最大加工直徑為250mm的普通車床的主軸箱部件設計[P=4kw 轉速1600 50 公比1.41]

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1、 鄭州科技學院 機械制造裝備設計課程設計 全套圖紙加扣 3346389411或3012250582 院 系：機械工程學院 專 業(yè)：機械設計制造及其自動化專業(yè) 班 級： 學 號： 姓 名： 指導老師： 日 期： 車床的主傳動系統(tǒng)設計任務書 姓名___________ 學號______ 專業(yè)___________ 班級___________ 1. 最大加工直徑為250mm的普通車床的主軸箱部件設計 原始數據： 主要技術參數 題目 主電動機功

2、率P/kw 4 最大轉速 1600 最小轉速 50 公比 1.41 工件材料：鋼鐵材料。 刀具材料：硬質合金。 設計內容： 1） 運動設計：根據給定的轉速范圍及公比確定變速級數，繪制結構網、轉速圖、傳動系統(tǒng)圖，計算齒輪齒數。 2） 動力計算：選擇電動機型號及轉速，確定各傳動件的計算轉速，對主要零件（如帶、齒輪、主軸、傳動軸、軸承等）進行計算（初算和驗算）。 3） 繪制下列圖紙： ① 機床主傳動系統(tǒng)圖（畫在說明書上）。 ② 主軸箱部件展開圖及主要剖面圖。 ③ 主軸零件圖。 編寫設計說明書1份。 目 錄 第1章 機床用途、性能及結構簡單說明 1 第

3、2章 設計部分的基本技術特性和結構分析 2 2.1車床主參數和基本參數 2 2.2 確定傳動公比 2 2.3擬定參數的步驟和方法 2 2.3.1 極限切削速度Vmax、Vmin 2 2.3.2 主軸的極限轉速 3 第3章 運動設計 4 3.1 主電機功率——動力參數的確定 4 3.2確定結構式 4 3.3 確定結構網 5 3.4 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 6 3.5 確定各變速組此論傳動副齒數 6 3.6 核算主軸轉速誤差 7 第4章 設計部分的動力計算 7 4.1 帶傳動設計 7 4.1.1計算設計功率Pd 7 4.1.2選擇帶型 8 4.1.3確定帶輪的基

4、準直徑并驗證帶速 9 4.1.4確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 9 4.1.5確定帶的根數z 10 4.1.6確定帶輪的結構和尺寸 10 4.1.7確定帶的張緊裝置 11 4.1.8計算壓軸力 11 4.2 計算轉速的計算 12 4.3 齒輪模數計算及驗算 13 4.4 傳動軸最小軸徑的初定 18 4.5 主軸合理跨距的計算 19 第5章 摩擦離合器(多片式)的計算 21 第6章 主要零部件的選擇 23 6.1電動機的選擇 23 6.2 軸承的選擇 23 6.3變速操縱機構的選擇 23 6.4 軸的校核 23 6.5 軸承壽命校核 26 6.6 鍵

5、的選用及校核： 27 6.7軸承端蓋設計 27 第7章 箱體的結構設計 29 第8章 潤滑與密封 30 第9章 主軸箱結構設計及說明 31 9.1 結構設計的內容、技術要求和方案 31 9.2 展開圖及其布置 31 結束語 33 參考文獻 34 4 第1章 機床用途、性能及結構簡單說明 機床技術參數有主參數和基本參數，他們是運動傳動和結構設計的依據，影響到機床是否滿足所需要的基本功能要求，參數擬定就是機床性能設計。主參數是直接反映機床的加工能力、決定和影響其他基本參數的依據，如車床的最大加工直徑，一般在設計題目中給定，基本參數是一些加工件尺

6、寸、機床結構、運動和動力特性有關的參數，可歸納為尺寸參數、運動參數和動力參數。 通用車床工藝范圍廣，所加工的工件形狀、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬質合金刀具又用高速鋼刀具。因此，必須對所設計的機床工藝范圍和使用情況做全面的調研和統(tǒng)計，依據某些典型工藝和加工對象，兼顧其他的可能工藝加工的要求，擬定機床技術參數，擬定參數時，要考慮機床發(fā)展趨勢和同國內外同類機床的對比，使擬定的參數最大限度地適應各種不同的工藝要求和達到機床加工能力下經濟合理。 機床主傳動系因機床的類型、性能、規(guī)格和尺寸等因素的不同，應滿足的要求也不一樣。設計機床主傳動系時最基本的原則就是以最經濟、合理的方式滿足既

7、定的要求。在設計時應結合具體機床進行具體分析，一般應滿足的基本要求有：滿足機床使用性能要求。首先應滿足機床的運動特性，如機床主軸油足夠的轉速范圍和轉速級數；滿足機床傳遞動力的要求。主電動機和傳動機構能提供足夠的功率和轉矩，具有較高的傳動效率；滿足機床工作性能要求。主傳動中所有零部件有足夠的剛度、精度和抗震性，熱變形特性穩(wěn)定；滿足產品的經濟性要求。傳動鏈盡可能簡短，零件數目要少，以便節(jié)約材料，降低成本。 35 第2章 設計部分的基本技術特性和結構分析 2.1車床主參數和基本參數 車床的主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數如下： 原始數據： 主要技術參數???題目??? 主電動機功率P/

8、kw???4??? 最大轉速???1600??? 最小轉速???50?? 公比???1.41??? 2.2 確定傳動公比 根據【1】公式（3-2）因為已知 ，，=1.41 ∴Z=+1=11 根據【1】表3-5 標準公比。這里我們取標準公比系列=1.41 因為=1.41=1.06，根據【1】表3-6標準數列。首先找到最小極限轉速50，再每跳過5個數（1.26～1.06）取一個轉速，即可得到公比為1.41的數列： 50，71，100，140，200，200，400，560，800，1120,1600 2.3擬定參數的步驟和方法 2.3.1 極限切削速度Vmax、Vmin 根

9、據典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮： 允許的切速極限參考值如下： 表 2.1 加 工 條 件 Vmax(m/min) Vmin(m/min) 硬質合金刀具粗加工鑄鐵工件 30～50 硬質合金刀具半精或精加工碳鋼工件 150～300 螺紋加工和鉸孔 3～8 2.3.2 主軸的極限轉速 計算車床主軸極限轉速時的加工直徑，則主軸極限轉速應為 結合題目條件，取標準數列數值， 取 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。各級轉速數列可直接從標準的數列表中查出，按標準轉速數列為： 50，71，100，14

10、0，200，200，400，560，800，1120,1600 第3章 運動設計 3.1 主電機功率——動力參數的確定 合理地確定電機功率N，使機床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素。 根據題設條件電機功率為4KW 可選取電機為：Y112M-4額定功率為4KW，滿載轉速為1440r/min. 3.2確定結構式 Z=1可以按照Z=12進行分配，其中有一個級發(fā)生重復 已知Z=x3b a，b為正整數，即Z應可以分解為2和3的因子，以便用2、3聯滑移齒輪實現變速。 確定變速組傳動副數目 實現12級主軸轉速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副組合

11、： a）12=3 b）12=43 c）12=3 d）12=2 12=2 在上述的方案中1和2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。如果用一個四聯滑移齒輪的話則會增加軸向尺寸；如果用兩個滑移雙聯齒輪，則操縱機構必須互梭以防止兩個滑移齒輪同時嚙合。所以一般少用。 3，4，5方案可根據下面原則比較：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=

12、3的方案為好。 在12=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，其結構網和結構式見下面的圖。在這些方案中可根據下列原則選擇最佳方案。 1）傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍 在降速傳動時，為防止被動齒輪的直徑過大而使徑向尺寸太大，常限制最小傳動比1/4。在升速時，為防止產生過大的震動和噪聲，常限制最大傳動比。因此主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍一般為。方案a b c d是可行的。方案d f是不可行的。 同時，最后傳動組與最后擴大組往往是一致的，安裝在主軸與主軸前一傳動軸的具有極限或接近極限傳動比的齒輪副承受最大扭矩，在結構設計上可以獲得較為滿

13、意的處理。這也就是最后傳動組的傳動副經常為2的另一原因。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，在降速變速中，一般限制限制最小變速比 ；為避免擴大傳動誤差，減少震動噪聲，在升速時一般限制最大轉速比。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范圍。在設計時必須保證中間變速軸的變速范圍最小。 綜合上述可得：主傳動部件的運動參數 ，=50，Z=11，=1.41 3.3 確定結構網 根據“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結構緊湊的原則易知第二擴大組的變速范圍r=φ(P3-1)x=1.414=3.95〈8 滿足要求

14、 圖3.1 結構網 3.4 繪制轉速圖和傳動系統(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。 （2）繪制轉速圖： 圖3.2 轉速圖 （3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數，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) 軸最小齒數和:Szmin>(Zmax+2+D/m) 3.5 確定各變速組此論傳動副齒數 (1)Sz100-124,中型機床Sz=70-100 (2)直齒圓柱齒輪Zmin18-24,m4

15、 齒輪齒數的確定。變速組內取模數相等，據設計要求Zmin≥18~24,齒數和Sz≤100～124，由表4.1，根據各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數，各齒輪齒數如表3-1。 表3-1 齒輪齒數 傳動比 基本組 第一擴大組 第二擴大組 1:1 1:2 1:1.41 1:1 1:2.8 2:1 1：2.8 代號 Z Z Z Z Z Z Z Z’ Z5 Z5’ Z Z Z7 Z7’ 齒數 30 30 20 40 25 35 42 42 22 62 60 30 2

16、4 66 3.6 核算主軸轉速誤差 實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不應超過±10(-1)％,即 〈10(-1)％=4.1％ 第4章 設計部分的動力計算 4.1 帶傳動設計 輸出功率P=4kW,轉速n1=1440r/min,n2=800r/min 4.1.1計算設計功率Pd 表4-1 工作情況系數 工作機 原動機 ⅰ類 ⅱ類 一天工作時間/h 10~16 10~16 載荷 平穩(wěn) 液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（）；離心式壓縮機；輕型運輸機 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 載荷 變動小 帶

17、式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（）；發(fā)電機；旋轉式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 載荷 變動較大 螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 載荷 變動很大 破碎機（旋轉式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 根據V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時），查《機械設計》P296表4， 取KA＝1.1。即 4.1.2選擇

18、帶型 普通V帶的帶型根據傳動的設計功率Pd和小帶輪的轉速n1按《機械設計》P297圖13－11選取。 圖4-1 V帶型功率轉速圖 根據算出的Pd＝4.4kW及小帶輪轉速n1＝1440r/min ，查圖得：dd=80～100可知應選取A型V帶。 4.1.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 由《機械設計》P298表13－7查得，小帶輪基準直徑為80～100mm 則取dd1=100mm> ddmin.=75 mm（dd1根據P295表13-4查得） 表4-2 V帶帶輪最小基準直徑 槽型 Y Z A B C D E 20 50 75 125 200 3

19、55 500 由《機械設計》P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得=180mm ① 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

20、 150 170 160 140 130 120 110 100 90 1.20 1.15 1.10 1.05 1.00 0.92 0.98 0.95 0.89 0.86 0.82 0.78 0.73 0.68 表4-4 彎曲影響系數 帶型 Z A B C D E 4.1.5確定帶的根數z 查機械設計手冊，取P1=0.35KW，△P1=0.03KW 由《機械設計》P299表13－8查得，取Ka=0.95 由《機械設計》P293表13－2查得，K

21、L＝1.16 則帶的根數 所以z取整數為4根。 4.1.6確定帶輪的結構和尺寸 根據V帶輪結構的選擇條件，電機的主軸直徑為d=28mm； 由《機械設計》P293 ，“V帶輪的結構”判斷：當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。 總之，小帶輪選H型孔板式結構，大帶輪選擇E型輪輻式結構。 帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。 4.1.7確定帶的張緊裝置 選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。 4.1.8計算壓軸力 由《機械設

22、計》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝117.83N，上面已得到=172.63o，z=4，則 對帶輪的主要要求是質量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內應力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側面間的夾角是40°，為了適應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。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶

23、輪與軸的聯接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯接輪緣與輪轂成一整體。 表4-5 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 項目 ? 符號 槽型 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9

24、23.4 槽間距 e 8 ± 0.3 12 ± 0.3 15 ± 0.3 19 ± 0.4 25.5 ± 0.5 37 ± 0.6 44.5 ± 0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f ? z —輪槽數 外徑 d a 輪 槽 角 32° 對應的基準直徑 d d ≤ 60 - - - -

25、 - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 36° 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38° - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 極限偏差 ± 1 ± 0.5 V帶輪按腹板（輪輻）結構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4-2a。  （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖4-2b。 （3） 孔

26、板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖4-2c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖4-2d。 （a） （b） （c） （d） 圖4-2 帶輪結構類型 根據設計結果，可以得出結論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b） 4.2 計算轉速的計算 （1）主軸的計算轉速nj，由公式n=n得，主軸的計算轉速nj=125r/min， 取140r/min。 (2). 傳動軸的計算轉速 軸3=180r/

27、min 軸2=180 r/min，軸1=355r/min。 （2）確定各傳動軸的計算轉速。各計算轉速入表4-6。 表4-6 各軸計算轉速 軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸 計算轉速 r/min 800 400 400 （3） 確定齒輪副的計算轉速。齒輪Z裝在主軸上其中只有140r/min傳遞全功率，故Zj=140 r/min。 依次可以得出其余齒輪的計算轉速，如表4-7。 表4-7 齒輪副計算轉速 序號 Z Z Z Z Z n 800 400 400 400

28、 140 4.3 齒輪模數計算及驗算 （1）模數計算。一般同一變速組內的齒輪取同一模數，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即mj=16338可得各組的模數，如表3-3所示。 根據和計算齒輪模數，根據其中較大值取相近的標準模數： =16338=16338mm ——齒輪的最低轉速r/min； ——頂定的齒輪工作期限，中型機床推存：=15～24 ——轉速變化系數； ——功率利用系數； ——材料強化系數。 ——（壽命系數）的極值 齒輪等轉動件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數m和基準順環(huán)次數C0 ——工作情況系數。中等中級的主運動： ——

29、動載荷系數； ——齒向載荷分布系數； ——齒形系數； 根據彎曲疲勞計算齒輪模數公式為： 式中：N——計算齒輪轉動遞的額定功率N=? ——計算齒輪（小齒輪）的計算轉速r/min ——齒寬系數, Z1——計算齒輪的齒數，一般取轉動中最小齒輪的齒數： ——大齒輪與小齒輪的齒數比，=；（+）用于外嚙合，（-）號用 于內嚙合： 命系數； ：工作期限 ， =； ==3.49 ==1.8 =0.84 =0.58 =0.90 =0.55

30、 =0.72 =3.49 0.84 0.58 0.55=0.94 =1.80.84 0.90 0.72=0.99 時，取=，當<時，取=； ==0.85 =1.5； =1.2 =1 =0.378 許用彎曲應力，接觸應力，() =354 =1750 6級材料的直齒輪材料選；24熱處理S-C59 按接觸疲勞計算齒輪模數m 1-2軸由公式mj=16338可得mj=2.7mm，取m=3mm 2-3軸由公式mj=16338可得mj=2.4mm，取

31、m=3mm 3-4軸由公式mj=16338可得mj=3.4mm，取m=3.5mm 由于一般同一變速組內的齒輪盡量取同一模數，所以為了統(tǒng)一和方便如下?。? 表4-8 模數 組號 基本組 第一擴大組 第二擴大組 模數 mm 3 3 3.5 （2） 基本組齒輪計算。 表4-9 基本組齒輪幾何尺寸表 齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2` Z3 Z3` 齒數 30 30 25 35 20 40 分度圓直徑 90 90 75 105 60 120 齒頂圓直徑 96 96 81 111 66 126

32、齒根圓直徑 82.5 82.5 67.5 97.5 52.5 112.5 齒寬 24 24 24 24 24 24 按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB～246HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB～246HB，平均取240HB。計算如下： ① 齒面接觸疲勞強度計算： 接觸應力驗算公式為 彎曲應力驗算公式為： 式中 N----傳遞的額定功率（kW）

33、，這里取N為電動機功率，N=5kW; -----計算轉速（r/min）; m-----初算的齒輪模數（mm）, m=3（mm）; B----齒寬（mm）;B=24（mm）; z----小齒輪齒數；z=20; u----小齒輪齒數與大齒輪齒數之比; -----壽命系數； = ----工作期限系數； T------齒輪工作期限，這里取T=15000h.; -----齒輪的最低轉速（r/min） ----基準循

34、環(huán)次數，接觸載荷取=，彎曲載荷取= m----疲勞曲線指數，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6; ----轉速變化系數，查【5】2上，取=0.60 ----功率利用系數，查【5】2上，取=0.78 -----材料強化系數，查【5】2上， =0.60 -----工作狀況系數，取=1.1 -----動載荷系數，查【5】2上，取=1 ------齒向載荷分布系數，查【5】2上，=1 Y------齒形系數，查【5】2上，Y=0.386； ----許用接觸應力（MPa）,查

35、【4】，表4-7，取=650 Mpa； ---許用彎曲應力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa； 根據上述公式，可求得及查取值可求得： =635 Mpa =78 Mpa （3）第一擴大組齒輪計算。 擴大組齒輪幾何尺寸見下表 表4-10擴大組齒輪幾何尺寸表 齒輪 Z4 Z4` Z5 Z5` 齒數 42 42 22 62 分度圓直徑 126 126 66 186 齒頂圓直徑 132 132 72 192 齒根圓直徑 118.5 118.5 58.5 178.5 齒寬 24 24 24 24 （4）第

36、二擴大組齒輪計算。 表4-11 擴大組齒輪幾何尺寸表 齒輪 Z6 Z6` Z7 Z7` 齒數 60 30 24 66 分度圓直徑 210 105 84 231 齒頂圓直徑 217 112 91 238 齒根圓直徑 201.25 96.25 75.25 222.25 齒寬 24 24 24 24 按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB～246HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB～246HB，平均取240HB。 同理根據基本組的計算， 查文獻【6】，可得 =0.62，

37、 =0.77，=0.60，=1.1， =1，=1，m=3.5，=355； 可求得： =619 Mpa =135Mpa 4.4 傳動軸最小軸徑的初定 由【5】式6，傳動軸直徑按扭轉剛度用下式計算： 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） ----該軸的計算轉速 ---該軸每米長度的允許扭轉角，=。 各軸最小軸徑如

38、表4-12。 表4-12 最小軸徑 軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 最小軸徑mm 35 40 4.5 主軸合理跨距的計算 由于電動機功率P=4kw，根據【1】表3.24，前軸徑應為60~90mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的d2=（0.7~0.9）d1，取d2=60mm。根據設計方案，前軸承為NN3016K型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量a=124mm，主軸孔徑為30mm。 軸承剛度，主軸最大輸出轉矩T=9550=424.44N.m 設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，即經濟加工直徑約為

39、最大回轉直徑的50%，這里取75%，即180mm，故半徑為0.09m； 切削力（沿y軸） Fc==4716N 背向力（沿x軸） Fp=0.5 Fc=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l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分別為 RA=F×=5272.65×=7908.97N RB=F×=5272.65×=2636.325N 根據 文獻【1】式3.7 得：Kr=3.39得前支承的剛度：KA= 1689.69 N/ ；KB= 785

40、.57 N/；==2.15 主軸的當量外徑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，與原假設接近，所以最佳跨距=124×2.0=240mm 合理跨距為（0.75-1.5），取合理跨距l(xiāng)=360mm。 根據結構的需要，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5章 摩擦離合器(多片式)的計算 設計

41、多片式摩擦離合器時，首先根據機床結構確定離合器的尺寸，如為軸裝式時，外摩擦片的內徑d應比花鍵軸大2～6mm，內摩擦片的外徑D的確定，直接影響離合器的徑向和軸向尺寸，甚至影響主軸箱內部結構布局，故應合理選擇。 摩擦片對數可按下式計算 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速（r/min）； η——從電動機到離合器軸的傳動效率； K——安全系數，一般

42、取1.3～1.5； f——摩擦片間的摩擦系數，由于磨擦片為淬火鋼，查《機床設計指導》表2-15，取f=0.08； ——摩擦片的平均直徑（mm）; =（D+d）/2＝67mm; b——內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 ——基本許用壓強（MPa），查《機床設計指導》表2-15，取1.1； ——速度修正系數 ＝n/6×=2.5（m

43、/s） 根據平均圓周速度查《機床設計指導》表2-16，取1.00； ——接合次數修正系數，查《機床設計指導》表2-17，取1.00； ——摩擦結合面數修正系數，查《機床設計指導》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，一般取 ＝0.4＝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×

44、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），內外層分離時的最大間隙為0.2～0.4（mm）,摩擦片的材料應具有較高的耐磨性、摩擦系數大、耐高溫、抗膠合性好等特點，常用10或15鋼，表面滲碳0.3～0.5（mm）,淬火硬度達HRC52～62。 圖5.1 多片式摩擦離合器 第6章 主要零部件的選擇 6.1電動機的選擇 轉速n＝1420r/min，功率P＝4kW 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6012 II軸：對稱布置深溝球軸

45、承6009 III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7012C 6.3變速操縱機構的選擇 選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯滑移齒輪和二聯滑移齒輪。 6.4 軸的校核 （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

46、影響可忽略； ks==2kN/mm 剛度要求：主軸的剛度可根據機床的穩(wěn)定性和精度要求來評定 （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 E取為， ， 由于小齒輪的傳動力大，這里以小齒輪來進行計算 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 6.1： 圖6.1 主軸載荷圖 由上圖可知如下數據：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm 計算（在垂直平面） ,, ，， ，， 計算（在水平面） ,, ，， ，， 合成：

47、 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 圖6.2 Ⅱ軸受力分析圖 得：前支承的徑向力Fr=2642.32N。 由軸承壽命的計算公式：預期的使用壽命 [L10h]=15000h L10h=×=×=h≥[L10h]=15000h 軸承壽命滿足要求。 6.6 鍵的選用及校核： <1>Ⅲ軸上的鍵的選用和強度校核： Ⅲ軸與齒輪的聯接采用普通平鍵聯接，軸徑d=48mm；齒輪快厚度L=78.5mm；傳遞扭矩；選用A型平鍵，初選鍵型號為，。查《機械設計》表7-9得。由

48、《機械設計》式（7-14）和式（7-15）得 由上式計算可知擠壓強度滿足。 由上式計算可知抗剪切強度滿足。 <2>主軸上的鍵的選用和強度校核 主軸與齒輪的聯接采用普通平鍵聯接，軸徑d=80mm；齒輪快厚度L=95mm；傳遞扭矩；選用A型平鍵，由于主軸空心所以選擇鍵，。查《機械設計》表7-9得。由《機械設計》式（7-14）和式（7-15）得 由上式計算可知擠壓強度滿足。 由上式計算可知抗剪切強度滿足。 6.7軸承端蓋設計 圖6.3 軸承端蓋 參照《機械設計及機械制造基礎課程設計》減速器端蓋設計方案來設計主軸箱端蓋，材料采用HT150，依據軸承外徑確定

49、各端蓋的結構尺寸，如圖所示： (依據該參數設計各軸承端蓋，詳見裝配圖紙圖案) 第7章 箱體的結構設計 1 、箱體材料 箱體多采用鑄造方法獲得，也有用鋼板焊接而成。鑄造箱體常用材料為HT15-33,強度要求較高的箱體用HT20-40，只有熱變形要求小的情況下才采用合金鑄鐵，采用HT20-40。與床身做成一體的箱體材料應根據床身或導軌的要求而定。箱體要進行時效處理。 2 、箱體結構 1、箱體結構設計要點 （1） 根據齒輪傳動的中心距、齒頂圓直徑、齒寬 等幾何尺寸，確定減速器的箱體的內部大小。由中心距確定箱體的長度，由齒頂圓直徑確

50、定箱體的高度。由齒寬來確定箱體的寬度。 （2） 依據鑄造（或焊接）箱體的結構尺寸、工藝要求，確定箱體的結構尺寸，繪制箱體。如箱蓋，箱座及螺栓的尺寸。 （3） 根據齒輪的轉速確定軸承潤滑的方法與裝置，選擇軸承端蓋的類型。 （4） 附件設計與選擇。同時，可以進行軸系的結構設計，選擇軸承。 表7.1 箱體的尺寸 名稱 符號 尺寸關系 箱座壁厚 15 主軸左側凸緣厚 73 箱座凸緣厚 32 主軸右側凸緣厚 37 外箱壁至軸承端面距離 齒輪頂圓與內箱壁距離 18 齒輪端面與內箱壁距離 10 2、鑄造工藝性要求 為了便于鑄造

51、以及防止鑄件冷卻時產生縮孔或裂紋，箱體的結構應有良好的鑄造工藝性。 3、加工工藝性對結構的要求 由于生產批量和加工方法不同，對零件結構有不同要求，因此設計時要充分注意加工工藝對結構的要求。 4、裝配工藝對結構的要求 為了更快更省力地裝配機器，必須充分注意裝配工藝對接否設計的要求。 第8章 潤滑與密封 1、潤滑設計 （1） 普通機床主軸變速箱多用潤滑油，其中半精加工、精加工和沒有油式摩擦離合器的機床，采用油泵進行強制的箱內循環(huán)或箱外循環(huán)潤滑效果好。粗加工機床多采用結構簡單的飛濺潤滑點。 （2） 飛濺潤滑 要求賤油件的圓周速度為0.6～8米/秒，賤油件浸油深為10

52、～20毫米（不大于2～3倍輪齒高）。速度過低或浸油深度過淺，都達不到潤滑目的，速度過高或浸油深度過深，攪油功率損失過大產生熱變形大，且油液容易氣化，影響機床的正常工作。油的深度要足夠，以免油池底部雜質被攪上來。 （3） 進油量的大小和方向 回油要保證暢通，進油方向要注意角接觸軸承的泵油效應，即油必須從小端進大端出。 箱體上的回油孔的直徑應盡可能的大些，一般應大于進油孔的直徑。箱體上放置油標，一邊及時檢查潤滑系統(tǒng)工作情況。 （4） 放油孔 應在箱體適當位置上設置放油孔，放油孔應低于油池底面，以便放凈油，為了便于接油最好在放油孔處接長管。 （5） 防止或減少機床漏油 ① 箱體上外漏的

53、最低位置的孔應高出油面。 ② 軸與法蘭蓋的間隙要適當，通常直徑方向間隙1～1.5毫米。 ③ 主軸上常采用環(huán)形槽和間隙密封，效果要好，槽形的方向不能搞錯。 ④ 箱蓋處防漏油溝應設計成溝邊向箱體油溝內側偏一定距離，大約為3～5毫米。 2、潤滑油的選擇 潤滑油的選擇與軸承的類型、尺寸、運轉條件有關，速度高選粘度低的，反之選粘度高的。潤滑油粘度通常根據主軸前頸和主軸最高轉速選擇。 第9章 主軸箱結構設計及說明 9.1 結構設計的內容、技術要求和方案 設計主軸變速箱的結構包括傳動件（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、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯結件的結構

54、設計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設計由于時間的限制，一0般只畫展開圖。 主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外，著重考慮以下幾個方面的問題。 精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結構工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標準化和通用化的原則。 主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點，由于結構復雜，設計中不可避免要經過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。目的是： 1 布置傳動件及選擇結構方案。 2 檢驗傳動設計的結果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時改正。 3 確定傳動軸的支承

55、跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置，以確 定各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數據。 9.2 展開圖及其布置 展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個平面上。 I軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪。有兩種布置方案，一是將兩級變速齒輪和離合器做成一體。齒輪的直徑受到離合器內徑的約束，齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑，負責齒輪無法加工。這樣軸的間距加大。另一種布置方案是離合器的左右部分分別裝在同軸線的軸上，左邊部分接通，得到一級反向轉動，右邊接通得到三級反向轉動。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第一種方案，通過空心軸中

56、的拉桿來操縱離合器的結構。 總布置時需要考慮制動器的位置。制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動器不要放在轉速太低軸上，以免制動扭矩太大，是制動尺寸增大。 齒輪在軸上布置很重要，關系到變速箱的軸向尺寸，減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。 結束語 1、本次課程設計是針對專業(yè)課程基礎知識的一次綜合性應用設計，設計過程應用了《機械制圖》、《機械原理》、《工程力學》等。 2、本次課程設計充分應用了以前所學習的知識，并應用這些知識來分析和解決實際問題。 3、本次課程設計進一步掌握了一般設計的設計思路和設計切入點，同時對機械部件的傳動設計和動力計算也提高了應用各種資料和實際動

57、手的能力。 4、本次課程設計進一步規(guī)范了制圖要求，掌握了機械設計的基本技能。 5、本次課程設計由于學習知識面的狹窄和對一些概念的理解不夠深刻，以及缺乏實際設計經驗，使得設計黨中出現了許多不妥和錯誤之處，誠請老師給予指正和教導。 參考文獻 【1】、段鐵群 主編 《機械系統(tǒng)設計》 科學出版社 第一版 【2】、于惠力 主編 《機械設計》 科學出版社 第一版 【3】、戴 曙 主編 《金屬切削機床設計》 機械工業(yè)出版社 【4】、戴 曙 主編 《金屬切削機床》 機械工業(yè)出版社 第一版 【4】、趙九江 主編 《材料力學》 哈爾濱工業(yè)大學出版社 第一版 【6】、鄭文經 主編 《機械原理》 高等教育出版社 第七版 【7】、于惠力 主編 《機械設計課程設計》 科學出版社