最大加工直徑為400mm的普通車床的主軸箱部件課程設計報告

1、 .PAGE37 / NUMPAGES37工業(yè)學院最大加工直徑為400mm的普通車床的主軸箱部件設計系名：專業(yè)班級：學生學號指導老師指導老師職稱第一章緒論第2章傳動方案的擬定與說明2.1車床的規(guī)格系列和用處2.2操作性能要求2.3.2 主軸級數(shù)的擬定2.3 變速結構的設計3、主電機功率動力參數(shù)的確定2.3.3 確定變速組與各變速組中變速副的數(shù)目2.3.4 結構網(wǎng)的擬定 2.3.6 確定各變速組變速副齒數(shù)1）確定齒輪齒數(shù) 3.1 結構設計的容、技術要求和方案第4章傳動件的設計4.1 帶輪的設計 區(qū)別看看 機設p1634.2 傳動軸的直徑估算4.2.1 確定各軸轉速 4.2.1 確定各軸轉速 5.

2、4 齒輪的布置4.2.2傳動軸直徑的估算4.2.3 鍵的選擇4.3各變速組齒輪規(guī)格的確定(好好查查機械設計手冊)4.3.2 齒寬的確定4.4 帶輪結構設計4.5 各軸軸承的選用4.1片式摩擦離合器的選擇1、 摩擦離合器上扭矩的計算3 計算軸向壓力Q第5章主軸組件的設計5.1 主軸的基本尺寸確定5.1.1 外徑尺寸D5.1.2 主軸孔徑d5.1.3 主軸懸伸量a5.1.4 支撐跨距L5.1.5 主軸最佳跨距的確定5.2 主軸的驗算5.2.1 主軸組件彎曲剛度的驗算5.2.2主軸組件扭轉剛度的驗算5.2.3主軸軸承壽命的驗算7）主軸材料與熱處理6）頭部尺寸的選擇第6章箱體與潤滑的設計6.1 箱體的

3、設計6.2 潤滑與密封6.3 其他目錄第一章車床參數(shù)的擬定車床主參數(shù)和基本參數(shù)運動設計傳動結構式、結構網(wǎng)的學選擇確定第2章傳動方案的擬定與說明2.1車床的規(guī)格系列和用處普通機床的規(guī)格和類型有系列型號作為設計時應該遵照的基礎。因此，對這些基本知識和數(shù)據(jù)作些簡要介紹。本次設計的是普通型車床主軸變速箱。主要用于加工回轉體。最大加工直徑(mm)最高轉速( )最低轉速( )電機功率P（kW）公比4002000454 1.41表1.1 車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)表2.2操作性能要求1）具有皮帶輪卸荷裝置2）手動操縱雙向片式摩擦離合器實現(xiàn)主軸的正反轉與停止運動要求3）主軸的變速由變速手柄完成2.3

4、變速結構的設計變速方案有多種，變速型式更是眾多，比如：變速型式上有集中變速，分離變速；擴大變速圍可用增加變速組數(shù)，也可采用背輪結構、分支變速等型式；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，我們采用分離變速型式的主軸變速箱。2.3.2 主軸級數(shù)的擬定由設計任務已知：機床主軸極限轉速為：公比： 考慮到設計的結構復雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴大傳動分級變速，并選取級數(shù)z=12,設其轉速公比為。則由式： （1）現(xiàn)以= 1.41代入上式：得： Z=12因為：查表（機制）表2-4，首先找到45，然后每跳過5個數(shù)取一個數(shù)，即可

5、得到公比為1.41的數(shù)列：45、63、90、125、180、250、355、500、710、1000、1400、2000共12級轉速。綜合上述可得：主傳動部件的運動參數(shù) =2000=45 Z=12 =1.413、主電機功率動力參數(shù)的確定合理地確定電機功率N，使機床既能充分發(fā)揮其性能，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。選擇電動機的原則有兩點：考慮電動機的主要性能（啟動、超載與調速等）、額定功率大小、額定轉速與結構型式等方面要滿足生產(chǎn)機械的要求。在以上前提下優(yōu)先選用結構簡單、運行可靠、維護方便又價格合理的電動機。中型普通車床典型重切削條件下的用量刀具材料：硬質合金YT15（采用車刀

6、具，可轉位外圓車刀）刀桿尺寸：16mm25mm=0.588GPa刀具幾何參數(shù)：=10，=-10，=75，=0.5mm。工件材料：鋼鐵材料（取熱軋45號鋼）切削方式：車削外圓 表面粗糙度：=3.2mm查表可知(切削用量參考表、硬質合金外圓車刀切削速度參考值表)：背吃刀量ap=4mm 進給量f(s)=0.3mm/r 切削速度V=100m/min(1.67m/s)功率估算法用的計算公式機床功率的計算，主切削力的計算 主切削力的計算公式與有關參數(shù)： =9.8127040.920.95 =1620（N）切削功率的計算=16201.67=2.705（kW）依照一般情況，取機床變速效率=0.8.=3.38(

7、kW)根據(jù)機械設計師手冊Y系列（IP44）封閉式三相異步電動機技術數(shù)據(jù)表，該系列電動機為一般用途全封閉自扇冷式籠型異步電動機，具有防塵埃、鐵屑或其他雜物侵入電動機部的特點，B級絕緣，工業(yè)環(huán)境溫度不超過+40，相對濕度不超過95%，海拔高度不超過1000m，額定電壓380V，頻率50Hz。適用于無特殊要求的機械上，如機床，泵，風機，攪拌機，運輸機，農業(yè)機械等。我們選取Y112M-4型三相異步電動機，額定功4kW,滿載轉速1440，額定轉矩2.3，品質47kg。2.3.3 確定變速組與各變速組中變速副的數(shù)目級數(shù)為Z的主變速系統(tǒng)由若干個順序的變速組組成，各變速組分別有、個變速副。即變速副中由于結構的

8、限制以2或3為合適，即變速級數(shù)Z應為2和3的因子：，實現(xiàn)12級主軸轉速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副的組合:1) 12=34 2) 12=433) 12=322 4) 12=2325) 12=22312級轉速變速系統(tǒng)的變速組，選擇變速組安排方式時，考慮到機床主軸變速箱的具體結構、裝置和性能，應該遵守以下四個原則：（1）傳動副前多后少原則（2）傳動順序與擴大順序相一致的原則（3）變速組的降速要前快后慢，中間軸的轉速不宜超過電動機的轉速（4）轉速圖中傳動比的分配以上原則，還需根據(jù)具體情況加以靈活運用。分析：和方案2)可省掉一根軸。但有一個傳動組有四個傳動副。若用一個四聯(lián)滑移齒輪，則將大大增加其軸

9、向尺寸；若用兩個雙聯(lián)滑移齒輪，則操縱機構必須互鎖以防止兩個滑移齒輪同時嚙合。將使得結構比較復雜。故在此不予采用。按照傳動副“前多后少”的原則選擇Z=322這一方案，但主軸換向采用雙向片式摩擦離合器結構，致使軸的軸向尺寸過大，所以此方案不宜采用，加之主軸對加工精度、表面粗超度的影響最大。因此在主軸的傳動副不宜太多，故方案5）亦不采用。而應先擇12=232。3）方案4，因為I軸上裝有雙向摩擦片式離合器M，軸向尺寸較長，為使結構緊湊第一變速組采用了雙聯(lián)齒輪，而不是按照前多后少的原則，采用三個傳動副。設計車床主變速傳動系時，為避免從動齒輪尺寸過大而增加箱體的徑向尺寸，一般限制降速最小傳動比；為避免擴大

10、傳動誤差，減少振動噪聲，一般限制直齒圓柱齒輪最大升速比。斜齒圓柱齒輪傳動較平穩(wěn)，可取。因此在主變速鏈任一變速組的最大變速圍。在設計時必須保證中間變速軸的變速圍最小。綜上所述：方案采用12=2x3x22.3.4 結構網(wǎng)的擬定 由上選擇的結構式12=233126 ,畫其結構圖如下：圖2.1結構網(wǎng)2.3.4 結構式的擬定（1） 選擇Y112M-4型三相異步電動機。（2） 分配總降速變速比總降速變速比（3）主軸轉速45r/min、z = 1245、63、90、125、180、250、355、500、710、1000、1400、2000共12級轉速在五根軸中，除去電動機軸，其余四軸按變速順序依次設為、（

11、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 的變速圍為，結合結構式，軸的轉速只有一種可能：，710、500、355、250、180、125 r/min。2確定軸的轉速變速組b的級比指數(shù)為1，決定其余變速組的最小傳動比根據(jù)“前慢后快”的原則。 , 軸的轉速確定為：500、1400 r/min。確定軸的轉速對于軸，其級比指數(shù)為3,可得確定軸轉速為1000r/min。2.3.6 確定各變速組變速副齒數(shù)齒輪齒數(shù)的確定必須在保證轉速在允許誤差圍的前提下，對于閉式傳動盡量符合減少模數(shù)、增加齒數(shù)的選定最小齒數(shù)的原則，同時又應考慮到使齒輪結

12、構尺寸緊湊，經(jīng)過權衡、分析計算最后確定出較為合理的齒數(shù)。 齒數(shù)是按各個變速組分別進行計算確定的。根據(jù)轉速圖中各個傳動副的傳動比來確定齒數(shù)等可用計算法或查表確定齒輪齒數(shù)，后者更為簡便，此處我們采用查表法。根據(jù)要求的傳動比u和初步定出的傳動副齒數(shù)和，查表即可求出小齒輪齒數(shù)。選擇時應考慮：1.傳動組小齒輪應保證不產(chǎn)生根切。對于標準齒輪，其最小齒數(shù)=172.齒輪的齒數(shù)和不能太大，以免齒輪尺寸過大而引起機床結構增大，一般推薦齒數(shù)和100-120，常選用在100之。3.同一變速組中的各對齒輪，其中心距必須保證相等。4.保證強度和防止熱處理變形過大，齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚5. 保證主軸的轉速誤差在規(guī)定的圍之

13、。 圖2.3 齒輪的壁厚1）確定齒輪齒數(shù) 1. 用計算法確定第一個變速組中各齒輪的齒數(shù) 其中：主動齒輪的齒數(shù)被動齒輪的齒數(shù)對齒輪的傳動比對齒輪的齒數(shù)和 為了保證不產(chǎn)生根切以與保證最小齒輪裝到軸上或套筒上具有足夠的強度，最小齒輪必然是在降速比最大的傳動副上出現(xiàn)。、滿足以上條件的=84、87、89、90、92、97、101、102且齒根圓直徑應大于摩擦離合器外片外徑，即大于90mm。故把Z1的齒數(shù)取大些。取Z1=40則 =齒數(shù)和=Z1+Z1=40+80=120同樣根據(jù)公式:Z2 =70 =502. 用查表法確定第二變速組的齒數(shù)1） 首先第二變速組u1、u2、u3中各傳動比：、能同時滿足三個傳動比要

14、求的齒數(shù)和有=84、87、92、102、104、107、108、110、111、114、115、118、119 確定合理的齒數(shù)和，為了使主軸箱軸向尺寸不宜太大，故選取較小的最小齒輪齒數(shù)，在以上同時滿足三個傳動比的齒數(shù)和中，選取最小齒輪齒數(shù)為24，則對應的齒數(shù)和為=84。 依次可以查得各傳動比對應的最小齒輪齒數(shù)為：4) 確定第三變速組u1、u2中各傳動比u1=、選取齒數(shù)和為101，在同時滿足兩個傳動比的齒數(shù)和中，選取小齒輪的齒數(shù)為18、30同理可得其它的齒輪如下表所示：表2.4 各傳動組的最小齒輪齒數(shù)和齒數(shù)和變速組第一變速組第二變速組第三變速組齒數(shù)和1208490齒輪齒數(shù)805040702228

15、35625649186072302.3.7 繪制變速系統(tǒng)圖根據(jù)軸數(shù)，齒輪副，電動機等已知條件可有如下系統(tǒng)圖：采用分離式結構第3章傳動結構設計3.1 結構設計的容、技術要求和方案 由轉速圖確定各軸與各齒輪計算轉速計算轉速是指主軸或各傳動件傳遞全功率時的最低轉速。由金屬切削機床表82可查得主軸的計算轉速為從主軸最低轉速算起，第一個轉速圍的最高一級轉速，即為。軸的計算轉速為、軸的計算轉速為、軸的計算轉速為 各傳動齒輪的計算轉速如下表：表2.3 齒輪的計算轉速齒輪計算轉速（r/min）7107101400500500500500355250180180180125355第4章傳動件的設計4.1 帶輪的

16、設計 區(qū)別看看 機設p163帶傳動是一種撓性傳動，具有結構簡單、傳動平穩(wěn)、價格低廉和緩沖吸振等特點，在近代機械中廣泛應用。電動機轉速n=1440r/min,傳遞功率P=4kW,傳動比i=1.41，每天8小時，工作年數(shù)10年。(1)確定計算功率（式中為v帶計算功率，kW、為工作情況系數(shù)、P為電動機額定功率）查機械設計，由表8-7查的工作情況系數(shù)1.1則（小輪轉速（即電機軸轉速）為1440查機械設計圖8-10）（2）選擇V帶的帶型根據(jù)、n，由機械設計圖8-10，選用A型普通V帶。(3)確定帶輪的基準直徑并驗算帶速。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。初選小帶

17、輪的基準直徑。根據(jù)普通V帶輪的基準直徑系列取主動小帶輪基準直徑。由公式2)、驗算帶速度，按公式驗算帶的速度，故帶速合適。3）計算大帶輪的基準直徑式中：-小帶輪轉速，-大帶輪轉速，-帶的滑動系數(shù)，一般取0.02。根據(jù)普通V帶輪的基準直徑系列圓整為180mm。 (4)確定V帶的中心距和基準長度帶輪的中心距，通常根據(jù)機床的總體布局初步選定，一般可在下列圍選?。?根據(jù)經(jīng)驗公式1）取取。2）由計算帶輪的基準長度公式：由表8-2選帶的基準長度3)確定實際中心距中心距的變化故圍為(5)、驗算三角帶的撓曲次數(shù)，故能滿足要求。(6)、驗算小帶輪上的包角根據(jù)公式 (7)、確定三角帶根數(shù)1）計算單根V帶的額定功率P

18、r由和，查表8-4a得根據(jù)，和A型帶，查表4-8b得查表8-5得，表8-2得，于是計算V帶根數(shù)zZ故取4根 (8)計算單根V帶的初拉力的最小值查表8-3的A型帶V帶單位長度質量得，q=0.10kg/m由公式：其中：-帶的變速功率,KW； v-帶速,m/s； q-每米帶的品質，kg/m；取q=0.1kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。（9）計算作用在軸上的壓軸力壓軸力的最小值為4.2 傳動軸的直徑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

19、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 確定各軸轉速、確定主軸計算轉速：由轉速圖確定各軸與各齒輪計算轉速計算轉速是指主軸或各傳動件傳遞全功率時的最低轉速。由金屬切削機床表82可查得主軸的計算轉速為從主軸最低轉速算起，第一個轉速圍的最高一級轉速，即為。軸的計算轉速為軸的計算轉速為軸的計算轉速為各傳動齒輪的計算轉速如下表：表2.3 齒輪的計算轉速齒輪計算轉速（r/min）7107101400500500500500355250180180180125355驗算主軸轉速誤差 由于確定的齒輪齒數(shù)所得的實際轉

20、速與傳動設計的理論轉速難以完全相符，需要驗算主軸各級轉速，最大誤差不得超過10(-1)%。主軸各級實際轉速值用下式計算其中： 滑移系數(shù)u1、u2 、u3 、u4分別為各級的傳動比 轉速誤差用主軸實際轉速與標準轉速相對誤差的絕對值表示同樣其他的實際轉速與轉速誤差如下:表2.5各級傳動組的轉速誤差主軸轉速n1n2n3n4n5n6n7n8n9n10n11n12理論轉速456390125180250355500710100014002000實際轉速44.76390125.2176.4252357.75047201001.51411.22016轉速誤差 （%）0.60 00.12.00.80.80.81

21、.40.10.80.8故轉速誤差滿足要求。 5.4 齒輪的布置為了使變速箱結構緊湊以與考慮主軸適當?shù)闹С芯嚯x和散熱條件，其齒輪的布置如下圖2.4所示。圖2.4齒輪結構的布置4.2.2傳動軸直徑的估算：確定各軸最小直徑 機造p106根據(jù)軸的最小直徑公式，并查表表3.2 剛度要求允許的扭轉角 主 軸 一般的傳動軸較低的傳動軸0.5111.51.52對于一般的傳動軸，取=1.1。取估算的傳動軸長度為1000mm。軸的直徑：取，圓整為軸的直徑：取,圓整為軸的直徑：取 ,圓整為其中：P-電動機額定功率（kW）；-從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積；-該傳動軸的計算轉速（）；-傳動軸允許的扭轉角（

22、）。4.2.3 鍵的選擇查普通平鍵和普通楔鍵的主要尺寸選擇軸上的鍵，根據(jù)軸的直徑，鍵的尺寸選擇，鍵的長度L取22。主軸處鍵的選擇同上，鍵的尺寸為，鍵的長度L取100。采用花鍵軸結構，即將估算的傳動軸直徑d減小7%為花鍵軸的直徑，在選相近的標準花鍵。=250.93=23.25=320.93=29.8=380.93=35.24查表可以選取花鍵的型號其尺寸分別為4.3各變速組齒輪規(guī)格的確定(好好查查機械設計手冊)4.3.1 齒輪模數(shù)的確定：齒輪模數(shù)的估算。通常同一變速組的齒輪取一樣的模數(shù)，如齒輪材料一樣時，選擇負荷最重的小齒輪，根據(jù)齒面接觸疲勞強度和齒輪彎曲疲勞強度條件進行估算模數(shù)和，并按其中較大者

23、選取相近的標準模數(shù)，為簡化工藝變速傳動系統(tǒng)各變速組的齒輪模數(shù)最好一樣，通常不超過23種模數(shù)。先計算最小齒數(shù)齒輪的模數(shù)，齒輪選用直齒圓柱齒輪,齒輪精度選用7級精度，選擇小齒輪材料為40C(合金鑄鋼調質)，硬度為280HBS：（一對軸承的傳遞效率為0.98-0.99，齒輪傳動效率為0.98-0.99，此處去軸承位）根據(jù)機械設計手冊有公式：齒面接觸疲勞強度：齒輪彎曲疲勞強度：a變速組：分別計算各齒輪模數(shù)，先計算最小齒40的齒輪。齒面接觸疲勞強度：其中: -公比； = 2； P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.963=2.88KW；-齒寬系數(shù)=；-齒輪許允接觸應力，按MQ線查取;（查查這個圖）-計算齒

24、輪計算轉速;K-載荷系數(shù)取1.2。（查表）=650MPa，根據(jù)標準模數(shù)系列將模數(shù)圓整為2mm。齒輪彎曲疲勞強度：其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.963=2.88KW；-齒寬系數(shù)=；-齒輪許允齒根應力， MQ線查取；-計算齒輪計算轉速;K-載荷系數(shù)取1.2。，根據(jù)標準模數(shù)系列將齒輪模數(shù)圓整為2.0mm 。所以于是變速組a的齒輪模數(shù)取m =2.0mm軸上主動輪齒輪的直徑：軸上三聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為：、b變速組：確定軸上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù)，先計算最小齒數(shù)25的齒輪。齒面接觸疲勞強度：其中: -公比； =2.5； P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.9224=3.688KW；-齒寬系數(shù)=

25、；-齒輪許允接觸應力，由MQ線查取;-計算齒輪計算轉速;K-載荷系數(shù)取1.2。=650MPa，根據(jù)標準模數(shù)系列將齒輪模數(shù)圓整為3mm齒輪彎曲疲勞強度：其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P =0.9224=3.688KW；-齒寬系數(shù)=；-齒輪許允齒根應力，由MQ線查??；-計算齒輪計算轉速;K-載荷系數(shù)取1.2。，根據(jù)標準模數(shù)系列4將齒輪模數(shù)圓整為3mm 。所以于是變速組b的齒輪模數(shù)取m = 4mm 軸上主動輪齒輪的直徑： 軸上二聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為：、c變速組：確定軸上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù)，先計算最小齒數(shù)18的齒輪。齒面接觸疲勞強度：其中: -公比； =4； P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.8

26、94=3.56KW；-齒寬系數(shù)=；-齒輪許允接觸應力，由MQ線查取;-計算齒輪計算轉速;K-載荷系數(shù)取1.2。=650MPa，根據(jù)標準模數(shù)系列將齒輪模數(shù)圓整為5mm齒輪彎曲疲勞強度：其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P =0.894=3.56KW；-齒寬系數(shù)=；-齒輪許允齒根應力，由MQ線查取；-計算齒輪計算轉速;K-載荷系數(shù)取1.2。，根據(jù)標準模數(shù)系列4將齒輪模數(shù)圓整為4mm 。所以于是變速組c的齒輪模數(shù)取m = 5mm 軸上主動輪齒輪的直徑： 軸上二聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為：、標準齒輪參數(shù)：齒頂圓直徑 ； 齒根圓直徑；分度圓直徑 ；齒頂高 ；齒根高 ； 齒輪的具體值見表表4.1齒輪尺寸表 （

27、單位：mm）齒輪齒數(shù)z模數(shù)分度圓直徑d齒頂圓直徑齒根圓直徑齒頂高齒根高1803240246232.522.52403120126112.522.53503150156142.522.54703210216202.522.553541401481304564941962041864572841121201024585642242322144592248896784510624248256 2384511605300310287.556.2512305150160137.556.25131859010077.556.2514725360370347.556.254.3.2 齒寬的確定由公式得：軸主

28、動輪齒輪；軸主動輪齒輪；軸主動輪齒輪；一般一對嚙合齒輪，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，應主動輪比從動輪齒寬大（510mm取6）。所以：4.3.3 各軸間中心距的確定；4.4 帶輪結構設計、帶輪的材料常用的V帶輪材料為HT150或HT200，轉速較高時可以采用鑄鋼或鋼板沖壓焊接而成，小功略時采用鑄鋁或塑料。、帶輪結構形式V帶輪由輪緣、輪輻和輪轂組成。V帶輪的結構形式與基準直徑有關，當帶輪基準直徑（d為安裝帶輪的軸的直徑，mm）時。可以采用實心式，當可以采用腹板式，時可以采用孔板式，當時，可以采用輪輻式。 帶輪寬度：。 分度圓直徑： 。、V帶輪的

29、論槽V帶輪的輪槽與所選的V帶型號相對應 mm槽型與相對應得A11.02.758.79V帶繞在帶輪上以后發(fā)生彎曲變形，使V帶工作面夾角發(fā)生變化。為了使V帶的工作面與大論的輪槽工作面緊密貼合，將V帶輪輪槽的工作面得夾角做成小于。V帶安裝到輪槽中以后，一般不應該超出帶輪外圓，也不應該與輪槽底部接觸。為此規(guī)定了輪槽基準直徑到帶輪外圓和底部的最小高度。（3）輪槽工作表面的粗糙度為。帶輪的技術要求鑄造、焊接或燒結的帶輪在輪緣、腹板、輪輻與輪轂上不允許有傻眼、裂縫、縮孔與氣泡；鑄造帶輪在不提高部應力的前提下，允許對輪緣、凸臺、腹板與輪轂的表面缺陷進行修補；轉速高于極限轉速的帶輪要做靜平衡，反之做動平衡。其他

30、條件參見中的規(guī)定。4.5 各軸軸承的選用 主軸 前支承：NN3000K，前支承：NN3000K 軸 前支承：30208;帶輪處支承：6210 軸 前支承：30207;中后支承：30207 軸 前支承：30208;后支承：3020844.1片式摩擦離合器的選擇片式摩擦離合器可以在運轉中接通或斷開，且具有結合平穩(wěn)、沒有沖擊、結構緊湊等特點，部分零件已標準化。在機床主軸箱變速傳動中用于主軸的啟動和正、反轉。1、 摩擦離合器上扭矩的計算 由上可知軸取 6-25215，直徑為20mm、轉速為。 摩擦離合器所在軸（軸）的扭矩由下式計算： 式中：離合器的額定靜扭矩 K安全系數(shù)運轉時最大扭矩 N電動機額定功率

31、軸計算轉速電動機軸到軸傳動效率由上知：N=5.5KW、=1000、=0.96。查機床設計手冊表得 K=1.5。則由表查的摩擦離合器外片外徑D=90mm，片徑d=30mm， 則其平均圓周速度計算摩擦面對數(shù)Z 式中：f摩擦片間摩擦系數(shù) p 許用壓強MPa D 摩擦片外片外徑mm d 摩擦片片徑mm Kv 速度修正系數(shù) Kz 結合面數(shù)修正系數(shù) Km 接觸系數(shù)修正系數(shù) 查表12得f=0.06、p=1.2.；查表13得Kv =0.94、Km =0.84所以經(jīng)計算得KzZ=7.8取Z=10則摩擦片的總數(shù)為10+1=11片。3 計算軸向壓力Q軸向壓力可由下式計算：第5章主軸組件的設計主軸的結構儲存應滿足使用

32、要求和結構要求，并能保證主軸組件具有較好的工作性能。主軸結構尺寸的影響因素比較復雜，目前尚難于用計算法準確定出。通常，根據(jù)使用要求和結構要求，進行同型號筒規(guī)格機床的模擬分析，先初步選定尺寸，然后通過結構設計確定下來，最后在進行必要的驗算或試驗，如不能滿足要求可重新修改尺寸，直到滿意為直。主軸上的結構尺寸雖然很多，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。5.1 主軸的基本尺寸確定5.1.1 外徑尺寸D主軸的外徑尺寸，關鍵是主軸前軸頸的（前支撐處）的直徑。選定后，其他部位的外徑可隨之而定。一般是通過筒規(guī)格的機床模擬分析加以確定。根據(jù)下圖的資料參考，P為4KW，最大加工直徑為40

33、0mm。所示為普通車床主軸前軸頸直徑D1和主參數(shù)最大加工直徑Dmax的關系 500則初取前軸頸=80mm, 后軸頸取主軸平均直徑D=(60+80)/2=70mm5.1.2 主軸孔徑d主軸孔作用： 1.通過棒料、夾緊刀具或工件用的拉桿、冷卻管等 2.大型、重型機床的空心主軸，減輕重量確定d的原則：在滿足對空心主軸孔徑的要求和最小壁厚要求以與不削弱主軸剛度的要求下盡量取大些1、結構限制；對于軸徑尺寸由前向后遞減的主軸，應特別注意主軸后軸頸處的壁厚不允許過薄，對于中型機床的主軸，后軸頸的直徑與孔徑之差不要小于，主軸尾端最薄處的直徑不要小于。2、剛度限制；孔徑增大會削弱主軸的剛度，由材料力學知，主軸軸

34、端部的剛度與截面慣性矩成正比，即：式中：據(jù)上式可得出主軸孔徑對剛度有影響 ，有圖可見，當時，說明空心主軸的剛度降低較小。當時，空心主軸剛度降低了24%，因此為了避免過多削弱主軸的剛度，一般取。普通車床初步設定主軸孔徑d=48mm，主軸孔徑與外徑比為0.6。5.1.3 主軸懸伸量a主軸懸伸量a指的是主軸前支承反力的作用點到主軸前端受力作用點之間的距離。主軸懸伸量a取決于主軸端部的結構形狀與尺寸，一般應按標準選取。有時為了提高主軸剛度或定位精度，可不按標準取。另外，懸伸量a與前支承中軸承的類型與組合形式、工件或工件夾具的夾緊方式以與前支承的潤滑與密封裝置的結構尺寸等有關。因此，在滿足結構要求的前提

35、下，應盡可能減少懸伸量a，以利于提高主軸組件的剛度。根據(jù)結構類型,定懸伸長度。主軸懸伸量與直徑之比類型機床和主軸的類型a/D1I通用和精密車床，自動車床和短主軸端銑床，用滾動軸承支承，適用于高精度和普通精度要求。0.61.5II中等長度和較長軸端的車床和銑床，懸伸不太長（不是細長）的鏜床和圓磨床，用滾動和滑動軸承支承，適用于絕大部分普通生產(chǎn)的要求。1.252.5III孔加工機床，專用加工細長深孔的機床，由加工技術決定需要有常的懸伸刀桿或主軸可移動，由于切削較重而不適用于有高精度化要求的機床。2.5（考慮密封裝置的結構尺寸）暫取a=85mm5.1.4 支撐跨距L支撐跨距L，當前，多數(shù)機床的主軸采

36、用前后兩個支撐，結構簡單，制造、裝配方便，容易保證精度，但是，由于兩支撐主軸的最佳支距一般較短，結構設計難于實現(xiàn)，故采用三支撐結構。如圖所示，三支撐主軸的前中支距，對主軸組件剛度和抗震性的影響，要比前后支距地影響大得多，因此，需要合理確定。為了使主軸組件獲得很高的剛度可抗震性，前中之距可按兩支撐主軸的最佳只距來選取。由于三支撐的前后支距對主軸組件的性能影響較小，可根據(jù)結構情況適當確定。如果為了提高主軸的工作平穩(wěn)性，前后支距可適當加大，如取。采用三支撐結構時，一般不應該把三個支撐處的軸承同時預緊，否則因箱孔與有關零件的制造誤差，會造成無法裝配或影響正常運作。因此為了保證主軸組件的剛度和旋轉精度，

37、在三支撐中，其中兩個支撐需要預緊，稱為緊支撐；另外一個支撐必須具有較大的間隙，即處于“浮動”狀態(tài)，稱為松支撐，顯然，其中一個緊支撐必須是前支撐，否則前支撐即使存有微小間隙，也會使主軸組件的動態(tài)特性大為降低。試驗表明，前中支撐為緊支撐、后支撐位松支撐，要比前后支撐位緊支撐、中支撐為松支撐的結構靜態(tài)特性顯著提高。5.1.5 主軸最佳跨距的確定(4)、主軸支承跨距 主軸跨距與懸伸量主軸支承跨距L是指主軸前-后或前-中支承反力作用點之間的距離，它是決定主軸組件剛度的主要因素之一，因為主軸組件的剛度主要取決于主軸本身的剛度和主軸支承的剛度，而前者與支承跨距L 有關。 主軸組件的剛度與主軸受力后的端部變形

38、有關。主軸端部受力后，主軸和主軸的支承都會產(chǎn)生彈性變形，使主軸端部產(chǎn)生位移，根據(jù)位移疊加原理，主軸端部位移y由兩部分組成式中：y1剛性支承（假定支承不變形）上彈性主軸端部的位移。 y2彈性支承上剛性主軸（假定主軸不變形）端部的位移。（1）剛性支承上彈性主軸端部的位移y1根據(jù)材料力學中兩支撐點梁和懸臂梁的撓度公式，可得： y1=a+= （厘米）式中：E主軸材料的彈性模量； I 主軸截面的平均慣性矩。當主軸平均直徑為D,孔直徑為d時，I=；當無孔時，;(2)彈性支承上剛性主軸端部的位移y2設前、后支承的剛度分別為，前后支承的彈性變形剛度分別為 式中：前支承的支反力，后支承的支反力， 因此， ， 用

39、相似三角形定理可求得： 整理后可得： 主軸端部位移： 合理的跨距可根據(jù)上式確定，最小撓度的條件為，這時的應為合理跨距，式中用表示：整理后得：可以證明，該三次代數(shù)方程式只存在唯一的正實根，求解此方程較麻煩，為此可考慮用計算線圖來定，令綜合變量，代入上式，可解出：系無量綱量，它表示抗彎剛度EI與主軸前支承剛度與懸伸量a的三次方的比值，由上式可知，僅是比值和的函數(shù)，故可用為參變量，為變量，做出的計算圖。（3）根據(jù)線圖法可以求解出最佳跨距，已知主軸孔徑為d=63mm，主軸前、后支承均選用 NN3000K（3182100）系列軸承，,a=110mm。計算前支承剛度根據(jù)經(jīng)驗公式前軸承剛度=1700D1.4

40、1=170013.04105Nmm后軸承直徑小于前軸承， 取則后軸承剛度計算綜合變量 主軸慣性矩I= (D4-d4)/645.119106mm4此處彈性模量E=2.1105Nmm2 ,確定在上圖中在橫坐標上找出=0.619之點，向上作垂直線與 =1.4的斜直線相交，由點向左作水平線與縱坐標軸相交，得 =2.8所以主軸最佳跨距由于采用分離式主軸箱，沒有結構等限制原因，所以主軸最佳跨距既是主軸實際跨距L=303mm。且不用采用三支承。5.2 主軸的驗算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，一般只進行剛度驗算。通常

41、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。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?，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，是否滿足加工精度的

42、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。5.2.1 主軸組件彎曲剛度的驗算對一般設備中的主軸，主要進行剛度驗算。通常，如果能滿足剛度要求，也就能滿足強度要求。只有對重載荷的主軸才需要進行強度驗算；對于高速主軸，有時需要進行臨街轉速的驗算，以防發(fā)生共振。（1）考慮機械效率，主軸最大輸出轉距.床身上最大加工直徑約為最大回轉直徑的50到60%,即加工工件直徑200mm,則半徑為0.1.（2）計算切削力前后支撐力分別設為,.如上圖所示為主軸的計算簡圖。主軸端部受到F力作用，

43、產(chǎn)生彎曲形變，在主軸端部引起的撓度為。當假設軸承為剛性支撐，主軸為彈性體，則主軸前端受力F后的彈性形變引起的撓度為，即式中：代入數(shù)據(jù)得：當假設主軸為剛體，支承件為剛性體，又前后支承的支反力分別為,其支承剛度相應為,則主軸前端受力F后的彈性變形引起的撓度為,即 代入數(shù)據(jù)得：根據(jù)疊加原理，主軸端部最大變形量是在剛性支承彈性主軸引起的主軸端部變形和剛性主軸彈性支承引起的主軸端部變形的代數(shù)和，即對一般設備，則取=0.0002L則符合要求。5.2.2主軸組件扭轉剛度的驗算對以扭轉變形為主的主軸，還要驗算其扭轉剛度。通常要求其扭轉角在（2025）D的長度不超過,即：式中： D主軸直徑，單位為mm代入數(shù)據(jù)得

44、符合要求。5.2.3主軸軸承壽命的驗算在水平面：在水平面：考慮壓軸力的因軸承在運轉中有中等沖擊載荷，又由于不受軸向力，查得載荷系數(shù)，取，則有：軸承的壽命計算:所以按軸承的受力大小計算壽命故該軸承NN3000K能滿足要求。7）主軸材料與熱處理材料為45鋼，調質到220250HBS，主軸端部錐孔、定心軸頸或定心圓錐面等部位局部淬硬至HRC5055，軸徑應淬硬。6）頭部尺寸的選擇 對機床主軸的頭部廣泛采用短圓周式結構，懸伸短，剛度好。在此選擇B型，主軸前端軸徑D1=100mm,故選代號為6的B型結構。其公稱直徑D=106.375,、偏差為+0.010、D1=170、D2=133.4、d1=19.05

45、、d2=14、d3=M6、B=25、=14、h=5。第6章箱體與潤滑的設計6.1 箱體的設計參考設計手冊11-1，鑄鐵減速器箱體結構尺寸初步取如下5-1：表5-1名稱符號減速器型與尺寸關系mm箱體壁厚=12mm箱蓋壁厚=12mm箱座凸緣厚度bb=1.5=18mm箱蓋凸緣厚度b1b1=1.5=18mm箱座底凸緣厚度b2b2=2.5=30mm表5-1 續(xù)名稱符號減速器型與尺寸關系mm地腳螺釘直徑df0.36a+12=0.036124+12=16.464mm,取常用值df=20mm,型號為GB5782-86M2030,采用標準彈簧墊圈，型號:墊圈GB93-8720地腳螺釘數(shù)目na250mm,取n=6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑