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目錄 1 概述 1 1 1 機床主軸箱課程設計的目的 1 1 2 設計參數(shù) 1 1 3 設計要求 1 2 參數(shù)的擬定在 1 2 1 確定極限轉速 1 2 2 主電機選擇 2 3 傳動設計 2 3 1 主傳動方案擬定 2 3 2 傳動結構式 結構網(wǎng)的選擇 2 3 3 轉速圖的擬定 3 4 傳動件的估算 3 4 1 三角帶傳動的計算 3 4 2 傳動軸的估算 5 4 3 齒輪齒數(shù)的確定和模數(shù)的計算 7 4 4 帶輪結構設計 11 4 5 傳動軸間的中心距 11 4 6 軸承的選擇 11 4 7 片式摩擦離合器的選擇和計算 12 5 動力設計 13 5 1 傳動軸的驗算 13 5 2 齒輪校驗 18 5 3 軸承的校驗 19 6 結構設計及說明 20 6 1 結構設計的內容 技術要求和方案 20 6 2 展開圖及其布置 20 6 3 I 軸 輸入軸 的設計 21 6 4 齒輪塊設計 21 6 5 傳動軸的設計 22 6 6 主軸組件設計 23 7 總結 25 課程設計 第 1 頁 1 概述 1 1 機床主軸箱課程設計的目的 1 掌握機床主傳動部件設計過程和方法 2 綜合應用所學的理論知識 提高理論聯(lián)系實際和綜合設計的能力 3 訓練和提高設計的基本技能 1 2 設計參數(shù) 參數(shù) 分組 Dmax nmax r m in nmin r mi n N 電 kw 級數(shù) 400 1000 22 4 1 41 4 5 12 400 1600 40 1 58 2 9 320 1400 31 5 1 41 4 12 1 3 設計要求 1 主軸實現(xiàn)正反轉 逆時針為正轉 反轉級數(shù)為正轉的一半 傳動功率為正轉的 40 反轉轉速值高出同級正轉的 10 2 主軸為空心軸 內孔直徑按要求計算 d 內 D 平 70 1 2 D 前 D 后 70 3 主軸必須實現(xiàn)制動 4 必須設計操縱機構 5 必須考慮潤滑系統(tǒng)的設置方案和具體的潤滑部位 6 主軸距導軌的中心高 H 為 H D 0 5 7 導軌的跨距 B 為 B D 0 8 1 2 參數(shù)的擬定在 2 1 確定極限轉速 nR miax 課程設計 第 2 頁 1 znR 因為 1 41 得 44 64 取 45nn r min 取標準轉速 22 4r min 2 maxi 2 2 主電機選擇 合理的確定電機功率 使機床既能充分發(fā)揮其使用性能 滿足生產(chǎn)需要 又不致使電 機經(jīng)常輕載而降低功率因素 已知異步電動機的轉速有 3000 1500 1000 750 minr inr minr 已知 是 4KW 根據(jù) 車床設計手冊 附錄表 2 選 Y132S 4 額定功率 minr額P 5 5 滿載轉速 1440 kwinr87 0 3 傳動設計 3 1 主傳動方案擬定 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)濟等多方面統(tǒng)一考慮 傳動方案有多種 傳動型式更是眾多 比如 傳動型式上有集中傳動 分離傳動 擴 大變速范圍可用增加傳動組數(shù) 也可用背輪結構 分支傳動等型式 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 此次設計中 我們采用集中傳 動型式的主軸變速箱 3 2 傳動結構式 結構網(wǎng)的選擇 結構式 結構網(wǎng)對于分析和選擇簡單的串聯(lián)式的傳動不失為有用的方法 但對于分析 復雜的傳動并想由此導出實際的方案 就并非十分有效 3 2 1 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目 級數(shù)為 Z 的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳動組組成 各傳動組分別有 個 Z 傳動副 即 321 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 課程設計 第 3 頁 可以有 3 種方案 baZ 12 3 2 2 12 2 3 2 12 2 2 3 3 2 2 傳動式的擬定 12 級轉速傳動系統(tǒng)的傳動組 選擇傳動組安排方式時 考慮到機床主軸變速箱的 具體結構 裝置和性能 在 軸如果安置換向摩擦離合器時 為減少軸向尺寸 第一傳動組的傳動副數(shù)不能多 以 2 為宜 主軸對加工精度 表面粗糙度的影響很大 因此主軸上齒輪少些為好 最后一個傳動 組的傳動副常選用 2 綜上所述 傳動式為 12 2 3 2 3 2 3 結構式的擬定 對于 12 2 3 2 傳動式 有 6 種結構式和對應的結構網(wǎng) 分別為 612 6132 1423 24 366 由于本次設計的機床 I 軸裝有摩擦離合器 在結構上要求有一齒輪的齒根圓大于離合 器的直徑 初選 6213 3 3 轉速圖的擬定 4 傳動件的估算 4 1 三角帶傳動的計算 三角帶傳動中 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 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 1 選擇三角帶的型號 根據(jù)公式 kwPKa05 61 式中 P 電動機額定功率 工作情況系數(shù) aK 查 機械設計 圖 8 8 因此選擇 A 型帶 2 確定帶輪的計算直徑 D 課程設計 第 4 頁 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 D 即 查 機械設計 表 8 3 8 7 取主動輪基準直徑 125mm minD 由公式 12 式中 n 小帶輪轉速 大帶輪轉速 所以 由 n 45 28 0 1 257042 D 機械設計 A 表 8 7 取園整為 250mm 3 確定三角帶速度 按公式 13 4519 6060DmVs 因為 5m min V 25 m min 所以選擇合適 4 初步初定中心距 帶輪的中心距 通常根據(jù)機床的總體布局初步選定 一般可在下列范圍內選取 根據(jù) 經(jīng)驗公式 120120 7A 即 262 5mm 750mm 取 600mm 0A 5 三角帶的計算基準長度 L ADL 20 5013 14262461795 m 由 機械設計 表 8 2 圓整到標準的計算長度 180Lm 6 驗算三角帶的撓曲次數(shù) 10 640svuL 次 符合要求 7 確定實際中心距 A002618795 2 m 課程設計 第 5 頁 8 驗算小帶輪包角 000211857 6812DA 主動輪上包角合適 9 確定三角帶根數(shù) Z 根據(jù) 機械設計 式 8 22 得 0calpzk 傳動比 0 271 421 vi 查表 8 5c 8 5d 得 0 40KW 3 16KW0p 0 查表 8 8 0 97 查表 8 2 0 95k lk 7 18Z2 193 6049 5 所以取 根 10 計算預緊力 查 機械設計 表 8 4 q 0 18kg m20 2 517 8 50 895932 capFqvvzkN 11 計算壓軸力 FZFp3 1282 168sin507i 0mimin 4 2 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 4 2 1 主軸的計算轉速 主軸的計算轉速是低速第一個三分之一變速范圍的最高一級轉速 課程設計 第 6 頁 min 6341 2213minrjz 4 2 2 各傳動軸的計算轉速 軸 有 12 級轉速 其中 80r min 通過齒輪獲得 63r min 剛好能傳遞全部功率 所以 n V 80r min 同理可得 n 250r min n 630r min n 630r min n 800r min 4 2 3 各軸直徑的估算4jPdKAmN 其中 P 電動機額定功率 K 鍵槽系數(shù) A 系數(shù) 從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積 jn 該傳動軸的計算轉速 計算轉速 是傳動件能傳遞全部功率的最低轉速 各傳動件的計算轉速可以從轉速圖j 上 按主軸的計算轉速和相應的傳動關系確定 軸 K 1 06 A 120 所以 取 28mm417 5096 20 25 38dm 軸 K 1 06 A 120 42 8 6 7 430m 取 30mm 軸 K 1 06 A 110 43 985 9 10 38 56d 取 40mm 軸 K 1 06 A 100 課程設計 第 7 頁 446 9850 98 0 10 227 d mm 取 30mm 此軸徑為平均軸徑 設計時可相應調整 4 3 齒輪齒數(shù)的確定和模數(shù)的計算 4 3 1 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 變速組內每對齒輪的齒數(shù)和 及小齒輪的齒數(shù)可以從表 3 6 機械制造裝備設計 中zS 選取 一般在主傳動中 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 第一組齒輪 傳動比 10u 41 2 u 查 機械制造裝備設計 表 3 6 齒數(shù)和 取 84zS Z 42 42 35 49 23Z4 第二組齒輪 傳動比 10u 2143 u 齒數(shù)和 取 90 zS5Z 45 45 18 72 30 60 67Z89Z10 第三組齒輪 傳動比 21u 41 齒數(shù)和 取 110 zS1Z 73 37 22 88 1213Z14 4 3 2 齒輪模數(shù)的計算 1 齒輪彎曲疲勞的計算 課程設計 第 8 頁 1dN7 5096kw7 2 332 054jmzn 機床主軸變速箱設計指導 P36 為大齒輪的計算轉速 可根據(jù)轉速圖確定 jn 齒面點蝕的計算 337 2700956jNAm 取 A 90 由中心距 A 及齒數(shù)計算出模數(shù) 1292 453jmZ 根據(jù)計算選取兩個中的較大值 選取相近的標準模數(shù) 取 所以取j 0 2 齒輪彎曲疲勞的計算 2N7 596 08 9kw6 1 33122 jmzn 齒面點蝕的計算 336 91707020 5NAmn 取 A 121 由中心距 A 及齒數(shù)計算出模數(shù) 1212 563jmZ 根據(jù)計算選取兩個中的較大值 選取相近的標準模數(shù) 取 j 75 所以取 3 3 齒輪彎曲疲勞的計算 3N 096 80 9 9kw71kw 33 7122 645jmzn 齒面點蝕的計算 課程設計 第 9 頁 336 71700 98NAmn 取 A 162 由中心距 A 及齒數(shù)計算出模數(shù) 122 65jZ 根據(jù)計算選取兩個中的較大值 選取相近的標準模數(shù) 取 所以取 83m 3 4 標準齒輪 20h1c0 25 度 從機械原理 表 10 2 查得以下公式 齒頂圓 mzdaa 1 齒根圓 2fhc 分度圓 z 齒頂高 a 齒根高 mchf 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 ad 1 42 3 126 132 2 42 3 126 132 3 35 3 105 111 4 49 3 147 153 5 45 3 54 60 6 45 3 216 222 7 18 3 135 141 8 72 3 135 141 9 30 3 90 96 10 60 3 180 186 11 73 3 219 225 12 37 3 111 117 13 22 3 66 72 14 88 3 264 270 15 88 3 105 111 16 88 3 69 75 17 88 3 99 105 課程設計 第 10 頁 齒輪 齒根圓fd齒頂高ah齒根高fh 1 118 5 3 3 75 2 118 5 3 3 75 3 97 5 3 3 75 4 139 5 3 3 75 5 46 5 3 3 75 6 198 5 3 3 75 7 127 5 3 3 75 8 127 5 3 3 75 9 82 5 3 3 75 10 172 5 3 3 75 11 211 5 3 3 75 12 103 5 3 3 75 13 58 5 3 3 75 14 256 5 3 3 75 15 97 5 3 3 75 16 61 5 3 3 75 17 91 5 3 3 75 4 3 4 齒寬確定 由公式 得 6 10 mB 為 模 數(shù) 第一套嚙合齒輪 2 5I m 第二套嚙合齒輪 380I 第三套嚙合齒輪 6 1IB 一對嚙合齒輪 為了防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增 大輪齒的載荷 設計上 應主動輪比小齒輪齒寬大 所以 127 5Bm 37m 415B5678910 8 112314 8 9B 4 3 5 齒輪結構設計 課程設計 第 11 頁 當 時 可做成腹板式結構 再考慮到加工問題 現(xiàn)敲定16050amd 把齒輪 14 做成腹板式結構 其余做成實心結構 齒輪 14 計算如下 0 14272anDM 486Ddm 31 6 813dm 030 5 21 103 20 DC 4 4 帶輪結構設計 查 機械設計 P156 頁 當 D 是軸承外徑 查30dm 時 采 用 腹 板 式 機械零件手冊 確定選用深溝球軸承 6211 d 55mm D 100mm 帶輪內孔尺寸是軸承外徑 尺寸 100mm 齒 機械設計 表 8 10 確定參數(shù)得 min8 5 2 9 12 85 38dafbhef 帶輪寬度 18764Bze 分度圓直徑 0dm1 9 85 2142dDCB 6 L 4 5 傳動軸間的中心距 md1025 9721 I 3dIV5 162805 4 6 軸承的選擇 軸 6208 D 80 B 18 深溝球軸承 課程設計 第 12 頁 軸 7207C D 72 B 17 圓錐滾子軸承 軸 7207C D 72 B 17 圓錐滾子軸承 軸 7208C D 80 B 18 圓錐滾子軸承 4 7 片式摩擦離合器的選擇和計算 片式摩擦離合器目前在機床中應用廣泛 因為它可以在運轉中接通或脫開 具有結合 平穩(wěn) 沒有沖擊 結構緊湊的特點 部分零件已經(jīng)標準化 多用于機床主傳動 4 7 1 摩擦片的徑向尺寸 摩擦片的外徑尺寸受到輪廓空間的限制 且受制于軸徑 d 而摩擦片的內外徑又決定 著內外摩擦片的環(huán)形接觸面積的大小 直接影響離合器的結構和性能 一般外摩擦片的外徑可取 mdD 6 2 1 d 為軸的直徑 取 d 55 所以 1D 55 5 60mm 特性系數(shù) 是外片內徑 與內片外徑 D2 之比 1 取 0 7 則內摩擦片外徑 m7 850612 4 7 2 按扭矩選擇摩擦片結合面的數(shù)目 一般應使選用和設計的離合器的額定靜扭矩 和額定動扭矩 滿足工作要求 由jMd 于普通機床是在空載下啟動反向的 故只需按離合器結合后的靜負載扭矩來計算 即 2017 340 65 189nMKZfDbp 取 Z 9 4 7 3 離合器的軸向拉緊力 由 得 KpSQ N6 31594 029 查 機床零件手冊 摩擦片的型號如下 內片 Dp 72 85 查表取 D 85mm d 55mm 課程設計 第 13 頁 b 1 5mm B 9 7mm H 23 5mm 0 5mm 外片 Dp 72 85 查表取 D 87mm d 56mm b 1 5mm B 20mm H 48mm H1 42mm 0 5mm 內外片的最小間隙為 0 2 0 4mm 4 7 4 反轉摩擦片數(shù) 49507 61 3 9882jnjNMKm 20 813 146753 40nKZfDbp 取 Z 4 5 動力設計 5 1 傳動軸的驗算 由于變速箱各軸的應力都比較小 驗算時 通常都是用復合應力公式 進行計算 57 022bbWM MPa 為復合應力 MPa b 為許用應力 MPa W 為軸危險斷面的抗彎斷面模數(shù) 實心軸 323md 空心軸 1 340D 課程設計 第 14 頁 花鍵軸 32 32324 mdDZbdW d 為空心軸直徑 花鍵軸內徑 D 為空心軸外徑 花鍵軸外徑 d0 為空心軸內徑 b 為花鍵軸的鍵寬 Z 為花鍵軸的鍵數(shù) M 為在危險斷面的最大彎矩 2yx N mm T 為在危險斷面的最大扭矩 jN 41095 N 為該軸傳遞的最大功率 Nj為該軸的計算轉速 齒輪的圓周力 DTPt2 齒輪的徑向力 tr5 0 5 1 1 軸的強度計算 軸 26 9 87 2 IP mN njI 408 2176 59 4 5 1 2 作用在齒輪上的力的計算 已知大齒輪的分度圓直徑 d mz 2 5 39 97 5mm 圓角力 NDFt 9 1532 97482 徑向力 tr 4 605 軸向力 ta 132 方向如圖所示 課程設計 第 15 頁 由受力平衡 0Fr12 拉拉F 1759 2Nr 766 45N 所以 1759 2 766 45 2525 65N12 以 a 點為參考點 由彎矩平衡得 105 105 40 300 40 105 01Fr 2F 所以 2245 5N 2 280 1N 在 V 面內的受力情況如下 受力平衡 021 FtE 課程設計 第 16 頁 即 1759 2 1532 9 0 21F 以 a 點為參考點 由彎矩平衡 1F 105 105 40 300 105 40 0t 2 所以 3629N 2 3653N 在 V 面的彎矩圖如下 5 1 3 主軸抗震性的驗算 1 支撐剛度 包括軸承的彈性變形和坐圈接觸變形 向心推力球軸承 0 7 0 002 d 圓錐孔雙列向力短圓柱滾子軸承 mm Rd 304 前軸承處 d 100 R 5400kgf 1 kgfR1250 所以 r 0 0108mm1r 0 0251mm 坐圓外變形 1 4Ddbrkr 對于向心球軸承 D 150 d 100 b 60 取 k 0 01 所以 mr 06 15 6014 3 5 對于短圓柱滾子軸承 D 150 d 100 b 37 取 k 0 01 R 12500kgf 所以 課程設計 第 17 頁 mr 053 17 3104 25 所以軸承的徑向變形 r r 6 6 1r 0 05 0 053 0 103mm1r 支撐徑向剛度 k kgfRr 63 7052 4 fkr 19 1 2 量主要支撐的剛度折算到切削點的變形 2 8 9 LakAPYBz 其中 L 419mm K A 121359 2kg mm 所以 12 1 8 9 LakYBzm045 14925 89 7035 23 2 3 主軸本身引起的切削點的變形 FILPaYs2 其中 P 2940N a 125mm L 419mm E 2 10 7N cm D 91mm I 0 05 D 4 d4 0 05 91 4 464 3163377 25mm 2 所以 FILPaYs32 m372105 45 6499 課程設計 第 18 頁 4 主軸部件剛度 mNYPKsz 36 360425 0 9 5 驗算抗振性 cos 1 2lim bcd 則 cos lim dKb 所以 cs 1 2lim dmD102 6 28 o4 3 03ax 所以主軸抗振性滿足要求 5 2 齒輪校驗 在驗算算速箱中的齒輪應力時 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 2 齒輪 7 齒輪 12 這三個齒輪 1 接觸應力公式 41208vasf jukNQzmBn u 大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比 k 齒向載荷分布系數(shù) 動載荷系數(shù) 工況系數(shù) 壽命vkAksk 系數(shù) 查 機械裝備設計 表 10 4 及圖 10 8 及表 10 2 分布得1 5 20 1 5 2HBFBvAkk 假定齒輪工作壽命是 48000h 故應力循環(huán)次數(shù)為 96051480 1hNnjL 次 查 機械裝備設計 圖 10 18 得 所以 9 FNHNK 課程設計 第 19 頁 23 3721 501 297 506 98208 1 047148f MPa 2 彎曲應力 52910vaswjkNQzmBYn 查 金屬切削手冊 有 Y 0 378 代入公式求得 158 5Mpa wQ 查 機械設計 圖 10 21e 齒輪的材產(chǎn)選 大齒輪 小齒輪的硬度為 40Cr滲 碳 60HRC 故有 從圖 10 21e 讀出 因為 1650fMPa 920wMPa 故滿足要求 另外兩齒輪計算方法如上 均符合要求 ffw 5 3 軸承的校驗 軸選用的是角接觸軸承 7206 其基本額定負荷為 30 5KN 由于該軸的轉速是定值 所以齒輪越小越靠近軸承 對軸承的要求越高 710 minr 根據(jù)設計要求 應該對 軸未端的滾子軸承進行校核 齒輪的直徑 24 560d 軸傳遞的轉矩 PT9 7 9 31 Nm 齒輪受力 N3254260rFd 根據(jù)受力分析和受力圖可以得出軸承的徑向力為 121 lRrv N 350642 v N 因軸承在運轉中有中等沖擊載荷 又由于不受軸向力 按 機械設計 表 10 5 查得 pf 為 1 2 到 1 8 取 則有 3 1 pf78062 11 RXfPp N 課程設計 第 20 頁 6 45732 122 RXfPp N 軸承的壽命 因為 所以按軸承 1 的受力大小計算 P 1 3809 72 8506 016 CnLh h 故該軸承能滿足要求 6 結構設計及說明 6 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) 6 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 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 課程設計 第 21 頁 6 3 I 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 車床上的反轉一般用于加工螺紋時退刀 車螺紋時 換向頻率較高 實現(xiàn)政反轉的變 換方案很多 我們采用正反向離合器 正反向的轉換在不停車的狀態(tài)下進行 常采用片式 摩擦離合器 由于裝在箱內 一般采用濕式 在確定軸向尺寸時 摩擦片不壓緊時 應留有 0 2 0 4 的間隙 間隙應能調整 m 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(xiàn) 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(xiàn) 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 I 軸上裝有摩擦離合器 兩端的齒輪是空套在軸上 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 結 構設計時應考慮這點 齒輪與軸之間的軸承可以用滾動軸承也可以用滑動軸承 滑動軸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 6 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(shù)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(chǎn)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(jù)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 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 課程設計 第 22 頁 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 6 4 1 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(lián)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 滑移齒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 6 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(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 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 為 65 85 刀Dm 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(chǎn)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(chǎn)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 10 以免加工時孔變形 m 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 級精度 G 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 課程設計 第 23 頁 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 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 6 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 6 6 1 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 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 選擇適當?shù)闹慰缇?一般推薦取 aL 3 5 跨距 小時 軸承變形對軸端變形的影響大 所以 軸承剛度小時 應aLL a 選大值 軸剛度差時 則取小值 跨距 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 6 6 2 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(chǎn)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 課程設計 第 24 頁 大多數(shù)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 m 只有在載荷比較大 軸產(chǎn)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(jù)機床的實際要求確定 在配置軸承時 應注意以下幾點 每個支撐點都要能承受經(jīng)向力 兩個方向的軸向力應分別有相應的軸承承受 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 或 級 后軸承選 或 級 選擇軸承的精CDE 度時 既要考慮機床精度要求 也要考慮經(jīng)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(chǎn)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 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 6 6 3 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 6 6 4 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 課程設計 第 25 頁 0 1 0 3 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m 內開一個或幾個并列的溝槽 圓弧形或 形 效果比上一種好些 在軸上增開了溝槽 矩v 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 6 6 5 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 或其他合金鋼 主軸頭部需要淬火 硬度為 50 55 其他Cr40 RC 部分處理后 調整硬度為 220 250 HB 7 總結 在課程設計當中 我也遇到了一些問題 設計過程也是培養(yǎng)我們認真細心的態(tài)度 在此過程中不斷發(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 這對以后的學習和工作都有積極的意義 總之 這次的課程設計讓我學到了很多東西 課程設計 第 26 頁