機械裝備課程設(shè)計--最大加工直徑為250mm的普通車床的主軸箱部件設(shè)計.docx

此文檔收集于網(wǎng)絡(luò)，如有侵權(quán)，請聯(lián)系網(wǎng)站刪除機械制造裝備設(shè)計課程設(shè)計此文檔僅供學習與交流車床的主傳動系統(tǒng)設(shè)計任務(wù)書專業(yè) 機械設(shè)計制造及其自動化 6. 最大加工直徑為250mm的普通車床的主軸箱部件設(shè)計原始數(shù)據(jù)：主要技術(shù)參數(shù)題目主電動機功率P/kw3最大轉(zhuǎn)速1800最小轉(zhuǎn)速355公比1.26工件材料：鋼鐵材料。刀具材料：硬質(zhì)合金。設(shè)計內(nèi)容：1） 運動設(shè)計：根據(jù)給定的轉(zhuǎn)速范圍及公比確定變速級數(shù)，繪制結(jié)構(gòu)網(wǎng)、轉(zhuǎn)速圖、傳動系統(tǒng)圖，計算齒輪齒數(shù)。2） 動力計算：選擇電動機型號及轉(zhuǎn)速，確定各傳動件的計算轉(zhuǎn)速，對主要零件（如帶、齒輪、主軸、傳動軸、軸承等）進行計算（初算和驗算）。3） 繪制下列圖紙： 機床主傳動系統(tǒng)圖（畫在說明書上）。 主軸箱部件展開圖及主要剖面圖。 主軸零件圖。4） 編寫設(shè)計說明書1份。 設(shè)計指導教師 年 月 日 目目錄一設(shè)計目的.1二普通車床主動傳動系統(tǒng)參數(shù)的擬定.11.已知條件；.12.車床參數(shù)和電動機的選擇；.13.確定轉(zhuǎn)速級數(shù)；.14.車床的規(guī)格；.2三運動設(shè)計.21. 擬定傳動方案；.22. 確定結(jié)構(gòu)式；.23. 設(shè)計結(jié)構(gòu)網(wǎng)；.34. 確定各軸轉(zhuǎn)速；.35.確定轉(zhuǎn)速圖；.46. 確定各變速組傳動副齒輪齒數(shù)；.47. 繪制傳動系統(tǒng)圖；.6四動力設(shè)計.61. 帶傳動設(shè)計；.62. 齒輪傳動設(shè)計；.93. 軸的設(shè)計與校核；.144. 主軸的設(shè)計計算及校核；.195. 片式摩擦離合器的選擇和計算；.226.軸承的選用及校核；.237.鍵的選用及校核；.25五軸承端蓋設(shè)計.26六箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計.261. 箱體材料.262. 箱體結(jié)構(gòu).26七潤滑與密封.271. 潤滑設(shè)計.272. 潤滑油的選擇.28八總結(jié). 29 參考文獻緒論主傳動系統(tǒng)的設(shè)計是機床設(shè)計中非常重要的組成部分，本次設(shè)計主要從機床的級數(shù)入手，與結(jié)構(gòu)式，結(jié)構(gòu)網(wǎng)擬定，再到齒輪和軸的設(shè)計，再選擇主傳動配合件對軸和齒輪及配合件進行校核，將主傳動方案“結(jié)構(gòu)化”，設(shè)計主軸變速箱裝配圖及零件圖，側(cè)重進行傳動軸組件、主軸組件、變速機構(gòu)、箱體、潤滑、與密封、傳動軸及滑移齒輪零件的設(shè)計，完成設(shè)計任務(wù)。本次突出了機構(gòu)設(shè)計的要求，在保證機床的基本要求下，根據(jù)機床設(shè)計的原則擬定結(jié)構(gòu)式和結(jié)構(gòu)網(wǎng)，對機床的機構(gòu)進行精簡，力求降低生產(chǎn)成本；主軸和齒輪設(shè)計在滿足強度要求的同時材料的選擇也應(yīng)采用折中的原則，不選擇過高強度的材料從而造成浪費。一設(shè)計目的通過機床主運動機械變速傳動系統(tǒng)得結(jié)構(gòu)設(shè)計，在擬定傳動和變速的結(jié)構(gòu)方案過程中，得到設(shè)計構(gòu)思、方案分析、結(jié)構(gòu)工藝性、機械制圖、零件計算、編寫技術(shù)文件和查閱技術(shù)資料等方面的綜合訓練，樹立正確的設(shè)計思想，掌握基本的設(shè)計方法，并具有初步的結(jié)構(gòu)分析、結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算能力。二普通車床主動傳動系統(tǒng)參數(shù)的擬定1.已知條件：最大加工直徑為D=250mm； 主軸最大轉(zhuǎn)速=1800r/min;最小轉(zhuǎn)速=355/min； 電動機的功率P=3kW.2.車床參數(shù)和電動機的選擇：此經(jīng)濟型數(shù)控車床根據(jù)任務(wù)書上提供的條件，電動機的功率為3kW,選擇電動機的型號為Y100L2-4，電動機具體數(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(zhuǎn)速級數(shù)同步轉(zhuǎn)速Y100L2-43kW1420r/min4級1500r/min3.確定轉(zhuǎn)速級數(shù)：根據(jù)任務(wù)書提供的條件，可知傳動公比=1.26.根據(jù)機械制造裝備設(shè)計由公式： 則有： Z=+1 轉(zhuǎn)速范圍=5由上述綜合可得 由此可知機床主軸共有8級.因為=1.26=,，根據(jù)機械制造裝備設(shè)計查表標準數(shù)列。首先找到最小極限轉(zhuǎn)速355，再每跳過3個數(shù)（1.26）取一個轉(zhuǎn)速，即可得到公比為1.26的數(shù)列:355、450、560、710、900、1120、1400、1800 r/min。4.車床的規(guī)格：根據(jù)以上的計算和設(shè)計任務(wù)書可得到本次設(shè)計車床的基本參數(shù)：車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)表最大加工直徑最高轉(zhuǎn)速()最低轉(zhuǎn)速()電機功率P（kW）公比轉(zhuǎn)速級數(shù)Z250180035531.268三運動設(shè)計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(gòu)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(jié)構(gòu)的復雜程度密切相關(guān)，和工作性能也有關(guān)系。因此，確定傳動方案和型式，要從結(jié)構(gòu)、工藝、性能及經(jīng)濟性等多方面統(tǒng)一考慮。2. 確定結(jié)構(gòu)式：由Z=8可得： 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(zhuǎn)速較高， 傳動的轉(zhuǎn)矩較小，尺寸小一些，反之，靠近主軸的傳動件轉(zhuǎn)速較低，傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，尺寸就較大。因此在擬定主變速傳動系時，應(yīng)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：8=222；由8=222傳動式可得6種結(jié)構(gòu)式和對應(yīng)的結(jié)構(gòu)網(wǎng)。分別為： 依據(jù)傳動順序與擴大順序相一致的原則選擇方案為 ：；3. 設(shè)計結(jié)構(gòu)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，斜齒輪比較平穩(wěn)，可取，故變速組的最大變速范圍為/810。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(shè)計設(shè)計結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下所示：系統(tǒng)結(jié)構(gòu)網(wǎng)圖檢查傳動組的變速范圍時，只檢查最后一個擴大組： 其中， ；最后一個擴大組轉(zhuǎn)速符合要求，則其他變速組的變速范圍肯定也符合要求。4. 確定各軸轉(zhuǎn)速：(1).分配總降速變速比總降速變速比=355/1420=0.25。由電動機轉(zhuǎn)速不符合轉(zhuǎn)速數(shù)列標準，因而增加一定比變速副。(2).確定傳動軸數(shù)變速軸軸數(shù) = 變速組數(shù) + 定比變速副數(shù) + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。(3).確定各軸轉(zhuǎn)速在五根軸中，除去電動機軸，其余四軸按變速順序依次設(shè)為、（主軸）。與、與、與軸之間的變速組分別設(shè)為a、b、c?，F(xiàn)由（主軸）開始，確定、軸的轉(zhuǎn)速。已知各級轉(zhuǎn)速如下： 1800、1400、1120、900、710、560、450、355r/min。1)先來確定軸的轉(zhuǎn)速變速組c 的變速范圍為，故兩個傳動副的傳動比是：、 結(jié)合結(jié)構(gòu)式，軸的轉(zhuǎn)速可能：450、560、710、900.2)確定軸的轉(zhuǎn)速變速組b的級比指數(shù)為2，希望中間軸轉(zhuǎn)速較小，因而為了避免升速，又不致變速比太小，可取, 軸的轉(zhuǎn)速確定為：710、900.3)定軸的轉(zhuǎn)速 對于軸，其級比指數(shù)為1,可取: =、=確定軸轉(zhuǎn)速為900；電動機與軸的定變傳動比5.確定轉(zhuǎn)速圖：6. 確定各變速組傳動副齒輪齒數(shù)：確定齒輪齒數(shù)的原則和要求：(1)齒輪的齒數(shù)和不應(yīng)過大；齒輪的齒數(shù)和過大會加大兩軸之間的中心距，使機床結(jié)構(gòu)龐大，一般推薦100200.(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(jié)構(gòu)限制的最小齒輪最小齒數(shù)應(yīng)大于18,20；齒輪齒數(shù)應(yīng)符合轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)速誤差，一般不應(yīng)超過10（-1）%即： 式中 主軸實際轉(zhuǎn)速； 主軸的標準轉(zhuǎn)速； 公比。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)。對于定比的齒輪齒數(shù)可依據(jù)機械設(shè)計手冊推薦的方法確定。對于變速組內(nèi)齒輪的齒數(shù)，如傳動比制造裝備設(shè)計表2-8中選取。一般在主傳動中，最小齒數(shù)應(yīng)大于1820。采用三聯(lián)滑移齒輪時，應(yīng)檢查滑移齒輪之間的齒數(shù)關(guān)系：三聯(lián)滑移齒輪的最大齒輪之間的齒數(shù)差應(yīng)大于或等于4，以保證滑移是齒輪外圓不相碰。根據(jù)表2-8(機械制造裝備設(shè)計主編關(guān)慧貞)查得 動組a:由 ,=1 =1.26.時： 59、61、63、65、66、68、70、72、74、75時： 58、60、62、64、66、68、70、72、74、76可取72,于是可得軸齒輪齒數(shù)分別為：32、36。于是，；齒輪I軸齒數(shù)323672軸齒數(shù)4036 動組b：由，=1 =1.58；時：65、67、70、72、73、75、77、78、80、82時：68、70、72、74、76、78、80、82、84、86可取 72，于是可得軸上雙聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為：28、36。于是，是，得軸上兩齒輪的齒數(shù)分別為：44、36。齒輪軸齒數(shù)283672軸齒數(shù)4436 動組c:由,ci1=2.52 ci2 =1.26 ；時：78、80、81、84、85、87、88、91、92時： 75、77、79、81、82、83、84、86、88取 81，為降速傳動，取軸齒輪齒數(shù)為23；為升速傳動，取軸齒輪齒數(shù)為36。于是得,；齒輪數(shù)據(jù)如下表所示： 齒輪軸齒數(shù)234581軸齒數(shù)58367. 繪制傳動系統(tǒng)圖四動力設(shè)計1. 帶傳動設(shè)計： V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(jié)構(gòu)簡單，但尺寸大，機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。電動機轉(zhuǎn)速n=1420r/min,傳遞功率P=3kW,傳動比i=1.26、兩班制，一天運轉(zhuǎn)16小時，工作年數(shù)10年。(1)確定計算功率：由機械設(shè)計表8-8工作情況系數(shù)查得=1.2。由機械設(shè)計公式（8-21）得： =3.6KW P-電動機額定功率， -工作情況系數(shù) 因此根據(jù)、由機械設(shè)計 圖8-11普通V帶輪選型圖選用A型。(2)確定帶輪的基準直徑，帶輪的直徑越小帶的彎曲應(yīng)力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑不宜過小，即=75mm。查機械設(shè)計表8-9、圖8-11和表8-7取主動小帶輪基準直徑=125mm。由機械設(shè)計公式(8-15a)得式： 式中：-小帶輪轉(zhuǎn)速，-大帶輪轉(zhuǎn)速，-帶的滑動系數(shù)，一般取0.015。故200mm。由機械設(shè)計表8-8取圓整為。(3)驗算帶速度V，按機械設(shè)計式（8-13）驗算帶的速度V=9.3m/s所以5m/sV30m/s，故帶速合適。(4)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(nèi)選?。?根據(jù)機械設(shè)計中心距公式（8-20）即：，取.(5) V帶的計算基準長度由機械設(shè)計公式（8-22）計算帶輪的基準長度： 代入數(shù)據(jù)為： 由機械設(shè)計表8-2，圓整到標準的基準長度，取整為=1430mm(6)確定實際中心距a按機械設(shè)計公式（8-23）計算實際中心距 (7)驗算小帶輪包角根據(jù)機械設(shè)計公式（8-25） 故主動輪上包角合適。(8)確定三角帶根數(shù)根據(jù)機械設(shè)計式（8-26）得 查表機械設(shè)計表8-4 由和得。 查表機械設(shè)計表8-5由和n=1420r/min得 = 0.11kW。查表機械設(shè)計表8-5，；查表機械設(shè)計表8-2，長度系數(shù) 取整即帶數(shù)Z=2 根。(9)計算預緊力查機械設(shè)計表8-3，q=0.105kg/m由機械設(shè)計式（8-27） 其中：-帶的變速功率,3.6kw；v-帶速,9.3m/s； q-每米帶的質(zhì)量，0.105kg/m；取q=0.1kg/m；z-帶數(shù)取；z=2。 =158.74N （10）計算作用在軸上的壓軸力根據(jù)機械設(shè)計式（8-31） （11）帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計： V帶輪的結(jié)構(gòu)形式與基準直徑有關(guān)，因為且，所以采用孔板式結(jié)構(gòu)，查3機械設(shè)計機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計表9-1可得出大帶輪結(jié)構(gòu)尺寸如下： 2. 齒輪傳動設(shè)計：(1).確定模數(shù)： 1）-軸：按齒輪彎曲疲勞計算: 由式（10-7）試算模數(shù)，即 試選 由式（10-5）計算彎曲疲勞度用重合度系數(shù) 計算 由圖10-17查得齒形系數(shù) 由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù) 由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為 由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4有式（10-14）得 因為大齒輪的大于小齒輪，所以取 試算模數(shù) 圓整為； 模數(shù)取和中較大值，故第一變數(shù)組齒輪模數(shù)因取m=2； 2) -軸：按齒輪彎曲疲勞計算： 由式（10-7）試算模數(shù)，即 試選 由式（10-5）計算彎曲疲勞度用重合度系數(shù) 計算 由圖10-17查得齒形系數(shù) 由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù) 由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為 由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4有式（10-14）得 因為大齒輪的大于小齒輪，所以取 試算模數(shù) 由中心距A及齒數(shù)計算模數(shù)： 圓整為； 模數(shù)取和中較大值。故第一變數(shù)組齒輪模數(shù)因取m=2.0； 3)-軸： 按齒輪彎曲疲勞計算： 由式（10-7）試算模數(shù)，即 試選 由式（10-5）計算彎曲疲勞度用重合度系數(shù) 計算 由圖10-17查得齒形系數(shù) 由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù) 由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為 由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4有式（10-14）得 因為大齒輪的大于小齒輪，所以取 試算模數(shù) 由以上計算可知：由中心距A及齒數(shù)計算模數(shù)： 圓整為；模數(shù)取和中較大值。故齒輪模數(shù)因取m=2；變速組-軸-軸-軸模數(shù)m224 2).確定齒寬： 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(shè)計上，應(yīng)使小齒輪齒寬比相齒合的另一齒輪寬一些。 3).確定齒輪參數(shù)：標準齒輪參數(shù)：從機械原理表5-1查得以下公式齒頂圓直徑 ； 齒根圓直徑；分度圓直徑 ；齒頂高 ；齒根高 ； 齒輪的具體值見下表：模數(shù)齒數(shù)齒寬分度圓直徑d齒頂圓直徑齒根圓直徑齒頂高齒根高2322064685922.54015808475362072766736157276672282056605122.54415889283362072766736157276674232092100824558152322402224515180 1881703620144152134 4).確定軸間中心距： d3. 軸的設(shè)計與校核：（1）確定主軸的計算轉(zhuǎn)速：由轉(zhuǎn)速圖可知：主軸的計算轉(zhuǎn)速是低速第一個三分之一變速范圍的最高以轉(zhuǎn)速，即同理可得各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速：軸計算轉(zhuǎn)速n(r/min)900710560450（2）確定各齒輪的計算轉(zhuǎn)速：傳動組c中，23/58只需計算z =23的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為900r/min；45/36只需計算z =36的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為710r/min；傳動組b計算z =32的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為900r/min；傳動組a計算z =28的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為710r/min。（3）核算主軸轉(zhuǎn)速誤差:即主軸轉(zhuǎn)速合適。（4）各軸的功率：取各傳動件效率如下：帶傳動效率：軸承傳動效率：齒輪傳動效率：則有各傳動軸傳遞功率計算如下：（5）計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：由機械原理可知轉(zhuǎn)矩計算公式為： 以上計算數(shù)據(jù)總結(jié)如下：傳動軸電機軸傳動功率kw32.882.772.662.55傳遞轉(zhuǎn)矩20.1830.5637.2645.2954.13（6）傳動軸的直徑估算：當軸上有鍵槽時，d值應(yīng)相應(yīng)增大45%;當軸為花鍵軸時，可將估算的d值減小7%為花鍵軸的小徑;空心軸時，d需乘以計算系數(shù)b，b值見機械設(shè)計手冊表7-12。軸有鍵槽，軸和軸因為要安裝滑移齒輪所以都采用花鍵軸,有鍵槽并且軸為空心軸.根據(jù)以上原則各軸的直徑取值： a.軸的設(shè)計計算:1）選擇軸的材料由文獻1中的表11-1和表11-3選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度，。2）按扭矩初算軸徑 根據(jù)文獻1中式（11-2），并查表11-2，取C=115，則 考慮有鍵槽和軸承，軸加大5%：,所以取d=20mmb. 軸的設(shè)計計算:1）選擇軸的材料由文獻1中的表11-1和表11-3選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度，。 2）按扭矩初算軸徑 根據(jù)文獻1中式（11-2），并查表11-2，取C=115，則 考慮有鍵槽，軸加大5%：,所以取最小d=25mmc. 軸的設(shè)計計算:1）選擇軸的材料由文獻1中的表11-1和表11-3選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度，。2）按扭矩初算軸徑 根據(jù)文獻1中式（11-2），并查表11-2，取C=115，則 有鍵槽和軸承，軸加大5%：,取d=30mm.根據(jù)以上計算各軸的直徑取值如下表示：軸軸軸軸最小軸徑值202530（7）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及校核計算： 1）確定軸各段直徑和長度：段：安裝圓錐滾子軸承， 段：安裝兩個個雙聯(lián)齒輪塊，同時利用軸肩定位軸承，由軸肩計算公式所以??；段：安裝圓錐滾子軸承， 2）軸的強度校核：軸的校核主要校核危險截面已知軸齒輪6、齒輪8數(shù)據(jù)如下：求圓周力：；徑向力；軸承支反力：齒輪6對軸的支反力：齒輪8對軸的支反力：垂直面的彎矩：由以上計算可知危險截面在軸的右端齒輪6處，跨距282mm；直徑為48mm段；軸承的支反力：水平面彎矩：合成彎矩：已知轉(zhuǎn)矩為：轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的剪力按脈動循環(huán)變化，取截面C處的當量彎矩：校核危險截面C的強度則有該軸強度滿足要求。同理可知，按照此方法校核其他傳動軸，經(jīng)檢驗，傳動軸設(shè)計均符合要求。轉(zhuǎn)矩圖4. 主軸設(shè)計計算及校核:主軸上的結(jié)構(gòu)尺寸雖然很多，但起決定作用的尺寸是：外徑D、孔徑d、懸伸量a和支撐跨距L。(1).主軸前后軸頸直徑的選擇：主軸的外徑尺寸，關(guān)鍵是主軸前軸頸直徑。一般按照機床類型、主軸傳遞的功率或最大加工直徑，參考表3-7選取。最大回轉(zhuǎn)直徑400mm車床，P=4KW查機械制造裝備設(shè)計表3-7，前軸頸應(yīng),初選,后軸頸取。(2).主軸內(nèi)孔直徑的確定：很多機床的主軸是空心的，為了不過多的削主軸剛度，一般應(yīng)保證d/D 0.7。?。唤?jīng)計算選取內(nèi)孔直徑d=40mm。(3).主軸前端伸長量a:減小主軸前端伸長量對提高提高主軸組件的旋轉(zhuǎn)精度、剛度、和抗震性有顯著效果，因此在主軸設(shè)計時，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;取a=100mm。(4).支撐跨距L: 最佳跨距；取值合理跨距；取值。(5).主軸剛度校驗：機床在切削加工過程中，主軸的負荷較重，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。對于普通機床的主軸，一般只進行剛度驗算。通常能滿足剛度要求的主軸，也能滿足強度要求。只有重載荷的機床的主軸才進行強度驗算。對于高速主軸，還要進行臨界轉(zhuǎn)速的驗算，以免發(fā)生共振。 一彎曲變形為主的機床主軸(如車床、銑床)，需要進行彎曲剛度驗算，以扭轉(zhuǎn)變形為主的機床（如鉆床），需要進行扭轉(zhuǎn)剛度驗算。當前主軸組件剛度驗算方法較多，沒能統(tǒng)一，還屬近似計算，剛度的允許值也未做規(guī)定?？紤]動態(tài)因素的計算方法，如根據(jù)部產(chǎn)生切削顫動條件來確定主軸組件剛度，計算較為復雜?，F(xiàn)在仍多用靜態(tài)計算法，計算簡單，也較適用。主軸彎曲剛度的驗算；驗算內(nèi)容有兩項：其一，驗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。對于粗加工機床需要驗算、y值；對于精加工或半精加工機床值需驗算y值；對于可進行粗加工由能進行半精的機床（如臥式車床），需要驗算值，同時還需要按不同加工條件驗算y值。支撐主軸組件的剛度驗算，可按兩支撐結(jié)構(gòu)近似計算。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（因軸承間隙較大，主要起阻尼作用，對剛度影響較小）；若前中支撐位緊支撐、后支撐為松支撐時，可將前中支距當做兩支撐的之距計算，中后支撐段主軸不計。機床粗加工時，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，故可不必計算。主軸在某一平面內(nèi)的受力情況如圖：在近似計算中可不計軸承變形的影響，則該平面內(nèi)主軸前支撐處的轉(zhuǎn)角用下式計算；切削力的作用點到主軸前支承支承的距離S=a+W，對于普通車床，W=0.4H，（H是車床中心高，設(shè)H=200mm)。 則： 當量切削力的計算： 主軸慣性矩式中：因為；所以可知主軸前支撐轉(zhuǎn)角滿足要求。5. 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(yīng)用廣泛，因為它可以在運轉(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，部分零件已經(jīng)標準化，多用于機床主傳動。(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(nèi)外徑又決定著內(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(jié)構(gòu)和性能。一般外摩擦片的外徑可?。篸為軸的直徑，取d=25，所以25+5=30mm特性系數(shù)是外片內(nèi)徑與內(nèi)片外徑D2之比取=0.69，則內(nèi)摩擦片外徑(2) 按扭矩選擇摩擦片結(jié)合面的數(shù)目一般應(yīng)使選用和設(shè)計的離合器的額定靜扭矩和額定動扭矩滿足工作要求，由于普通機床是在空載下啟動反向的，故只需按離合器結(jié)合后的靜負載扭矩來計算。根據(jù)機械制造裝備設(shè)計課程設(shè)計有公式。即：式中 速度修正系數(shù)，由表10.7。 每小時結(jié)合數(shù)修正系數(shù)，干式取 1 ；濕式按表10.8選取。 摩擦面對數(shù)修正系數(shù)。 取Z=7故摩擦片總數(shù)為Z+1=8片，內(nèi)摩擦片為9片。用同樣的方法可以算出反轉(zhuǎn)摩擦片數(shù)：外摩擦片4片，內(nèi)摩擦片5片。(3)離合器的軸向拉緊力由得：查機床零件手冊，摩擦片的型號如下：內(nèi)片：Dp=72.85，查表?。篋=44mm，d=26mm b=3mm,B=9.7mm H=23.5mm,=0.5mm外片：Dp=72.85，查表?。篋=86mm，d=30mm b=2mm,B=20mm H=48mm,H1=42mm=0.5mm內(nèi)外片的最小間隙為：0.20.46.軸承的選用及校核： (1)各傳動軸軸承選取的型號： 1)主軸 前支承： NN3018K 型 圓錐孔雙列圓柱滾子軸承:9014037；后支撐：352212 雙列圓錐滾子軸承:6011066；2)軸 帶輪處：308 深溝球軸承軸409023；軸與箱體處：305 GB276-89:256217；齒輪：7305C 角接觸軸承GB292-83:255215；3) 軸 前、后支承：7306E 圓錐滾子軸承GBT297-84 :307219； 4) 軸 前、后支承：7308E 圓錐滾子軸承GBT297-84 :409023；(2)各傳動軸軸承的校核：假定：按兩班制工作，工作期限10年，每年按300天計，T=48000h。依據(jù)機械設(shè)計軸承校核公式如下：軸軸承校核：已知選用軸承為：深溝球軸承 305 GB276-89:256217；基本額定動載荷；由于該軸的轉(zhuǎn)速為定值710r/min；依據(jù)設(shè)計要求應(yīng)對軸末端軸承進行校核。最小齒輪直徑；軸傳遞轉(zhuǎn)矩齒輪受到的切向力齒輪受到的軸向力齒輪受到的徑向力因此軸承當量動載荷因此該軸承符合要求，選取合適。同理可校核其他傳動軸軸承，經(jīng)校核各軸軸承選取均合適。7.鍵的選用及校核：(1)軸上的鍵的選用和強度校核：軸與齒輪的聯(lián)接采用普通平鍵聯(lián)接，軸徑d=48mm；齒輪快厚度L=78.5mm；傳遞扭矩；選用A型平鍵，初選鍵型號為，。查機械設(shè)計表7-9得。由機械設(shè)計式（7-14）和式（7-15）得由上式計算可知擠壓強度滿足。由上式計算可知抗剪切強度滿足。(2)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=80mm；齒輪快厚度L=95mm；傳遞扭矩；選用A型平鍵，由于主軸空心所以選擇鍵，。查機械設(shè)計表7-9得。由機械設(shè)計式（7-14）和式（7-15）得由上式計算可知擠壓強度滿足。由上式計算可知抗剪切強度滿足。五軸承端蓋設(shè)計參照機械設(shè)計及機械制造基礎(chǔ)課程設(shè)計減速器端蓋設(shè)計方案來設(shè)計主軸箱端蓋，材料采用HT150，依據(jù)軸承外徑確定各端蓋的結(jié)構(gòu)尺寸，如圖所示：(依據(jù)該參數(shù)設(shè)計各軸承端蓋，詳見裝配圖紙圖案)六箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)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HT15-33,強度要求較高的箱體用HT20-40，只有熱變形要求小的情況下才采用合金鑄鐵，采用HT20-40。與床身做成一體的箱體材料應(yīng)根據(jù)床身或?qū)к壍囊蠖?。箱體要進行時效處理。2 、箱體結(jié)構(gòu)1、箱體結(jié)構(gòu)設(shè)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(jié)構(gòu)尺寸、工藝要求，確定箱體的結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)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(shè)計與選擇。同時，可以進行軸系的結(jié)構(gòu)設(shè)計，選擇軸承。 箱體的尺寸名稱符號尺寸關(guān)系箱座壁厚15主軸左側(cè)凸緣厚73箱座凸緣厚32主軸右側(cè)凸緣厚37外箱壁至軸承端面距離齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離18齒輪端面與內(nèi)箱壁距離102、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(jié)構(gòu)應(yīng)有良好的鑄造工藝性。3、加工工藝性對結(jié)構(gòu)的要求 由于生產(chǎn)批量和加工方法不同，對零件結(jié)構(gòu)有不同要求，因此設(shè)計時要充分注意加工工藝對結(jié)構(gòu)的要求。4、裝配工藝對結(jié)構(gòu)的要求 為了更快更省力地裝配機器，必須充分注意裝配工藝對接否設(shè)計的要求。七潤滑與密封1、潤滑設(shè)計 (1)