X6132機械系統(tǒng)設計課程設計

1、緒論設計的過程是通過分析、創(chuàng)造和綜合而達到滿足特定功能目標的一種活動。在此過程中需不斷的對設計方案進行評論，根據(jù)評價的結果進行修改，在設計的過程中不斷地發(fā)現(xiàn)問題和解決問題。金屬切削機床是機械制造業(yè)的基礎設備，隨著社會不斷發(fā)展和科學不斷進步對機床設計要求越來越高，計算機輔助設計和計算機輔助工程應用。使得機床的設計理論和方法由人工繪圖向計算機繪圖，由定性設計向定量設計。由表態(tài)和線性分析向動態(tài)和非線性分析，由可行性設計向最佳設計過度。金屬切削機床的基本功能是提供切削加工所必需運動和動力。機床基本工作原理是通過刀具與工件之間相對運動，由刀具切除工件加工表面多余的金屬材料，形成工件加工表面的幾何形狀、尺

2、寸，并達到其精度要求。X6132萬能升降臺銑床是一個十分典型的普通車床，廣泛的應用在生產(chǎn)中。主軸箱的設計不僅要滿足機床總體布局變速箱的形狀和尺寸的限制、達到18級轉速，還要便于裝配、調(diào)整、潤滑和維修。根據(jù)指導教師的推薦、重點選用金屬切削機床以及輔助類書刊包括材料力學、機械制造裝備設計、機械制圖、機械設計等圖書。其中，金屬切削機床設計無疑是系統(tǒng)化介紹和設計車床的資料。它從機床設計的步驟，機床的標準化，機床的總體布局到主要參數(shù)的確定。在主要的傳動設計中，參考齒輪齒數(shù)和齒輪直徑的確定，是主軸箱的尺寸，軸的軸徑，以及傳動精度等一系列布局。在結構式，結構網(wǎng)確定之后，要對傳動件的結構、材料、構造等進行計算

3、和設計及齒輪模數(shù)確定等。傳動件包括齒輪、傳動軸、離合器、制動裝置等。其中齒輪的構造中三聯(lián)滑移齒輪，對齒輪的拼裝，齒輪太窄或太寬時的處理，齒輪在軸上的定位問題都有比較全面的論述。傳動軸在反復彎曲載荷和扭曲載荷下不發(fā)生疲勞破壞。在剛度方面，軸的彎曲和扭曲載荷下不致產(chǎn)生過大的變形。高速旋轉的軸還應計算器臨界轉速，以免發(fā)生共振，傳動軸首先要估算直徑，然后再進行剛度驗算。提高剛度時可以采用加大軸的直徑縮短軸的長度，使軸上的主動和被動傳動件盡可能的靠近，使傳動件靠近軸。文獻資料室一個設計者必備的工具，選擇全面的實用的工具是設計者必備的素質(zhì)。其實，整個設計的過程就是將大學四年學習的知識融會貫通的過程，很多當

4、時不會用的感覺泛泛的東西通過設計將變得更具體，可行，學會應用資料，為我所用，能將那些規(guī)格化的鼓勵的零件經(jīng)過計算，設計成一臺可以實現(xiàn)運轉的機械，就是我們設計的根本意圖所在了。我們設計還是比較初級模型，在實踐中，只有不斷的改進，才能達到高的生產(chǎn)效率，然而，基礎的知識和原理是設計的源頭，就我個人而言，我希望能通過這次專業(yè)課程設計對自己未來從事的工作進行一次適應性訓練，從中鍛煉自己分析問題、解決問題的能力，為今后的工作、學習打下良好的基礎。由于能力所限、設計中難免有許多不妥之處，懇請老師多多指教。目錄緒論.1一、概述41.1銑床加工原理41.2機床課程設計的目的41.3車床的規(guī)格系列和用處51.4 應

5、用6二、傳動設計62.1公比選擇62.2求出轉速系列62.3主電機選擇62.4主傳動方案擬定72.5傳動結構式、結構網(wǎng)的選擇7 2.5.1 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目72.5.2 確定傳動順序82.5.3確定擴大順序82.5.4 確定變速組中的極限傳動比及變速范圍82.5.5 確定最小傳動比8三、傳動件的估算103.1帶輪設計103.2齒輪齒數(shù)的確定和計算轉速的計算133.2.1齒輪齒數(shù)的確定133.2.2齒輪計算轉速的計算153.3軸及傳動軸的計算轉速173.4齒數(shù)模數(shù)的確定183.5齒寬的確定193.6傳動軸直徑的計算193.7主軸軸頸的確定213.8主軸箱體的確定22四、驗算主要

6、零件.224.1齒輪模數(shù)驗算224.2 傳動軸剛度驗算234.2.1選定主軸前端懸伸量C234.2.2主軸支承跨距L的確定244.2.3求軸承剛度244.2.4求最佳跨距244.3傳動軸剛度驗算（III軸）254.4軸承壽命的驗算27五、結構設計及說明285.1結構設計的內(nèi)容、技術要求和方案285.2展開圖及其布置295.3軸（輸入軸）的設計295.4齒輪塊設計325.5傳動軸的設計335.6主軸組件設計345.6.1各部分尺寸的選擇345.6.2主軸軸承355.6.3主軸與齒輪的連接355.6.4潤滑與密封35六、總結與致謝36七、參考文獻36一、概述1.1銑床加工基本原理及操縱性能一些基本

7、要求:1、銑床加工基本原理: 普通機床的規(guī)恪和類型有系列型譜作為設計時應該遵照的基礎。因此，對這些基本知識和資料作些簡要介紹。銑床系指主要用銑刀在工件上加工各種表面的機床。通常銑刀旋轉運動為主運動，工件(和)銑刀的移動為進給運動。銑削時，銑刀切入工件時切削速度方向與工件的進給方向相反，這種銑削方式稱為逆銑。逆銑時，刀齒的切削厚度從零逐漸增大。刀齒在開始切入時，由于切削刃鈍圓半徑的影響，刀齒在工件表面上打滑，產(chǎn)生擠壓和摩擦，使這段表而產(chǎn)生嚴重的冷硬層。滑行到一定程度時，刀齒方能切下一層金屬層。下一個刀齒切入時，又在冷破層上擠壓、滑行，使刀齒容易磨損,同時使工件表面粗糙度值增大。此外，逆銑加工時，

8、當接觸角大于一定數(shù)值時，垂直銑削分力向上易引起振動。 銑削時，銑刀切出工件時的切削遞度方向與工件的進給方向相同，這種銑削方式稱順銑，順銑時，刀齒的切削厚度從最大逐漸遞減至零：, 避免了逆銑時的刀齒擠壓、滑行現(xiàn)象，已加工表面的加工硬化程度大為減輕，表面質(zhì)量也較高，刀具耐用度也比逆銑時高。同時，垂直方向的切削分力始終壓向工作臺，避免了工件的振動。順銑時，銑削力的縱向分力方向始終與驅動工作臺移動的縱向力方向相同。如果絲杠與螺母傳動副中存在間隙，當縱向銑削分力大于工作臺與導軌之間的摩擦力時，會使工作臺帶動絲杠出現(xiàn)竄動，造成工作臺振動，使工作臺進給不均勻，嚴重時會出現(xiàn)打刀現(xiàn)象。因此，如采用順銑，必須要求

9、銑床工作臺進給絲杠螺母副有消除間隙的裝置，或采取其他有效措施。因此，在沒有絲杠螺母間隙消除裝置的銑床上，宜采用逆銑加工。銑床也可以加工平面、溝槽、加工各種曲面、齒輪等。本次設計的是普通銖床主軸變速箱。2、操縱性能一些基本要求： 1)具有皮帶輪卸荷裝置；2)主軸的變速由變速手柄和滑移齒輪完成。1.2機床課程設計的目的：機械系統(tǒng)設計課程設計是在學生學完機械系統(tǒng)設計及先行課程之后進行的實踐性教學環(huán)節(jié)，是我國機械設計及其自動化品牌專業(yè)高級應用型工程技術人才培養(yǎng)的重要環(huán)節(jié)。其目的在于通過典型機械系統(tǒng)如通用機床的主軸變速傳動系統(tǒng)的計算與設計，使學生在擬定傳動結構方案、結構設計，和數(shù)字控制等先進制造技術，以

10、及設計計算說明書等技術文件編寫等方面的基本技能和實際運用能力得到比較系統(tǒng)的訓練。1.3車床的規(guī)格系列和用處： 規(guī)格系列：銑床圖片如下所示：表1 X6132萬能升降臺銑床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)最低轉速Nmin( )最低轉速Nmax( )主電機轉速( )主電機功率N（kw）公比轉速級數(shù)Z 30150014507.51.2618 1.4 應用用處：該機床用于銑削平面、斜面、溝槽、齒輪等。工作臺可繞垂直軸在水平面范圍整，如采用分度頭附件，還可加工螺旋表面。二、傳動設計2.1 公比選擇 已知最低轉速nmin=30r/min, 最高轉速nmax=l600r/min, 變速級數(shù)Z=18, 轉速調(diào)整范

11、圍：2.2求出轉速系列根據(jù)最低轉速nmin=30r/min, 最高轉速nmax=l600r/min,公比1.26, 按機床系統(tǒng)設計(侯珍秀編)選出標準轉速數(shù)列：1500 1180 950 750 600 475 375 300 235 190 150 118 95 75 60 47.5 37.5 30 單位：r/min.2.3 主電機選擇 合理的確定電機功率, 使機床既能充分揮其使用性能，滿足生產(chǎn)焉要，又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。一般金屬切削機床的驅動，如無特殊性能要求，多采用Y系列封閉自扇冷工鼠籠型三相異步電動機。Y系列電動機高效、節(jié)能、起動轉矩大、噪聲低、振動小、運行安全可靠。如電

12、動機的功率是7.5KW,根據(jù)機床設計手冊選Yl32M-4, 2.4 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、幻想、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

13、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。 2.5 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。確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目 一定變速組組數(shù)的變速系統(tǒng)可由不同數(shù)目的變速組組成。變速傳動裝置總變速級數(shù)應等于各變速組變速級數(shù)的連乘積，即，式中Z主軸總變速級數(shù)；p、q、r各組變速機構的變速級數(shù)（即為每組傳動副數(shù)）。 減少變速組的數(shù)目可以縮短傳動鏈，但在總變速級數(shù)不一定的情況下，勢必會增加各變速組內(nèi)傳動副數(shù)目P，并且降速過快，會導致齒輪的徑向尺寸增大。18級轉速的變速系統(tǒng)，其

14、變速級和傳動副數(shù)的組合方案為：首先應該確定，預使主軸得到18級轉速需要幾個變速組，以及他們各需要幾個傳動副。方案：變速組數(shù)目為3個，傳動軸數(shù)最少為4根，但齒輪對數(shù)目為，結構簡單、緊湊，同時由于機床結構原因，通常采用雙聯(lián)或三聯(lián)齒輪進行變速。方案-：雖然變速組數(shù)目為2個，傳軸軸數(shù)最少為3根，但齒輪對數(shù)目為3+6=9、9+2=11，比方案中多。同時使變速箱的軸向尺寸增加，使操縱機構變得復雜，難以實現(xiàn)。綜上所述，主軸為18級轉速的變速系統(tǒng)，應采用由3個變速組所組成的方案，即應選擇方案。2.5.2確定傳動順序在一般情況下，變速系統(tǒng)為降速的，電動機轉速往往比主軸變速范圍內(nèi)大多數(shù)轉速高，現(xiàn)對上述方案進行分析

15、。方案：變速組a有3對傳動副，在靠近主軸處為低速的變速組b為2對，變速組c也為2對。根據(jù)扭矩公式可知，當傳動件傳遞的功率一定，轉速高時所傳遞的扭矩小，則軸、齒輪等傳動件尺寸相應的可小一些。因此，從傳動順序來說，應盡量使前面的傳動件多些，可節(jié)省材料，減輕重量，故第一方案為最佳方案。2.5.3確定擴大順序當傳動順序確定后，由于基本組、擴大組的排列順序不同，可得出不同的排列方案，其結構式為：射線開口大勢必造成低轉速較低，其結果是使傳動件的尺寸較大。因此，在網(wǎng)上表現(xiàn)為前后傳動組的射線間開口笑，后面?zhèn)鲃咏M的射線間開口大，這時各變速組的變速范圍是逐漸增大的，故方案為最佳方案。2.5.4確定變速組中的極限傳

16、動比及變速范圍在主傳動系統(tǒng)中，對于降速，為了防止被動齒輪的直徑過大而使徑向尺寸太大，常應限制最小傳動比。對于升速，為了防止產(chǎn)生過大的振動和噪聲，常應限制最大傳動比。由于齒輪副的極限傳動比有了限制，則變速組的最大變速范圍相應地也應有一定的限制。在主運動中： 2.5.5確定最小傳動比在設計傳動系統(tǒng)時，電動機與主軸的轉速已經(jīng)確定。當降速時，分配傳動比應使各個中間傳動軸的最低轉速適當?shù)馗咝?。因為n高后，在傳遞一定功率下，傳遞的扭矩就小，相應的使傳動件的尺寸也小。未來使更多的傳動件在相對高速下工作，減少變速箱的結構尺寸，除了在傳動順序上前多后少，擴大順序上前密后疏，對于降速運動最小傳動比應采取前緩后急的

17、原則，即在傳動順序上，越靠前最小傳動比越小，最后變速組的最小傳動比常取1/4。據(jù)上所述，主運動轉速圖為： 傳動系統(tǒng)圖為： 三、 傳動件的估算3.1 帶輪設計1、確定計算功率查表8-6 知= 其中，主動帶輪傳動的功率：工作情況系數(shù)。2、選擇帶型 根據(jù)計算功率 和小帶輪轉速由圖8-9知選擇V帶B型。 3、確定帶輪的基準直徑和 初選小帶輪的基準直徑。小帶輪直徑應滿足條件：根據(jù)機械設計8-11圖，=140mm。取主動輪基準直徑=150mm 根據(jù)式（8-15）從動輪基準直徑 =1.933150=289.95mm，其中，i=。 根據(jù)表8-8取=290mm 按式（8-13）驗算帶的速度 帶的速度合適 4、確

18、定A型V帶的基準長度和傳動中心距 根據(jù)初步確定中心距：初定中心距 根據(jù)式（8-22）計算帶所需的基準長度 由表8-2選帶的基本長度Ld=1600mm 按式（8-21）計算實際中心距 5、驗算主動輪上的包角 由（8-6）得： 主動輪的包角合適6、計算V型帶的根數(shù)Z由式（8-22）由 查表8-4a和表8-4b 得 查表8-5得： 查表8-2得 7、計算預緊力由式8-27知 查表8-3得q=0.18kg/m 故：8、計算作用在軸上的壓軸力式（8-28） =2Z3.2 齒輪齒數(shù)以及計算轉速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

19、組內(nèi)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(nèi)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，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。齒輪齒數(shù)的確定第一組齒輪：傳動比，查機械系統(tǒng)設計表4.1可得相應的齒數(shù)和的值可取60，78.,我們可取的值為60，則各齒輪相對應的齒數(shù)為 檢查主軸各級轉速誤差：檢驗式為式中 第一對齒輪 符合要求第二對齒輪 符合要求第三對齒輪 符合要求第二組齒輪：傳動比，查機械系統(tǒng)設計表4.1可得相應的齒數(shù)和的值可取70

20、,77.,我們可取的值為70，則各齒輪相對應的齒數(shù)為 檢查主軸各級轉速誤差：檢驗式為式中 第一對齒輪 符合要求第二對齒輪 符合要求第三對齒輪 符合要求第三組齒輪：傳動比，查機械系統(tǒng)設計表4.1可得相應的齒數(shù)和的值可取85,89,90,95.,我們可取的值為89，則各齒輪相對應的齒數(shù)為 檢查主軸各級轉速誤差：檢驗式為式中 第一對齒輪 符合要求第二對齒輪 符合要求齒輪計算轉速的確定齒輪的計算轉速。齒輪裝在軸上，從轉速圖可以看出，共有118r/min750r/min共9級轉速，經(jīng)齒輪/傳動主軸得235r/min1500r/min這9級轉速能傳遞全部功率，故齒輪的這9級轉速也能傳遞全部功率，其中最低轉

21、速118r/min正好為齒輪的計算轉速。齒輪序號計算轉速1450695695475695375695300300齒輪序號計算轉速47530023530011811823537595 齒輪的計算轉速。齒輪裝在軸（主軸）上，有235r/min1500r/min共9級轉速，都能傳遞全部功率，其最低轉速235r/min即為齒輪的計算轉速。齒輪的計算轉速。齒輪裝在軸上，有118r/min750r/min共9級轉速。其中375r/min750r/min的4級轉速能傳遞全部功率，而118r/min300r/min的5級轉速不能傳遞全部功率。因此，齒輪的計算轉速即為375r/min。其余依次類推，各齒輪的計算

22、轉速如下。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齒頂圓齒根圓齒頂高齒根高3234921008245437414815613845520480887045640416016815045717468765845843417217216245943417217216245102741081169845113141241241144512394156156146451320480887045145042002081904515593177183169.533.7516303909682.533.75171847280624518714284292274453.3軸及傳動軸的計算轉速主軸的

23、計算轉速。由機械系統(tǒng)設計中表1.8可查出傳動軸的計算轉速。從轉速圖上可以看出，軸共有9級轉速：118r/min1500r/min之間的所有轉速都傳遞全部功率。此時，軸若經(jīng)齒輪副/傳動主軸，它只有在375r/min750r/min的那4級轉速時才能傳遞全部功率；若經(jīng)過齒輪副/傳動主軸。則118r/min750r/min的9級轉速能傳遞全部功率，因此，其中的最低轉速118r/min即為軸的計算轉速。其余，依次類推。各軸的計算轉速如下：軸序號計算轉速1450750300118953.4齒數(shù)模數(shù)的確定一般同一變速組中的齒輪取同一模數(shù)，選擇負荷最重的小齒輪按簡化的接觸疲勞強度公式計算 式中：按疲勞接觸強

24、度計算的齒輪模數(shù) 驅動電機功率 計算齒輪的計算轉速 大齒輪齒數(shù)和小齒輪齒數(shù)之比 小齒輪齒數(shù)齒寬系數(shù)，（B為齒寬，m為模數(shù)） 許用接觸應力 傳動組1模數(shù)： 傳動組2模數(shù)： 傳動組3模數(shù)： 故選取標準模數(shù) 3.5 齒寬的確定 3.6傳動軸直徑的計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。傳動軸的直徑可按下列扭轉剛度公式進行計算： 取取由機械設計手

25、冊3.19-317表知取花鍵軸尺寸為取由機械設計手冊表取花鍵軸尺寸為取由機械設計手冊表3.19-317 取花鍵軸尺寸為將計算結果列成表格形式，如：軸號花鍵軸尺寸備注7.056145025.8330平鍵6.63875030.0456-423610花鍵6.24530037.14456-484212花鍵5.87611846.19506-555014花鍵 3.7主軸軸頸的確定 根據(jù)功率P=7.5kw 在5.57.5之間 知 主軸軸頸選75100 取d=75mm 3.8 主軸箱體的設計 主軸箱中有主軸、變速機構，操縱機構和潤滑系統(tǒng)等。主軸箱除應保證運動參數(shù)外，還應具有較高的傳動效率，傳動件具有足夠的強度

26、或剛度，噪聲較低，振動要小，操作方便，具有良好的工藝性, 便于檢修，成本較低，防塵、防漏、外形美觀等。 箱體材料以中等強度的灰鑄鐵HTl50及HT200為最廣泛，本設計選用材料為HT20-40. 箱體鑄造時的最小壁厚根據(jù)其外形輪廓尺寸(長*寬高),按下表選?。洪L寬高(mnx3)壁厚(mm)< 500 500 3008-12> 500 500 300 800 500 50010-15> 800 800 50012-20 由于箱體軸承孔的影響將使扭轉剛度下降10%-20%,彎曲剛度下降更多，為彌補開口削弱的剛度，常用凸臺和加強筋；并根據(jù)結構需要適當增加壁厚。如中型車床的前支承壁一

27、般取25mm左右，后支乘壁取22mm左右，軸承孔處的凸臺應滿足安裝調(diào)整軸乘的需求。箱體在主軸箱中起支承和定位的作用。該設計主軸箱共有5根軸，軸的定位要靠箱體上安裝空的位置來保證，因此，簡體上安裝空的位置的確定很重要。本設計中各軸安裝孔的位置的確定主要考慮了齒輪之間的嚙合及相互干涉的問題，根據(jù)各對配合齒輪的中心距及變位系數(shù)，并參考有關資料。箱體在床身上的安裝方式，機類型不同，其主軸變速箱的定位安裝方式亦不同。有固定式、移動式兩種。車床主軸箱為固定式變速箱，用箱體底部平面與底部突起的兩個小垂直面定位，用螺釘和壓板固定。本主軸箱箱體為一體式鑄造成型，留有安裝結構，并對箱體的底部為安裝進行了相應的調(diào)整

28、。 箱體的顏色根據(jù)機床的總體設計確定，并考慮機床實際使用地區(qū)人們心理上對顏色的喜好及風俗。 箱體中預留了潤滑油路的安裝空間和安裝螺紋孔及油溝，具體表達見箱體零件圖。四、驗算主要零件 4.1齒輪模數(shù)驗算 一般按接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度驗算，選取某軸上承受載荷最大的齒輪和同材料同模數(shù)齒輪中齒輪最少齒寬最小的齒輪進行驗算。驗算對象主軸前軸的小齒輪，即第IV軸。（1）、按接觸疲勞強度驗算 由258頁5.4-84材料彈性系數(shù) 由表5.4-85齒輪材料性能系數(shù) 由表5.4-80查得 -嚙合角影響系數(shù) 非變位齒輪 =1（2）按彎曲疲勞強度驗算（防止齒根折斷） -齒形系數(shù) 非變位外嚙合直齒輪圓柱齒輪 =1

29、=1.29 =0.85 由259頁表5.4-85查得 =1.04 =1 =0.85=30.65 所以 所以 合格4.2 主軸剛度的驗算 選定主軸前端懸伸量C參考機械裝備設計, 根據(jù)主軸端部的結構，前支乘軸承配置和密封裝置的形式和尺寸，這里選定C=85mm。4.2.2 主軸支承跨距L的確定 根據(jù)機械系統(tǒng)設計表3.20前軸頸應為75100r/min。初步選取d1 =90mm.軸頸d2 = (0.61.5 )dl=54135mm, 取d2 =65mm.根據(jù)設計方案，選前軸承為NN3020K型，后軸乘為NN3016K型。根據(jù)結構，定懸伸長度a=85mm。4.2.3 求軸承剛度 主軸最大輸出轉矩 (末考

30、慮機械效率) 切向力： 背向力：故總此作用力：此力主軸頸和后軸頸各承受一股，故主軸端受力為F/2=4390.3N。在估算時，先假設初值1/a=3, l=3x85=255mm。前后支承的支反力 RA和:根據(jù)式（3.7）可求出前后軸承的剛度 4.2.4求最佳跨距初步計算時，可確定主軸的當量外徑de（與實際主軸具有相同抗彎剛度的等直徑軸的直徑）為前、后軸頸的平均值，de=77.5mm，故慣性矩為 式中取E= 查線圖。計算出的與原假定不符?？筛鶕?jù)=2再計算反力和支承剛度，再求最佳跨距。這時算出的=1853.4N/um，=1173.3N/um，4.3傳動軸剛度驗算（軸） （1）計算軸的平均直徑，畫出計算

31、簡圖?；ㄦI軸：（2）計算該周傳遞的扭矩 (3)、求作用在齒輪處B點的力 切向力： 徑向力：(4)、求作用在齒輪處C點的力 切向力： 徑向力： (5)、計算撓度應用公式 E=2.1N/mm I=81844mm = =0.5=0.0110mm = =0.5=0.0207mm = =0.5=0.0316mm(6)、計算傾角，應用公式 A: =rad =0.5=0.00028 rad =rad =0.5=0.00034 rad D: =rad =0.5=-0.00021 rad =rad =0.5=-0.00034 rad =+=0.0634 =+=0.0317 =+=0.1015 =+=0.012

32、=+=0.00126 rad =+=0.00006 rad =+=-0.00101 rad =+=-0.00009 rad=rad =rad由551頁表5.8-14查得【Y】=（0.00030.0005）l=0.1032mm故【Q】=0.0025 rad 所以 合格 4.4軸承壽命的驗算 軸承的壽命應滿足 -額定壽命T工作期限 h ；通常取T=10000h額定壽命的計算公式：=式中：n-軸承（即軸）的計算轉速； -壽命指數(shù)，球軸承=3， 滾子軸承=10/3 C-額定動負荷 （N） P-當量動負荷 -47.8(6212型) -71.5 P=x -徑向負荷（由支反力解出） -軸向負荷（該系統(tǒng)的軸向

33、負荷為0）由機械設計手冊584頁表5.9-18查得： X=1 y=0 所以 ：= = A端：6212型軸承： D端：6216型軸承： 校核合格五、結構設計及說明5.1 結構設計的內(nèi)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，主軸前軸處溫度和溫升的控制，結構工藝

34、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是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，以確定軸的受力點和受力方向，為軸和軸的驗算提供必要的數(shù)據(jù)。5.2 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間一個平面上。 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

35、邊變速齒輪和離合器做成一體。齒輪的直徑受到離合器內(nèi)徑的約束，齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑，否則齒輪無法加工。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，通過空心軸的拉桿來操縱離合器的結構?？偛贾脮r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，制動尺寸增大。齒輪在軸上的布置很重要，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。5.3 軸 (輸入軸)的設計 將運動帶入變速箱的帶輪一

36、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)。軸上裝有摩檫離合器，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，軸再整體裝入箱內(nèi)。找們采用的卸荷裝置一般是把軸承裝在法蘭盤上，通過法蘭盤將帶輪的拉力傳遞到箱壁上。 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)。其中一個闔盤裝在花鍵上，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的兩個自由度，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

37、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。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?；瑒虞S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。 多片工摩擦離合器的計算： 設計多片摩擦離合器時，先根據(jù)機床結構確定離合器的尺寸，如為軸裝式時，外摩擦片的內(nèi)徑d應比花鍵軸大26mm, 內(nèi)摩擦片的

38、外徑D的確定，直接影響離合器的徑向和軸向尺寸, 甚至影響主軸箱內(nèi)部結構布局，故應合理選擇。摩擦片對數(shù)可按下計算： 式中 ,Mn摩擦離合器所傳遞的扭矩 (N·mm); Nd電動機的額定功率 <kW)； 安裝離合器的傳動軸的計算轉速 (r/min)； 從電動機到離合器的傳動效率； K安全系數(shù)，一般取1.31.5； f摩擦片間的摩擦系數(shù)，由于摩擦片為淬火鋼，由機床設計指導取r=0.08； Do摩擦片的平均直徑 (mm)； Do = ( D+ d ) /2 =67mm; b內(nèi)外摩擦片的接觸寬度 (mm)； b= ( D-d ) /2=23mm; p摩擦片的許用壓強； P = 基本許用壓

39、強 (MPa)，由機床設計指導取1.1； K速度修正系數(shù) 根據(jù)平均圓周速度v查機床設計指導取1. 00； 接合次數(shù)修正系數(shù)，查機床設計指導取1. 00； 摩擦結合面數(shù)修正系數(shù)，查機床設計指導取0.76。所以 臥式銑床反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗確定，一般取 最后確定摩擦離合器的軸向壓緊力F, 可按下式計算： 式中各符號意義同前述。 摩擦片的厚度一般取1、1.5、1.75、2（mm）,內(nèi)外層分離時的最大間隙為0.20.4（mm）,摩擦片的材料應具有較高的耐磨性、摩擦系數(shù)大、耐高溫、抗膠合性好等特點，常用10或15鋼，表面滲碳0.30.5（mm），淬火硬度達HRC5262。5.4 齒輪塊

40、設計 齒輪是變速箱中的重要元件。齒輪向時嚙合的齒數(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)怍和接觸誤差對振動和噪聲的影響比運動誤差要

41、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 7一6一6, 圓周速度很低的，才選8一7一7。如果噪聲要求很嚴，或一些關鍵齒輪，就應選 6一5一5。當精度從7一6一6提高到6一5一5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

42、軸變速箱齒輪齒部一般都需要淬火。5.5 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，軸乘工作條件惡化，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

43、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D刀為6585mm。 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(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(diào)鏜刀頭。在箱外調(diào)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

44、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 (從大孔方面進刀)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(nèi)調(diào)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5lOnxnx, 以免加工時孔變形。 花鍵軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個應小于鍵的內(nèi)徑。 一般傳動軸上鈾承選用G級精段。 傳動軸必須在箱體內(nèi)保持準確位置，才能保證裝在軸上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

45、軸向力的軸, 其軸向定位就更重要。 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(diào)整。 3)整個軸的軸向位置是否需要調(diào)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。5.6 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)的主軸參與切削成形運動，因此它的精度和性能直接影響加工質(zhì)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。 各部分尺寸的選擇主軸形狀與各部分尺寸不

46、僅和強度、剛度有關，而且涉及多方面的因素。1)內(nèi)孔直徑 銑床床主軸由于要夾緊刀柄，安裝自動卡緊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，主軸內(nèi)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，耍求能自鎖，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a。選擇適當?shù)闹慰缇郘, 一般推薦?。篖/a=35，跨距L小時，軸承變形對軸端變形的影響大。所以，軸承剛度小時，L/a應選大值，軸剛度差時，則取小值。 跨

47、距L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。5.6.2 主軸軸承 1 )軸承類選揮 為了提高主軸旋轉精度和剛度，主軸軸水的閉隙應能調(diào)整。把軸承調(diào)到合適的負隙，形成一定的預負載，回轉精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗振性也有改善。預負載使軸承產(chǎn)生接觸變形，過大的預負載對提高剛度沒有明顯效果，而磨損發(fā)熱量和噪聲都會增大，軸承壽命將因此而降低。 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： 60度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