《車床主軸箱設(shè)計(jì)---參考》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《車床主軸箱設(shè)計(jì)---參考（33頁珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、中北大學(xué) 信息商務(wù)學(xué)院 課 程 設(shè) 計(jì) 說 明 書 學(xué)生某某：學(xué)號(hào)： 系：機(jī)械自動(dòng)化系 專業(yè)：機(jī)械設(shè)計(jì)制造與其自動(dòng)化 題目：機(jī)床課程設(shè)計(jì) ——車床主軸箱設(shè)計(jì) 指導(dǎo)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(dòng)設(shè)計(jì) 1.1電機(jī)的選擇 1.2運(yùn)動(dòng)參數(shù) 1.3擬定結(jié)構(gòu)式 確定變速組傳動(dòng)副數(shù)目 確定變速組擴(kuò)大順序 1.4擬定轉(zhuǎn)速圖驗(yàn)算傳動(dòng)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(jì)算功率Pca 1 .6.2選擇V帶

2、類型 確定帶輪直徑基準(zhǔn)并驗(yàn)算帶速V 1.7驗(yàn)算主軸轉(zhuǎn)速誤差 1.8繪制傳動(dòng)系統(tǒng)圖 二、估算主要傳動(dòng)件，確定其結(jié)構(gòu)尺寸 2.1確定傳動(dòng)件計(jì)算轉(zhuǎn)速 主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速 各傳動(dòng)軸計(jì)算轉(zhuǎn)速 各齒輪計(jì)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(dòng)軸直徑 2.3估算傳動(dòng)齒輪模數(shù) 2.4片式摩擦離合器的選擇與計(jì)算 決定外摩擦片的內(nèi)徑 選擇摩擦片尺寸 計(jì)算摩擦面對(duì)數(shù)Z 計(jì)算摩擦片片數(shù) 計(jì)算軸向壓力Q 2.5V帶的選擇與計(jì)算 初定中心距 確定V帶計(jì)算長(zhǎng)度L與內(nèi)周長(zhǎng) 驗(yàn)算V帶的撓曲次數(shù) 確定中心距a 驗(yàn)算小帶輪包角 計(jì)算單根V帶的額定功率 計(jì)算V帶的根數(shù)

3、 三、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 3.1帶輪的設(shè)計(jì) 3.2主軸換向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 3.3制動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 3.4齒輪塊的設(shè)計(jì) 3.5軸承的選擇 3.6主軸組件的設(shè)計(jì) 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(zhǎng)度 主軸軸承的選擇 3.7潤(rùn)滑系統(tǒng)的設(shè)計(jì) 3.8密封裝置的設(shè)計(jì) 四、傳動(dòng)件的驗(yàn)算 4.1傳動(dòng)軸的驗(yàn)算 4.2鍵的驗(yàn)算 花鍵的驗(yàn)算 平鍵的驗(yàn)算 4.3齒輪模數(shù)的驗(yàn)算 4.4軸承的驗(yàn)算 五、設(shè)計(jì)小結(jié) 六、參考文獻(xiàn) 一、傳動(dòng)設(shè)計(jì) 1.1電機(jī)的選擇 主電機(jī)功率：4KW 主軸最高轉(zhuǎn)

4、速：1500r/min 選擇Y112M-4型三相異步電動(dòng)機(jī)。 1.2運(yùn)動(dòng)參數(shù) 根據(jù)公式 變速X圍 Rn=＝1500/33.5=44.8＝ 對(duì)于中型車床，＝1.26或＝1.41 此處取＝1.41 得轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)Z=12。查《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》P6標(biāo)準(zhǔn)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(dòng)副數(shù)目 實(shí)現(xiàn)12級(jí)主軸轉(zhuǎn)速變化的傳動(dòng)系統(tǒng)可以寫成多種傳動(dòng)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(shí)可以節(jié)省一根傳動(dòng)軸，缺點(diǎn)是有一個(gè)傳動(dòng)組內(nèi)有四個(gè)傳動(dòng)副。如用一個(gè)四聯(lián)滑移齒輪，如此會(huì)增加軸向尺寸；如果用兩個(gè)雙聯(lián)滑移齒輪，操縱機(jī)構(gòu)必須互鎖以防止兩個(gè)雙聯(lián)滑移齒輪同時(shí)嚙合，所以少用。 根據(jù)傳動(dòng)副數(shù)目分配應(yīng)“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(yīng)選用方案12＝2×3×2。 確定變速組擴(kuò)大順序 12=2×3×2的傳動(dòng)副組合，其傳動(dòng)組的擴(kuò)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(jí)比指數(shù)要“前密后疏〞的原如此，應(yīng)選用方案A。然而，對(duì)于所設(shè)計(jì)的機(jī)構(gòu)，將會(huì)出現(xiàn)兩個(gè)問題： ① 第一變速組采用降速傳動(dòng)〔圖a〕時(shí)，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(huì)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(huì)加大，從而使整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)尺寸增大。這種傳動(dòng)不宜采用。 ② 如果第一變速組采用升速傳動(dòng)〔圖b〕，如此Ⅰ軸至主軸間的降速傳動(dòng)只能由后兩個(gè)變速組承擔(dān)。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(gè)定比降速傳動(dòng)組，使系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜。這種傳動(dòng)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(yàn)算傳動(dòng)組變速X圍 第二擴(kuò)大組的變速X圍R2＝＝8，符合設(shè)計(jì)原如此要求，方案可用。 由第二擴(kuò)大組的變速X圍R2＝＝8＝可知第二擴(kuò)大組兩個(gè)傳動(dòng)副的傳動(dòng)必然是傳動(dòng)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(jī)床》表8－1各種傳動(dòng)比的適用齒數(shù)求出各傳動(dòng)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(dòng)過程中，會(huì)采用三聯(lián)滑移齒輪，為防止齒輪滑移中的干預(yù)，三聯(lián)滑移齒輪中最大和次大齒輪之間的齒數(shù)差應(yīng)大于4。所選齒輪的齒數(shù)符合設(shè)計(jì)要求。 1.6確定帶輪直徑 確定計(jì)算功率Pca 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》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(jī)械設(shè)計(jì)》圖8－11選擇A型帶。 確定帶輪直徑基準(zhǔn)并驗(yàn)算帶速

9、V 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8－6、表8－8，取小帶輪基準(zhǔn)直徑＝118mm。 驗(yàn)算帶速V V ＝π/(60×1000)＝π×118×1440/(60×1000)＝8.897m/s 因?yàn)?m/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(dòng)系數(shù)，一般取0.02 據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8－8，取基準(zhǔn)直徑＝224mm。 1.7驗(yàn)算主軸轉(zhuǎn)速誤差 主軸各級(jí)實(shí)際轉(zhuǎn)速值用下式計(jì)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(dòng)比； nE 為電機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速 ；ε取0.02。 轉(zhuǎn)速誤差用主軸實(shí)際轉(zhuǎn)速與標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速相對(duì)誤差的絕對(duì)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(shí)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(shí)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(dòng)系統(tǒng)圖 二、估算主要傳動(dòng)件，確定其結(jié)構(gòu)尺寸 2.1確定傳動(dòng)件計(jì)算轉(zhuǎn)速 主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速 主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速是第一個(gè)三分之一轉(zhuǎn)速X圍內(nèi)的最高一級(jí)轉(zhuǎn)速，即 nj = nmin=93.9r/min 即n4=95r/min; 各傳動(dòng)軸計(jì)算轉(zhuǎn)速 軸Ⅲ可從主軸為95r/mi

12、n按18/72的傳動(dòng)副找上去，似應(yīng)為375r/min。但是由于軸Ⅲ上的最低轉(zhuǎn)速132r/min經(jīng)傳動(dòng)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(jì)算轉(zhuǎn)速應(yīng)為132r/min。軸Ⅱ的計(jì)算轉(zhuǎn)速可按傳動(dòng)副b推上去，得375r/min。軸Ⅰ的計(jì)算轉(zhuǎn)速為750r/min。 各軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速列表如下 軸 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 計(jì)算轉(zhuǎn)速nj 750 375 132 95 各齒輪計(jì)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(jī)的功率參考《機(jī)械制造工藝金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指南》〔以下簡(jiǎn)稱《設(shè)計(jì)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(dòng)軸直徑 按扭轉(zhuǎn)剛度初步計(jì)算傳動(dòng)軸直徑

14、 d = 式中d —— 傳動(dòng)軸危險(xiǎn)截面處直徑； N —— 該軸傳遞功率〔KW〕； N=η； η——從電機(jī)到該傳動(dòng)軸間傳動(dòng)件的傳動(dòng)效率〔不計(jì)軸承上的效率〕，對(duì)估算傳動(dòng)軸直徑影響不大

15、可忽略； ——該軸計(jì)算轉(zhuǎn)速〔r/min〕； []—— 該軸每米長(zhǎng)度允許扭轉(zhuǎn)角 據(jù)《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》P32軸取[]=1deg/m。 根據(jù)傳動(dòng)系統(tǒng)圖上的傳動(dòng)件布置情況初步估計(jì)各軸長(zhǎng)度如下表 軸 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 長(zhǎng)度 640 600 740 840 對(duì)Ⅰ軸 d＝ ＝＝28mm 對(duì)Ⅱ軸 d＝ ＝＝35mm 對(duì)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(shè)計(jì)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(duì)傳動(dòng)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(dòng)齒輪模數(shù) 參考《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》P36中齒輪模數(shù)的初步計(jì)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(diǎn)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(jī)到該傳動(dòng)軸間傳動(dòng)件的傳動(dòng)效率〔不計(jì)軸承上的效率〕； ——大齒輪的計(jì)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(fù)荷最重〔通常是齒數(shù)最小〕的齒輪進(jìn)展計(jì)算，然后取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)值作為該變速組齒輪的模數(shù)。據(jù)《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》P32取每?jī)蓚鲃?dòng)軸間傳動(dòng)件的傳動(dòng)效率η＝0.97 傳動(dòng)組a中 按齒輪彎曲疲勞的估算 mw≥32 mm = 32 ＝1.91mm 按齒面點(diǎn)蝕的估算 A ≥370 mm＝370＝80.35mm mj＝ mm＝ ＝

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

19、 取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m＝3mm 2.4片式摩擦離合器的選擇與計(jì)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 取＝42mm 選擇摩擦片尺寸 參考《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》P41表摩擦片尺寸與花鍵規(guī)格自行設(shè)計(jì)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(jì)算摩擦面對(duì)數(shù)Z Z/ 式中Mn――額定動(dòng)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(shè)計(jì)指導(dǎo)》表12 f＝0.6〔摩擦片材料10鋼，油潤(rùn)〕 [P]——摩擦片根本許用比壓；查《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表12 [P]＝1.0MPa〔摩擦片材料10鋼，油潤(rùn)〕； 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(shè)計(jì)指導(dǎo)》表13近似取為1.3； ——結(jié)合次數(shù)修正系數(shù)；查《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》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(shè)計(jì)指導(dǎo)》表13取Z＝14 計(jì)算摩擦片片數(shù) 摩擦片總片數(shù)〔Z＋1〕＝15片 計(jì)

21、算軸向壓力Q Q＝［p］Kv ＝×0.8×1.2 ＝478N 2.5V帶的選擇與計(jì)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 取＝500 mm 確定V帶計(jì)算長(zhǎng)度L與內(nèi)周長(zhǎng) ＝2＋ ＝2×500＋ ＝1542.8 mm 據(jù)《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》P30表計(jì)算長(zhǎng)度取L＝1625 mm，內(nèi)周長(zhǎng)＝1600 mm。 驗(yàn)算V帶的撓曲次數(shù) μ＝≤40次/s 式中m――帶輪個(gè)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(yàn)算小帶輪包角 ≈－ ＝－ ＝≥ 滿足要求。 計(jì)算單根V帶的額定功率 由＝118min和＝1440r/min,查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8－4a得=1.76KW； 據(jù)＝1440r/min和i＝2.23和A型帶，查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8－4b得△=0.17KW； 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8－5得＝0.98； 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8－2得《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8－5得＝0.99； 有 ＝〔＋△〕 ＝〔1.76＋0.17〕×0.98×0.99 ＝1.87 計(jì)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(shè)計(jì) 3.1帶輪的設(shè)計(jì) 根據(jù)V帶計(jì)算，選用3根A型V帶。由于Ⅰ軸安裝摩擦離合器與傳動(dòng)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(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 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(dòng)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(dòng)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(dòng)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(gè)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(dòng)套筒4時(shí)，鋼球沿斜面向中心移動(dòng)并使滑塊3、螺母1向左移動(dòng)，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(dāng)滑塊7、螺母8向右時(shí)，使主軸反轉(zhuǎn)。處于中間位置時(shí)，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(jìn)展調(diào)整。 摩擦片的軸向定位是由兩個(gè)帶花鍵孔的圓盤實(shí)現(xiàn)。其中一個(gè)圓盤裝在花鍵上，另一個(gè)裝在花鍵軸的一個(gè)環(huán)形溝槽里，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

25、錯(cuò)開的兩個(gè)圓盤連接起來。 結(jié)構(gòu)如如下圖所示 3.3制動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 根據(jù)制動(dòng)器的設(shè)計(jì)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(shí)制動(dòng)主軸，以縮短輔助時(shí)間。此次設(shè)計(jì)采用帶式制動(dòng)器。該制動(dòng)器制動(dòng)盤是一個(gè)鋼制圓盤，與軸用花鍵聯(lián)接，周邊圍著制動(dòng)帶。制動(dòng)帶是一條剛帶，內(nèi)側(cè)有一層酚醛石棉以增加摩擦。制動(dòng)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(dòng)器的聯(lián)鎖運(yùn)動(dòng)，采用一個(gè)操縱手柄控制。當(dāng)離合器脫開時(shí)，齒條處于中間位置，將制動(dòng)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(gè)結(jié)合時(shí)，杠桿都按順時(shí)針方向擺動(dòng)，使制動(dòng)帶放松。 3.4齒輪塊的設(shè)計(jì) 機(jī)床的變速

26、系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速機(jī)構(gòu)。根據(jù)各傳動(dòng)軸的工作特點(diǎn)，根本組(傳動(dòng)組b)滑移齒輪采用平鍵聯(lián)接裝配式齒輪，固定齒輪用獨(dú)立式；第一擴(kuò)大組(傳動(dòng)組a)的滑移齒輪采用了整體式滑移齒輪；第二擴(kuò)大組(傳動(dòng)組c)傳動(dòng)轉(zhuǎn)矩較大用平鍵聯(lián)接裝配式齒輪，此時(shí)平鍵傳遞轉(zhuǎn)矩，彈性擋圈軸向固定，簡(jiǎn)單、工藝性好、結(jié)構(gòu)方便。所有滑移齒輪與傳動(dòng)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(shè)計(jì)指導(dǎo)》P53,Ⅰ～Ⅲ軸間傳動(dòng)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(jì)算齒輪直徑由于Ⅱ軸根本組的大齒輪會(huì)和離合器相干預(yù)〔相碰〕，因而對(duì)第一擴(kuò)大組的齒輪模數(shù)進(jìn)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(dòng)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(dòng)軸承均采用E級(jí)精度。 3.6主軸組件的設(shè)計(jì) 各局部尺寸的選擇 .1主軸通孔直徑 參考《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》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(shè)計(jì)指導(dǎo)》P61表莫氏錐度號(hào)選5；其標(biāo)準(zhǔn)莫氏錐度尺寸如下 簡(jiǎn)圖 莫氏號(hào) 大端直徑D 錐度 長(zhǎng)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(shè)計(jì)指導(dǎo)》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(zhǎng)度 為了提高剛度，應(yīng)盡量縮短主軸的懸伸長(zhǎng)度a，適當(dāng)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?yàn)橹鬏S上的傳動(dòng)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(gè)型號(hào)為32316的圓錐滾子軸承，中軸承選一個(gè)用型號(hào)為30214的圓錐滾子軸承，后軸承選用一個(gè)型號(hào)為63

31、12深溝球軸承。前軸承D級(jí)精度，中軸承E級(jí)精度，后軸承E級(jí)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(rùn)滑系統(tǒng)的設(shè)計(jì) 主軸箱內(nèi)采用飛濺式潤(rùn)滑，油面高度為65mm左右，甩油環(huán)浸油深度為10mm左右。潤(rùn)滑油型號(hào)為：IIJ30。 卸荷皮帶輪軸承采用脂潤(rùn)滑方式。潤(rùn)滑脂型號(hào)為：鈣質(zhì)潤(rùn)滑脂。 3.8密封裝置的設(shè)計(jì) 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(rùn)滑采用毛氈式密封，以防止外界雜物進(jìn)入。詳見展開圖。 四、傳動(dòng)件的驗(yàn)算

32、 4.1傳動(dòng)軸的驗(yàn)算 Ⅰ軸的剛度較低，故而在此處進(jìn)展驗(yàn)算。其受力簡(jiǎn)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(duì)于傳動(dòng)軸Ⅰ主要驗(yàn)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(zhǎng)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(shè)計(jì)指導(dǎo)》P34有關(guān)公式計(jì)算 對(duì)B點(diǎn) y＝/3EI ＝ ＝1.16×mm 查《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》P33表 對(duì)一般傳動(dòng)軸許用撓度[Y]＝〔0.0003～0.000

33、5〕＝〔0.0003～0.0005〕×448＝0.1464～0.244 mm； 對(duì)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(shè)計(jì)指導(dǎo)》P33表許用[θ]＝0.001rad 滿足要求。 對(duì)A點(diǎn) ＝ ＝ ＝7.05×rad 對(duì)C點(diǎn) ＝－ ＝ ＝8.68×rad 查《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》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(yàn)算 花鍵的驗(yàn)算 花鍵鍵側(cè)工作外表的擠壓應(yīng)力為 ≤[]

34、 式中：――計(jì)算擠壓應(yīng)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(jì)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(zhǎng)度；mm —— 載荷分布不均勻系數(shù)，＝0.7～0.8；取＝0.75 []――許用擠壓應(yīng)力，查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表6－3，[]＝100～140Mp，取[]＝130 Mp； 對(duì)Ⅰ軸花鍵 ＝＝48896 N·m m 對(duì)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(duì)

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(duì)Ⅱ軸花鍵 ＝＝94858 N·m m D＝40mm d＝35mmz＝6 ＝70 mm 如此 ＝6.4Mp≤[] 滿足要求。 對(duì)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(yàn)算 普通平鍵的強(qiáng)度條件 ＝≤[] 式中：――計(jì)算擠壓應(yīng)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(zhǎng)度；mm ――軸的直徑；mm []――鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力，查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表6－2，此處鍵、軸、輪轂三者材料都是鋼[]＝100～120M Mp，取[]＝110 Mp； 對(duì)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(duì)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(duì)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(yàn)算 按接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算齒輪模數(shù)mj mj = 16300mm 式中：N —— 傳遞的額定功率KW； —— 計(jì)算轉(zhuǎn)速〔小齒輪〕；r/min —— 齒寬系數(shù)； z1 —— 計(jì)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(yù)定的齒輪工作期限，對(duì)中型機(jī)床 T = 15000～20000h； n—— 齒輪的最低轉(zhuǎn)速；r/min c0—— 基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，查《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表3； m —— 疲勞曲線指數(shù)，查《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表3； K n —— 轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，查《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表4； KN—— 功率利用系數(shù)，查《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表5；

39、 Kq—— 材料強(qiáng)化系數(shù)，查《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表6； Kc—— 工作狀況系數(shù)，中等沖擊主運(yùn)動(dòng)，Kc = 1.2～1.6； Kd—— 動(dòng)載荷系數(shù)，查《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表8； Kb—— 齒向載荷分布系數(shù)，查《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表9； —— 許用接觸應(yīng)力，查《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表11；Mp 齒輪按彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算齒輪模數(shù)mw mw = 275 其中 Y —— 齒形系數(shù)由《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表10查得； —— 許用彎曲應(yīng)力，查《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表11；Mp 驗(yàn)算結(jié)果如下表 按接觸疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算算齒輪模數(shù)

40、參數(shù) 傳動(dòng)組a 傳動(dòng)組b 傳動(dòng)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(qiáng)度驗(yàn)算齒輪模數(shù) 參數(shù) 傳動(dòng)組a 傳動(dòng)組b 傳動(dòng)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(yàn)算

43、Lh=500≥[T] 式中，Lh —— 額定；h C —— 滾動(dòng)軸承的額定動(dòng)負(fù)荷；查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》第五章第三節(jié)常用滾動(dòng)軸承局部；N —— 速度系數(shù)， = ； —— 使用系數(shù)；查《設(shè)計(jì)指南》表2.4－19； ε—— 系數(shù)，對(duì)于球軸承：ε= 3 ；對(duì)于滾子軸承：ε=10/3； ――功率利用系數(shù)；查《設(shè)計(jì)指南》表2.4－20； ―― 轉(zhuǎn)速變化系數(shù)；查《設(shè)計(jì)指南》表2.4－21； —— 齒輪輪換工作系數(shù)，查《設(shè)計(jì)指南》表2.4－27； P —— 當(dāng)量動(dòng)載荷N ;

44、 T ——滾動(dòng)軸承許用使用，一般取10000～15000h； 對(duì)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(jī)械設(shè)計(jì)》表13－5 X＝1 Y＝0 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表13－6 ＝1.5 得 ＝〔X＋Y〕 ＝1.5×243 ＝364.5N 同理得 ＝190.5N 按計(jì)算 查表與計(jì)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(duì)Ⅱ軸的30208軸承受力如如下圖 通過分析計(jì)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(jī)械設(shè)計(jì)》表13－5 X＝1 Y＝0 查《機(jī)械設(shè)

46、計(jì)》表13－6 ＝1.5 得 ＝〔X＋Y〕 ＝1.5×680.6 ＝1020.9N 同理得 ＝1433.1N 按計(jì)算 查表與計(jì)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(duì)Ⅲ軸的30208軸承滿足要求。 對(duì)主軸軸承擔(dān)主〔垂直〕切削力與齒輪傳遞的力在同一平面內(nèi)且同向時(shí)主軸前軸承受力最大，如如下圖所示，顯然驗(yàn)算主軸的軸承只驗(yàn)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(duì)32316型軸承C＝388000N =0.35 Y=1 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表13－5 X＝0.4 Y＝1 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表13－6 ＝1.5 得 ＝〔X＋Y〕 ＝1.5×(0.4×4632.9＋1853.16) ＝5559.48N 查表與計(jì)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(yàn)算完畢設(shè)計(jì)滿足要求。 五、設(shè)計(jì)小結(jié) 在課程設(shè)計(jì)當(dāng)中，對(duì)車床主軸箱的內(nèi)部結(jié)構(gòu)有了相當(dāng)?shù)睦斫?。設(shè)計(jì)的過程中遇到很多困難，認(rèn)識(shí)到自己對(duì)《金屬切削機(jī)床》這門課的學(xué)習(xí)還不夠深入，在同學(xué)們的幫助和教師的指導(dǎo)下學(xué)會(huì)了并運(yùn)用了這門課設(shè)計(jì)的要點(diǎn)和方法。通過大量的翻閱參考資料和機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，掌握了不少知識(shí)。 由于時(shí)間比擬緊迫，設(shè)計(jì)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(shè)計(jì)更加鞏固了我對(duì)《金屬切削機(jī)床》的認(rèn)識(shí)和了解，對(duì)以后的課程設(shè)計(jì)或工作以后的設(shè)計(jì)提供了寶貴的經(jīng)驗(yàn)。

49、 在課程設(shè)計(jì)當(dāng)中，我也遇到了一些問題。設(shè)計(jì)過程也是培養(yǎng)我們認(rèn)真細(xì)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(duì)大學(xué)所學(xué)課程理解，綜合應(yīng)用，并得到進(jìn)一步的鞏固，這對(duì)以后的學(xué)習(xí)和工作都有積極的意義。 總之，這次的課程設(shè)計(jì)讓我學(xué)到了很多東西。 六、參考文獻(xiàn) (1)王愛玲.現(xiàn)代數(shù)控機(jī)床結(jié)構(gòu)與設(shè)計(jì).?:?兵器工業(yè),?1999.9 (2)陳易新.金屬切削機(jī)床課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書. 某某工業(yè)大學(xué) ,1987.7 (3)戴曙.金屬切削機(jī)床.：機(jī)械工業(yè)，2007.8 (4)X云漲.金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)簡(jiǎn)明手冊(cè). :?機(jī)械工業(yè),1994.7