普通機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)說明書

1、桂林航天工業(yè)學(xué)院課程設(shè)計(jì)說明書 設(shè)計(jì)題目：普通機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)完成日期：2019 年 6 月 16 日評(píng)定成績(jī)目錄 TOC o 1-5 h z 一、設(shè)計(jì)目的 3二、設(shè)計(jì)步驟 3運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì) 3已知條件 3結(jié)構(gòu)分析式 3繪制轉(zhuǎn)速圖 5繪制傳動(dòng)系統(tǒng)圖 7動(dòng)力設(shè)計(jì) 7確定各軸轉(zhuǎn)速 9帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 9各傳動(dòng)組齒輪模數(shù)的確定和校核 12齒輪強(qiáng)度校核 13校核 a 傳動(dòng)組齒輪 13校核 b 傳動(dòng)組齒輪 14校核 c 傳動(dòng)組齒輪 15主軸的校核 16主軸最佳跨距的確定 16選擇軸頸直徑 , 軸承型號(hào)和最佳跨距 17求軸承剛度 17各傳動(dòng)軸支承處軸承的選擇 18主軸剛度的校核 18計(jì)算跨距 18三、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1

2、9四、參考文獻(xiàn) 28、設(shè)計(jì)目的通過機(jī)床主運(yùn)動(dòng)機(jī)械變速傳動(dòng)系統(tǒng)得結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)， 在擬定傳動(dòng)和變速的結(jié)構(gòu)方 案過程中，得到設(shè)計(jì)構(gòu)思、方案分析、結(jié)構(gòu)工藝性、機(jī)械制圖、零件計(jì)算、編寫 技術(shù)文件和查閱技術(shù)資料等方面的綜合訓(xùn)練， 樹立正確的設(shè)計(jì)思想， 掌握基本的 設(shè)計(jì)方法，并具有初步的結(jié)構(gòu)分析、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和計(jì)算能力。、設(shè)計(jì)步驟運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)已知條件確定轉(zhuǎn)速范圍：主軸最小轉(zhuǎn)速。 nmin=40r/min2 確定 公比 ： =1.413 轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)： z 12結(jié)構(gòu)分析式 傳動(dòng)結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇 結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)對(duì)于分析和選擇簡(jiǎn)單的串聯(lián)式的傳動(dòng)不失為有用的方法， 但對(duì)于 分析復(fù)雜的傳動(dòng)并想由此導(dǎo)出實(shí)際的方案，就并非十分有效。

3、（1）結(jié)構(gòu)式的擬定對(duì)于 z=12 傳動(dòng)式，有 7 種結(jié)構(gòu)式和對(duì)應(yīng)的結(jié)構(gòu)網(wǎng)。分別為：12=26（2）方案優(yōu)略性比較1. 方案 12=43、 12=3 4 都有 3根軸， 7對(duì)齒輪； 方案 12=6 2 、 12=2 6 都有 3根軸，8 對(duì)齒輪，而 8 對(duì)齒輪的軸向尺寸大于 7對(duì)齒輪 的軸向尺寸。 故方案、 優(yōu)于 、。 12=4 3 、 12=3 4通過計(jì)算這兩個(gè)的擴(kuò)大組超過極限值 8根據(jù)傳動(dòng)副數(shù)：“前多后少”原則。最終確定傳動(dòng)方案為 322 在設(shè)計(jì)時(shí)必須保證中間傳動(dòng)軸的變速范圍最小， 根據(jù)中間傳動(dòng)軸變速范圍小的原 則選擇結(jié)構(gòu)網(wǎng)。從而確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下：檢查傳動(dòng)組的變速范圍時(shí)，只檢查最后一個(gè)擴(kuò)大組：

4、R2X2 P2 1 其中 1.41， X2 6，P2 2其中 ， ，所以 R2 1.41 6 1 8.46 810，合適。繪制轉(zhuǎn)速圖選擇電動(dòng)機(jī)一般車床若無特殊要求，多采用 Y 系列封閉式三相異步電動(dòng)機(jī)，已知是 4KW，根 據(jù)車床設(shè)計(jì)手冊(cè)附錄表 2 選 Y-132M-4，額定功率 4kw，滿載轉(zhuǎn)速 1440 。分配總降速傳動(dòng)比總降速傳動(dòng)比 i nmin /nd 40 / 1440 0.027又電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 nd 1440r / min 不符合轉(zhuǎn)速數(shù)列標(biāo)準(zhǔn)，因而增加一定比傳動(dòng)副。確定傳動(dòng)軸軸數(shù)傳動(dòng)軸軸數(shù) = 變速組數(shù) + 定比傳動(dòng)副數(shù) + 1 = 3 + 1 + 1 = 5 。確定各級(jí)轉(zhuǎn)速由nmim

5、 40r /min 1.41 z = 12 確定各級(jí)轉(zhuǎn)速，采用標(biāo)準(zhǔn)公比后，標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速 數(shù)列可從表 2-5 查出：40、56、80、112、160、224、315、450、630、900、1250、 1800r/min 在五根軸中，除去電動(dòng)機(jī)軸，其余四軸按傳動(dòng)順序依次設(shè)為、。 與、與、 與軸之間的傳動(dòng)組分別設(shè)為 a、b、c?，F(xiàn)由(主軸)開始， 確定、軸的轉(zhuǎn)速：先來確定軸的轉(zhuǎn)速66傳動(dòng)組 c 的變速范圍為 1.41 8 Rmax 8,10 ，結(jié)合結(jié)構(gòu)式， 軸的轉(zhuǎn)速只有一種可能：160、 224、315、450、630、 900r/min 。確定軸的轉(zhuǎn)速傳動(dòng)組 b 的級(jí)比指數(shù)為 3，希望中間軸轉(zhuǎn)速較小

6、，因而為了避免升速，又不致傳 動(dòng)比太小，可取bi1 1/ 3 1/2.8， bi2 1/1 軸的轉(zhuǎn)速確定為： 450、630、 900r/min 。確定軸的轉(zhuǎn)速 對(duì)于軸，其級(jí)比指數(shù)為 1, 可取 ai1 1/ 2 1/2， ai2 1/ 1/1.41，ai3 1/1確定軸轉(zhuǎn)速為 900r/min 。由此也可確定加在電動(dòng)機(jī)與主軸之間的定傳動(dòng)比i=1440/900 1/1.5確定各變速組傳動(dòng)副齒數(shù)傳動(dòng)組 a:查表 8-1, ai1 1/1/2 ， ai2 1/1/1.41， ai3 1/1ai1 1/1/2時(shí)： Sz 57、60、63、66、69、72、75、78ai2 1/1/1.41時(shí)： Sz

7、 58、60、63、65、67、68、70、72、73、77ai3 1/1時(shí)： Sz 58、60、62、64、66、 68、70、72、74、76 可取 Sz 72, 于是可得軸齒輪齒數(shù)分別為： 36、30、24。于是 ia1 36/36，ia2 30/42，ia3 24/48可得軸上的三聯(lián)齒輪齒數(shù)分別為：36、42、48傳動(dòng)組 b:查表8-1, bi1 1/ 3 1/ 2.78，bi 2 1/1bi1 1/ 31/ 2.78時(shí)：Sz 69、72、73、76、77、80、81、84、87bi 2 1/1時(shí)： Sz 70、72、74、76、78、80、82、84、86可取 Sz 84，于是可得軸

8、上兩聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為： 42、 22于是 bi1 42/42，bi2 22/ 62 ，得軸上兩齒輪的齒數(shù)分別為： 42、62傳動(dòng)組 c:查表 8-1, ci1 1/4, ic2 2 ci1 1/4時(shí)： Sz 84、85、89、90、94、95ic2 2 時(shí)： Sz 72、75、 78、81、84、87、89、90 可取 Sz 90.ci1 1/ 4為降速傳動(dòng)，取軸齒輪齒數(shù)為 18；ic2 2 為升速傳動(dòng)，取軸齒輪齒數(shù)為 72。于是得 ci1 18/72, i c2 60/30得軸兩聯(lián)動(dòng)齒輪的齒數(shù)分別為 18， 60； 得軸兩齒輪齒數(shù)分別為 30， 72。繪制轉(zhuǎn)速圖繪制傳動(dòng)系統(tǒng)圖根據(jù)軸數(shù)，齒輪

9、副，電動(dòng)機(jī)等已知條件可有如下系統(tǒng)圖：2. 動(dòng)力設(shè)計(jì)確定各軸轉(zhuǎn)速(1) 確定主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速：主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為n IVz13min40 1.411213112r / min各傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速：軸可從主軸 112r/min 按傳動(dòng)副從下往上找上去，軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速450r/min ；軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 450r/min ；軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 900r/min 。核算主軸轉(zhuǎn)速誤差n標(biāo) 45r /min實(shí)標(biāo)標(biāo)所以合適。帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 n=1440r/min, 功率 P=4KW傳, 動(dòng)比 i=2 ，兩班制，一天運(yùn)轉(zhuǎn) 16.1 小時(shí)， 工作年數(shù) 10 年。(1) 確定計(jì)算功率取 K A 1.1，則 pjKAP 1.

10、1 4 4.4KW(2) 選取 V 帶型 根據(jù)小帶輪的轉(zhuǎn)速和計(jì)算功率，選 A 型帶。確定帶輪的計(jì)算直徑 D ， D 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 D 不宜 過小，即 D Dmin 。查機(jī)械設(shè)計(jì)表 8-3 ，8-7 取主動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑 D =128mm。D2 n1 D1由公式n2式中： n - 小帶輪轉(zhuǎn)速，n - 大帶輪轉(zhuǎn)速，所以1440D2 1000128=184mm。驗(yàn)算帶速d1n1v 1 1驗(yàn)算帶速成 60 1000其中 n1- 小帶輪轉(zhuǎn)速， r/min ；d1- 小帶輪直徑， mm；60 10003.14 128 1440 v 9.64 m/ s 5,25

11、 ，合適。確定帶傳動(dòng)的中心距和帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 設(shè)中心距為 a0, 則0.6(D1D2 ) a 2(D1D2) u 1000mv 13.77 40次 s于是 187 a 624, 初取中心距為 a0400mm。(D2 D1)2L0 2a0(D1 D2)2 12 帶長(zhǎng)4a03.142 400 3.124 (128 184)(184 128)2 1292mm4 400查表 1-14 取相近的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 Ld(5) 驗(yàn)算三角帶的撓曲次數(shù)1400mm。L s ,m 為帶輪的個(gè)數(shù)，符合要求a a0 Ld L0 1440 1292 454mm帶傳動(dòng)實(shí)際中心距 2 2(6) 驗(yàn)算小帶輪的包角般小帶輪的包角不應(yīng)小于

12、 120 。1 180d2 d1 57.3 171.9 120a 。合適。確定帶的根數(shù)pjZ( p0p0)k kL其中： p0- i 1 時(shí)傳遞功率的增量；k - 按小輪包角 ，查得的包角系數(shù)；kLk L -長(zhǎng)度系數(shù)；查表得 kL =0.96 ， p0 =1.92 ， k =0.98，p0k bn0 11ki，查表得 k b=0.7725 10 3，ki 1.1036 ，則p00.772510 31440 1 11.1036kw0.104 kwpd4.4(p0p0)k kL (1.92 0.104) 0.98 0.96 2.3=5 7對(duì)于小截面 Y、Z、A、B、D、E 型 V帶， z max，

13、對(duì)于大截面 D 、E型 V帶，。取 Z=3 根。z max 8 12max計(jì)算帶的張緊力 F0pj 2.5 k 2F0 500 j ( ) qv20 vZ k其中： pj - 帶的傳動(dòng)功率 ,KW；v- 帶速 ,m/s ；q- 每米帶的質(zhì)量， kg/m；取 q=0.17kg/m 。2.5 0.98F0 500 ( ) 0.17 9.64 2 133.78 N 0 9.64 3 0.98計(jì)算作用在軸上的壓軸力FQ2ZF0 sin 212 3 133.78 sin 171.9 370.66 N2各傳動(dòng)組齒輪模數(shù)的確定和校核 模數(shù)的確定：a 傳動(dòng)組按齒輪彎曲疲勞的計(jì)算：1.72KcKd KbKswP

14、傳額1.2 1.4 1.00 0.85 4.224=267 3按接觸疲勞計(jì)算：2 1 1.2 1.4 1.00 1.1 4.224 16338 3 2 28 242 2 6702 1000mj16338 3i1)Kc Kd Kb Ksj P傳額mz12ijnjz1y mnj w 24 0.420 8 1000 280通過計(jì)算求出： mw=1.8 mj =1.97 根據(jù)計(jì)算選取兩個(gè)中的較大值，選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。取 mj =1.97 所以取 m=2 p 傳額 所傳遞的額定功率（ kw）P = Kw帶 軸承 ;Pd 電機(jī)功率 4（kw）；j 齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速 900（ r/min ）；m 齒寬系數(shù)，

15、 m B,取 6至10； m 8mz1 小齒輪齒數(shù) 24；Ksw和Ksj 在變動(dòng)工作量下， 材料在彎曲和接觸應(yīng)力狀態(tài)下的壽命系數(shù)， 有極 限值； ksw=0.85,k sj =1.1KC 工作狀況系數(shù)，中等沖擊的主傳動(dòng) KC =1.2 1.6; KC =1.2Kd 動(dòng)載荷系數(shù)，機(jī)械制造裝備指導(dǎo)書中 p20按表 1-19選取； K d =1.4Kb 動(dòng)載荷系數(shù)，機(jī)械制造裝備指導(dǎo)書中 p20按表 1-20選取； K b =1.00y 齒形系數(shù)，機(jī)械制造裝備指導(dǎo)書中 p21 按表 1-21 選取 y=0.420；許用彎曲應(yīng)力 （ mpa）機(jī)械制造裝備指導(dǎo)書中p21 按表 1-22 選??；w =280

16、(mpa)j 許用接觸應(yīng)力（ MPa）機(jī)械制造裝備指導(dǎo)書中p21 中表 1-22 選取j =1200(mpa)于是傳動(dòng)組 a 的齒輪模數(shù)取： b m m 8 2 16mmb 傳動(dòng)組同理按齒輪彎曲疲勞的計(jì)算：267 KcKd KbKswP傳額 =267 3 1.2 1.4 1.00 0.85 4.224267 z1y mnjw =267 24 0.420 8 1000 2801.72按接觸疲勞計(jì)算：mj163383(i m1z)1K2icKdKj bK2 snj jP傳額 =163382 1 1.2 1.4 1.00 1.1 4.2248 2422 6702 1000可以求出： mw=2.35,

17、mj =2.52 根據(jù)計(jì)算選取兩個(gè)中的較大值，選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。取 mj =2.52 所以取 m=3p 傳額 所傳遞的額定功率（ kw）,P =Kw 帶 軸承 軸承 齒輪z1 小齒輪齒數(shù) 22；y 齒形系數(shù)，機(jī)械制造裝備指導(dǎo)書中 p21按表1-21 選取y=0.408；j 齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速 450（ r/min ）；于是傳動(dòng)組 b 的齒輪模數(shù)取： b m m 8 3 24mmc 傳動(dòng)組按齒輪彎曲疲勞的計(jì)算：KcKd KbKswP傳額3 1.2 1.4 1.00 0.85 4.224mw 2673=267 3 1.72wz1y mnj w 24 0.420 8 1000 280按接觸疲勞計(jì)算：m

18、j16338 3i1)KcKdKbKsj P傳2 sj 傳額 =16338 mz12ijnj2 1 1.2 1.4 1.00 1.1 4.2248 2422 6702 1000可以求出： mw=3.4,m j =3.79 根據(jù)計(jì)算選取兩個(gè)中的較大值，選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) 取 mj =3.79 所以取 m=4p 傳額 所傳遞的額定功率( kw),P =Kw帶 軸承 齒輪z1 小齒輪齒數(shù) 18；y 齒形系數(shù)，機(jī)械制造裝備指導(dǎo)書中 p21按表1-21 選取y=0.378；j 齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速 160( r/min )； 于是傳動(dòng)組 b 的齒輪模數(shù)?。?b m m 8 4 32mm 1. 標(biāo)準(zhǔn)齒輪：*20

19、度， h* 1， c* 0.25 從機(jī)械原理 表10-2 查得以下公式 齒頂圓直徑 da = (z1+2h*a )m 齒根圓直徑 df=(z1-2ha*-2c *)m 分度圓直徑 d = mz 齒頂高 ha = h* am齒根高 hf = (h*a +c*)m齒輪齒數(shù)模數(shù)分度圓齒頂圓齒根圓齒頂高齒根高齒輪厚1363108114100.533.75242243727864.533.75243303909682.533.75244363108114100.533.75245483144150136.533.75246423126132118.533.752474241681761584532822

20、48896784532942416817615845321062424825623845321160424024823045321218472806245321330412012811045321472428829627845323. 齒輪強(qiáng)度校核 ：計(jì)算公式 F 2KT1YFaYSa bm校核 a 傳動(dòng)組齒輪 查設(shè)計(jì)手冊(cè)可得以下數(shù)據(jù) ：z=24,u=2,m=3,B=82=16,nj =900r/min,k 1=1.04,k 2=1.2,k 3=1T=Ts/p=18000/3=6000接觸應(yīng)力 ： KT3.1860n1T C0360 630 90007 3.24107K n 0.83, K N

21、 0.58, K q 0.64 ，KS KT KnKNKq 10.1982088 1000 (u 1)K1K 2K 3K sNj 1 2 3 s (MPa ) Zm uBn j N 為傳遞的額定功率( KW) N 3.8將以上數(shù)據(jù)代入公式可得j9833812M00p(mapa)Mpa PASS彎曲應(yīng)力KTm60n1TC061.596 0 630 90001.59 2 1062.350.83, K N 0.78, K q 0.77 ，KS K TKnK NKq 01.729 ， Y 0.3955191 105K1K 2K3KSNZm 2BYn j(MPa )將以上數(shù)據(jù)代入公式可得所以合格校核 b

22、 傳動(dòng)組齒輪查設(shè)計(jì)手冊(cè)可得以下數(shù)據(jù)：z=20,u=2,m=4,B=83=24,n j =450r/min,k 1=1.04,k 2=1.2,k 3=1 T=Ts/P=18000/3=6000接觸應(yīng)力 ：KT60n1T60Cn01T2.5360 315 90001072.6K n 0.85, K N 0.58, K q 0.60 ，KS KTKnK NKq0.752088 1000Zm(u 1)K1K2K3KsN (MPa)uBn j N 為傳遞的額定功率（ KW） N 3.65將以上數(shù)據(jù)代入公式可得彎曲應(yīng)力KTm60 315 900062 106q2.1K n 0.85, K N 0.78,

23、K0.75KS KTK nKNK q 1.175(MPa )191 10 5K1K 2K3K SN2Zm Bn j將以上數(shù)據(jù)代入公式可得w 29.1 Mpa 320 Mpa (PASS )校核 c 傳動(dòng)組齒輪 校核齒數(shù)為 18 的即可，確定各項(xiàng)參數(shù)P=4KW,n=450r/min,確定動(dòng)載系數(shù)： v齒輪精度為 7 級(jí)，由機(jī)械設(shè)計(jì)查得使用系數(shù) Kv 0.9b m m 8 4 32mm確定齒向載荷分配系數(shù) : 取齒寬系數(shù) d 1非對(duì)稱 K H 1.12 0.18 1 0.6 d2 d2 0.23 10 3b1.12 0.18(1 0.6) 0.23 10 3 32 1.42b/ h 40/(5 4

24、) 2, 查機(jī)械設(shè)計(jì)得 KF 1.27確定齒間載荷分配系數(shù) :由機(jī)械設(shè)計(jì)查得KFKH1.2確定動(dòng)載系數(shù) : K KAKvKF KH1.0 0.9 1.2 1.27 1.42查表 10-5YFa 2.91 FSa 1.53計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 FE 540Mp a。圖 10-18 查得 KN 0.9,S = 1.30.9 5401.3374 Mp a F 3742.91 1.5384，故合適。軸的校核軸的校核： 通過受力分析， 在一軸的三對(duì)嚙合齒輪副中， 中間的兩對(duì)齒輪對(duì) 軸中點(diǎn)處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進(jìn)行校核T9.55106 P /n 9.

25、551067. 50. 96/100068. 76NmFt2T / d268.76 /( 80103)1719NPFFtFt 2 2431N已知 : d36mm, E200 109Pay0.0340.12mmx 330mm, b 228mm,F b xl 2 x2 b2YBB 6 E I l2431 228 330 6852 2282 3302 10 3 47.5 0.9224507.5 0.89160(4) 主軸的直徑：4 3 0.99 0.98 0.98 0.85, n4 40r /min40mm7.5d9144917.5 0.8556mm40(2) 軸的直徑： 2 1 0.98 0.99

26、 0.99 0.922,n2 450r /min(3) 軸的直徑：3 2 0.98 0.99 0.89,n3 180r /min32mm各軸間的中心距dI-II= (Z1m1+Z2m1)/2= (243+483)/2=108mm dII=III= (Z9+Z10)m/2=(42+42) 4/2=168mm dIII-IV= (Z13+Z14) m/2=(30+60)4/2=180mm選擇軸頸直徑 , 軸承型號(hào)和最佳跨距 前軸頸應(yīng)為 75-100mm,初選 d1=100mm后, 軸頸 d2 (0.7 0.9)d1取 d2 70mm,軸承為 NN3020K后, 軸承為 NN3016K,根據(jù)結(jié)構(gòu) ,

27、 定懸伸長(zhǎng)度 a1 75mm求軸承剛度 考慮機(jī)械效率 主軸最大輸出轉(zhuǎn)距 T 9550 P 0.85 676N90床身上最大加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的 60%,取 50%即 200mm, 故半徑為 0.1 m.切削力 FC 676 6760NC 0.1背向力 FP 0.5FC 0.5 6760 3380N故總的作用力 FFP2 FC2 7558N次力作用于頂在頂尖間的工件上主軸尾架各承受一半 , 故主軸軸端受力為 F /2 3779N 先假設(shè) l /a 3,l 3 75 225mm前后支撐 RARB 分別為RAlal3779225 752255039NRBF a 3779 751260N2 l

28、225根據(jù) Kv dFr 3.39Fr0.1la0.8(iz)0.9 cos1.9 v d r r aFvA5039N , FvB 1260N2,zA 30l aA 8.8mm, l aB10.8, zB 17,iB 1,iAKA 3.39 50390.1 8.80.8 2 30 0.9 cos1.9 0 1809NKB 3.39 12600.1 10.80.8 2 17 0.9 cos1.9 0 1107NKA/KB1809 1.631107de 100 70 /2 85mmI 0.05 0.085 684 22 724 54 804 756 1004 35 1044 8 de 480. 5

29、6mm 0.0464 2.39 10 e 887 m40.658EI 2.1 1011 2.39 10 63 3 6 KAa3 1809 0.075 3 106查線圖 l0 /a 3,與原假設(shè)相符 l 75 3 225mm6. 各傳動(dòng)軸支承處軸承的選擇主軸前支承：NN3020K中; 支承： N219E;后支承： NN3016K軸前支承：30207;后支承：30207軸前支承：30207;后支承：30207軸前支承：30208;后支承：302087. 主軸剛度的校核7.1 計(jì)算跨距 前支承為雙列圓柱滾子軸承，后支承為雙列圓柱滾子軸承l(wèi) 332 374 12.5 31.5 687mm 0.687m

30、當(dāng)量外徑主軸剛度：由于 di /de 45 / 80.56 0.5586 0.5故根據(jù)式（ 10-8 ）ks3 104 de4 di43 10480. 56445410 12aA2 laA752 887 75 10 9149. 3N / m對(duì)于機(jī)床的剛度要求，取阻尼比 0.035當(dāng) v=50m/min,s=0.1mm/r 時(shí), kcb 2.46N/ m m, 68.8 ,取 blim 0.02Dmax 0.02 687 50% 6.87mmKB2.46 6.872 0.035 1 0.035cos68.884.36N m計(jì)算 K Aks=1.66k A=1.66*76.5=127Ks 1.66

31、K A 1.66 76.5 127.0N / m 152.3N / m 可以看出，該機(jī)床主軸是合格的 .三、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1.I 軸（ 輸入軸） 的設(shè)計(jì)將運(yùn)動(dòng)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(qiáng)軸的剛度或使軸部受帶的拉力（ 采用卸荷裝置） 。軸上裝 有摩擦離合器,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 在整體裝入箱內(nèi)。采用的卸荷裝置一般是把軸承裝 載在法蘭盤上,通過法蘭盤將帶輪的拉力傳遞到箱壁上。車床上的反轉(zhuǎn)一般用于加工螺紋時(shí)退刀,車螺紋時(shí),換向頻率較 高, 實(shí)現(xiàn)正反轉(zhuǎn)的變換方案很多, 采用正反向離合器。正反向的轉(zhuǎn)換在 不停車的狀態(tài)下進(jìn)行,常采

32、用片式摩擦離合器,由于裝在箱內(nèi),一般采 用濕式。在確定軸向尺寸時(shí),摩擦片不壓緊時(shí), 應(yīng)留有0.20.4mm 的間隙,間隙應(yīng)能調(diào)整。離合器及其壓緊置中有三點(diǎn)值得注意:摩擦片的軸向定位: 由兩個(gè)帶花鍵孔的圓盤實(shí)現(xiàn),其中一圓盤裝 在花鍵上,另一個(gè)裝在花鍵軸上的一個(gè)環(huán)形溝槽里里,并轉(zhuǎn)過一個(gè) 花鍵齒,和軸上的花鍵對(duì)正,然后用螺釘把錯(cuò)開的兩個(gè)圓盤連接在 一起,這樣就限制了軸向和周向的兩個(gè)由度,起了定位作用。摩擦片的壓緊由加力環(huán)的軸向移動(dòng)實(shí)現(xiàn), 在軸系上形成了弾性 力的封閉系統(tǒng),不増加軸承軸向復(fù)合。結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)使加力環(huán)錐擺桿和鋼球的運(yùn)動(dòng)是不可逆的, 即操 縱力撤消后,有自鎖作用。齒輪與軸之間的軸承可以用滾動(dòng)

33、軸承也可以用動(dòng)軸承, 滑動(dòng)軸 承在一些性能和維修上不如滾動(dòng)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(rùn)滑。齒輪 塊設(shè) 計(jì)齒輪是變速箱中的重要元件,齒輪同時(shí)嚙合的齒數(shù)是周期性變化 的 。也 就 是 說 , 作 用 在 一 個(gè) 齒 輪 上 的 載 荷 是 變 化 的 , 同 時(shí) 由 于 齒 輪 制 造 及安裝誤差等,不可避免要產(chǎn)生動(dòng)載荷而引起振動(dòng)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(jì)時(shí),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:是 固 定 齒 輪 還 是 滑 移 齒 輪 ；移動(dòng) 滑移 齒輪 的方 法 ；齒輪 精度 和加 工方

34、 法 ；變速箱中齒輪用于傳遞動(dòng)力和運(yùn)動(dòng),它的精度選擇主要取決于圓 周速度, 采用同一精度時(shí), 圓周速度越高,振動(dòng)和噪聲越大, 根據(jù)實(shí)際結(jié)果得知, 圓周速度會(huì)増加一倍, 噪聲約増大6? 。工作平穩(wěn)性和接觸誤差對(duì)振動(dòng)和噪聲的影響向比運(yùn)動(dòng)誤差要大, 所以這兩項(xiàng)精度應(yīng)選高一級(jí)。為了控制噪聲, 機(jī)床上主傳動(dòng)齒輪都要選用較高的精度, 大都是 用 7-6-6 。圓 周 速 度 很 低 的 , 才 選 8-7-7 。如 噪 聲 要 求 很 嚴(yán) , 或 一 些 關(guān) 鍵 齒輪,就應(yīng)選6-5-5 。當(dāng)精度從7-6-6 提高到6-5-5 時(shí), 制造費(fèi)用將顯著 提高。不同精度等級(jí)的齒輪, 要采用不同的加工方法,對(duì)結(jié)構(gòu)要

35、求也有 所不同。8級(jí)精度齒輪, 一般滾齒或插齒就可以達(dá)到。7級(jí)精度齒輪, 用較高精度滾齒機(jī)或插齒機(jī)可以達(dá)到, 但淬火后, 由于變形, 精度將下降, 因此,需要淬火的7級(jí)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(jí)精度的齒輪,用精密滾齒機(jī)可以達(dá)到, 淬火齒輪,必須磨齒才 能達(dá)到6級(jí)。機(jī)床主軸變速箱中齒輪齒部一般都需要淬火。其他 問題滑移齒輪進(jìn)出嚙合的一端要圓齒, 有規(guī)定的形狀和尺寸。圓齒和 倒角性質(zhì)不同, 加工方法和畫法也不一樣, 應(yīng)予注意。選擇齒輪塊的結(jié)構(gòu)要考慮毛坯形式（ 棒料、自由鍛或模鍛） 和機(jī)械 加工時(shí)的安裝和定位基面,盡可能做到省工、省料又易于保證精度。齒輪磨齒時(shí)

36、, 要求有較大的空刀（砂輪）距離,因此多聯(lián)齒輪不便 于做成整體的, 一般都做成組合的齒輪塊, 有時(shí)為了縮短軸向尺寸,也 有用組合齒輪的。要保證正確嚙合,齒輪在軸上的位置應(yīng)該可靠,滑移齒輪在軸向位置由操縱機(jī)構(gòu)中的定位槽、定位孔或其他方式保證,一般在裝配時(shí) 最后調(diào)整確定。傳 動(dòng) 軸 的 設(shè) 計(jì)機(jī) 床 傳 動(dòng) 軸 ，廣 泛 采 用 滾 動(dòng) 軸 承 作 支 承 。軸 上 要 安 裝 齒 輪 、離 合 器和制動(dòng)器等。傳動(dòng)軸應(yīng)該保證這些傳動(dòng)件或機(jī)構(gòu)能正常工作。首 先 傳 動(dòng) 軸 應(yīng) 有 足 夠 的 強(qiáng) 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

37、得振動(dòng)、噪聲、空 載功率、磨損和發(fā) 熱増大 ；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(huì) 引起上述問題。傳動(dòng)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?；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(zhǎng)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(shí)的過濾部分,一般尺寸花鍵的滾刀直徑 D刀為 6585mm。機(jī)床傳動(dòng)軸常采用的滾動(dòng)軸承有球軸承的滾錐軸承,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(duì)軸

38、 的剛度、支承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(shí)在沒有 軸向力時(shí), 也常采用這種軸承, 選擇軸承的型號(hào)和尺寸,首先取決于承 載能力,但也要考慮其他結(jié)構(gòu)條件。同一軸心線的箱體支承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(shí)加工幾個(gè)同 心孔的工藝,下面分析幾種鏜孔方式:對(duì)于支承跨距長(zhǎng)的箱體孔,要從 兩邊同時(shí)進(jìn)行加工，支承跨距比較短的 , 可以從一邊（ 從大孔方面進(jìn)刀） 伸進(jìn)鏜桿, 同時(shí)加工各孔；對(duì)中間孔徑比兩端

39、大的箱體, 鏜中間孔必須 在箱內(nèi)調(diào)刀,設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)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(dá)到支承孔直徑的安排要求。兩孔間的最小壁厚,不得小于 510mm,以免加工時(shí)孔變形.花鍵軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個(gè)應(yīng)小于花鍵的內(nèi)徑。一 般 傳 動(dòng) 軸 上 軸 承 選 用 G級(jí) 精 度 。傳動(dòng)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(dòng)件 的位置正確性,不論軸是否轉(zhuǎn)動(dòng),是否受軸向力,都必須有軸向定位, 對(duì)受軸向力的軸,其軸向定位就更重要?；剞D(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(shí)應(yīng)注意:1）軸的長(zhǎng)度。長(zhǎng)軸要考慮熱伸長(zhǎng)的問題,

40、宜由一端定位。2）軸承的間隙是否需要調(diào)整。3）整個(gè)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。主軸 組件 設(shè)計(jì)主軸組件結(jié)構(gòu)復(fù)雜,技術(shù)要求高,安裝工件的主軸參與切削成形 運(yùn)動(dòng), 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(shè)計(jì)時(shí)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(gè)方面考慮。各部分尺寸的選擇主軸形狀與各部分尺寸不僅和強(qiáng)度、剛度有關(guān),而且涉及多方面的因素。1）內(nèi)孔直徑車床主軸由于要通過棒料,安裝白動(dòng)卡盤的操縱機(jī)構(gòu)及通過卸頂 尖的頂桿,必須是空心軸,為了擴(kuò)大使用范圍,加大可加工棒料直徑, 車床主軸內(nèi)孔直徑有増大的趨勢(shì)。2）軸頸直徑

41、前支承的直徑是主軸上一主要的尺寸, 設(shè)計(jì)時(shí),一般先估算或擬定一個(gè)尺寸, 結(jié)構(gòu)確定后再進(jìn)行核算。3）前錐孔直徑前錐孔用來裝頂尖或其他工具錐柄, 要求能自鎖,目前采用莫氏 錐孔。4）支 承 跨 距 及 懸 伸 長(zhǎng) 度為 了 提 高 剛 度 , 應(yīng) 盡 量 縮 短 主 軸 的 外 伸 長(zhǎng) 度 a, 選 適 當(dāng) 的 支 承 跨 距 , 一般錐薦取: L a 35，跨距L小時(shí),軸承變形對(duì)軸端變形的影響大, 所以,軸承剛度小時(shí), La應(yīng)選大値,軸剛度差時(shí),則取小値?？缇郘的大小,很大程度上受其他結(jié)構(gòu)的限制,常常不能滿足以上 要求,安排結(jié)構(gòu)時(shí)力求接近上述要求。主軸 軸承1）軸承 類型 選擇主軸前軸承有兩種常

42、用的類型:雙列短圓柱滾子軸承, 承載能力大,可同時(shí)承受徑向力和軸向力, 結(jié)構(gòu)比較簡(jiǎn)単,但允許的極限轉(zhuǎn)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(jī) 床上廣泛采用,具有承載能力大,允許極限轉(zhuǎn)速高的特點(diǎn),外徑比同規(guī) 格的雙列圓柱滾子軸承小一些, 在使用中, 這種 軸承不承 受徑向力。推力球軸承, 承受軸向力的能力最高, 但允許的極限速 度低 ,容易 發(fā)熱。向心推力球軸承, 允許的極限速度高, 但承載能力低 , 主要用于高 速輕載的機(jī)床。軸承 的配 置大多數(shù)機(jī)床主軸采用兩個(gè)支承, 結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)単, 制造方便, 但為了提高 主軸剛度也

43、有用三個(gè)支承的了,三支承結(jié)構(gòu)要求箱體上三支承孔具有 良好的同心度, 否則溫升和空載功率増大, 效果 不一定好, 三孔同心在 工藝上難度較大, 可以用兩個(gè)支承的主要支承, 第三個(gè)為 輔助支承, 輔 助支承軸承( 中間支承 或后支承) 保持比 較大的游隙( 約 0.03 0.07mm ), 只有在載荷比較大、軸產(chǎn)生彎曲變形時(shí),輔助支承軸承才起作用。軸承配置時(shí), 除選擇軸承的類型不同外, 推力軸承的 布置是主要 差別, 推力軸承布置在前軸承前、后軸承還是分別布置在前、后 軸承, 影響著溫升后軸的伸長(zhǎng)方向以及結(jié)構(gòu)的負(fù)責(zé)程度,應(yīng)根據(jù)機(jī)床的實(shí)際 要求確定。在配置軸承時(shí),應(yīng)注意以下幾點(diǎn)：每個(gè)支承點(diǎn)都要能承受

44、經(jīng)向力。兩個(gè)方向的軸向力應(yīng)分別有相應(yīng)的軸承承受。徑向力和兩t 方向的軸向力都應(yīng)傳遞到箱體上, 即負(fù)荷都 由機(jī) 床支承件承受。軸承 的精 度和 配 合主軸軸承精度要求比一般傳動(dòng)軸高,前軸承的誤差對(duì)主軸前端的 影響最大,所以前軸承的精度一般比后軸承選擇高一級(jí)。普通精度機(jī)床的主軸, 前軸承的選C或D級(jí), 后軸承選D或E級(jí),選擇 軸承的精度時(shí),既要考慮機(jī)床精度要求,也要考慮經(jīng)濟(jì)性。軸承與軸和軸承與箱體孔之間, 一般都采用過渡配合,另外軸承 的內(nèi)外環(huán)都是薄壁件,軸和孔的形狀誤差都會(huì)反映到軸承滾道上去, 如果配合精度選的太低,會(huì)降低軸承的回轉(zhuǎn)精度,所以軸和孔的精度 應(yīng)與軸承精度相匹配。1） 軸承 間隙 的調(diào) 整為了提高主軸的回轉(zhuǎn)精度和剛度,主軸軸承的間隙應(yīng)能調(diào)整,把 軸承調(diào)到合適的負(fù)間隙,形成一定的預(yù)負(fù)載,回轉(zhuǎn)精度和剛度都能提 高, 壽命、噪聲和抗震性也有改善