車床的主傳動系統(tǒng)設計

1、精選優(yōu)質文檔-傾情為你奉上 機 械 制 造 裝 備 設 計課程設計說明書設計題目: 車床的主傳動系統(tǒng)設計院 系：機械工程學院專 業(yè)：機械設計制造及其自動化專業(yè)班 級：12級機制十五班學 號：姓 名：霍道義指導老師：劉 軍日 期：2015年12月18日車床的主傳動系統(tǒng)設計任務書姓名 霍道義 學號 專業(yè) 機制本 班級 15班 最大加工直徑為250mm的普通車床的主軸箱部件設計原始數(shù)據(jù)：主要技術參數(shù)題目主電動機功率P/kw4最大轉速2500最小轉速112公比1.41工件材料：鋼鐵材料。刀具材料：硬質合金。設計內容：1）運動設計：根據(jù)給定的轉速范圍及公比確定變速級數(shù)，繪制結構網(wǎng)、轉速圖、傳動系統(tǒng)圖，計

2、算齒輪齒數(shù)。2）動力計算：選擇電動機型號及轉速，確定各傳動件的計算轉速，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）編寫設計說明書1份。目 錄1 緒論機械制造裝備課程設計是在學習完機械設計、機械制造技術基礎、機械工程材料、材料力學、機械原理、機械制圖、互換性與測量技術、Auto CAD、計算機基礎與應用等大學大部分課程后進行的實踐性教學環(huán)節(jié)，是對我們大學幾年所學知識的一次深入地綜合性地考核，也是一次理論聯(lián)系實際的訓練。其目的在于通過機床運動機械變速傳動系統(tǒng)的結構設計

3、，使學生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，培養(yǎng)學生具有初步的結構分析，結構設計和計算能力。機床主傳動系統(tǒng)因機床的類型、性能、規(guī)格和尺寸等因素的不同，應滿足的要求也不一樣。設計機床主傳動系統(tǒng)時最基本的原則就是以最經(jīng)濟、合理的方式滿足既定的要求。在設計時應結合具體機床進行具體分析，一般應滿足的基本要求有：滿足機床使用性能要求。首先應滿足機床的運動特性，如機床主軸應有足夠的轉速范圍和轉速級數(shù)；滿足機床傳遞動力的要求。 本次課程設計的為普通車床的傳動系統(tǒng)，根據(jù)不同

4、的加工條件,對傳動系統(tǒng)的要求也不盡相同，依據(jù)某些典型工藝和加工對象，兼顧其他的可能工藝加工的要求，擬定機床技術參數(shù)，擬定參數(shù)時要考慮機床發(fā)展趨勢，和同國內外同類機床的對比，從而獲得最優(yōu)的參數(shù)，使機床主傳動系統(tǒng)的設計最為合理。 毫無疑問，這次課程設計在我們大學生活中占有重要地位。就我個人而言，希望通過這次課程設計，可以對未來將要從事的工作有很大的幫助，加強與他人溝通、與他人的合作能力，從中鍛煉自己分析問題，解決問題的能力，為將來的工作發(fā)展打下一個良好的基礎。2 普通車床主動傳動系統(tǒng)參數(shù)的擬定2.1電動機的選擇 根據(jù)任務書提供的條件電動機的主功率為4KW，選取電動機的超載系數(shù)K=1.1，選擇電動機

5、的型號為Y112M-4,電動機具體參數(shù)如下表所示：表2-1 電動機參數(shù)表電動機型號額定功率滿載轉速級數(shù)同步轉速Y112M-441440r/min4級1500r/min2.2確定轉速級數(shù) 已知條件: 主軸，電動機P=4KW，最大加工直徑250mm，公比 由公式，則轉速范圍綜上可知Z=10，故機床主軸為10級變速。因為根據(jù)機械制造裝備設計查表2-4標準公比和表2-5標準數(shù)列,首先找到最小極限轉速112，再每跳過5個數(shù)取一個轉速，即可得到公比為1.41的等比數(shù)列:112r/min、160r/min、224r/min、315r/min、450r/min、630r/min、900r/min、1250r/

6、min、1800r/min、2500r/min。3 傳動設計3.1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)濟性等多方面統(tǒng)一考慮。3.2 確定結構式 因為我的級數(shù)是10級，為了實現(xiàn)10級，本次設計中，我按12級的主軸箱來計算，讓其中兩組數(shù)據(jù)一樣，最終達到10級。 110=322-2210=223-2310=232-2 主變速傳動系從電動機到主軸，通常為降速

7、傳動，接近電動機的傳動轉速較高，傳動的轉矩較小，尺寸小一些，反之，靠近主軸的傳動件轉速較低，傳遞的轉矩較大，尺寸就較大。因此在擬定主變速傳動系時，應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：10=322-2。根據(jù)前密后疏原則確定結構式為。3.3設計結構網(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，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

8、動比，斜齒輪比較平穩(wěn)，可取，故變速組最大的變速范圍為。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，設計設計結構網(wǎng)如下所示圖3-1系統(tǒng)結構網(wǎng) 主軸的變速范圍應等于變速傳動系中各個變速組變速范圍的乘積，即：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。最后擴大組的變速范圍是 符合要求。3.4繪制轉速圖1.選擇Y112M-

9、4型Y系列籠式三相異步電動機分配總降速變速比：總降速變速比。又電動機轉速=1440r/min不符合轉速數(shù)列標準，因而增加一定比變速副。2.確定變速軸軸數(shù)變速軸軸數(shù) = 變速組數(shù) + 定比變速副數(shù) + 1 = 3 + 0 + 1 = 4。3.確定各級轉速由前面計算已知：2500，1800，1250，900，630，450，315，224，160，112r/min。4.繪制轉速圖在五根軸中，除去電動機軸，其余四軸按變速順序依次設為、（主軸）。與、與、與軸之間的變速組分別設為a、b、c?，F(xiàn)由（主軸）開始，確定、軸的轉速：（1）先來確定軸的轉速變速組c 的變速范圍為，結合結構式，軸的轉速只有一種可能：

10、224，315，450，630，900，1250r/min。（2）確定軸的轉速變速組b的級比指數(shù)為2，希望中間軸轉速較小，因而為了避免升速，又不致變速比太小，可取，軸的轉速確定為：450，630，900r/min。（3）確定軸的轉速對于軸，其級比指數(shù)為1,可取， 確定軸轉速為：900r/min。由此也可確定加在電動機與主軸之間的定變速比i=1440/900=1.6。下面畫出轉速圖。 圖3-2 轉速圖 3.5各傳動組傳動副齒輪齒數(shù) 1.確定齒輪齒數(shù)的原則和要求 (1)齒輪的齒數(shù)和不應過大；齒輪的齒數(shù)和過大會加大兩軸之間的中心距，使機床結構龐大，一般推薦。 (2)最小齒輪的齒數(shù)要盡可能少；但同時要

11、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)； (3)受結構限制的最小齒輪最小齒數(shù)應大于1820； (4)齒輪齒數(shù)應符合轉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（轉速圖上要求的傳動比）之間有誤差，但不能過大，確定齒輪數(shù)所造成的轉速誤差，一般不應超過%2.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)可以從機械制造裝備設計表2-8中選取。一般在主傳動中，最小齒數(shù)應大于1820。采用三聯(lián)滑移齒輪時

12、，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，以保證滑移時齒輪外圓不相碰。 根據(jù)機械制造裝備設計課程設計指導書附錄查得傳動組a:由，；時： 57、60、63、66、69、72、75、78時： 58、60、63、65、67、68、70、72、73、77時： 58,60,62,64,66,68,70,72,74,76取,于是可得軸齒輪齒數(shù)分別為：30、24、36。于是，；齒輪數(shù)據(jù)如下表所示：表3-1各變速組齒輪齒數(shù)齒輪I軸齒數(shù)30243672軸齒數(shù)424836傳動組b：由， 時：70、72、74、76、78、80時：67、70、72、73、75、77取，于是可得

13、軸上雙聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為：42、24。于是，；齒輪數(shù)據(jù)如下表所示：表3-2各變速組齒輪齒數(shù)齒輪 軸齒數(shù)422472軸齒數(shù)3048傳動組c:由， 時：67、68、70、73、86、120時：67、68、70、73、86、120取，于是可得軸上的齒數(shù)分別為：80、40。于是、；齒輪數(shù)據(jù)如下表所示：表3-3各變速組齒輪齒數(shù)齒輪軸齒數(shù)8040120軸齒數(shù)40803.6繪制傳動系統(tǒng)圖 根據(jù)前邊計算數(shù)據(jù)繪制傳動系統(tǒng)圖： 圖3-3 變速傳動系統(tǒng)圖4.傳動零件設計4.1 V帶傳動設計 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)。帶輪結構簡單，但尺寸大，

14、機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。 電動機轉速n=1440r/min，傳遞功率P=4KW。(1)確定計算功率：由機械設計表8-7工作情況系數(shù)查得。由機械設計公式（8-21）得(2)選取V帶型 根據(jù)、由機械設計圖8-11普通V帶輪選型圖選用A型。(3)確定帶輪的基準直徑帶輪的直徑越小，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，即(查機械設計表8-6取最小基準直徑為75mm)。查機械設計表8-8、圖8-11選取主動小帶輪基準直徑。由機械設計公式(8-14)、(8-15a)得式： 式中：-帶的滑動系數(shù)，一般取0.02；-小帶輪轉速，1440r/min；-大帶輪轉速，900r/min；

15、-小帶輪直徑，125mm；-大帶輪直徑，mm。故(4)驗算帶速度V，按機械設計式（8-13）驗算帶的速度 ，故帶速合適。(5)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?。?根據(jù)機械設計經(jīng)驗公式（8-20）即：； 取。(6) V帶的計算基準長度由機械設計公式（8-22）計算帶輪的基準長度： 代入數(shù)據(jù)：由機械設計表8-2，圓整到標準的基準長度，取整為。(7)確定實際中心距 按機械設計公式（8-23）計算實際中心距 。(8)驗算小帶輪包角 根據(jù)機械設計公式（8-25） 故主動輪上包角合適。(9)確定帶的根數(shù)根據(jù)機械設計式（8-26）得 由i=1.6、和，查機械設計

16、表8-4a與8-4b，得，；查機械設計表8-5，取包角修正系數(shù)查機械設計表8-2，取長度系數(shù) 可得 取整即帶數(shù)z=2根；(10)計算預緊力由機械設計式（8-27）其中： q-V帶單位長度的質量，kg/m；查機械設計表8-3，取q=0.17kg/m。(11)計算作用在軸上的壓軸力根據(jù)機械設計式（8-28），壓軸力的最小值為4.2齒輪傳動設計1)確定模數(shù)： 按齒輪彎曲疲勞計算： 按接觸疲勞計算 其中：P為所傳遞的功率 為齒輪的計算轉速； 為小齒輪齒數(shù)； 齒寬系數(shù) 取6-10; 為工作狀態(tài)系數(shù)； 動載荷系數(shù)；齒向載荷系數(shù)； 、變動工作用量下，材料在彎曲和接觸應力狀態(tài)下的壽命系數(shù)，有極限值； 許用彎曲

17、應力； 許用接觸應力； y為齒形系數(shù)。 齒輪材料選取45鋼齒面高頻淬火熱處理，查得，,由以上可知： （1）-軸： 模數(shù)取和中較大值。故齒輪模數(shù)圓整為m=3； (2) -軸： 模數(shù)取和中較大值,故齒輪模數(shù)圓整為m=4 (3) -軸： 模數(shù)取和中較大值，故齒輪模數(shù)為m=2.5；為了使傳動平穩(wěn)，所以使用斜齒輪，初選螺旋角表4-1各變速組齒輪模數(shù)變速組-軸-軸-軸模數(shù)m342.52).確定齒寬： 由公式得：第一傳動組嚙合齒輪 第二傳動組嚙合齒輪 第三傳動組嚙合齒輪 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，設計上，應使小齒輪齒寬比相齒合的另一齒輪寬一些。3

18、).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d=mz；齒頂高；齒根高； 齒輪的具體值見下表：表4-2各齒輪尺寸表（單位：）齒輪齒數(shù)z模數(shù)m分度圓直徑d齒頂圓直徑齒根圓直徑齒頂高齒根高303909682.533.75243727864.533.75363108114100.533.75423126132118.533.75483144150136.533.75363108114100.533.75424168176158452449610486453041201281104548419220018245802.5200205193.752

19、.53.125402.510010593.752.53.125402.510010593.752.53.125802.5200205193.752.53.1254).確定軸間中心距：4.3軸的設計計算1).確定主軸的計算轉速：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上，按主軸的計算轉速和相應的傳動關系確定。根據(jù)機械制造裝備設計表2-9，主軸的計算轉速為由轉速圖可知：主軸的計算轉速是低速第一個三分之一變速范圍的最高以轉速，即：同理可得各傳動軸的計算轉速：表4-3各軸計算轉速軸計算轉速r/min9006304502242).核算主軸轉速誤差： 即主軸轉速合適。3).

20、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：4).計算各軸的輸入轉矩：由機械原理可知轉矩計算公式為：5).傳動軸的直徑估算： 軸的設計計算: (1)選擇軸的材料選用45號鋼，調質處理。 (2)按扭矩初算軸徑 根據(jù)機機械設計式（15-2），并查得A=91，則 =24mm 考慮有鍵槽，軸加大10%，所以取d=25mm 軸的設計計算: (1)選擇軸的材料選用45號鋼，調質處理。 (2)按扭矩初算軸徑 根據(jù)機機械設計式（15-2），并查得A=91，則=27mm 取最小d=30mm 軸的設計計算: (1)選擇軸的材料選用45號鋼，調質處理

21、 (2)按扭矩初算軸徑 根據(jù)機機械設計式（15-2），并查得A=91，則 =29mm 有鍵槽，軸加大5%，所以取最小d=30mm根據(jù)以上計算各軸的直徑取值如下表示：表4-4各軸直徑尺寸軸I軸II軸III軸最小軸徑值253030 主軸的設計計算 (1)主軸前后軸頸直徑的選擇主軸前軸頸直徑選取，一般按照機床類型、主軸傳遞的功率或最大加工直徑選取。最大回轉直徑250mm車床，P=4KW，前軸頸應,初選,后軸頸取。 (2)主軸內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，一般應保證，d/D4455mm，齒輪寬95mm，選用A型平鍵，鍵的尺寸；軸上齒輪處的鍵，根據(jù)軸的直徑選取鍵的尺寸為4

22、.6 圓盤摩擦離合器的選擇和計算1).摩擦面的徑向尺寸 摩擦面的內徑可?。?d為軸段的直徑，所以，取摩擦面的外徑： ，取2).摩擦片數(shù)目由公式 式中：K為工作系數(shù)-摩擦面對數(shù)修正系數(shù)。-滑動速度系數(shù)-離合器合頻系數(shù)P-摩擦工作面的平均壓強。-摩擦面的內外半徑。T-離合器的計算轉矩。-摩擦系數(shù)。選用摩擦副材料匹配為淬火鋼-淬火鋼，查的, ,P=1,K=1.3,=0.84.由上式求的Z=4.3，取Z=5故摩擦片總數(shù)為Z+1=6片，內摩擦片為8片。 ； ；m由結構確定；D為軸承外徑；為螺釘直徑；4.7軸承端蓋設計 圖4-1 軸承端蓋示意圖參照機械設計課程設計減速器端蓋設計方案來設計主軸箱端蓋，材料采

23、用HT250，依據(jù)軸承外徑確定各端蓋的結構尺寸，詳見裝配圖紙尺寸。5 動力計算5.1齒輪的強度校核 在驗算變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)最小的齒輪進行接觸應力和彎曲應力的校核計算。 根據(jù)公式（10-6）1).校核第一傳動組齒輪 校核齒數(shù)為24的即可，確定各項參數(shù)：(1)， (2)確定動載系數(shù)： 齒輪精度為7級，由機械設計表10-2查使用系數(shù)，圖10-8查動載系數(shù)(3)(4)確定齒向載荷分配系數(shù)：取齒寬系數(shù)查機械設計表10-4得由，查機械設計圖10-13得(5)確定齒間載荷分配系數(shù)：由，查機械設計表10-3得(6)確定動載系數(shù)：(7)查機械設計表10-5，取齒形系數(shù)，應力校

24、正系數(shù)(8)計算彎曲疲勞許用應力查機械設計圖10-20c得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，圖10-18得，S=1.4則：，,故合適。 2).校核第二傳動組齒輪校核齒數(shù)為24的即可，確定各項參數(shù)：(1)，(2)確定動載系數(shù)： 齒輪精度為7級，由機械設計表10-2查使用系數(shù)，圖10-8查動載系數(shù)(3)(4)確定齒向載荷分配系數(shù)：取齒寬系數(shù)查機械設計表10-4得由，查機械設計圖10-13得(5)確定齒間載荷分配系數(shù)： 由，查機械設計表10-3得(6)確定動載系數(shù)：2.46(7)查機械設計表10-5，取齒形系數(shù)，應力校正系數(shù)(8)計算彎曲疲勞許用應力查機械設計圖10-20c得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，圖10

25、-18得，S=1.4，則：，,故合適。3).校核第三傳動組齒輪校核齒數(shù)為40的即可，確定各項參數(shù)：(1)，(2)確定動載系數(shù)： 齒輪精度為7級，由機械設計表10-2查使用系數(shù)，圖10-8查動載系數(shù)(3)(4)確定齒向載荷分配系數(shù)：取齒寬系數(shù)查機械設計表10-4得由，查機械設計圖10-13得(5)確定齒間載荷分配系數(shù)： 由，查機械設計表10-3得(6)確定動載系數(shù)：2.5(7)查機械設計表10-5，取齒形系數(shù)，應力校正系數(shù)(8)計算彎曲疲勞許用應力查機械設計圖10-20c得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，圖10-18得，S=1.4，則：，,故合適。5.2各傳動軸軸承的校核假定：按兩班制工作，工作期限1

26、0年，每年按300天計，T=48000h，依據(jù)機械設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 6305 GB276-89:；基本額定動載荷；由于該軸的轉速為定值900r/min；最小齒輪直徑d=60mm軸傳遞轉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 查機械設計知，查機械設計表13-5知X=1，Y=0;；=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。5.3主軸的校核主軸剛度校驗：機床在切削加工過程中，主軸的負荷較重，而允許的變形量很小，因此決定主軸結構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

27、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，還要進行臨界轉速的驗算，以免發(fā)生共振。以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，以扭轉變形為主的機床（如鉆床），需要進行扭轉剛度驗算。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。現(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；驗算內容有兩項：其一，驗算主軸前支撐處的變形轉角，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

28、，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，可按兩支撐結構近似計算。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?。?；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，主軸前支撐處的轉角有可能超過允許值，故應驗算此處的轉角。因主軸后支撐的變形一般較小，故可不必計算。主軸在某一平面內的受力情況如圖：圖

29、5-1 主軸受力圖 在近似計算中可不計軸承變形的影響，則該平面內主軸前支撐處的轉角用下式計算：=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H=200mm)。則：S=120+0.4200=200mm當量切削力的計算： 主軸慣性矩 式中：F主軸傳遞全部功率時，作用于主軸端部的當量切削力（N）；Q-主軸傳遞全部功率時，作用于主軸上的傳動力（N）；M軸向切削力引起的力偶矩（N），若軸向切削力較?。ㄈ畿嚧?、磨床）M可以忽略不計；-主軸的前支撐反向力矩；支撐反力系數(shù)；a 主軸懸伸量（cm）；L、a、c主軸有關尺寸（cm）；E主軸材料的彈性模量（），鋼E

30、=；D主軸當量外徑（cm）L主軸支撐段的慣性矩（），；d主軸孔徑。所以：=5.67rad因為；所以可知主軸前支撐轉角滿足要求。5.4鍵的校核主軸上鍵的強度校核：主軸與齒輪的聯(lián)接采用普通平鍵聯(lián)接，軸徑d=70mm；齒輪寬度L=95mm；傳遞扭；選用A型平鍵，由于主軸空心所以選擇鍵尺寸:221480，l=80mm。需傳遞的轉矩為：查機械設計表6-2得。由機械設計式（6-1）可得由上式計算可知擠壓強度滿足。同理可校核其他鍵，經(jīng)校核各鍵選取均合適。6 箱體的結構設計6.1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

31、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根據(jù)床身或導軌的要求而定。箱體要進行時效處理。6.2箱體結構 箱體結構設計要點（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）箱體的結構尺寸、工藝要求，確定箱體的結構尺寸，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） 附件設計與選擇。同時，可以進行軸系的結構設計，選擇軸承。表6-1 箱體的尺寸名稱符號尺寸關系箱座壁厚

32、35主軸左側凸緣厚74箱座凸緣厚b30主軸右側凸緣厚37外箱壁至軸承端面距離齒輪頂圓與內箱壁距離30齒輪端面與內箱壁距離157 潤滑設計及潤滑油選擇7.1潤滑設計1).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。2).主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要且困難。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0.10.3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（矩形或鋸齒形），效果又比前兩種好。 在有大

33、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?).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。 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HRC5055。其他部分處理后，調整硬度為HBS220250。4).本機床采用結構簡單的飛濺潤滑。 (1)飛濺潤滑 要求賤油

34、件的圓周速度為0.68米/秒，賤油件浸油深為1020毫米（不大于23倍輪齒高）。速度過低或浸油深度過淺，都達不到潤滑目的，速度過高或浸油深度過深，攪油功率損失過大產(chǎn)生熱變形大，且油液容易氣化，影響機床的正常工作。油的深度要足夠，以免油池底部雜質被攪上來。 (2)進油量的大小和方向 回油要保證暢通，進油方向要注意軸承的泵油效應，即油必須從小端進大端出。 箱體上的回油孔的直徑應盡可能的大些，一般應大于進油孔的直徑。箱體上放置油標，一邊及時檢查潤滑系統(tǒng)工作情況。 (3)放油孔 應在箱體適當位置上設置放油孔，放油孔應低于油池底面，以便放凈油，為了便于接油最好在放油孔處接長管。 (4)防止或減少機床漏油箱體上外漏的最低位置的孔應高出油面。軸與法蘭蓋的間隙要適