車床主軸箱設計---參考

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1、中北大學 信息商務學院 課 程 設 計 說 明 書 學生某某：學號： 系：機械自動化系 專業(yè)：機械設計制造與其自動化 題目：機床課程設計 ——車床主軸箱設計 指導教師： 馬維金 職稱: 教授 黃曉斌 職稱: 副教授 2013年12月28日 一、傳動設計 1.1電機的選擇 1.2運動參數(shù) 1.3擬定結(jié)構(gòu)式 確定變速組傳動副數(shù)目 確定變速組擴大順序 1.4擬定轉(zhuǎn)速圖驗算傳動組變速X圍 1.5確定齒輪齒數(shù) 1.6確定帶輪直徑 確定計算功率Pca 1 .6.2選擇V帶

2、類型 確定帶輪直徑基準并驗算帶速V 1.7驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差 1.8繪制傳動系統(tǒng)圖 二、估算主要傳動件，確定其結(jié)構(gòu)尺寸 2.1確定傳動件計算轉(zhuǎn)速 主軸計算轉(zhuǎn)速 各傳動軸計算轉(zhuǎn)速 各齒輪計算轉(zhuǎn)速 2.2初估軸直徑 確定主軸支承軸頸直徑 初估傳動軸直徑 2.3估算傳動齒輪模數(shù) 2.4片式摩擦離合器的選擇與計算 決定外摩擦片的內(nèi)徑 選擇摩擦片尺寸 計算摩擦面對數(shù)Z 計算摩擦片片數(shù) 計算軸向壓力Q 2.5V帶的選擇與計算 初定中心距 確定V帶計算長度L與內(nèi)周長 驗算V帶的撓曲次數(shù) 確定中心距a 驗算小帶輪包角 計算單根V帶的額定功率 計算V帶的根數(shù)

3、 三、結(jié)構(gòu)設計 3.1帶輪的設計 3.2主軸換向機構(gòu)的設計 3.3制動機構(gòu)的設計 3.4齒輪塊的設計 3.5軸承的選擇 3.6主軸組件的設計 各局部尺寸的選擇 .1主軸通孔直徑 .2軸頸直徑 .3前錐孔尺寸 .4頭部尺寸的選擇 .5支承跨距與懸伸長度 主軸軸承的選擇 3.7潤滑系統(tǒng)的設計 3.8密封裝置的設計 四、傳動件的驗算 4.1傳動軸的驗算 4.2鍵的驗算 花鍵的驗算 平鍵的驗算 4.3齒輪模數(shù)的驗算 4.4軸承的驗算 五、設計小結(jié) 六、參考文獻 一、傳動設計 1.1電機的選擇 主電機功率：4KW 主軸最高轉(zhuǎn)

4、速：1500r/min 選擇Y112M-4型三相異步電動機。 1.2運動參數(shù) 根據(jù)公式 變速X圍 Rn=＝1500/33.5=44.8＝ 對于中型車床，＝1.26或＝1.41 此處取＝1.41 得轉(zhuǎn)速級數(shù)Z=12。查《設計指導》P6標準數(shù)列表得轉(zhuǎn)速系列為：33.5、47.5、67、95、132、190、265、375、530、750、1060、1500。 1.3擬定結(jié)構(gòu)式 確定變速組傳動副數(shù)目 實現(xiàn)12級主軸轉(zhuǎn)速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副組合： 12＝3×4 12＝4×3 12＝3×2×2 12＝2×3×2 12＝2×2×3 在上列兩行方

5、案中，第一行的方案有時可以節(jié)省一根傳動軸，缺點是有一個傳動組內(nèi)有四個傳動副。如用一個四聯(lián)滑移齒輪，如此會增加軸向尺寸；如果用兩個雙聯(lián)滑移齒輪，操縱機構(gòu)必須互鎖以防止兩個雙聯(lián)滑移齒輪同時嚙合，所以少用。 根據(jù)傳動副數(shù)目分配應“前多后少〞的原如此，方案12＝3×2×2是可取的。但是，由于主軸換向采用雙向離合器結(jié)構(gòu)，致使Ⅰ軸尺寸加大，此方案也不宜采用，而應選用方案12＝2×3×2。 確定變速組擴大順序 12=2×3×2的傳動副組合，其傳動組的擴大順序又可以有以下6種形式： A、12=21×32×26 B、12=21×34×22 C、12 =23×31×26

6、 D、12=26×31×23 E、12=22×34×21 F、12=26×32×21 根據(jù)級比指數(shù)要“前密后疏〞的原如此，應選用方案A。然而，對于所設計的機構(gòu)，將會出現(xiàn)兩個問題： ① 第一變速組采用降速傳動〔圖a〕時，由于摩擦離合器徑向結(jié)構(gòu)尺寸限制，在結(jié)構(gòu)上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑，使得Ⅰ軸上的齒輪直徑不能太小，Ⅱ軸上的齒輪如此會成倍增大。這樣，不僅使Ⅰ-Ⅱ軸間中心距加大，而且Ⅱ-Ⅲ軸間的中心距也會加大，從而使整個傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)尺寸增大。這種傳動不宜采用。 ② 如果第一變速組采用升速傳動〔圖b〕，如此Ⅰ軸至主軸間的降速傳動只能由后兩個變速組承擔。為了防止

7、出現(xiàn)降速比小于允許的極限值，常常需要增加一個定比降速傳動組，使系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復雜。這種傳動也不是理想的。 如果采用方案C、12 =23×31×26〔圖c〕如此可解決上述存在的問題。 其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如如下圖所示： 1.4擬定轉(zhuǎn)速圖與驗算傳動組變速X圍 第二擴大組的變速X圍R2＝＝8，符合設計原如此要求，方案可用。 由第二擴大組的變速X圍R2＝＝8＝可知第二擴大組兩個傳動副的傳動必然是傳動比的極限值。所以轉(zhuǎn)速圖擬定如下： 1.5確定齒輪齒數(shù) 查《金屬切削機床》表8－1各種傳動比的適用齒數(shù)求出各傳動組齒輪齒數(shù)如下表： 變速組 第一變速組a 第二變速組b 第三變速組c 齒數(shù)

8、和 72 72 90 齒輪 Z1 齒數(shù) 24 48 42 30 19 53 24 48 30 42 60 30 18 72 傳動過程中，會采用三聯(lián)滑移齒輪，為防止齒輪滑移中的干預，三聯(lián)滑移齒輪中最大和次大齒輪之間的齒數(shù)差應大于4。所選齒輪的齒數(shù)符合設計要求。 1.6確定帶輪直徑 確定計算功率Pca 由《機械設計》表8－7查得工作情況系數(shù)=1.1故 Pca ＝P＝1.1×4＝4.4KW 選擇V帶類型 據(jù)Pca、的值由《機械設計》圖8－11選擇A型帶。 確定帶輪直徑基準并驗算帶速

9、V 由《機械設計》表8－6、表8－8，取小帶輪基準直徑＝118mm。 驗算帶速V V ＝π/(60×1000)＝π×118×1440/(60×1000)＝8.897m/s 因為5m/s＜V＜30m/s,所以帶輪適宜。 定大帶輪直徑 ＝i〔1－ε〕＝〔1440/750〕×118×〔1－0.02〕＝222.03mm ε――帶的滑動系數(shù)，一般取0.02 據(jù)《機械設計》表8－8，取基準直徑＝224mm。 1.7驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差 主軸各級實際轉(zhuǎn)速值用下式計算： n= nE(1-ε)u1 u2 u3 式中 u1 u2 u3 分別為第一、第二、第三變速組齒

10、輪傳動比； nE 為電機的滿載轉(zhuǎn)速 ；ε取0.02。 轉(zhuǎn)速誤差用主軸實際轉(zhuǎn)速與標準轉(zhuǎn)速相對誤差的絕對值表示： △ n = | |≤10〔Φ-1〕%10×〔1.41－1〕%=4.1% 其中主軸理想轉(zhuǎn)速 把數(shù)據(jù)依次代入公式得出下表 主軸轉(zhuǎn)速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 理想轉(zhuǎn)速 33.5 47.5 67 95 132 190 實際轉(zhuǎn)速 33.5 47.3 67.1 94.6 133.4 188.1 轉(zhuǎn)速誤差% 0 0.4 0.1 0.4 1 0.5 主軸轉(zhuǎn)速 n7 n8 n9

11、n10 n11 n12 理想轉(zhuǎn)速 265 375 530 750 1060 1500 實際轉(zhuǎn)速 265.2 373.9 527.2 743.4 1054.5 1486.8 轉(zhuǎn)速誤差% 0.1 0.3 0.5 0.9 0.5 0.9 轉(zhuǎn)速誤差滿足要求，數(shù)據(jù)可用。 1.8繪制傳動系統(tǒng)圖 二、估算主要傳動件，確定其結(jié)構(gòu)尺寸 2.1確定傳動件計算轉(zhuǎn)速 主軸計算轉(zhuǎn)速 主軸計算轉(zhuǎn)速是第一個三分之一轉(zhuǎn)速X圍內(nèi)的最高一級轉(zhuǎn)速，即 nj = nmin=93.9r/min 即n4=95r/min; 各傳動軸計算轉(zhuǎn)速 軸Ⅲ可從主軸為95r/mi

12、n按18/72的傳動副找上去，似應為375r/min。但是由于軸Ⅲ上的最低轉(zhuǎn)速132r/min經(jīng)傳動組c可使主軸得到33.5r/min和265r/min兩種轉(zhuǎn)速。265r/min要傳遞全部功率，所以軸Ⅲ的計算轉(zhuǎn)速應為132r/min。軸Ⅱ的計算轉(zhuǎn)速可按傳動副b推上去，得375r/min。軸Ⅰ的計算轉(zhuǎn)速為750r/min。 各軸的計算轉(zhuǎn)速列表如下 軸 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 計算轉(zhuǎn)速nj 750 375 132 95 各齒輪計算轉(zhuǎn)速 齒輪 Z1 齒數(shù) 24 48 42 30 19 53 24 48 3

13、0 42 60 30 18 72 nj 750 375 750 1060 375 132 375 190 375 265 132 265 375 95 2.2初估軸直徑 確定主軸支承軸頸直徑 據(jù)電機的功率參考《機械制造工藝金屬切削機床設計指南》〔以下簡稱《設計指南》〕表4.2－3，取主軸前軸頸直徑D1 = 80mm，后軸頸直徑D2 = 〔0.7～0.9〕D1，取D2 = 60 mm。 初估傳動軸直徑 按扭轉(zhuǎn)剛度初步計算傳動軸直徑

14、 d = 式中d —— 傳動軸危險截面處直徑； N —— 該軸傳遞功率〔KW〕； N=η； η——從電機到該傳動軸間傳動件的傳動效率〔不計軸承上的效率〕，對估算傳動軸直徑影響不大

15、可忽略； ——該軸計算轉(zhuǎn)速〔r/min〕； []—— 該軸每米長度允許扭轉(zhuǎn)角 據(jù)《設計指導》P32軸取[]=1deg/m。 根據(jù)傳動系統(tǒng)圖上的傳動件布置情況初步估計各軸長度如下表 軸 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 長度 640 600 740 840 對Ⅰ軸 d＝ ＝＝28mm 對Ⅱ軸 d＝ ＝＝35mm 對Ⅲ軸 d＝ ＝＝40mm 考慮到軸是花鍵軸所以軸直徑作為花鍵軸小徑,據(jù)《設計指南》附表2.3－1取d1＝28mm，花鍵規(guī)格N×d×D×B(鍵數(shù)×小徑×大徑×鍵寬)＝8×32×28×7；d2＝35mm，花鍵規(guī)格N×d×D×B(鍵數(shù)×小徑×大徑×鍵寬)＝8×

16、40×35×10；d3＝40mm，花鍵規(guī)格N×d×D×B(鍵數(shù)×小徑×大徑×鍵寬)＝8×45×40×12。 綜上對傳動軸直徑估算結(jié)果如下 軸 Ⅰ Ⅱ Ⅲ 直徑 28 35 40 花鍵 6×32×28×7 6×40×35×10 6×45×40×12 2.3估算傳動齒輪模數(shù) 參考《設計指導》P36中齒輪模數(shù)的初步計算公式初定齒輪的模數(shù) 按齒輪彎曲疲勞的估算 mw≥32 mm 按齒面點蝕的估算 A ≥370 mm mj = 式中 N —— 該軸傳遞功率〔KW〕； N

17、=η； η——從電機到該傳動軸間傳動件的傳動效率〔不計軸承上的效率〕； ——大齒輪的計算轉(zhuǎn)速〔r/min〕； Z —— 所算齒輪的齒數(shù)； A——齒輪中心距 同一變速組中的齒輪取同一模數(shù)，按工作負荷最重〔通常是齒數(shù)最小〕的齒輪進展計算，然后取標準模數(shù)值作為該變速組齒輪的模數(shù)。據(jù)《設計指導》P32取每兩傳動軸間傳動件的傳動效率η＝0.97 傳動組a中 按齒輪彎曲疲勞的估算 mw≥32 mm = 32 ＝1.91mm 按齒面點蝕的估算 A ≥370 mm＝370＝80.35mm mj＝ mm＝ ＝

18、2.23mm 取標準模數(shù)m＝2.5mm 傳動組b中 按齒輪彎曲疲勞的估算 mw≥32 mm = 32 ＝2.58 mm 按齒面點蝕的估算 A ≥370 mm＝370＝112.6mm mj＝ mm＝ ＝3.13mm 取標準模數(shù)m＝4mm 傳動組c中 按齒輪彎曲疲勞的估算 mw≥32 mm = 32 ＝2.60mm 按齒面點蝕的估算 A ≥370 mm＝370＝124.43mm mj＝ mm＝ ＝2.77mm

19、 取標準模數(shù)m＝3mm 2.4片式摩擦離合器的選擇與計算 決定外摩擦片的內(nèi)徑 結(jié)構(gòu)為軸裝式，如此外摩擦片的內(nèi)徑比安裝軸的軸徑D大2～6 mm有 ＝D+(2～6)＝36+(2～6) ＝38～42mm ?。?2mm 選擇摩擦片尺寸 參考《設計指導》P41表摩擦片尺寸與花鍵規(guī)格自行設計摩擦片的尺寸如下列圖 6 內(nèi)摩擦片 外摩擦片 厚度 1.5 24 φ90 φ 98 φ 90 φ 38 φ 32 φ42 計算摩擦面對數(shù)Z Z/ 式中Mn――額定動扭矩；Mn＝9550＝9550×＝48.90N·m K＝1.3～1.5

20、；取 K＝1.3； f——摩擦片間的摩擦系數(shù)；查《設計指導》表12 f＝0.6〔摩擦片材料10鋼，油潤〕 [P]——摩擦片根本許用比壓；查《設計指導》表12 [P]＝1.0MPa〔摩擦片材料10鋼，油潤〕； D——摩擦片內(nèi)片外徑 mm； ――外摩擦片的內(nèi)徑mm； ——速度修正系數(shù)； 根據(jù)平均圓周速度〔1.62m/s〕查《設計指導》表13近似取為1.3； ——結(jié)合次數(shù)修正系數(shù)；查《設計指導》表13取為0.84； ――接合面修正系數(shù)； 把數(shù)據(jù)代入公式得Z＝10.8 查《設計指導》表13取Z＝14 計算摩擦片片數(shù) 摩擦片總片數(shù)〔Z＋1〕＝15片 計

21、算軸向壓力Q Q＝［p］Kv ＝×0.8×1.2 ＝478N 2.5V帶的選擇與計算 初定中心距 由前面局部V帶輪直徑的選擇結(jié)合公式有 ＝〔0.6～2〕〔＋〕 ＝〔0.6～2〕×〔118＋224〕 ＝205.2～684 mm ?。?00 mm 確定V帶計算長度L與內(nèi)周長 ＝2＋ ＝2×500＋ ＝1542.8 mm 據(jù)《設計指導》P30表計算長度取L＝1625 mm，內(nèi)周長＝1600 mm。 驗算V帶的撓曲次數(shù) μ＝≤40次/s 式中m――帶輪個數(shù)； 把數(shù)據(jù)代入上式得μ＝10.95≤40次/s，數(shù)據(jù)可用。 確定中心距a a＝＋＝500＋

22、＝541.1 mm 取a＝542 mm 驗算小帶輪包角 ≈－ ＝－ ＝≥ 滿足要求。 計算單根V帶的額定功率 由＝118min和＝1440r/min,查《機械設計》表8－4a得=1.76KW； 據(jù)＝1440r/min和i＝2.23和A型帶，查《機械設計》表8－4b得△=0.17KW； 查《機械設計》表8－5得＝0.98； 查《機械設計》表8－2得《機械設計》表8－5得＝0.99； 有 ＝〔＋△〕 ＝〔1.76＋0.17〕×0.98×0.99 ＝1.87 計算V帶的根數(shù) Z＝/=4.4/1

23、.87＝2.35[ 取Z＝3根 三、結(jié)構(gòu)設計 3.1帶輪的設計 根據(jù)V帶計算，選用3根A型V帶。由于Ⅰ軸安裝摩擦離合器與傳動齒輪，為了改善它們的工作條件，保證加工精度，采用卸荷式帶輪結(jié)構(gòu)輸入。如下列圖，帶輪支承在軸承外圓上，而兩軸承裝在與箱體固定的法蘭盤上，扭矩從端頭花鍵傳入。 3.2主軸換向機構(gòu)的設計 主軸換向比擬頻繁，才用雙向片式摩擦離合器。這種離合器由內(nèi)摩擦片、外摩擦片、滑動套筒、螺母、鋼球和空套齒輪等組成。離合器左右兩部門結(jié)構(gòu)是一樣的。左離合器傳動主軸正轉(zhuǎn)，用于切削加工。需要傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，片數(shù)較多。右離合器用來傳動主軸反轉(zhuǎn)，主要用于退回，片數(shù)較少。 這種離

24、合器的工作原理是，內(nèi)摩擦片的花鍵孔裝在軸Ⅰ的花鍵上，隨軸旋轉(zhuǎn)。外摩擦片的孔為圓孔，直徑略大于花鍵外徑。外圓上有4個凸起，嵌在空套齒輪的缺口之中。內(nèi)外摩擦片相間安裝。移動套筒4時，鋼球沿斜面向中心移動并使滑塊3、螺母1向左移動，將內(nèi)片與外片相互壓緊。軸Ⅰ的轉(zhuǎn)矩便通過摩擦片間的摩擦力矩傳遞給齒輪，使主軸。同理，當滑塊7、螺母8向右時，使主軸反轉(zhuǎn)。處于中間位置時，左、右離合器都脫開，軸Ⅱ以后的各軸停轉(zhuǎn)。摩擦片的間隙可通過放松銷6和螺母8來進展調(diào)整。 摩擦片的軸向定位是由兩個帶花鍵孔的圓盤實現(xiàn)。其中一個圓盤裝在花鍵上，另一個裝在花鍵軸的一個環(huán)形溝槽里，并轉(zhuǎn)過一個花鍵齒，和軸上的花鍵對正，然后用螺釘把

25、錯開的兩個圓盤連接起來。 結(jié)構(gòu)如如下圖所示 3.3制動機構(gòu)的設計 根據(jù)制動器的設計原理，將其安裝在靠近主軸的較高轉(zhuǎn)速的軸Ⅲ，在離合器脫開時制動主軸，以縮短輔助時間。此次設計采用帶式制動器。該制動器制動盤是一個鋼制圓盤，與軸用花鍵聯(lián)接，周邊圍著制動帶。制動帶是一條剛帶，內(nèi)側(cè)有一層酚醛石棉以增加摩擦。制動帶的一端與杠桿連接。另一端與箱體連接。為了操縱方便并保證離合器與制動器的聯(lián)鎖運動，采用一個操縱手柄控制。當離合器脫開時，齒條處于中間位置，將制動帶拉緊。齒條軸凸起的左、右邊都是凹槽。左、右離合器中任一個結(jié)合時，杠桿都按順時針方向擺動，使制動帶放松。 3.4齒輪塊的設計 機床的變速

26、系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速機構(gòu)。根據(jù)各傳動軸的工作特點，根本組(傳動組b)滑移齒輪采用平鍵聯(lián)接裝配式齒輪，固定齒輪用獨立式；第一擴大組(傳動組a)的滑移齒輪采用了整體式滑移齒輪；第二擴大組(傳動組c)傳動轉(zhuǎn)矩較大用平鍵聯(lián)接裝配式齒輪，此時平鍵傳遞轉(zhuǎn)矩，彈性擋圈軸向固定，簡單、工藝性好、結(jié)構(gòu)方便。所有滑移齒輪與傳動軸間均采用花鍵聯(lián)接。 從工藝角度考慮，其他固定齒輪〔主軸上的齒輪除外〕也采用花鍵聯(lián)接。由于主軸直徑較大，為了降低加工本錢而采用了單鍵聯(lián)接。 由各軸的圓周速度參考《設計指導》P53,Ⅰ～Ⅲ軸間傳動齒輪精度為8－7－7Dc，Ⅲ～Ⅳ軸間齒輪精度為7－6－6 Dc。齒輪材料為45鋼，采用整體淬

27、火處理。 根據(jù)前面初估的模數(shù)計算齒輪直徑由于Ⅱ軸根本組的大齒輪會和離合器相干預〔相碰〕，因而對第一擴大組的齒輪模數(shù)進展調(diào)整，調(diào)為m=4mm,并取為統(tǒng)一模數(shù)。各齒輪參數(shù)如下表 齒輪 Z1 齒數(shù) 24 48 42 30 19 53 24 nj 750 375 750 1060 375 132 375 分度圓直徑 96 192 168 120 76 212 96 齒頂圓直徑 104 200 176 128 84 220 104 齒底圓直徑 86 182 158 110 66 202 86

28、齒輪寬 32 30 30 32 32 30 32 齒輪 齒數(shù) 48 30 42 60 30 18 72 nj 190 375 265 132 265 375 95 分度圓直徑 192 120 168 240 120 72 288 齒頂圓直徑 200 128 176 248 128 80 296 齒底圓直徑 182 110 158 230 110 62 278 齒輪寬 30 32 30 30 32 33 30 3.5軸承的選擇 為了方便安裝，Ⅰ軸上

29、傳動件的外徑均小于箱體左側(cè)支承孔直徑，均采用深溝球軸承。為了便于裝配和軸承間隙調(diào)整，Ⅱ、Ⅲ軸均采用圓錐滾子軸承。滾動軸承均采用E級精度。 3.6主軸組件的設計 各局部尺寸的選擇 .1主軸通孔直徑 參考《設計指導》P5，取主軸通孔直徑d＝37mm。 .2軸頸直徑 據(jù)前面的估算主軸前軸頸直徑D1 = 80mm，后軸頸直徑D2 =60mm。 .3前錐孔尺寸 據(jù)車床最大回轉(zhuǎn)直徑320mm，參考《設計指導》P61表莫氏錐度號選5；其標準莫氏錐度尺寸如下 簡圖 莫氏號 大端直徑D 錐度 長度 5 44.399 1：19.022 130 .4頭部尺寸的選擇

30、 采用短圓錐式的頭部結(jié)構(gòu)，懸伸短，剛度好。參考《設計指導》P63的圖與P64表的主軸頭部尺寸如如下圖所示 .5支承跨距與懸伸長度 為了提高剛度，應盡量縮短主軸的懸伸長度a，適當選擇支承跨距L。取L/a＝3.24，由頭部尺寸取a＝100mm如此L＝324mm。 主軸軸承的選擇 為提高剛度，主軸采用三支承，前支承和中支承為主要支承，后支承為輔助支承。這是因為主軸上的傳動齒輪集中在前部；容易滿足主軸的最優(yōu)跨距要求；箱體上前、中支承的同軸度加工容易保證，尺寸公差也易控制。 前軸承選用一個型號為32316的圓錐滾子軸承，中軸承選一個用型號為30214的圓錐滾子軸承，后軸承選用一個型號為63

31、12深溝球軸承。前軸承D級精度，中軸承E級精度，后軸承E級精度。前軸承內(nèi)圈配合為k5，外圈配合為M6；中軸承內(nèi)圈配合為js5，外圈配合為K6；后軸承內(nèi)圈配合為js6，外圈配合為H7。 3.7潤滑系統(tǒng)的設計 主軸箱內(nèi)采用飛濺式潤滑，油面高度為65mm左右，甩油環(huán)浸油深度為10mm左右。潤滑油型號為：IIJ30。 卸荷皮帶輪軸承采用脂潤滑方式。潤滑脂型號為：鈣質(zhì)潤滑脂。 3.8密封裝置的設計 Ⅰ軸軸頸較小，線速度較低，為了保證密封效果，采用皮碗式接觸密封。而主軸直徑大、線速度較高，如此采用了非接觸式密封。卸荷皮帶輪的潤滑采用毛氈式密封，以防止外界雜物進入。詳見展開圖。 四、傳動件的驗算

32、 4.1傳動軸的驗算 Ⅰ軸的剛度較低，故而在此處進展驗算。其受力簡化如如下圖所示 ＝=9.55×＝9.55××＝48896 N·mm 齒輪受到的徑向力 ＝2tanα/＝2×48896×tan/96＝370.8 N 對于傳動軸Ⅰ主要驗算軸上裝齒輪和軸承處的撓度y和傾角θ。Ⅰ軸上有一段為花鍵軸，但長度在軸上的比例不大，全軸按圓軸算。Ⅰ軸平均直徑求的d＝28mm，如此 截面慣性矩I＝＝＝30171.9 按《設計指導》P34有關公式計算 對B點 y＝/3EI ＝ ＝1.16×mm 查《設計指導》P33表 對一般傳動軸許用撓度[Y]＝〔0.0003～0.000

33、5〕＝〔0.0003～0.0005〕×448＝0.1464～0.244 mm； 對裝有齒輪的軸許用撓度[Y]＝〔0.01～0.03〕m＝〔0.01～0.03〕×4＝0.04～0.12 mm； 滿足要求。 ＝ ＝ ＝－3.27×rad 查《設計指導》P33表許用[θ]＝0.001rad 滿足要求。 對A點 ＝ ＝ ＝7.05×rad 對C點 ＝－ ＝ ＝8.68×rad 查《設計指導》P33表許用[θ]＝0.001rad 滿足要求。 綜上，Ⅰ軸的剛度滿足要求。 4.2鍵的驗算 花鍵的驗算 花鍵鍵側(cè)工作外表的擠壓應力為 ≤[]

34、 式中：――計算擠壓應力；Mp ——花鍵傳遞的最大扭矩；N·m m ＝，N――該軸傳遞的最大功率，――該軸的計算轉(zhuǎn)速； D、d —— 花鍵的外徑和內(nèi)徑；mm z—— 花鍵的齒數(shù)； ――工作長度；mm —— 載荷分布不均勻系數(shù)，＝0.7～0.8；?。?.75 []――許用擠壓應力，查《機械設計》表6－3，[]＝100～140Mp，取[]＝130 Mp； 對Ⅰ軸花鍵 ＝＝48896 N·m m 對Ⅰ軸裝離合器處花鍵 D＝36mm d＝32 mmz＝6 ＝18 mm 如此 ＝20.1Mp≤[] 滿足要求。 對

35、Ⅰ軸裝帶輪處花鍵 D＝30mm d＝26mmz＝6 ＝40 mm 如此 ＝9.7Mp≤[] 滿足要求。 所以Ⅰ軸花鍵滿足要求。 對Ⅱ軸花鍵 ＝＝94858 N·m m D＝40mm d＝35mmz＝6 ＝70 mm 如此 ＝6.4Mp≤[] 滿足要求。 對Ⅲ軸花鍵 ＝＝264094 N·m m D＝45mm d＝40mmz＝6 ＝110mm 如此 ＝10.0Mp≤[] 滿足要求。 平鍵的驗算 普通平鍵的強度條件 ＝≤[] 式中：――計算擠壓應力；Mp ——傳遞的轉(zhuǎn)矩；N·m —— 鍵與

36、輪轂槽的接觸高度，＝0.5h，此處h為鍵的高度；mm —— 鍵的工作長度；mm ――軸的直徑；mm []――鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力，查《機械設計》表6－2，此處鍵、軸、輪轂三者材料都是鋼[]＝100～120M Mp，取[]＝110 Mp； 對Ⅱ軸三聯(lián)齒輪出A型平鍵bh=1610 , L=56 ＝48.896 N·m ＝0.5h＝0.5×10＝5 mm＝L-b=40 mm＝53 mm 如此 ＝ ＝9.2 Mp≤[] 滿足要求。 對Ⅲ軸三聯(lián)齒輪出A型平鍵bh=1811 , L=63 ＝94.858 N·m ＝0.5h＝0.5×11＝5.5mm＝45m

37、m＝63mm 如此 ＝ ＝12.2 Mp≤[] 滿足要求。 對Ⅳ軸三聯(lián)齒輪出A型平鍵 ＝＝1040 N·m ＝0.5h＝0.5×14＝7mm ＝68mm＝75 mm , bh=2214,L=80mm, 如此 ＝ ＝58.3Mp≤[] 滿足要求。 4.3齒輪模數(shù)的驗算 按接觸疲勞強度計算齒輪模數(shù)mj mj = 16300mm 式中：N —— 傳遞的額定功率KW； —— 計算轉(zhuǎn)速〔小齒輪〕；r/min —— 齒寬系數(shù)； z1 —— 計算齒輪齒數(shù)； i—— 大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，“+〞用于外嚙合，

38、“—〞用于內(nèi)嚙合，此處為外嚙合，故取“+〞; —— 系數(shù)： = KTK nKNKq KT —— 工作期限系數(shù)： KT = T——預定的齒輪工作期限，對中型機床 T = 15000～20000h； n—— 齒輪的最低轉(zhuǎn)速；r/min c0—— 基準循環(huán)次數(shù)，查《設計指導》表3； m —— 疲勞曲線指數(shù)，查《設計指導》表3； K n —— 轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，查《設計指導》表4； KN—— 功率利用系數(shù)，查《設計指導》表5；

39、 Kq—— 材料強化系數(shù)，查《設計指導》表6； Kc—— 工作狀況系數(shù)，中等沖擊主運動，Kc = 1.2～1.6； Kd—— 動載荷系數(shù)，查《設計指導》表8； Kb—— 齒向載荷分布系數(shù)，查《設計指導》表9； —— 許用接觸應力，查《設計指導》表11；Mp 齒輪按彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù)mw mw = 275 其中 Y —— 齒形系數(shù)由《設計指導》表10查得； —— 許用彎曲應力，查《設計指導》表11；Mp 驗算結(jié)果如下表 按接觸疲勞強度驗算算齒輪模數(shù)

40、參數(shù) 傳動組a 傳動組b 傳動組c N 3.84 3.72 3.65 750 375 375 7.5 7.5 7.5 z1 24 19 18 i 2 2.8 4 m 3 3 3 n 750 375 132 T 15000 15000 15000 KT 4.07 3.23 2.28 1.44 0.88 0.81 c0 K n 0.85 0.68 0.89 KN 0.58 0.58 0.58 Kq 0.76 0.73 0.73 Kc 1.2 1.

41、2 1.2 Kd 1.3 1.4 1.2 Kb 1.02 1.04 1.04 1100 1100 1100 mj 2.02 3.55 3.29 結(jié)論 估算值可用 估算值可用 估算值可用 齒輪按彎曲疲勞強度驗算齒輪模數(shù) 參數(shù) 傳動組a 傳動組b 傳動組c N 3.84 3.72 3.65 750 375 375 7.5 7.5 7.5 z1 24 19 18 m 6 6 6 n 750 375 132 T 15000 15000 15000 KT 2.56 2.28 1.92

42、 0.9 0.9 0.9 c0 K n 0.95 0.85 0.86 KN 0.78 0.78 0.78 Kq 0.77 0.75 0.75 Kc 1.2 1.2 1.2 Kd 1.3 1.4 1.2 Kb 1.02 1.04 1.04 320 320 320 Y 0.42 0.386 0.378 mw 1.83 3.09 3.01 結(jié)論 估算值可用 估算值可用 估算值可用 綜上，估算的模數(shù)值可用。 4.4軸承的驗算

43、Lh=500≥[T] 式中，Lh —— 額定；h C —— 滾動軸承的額定動負荷；查《機械設計課程設計》第五章第三節(jié)常用滾動軸承局部；N —— 速度系數(shù)， = ； —— 使用系數(shù)；查《設計指南》表2.4－19； ε—— 系數(shù)，對于球軸承：ε= 3 ；對于滾子軸承：ε=10/3； ――功率利用系數(shù)；查《設計指南》表2.4－20； ―― 轉(zhuǎn)速變化系數(shù)；查《設計指南》表2.4－21； —— 齒輪輪換工作系數(shù)，查《設計指南》表2.4－27； P —— 當量動載荷N ;

44、 T ——滾動軸承許用使用，一般取10000～15000h； 對Ⅰ軸的6406軸承受力如如下圖 ＝＝＝243N ＝＝＝127N 附加軸向力 ＝0.2＝48.6N ＝0.2＝25.4N 軸向載荷 ＝＝48.6N ＝＝25.4N /＝0.2 查《機械設計》表13－5 X＝1 Y＝0 查《機械設計》表13－6 ＝1.5 得 ＝〔X＋Y〕 ＝1.5×243 ＝364.5N 同理得 ＝190.5N 按計算 查表與計算有 C＝47500N ＝0.375 ＝

45、1.1 ＝0.80 ε＝3 ＝0.97 ＝0.85 代入公式得 Lh＝151641828h≥[T] 滿足要求 對Ⅱ軸的30208軸承受力如如下圖 通過分析計算有 ＝588.7N ＝1487.2N 且兩者相互垂直 ＝＝400N ＝＝550.6N 如此 ＝＝680.6N ，同理 ＝955.4N 附加軸向力 ＝0.4＝272.2N ＝0.4＝382.2N 軸向載荷 ＝＝272.2N ，＝＝382.2N /＝0.4 查《機械設計》表13－5 X＝1 Y＝0 查《機械設

46、計》表13－6 ＝1.5 得 ＝〔X＋Y〕 ＝1.5×680.6 ＝1020.9N 同理得 ＝1433.1N 按計算 查表與計算有 C＝63000N ＝0.5098 ＝1.1 ＝0.80 ε＝10/3 ＝0.97 ＝0.85 代入公式得 Lh＝78259622h≥[T] 滿足要求 同理對Ⅲ軸的30208軸承滿足要求。 對主軸軸承擔主〔垂直〕切削力與齒輪傳遞的力在同一平面內(nèi)且同向時主軸前軸承受力最大，如如下圖所示，顯然驗算主軸的軸承只驗算前軸承的323

47、16型軸承。 由 108 ＋424 ＝324 得 ＝4632.9N 附加軸向力 ＝0.4＝1853.16N＝ 對32316型軸承C＝388000N =0.35 Y=1 查《機械設計》表13－5 X＝0.4 Y＝1 查《機械設計》表13－6 ＝1.5 得 ＝〔X＋Y〕 ＝1.5×(0.4×4632.9＋1853.16) ＝5559.48N 查表與計算有 ＝0.769 ＝1.1 ＝0.80 ε＝10/3 ＝0.97 ＝0.8

48、5 代入公式得 Lh＝879306355h≥[T] 滿足要求 綜上驗算完畢設計滿足要求。 五、設計小結(jié) 在課程設計當中，對車床主軸箱的內(nèi)部結(jié)構(gòu)有了相當?shù)睦斫?。設計的過程中遇到很多困難，認識到自己對《金屬切削機床》這門課的學習還不夠深入，在同學們的幫助和教師的指導下學會了并運用了這門課設計的要點和方法。通過大量的翻閱參考資料和機械設計手冊，掌握了不少知識。 由于時間比擬緊迫，設計中可能存在不少問題，望教師能給予指出和指正。通過這次設計更加鞏固了我對《金屬切削機床》的認識和了解，對以后的課程設計或工作以后的設計提供了寶貴的經(jīng)驗。

49、 在課程設計當中，我也遇到了一些問題。設計過程也是培養(yǎng)我們認真細心的態(tài)度。 在此過程中不斷發(fā)現(xiàn)問題和解決問題，使我加深了對大學所學課程理解，綜合應用，并得到進一步的鞏固，這對以后的學習和工作都有積極的意義。 總之，這次的課程設計讓我學到了很多東西。 六、參考文獻 (1)王愛玲.現(xiàn)代數(shù)控機床結(jié)構(gòu)與設計.?:?兵器工業(yè),?1999.9 (2)陳易新.金屬切削機床課程設計指導書. 某某工業(yè)大學 ,1987.7 (3)戴曙.金屬切削機床.：機械工業(yè)，2007.8 (4)X云漲.金屬切削機床設計簡明手冊. :?機械工業(yè),1994.7