機床設(shè)計說明書

1、專業(yè)課程設(shè)計機床設(shè)計說明書專業(yè)：機械設(shè)計制造及其自動化班級：10機械卓越姓名：王全學(xué)號：201000163195指導(dǎo)老師：李凱嶺、鄒斌完成日期：2013-01-15331 .前言 4.2 .機床參數(shù)的擬定4.2.1 任務(wù)要求 42.2 確定極限轉(zhuǎn)速43 .傳動設(shè)計 5.3.1 主傳動方案擬定53.2 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目 53.3 傳動式的擬定 53.4 結(jié)構(gòu)式的擬定 53.5 分配傳動比 63.6 確定各傳動組傳動副齒數(shù) 63.7 轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)簡圖 84 .V 帶傳動的計算8.4.1 選擇 V 帶的型號 94.3 確定三角帶速度 94.4 初定中心距 104.5 V 帶的計

2、算長度 104.6 確定實際中心距a104.7 小帶輪包角 104.8 確定 V 帶根數(shù) z 1 04.9 計算帶的張緊力和軸上載荷 114.10 帶輪圖例 115 .傳動軸的估算和驗算1.15.1 確定各軸轉(zhuǎn)速 125.1.1 確定主軸計算轉(zhuǎn)速 125.1.2 各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 125.1.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 125.2 計算各傳動軸傳遞的功率 135.3 各傳動軸直徑的估算 136 . 各傳動組齒輪的計算和校核 1.46.1 齒輪模數(shù)的計算和校核 146.1.1 模數(shù)的確定 146.1.2 模數(shù)的校核 156.2 齒輪參數(shù)總結(jié) 166.3 齒輪強度的校核 177 .軸系零件的受力計算校

3、核1.97.1 軸的設(shè)計計算 197.2 計算齒輪受力 197.3 計算支承力 207.4 計算彎矩 207.5 彎矩圖 217.6 許用應(yīng)力 228 .軸承的選擇與校核 2.2.8.1 傳動軸軸承的選擇 228.2 主軸軸承的選擇 239 .結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明 2.3.9.1 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 239.2 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 239.3 I軸（輸入軸）的設(shè)計 239.4 齒輪塊設(shè)計 239.5 齒輪其他問題 249.6 傳動軸的設(shè)計 2410 .主軸組件設(shè)計 2.6.10.1 各部分尺寸的選擇 2610.2 潤滑與密封 2610.3 其他問題 27個人心得 2.7.參考文獻 2.8.1.刖百機床設(shè)計是本次

4、課程設(shè)計的重點，難度系數(shù)較大，工作量也很大。通過本次設(shè)計，希望能達到以下目的：1、通過設(shè)計實踐，進一步學(xué)習(xí)和掌握機械系統(tǒng)設(shè)計的一般方法。2、培養(yǎng)綜合運用機械制圖、機械設(shè)計基礎(chǔ)、精度設(shè)計、金屬工藝學(xué)、材料 熱處理及結(jié)構(gòu)工藝等相關(guān)知識，進行工程設(shè)計的能力。達到鞏固、加深和擴 大所學(xué)知識的目的。3、培養(yǎng)實用手冊、圖冊、有關(guān)資料及設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)規(guī)則的能力。4、通過設(shè)計，分析比較機床主傳動中某些典型機構(gòu)，進行選擇和獲得設(shè)計 工作的基本技能的訓(xùn)練，提高分析和解決工程技術(shù)問題的能力。2 .機床參數(shù)的擬定2.1 任務(wù)要求本次設(shè)計的是立式鉆床Z535主軸變速箱，主要用于加工孔。鉆床的基本使 用要求。最大鉆孔直徑D m

5、ax (mm )轉(zhuǎn)速范圍n( 4n )電機功率N (kw)公比轉(zhuǎn)速級數(shù)Z35126-14405.51.4182.2 確定極限轉(zhuǎn)速由 nmin=126, 6 =1.41,z=8 確定各級轉(zhuǎn)速，分別為 1401、994、705、500、 354、251、178、126合理的確定電機功率N,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。已知電動機的功率是5.5KW根據(jù)機械工程專業(yè)課程設(shè)計指導(dǎo)表 4-11選Y132S-4,額定功率5.5 kw,滿載轉(zhuǎn)速1440/冶，最大額定轉(zhuǎn)距2.2。3 .傳動設(shè)計3.1 主傳動方案擬定3.2 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目原則

6、上盡可能減少傳動副，在布局上盡可能是靠近電機的變速組中的傳動 副多一些，即前多后少原則。主軸為 8級轉(zhuǎn)速，可選方案有Z = 2x4 ,Z = 4x2 , Z = 2x2x23.3 傳動式的擬定8級轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)、裝置和性能。在I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，傳動式可選為8=2X 2X2。3.4 結(jié)構(gòu)式的擬定對于8=2X 2X2傳動式，有6種結(jié)構(gòu)式和對應(yīng)的結(jié)構(gòu)網(wǎng)。分別為：8=

7、 21 X22 X24 ,8= 22 X21 X24 ,8= 22 X24 X21 ,8=21X24X22,8= 24 X21X22,8= 24 X2 X21。其中8= 2i X22 X24擴大順序與傳動順序互相一致，變速范圍逐漸增大，表 現(xiàn)為轉(zhuǎn)速圖中前面變速組傳動比的連線較緊密，后面較疏松，即前密后疏原 貝限選用8= 21 X22 X24的方式。3.5 分配傳動比確定變速組中的極限傳動比設(shè)計機床主傳動系統(tǒng)要考慮兩種情況：降速傳動應(yīng)避免被動齒輪尺寸過大而增加變速箱的徑向尺寸，一般限制降速傳動比的最小值Umin>1/4；升速傳動應(yīng)避免擴大傳動誤差和減少振動,一般限制直齒輪升速傳動比的最大值

8、UmaxW2；斜齒輪傳動比平穩(wěn)，可取 UmaxW 2.5。225主傳動各變速組的最大變速范圍為：r =J25 = 8 101 4分配傳動比的原則i）各傳動副的傳動比應(yīng)盡可能不超出極限傳動比；ii）各中間傳動軸的最低轉(zhuǎn)速應(yīng)適當(dāng)高些，降速采取前緩后急，升速采取前急 后緩的原則；iii）為了便于設(shè)計和使用機床，傳動比值最好取標(biāo)準(zhǔn)公比的整數(shù)幕次。126總降速比小=±6=0.0914013.6 確定各傳動組傳動副齒數(shù)（1）傳動組a:u1 = 1 , u2 =小=1.41 ,查參考文獻【5】，u1 = 1 時：Sz 82、84、86、88、90u2二產(chǎn) 1.41 時：Sz 82、84、85、可取

9、Sz 82,于是可得軸I齒輪齒數(shù)分別為：41、34?？傻幂SII上的雙聯(lián)齒輪齒數(shù)分別為：41、48。(2) 傳動組 b:2u1 = 1 , u2 =小=2查參考文獻【5】%=1時：Sz82、84、86、88、90u2 = ()2=2時：Sz 84、86、87、88、89、90可取Sz 84,于是可得軸H上雙聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為：42、28。得軸加上齒輪的齒數(shù)分別為：42、56。(3) 傳動組 c:4u1 = 1 , u2 =小=3.98查參考文獻【5】 ,%=1 時：Sz 82、84、86、88、90U2 = = 3.98 時：Sz 84、85、86、89、90可取Sz 84,于是可得軸加上雙聯(lián)齒

10、輪的齒數(shù)分別為：42、17。得軸IV上齒輪的齒數(shù)分別為：42、67。至此，所有齒輪齒數(shù)已確定完畢。3.7轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)簡圖(4) .V帶傳動的計算V帶傳動中，由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，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。4.1 選擇V帶的型號根據(jù)計算功率Pc和小帶輪轉(zhuǎn)速選取，由Pc=KaP式中電動機額定功率P為5.5KW,工作情況系數(shù) Ka 取為 1.1 ,則 Pc = KaP = 1.1x5.5= 6.05KW由計算結(jié)果，查參考文獻【2】表11.4,選擇A型帶，尺寸參數(shù)為b=13,b =11 , h=10,小=40 &#

11、176;。p4.2 確定帶輪的計算直徑D1 ， D2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D1不宜過小，查參考文獻【2】，V帶輪的基準(zhǔn)直徑系列標(biāo)準(zhǔn)，可取小帶輪直徑D1 = 106mm o由公式D22D 1(1-)式中：m為小帶輪轉(zhuǎn)速，n2為大帶輪轉(zhuǎn)速，e為帶的滑一 一 ，一一 _1440 ”動系數(shù)，一般取0.02。所以 D2 <7777106x(1-0.02)106.1 ,查V帶帶輪基1410準(zhǔn)直徑的標(biāo)準(zhǔn)系列，取為106mm實際傳動比i=，=106=1.02D 1(1-) 106 (1-0.02)入=傳動比誤差相對值1.027-1.021.02=0.68%般允許誤

12、差5%所選大帶輪直徑可選106mm4.3 確定三角帶速度按公式vDi160 10003.14 106 144060 10007.99m / sv在525m/s之間，滿足帶速要求4.4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, 選?。?根據(jù)經(jīng)驗公式0.7(D1+D2) &a0 w2(D1 +D2)即 0.7 (106 106) a0 2 (106 106),即 148.4 a0一般可在下列范圍內(nèi)424 ,取 a0 = 300 mm4.5 V帶的長度計算D1+ D2Dm = = 106mm2D1 - D2八=12= 0mm2L 4 2a 3.14 106 2 300 932.

13、84mm a由參考文獻【2】，選取帶輪的基準(zhǔn)長度為L=1000mm4.6確定實際中心距aL - Qm 12L = + -、(L-Qm)-8A441000-3.14x106 1 2=+ 一寸(1000-3.14x106)24=333.64.7小帶輪包角D2-D1a1 180-3 1 60180a4.8確定V帶根數(shù)z由參考文獻【2】表11-8, Po= 1.32KW ,表11-7,ka = 1 ,表 11-12,kL = 0.89 。即2 =Pc6.05=2.74P0+kakL1.32+ 1x0.89所以取Z=3根。4.9 計算帶的張緊力和軸上載荷查參考文獻【2】表11-4, q=0.1kg/mP

14、c/2.5-ka-2F0 = 500()+ qvvz ka6.05 2.5-12=500 ()+ 0.1x 7.992 = 183N7.99x31a180°FQ = 2zF0sin = 2x3x183sin =1098N224.10帶輪圖例5 .傳動軸的估算和驗算傳動軸除應(yīng)滿足強度要求外，還應(yīng)滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反 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。5.1 確定各軸轉(zhuǎn)速5.

15、1.1 確定主軸計算轉(zhuǎn)速Z-i巴主軸的計算轉(zhuǎn)速 n4 = nmin 3 = 126x1.414 = 178r/min5.1.2 各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速主軸從n4起至主軸最高轉(zhuǎn)速間的所有轉(zhuǎn)速都傳遞全功率，那么實現(xiàn)上述主 軸轉(zhuǎn)速的其他傳動件的實際轉(zhuǎn)速也傳遞全功率，這些實際工作轉(zhuǎn)速中的最低轉(zhuǎn) 速就是該傳動件的計算轉(zhuǎn)速。由轉(zhuǎn)速圖可知， n3 = 705r/min,n2 = 1401r/min , n1 = 1401r/min。5.1.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差(n,-n 標(biāo))100% 10(61)% 4.1%n為主軸的實際轉(zhuǎn)速。D1n, = n x(1-0.02) x。XUb XucD21440 (1-0.02

16、 106 34 28 17106 48 56 67126.8r/min*100%"63。1%,合格n2179r /min ,(179-178)178X100% = 0.56% <4.1 % ,合格(254-251)一八n2254r/min , X100% = 1.2%04.1% ,合格251(352 - 354)人n2 352r/min , 1 X100% = 0.56%04.1% ,合格2354n2 499.7r/min , (499.7-500) xi00% = 0.06% <4.1% ,合格500(707-705)人.n2 707r/min , X100% = 0.

17、28%04.1% ,合格(998-994)一八n2 998r/min, X100%= 0.4% <4.1% ,合格2994(1406-1401)n2 1406r/min , ) X100%= 0.36%04.1% ,合格14015.2 計算各傳動軸傳遞的功率滾動軸承的效率為hr= 0.995 ;齒輪傳動的效率為h = 0.97 ; V帶傳動的效率 g為 hb= 0.96。Pc = 5.5KWP15.5 0.96 0.995 5.25kwP2 5.5 0.96 0.97 0.995 5.09kw_ _22P35.50.960.970.9954.92kwP45.50.960.9730.995

18、34.75kwPmm n5.3 各傳動軸直徑的估算查參考文獻【2】表16.2取C=112 d >C3其中：P-軸傳動的功率c-與軸材料系數(shù)n-該傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。查手冊，II、III軸都是花鍵軸，M=1.5鵬=83,1.07、IV軸是單鍵軸, 網(wǎng)=1 , A= 92, K = 1.05 o1 I 軸的直徑：P1 = 5.25kw, n1 = 1401r/min1125.25140117.4mm ,取 d=30mm2 II軸的直徑：P2 5.09kw , n2 = 1401r/min1125.09140117.2mm ,取 d=30mm.3田軸的直徑：P3 5.5 0.96 0.972 0

19、.9952 4.92kw , n3 = 705r/min1124.9270521.4mm,取 d=30mm4主軸的直徑：P4 5.5 0.96 0.973 0.9953 4.75kw , n4 = 178r/min1123 4.75 17833.5mm ,查參考資料電機功率與主軸直徑關(guān)系，取主軸前軸頸D=80mmf軸直徑取 D=64mm主軸懸伸量a=180mm6 .各傳動組齒輪的計算和校核6.1 齒輪模數(shù)的計算和校核6.1.1 模數(shù)的確定p查參考文獻【21 ,按下列公式初定模數(shù)：T1 9.55 10二,nmnAm32YFaYSaV加Zi 2,由表 12.17 取 Am = 1.5°。

20、由圖 12.21 ,FFa= 2.45圖 12.22,FSa= 1.65,由表 12.13 弧=1.0%=0Hlim ZN ,由圖 12.17, 0Hmin= 700MPa,由表 12.14 Shmin = 1.5, 由圖 SHmin12.18,取 Zn = 1。即口Hlim Z NSHmin700 11.5467MPa6 5.25WJ a 組T1 9.55 10 35787 N?mm,1401mi.357871.5 3,22.45 1.65.1.0 34 467b 組，T1 9.55 106 29 34696N ?mm , 1401m21.5334696 1.0 282 4 672.45 1

21、.651.09 ,取 m2 = 2 ；口6 4.92c 組T1 9.55 10 66646N ?mm , 7051.89 ,取 m2 = 3066646m3 1.5 322.45 1.65,1.0 172 4676.1.2 模數(shù)的校核I按彎曲疲勞強度進行齒輪模數(shù)校核m = 2753p,YzY加P是被驗算齒輪傳遞的功率（KVV ,科齒寬系數(shù)取8, Y齒形系數(shù)查表取0.444 一查參考文獻【2，*="FlimYNYX由圖12.23 ,口 = 600MPa ,由表SFmin12.14 知Se = 2,由圖 12.24 取Yn=1,查圖 12.25, YX = 1 ,600 1 1300MP

22、a ,1、變速組a：齒輪選用40Cr,整淬處理，7級精度mw 275 38 34 0.44：3。1410田，所以取模數(shù)為合適。2、變速組b:齒輪選用40Cr,整淬處理，7級精度。mw 275 38 28 0.44:9300 1410管，所以取模數(shù)2合適。3、變速組c： 齒輪選用40Cr,整淬處理，7級精度。mw 275 314.922.001所以取模數(shù)為 3合適。,8 17 0.444 300 7056.2 齒輪參數(shù)總結(jié)由公式B= 4dd得：第一套嚙合齒輪B = 30mm第二套嚙合齒輪B= 40mm第三套嚙合齒輪B = 50mm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(dǎo)致嚙合齒寬

23、減 小而增大輪齒的載荷，設(shè)計上，應(yīng)使小齒輪齒寬大于大齒輪齒寬 5-10mm齒輪各參數(shù)如下：齒輪齒數(shù)模數(shù)分度圓直徑齒頂局齒根高齒根圓直徑齒頂圓直徑to乙3426822.5637234Z24829622.59110030Z34128222.5778630Z44128222.5778630Z54228422.5798840Z64228422.5798840Z72825622.5516044Z56211222.510711640Z942312633.7512113050乙042312633.7512113050Z111735133.75465535乙267320133.75196206306.3 齒輪

24、強度的校核根據(jù)要求，校核變速組中受力最大的齒輪。齒輪直徑越小，受力越大，故 校核齒數(shù)最小齒輪的齒面接觸疲勞強度及與它相嚙合的齒輪的齒根彎曲疲勞強 度。根據(jù)GB10015-88選取齒輪為7級精度，其中小齒輪采用40Cr （調(diào)質(zhì)）硬 度為280HBs大齒輪采用45鋼，硬度為240HBs兩者材料硬度相差40HBs 查參考文獻【2】，按彎曲疲勞強度校核：阡600 1 1 300MPa ,2_ 2KvKFaKFIimaxHst =；YFaYSaYebd1 m其中：1）由圖12.9,動載系數(shù)Kv=1.22）重合度系數(shù)Y£,11、.0.75%= 1.88-3.2（+）cosB, 丫尸0.25+ Z

25、i Z2邑3）齒間載荷分布系數(shù)KFa,由表 12.10 KFa= 1.04）齒向載荷分布系數(shù)Kfq初步計算小齒輪直徑，由表 12.16,取Ad = 90, d1=MZ , b=如d1b o b . o由表 12-11,小小 A+B1+0.6()2( 一 )2 + C?103b ,取 A=1.03, B=0.16, d1dlC=0.12,由圖 12.14 得 Kfb5）齒形系數(shù)YFa = 2.45 ,應(yīng)力修正系數(shù)，F(xiàn)sa = 1.651、變速組a：按彎曲疲勞強度校核:11j 1.88-3.2( )cos0 1.7234 480.7548Y£ = 0.25+ =0.67, u=1.723

26、4d1 2 34 68mm , b= 68mm ,KhsH P1.030.161 0.6 1.12 10-3 68 1.36由圖12.14得小打1.4,所以2 1.2 1 1.4 35787 八(rHst2.4568 68 21.650.6735MPa bHst滿足強度要求。2、變速組b:按彎曲疲勞強度校核: 11 , 一 j 1.88-3.2 )cos0 1.71, 28 560.75-丫產(chǎn)0.25+ =0.68, u= 2 1.71d1 2 28 56mm , b= 56mm , KH§1.030.161 0.6 1.12 10-3 56 1.35由圖12.14得Kfb = 1.

27、4,所以2 1.2 1 1.4 34696 ,0Hst2.45 1.6556 56 20.6851MPa oHst滿足強度要求。3、變速組c：按彎曲疲勞強度校核:11Ea = 1.88-3.2( + /)cos0 = 1.64 ,0.7567Ye = 0.25+=0.71, u= 1.6417d1 3 17 51mm , b= 51mm , KH3 1.030.161 0.6 1.12 10-3 51 1.34由圖12.14得Kfb = 1.4 ,所以°Hst2 1.2 1 1.4 66646 02.45 1.65 0.7151 51 2124MPa oHst,滿足強度要求。7 .軸

28、系零件的受力計算校核7.1 軸的設(shè)計計算選用45鋼調(diào)質(zhì)，由手冊查出4 = 650Mpa 只要對軸2進行校核即可。由圓周力Ft = 2Tl/d1可知，當(dāng)扭矩T1最大時，F(xiàn)t最大，所以只需對一個變速 組內(nèi)一個軸上所受扭矩最大的齒輪進行校核即可。由式工9.55 106 P可知,n在功率一定的條件下，齒輪所受的扭矩越大，軸的轉(zhuǎn)速越小，所以只要校核齒 輪分度圓直徑最大的齒輪即可。7.2 計算齒輪受力齒輪直徑 Z1 82mm , Z2 84mm小齒輪1受力：轉(zhuǎn)矩 T1 = 35787 N ?mm , T2 34696 N ? mm圓周力Ft1 = 2T1/d1 =2 X3578782=872N徑向力Ft2

29、 2T2/d2 2 34696 826N84Fr1Ft1 tan an872 tan 200t1n 317Ncos 0 cos0Fr2Ft2 tan %cos 0826 tan 200cos0300N軸向力Fa1 = 0軸受力圖，如圖所示L1 68, L2 152, L3 178.7.3 計算支承力豎直方向Em a = 0,匕1 + 匕2( l + lj - Fri(Li + L2+ i_3)= 0Em B = 0, Ft2L3 + Fti( L3+ L2)- Fr3(Li+ L2+ L3)= 0計算得：Fri= 603N,Fr3 = 1091N,側(cè)方向EMa = 0, F.iLi+F,2(L

30、i+ L2)-Fr2(Li + L2+L3)= 0EMb = 0, E2L3+ Fri( L3 + L2) - Fr4(Li+ L2+ L3)= 0計算得Fr2= 220N,Fr4 = 315N,7.4 計算彎矩豎直方向X L1, F(x)= FR3= 109N,方向與 FR3相反，M (x) = 109xX L2, F(x)= Fti -Fr3 = 763N,方向與 Fr3相反,M (x) = 109x - Ft1(x - L1) = 59296- 763xX L3, F(x)= Fr1= 603N,方向與 FR3相同，M (x)= 239994-603x側(cè)方向X L1, F(x)= FR4

31、 = 315N,方向與 FR4 相反，M (x) = 315xXL2, F(x)= Fi-Fr4 = 2N,方向與 Fr4相反,M (x) = 315x -Fr1(x - L1) = 21556-2xX L3, F(x)= FR2 = 220N,方向與 FR4相同，M (x) = 87560-220x7.5 彎矩圖豎直彎矩圖側(cè)彎矩圖合成彎矩圖7.6 許用應(yīng)力、斤巾.上/土入士 “ /日o0b= 102.5Mpa ,許用應(yīng)力值查表16.3得1 'b-ib= 60Mpa_(r-ib_ 60應(yīng)力校正系數(shù)=-=00b102.5當(dāng)量轉(zhuǎn)矩oT = 0.59 X38787JM 2+( oT)2W=

32、41.78 司爪所以軸滿足強度扭矩要求8 .軸承的選擇與校核8.1 傳動軸軸承的選擇因為傳動軸只受到徑向力的作用，而軸向力單純?yōu)橹亓Γ手恍柽x擇角接 觸溝球軸承。8.2 主軸軸承的選擇因為本鉆床為普通精度級的輕型鉆床，主軸采用軸向后端定位的三支承主軸組件。 前支承采用兩個推力滾子軸承，后支承采用雙列圓柱滾子軸承，中間 支撐采用圓錐滾子軸承。9 .結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明9.1 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計當(dāng)160m麗d時，可做成腹板式結(jié)構(gòu)，其余做成實心結(jié)構(gòu)。9.2 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計查機械設(shè)計課程設(shè)計，選用 A型帶輪。機械設(shè)計表8-10確定參數(shù) 得：b=11, h=10.0, e=15, f =10 ,6=38°帶

33、輪寬度： B=63mm分度圓直徑： 106mm中心距： a=334mm9.3 I軸（輸入軸）的設(shè)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(jié)構(gòu)上應(yīng)注意加強軸的剛度或使軸部受帶的拉力。本次設(shè)計不考慮離合器的問題。 齒輪需要 有軸向定位，軸承需要潤滑。9.4 齒輪塊設(shè)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(zhuǎn)均勻性。在齒輪塊設(shè)計時，應(yīng)充分考慮這些問題。齒輪塊的結(jié)構(gòu)形式很多，取決于下列有關(guān)因素：a 是固定齒輪還是滑移齒輪

34、；b 移動滑移齒輪的方法；c 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。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(yīng)選高一級。不同精度等級的齒輪，要采用不同的加工方法，對結(jié)構(gòu)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。本次機床主軸變速箱中齒輪采用整體淬火。9.5 齒輪其他問題選

35、擇齒輪塊的結(jié)構(gòu)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。要保證正確嚙合，齒輪在軸上的位置應(yīng)該可靠?；讫X輪在軸向位置由操縱機構(gòu)中的定位槽、定位孔或其他方式保證，一般在裝配時最后調(diào)整確定。9.6 傳動軸的設(shè)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(yīng)保證這些傳動件或機構(gòu)能正常工作。首先傳動軸應(yīng)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。

36、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?；ㄦI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6585mm機床傳動軸常采用的滾動軸承有球軸承和圓錐滾子軸承。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(nèi)外圈可以分開，裝配方便，間隙容易調(diào)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

37、力，但也要考慮其他結(jié)構(gòu)條件。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 510mm以免加工時孔變形?；ㄦI軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個應(yīng)小于花鍵的內(nèi)徑。一般傳動軸上軸承選用G級精度。傳動軸必須在箱體內(nèi)保持準(zhǔn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(yīng)注意：a 軸的長度。長軸要考慮熱伸長的問題，宜由一端定位。b 軸承的間隙是否需要調(diào)整。c 整個軸的軸向位置是否需要調(diào)整。d 在有軸向載荷的情況下不宜采用彈簧卡圈。e 加工和裝配的工藝性等。10.主軸組件設(shè)計主軸組件結(jié)構(gòu)復(fù)雜，技術(shù)要求高。安裝刀具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(zhì)量，設(shè)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。10.1 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(guān)，而且涉及多方面的因素。a 軸頸直徑前支撐的直徑是主軸上一主要的尺寸，設(shè)計時，一般先估算或擬定一個尺寸，結(jié)構(gòu)確定后再進行核