《銑床主軸箱設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《銑床主軸箱設計（27頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、目 錄 1緒論 2 1.1金屬切削機床在國民經濟中的地位 2 1.2本課題研究目的 2 2、 臥室升降臺銑床主軸箱的設計 3 2.1原始數據與技術條件 3 2.2機床主傳動系統(tǒng)運動設計 3 2.3傳動零件的初步計算 7 3、 結構設計及說明 15 3.1結構設計的內容、技術要求和方案 15 3.2展開圖及其布置 16 3.3軸（輸入軸）的設計 16 3.4齒輪塊設計 17 3.5傳動軸的設計 18 3.6主軸組件設計 19 總結 23 致謝 24 參考文獻 25 1、緒論 1.1金屬切削機床在國民經濟中的地位 金

2、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”。 在現代機械制造工業(yè)中，金屬切學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)的產品質量和勞 動生產率。 機床的“母機”屬性決定了它在國民經濟中的重要地位。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)質高效的機床設備，促進機械制造工業(yè)的生產能力和工藝水平 的提高。機械制造工業(yè)肩負著為國民經濟各部門提供現代化技術裝備的任務，為適應現代化 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

3、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)生產能力和科學技術水平。顯然，金屬切削機床在國民經濟現代化建設中起著 重大的作用。 1.2本課題研究目的 課程設計是在學生學完相應課程及先行課程之后進行的實習性教學環(huán)節(jié)，是大學生的必 修環(huán)節(jié)，不僅是鞏固學生大學所學知識的重要環(huán)節(jié)，而且也是在檢驗大學生綜合應用知識的 能力、自學能力、獨立操作能力和培養(yǎng)創(chuàng)新能力，是大學生參加工作前的一次實踐性鍛煉。 通過本課題設計可以達到以下目的： 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

4、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通過本課程設計的訓練，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，或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。 2、臥室升降臺銑床主軸箱的設計 圖1 2.1原始數據與技術條件

5、 主軸轉速范圍：nmax 1250rpm ru 100rpm 變速級數：Z=12 電動機功率： N 1.5KW 工件材料：45號剛 刀具材料：YT15 2.2機床主傳動系統(tǒng)運動設計 確定極限轉速 Q nmax 1250rpm , nm^ 100rpm _ nmax 1250 “ 廠 轉速調整范圍：RN - 12.5 確定公比 機床分級變速機構共有 z=i2級,其中n nmin , nz nmax， Z級轉速分別為ni, n2, nz。 Q任意兩級轉速之間的關系為nj i nj ni n min，n2 m ，n3 n2 nz nz i ni 變速

6、范圍Rn Rmax nmin z i 即 i2.5 ii 求得 i.24按照標準公比取 i.26 確定各主軸轉速 查表7 i⑴確定（單位：rmin） m ioo n2 i25 i60 n4 200 n5 250 n6 3i5 n? 400 n8 500 n9 630 ni0 800 nii i000 口2 i250 主運動鏈轉速圖的擬定 （1） 確定電動機轉速 查《金屬切削機床設計簡明手冊》可確定電動機的轉速 因所給電動機的功率N 3KW 故選電動機的型號為YiOOLi 4 滿載時轉速為nm i420rpm。 （2） 傳

7、動組和傳動副數的確定 傳動組和傳動副數可能的方案有： 方案（一）： i2 4 3 i2 3 4 方案（二）： i2 3 2 2 i2 2 3 2 i2 2 2 3 在上例兩行方案中，第一行方案有時可以省掉一根軸。缺點是一個傳動組內有四個傳動 副。如果用一個四聯滑移齒輪，貝U會增加軸向尺寸；如果用兩個雙聯滑移齒輪，貝U操縱機構 必須互鎖以防止兩個滑移齒輪同時嚙合。所以一般少用。 第二行的三個方案可根據下述原則比較：從電動機到主軸，一般為降速傳動。接近電動 機處的零件，轉速較高，從而轉矩較小，尺寸也就較小。如果傳動副較多的傳動組放在接近 電動機處，則可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就可

8、以少些，就省材料了。這就是“前 多后少”的原則。 從這個角度考慮，以取12 3 2 2的方案較好。 (3) 結構網或結構式各種方案的選擇 在12 3 2 2中，又因基本組和擴大組排列順序的不同而有不同的方案?？赡苡辛N方 案，其結構網和結構式見圖8-4 a. 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，為了防止被動齒輪的直徑過大而使徑向尺寸太大，常限制最小傳動比 imin 1/4。在升速時，為防止產生過大的振動和噪聲，常限制最大傳動比 imax 2。如用斜齒 齒輪傳動，則imax 2.5。因此主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍一般為 Rmax 業(yè) 8~10 umi

9、n 在檢查傳動組的變速范圍時只需檢查最后一個擴大組，因為其他組的變速范圍都比他小。 根據時(8-2)，應為R xV Rmax圖中，方案a、b、c、e的第二擴大組X2 6, P2 2,則 R2 6 2 1 6。其中 1.26，則R2 4，時可行的，其它兩個方案R2 6.4，不如第一個好。 所以選擇第二個 b. 基本組和擴大組的排列順序 在可行的四種結構網和結構式方案(a),(b),(c),(e) 中，還要進行比較以選擇最佳方 案。原則是選擇中間傳動軸變速范圍最小的方案。因為如果各方案同號傳動軸的最高轉速相 同，貝U變速范圍最小的，最低轉速較高，轉矩較小，傳動件的尺寸也就小些。比較上面四

10、種 方案，方案(a)的中間傳動軸變速范圍最小，故方案(a)最佳。即如果沒有別的要求，則 應盡量使擴大順序與傳動順序一致。 c. 擬定轉速圖 電動機和主軸的轉速是已經給定的，當選定結構網或結構式后，就可分配各傳動組的傳 動比并確定中間軸的轉速。中間軸的轉速如果高一些，傳動件的尺寸也就小一些，但中間軸 如果轉速過高，將會引起過大的振動，發(fā)熱和噪聲。通常希望齒輪的線速度不超過12: 15呎。 對于該主軸箱，中間軸的最高轉速不應超過電動機的轉速。本例所選定的結構式共有三 主軸共12速, C的變速范圍為 12 14 ， 個傳動組，變速機構共需四軸，加上電動機共需五軸，故轉速圖共需五條豎線

11、故需12條橫線。 中間各軸的轉速可以從主軸開始往前推，先確定軸 III的轉速。傳動組 6 1.266 4 Rmax，可知兩個傳動副的傳動比必然是極限值：ic1 ic2 21 ；，這樣就確定了軸 山 的六種轉速只有一種可能,即為250, 315，400, 500, 630, SO%。 隨后確定軸II的轉速：傳動組b的級比指數為3,在傳動比極限范圍內，軸II的轉速 最高可為500, 630, 800rmjn，最低轉速為250, 315, 400r mjn。為了避免升速，又不使 傳動比太小，故可取jb1 1 3 、 ib2 11 軸II的轉速可取為500, 630, 8°°rmin

12、同理對于軸I，可取iai 2 %.58 ia2 %.26 ia3 龍 電動機I II III IX XT \\ 圖2 故可確定軸I轉速為800 r min。轉速圖如下: 1250^ 1000 呂0A *534 劉A 4D2 252 20^' 1理 225齒輪齒數的確定 當傳動比采用標準公比的整數次方時，齒數和 Sz以及小齒輪齒數可從表8 1⑴中查得 如傳動組 a, ia

13、! % Ia2 11.58 查i為1，1.4和2 的三行。有數字的即為可能方案。結果如下: Sz=-70,72,74,76,… Sz=-70,72,73,75,77 … Sz 二…70,72,74,76, 從以上三行中可以挑出 Sz=70和72是共同適用的, 如取Sz=72,則從表中查出小齒輪齒 數分別為36, 32, 28。即ia1 3636 ia2 3240 ia3 2844 同理 ib1 3%6 ib2 2%8 ； ic1 2050 ic2 4%7。 核算主軸轉速誤差 實際傳動比所造成的主軸轉速誤差一般不應超過 10( 1)%，即: 實際傳動比 理

14、論傳動比 理論傳動比 10 1 % 1.24 1.26 1.26 1.5% 2.6% 主軸轉速合格 2.3傳動零件的初步計算 計算各傳動件的計算轉速 a. 主軸：根據表8 2⑴，中型機床的主軸計算轉速為第一個三分之一轉速范圍內的 最高一級轉速， 即為n4 250rpm 。 b.各傳動軸：軸III 可以從主軸為250rpm按48傳動副找上去，近似為500rpm，但是由于 24 軸II上最低轉速為500rpm經傳動組c可以使主軸得到100,400 rpm兩種轉 速。400%命要傳遞全部的功率，所以軸 山 計算轉速n3 250rmin，同 理可得

15、軸II計算轉速n2 500 r min c.各齒輪：傳動組 24 C中24只需計算Z 48 24的齒輪，計算轉速為 500rmin ； 44只需計算 Z 24，nj 500味命。Z 20 Z=27兩個齒輪哪一個的應力更大一些， 較 難判斷，可同時計算，選擇模數較大的作為傳動組 C齒輪的模數，傳動組b 應計算Z 24，nj 500 ；傳動組a應計算Z 28，丐 800 傳動軸直徑的初定 傳動軸直徑按剛度用如下公式進行概算: 其中d 傳動軸直徑[mm] Tn——該軸傳遞的額定扭矩 N mm， 「955 104 — nj N ――該軸傳遞的功率 KW

16、nj 該軸的計算轉速 rpm ――該軸每米長度允許扭轉角degm選取為。三宀。% 軸1 :d1 91 ■ 800 22mm 軸 II :d2 91 4 2.6778 ■- 500 25mm 軸 III :d3 91 42?61 250 29mm 主軸軸頸直徑的確定 2 查表3 根據主軸驅動功率可確定銑床主軸前軸頸的直徑 D1范圍50 : 80mm 故取 80mm 后軸頸的直徑 D2 0.7: 0.85 D1 0.7 80 56mm。 234齒輪模數的初步確定 般同一變速組中的齒輪取同一模數，選擇負荷最重的小齒輪按簡化的接觸疲勞強度公 式

17、計算mj 163383 i 1 Nd Z2 i 2 nj mm 式中：mj 按疲勞接觸強度計算的齒輪模數 mm Nd ——驅動電機功率 KW nj 計算齒輪的計算轉速 rpm 大齒輪齒數和小齒輪齒數之比i 1 乙 小齒輪齒數 m ――齒寬系數，m -（ B為齒寬，m為模數），m 6： 10 m 「一一許用接觸應力 MPa 傳動組c模數: 傳動組b模數: mC1 3.5 1 3 2.5 6002 250 16338 3 3 2 2 600 500 2.87 傳動組a模數： ma1 163383 2 2.65 1~~3 2.27

18、 ■ 8 282 1.6 6002 800 mb 對于傳動組C,應選擇較大模數作為傳動組 C的模數 故選取標準模數ma 2.27， mb 2.87， mc 4 選定軸承 查雙列圓柱滾子軸承和圓錐磙子軸承 GB283 87 軸 I : 6004 d=22 D=42 B=12 軸 II : 3182107 d=25 D=50 B=13 軸 III : 3182109 d=29 D=55 B=15 軸 IV: 前端7207 d=35 D=72 B=17 后端7210 d=56 D=90 B=20 236三角帶傳動的計算和選定 三角帶的

19、選用應保證有效地傳遞最大功率并有足夠的使用壽命 （一定的疲勞強度）。計算 是按一定的已知條件-----傳遞的功率、主、被動帶輪的轉速和工作情況 -----確定帶輪的直 徑、中心距、膠帶型號、長度和根數及作用在支承軸上的徑向力。 a. 確定計算功率Nj Nj KN kw 式中：N —主動帶輪傳遞的功率 kw K —工作情況系數 查表 10 有 K=1.2 則 叫=1.2 3=3.6 b. 選擇三角帶的型號 根據計算功率叫=3.6和小帶輪的轉速n1=1420有圖一選定 選擇三角帶的型號是Z型 c. 確定帶輪的直徑D1、D2 小袋輪的直徑應滿足：D1 Dmin Dmin為三角帶

20、帶輪的最小計算直徑，盡量選用較大的直徑，以減小膠帶的彎曲應力，從 而提高膠帶的使用壽命。查表11選擇膠帶帶輪的直徑D1 =90mm大輪直徑 n 1420 D2 mm = 90=1.42 90=127.8 取整數有 D2=128mm n2 1000 其中n1、n2是小輪及大輪的轉速rpm d. 計算膠帶速度v D1n1 3.14 90 1420 v ——m/ s 6.68 7 m/s 6000 6000 一般 v 5m/s; 所以選 v=7m/s e. 初定中心距A 兩帶輪的中心距應在 A 0.6: 2 D1 D2范圍內選定，中心距過小時，膠帶短因而增 加膠帶的單位時間的

21、彎曲次數降低交代受命；反之，中心距過大，在帶速較高時易引起振動。 所以 Ao=1* (90+128) =218mm f. 計算膠帶的長度Ld0 Ld0 2A0 I D1 D2 2 d2 d1 388 2 80 114 80 114 182.07 mm 4 388 由上式計算出的 Lo值查表12選擇標準長度Ld=1120mm g.計算實際中心距A A A0 土 帶傳動的中心距一般設計成可調整的， 其調整范 圍 Amin A 0.015Ld Amax A 0.03Ld Ld0 1120 1082 哽 388 407 2 2 考慮到安裝調整和

22、補償張緊力的需要， h. 驗算小帶輪包角 小帶輪包角 1 180 D—D1 57.3 169 A 1 120 所以小帶輪包角合適。 i. 確定V帶根數 單跟V帶的基本功率0.36kw NoG N0 —單跟三角膠帶能傳遞的功率 查表13得N0 =0.53 Ci —小帶輪包角系數 查表14得Ci=1 則z= 36 4.98 所以取z=5 0.53 0.98 j. 作用在支承軸上的徑向力 Q Q 2S0zsin - 2 So —膠帶的初拉力有查表得So =80N 則 Q 2 75 5 sin169 746.5N 2 直齒圓柱齒輪的強度計算 在驗算變速箱中

23、的齒輪強度時，選用模數中承載最大的，齒數最小的齒輪進行接觸和 彎曲疲勞強度驗算。一般對高速傳動齒輪主要驗算接觸疲勞強度，對于低速傳動齒輪主要 驗算彎曲疲勞強度，對硬齒面軟齒芯淬火齒輪，一定要驗算彎曲疲勞強度。在此例中應 II 軸的齒數為24的齒輪按接觸疲勞強度計算齒輪模數 mj mj 163383 i 1 KdgKcCKbCKsCN mm 2? m Z1 i 2 式中：N— 傳遞的額定功率 N Nil =1.984 nj —計算轉速 n j=630 B —齒寬系數： m -，B齒寬，m模數m=6： 10 取m=8 m Z —小齒輪齒輪； i — 大齒輪與小齒

24、輪的齒數之比i 1,“ +”號用于外嚙合，“-”號用于內嚙合 i=2 Kn —轉速變化系數查表19 Kn=058 kn — j —許用接觸應力 從表26選取 j =600 Kb —齒向載荷分布系數查表24得Kb =1.04 Kq —材料強化系數查表20 Kq=0.55 m —疲勞曲線指數 查表16 m=3 C。一基準循環(huán)次數 查表16 C° = 107 Kc —工作情況系數，考慮沖擊的影響：主運動（中等沖擊）取 Kc=1.2 Kd —動載荷系數，從表23選取 則Kd =1.2 n1 —齒輪的最低轉速 n1 =160 T —齒輪在機床工作期限（Ts ）內的總工作時間h見表1

25、7，同一變速組內的齒輪 總工作時間可近似為T Ts/P，P為該變速組的傳動副數；P=2 Ts =20000 則 T=20000/2=10000 Kt —工作期限系數 ’ 60n(T 3ii60 160 10000 , “ Kt m-CT 3―10一 133 ks —壽命系數 ks 心心心心=1.33 0.58 0.89 0.55 0.38 則 mj=16338 =2.215 3 2 1 1.2 1.2 1.04 1.98 8 242 2 6002 630 主軸剛度驗算 a.選定前端懸伸量C,參考《機械裝備設計》P121，根據主軸端部的結構，前支承軸承配置 和密圭寸裝置

26、的型式和尺寸，這里選定 C=120mm. b. 主軸支承跨距L的確定 一般最佳跨距L0 2 ： 3 C 240： 420mm，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L。大一些，再考慮到結構需要，這里取 L=600mm c. 計算C點撓度 (1) 周向切削力R的計算 Pt 2 955 104 肌 Djnj 其中：Nd 5.5KW, 0.96 0.987, Dj 0.5: 0.6 Dmax 0.5: 0.6 400 200 240mm, 取Dj 240, rij 31.5r/min 故pt 2 955 104 0.82 5.5 2

27、40 35.5 1.15 104N，故 R 1.12R 1.736 104N。 PT 0.45R 6.98 1O‘N,Pf 0.35R 5.43 103N ⑵ 驅動力Q的計算 參考《機床主軸箱指導書》， 7 N Q 2.12 107 - nzn 其中 所以 N Nd 5.5 0.96 0.987 4.58KW,z 72, m 3,n 35.5r/min Q 軸承剛度的計算 2.12 107 4.58 4 72 35.5 1.13 104N 這里選用4382900系列雙列圓柱子滾子軸承 根據 C 22.222 1.50'103 d0'8 求得: C

28、A 22.222 1.50.103 700.8 8.48 105N/mm CB 22.222 1.50.103 1000.8 9.224 105N/mm ⑷ 確定彈性模量，慣性距I ; lc;和長度a,b,s。 1) 軸的材產選用40Cr，查《簡明機械設計手冊》P6,有 E 2.1 105MPa 2) 主軸的慣性距I為： D4外D4內 64 4.27 106mm4 主軸C段的慣性距Ic可近似地算: D41 0.64D41 64 6.25 106mm4 3) 切削力P的作用點到主軸前支承支承的距離 S=C+，對于普通車床, W=0.4H (H是車床中心高，設 H

29、=200mm) 則：S 120 0.4 200 200mm 4) 根據齒輪、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 ycsp 3sc2 c3 6EIc Lsc 3EI CaL2 sc 2 mm CaL2 代入數據并計算得ycsp=0.1299mm 6) 計算驅動力Q作用在兩支承之間時，主軸前端 C點子的撓度ycmq bc 2L b Lb L C L b bc ycmq Q 2 2 mm q 6EIL CBL2 CAL2 計算得： ycmq=-0.0026mm （5） 求主軸前端C點的終合撓度y

30、c 水平坐標丫軸上的分量代數和為ycy ycsp cos p ycmq C0S ycm cos 其中 p 66o, q 270°, m 180o，計算得： ycy =0.0297mm. ycz 0.0928mm。綜合撓 度 yc .. ycy2 ycz2 0.118mm 綜合撓度方向角 yc arctgb 72.25°，又 ycy y，所以此軸滿足要求。 y 0.0002L 0.0002 600 0.12mm。因為 yc 3、結構設計及說明 3.1結構設計的內容、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

31、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

32、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據。 3.2展開圖及其布置 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。 I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，

33、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。 3.3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。我

34、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。 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。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，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。 結構 I軸上裝有摩擦離合器，兩端的齒

35、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） 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。 3.4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

36、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。

37、 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。 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

38、 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?；讫X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整確定。 3.5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

39、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 D刀為65?85mm。 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

40、承內外圈可以分開，裝配方便，間隙容易調整。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。成批生產中，廣泛采用定徑鏜刀 和可調鏜刀頭。在箱外調整好鏜刀尺寸，可以提高生產率和加工精度。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調刀，設計時應盡可能避免' 既要滿足承載能力的要求，又要符合

41、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?10m m,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徑。 一般傳動軸上軸承選用G級精度。 傳動軸必須在箱體內保持準確位置，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： 1） 軸的長度。長軸要考慮熱伸長的問題，宜由一端定位。 2） 軸承的間隙是否需要調整。 3） 整個軸的軸向位置是否需要調整。

42、4） 在有軸向載荷的情況下不宜采用彈簧卡圈。 5） 加工和裝配的工藝性等。 3.6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。 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，車床主軸內孔直徑有增大的趨勢。

43、 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a。選擇適當的支撐跨距L,一般推薦?。篖a =3?5，跨距L小時，軸承變形對軸端變形的影響大。所以，軸承剛度小時， 匕應選大值， 軸剛度差時，貝U取小值 跨距L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。 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

44、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

45、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 mm ），只有在載 荷比較大、軸產生彎曲變形時，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向力。 ② 兩個方向的軸向力應分別有相應的軸

46、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C或D級，后軸承選D或E級。選擇軸承的精度時， 既要考慮機床精度要求，也要考慮經濟性。 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。 1）軸承間隙的調整 為了提高主軸的回轉精度和

47、剛度， 主軸軸承的間隙應能調整。把軸承調到合適的負間隙， 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 承內產生接觸變形，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。 軸承間隙的調整量，應該能方便而且能準確地控制，但調整機構的結構不能太復雜。雙 列短圓柱滾子軸承內圈相對外圈可以移動，當內圈向大端軸向移動時，由于 1： 12的內錐孔， 內圈將脹大消除間隙。 其他軸承調整也有與主軸軸承相似的問題。特別要注意：調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，調整時可能將軸承壓偏而破壞

48、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。 363 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。 364 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。

49、 0.1 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 0.3 mm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開一 個或幾個并列的溝槽（圓弧形或v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 ）疏導一一在適當的地方做出回油路，使油能順利地流回到油箱。 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

50、受著前向后的軸向力，推力軸承緊靠在孔的內端 面，所以，內端面需要加工，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40Cr或其他合金鋼。主軸頭部需要淬火，硬度為 RC50?55。其他部分處理后, 調整硬度為HB220?250。 總結 在課程設計當中，我也遇到了一些問題，在同學和老

51、師的幫助下，一個個后解決掉，設 計過程也培養(yǎng)了我們認真細心的態(tài)度，讓我們在實踐中更加注重細節(jié)的培養(yǎng)。 在此過程中不斷發(fā)現問題和解決問題，使我加深了對大學所學課程理解，綜合應用， 并 得到進一步的鞏固，這對以后的學習和工作都有積極的意義， 同時也培養(yǎng)了我們具有團隊合 作的精神。 總之，這次的課程設計讓我學到了很多東西。 致謝 在此次課程設計中，是在龐老師精心指導和大力支持下完成的。龐老師以其嚴謹求實的 治學態(tài)度、高度的敬業(yè)精神的工作作風和大膽創(chuàng)新的進取精神對我產生重要影響。 另外，我還要特別感謝同學們對我設計和謝說明書的指導，他們?yōu)槲彝瓿蛇@篇論文提供 了巨大的幫助。 同時，在此次畢

52、業(yè)設計過程中我也學到了許多了關于機床設計一些教科書上沒有的的知 識，使我對機床的設計也產生了濃厚的興趣，在將來的工作中也有很大的好處。 最后，再次對關心、幫助我的老師和同學表示衷心地感謝。 參考文獻 [1] 陳易新?機床課程設計指導書?哈爾濱工業(yè)大學，1981 [2] 范云漲.陳兆年主編.金屬切削機床設計簡明手冊.機械工業(yè)出版社.1994 [3] 濮良貴 紀名剛主編.機械設計.高等教育出版社?北京.2001 [4] 黃鶴汀主編.金屬切削機床設計.北京.機械工業(yè)出版社，2005 ⑸馮開平左宗義主編.畫法幾何與機械制圖?華南理工出版社.2001.9 ⑹ 唐金松主編?簡明機械設計手冊?上海科技技術出版社?上海.1992.06 [7] 陳易新編.金屬切削機床課程設計指導書.北京：機械工業(yè)出版社，1987.7 [8] 曹金榜等編.機床主軸箱、變速箱設計指導.北京：機械工業(yè)出版社，1987.5 [9] 李云主編.機械制造工藝及設備設計指導手冊.北京：機械工業(yè)出版社，1997.8 [10] 戴曙主編?金屬切削機床?北京：機械工業(yè)出版社， 1993.5