或半精加工機(jī)床值需驗(yàn)算y值；對于可進(jìn)行粗加工由能進(jìn)行半精的機(jī)床（如臥式車床），需要驗(yàn)算值

46、，同時(shí)還需要按不同加工條件驗(yàn)算y值。 支撐主軸組件的剛度驗(yàn)算，可按兩支撐結(jié)構(gòu)近似計(jì)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(jì)（因軸承間隙較大，主要起阻尼作用，對剛度影響較?。蝗羟爸兄挝痪o支撐、后支撐為松支撐時(shí)，可將前中支距當(dāng)做兩支撐的之距計(jì)算，中后支撐段主軸不計(jì)。 10.2.1 主軸前支撐轉(zhuǎn)角的驗(yàn)算 機(jī)床粗加工時(shí)，主軸的變形最大，主軸前支撐處的轉(zhuǎn)角有可能超過允許值，故應(yīng)驗(yàn)算此處的轉(zhuǎn)角。因主軸中(后)支撐的變形一般較小，故可不必計(jì)算。 主軸在某一平面內(nèi)的受力情況如圖 在近似計(jì)算中可不計(jì)軸承變形的影響，則該

47、平面內(nèi)主軸前支撐處的轉(zhuǎn)角用下式計(jì)算； 根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊，當(dāng)量切削力 N 主軸慣性矩 ； 式中： ∴ ∵ ∴主軸前支撐轉(zhuǎn)角滿足要求。 10.2.2 主軸前端位移的驗(yàn)算 計(jì)算C點(diǎn)撓度 ⑴、當(dāng)量切削力F的計(jì)算,見上文。 ⑵、驅(qū)動(dòng)力Q的計(jì)算 =1238.79N ⑶、軸承剛度的計(jì)算 R-徑向載荷 Z-滾動(dòng)體個(gè)數(shù) L-滾動(dòng)體有限接觸長度 B-滾動(dòng)體接觸角 ⑷、確定彈性模量E、慣性距I、和長度a、b、s。 ①軸的材產(chǎn)選用40Cr， ②主軸的慣性距I為：

48、 主軸C段的慣性距Ic可近似地算： ④根據(jù)齒輪、軸承寬度以及結(jié)構(gòu)需要，取b=54mm ⑸、只考慮F力作用在主軸前端時(shí)軸端的位移， ∴ ⑹、只考慮驅(qū)動(dòng)力Q作用在主軸兩支撐間時(shí)，軸端的位移； ∴⑺、求主軸前端C點(diǎn)的終合撓度 綜合撓度； 又； 因?yàn)椋源溯S滿足要求。 11.滾動(dòng)軸承的驗(yàn)算 機(jī)床的一般傳動(dòng)軸用的滾動(dòng)軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應(yīng)進(jìn)行疲勞壽命驗(yàn)算。其額定壽命Lh的計(jì)算公式應(yīng)為 Lh=≥[T] (h) 式中 n — 軸承的轉(zhuǎn)速（r/min） ft — 溫度系數(shù) C — 滾動(dòng)軸承尺寸表

49、所載的額定動(dòng)負(fù)荷 ε — 指數(shù)，對于球軸承，ε=3，對于滾子軸承，ε=10/3 [T] — 工作期限，取[T]=20000～30000 h IV軸前端上使用的是型號為234421的雙向推力角接觸球軸承，查表查得，C=236.1kN LhIV==3100000h > [T] 主軸滾動(dòng)軸承驗(yàn)算通過。 12.潤滑與密封 主軸轉(zhuǎn)速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨(dú)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(zhuǎn)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～

50、0.3的間隙（間隙越小，密封效果越好，但工藝?yán)щy）。還有一種是在軸承蓋的孔內(nèi)開一個(gè)或幾個(gè)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(shí)，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(fù)雜。 2）疏導(dǎo)——在適當(dāng)?shù)牡胤阶龀龌赜吐?，使油能順利地流回到油箱? 13.其他問題 主軸上齒輪應(yīng)盡可能靠近前軸承，大齒輪更應(yīng)靠前，這樣可以減小主軸的扭轉(zhuǎn)變形。 當(dāng)后支承采用推力軸承時(shí)，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，

51、否則將影響主軸的回轉(zhuǎn)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(gè)杯形套孔解決，套孔單獨(dú)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(jié)構(gòu)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(zhì)中碳鋼即可。精度較高的機(jī)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。 30 14、設(shè)計(jì)小結(jié) 機(jī)床產(chǎn)品設(shè)計(jì)是設(shè)計(jì)人員根據(jù)市場，社會和人們對機(jī)床的需要所進(jìn)行的構(gòu)思，計(jì)算，試驗(yàn)，選擇方案，確定尺寸，繪制圖紙以及編制技術(shù)文件等一系列創(chuàng)造性活動(dòng)

52、的總稱，是機(jī)床產(chǎn)品實(shí)現(xiàn)的必要前提，是產(chǎn)品開發(fā)過程中至關(guān)重要的環(huán)節(jié)。機(jī)床產(chǎn)品設(shè)計(jì)的好壞，直接影響其成本，質(zhì)量，研制周期及市場的競爭能力。本文的設(shè)計(jì)主要是從車床主軸箱的角度入手，使設(shè)計(jì)產(chǎn)品在給定的數(shù)值要求下達(dá)到最合理的經(jīng)濟(jì)和性能。 本次的課程設(shè)計(jì)是在反復(fù)的修改中完成的，鞏固和深化了課堂理論教學(xué)的內(nèi)容，鍛煉和培養(yǎng)了我綜合運(yùn)用所學(xué)過的知識和理論的能力，是我獨(dú)立分析、解決問題的能力得到了強(qiáng)化. 在設(shè)計(jì)當(dāng)中，我也遇到了一些問題，比如在有些設(shè)計(jì)部分并沒有完全嚴(yán)格計(jì)算，參考的一些普遍車床的數(shù)據(jù)在保證安全可靠的基礎(chǔ)上做到了盡量滿足工藝要求。在此過程中不斷地發(fā)現(xiàn)問題和解決問題，使我加深了對大學(xué)所學(xué)課程理

53、解、綜合應(yīng)用并得到進(jìn)一步的鞏固，設(shè)計(jì)過程培養(yǎng)了我認(rèn)真細(xì)心的態(tài)度，這對以后的學(xué)習(xí)和工作都有積極的意義，也會是我大學(xué)積累的一筆非常寶貴的財(cái)富。 15、參考文獻(xiàn) 1、 關(guān)慧貞。機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)。4版。北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2014 2、 關(guān)慧貞、徐文驥。機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書。北京：機(jī)械工業(yè)出版 社，2013 3、 王大康、盧頌峰。機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)。2版。北京：北京工業(yè)大學(xué)出版社， 2010 4、《機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)》 第二版 大連理工大學(xué) 馮辛安 主編 5、《機(jī)床主軸變速箱設(shè)計(jì)指導(dǎo)》 機(jī)械工業(yè)出版社 曹金榜 主編 6、《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》 第五版 楊可楨 程光蘊(yùn) 李仲生 主編 7、《機(jī)床設(shè)計(jì)圖冊》 上?？茖W(xué)技術(shù)出版社 8、《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊》 第三版 清華大學(xué)/北京科技大學(xué) 吳宗澤 羅圣國 主編 31