《18級6136機床主軸箱設計18級6136機床主軸箱設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《18級6136機床主軸箱設計18級6136機床主軸箱設計（18頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

C6136 型機床主軸箱課程設計說明書系 別： 機 械 系 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： 機自 081 姓 名： 方志微 學 號： 08 指導老師： 季曉明 C6136 機床主軸傳動箱課程設計1目錄一、設計目的 2二、機床主要技術要求 2三、確定結構方案 2四、運動設計 24.1 確定極限轉速 24.2 擬訂結構式 34.3 繪制轉速圖 34.4 確定齒輪齒數(shù) .44.5 驗算主軸轉速誤差： .54.6 繪制傳動系統(tǒng)圖 .5五、動力設計 65.1 V 帶的傳動計算 .65.2 各傳動軸的估算 75.3 齒輪模數(shù)確定和結構設計： 85.4 摩擦離合器的選擇與計算： 95.5 結構設計 10六、齒輪強度校核 126.1、各齒輪的計算轉速 .126.2、齒輪校核 .12七、主軸剛度校核 14八、主軸最佳跨度確定 158.1 計算最佳跨度 158.2 校核主軸撓度 158.2 主軸圖：（略）見附圖 2.15九、各傳動軸支持處軸承選用 15十、鍵的選擇和校核 161）、軸 IV 的傳遞最大轉矩 16十一、潤滑與密封 16十二、總結 16十三、參考文獻 17十四、附 17C6136 機床主軸傳動箱課程設計2一、設計目的通過機床主運動機械變速傳動系統(tǒng)得結構設計，在擬定傳動和變速的結構方案過程中，得到設計構思、方案分析、結構工藝性、機械制圖、零件計算、編寫技術文件和查閱技術資料等方面的綜合訓練，樹立正確的設計思想，掌握基本的設計方法，并具有初步的結構分析、結構設計和計算能力。可使我們學會理論聯(lián)系實際的工作方法，培養(yǎng)獨立工作的能力；學會基本的設計的方法；熟悉手冊、標準、資料的運用；加強機械制圖、零件計算、編寫技術文件的能力，學會設計說明書的編寫。為接下去的畢業(yè)設計、畢業(yè)論文積累經(jīng)驗。二、機床主要技術要求[1]車床類型為 C6136 型臥式車床。[2]床身上最大工件回轉直徑：360mm[3]刀架上的最大回轉直徑：190mm[4] 主軸通孔直徑：40mm[5]主軸前錐孔：莫式 5 號[6]最大加工工件長度：900mm[7]主電動機功率為 5.5kw 改 4[8]確定公比： =1.26?[9]轉數(shù)級數(shù)：Z=18三、確定結構方案[1] 主軸傳動系統(tǒng)采用 V 帶、齒輪傳動；[2]傳動形式采用集中式傳動；[3]主軸換向制動采用雙向片式摩擦離合器和帶式制動器；[4]變速系統(tǒng)采用多聯(lián)滑移齒輪變速。四、運動設計4.1 確定極限轉速根據(jù)工況，確定主軸最高轉速有采用 YT15 硬質合金刀車削碳鋼工件獲得，主軸最低轉速有采用 W16Cr4V 高速鋼刀車削鑄鐵件獲得。= =maxninmax10dv?min159240r??1in??zR??i3.maxrn?根據(jù)標準數(shù)列數(shù)值表，選擇機床的最高轉速為 1600r/min，最低轉速為 31.5r/min電動機選用 Y132S-4 型電動機額定功率為 5.5KW，額定轉速為 1440r/min。C6136 機床主軸傳動箱課程設計34.2 擬訂結構式1）確定變速組傳動副數(shù)目：傳動副中由于結構的限制以 2 或 3 為合適，即變速級數(shù) Z 應為 2 和 3 的因子，為實現(xiàn) 18級主軸轉速變化的傳動系統(tǒng)可以以下多種傳動副組合：① 18=3ⅹ3ⅹ2 ②18=3 ⅹ2ⅹ3 ③18=2 ⅹ3ⅹ3 等18 級轉速傳動系統(tǒng)的傳動組，選擇傳動組安排方式時，考慮到機床主軸箱的具體結構、裝置性能，應滿足前多后少的原則，主軸上的傳動副數(shù)主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大，因此主軸上的齒輪少些為好。綜上所述，傳動式為 18=3ⅹ3ⅹ22）確定變速組擴大順序：18=3ⅹ3ⅹ2 的傳動副組合，在降速傳動中，為防止齒輪直徑過大而徑向尺寸，常限制最小傳動比在升速時為防止產(chǎn)生過大的噪聲和震動常限制最大轉速比 。在主傳動鏈任2imax?一傳動組的最大變速范圍 。根據(jù)前密后疏的原則，初選結構式10~8)/(Rminax??如下：93128??在設計時必須保證中間傳動軸的變速范圍最小，根據(jù)中間傳動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：檢查傳動組的變速范圍時，只需檢查最后一個擴大組，第二擴大組的變速范圍是:，其中??132R??Px?2P6X2.??，，?所以 ，符合要求10~86.-9??4.3 繪制轉速圖選擇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，根據(jù)條件電動機選用Y132S-4 型籠式三相異步電動機，其滿載轉速 1440 r/min。分配總降速傳動比總降速傳動比 不符合轉速數(shù)列標準，因而需增加一定傳 動副 71.450.3min?dC6136 機床主軸傳動箱課程設計4確定傳動軸軸數(shù)傳動軸軸數(shù)=變速組數(shù)+ 定比傳動副數(shù)+1=3+1+1=5確定各級轉速并繪制轉速圖由 z = 18 確定各級轉速：min/5.31rnmi?26.1??1600、1250、1000、800、630、500、400、315、250、200、160、125、100、80、63、50、40、31.5r/min。93128??4.4 確定齒輪齒數(shù)在保證輸出的轉速準確的前提下，應盡量減少齒輪齒數(shù)，是齒輪結構尺寸緊湊。齒輪齒數(shù)的確定原則：實際轉速 與標準轉速 n 的相對轉速誤差 為：'nn???%101'' ????????n齒輪副的齒數(shù)和 ；120~z?S滿足結構安裝要求，相鄰軸承孔德壁厚不小于 3mm。④當變速組內(nèi)各齒輪副的齒數(shù)和不相等時，齒數(shù)和的差不能大于 3。利用查表法求出各傳動組齒輪齒數(shù)如下表：變速組 第一變速組 第二變速組 第三變速組齒數(shù)和 72 90 95齒輪 1z23z45z67z89z10z123z145z16齒數(shù) 36 36 32 40 28 44 45 45 30 60 18 72 63 32 19 76C6136 機床主軸傳動箱課程設計54.5 驗算主軸轉速誤差：主軸各級實際轉速值用下式計算： ??32121udnE????式子中 u1、u2、u3 分別為第一、第二、第三變速組齒輪傳動比，ε 取 0.05。轉速誤差用主軸實際轉速與標準轉速相對誤差的絕對值表示：其中 n'為主軸標準轉速。轉速誤差表主軸轉速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9標準轉速 31.5 40 50 63 80 100 125 160 200實際轉速 31.8 40 50 63.6 80 100 127.3 160 200轉速誤差% 0.95 0 0 0.95 0 0 1.84 0 0主軸轉速 n10 n11 n12 n13 n14 n15 n16 n17 n18標準轉速 250 315 400 500 630 800 1000 1250 1600實際轉速 250.6 315 393.8 501.1 630 787.5 1002.3 1260 1575轉速誤差% 0.24 0 1.55 0.2 0 1.6 0.23 0.8 1.56轉速誤差滿足要求。4.6 繪制傳動系統(tǒng)圖??%10n'-?????C6136 機床主軸傳動箱課程設計6smn/3.106451.306DV1 ?????49.28.096)4.012(5K)P(La0c ????????????????120.75.aD18012?m806La00??865m1604)1527()10(24.3)L20220??????aDa?五、動力設計5.1 V 帶的傳動計算電動機轉速 n=1440r/min,傳遞功率 P=5.5kw,傳動比 i=1.8，兩班制，一天運轉 16.1 小時，工作年數(shù) 10 年。1） 、選擇 V 帶型號 ， （P—電動機額定功率， —工作情況系數(shù)）KWPKa05.6.1c ??? aK查《機械設計》 ，得應選擇 B 型帶確定帶輪的計算直徑 ， 2為了避免彎曲應力過大，小帶輪的基準直徑不能過小，即 ，min1D?查《機械設計》表 8-6 和表 8-8 得：小帶輪基準直徑 =150mm,大帶輪基準直徑 ，由表 8-8 取 =270mmi782 22） 、確定 V 帶速度按公式 ,5m/minV25m/min,故合適3） 、初步確定中心距根據(jù)經(jīng)驗公式 ，即 294mm 840mm）（）（ 21021a7. ???0a初步確定中心距 =60004） 、V 帶的計算基準長度由《機械設計》表 8-2 選帶的基準長度 L=2000mm。5） 、確定實際中心距 a6） 、驗算小帶輪包角,主動輪上的包角合適。7） 、確定 V 帶條數(shù)傳動比： 查《機械設計》表 8-4a 和表 8-4b 得： .i,kw40P?k19.2查表 8-5 得： ，查表 8-2 得：8Ka 8.則：C6136 機床主軸傳動箱課程設計7NqvKzac17595.1809.523.061.P5F20???????????? 所以取 Z=3 根8） 、計算預緊力 查《機械設計》表 8-3 得： q=0.18kg/m 9） 、計算壓軸力NZ7.10462.7sin152sinF10p ???5.2 各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。1） 、主軸計算轉速主軸計算轉速是第一個三分之一轉速范圍內(nèi)的最高一級轉速，即：min/1026.531n38mi rZ??????2） 、其余各軸的計算轉速nⅢ=125r/min, nⅡ=500r/min, nⅠ=800r/min3） 、各軸最小直徑的確定：實心軸 ： 空心軸：mnP03Ad? ??4301Ad???nP其中： P——電動機額定功率——系數(shù)，可查表得到0——該傳動軸的計算轉速6.~5??Ⅰ軸： ,K=1.06,A=1209.1?取： 22 m3.208.0d3???Ⅱ軸： ，996.2??。?58.23501d3???Ⅲ軸： 909.3??C6136 機床主軸傳動箱課程設計8?。?6m08.341259.0d3???Ⅳ軸： 75.4??取：40??16.30.-10d43?5.3 齒輪模數(shù)確定和結構設計：參考《金屬切削機床課程設計指導書》中齒輪模數(shù)的初步計算公式初定齒輪的模數(shù)：m = 32 ZnNj3式中 N —— 該齒輪傳遞的功率（ KW） ；Z —— 所算齒輪的齒數(shù)；—— 該齒輪的計算轉速（ r/min） 。j同一變速組中的齒輪取同一模數(shù)，故?。?）最小的齒輪進行計算，然后取標準模數(shù)值Znj作為該變速組齒輪的模數(shù)。第一變速組中：，齒輪齒數(shù)為 36 的 值最小，其計算轉速為kw28.596.05N1????電 Znj?500r/min。計算得：m =2.13mm ，取標準模數(shù) m=2.5 mm。第二變速組中：,齒輪齒數(shù)為 45 的 值最小，其計k07.98212 j算轉速為 125r/min。計算得：m = 3.09 mm，取標準模數(shù) m=3.5 mm；第三變速組中：，齒輪齒數(shù)為 19 的 值最小，其計算轉kw2.4.097.5N23 ???? Znj?速為 125r/min計算得：m = 3.96mm ,取標準模數(shù) m=4 mm；C6136 機床主軸傳動箱課程設計9△標準齒輪： 25.0,1h20????ca，?齒輪具體參數(shù)見下表：齒輪 齒數(shù) Z 模數(shù) m分度圓 d齒頂圓 a齒根圓 fd齒寬 b1 36 2.5 90 95.5 83.75 252 36 2.5 90 95.5 83.75 203 32 2.5 80 85.5 73.75 254 40 2.5 100 105.5 93.75 205 28 2.5 70 75.5 63.75 256 44 2.5 110 115.5 103.75 207 45 3.5 157.5 164.5 148.75 358 45 3.5 157.5 164.5 148.75 309 30 3.5 105 112 96.25 3510 60 3.5 210 217 201.25 3011 18 3.5 63 70 54.25 3512 72 3.5 252 259 243.25 3013 63 4 252 260 242 3514 32 4 128 136 118 4015 19 4 76 84 66 4016 76 4 304 312 294 355.4 摩擦離合器的選擇與計算：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??21D?一般外摩擦片的內(nèi)徑可取：D1=d+(2～6)=30+4=34mm;機床上采用的摩擦片 值可在 0.57～0.77 范圍內(nèi)，此處取 =0.6，則內(nèi)摩擦片外徑 D2=57mm。1D?6.034按扭矩確定摩擦離合面的數(shù)目 Z： mVKfPTK???)D-(][1023c?C6136 機床主軸傳動箱課程設計10其中 T 為離合器的扭矩 =9550 =9550 =84.9N·mm；KTc?nPjd3.1*805K——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；KV——速度修正系數(shù)，根據(jù)平均圓周速度查表取為 1.35；——結合次數(shù)修正系數(shù)，查表為 1；m將以上數(shù)據(jù)代入公式計算得 =9.38 圓整為整偶數(shù) 12，離合器內(nèi)外摩擦片總數(shù)ZKi=Z+1=13。2） 、計算摩擦離合器的軸向壓力 Q：Q=S[P]KV =1256*1.2*1.3 =1959.36（N ）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。3） 、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 Pd 的 20～40%，取 Pk = 0.4Pd，計算反轉靜扭矩為 Pk = 2.2KW，代入公式計算出 Z≥5.7，圓整為整偶數(shù) 6，離合器內(nèi)外摩擦片總數(shù)為7。5.5 結構設計1） 、帶輪結構設計：⑴、帶輪的材料常用的 V 帶輪材料為 HT150 或 HT200，轉速較高時可以采用鑄鋼或鋼板沖壓焊接而成，小功略時采用鑄鋁或塑料，本機床選用材料為 HT200。⑵、帶輪結構形式根據(jù) V 帶計算，選用 3 根 A 型 V 帶。由于Ⅰ軸安裝摩擦離合器及傳動齒輪，為了改善它們的工作條件，保證加工精度，采用卸荷式帶輪結構。V 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、腹板式、孔板式、橢圓輪輻式。V 帶輪的結構形式與基準直徑有關，當帶輪基準直徑 （d 為安裝d5.2?帶輪的軸的直徑，mm）時?？梢圆捎脤嵭氖?，當 可以采用腹板式，md30?時可以采用孔板式，當 時，可以采用mdDmd10,301???同 時 ?輪輻式。帶輪寬度： 。fezB789215)(2)( ???????分度圓直徑： 。d4D=90mm 是深溝球軸承 6210 軸承外徑，其他尺寸見帶輪零件圖。⑶、V 帶輪的論槽V 帶輪的輪槽與所選的 V 帶型號向對應，見【4】表 8-10mmd與 相對應得 ?槽型 dbminahinfeminfo32?o4o36?o8?A 11.0 2.75 8.7 3.015?9 — 18?— 1?V 帶繞在帶輪上以后發(fā)生彎曲變形，使 V 帶工作面夾角發(fā)生變化。為了使 V 帶的工作面C6136 機床主軸傳動箱課程設計11與大論的輪槽工作面緊密貼合，將 V 帶輪輪槽的工作面得夾角做成小于 。o40V 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 。minifah和輪槽工作表面的粗糙度為 。2.36.1R或⑷、V 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傻眼、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。921.357?TGB2） 、主軸換向與制動機構設計：本機床是適用于機械加工車間和維修車間的普通車床。主軸換向比較頻繁，才用雙向片式摩擦離合器。這種離合器由內(nèi)摩擦片、外摩擦片、止推片、壓塊和空套齒輪組成。離合器左右兩部門結構是相同的。左離合器傳動主軸正轉，用于切削加工。需要傳遞的轉矩較大，片數(shù)較多。右離合器用來傳動主軸反轉，主要用于退回，片數(shù)較少。這種離合器的工作原理是，內(nèi)摩擦片的花鍵孔裝在軸Ⅰ的花鍵上，隨軸旋轉。外摩擦片的孔為圓孔，直徑略大于花鍵外徑。外圓上有 4 個凸起，嵌在空套齒輪的缺口之中。內(nèi)外摩擦片相間安裝。用桿通過銷向左推動壓塊時，將內(nèi)片與外片相互壓緊。軸Ⅰ的轉矩便通過摩擦片間的摩擦力矩傳遞給齒輪，使主軸正傳。同理，當壓塊向右時，使主軸反轉。壓塊處于中間位置時，左、右離合器都脫開，軸Ⅱ以后的各軸停轉。制動器安裝在軸Ⅲ，在離合器脫開時制動主軸，以縮短輔助時間。此次設計采用帶式制動器。該制動器制動盤是一個鋼制圓盤，與軸用花鍵聯(lián)接，周邊圍著制動帶。制動帶是一條剛帶，內(nèi)側有一層酚醛石棉以增加摩擦。制動帶的一端與杠桿連接。另一端與箱體連接。為了操縱方便并保證離合器與制動器的聯(lián)鎖運動，采用一個操縱手柄控制。當離合器脫開時，齒條處于中間位置，將制動帶拉緊。齒條軸凸起的左、右邊都是凹槽。左、右離合器中任一個結合時，杠桿都按順時針方向擺動，使制動帶放松。3） 、齒輪塊設計：機床的變速系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速機構。根據(jù)各傳動軸的工作特點，基本組、第一擴大組以及第二擴大組的滑移齒輪均采用了整體式滑移齒輪。所有滑移齒輪與傳動軸間均采用花鍵聯(lián)接。從工藝角度考慮，其他固定齒輪（主軸上的齒輪除外）也采用花鍵聯(lián)接。由于主軸直徑較大，為了降低加工成本而采用了單鍵聯(lián)接。軸采用的花鍵分別為：軸：6×26×30×6Ⅰ～Ⅲ軸間傳動齒輪精度為 877—8b，Ⅲ～Ⅳ軸間齒輪精度為 766—7b。軸承的選擇：為了方便安裝，Ⅰ軸上傳動件的外徑均小于箱體左側支承孔直徑，均采用深溝球軸承。為了便于裝配和軸承間隙調整，Ⅱ、Ⅲ軸均采用圓錐滾子軸承。滾動軸承均采用 E 級精度。4） 、主軸組件：本車床為普通精度級的輕型機床，為了簡化結構、主軸采用了軸向后端定位的兩支承主軸組件。前支承采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用角接觸球軸承和單向推力球軸承。為了保證主軸的回轉精度，主軸前后軸承均采用壓塊式防松螺母調整軸承的間隙。主軸前端采用短圓錐定心結構型式。前軸承為 C 級精度，后軸承為 D 級精度5） 、潤滑系統(tǒng)設計：主軸箱內(nèi)采用飛濺式潤滑，油面高度為 65mm 左右，甩油環(huán)浸油深度為 10mm 左右。潤滑油型號為：IIJ30。卸荷皮帶輪軸承采用脂潤滑方式。潤滑脂型號為：鈣質潤滑脂。6） 、密封裝置設計：Ⅰ軸軸頸較小，線速度較低，為了保證密封效果，采用皮碗式接觸密封。而主軸直徑大、線速度較高，則采用了非接觸式密封。卸荷皮帶輪的潤滑采用毛氈式密封，以防止外界雜物進入。C6136 機床主軸傳動箱課程設計12故 合 適,8.923.15.7081.6.24][37.509????bmKFYMpatsaF?78.124.051KF?????avA 4.1,/0.5,87013.62F FaHt4t ??? KmNbKNdTA 取 4.1,/102.8541F,40512.F FaHtt ??????? KmNbKNdTA 取六、齒輪強度校核6.1、各齒輪的計算轉速各變速組內(nèi)一般只計算組內(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算轉速。1） 、第一變速組中，32/40 只需計算 z = 28 的齒輪，計算轉速為 800r/min；2） 、第二變速組計算 z = 18 的齒輪，計算轉速為 400r/min；3） 、第三變速組應計算 z = 19 的齒輪，計算轉速為 125r/min。6.2、齒輪校核校核 a 傳動組齒輪，只需校核齒數(shù) 28 的強度。 mNn??????? 466 103.68/2.510.9/P105.9T由《機械設計》查得： dv 7b?，.,.??FH動載系數(shù)：查表 10-5 得： 9.Y,62.sFa齒輪彎曲疲勞強度極限 pE取安全系數(shù) s=1.3校核 b 傳動組齒輪：只需校核齒數(shù) 18 的強度 n??? 566 0.4/.5.9/P105.9由《機械設計》查得： dv?，8K,4??FHC6136 機床主軸傳動箱課程設計138.124.051KF?????avA動 載 系 數(shù) ： 故 合 適,842.513408.1.927][34.50????bmKFYMpatsaF? 1.,/106.872130F,13072.4FFaHt5t ??????? KmNbKNdTA 取5.6.KF?avA動 載 系 數(shù) ： 故 合 適,842.647130592][74.50?????bmKFYMpatsaF?查表 10-5 得 .Y,91.2sFa齒輪彎曲疲勞強度極限 pE4F取安全系數(shù) s=1.3校核 c 傳動組齒輪：只需校核齒數(shù) 19 的強度 7./9.5.9/P105.9T 566 mNn????由《機械設計》查得： dv 2b01???，.,.??FH查表 10-5 得 5.Y,9.sFa齒輪彎曲疲勞強度極限 pE4F?取安全系數(shù) s=1.3C6136 機床主軸傳動箱課程設計14N170FP7.63.5218.620431.dW2trtrt??????DTm徑 向 力 ：圓 周 力 ：???Lj jPDTmNnd DdbDMPaWTM5.0,/2PMn P1095TTzb m32z32dWm-132d][ ][]5.0rt2yx 43243403bb22 ??????????????????????????：直 齒 圓 柱 齒 輪 的 徑 向 力 為 齒 節(jié) 圓 直 徑齒 輪 的 圓 周 力 ： 的 最 大 彎 矩圓 周 力 ， 徑 向 力 所 引 起該 軸 上 的 主 動 被 動 輪 的—該 軸 的 計 算 轉 速該 軸 傳 遞 的 最 大 功 率 矩 ：在 危 險 斷 面 上 的 最 大 扭花 鍵 軸 鍵 數(shù)花 鍵 軸 鍵 寬 ；—花 鍵 軸 外 徑 ；花 鍵 軸 內(nèi) 徑 ；其 中 ： ）（：花 鍵 軸 的 抗 彎 斷 面 系 數(shù) ）（空 心 軸 ： ）（實 心 軸 ： 面 系 數(shù)軸 的 危 險 斷 面 的 抗 彎 斷—素中 和 載 荷 循 環(huán) 特 性 等 因許 用 應 力 ， 考 慮 應 力 集 ????七、主軸剛度校核由于機床主軸箱中各軸的應力都比較小，驗算時，通常采用復合應力公式進行計算。軸材料選用 45 鋼，調質處理，由表查得：軸許用應力 ，][60][MaRbⅠ軸的校核： 0.6T41N??m36.8017LFM5???C6136 機床主軸傳動箱課程設計15故 該 主 軸 合 格,/2095.87.6.1K. /7.526910384.1038644.0.As 222B mNmNlaAB?????? ??????????????????????????????mNB ?85.4.6cos035.1.2964K??????????2091069153103K244244 ?????????? ?Aiesald根 據(jù) 公 式 ：??符 合 要 求],[51104.8736.W57.0M252b b?????????Ⅱ軸、Ⅲ軸的校核如上，經(jīng)校核符合要求。八、主軸最佳跨度確定8.1 計算最佳跨度前支撐為圓錐孔雙列圓柱滾子軸承和推力球軸承，后支撐為圓錐孔雙列圓柱滾子軸承。L=7808.2 校核主軸撓度 5.6905d?ei對于機床剛度要求，取阻尼比 0.?當 v=50m/min,s=0.1mm/r 時， ??8.,/cb?D%20bmaxli取 0,73ax加 上 懸 伸 量 共 長L8.2 主軸圖：（略）見附圖 2九、各傳動軸支持處軸承選用Ⅰ軸：30205-圓錐滾子軸承 30000 型 25、6205- 深溝球軸承 60000 型 25Ⅱ軸：30205-圓錐滾子軸承 30000 型 25Ⅲ軸：30207-圓錐滾子軸承 30000 型 35Ⅳ軸：前端：NN 3017 K-圓錐孔雙列圓柱滾子軸承 8551117-推力球軸承 51000 型 85后端：NN 3011 K-圓錐孔雙列圓柱滾子軸承 55C6136 機床主軸傳動箱課程設計16十、鍵的選擇和校核1） 、軸 IV 的傳遞最大轉矩 m107.58/9.02.4105.9/P05.9T66 Nn ????????由擠壓強度條件： []ppTdhl??式中：T——轉矩；d——軸徑；h——鍵的高度；l ——鍵的工作長度查表取許用擠壓應力為2[]60/pNm?，采用 B 型鍵軸徑鍵處 d=63mm查表得 b=18mm h=10mm 取鍵長 L=45mm。滿 足 要 求],[/5.4910637.542p pdhlT??????十一、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 0.1～0.3m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 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——在適當?shù)牡胤阶龀龌赜吐?，使油能順利地流回到油箱。十二、總結機床產(chǎn)品設計是設計人員根據(jù)市場，社會和人們對機床的需要所進行的構思，計算，試驗，選擇方案，確定尺寸，繪制圖紙以及編制技術文件等一系列創(chuàng)造性活動的總稱，是機床產(chǎn)品實現(xiàn)的必要前提，是產(chǎn)品開發(fā)過程中至關重要的環(huán)節(jié)。機床產(chǎn)品設計的好壞，直接影響其成本，質量，研制周期及市場的競爭能力。本文的設計主要是從車床主軸箱的角度入手，使設計產(chǎn)品在給定的數(shù)值要求下達到最合理的經(jīng)濟和性能。本次的課程設計是在反復的修改中完成的，鞏固和深化了課堂理論教學的內(nèi)容，鍛煉和培養(yǎng)了我綜合運用所學過的知識和理論的能力，是我獨立分析、解決問題的能力得到了強化. 在設計當中，我也遇到了一些問題，比如在有些設計部分并沒有完全嚴格計算，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，使我加深了對大學所學課程理解、綜合應用并得到進一步的鞏固，設計過程培養(yǎng)了我認真細心的態(tài)度，這對以后的學習和工作都有積極的意義，也會是我大學積累的一筆非常寶貴的財富。C6136 機床主軸傳動箱課程設計17十三、參考文獻【1】陳立德主編 機械制造裝備設計課程設計 高等教育出版社 2007.11【2】李慶余、孟廣耀主編 機械制造裝備設計 機械工業(yè)出版社 2008.7【3】 濮良貴、名紀剛主編 機械設計 第八版 高等教育出版社 2007.8【4】殷玉楓主編 機械設計課程設計手冊 高等教育出版社 2006.6【5】張彤、樊紅麗主編 機械制圖 北京理工大學出版社 2006.7【6】何萍主編 金屬切削機床概論 北京理工大學出版社 2008.2【7】范思沖主編. 畫法幾何及機械制圖 機械工業(yè)出版社,2005.7十四、附1） 、機床主軸箱展開圖2） 、主軸零件圖3） 、反向齒輪零件圖