主軸設計說明書

目錄中文摘要、關鍵詞········英文摘要、關鍵詞········引言··············第1章緒論··········1.主1軸及其部件設計的主要意義1.2主要設計內容······1.3主要技術參數(shù)······第2章車床主傳動系統(tǒng)方案設計·2.1主傳動的組成及要求···主1傳動的組成·····主2傳動的設計要求···2.2主傳動系統(tǒng)的傳動方式··集1中傳動式······分2離傳動式······2.3主傳動的變速方式····變1換齒輪變速·····滑2移齒輪變速·····多3速電動機變速····各4種變速機構的組合··2.4主傳動的換向方式····電1動機換向······機2械換向·······第3章主傳動系統(tǒng)的運動設計··3.1確定極限轉速······3.2確定公比········3.3求出主軸轉速級數(shù)····3.4確定結構網(wǎng)和結構式···3.4.傳1動組和傳動副數(shù)的確定#第1章緒論1.主1軸及其部件設計的主要意義主軸箱的設計主要是主軸的設計。1.為了滿足各種不規(guī)則形狀工件的加工，車床主軸選擇立式還是臥式將直接影響裝夾工件和設計夾具的時間。2.根據(jù)加工的范圍不同，設計不同的機構能達到意想不到的效果。如采用立式主軸能依靠工件自重，使其與夾具基準面準確地、緊密的接觸，獲得高精度且穩(wěn)定的加工。3.好的主軸設計能使制造費用降低，性能很好的提高，更具有市場競爭力。4.主軸作為數(shù)控機床的執(zhí)行件，聯(lián)系著伺服電動機和刀架，因此他的設計將直接影響加工后成品的精度。而精度是影響我國數(shù)控機床發(fā)展的首要問題。綜上所述，主軸及其部件的設計是數(shù)控機床發(fā)展是一個重要方面，需要在設計中重點對待。CA6機1床3可6進行各種車削工作，并可加工公制、英制、模數(shù)和徑節(jié)螺紋。主軸三支撐均采用滾動軸承；進給系統(tǒng)用雙軸滑移共用齒輪機構；縱向與橫向進給由十字手柄操縱，并附有快速電機。該機床剛性好、功率大、操作方便。主要設計內容本文主要對主傳動系統(tǒng)、主運動部件和主軸箱的箱體進行設計。主要技術參數(shù)根據(jù)設計要求并參考實際情況，初步選定機床主要參數(shù)如下：床身上最大回轉直徑：360mm刀架上回轉直徑： 210mm主軸轉速級數(shù)： 正轉12級；反轉6級主軸轉速范圍： 正轉37-160；0r/min反轉102-1570r/min主電動機功率： 4kw主電動機功率： 1440r/min第2章車床主傳動系統(tǒng)方案設計主運動傳動系統(tǒng)簡稱主傳動系統(tǒng)，它的功用是將電動機的運動傳給機床主軸，使主軸帶動工作部件實現(xiàn)主運動，并能滿足普通車床主軸變速和換向的要求,它對機床的使用性能、結構和制造成本都有明顯的影響。2.1主傳動的組成及要求2.2.主傳1動的組成1.定比傳動機構：即具有固定的傳動比傳動機構，用來實現(xiàn)降速或升速，一般常采用齒輪、皮帶及鏈傳動等，有時也可以采用聯(lián)軸節(jié)直接傳動。2.變速裝置：機床中的變速裝置有齒輪變速機構，機械無極變速以及液壓無級變速裝置等。3.主軸組件：機床的主軸組件是執(zhí)行件，它由主軸、主軸支承和安裝在主軸上的傳動件等組成。4.開停裝置：用來控制機床主運動執(zhí)行件的啟動和停止。通常采用離合器或直接開停電動機。5.制動裝置：用來使機床主運動執(zhí)行件盡快地停止運動，以減少輔助時間，通?？梢圆捎脵C械的、液壓的、電氣的或電動機的制動方式。.換向裝置：用來改變機床主運動方向。對于主運動換向的機床，在主傳動中都應該設有換向裝置。它們可以是機械的、液壓的或直接改變電動機的旋轉方向。.操縱機構：機床的開停、變速、換向及制動等，一般都需要通過操縱機構來控制。在設計機床時，一般是聯(lián)系起來考慮主傳動與操縱機構的設計方案。.潤滑與密封裝置：為了保證主傳動裝置的正常工作和使用壽命，必須有良好的潤滑裝置與可靠的密封裝置。9.箱體：用來安裝上述個組成部分。封閉式箱體不僅能保護傳動機構，免受塵土、切屑等侵入，而且還可以減少這些機構所發(fā)生的噪聲。2.2.主2傳動的設計要求1.機床的主軸須有足夠的變速范圍和轉速級數(shù)，以便滿足實際使用的要求。2.主電動機和傳動機構須能承受和傳遞足夠的功率和扭矩，并具有較高的傳動效率。.執(zhí)行件須有足夠的精度、剛度、抗振性、和小于許可限度的熱變形和溫升。.噪聲應在允許的范圍內。.操縱要輕便靈活、迅速、安全可靠，并須便于調整和維修。.結構簡單，潤滑與密封良好，便于加工和裝配，成本低。2.2主傳動系統(tǒng)的傳動方式主傳動的布局主要有集中傳動式和分離傳動式兩種。主傳動的全部變速機構和主軸組件裝在同一箱體內，稱為集中傳動布局；分別裝在變速箱和主軸箱兩個箱體內，其間用帶、鏈條等傳動時，稱為分離傳動式布局。2.2.集中1傳動式優(yōu)點是結構緊湊，便于實現(xiàn)集中操縱，箱體少。缺點是：傳動機構運轉中的振動和發(fā)熱會直接影響到主軸的工作精度。一般適用于主運動為旋轉運動的普通精度的中、大型機床。2.2.分2離傳動式優(yōu)點是變速箱所產(chǎn)生的振動和熱量不傳給或少傳給主軸，從而減少了主軸的振動和熱變形；高速時不用齒輪傳動，而由帶直接傳動，運動平穩(wěn)，加工表面質量好；當采用背輪機構時，傳動鏈短，傳動效率較高，轉動慣量小，便于啟動和制動；低速時經(jīng)背輪機構傳動，扭矩大適應粗加工的要求。其缺點是：要兩個箱體，低速時帶負荷大，帶根數(shù)多，容易打滑；當帶安裝在主軸中段時，調整、檢修都不方便。本課題設計的車床主要加工各種軸類、套筒類和盤類零件上的回轉表面，主運動的速度很高，所以經(jīng)分析決定采用集中式傳動2.3主傳動的變速方式變1換齒輪變速這種變速機構的構造簡單，結構緊湊，主要用于大批量生產(chǎn)中的自動或半自動機床、專用機床及組合機床等?；?移齒輪變速廣泛應用于通用機床和一部分專用機床，其優(yōu)點是：變速范圍大，變速級數(shù)也較多；變速方便又節(jié)省時間；在較大的變速范圍內可傳遞較大的功率和扭矩；不工作的齒輪不嚙合，因而空載功率損失較小等。其缺點是：變速箱的構造較復雜不能在運轉中變速，為使滑移齒輪容易進入嚙合，多用直齒圓柱齒輪傳動，傳動平穩(wěn)性不如斜齒輪傳動等。多3速電動機變速采用多速電動機，可以簡化機床的結構、使用方便、并能在運動中改變某幾種轉速。通常與其他的變速方式聯(lián)合使用。2.3.各種4變速機構的組合根據(jù)機床的不同工作特點，通常機床的變速機構往往是上述幾種變速機構的組合。本課題設計的車床要求變速范圍大，變速級數(shù)多，能夠傳遞較大的功率和扭矩，所以經(jīng)分析采用滑移齒輪變速。2.4主傳動的換向方式2.4.電1動機換向變換電動機的轉向，使主運動執(zhí)行件的運動方向改變，這種換向方式可以簡化機床的機械結構、操作簡單省力。但若采用交流異步電動機換向，若換向頻繁，易引起電動機過熱。2.4.機2械換向目前主傳動系統(tǒng)中主要采用圓柱齒輪-多片式摩擦離合器式換向機構，它可以在高速運動中平穩(wěn)換向，但結構復雜。本課題設計的車床需要正反兩個方向都用于加工，特別是加工螺紋時，換向頻繁，而普通車床一般都采用交流異步電動機作為主傳動的驅動電源，因此，本設計采用圓柱齒輪-多片式摩擦離合器式換向機構來實現(xiàn)主運動的換向。第3章主傳動系統(tǒng)的運動設計3.1確定極限轉速已知主軸最低轉速n=37r/min最高轉速n=1600/min,轉速調整范圍為min maxR=n/n=43nmaxmin3.2確定公比此機床為生產(chǎn)率要求較高的普通機床，減少相對轉速損失是主要的，所以公比①取得較小，這里選定主軸轉速數(shù)列的公比為Φ=1.41。3.3求出主軸轉速級數(shù)I'E；TH.HK3.4確定結構網(wǎng)和結構式3.4.傳1動組和傳動副數(shù)的確定12=×43 ×412=312=×32×2 ×31×2=2 ×21×23=2在上列兩行方案中，第一行方案有時可以省掉一根軸。缺點是有一個傳動組內有四個傳動副。如果用一個四聯(lián)滑移齒輪，剛會增加軸向尺寸，如果用兩個雙聯(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。所以一般少用。第二行的三個方案可根據(jù)下述原則比較：從電動機到主軸，一般為降速傳動。接近電動機處的零件，轉速較高，從而轉矩較小，尺寸也就較小。如使傳動副較多的傳動組放在接近電動機處，則可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就可以少些，就省材料了。這就是“前多后少”的原則。從這個角度考慮，以取12=×32×2的方案為好。結2構網(wǎng)和結構式各種方案的選擇在12×=23×2中，又因基本組和擴大組排列順序的不同而有不同的方案?？赡艿牧N方案，其結構網(wǎng)和結構式見下圖。在這些方案中，可根據(jù)下列原則選擇最佳方案。1；■=：一、*三儀三弓1E=3≡xΞ6X2i11=3Qx3cP12=3∣種方案，其結構網(wǎng)和結構式見下圖。在這些方案中，可根據(jù)下列原則選擇最佳方案。1；■=：一、*三儀三弓1E=3≡xΞ6X2i11=3Qx3cP12=3∣X≡fcχ≡3h3x尸仆:：：?F圖3.結1構網(wǎng)3.4.2傳.動1副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍在降速傳動中，防止齒輪直徑過大而使徑向尺寸常限制最小傳動比i≥1；在升速min4時為防止產(chǎn)生過大的噪音和震動常限制最大轉速比i≤2。因此，主傳動鏈任一傳動組max的最大變速范圍R=G./i)≤8~10。在設計時必須保證中間傳動軸的變速范圍最小。maxmaxmin在檢查傳動組的變速范圍時，只需檢查最后一個擴大組。因為其它傳動組的變速范圍都比它小。即TOC\o"1-5"\h\zR=5%JPnT)≤R ( )n max圖中，方案、、C的第二擴大組X=6P=2貝UR=φ6×(2-D=φ6。φ=1.41，22 2貝UR=1.416=8=R ，是可行的。方案和X=4,P=3,2 max 2 2R=Q4×G-i)=0=16>R,是不可行的。2 max3.4.2基.本2組和擴大組的排列順序在可行的四種結構網(wǎng)方案a、b、c、e中，還要進行比較以選擇最佳方案。原則是選擇中間傳動軸變速范圍最小的方案。因為如果方案同號傳動軸的最高轉速相同，則變速范圍小的，最低轉速較高，轉矩較小，傳動件的尺寸也就可以小些。比較圖3.的1方案a、b、c、e，方案a的中間傳動軸變速范圍最小，故方案a最佳。3.5繪制轉速圖3.5.選1定電動機一般金屬切削機床的驅動，如無特殊性能要求，多采用Y系列封閉自扇冷式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。根據(jù)機床所需功率選擇Y112，M其-同4步轉速為1500r/min。3.5.分2配總降速傳動比總降速傳動比為U=n/n=37/1500≈2.5×10-2n為主軸最低轉速，考慮是否Πmind min需要增加定比傳動副，以使轉速數(shù)列符合標準或有利于減少齒輪及徑向與軸向尺寸，并分擔總降速傳動比。然后，將總降速傳動比按“先緩后急”的遞減原則分配給串聯(lián)的各變速組中的最小傳動比。確定傳動軸的軸數(shù)傳動軸數(shù)=變速組數(shù)定比傳動副數(shù) 。 ()繪制轉速圖先按傳動軸數(shù)及主軸轉速級數(shù)格距l(xiāng)gΦ畫出網(wǎng)格，用以繪制轉速圖。所選定的結構式共有三個傳動組，變速機構共需4軸。加上電動機軸共5軸。故轉速圖需5條豎線，主軸共12速，電動機軸轉速與主軸最高轉速相近，故需要12條橫線。注明主軸的各級轉速。電動機軸轉速也應在電動機軸上注明。中間各軸的轉速可以從電動機軸開始往后推，也可以從主軸開始往前推。通常，以往前推比較方便。即先決定軸III的轉速。傳動組的變速范圍為φ6=1.416=8=R，可知兩個傳動副的傳動比必然是前文敘max述的極限值：

.11 . 2φ2i—-—-,i—-—-

cι4φ4C211這樣就確定了軸Ⅲ的六種轉速只有一種可能，即為14、020、028、040、056、0800r/。隨后決定軸Ⅱ的轉速。傳動軸b的級比指數(shù)為3，在傳動比極限值的范圍內，為了避免升速，又不使傳動比太小，可取ib11ib11—1φ3—28，1i—-b2 1軸Ⅱ的轉帶速確定為同理，對于軸Ⅰ可取i11i-11,ii11i-11,i-1，傳動比接近圖3.轉2速圖齒6輪齒數(shù)的確定6傳.動1組a如 圖所示的傳動組i—1i——i—L查參考文獻表，取為a1 a21.41a321.和42,的三行。結果如下：i— —, ,,,,,,,,a1 z

a2ia31，60，63，65，67，68，70，72，73，75…60，63，66，69，72，75，…a2ia31，60，63，65，67，68，70，72，73，75…60，63，66，69，72，75，…Sz=60和72是共同適用的?？扇z=72，從表中查出小齒4。即i=36/，3i6=30/，4i2=24/。48a1 a2 a31.411S2z從以上各行中可挑出，輪齒數(shù)分別為可得軸Ⅱ上的三聯(lián)齒輪齒數(shù)分別為：36、42、48。3.6.傳2動組b同上可得軸Ⅱ上兩聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為：22、42。于是i=22/62，i=42/42，TOC\o"1-5"\h\zb1 b2可得軸Ⅲ上兩齒輪的齒數(shù)分別為：6、24。23.6傳.動3組c查表,i=1/4,i=2c1 c2i=1/4時：S=……8、48、58、99、09、49…5…c1 zi=2時：S=……7、27、57、88、18、48、78、99…0…c2 z可取Sz=90.i=1/4為降速傳動，取軸Ⅲ齒輪齒數(shù)為1；8c1i=2為升速傳動，取軸Ⅳ齒輪齒數(shù)為3。0c2于是得i=18/72,i=60/30c1 c2得軸Ⅲ兩聯(lián)動齒輪的齒數(shù)分別為1，86；0得軸Ⅳ兩齒輪齒數(shù)分別為7，23。03.6換.向4齒輪副類比其他同類車床，軸Ⅰ齒輪齒數(shù)為3，4軸Ⅱ上齒輪的齒數(shù)為3，0它們之間的惰輪的齒數(shù)為3。43.傳7動系統(tǒng)圖的擬定根據(jù)軸數(shù)，齒輪副，電動機等已知條件可有如下系統(tǒng)圖：圖3.3主傳動系統(tǒng)圖第4章主運動部件結構設計1帶傳動設計電動機轉速r傳/遞m功i率nK電W動,機軸與Ⅰ軸之間的降速比為電動機轉速r傳/遞m功i率nK電W動,機軸與Ⅰ軸之間的降速比為o即帶傳動的傳動比為i=1.8。兩班制工作，一天運轉 小時，工作年數(shù)0年。.1.確1定計算功率由參考文獻表 查得工作情況系數(shù)取K=.故AP=KP=1.3×4kW=5.2kW （ ）caA選取帶型根據(jù)小帶輪的轉速和計算功率，由參考文獻圖選型帶。驗算帶速和確定帶輪直徑初選小帶輪的基準直徑dd1由參考文獻表和表-取小帶輪基準直徑d=125mm。d11.3驗.算2帶速按參考文獻［3式］（8-1）3驗算帶速πdn

V= d?-1—60×1000 （ ）其中n-小帶輪轉速，r/m；in1d-小帶輪直徑，mm；d13.14×125×1440 ,v= ■=9.42m/s故帶速合適。60×1000故帶速合適。因為5m/S<v<30m/S,1.3計.算3大帶輪的直徑根據(jù)參考文獻［3式］（8-1）5，a計算大帶輪直徑dd2d=id=1.8×125mm=225d2 d1根據(jù)參考文獻［3表］8-，8圓整為.確4定帶傳動的中心距和帶的基準長度設中心距為a,則0

TOC\o"1-5"\h\z0.7(d+d)≤a≤2(d+d) ( )d1d2 0 d1d2于是≤≤初取中心距為a=500mm。帶長π (d-d)2 / 、L=2a+—(d+d)+—d2 di— ( )d0 0 2d1d2 4a03.14 (224-125)2=2×500+ ×(125+224)+- =1553mm2 4X500查參考文獻表 取相近的基準長度Ld,Ld=1600mm。帶傳動實際中心距a=a0+La=a0+L-L—d d0=500+21600-1553=523.5mm(4-)驗算小帶輪的包角一般小帶輪的包角不應小于20°。α≈180。-d.—。X57.3。=169.2。＞120。1 a ()合適。確定帶的根數(shù)Z計算單根帶的額定功率Pr由dd由dd15和m查參考文獻表得P=1.92kW。0根據(jù) ，i=1.8和型帶，查參考文獻表 得?P=0.15kW。0查參考文獻表得K=0.98,表得K=0.99,于是aLP=(P+?P)KK=G.92+0.15)X0.98×0.99kW=2.01kW0 0αLr其中： ?P——i≠1時傳遞功率的增量；0k一—按小輪包角α,查得的包角系數(shù)；αk——長度系數(shù)；L

6計.算2V帶的根數(shù)6計.算2V帶的根數(shù)(4-)Z=p^=2Ξ=2.59

P2.01(4-)r為避免V型帶工作時各根帶受力嚴重不均勻，限制根數(shù)不大于1，0取Z=31計.算7單根V帶初拉力的最小值由參考文獻表得型帶的單位長度質量q=0.10kg/m所以(F)=500pca(2?5-kα)+qv20minvZk

α其中： pca-帶的傳動功率,K；W帶速,mv；/-s每米帶的q質-量，kg；/m5.2 2.5—0,XF=500×—-——×( )+0.10×9.422=151.6NTOC\o"1-5"\h\z0 9.42X3 0.98計.算8壓軸力F≈2z(F) Sinα+≈2X3X151.6XSin竺9馬=906N ( )p 0min2 24.1帶.輪9的結構小帶輪采用腹板式結構，結構見附圖。大帶輪采用孔板式結構，具體結構略。4.確2定計算轉速4.2主.軸1主軸的計算轉速為主軸從最低轉速算起，第一個1/轉3速范圍內的最高一級轉速，即：z 12n=nφ3-1=37×1.413-1=100r/min ( 1IVmin4.2.各2傳動軸軸Ⅲ可從主軸100r/min按72/18的傳動副找上去，似應為400r/min。但由于軸Ⅲ上的最低轉速140r/min經(jīng)傳動組c可使主軸得到37和280r/min兩種轉速。280r/min要傳遞全部功率，所以軸Ⅲ的計算轉速應為140r/min；軸Ⅱ的計算轉速可按傳動副b推上去，得400r/min；軸Ⅰ的計算轉速為800r/min。

.各3齒輪60/30只需計

計算轉速為傳動組中，18/72只需計算Z=18的齒輪，計算轉速為200"min；算z=30的齒輪，計算轉速為800r/min；傳動組計算Z=22的齒輪，400r/min；傳動組應計算Z=24的齒輪，計算轉速為80060/30只需計

計算轉速為4.2.核4算主軸轉速誤差n=1440×φ125/φ224×36/36×42/42×60/30=1607r/min實n標=1600r/minI-n)實一^×100%=n標(1607-1600)1600×100%=0.4%<5%（4-）1所以合適。各3傳動組齒輪模數(shù)的確定3傳.動1組a計.算1a傳動組各齒輪模數(shù)先計算24齒齒輪的模數(shù)：L'（μ+1）N

m=16338∣ d—（4-1）1 3∣φz2μ[σ]2n（4-1）mj其中μ-公比；μ=2；N電動機功率；N=4kw；ddφ齒寬系數(shù)；mσ]齒輪傳動許允應力n計算齒輪計算轉速；取n=800r/minjjσ]=KNσlim,取σ=600MPa安全系數(shù)S=1。S lim由應力循環(huán)次數(shù)選取K=0.90,取S=1,NKσ0.90×600.“Iσ]=—n_ιim-= MPa=540MPaS1

m=1633

1=2.90: m=1633

1=2.90j8×242×2×5402×800取m=3。按齒數(shù)的計算，m=2.50,可?。?按齒數(shù)的計算，m=2.21可取。3于是傳動組的齒輪模數(shù)取m=3,b=24mm。計算傳動組各齒輪直徑軸I上齒輪的直徑：d=3×36=108mm；d=3×30=90mm；d=3X24=72mm。a1 a2 a3軸II上三聯(lián)齒輪的直徑分別為：d=3X36=108mm；d=3X42=126mm；d=3X48=144mma1 a2 a3傳動組計算傳動組各齒輪模數(shù)確定軸II上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù)。C(μ+1)N-m=16338 d——3'φZ2μ[σ]2nm j按齒數(shù)的齒輪計算：μ=2.8,n=400r/minj可得m2=3.7416338 (2?8+1)m2=3.743'8×222×2.8X5402×400取m=4。按42齒數(shù)的齒輪計算：m=m=2.43mm；于是軸II兩聯(lián)齒輪的模數(shù)統(tǒng)一取為m=4。計.算2b傳動組各齒輪直徑軸Ⅱ兩聯(lián)齒輪的直徑分別為：d=4×22=88mm；d=4×42=168mmb1 b2軸Ⅲ上與軸Ⅱ兩聯(lián)齒輪嚙合的兩齒輪直徑分別為：d'=4X62=248mm；d'=4×42=168mmb1 b23傳.動3組c計.算1c傳動組各齒輪模數(shù)取m=。4計.算2c傳動組各齒輪直徑軸Ⅲ上兩聯(lián)動齒輪的直徑分別為：d=4×18=72mm；d=4X60=240mm

c1 c2軸Ⅳ上兩齒輪的直徑分別為：d'=4×72=288mm；d'=4X30=120mm。c1 c23換.向4齒輪換.向1齒輪各齒輪模數(shù)取m=3。換.向2齒輪各齒輪直徑d=3×20=60mm；d=3×40=120mm；d=3X34=102mm12確4定各軸最小直徑4Ⅰ.軸1的直徑η=0.96,n=800r∕min

11,■Pη 44×0.96d≥91 =91, =24mmTOC\o"1-5"\h\zn 8004Ⅱ.軸2的直徑η=η×0.98×0.99×0.99=0.922,n=400r∕min

21 2d≥91JPη=914f4X0.922=28.2mmn 4004Ⅲ.軸3的直徑η=η×0.98X0.99=0.89,n=140"min32 3d≥91巨=914：厘=36.3mm4n 140主.軸4的直徑η=η×0.99×0.98×0.98=0.85,n=37r/min43 4d≥914W=%q4×37^=4.主5軸組件設計4.5主.軸1直徑的初選根據(jù)機床主電動機功率查參考文獻表，可以確定主軸前軸頸應為70-105mm初選d=90mm后軸頸d=(0.7-0.85)d取d=70mm。故選前軸承為 后軸承2 12為。據(jù)統(tǒng)計，對于臥式車床內孔直徑與外徑之比約為0.5-0.6，選內孔直徑d=40mm。主軸組件的前懸伸和跨距根據(jù)結構參照參考文獻 表定懸伸長度a=70mm。14.5主.軸3組件最佳跨距選擇考慮機械效率η=0.85主軸最大輸出轉距TOC\o"1-5"\h\zT=9550P×0-85=361N ( 190床身上最大加工直徑約為最大回轉直徑的60%,取50%即180mm,故半徑為0.09m。切削力F=361=3610N ( 1C0.1背向力F=0.5F=0.5×3610=1805N ( )PC故總的作用力F=、l''F2+F2=4036N ( 1PC總作用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=2018N先假設l/a=3,l=3×70=210mm前后支撐RR分別為ABR=FXl!a=2018×210+70=269NA2l210Fa 7∩R=—X—=2018×——=673NB2l 210根據(jù)dFK=r=3.39—o.11o..8(iz)0.9cos1.9αVdδ rar（4-）1由參考文獻［—=2691N,—=673NvA vB1=8.8mm,1=10.8,Z=17,i=1,i=2,Z=30aA aB B BA AK=3.39×2691).1X8.80.8x(2X30%9cos1.90。=1695NK=3.39×6730.1×10.80.8x(2×17%9cos1.90。=1042NBK/K=1695=1.63AB1042d=6。+70)/2=80mmI=0.05×(0.0854-0.0464)=2.39X10-6m4EI2.1X1011X2.39X10-6η= r =0.702Ka31695x(0.075)X106A圖主軸最佳跨距圖查l/a=3,與原假設相符l=70X3=210mm。0主軸組件的選擇軸承的選用選用軸承時，首先要選擇軸承類型，合理選用軸承類型所應考慮的因素主要有一下幾占：：軸承的載荷軸承承受載荷的大小、方向和性質，是選擇軸承類型的主要依據(jù)。軸承的轉速在一般轉速下，轉速的高低對類型的選擇不發(fā)生什么影響，只有在轉速較高時，才會有比較顯著的影響。軸承的調心性能當軸的中心線和軸承座中心線不重合而有角度誤差時，或因軸受力而彎曲或傾斜時，會造成軸承的內外圈軸線發(fā)生偏斜。軸承的安裝和拆卸便于安裝，便于拆卸也是在選擇軸承類型時應該考慮的一個因素。4.5.4軸.承2尺寸的選擇，選擇軸承尺寸時主要注意以下幾點動軸承的額定動載荷動軸承的壽命動軸承的當量動載荷接觸球軸承和圓錐滾子軸承的徑向載荷F與軸向載荷Fra綜合以上因素，經(jīng)過分析和計算得出以下結果：主軸采用三支承前支承：NN3020K;中支承：N219E;后支承：NN3016K第5章主軸箱箱體計算主軸箱中有主軸、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HT1及5H0T2為0最0廣泛,本設計選用材料為HT20箱體鑄造時的最小壁厚根據(jù)其外形輪廓尺寸(長×寬×高),按下表選取.表5.箱1體尺寸長×寬×高mm3壁厚× ×0 × × ×× ×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般取25mm左右，后支承壁取22mm左右，軸承孔處的凸臺應滿足安裝調整軸承的需求。箱體在主軸箱中起支承和定位的作用。CA6136主軸箱中共有4根軸，軸的定位要靠箱體上安裝孔的位置來保證，因此，箱體上安裝孔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a及變位系數(shù)，并參考有關資料，箱體上軸安裝孔的位置確定如下：a=1/2(d1+d2)+ym式中y是中心距變動系數(shù)。a=(36+36)/2×3=108mmι-πa =(42+42)/2×4=168mmΠ-IΠa =(60+30)/2×4=180mmIn-W箱體在床身上的安裝方式，機床類型不同，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整。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。結論本次畢業(yè)設計主要是對普通臥式車床主傳動系統(tǒng)的設計，首先確定了大體方案，然后對結構件進行設計，主要進行了運動設計、齒輪的選擇、軸的校核、主軸跨距的確定、軸承的選擇等工作。通過計算和查閱資料，設計出合理的主傳動系統(tǒng)，提高車床的傳動效率和精度。在設計中我們也遇到了其它許多棘手的問題。例如，每個人采用的度量標準不一致，導致裝配的時候產(chǎn)生了干涉的問題。對