最大加工直徑為250mm的普通車床的主軸箱部件設(shè)計

寧XX大學(xué)課程設(shè)計(論文)最大加工直徑為250mm的普通車床的主軸箱部件設(shè)計所在學(xué)院專業(yè)班級姓名學(xué)號指導(dǎo)老師年月日摘要本設(shè)計著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設(shè)計步驟和設(shè)計方法，根據(jù)已確定的運動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標(biāo)，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設(shè)計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡化結(jié)構(gòu)，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設(shè)計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設(shè)計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。關(guān)鍵詞:傳動系統(tǒng)設(shè)計,傳動副，結(jié)構(gòu)網(wǎng)，結(jié)構(gòu)式，目錄摘要2目錄4第1章緒論61.1課程設(shè)計的目的61.2課程設(shè)計的內(nèi)容61.2.1理論分析與設(shè)計計算61.2.2圖樣技術(shù)設(shè)計6編制技術(shù)文件61.3課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求6第2章車床參數(shù)的擬定82.1車床主參數(shù)和根本參數(shù)82.2車床的變速范圍R和級數(shù)Z82.3確定級數(shù)主要其他參數(shù)82.3.1擬定主軸的各級轉(zhuǎn)速82.3.2主電機功率——動力參數(shù)確實定8確定結(jié)構(gòu)式8確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)9繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖92.4確定各變速組此論傳動副齒數(shù)102.5核算主軸轉(zhuǎn)速誤差12第3章傳動件的計算123.1帶傳動設(shè)計123.2選擇帶型133.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗證帶速143.4確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長度并驗算小輪包角143.5確定帶的根數(shù)z153.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸153.7確定帶的張緊裝置163.8計算壓軸力163.9計算轉(zhuǎn)速的計算183.10齒輪模數(shù)計算及驗算183.11傳動軸最小軸徑的初定213.12主軸合理跨距的計算22第4章主要零部件的選擇234.1軸承的選擇234.2鍵的規(guī)格244.3主軸彎曲剛度校核244.4.軸承校核244.5潤滑與密封25第5章摩擦離合器(多片式)的計算25第6章主要零部件的選擇276.1電動機的選擇276.2軸承的選擇276.3變速操縱機構(gòu)的選擇276.4軸的校核276.5軸承壽命校核29第7章主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明307.1結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案307.2展開圖及其布置31結(jié)束語32參考文獻(xiàn)33第1章緒論1.1課程設(shè)計的目的課程設(shè)計是在學(xué)完本課程后，進(jìn)行一次學(xué)習(xí)設(shè)計的綜合性練習(xí)。通過課程設(shè)計，使學(xué)生能夠運用所學(xué)過的根底課、技術(shù)根底課和專業(yè)課的有關(guān)理論知識，及生產(chǎn)實習(xí)等實踐技能，到達(dá)穩(wěn)固、加深和拓展所學(xué)知識的目的。通過課程設(shè)計，分析比擬機械系統(tǒng)中的某些典型機構(gòu)，進(jìn)行選擇和改良；結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計，進(jìn)行設(shè)計計算并編寫技術(shù)文件；完成系統(tǒng)主傳動設(shè)計，到達(dá)學(xué)習(xí)設(shè)計步驟和方法的目的。通過設(shè)計，掌握查閱相關(guān)工程設(shè)計手冊、設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)和資料的方法，到達(dá)積累設(shè)計知識和設(shè)計技巧，提高學(xué)生設(shè)計能力的目的。通過設(shè)計，使學(xué)生獲得機械系統(tǒng)根本設(shè)計技能的訓(xùn)練，提高分析和解決工程技術(shù)問題的能力，并為進(jìn)行機械系統(tǒng)設(shè)計創(chuàng)造一定的條件。1.2課程設(shè)計的內(nèi)容《機械系統(tǒng)設(shè)計》課程設(shè)計內(nèi)容由理論分析與設(shè)計計算、圖樣技術(shù)設(shè)計和技術(shù)文件編制三局部組成。1.2.1理論分析與設(shè)計計算〔1〕機械系統(tǒng)的方案設(shè)計。設(shè)計方案的分析，最正確功能原理方案確實定?！?〕根據(jù)總體設(shè)計參數(shù)，進(jìn)行傳動系統(tǒng)運動設(shè)計和計算?！?〕根據(jù)設(shè)計方案和零部件選擇情況，進(jìn)行有關(guān)動力計算和校核。1.2.2圖樣技術(shù)設(shè)計〔1〕選擇系統(tǒng)中的主要機件?！?〕工程技術(shù)圖樣的設(shè)計與繪制。1.2.3編制技術(shù)文件〔1〕對于課程設(shè)計內(nèi)容進(jìn)行自我經(jīng)濟技術(shù)評價?！?〕編制設(shè)計計算說明書。1.3課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求題目：中型普通車床主軸箱設(shè)計車床的主參數(shù)〔規(guī)格尺寸〕和根本參數(shù)如下：工件最大回轉(zhuǎn)直徑D(mm)正轉(zhuǎn)最高轉(zhuǎn)速Nmax()正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin()電機功率N〔kw〕公比250160031531.26第2章車床參數(shù)的擬定2.1車床主參數(shù)和根本參數(shù)車床的主參數(shù)〔規(guī)格尺寸〕和根本參數(shù)如下：工件最大回轉(zhuǎn)直徑D(mm)正轉(zhuǎn)最高轉(zhuǎn)速nmax()正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin()電機功率N〔kw〕公比250160031531.262.2車床的變速范圍R和級數(shù)ZR==由公式R=，其中=1.26，R=5.08，可以計算z=82.3確定級數(shù)主要其他參數(shù)2.3.1擬定主軸的各級轉(zhuǎn)速依據(jù)題目要求選級數(shù)Z=8，=1.26=1.064考慮到設(shè)計的結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標(biāo)準(zhǔn)的數(shù)列表中查出，按標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速數(shù)列為：315，400，500，630，800，1000，1250，16002.3.2主電機功率——動力參數(shù)確實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。根據(jù)題設(shè)條件電機功率為3KW可選取電機為：Y100L2-4額定功率為3KW，滿載轉(zhuǎn)速為1420r/min.2.3.3確定結(jié)構(gòu)式Z=x3ba、b為正整數(shù)，即Z應(yīng)可以分解為2和3的因子，以便用2、3聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速。取Z=8級那么Z=22對于Z=8可分解為：Z=21×22×24。綜合上述可得：主傳動部件的運動參數(shù)=315Z=8=1.26確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)根據(jù)“前多后少”,“先降后升”,前密后疏,結(jié)構(gòu)緊湊的原那么,選取傳動方案Z=21×22×24,易知第二擴大組的變速范圍r=φ(P3-1)x=1.264=3.95〈8滿足要求，其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖2-1。Z=21×22×242.3.5繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖〔1〕選擇電動機：采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機?！?〕繪制轉(zhuǎn)速圖：〔3〕畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及的技術(shù)參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖2-3：1-2軸最小中心距：A1_2min>1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和:Szmin>(Zmax+2+D/m)2.4確定各變速組此論傳動副齒數(shù)(1)Sz100-120,中型機床Sz=70-100(2)直齒圓柱齒輪Zmin18-20,m4圖2-3主傳動系統(tǒng)圖〔7〕齒輪齒數(shù)確實定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設(shè)計要求Zmin≥18~20,齒數(shù)和Sz≤100～120，由表4.1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表2-2。表2-2齒輪齒數(shù)傳動比根本組第一擴大組第二擴大組1:1.261:1.581.26：11:1.261.26：11：2代號ZZZZZZZZ’Z5Z5’ZZ齒數(shù)4252365847373747493929592.5核算主軸轉(zhuǎn)速誤差實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不應(yīng)超過±10(-1)％,即〈10(-1)％=2.6％各級轉(zhuǎn)速誤差n160012501000800630500400315n`1664.21237.81002.1804.5636.05503.6403.2318.6誤差0.4％1.4％0.4％1.4％0.4％1.4％0.4％1.4％轉(zhuǎn)速誤差小于2.6％，因此不需要修改齒數(shù)。第3章傳動件的計算3.1帶傳動設(shè)計輸出功率P=3kW,轉(zhuǎn)速n1=1420r/min,n2=1250r/min3.1.1計算設(shè)計功率Pd表4工作情況系數(shù)工作機原動機ⅰ類ⅱ類一天工作時間/h10~1610~16載荷平穩(wěn)液體攪拌機；離心式水泵；通風(fēng)機和鼓風(fēng)機〔〕；離心式壓縮機；輕型運輸機1.01.11.21.11.21.3載荷變動小帶式運輸機〔運送砂石、谷物〕，通風(fēng)機〔〕；發(fā)電機；旋轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩1.11.21.31.21.31.4載荷變動較大螺旋式運輸機；斗式上料機；往復(fù)式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械1.21.31.41.41.51.6載荷變動很大破碎機〔旋轉(zhuǎn)式、顎式等〕；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機1.31.41.51.51.61.8根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制〔16小時〕，查《機械設(shè)計》P296表4，取KA＝1.1。即3.2選擇帶型普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設(shè)計功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按《機械設(shè)計》P297圖13－11選取。根據(jù)算出的Pd＝3.3kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n1＝1420r/min，查圖得：dd=80～100可知應(yīng)選取A型V帶。3.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗證帶速由《機械設(shè)計》P298表13－7查得，小帶輪基準(zhǔn)直徑為80～100mm那么取dd1=100mm>ddmin.=75mm〔dd1根據(jù)P295表13-4查得〕表3V帶帶輪最小基準(zhǔn)直徑槽型YZABCDE205075125200355500由《機械設(shè)計》P295表13-4查“V帶輪的基準(zhǔn)直徑”，得=112mm誤差驗算傳動比：〔為彈性滑動率〕誤差符合要求②帶速滿足5m/s<v<25~30m/s的要求，故驗算帶速適宜。3.4確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長度并驗算小輪包角由式可得0.7〔100+112〕2〔100+112〕即148.4424，選取=300mm所以有：由《機械設(shè)計》P293表13－2查得Ld＝900mm實際中心距符合要求。表4.包角修正系數(shù)包角220210200190180150170160140130120110100901.201.151.101.051.000.920.980.950.890.860.820.780.730.68表5.彎曲影響系數(shù)帶型ZABCDE3.5確定帶的根數(shù)z查機械設(shè)計手冊，取P1=0.35KW，△P1=0.03KW由《機械設(shè)計》P299表13－8查得，取Ka=0.95由《機械設(shè)計》P293表13－2查得，KL＝1.16那么帶的根數(shù)所以z取整數(shù)為3根。3.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸根據(jù)V帶輪結(jié)構(gòu)的選擇條件，電機的主軸直徑為d=28mm；由《機械設(shè)計》P293，“V帶輪的結(jié)構(gòu)”判斷：當(dāng)3d＜dd1(90mm)＜300mm，可采用H型孔板式或者P型輻板式帶輪，這次選擇H型孔板式作為小帶輪。由于dd2>300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪?？傊?，小帶輪選H型孔板式結(jié)構(gòu)，大帶輪選擇E型輪輻式結(jié)構(gòu)。帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。3.7確定帶的張緊裝置選用結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。3.8計算壓軸力由《機械設(shè)計》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝117.39N，上面已得到=177.57，z=3，那么對帶輪的主要要求是質(zhì)量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作外表加工精度要高，以減少帶的磨損。轉(zhuǎn)速高時要進(jìn)行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應(yīng)力要小,帶輪由輪緣、腹板〔輪輻〕和輪轂三局部組成。帶輪的外圈環(huán)形局部稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作局部，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側(cè)面間的夾角是40°，為了適應(yīng)V帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角為32°、34°、36°、38°〔按帶的型號及帶輪直徑確定〕，輪槽尺寸見表7-3。裝在軸上的筒形局部稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接局部。中間局部稱為輪幅〔腹板〕，用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。表普通V帶輪的輪槽尺寸〔摘自GB/T13575.1-92〕工程

符號槽型YZABCDE基準(zhǔn)寬度bp5.38.511.014.019.027.032.0基準(zhǔn)線上槽深hamin1.62.02.753.54.88.19.6基準(zhǔn)線下槽深hfmin4.77.08.710.814.319.923.4槽間距e8±0.312±0.315±0.319±0.425.5±0.537±0.644.5±0.7第一槽對稱面至端面的距離fmin67911.5162328最小輪緣厚55.567.5101215帶輪寬BB=(z-1)e+2f

z—輪槽數(shù)外徑da輪槽角32°對應(yīng)的基準(zhǔn)直徑dd≤60------34°-≤80≤118≤190≤315--36°60----≤475≤60038°-＞80＞118＞190＞315＞475＞600極限偏差±1±0.5V帶輪按腹板〔輪輻〕結(jié)構(gòu)的不同分為以下幾種型式：〔1〕實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d時)，如圖7-6a?！?〕腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤300mm時)，如圖7-6b?！?〕孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞100mm時)，如圖7-6c?！?〕橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞500mm時)，如圖7-6d?！瞐〕〔b〕〔c〕〔d〕圖7-6帶輪結(jié)構(gòu)類型根據(jù)設(shè)計結(jié)果，可以得出結(jié)論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖〔a〕,大帶輪選擇腹板帶輪如圖〔b〕3.9計算轉(zhuǎn)速的計算〔1〕主軸的計算轉(zhuǎn)速nj，由公式n=n得，主軸的計算轉(zhuǎn)速nj=463.02r/min，取500r/min。(2).傳動軸的計算轉(zhuǎn)速軸2=1000r/min，軸1=800r/min?！?〕確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。表3-1各軸計算轉(zhuǎn)速軸號Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸計算轉(zhuǎn)速r/min80010005000〔3〕確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。3-2。表3-2齒輪副計算轉(zhuǎn)速序號ZZZZZn800800100010005003.10齒輪模數(shù)計算及驗算〔1〕模數(shù)計算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負(fù)荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進(jìn)行計算，即mj=16338可得各組的模數(shù)，如表3-3所示。表3-3模數(shù)組號根本組第一擴大組模數(shù)mm2.52.5〔2〕根本組齒輪計算。根本組齒輪幾何尺寸見下表齒輪Z1Z1`Z2Z2`齒數(shù)42523658分度圓直徑10513090145齒頂圓直徑11013595150齒根圓直徑98.75123.583.75138.75齒寬20202020按根本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。計算如下：①齒面接觸疲勞強度計算：接觸應(yīng)力驗算公式為彎曲應(yīng)力驗算公式為：式中N傳遞的額定功率〔kW〕，這里取N為電動機功率，N=5kW;計算轉(zhuǎn)速〔r/min〕.=500〔r/min〕;m初算的齒輪模數(shù)〔mm〕,m=2.5〔mm〕;B齒寬〔mm〕;B=20〔mm〕;z小齒輪齒數(shù)；z=36;u小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=1.6;壽命系數(shù)；=工作期限系數(shù)；T齒輪工作期限，這里取T=15000h.;齒輪的最低轉(zhuǎn)速〔r/min〕,=500〔r/min〕基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取=，彎曲載荷取=m疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6;轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，查【5】2上，取=0.60功率利用系數(shù)，查【5】2上，取=0.78材料強化系數(shù)，查【5】2上，=0.60工作狀況系數(shù)，取=1.1動載荷系數(shù)，查【5】2上，取=1齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2上，=1Y齒形系數(shù)，查【5】2上，Y=0.386；許用接觸應(yīng)力〔MPa〕,查【4】，表4-7，取=650Mpa；許用彎曲應(yīng)力〔MPa〕，查【4】，表4-7，取=275Mpa；根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：=635Mpa=78Mpa〔3〕擴大組齒輪計算。第一擴大組齒輪幾何尺寸見下表齒輪Z3Z3`Z4Z4`齒數(shù)47373747分度圓直徑117.592.592.5117.5齒頂圓直徑122.597.597.5122.5齒根圓直徑111.2586.2586.25111.25齒寬20202020第二擴大組齒輪幾何尺寸見下表齒輪Z5Z5`Z6Z6`齒數(shù)49392959分度圓直頂圓直根圓直徑139.5109.579.5169.5齒寬24242424按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。同理根據(jù)根本組的計算，查文獻(xiàn)【6】，可得=0.62，=0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3.5，=355；可求得：=619Mpa=135Mpa3.11傳動軸最小軸徑的初定由【5】式6，傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計算：d=1.64〔mm〕或d=91〔mm〕式中d傳動軸直徑〔mm〕Tn該軸傳遞的額定扭矩〔N*mm〕T=9550000；N該軸傳遞的功率〔KW〕該軸的計算轉(zhuǎn)速該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角，==。各軸最小軸徑如表3-3。表3-3最小軸徑軸號Ⅰ軸Ⅱ軸最小軸徑mm35403.12主軸合理跨距的計算由于電動機功率P=3kw，根據(jù)【1】表3.20，前軸徑應(yīng)為60~90mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的d2=〔0.7~0.9〕d1，取d2=60mm。根據(jù)設(shè)計方案，前軸承為NN3016K型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量a=120mm，主軸孔徑為30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩T=9550=9550×設(shè)該機床為車床的最大加工直徑為250mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的50%，這里取60%，即180mm，故半徑為0.09m；切削力〔沿y軸〕Fc==4716N背向力〔沿x軸〕Fp=0.5Fc=2358N總作用力F==5272.65N此力作用于工件上，主軸端受力為F=5272.65N。先假設(shè)l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分別為RA=F×=5272.65×=7908.97NRB=F×=5272.65×=2636.325N根據(jù)文獻(xiàn)【1】式3.7得：Kr=3.39得前支承的剛度：KA=1689.69N/；KB=785.57N/；==2.15主軸的當(dāng)量外徑de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為I==113.8×10-8m4 η===0.14查【1】圖3-38得=2.0，與原假設(shè)接近，所以最正確跨距=120×2.0=240mm合理跨距為〔〕，取合理跨距l(xiāng)=360mm。根據(jù)結(jié)構(gòu)的需要，主軸的實際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑D=100mm，后軸徑d=80mm。前軸承采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。第4章主要零部件的選擇4.1軸承的選擇I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C另一安裝深溝球軸承6012II軸：對稱布置深溝球軸承6009III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C另一安裝端角接觸球軸承代號7010C中間布置角接觸球軸承代號7012C4.2鍵的規(guī)格I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格：QUOTEBXL=10X56II軸選擇花鍵規(guī)格：NQUOTEdQUOTE=8X36X40X7III軸選擇鍵規(guī)格：QUOTEBXL=14X904.3主軸彎曲剛度校核〔1〕主軸剛度符合要求的條件如下：a主軸的前端部撓度b主軸在前軸承處的傾角c在安裝齒輪處的傾角(2)計算如下：前支撐為雙列圓柱滾子軸承，后支撐為角接觸軸承架立放圓柱滾子軸承跨距L=450mm.當(dāng)量外徑de==主軸剛度：因為di/de=25/285=0.088<0.7,所以孔對剛度的影響可忽略；ks==2kN/mm剛度要求：主軸的剛度可根據(jù)機床的穩(wěn)定性和精度要求來評定4.4.軸承校核4.5潤滑與密封主軸轉(zhuǎn)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。主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種：1〕密封圈——加密封裝置防止油外流。。2〕疏導(dǎo)——在適當(dāng)?shù)牡胤阶龀龌赜吐?，使油能順利地流回到油箱。?章摩擦離合器(多片式)的計算設(shè)計多片式摩擦離合器時，首先根據(jù)機床結(jié)構(gòu)確定離合器的尺寸，如為軸裝式時，外摩擦片的內(nèi)徑d應(yīng)比花鍵軸大2～6mm，內(nèi)摩擦片的外徑D確實定，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(jié)構(gòu)布局，故應(yīng)合理選擇。摩擦片對數(shù)可按下式計算Z≥2MnK/fb[p]式中Mn——摩擦離合器所傳遞的扭矩〔N·mm〕；Mn＝955×η/＝955××3×0.98/800＝1.28×〔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(zhuǎn)速〔r/min〕；η——從電動機到離合器軸的傳動效率；K——平安系數(shù)，一般取1.3～1.5；f——摩擦片間的摩擦系數(shù)，由于磨擦片為淬火鋼，查《機床設(shè)計指導(dǎo)》表2-15，取f=0.08；——摩擦片的平均直徑〔mm〕;=〔D+d〕/2＝67mm;b——內(nèi)外摩擦片的接觸寬度〔mm〕；b=〔D-d〕/2=23mm；——摩擦片的許用壓強〔N/〕；＝＝1.1×1.00×1.00×0.76＝0.836——根本許用壓強〔MPa〕，查《機床設(shè)計指導(dǎo)》表2-15，取1.1；——速度修正系數(shù)＝n/6×=2.5〔m/s〕根據(jù)平均圓周速度查《機床設(shè)計指導(dǎo)》表2-16，取1.00；——接合次數(shù)修正系數(shù)，查《機床設(shè)計指導(dǎo)》表2-17，取1.00；——摩擦結(jié)合面數(shù)修正系數(shù)，查《機床設(shè)計指導(dǎo)》表2-18，取0.76。所以Z≥2MnK/fb[p]＝2×1.28××1.4/〔3.14×0.08××23×0.836＝11臥式車床反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗確定，一般?。?.4＝0.4×11＝4.4最后確定摩擦離合器的軸向壓緊力Q，可按下式計算：Q=b(N)＝1.1×3.14××23×1.00＝3.57×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)外層別離時的最大間隙為0.2～0.4〔mm〕,摩擦片的材料應(yīng)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，外表滲碳0.3～0.5〔mm〕,淬火硬度達(dá)HRC52～62。第6章主要零部件的選擇6.1電動機的選擇轉(zhuǎn)速n＝1420r/min，功率P＝3kW選用Y系列三相異步電動機6.2軸承的選擇I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C另一安裝深溝球軸承6012II軸：對稱布置深溝球軸承6009III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C另一安裝端角接觸球軸承代號7010C中間布置角接觸球軸承代號7012C6.3變速操縱機構(gòu)的選擇選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。6.4軸的校核主軸的前端部撓度主軸在前軸承處的傾角在安裝齒輪處的傾角E取為，，由于小齒輪的傳動力大，這里以小齒輪來進(jìn)行計算將其分解為垂直分力和水平分力由公式可得主軸載荷圖如下所示：由上圖可知如下數(shù)據(jù)：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm計算〔在垂直平面〕,,，，，，計算〔在水平面〕,,，，，，合成：6.5軸承壽命校核由П軸最小軸徑可取軸承為7008C角接觸球軸承,ε=3；P=XFr+YFaX=1，Y=0。對Ⅱ軸受力分析得：前支承的徑向力Fr=2642.32N。由軸承壽命的計算公式：預(yù)期的使用壽命[L10h]=15000hL10h=×=×=h≥[L10h]=15000h軸承壽命滿足要求。第7章主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明7.1結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案設(shè)計主軸變速箱的結(jié)構(gòu)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(gòu)、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結(jié)件的結(jié)構(gòu)設(shè)計與布置，用一張展開圖和假設(shè)干張橫截面圖表示。課程設(shè)計由于時間的限制，一0般只畫展開圖。主軸變速箱是機床的重要部件。設(shè)計時除考慮一般機械傳動的有關(guān)要