車床主軸箱設(shè)計(jì)---參考

中北大學(xué)信息商務(wù)學(xué)院課 程 設(shè) 計(jì) 說(shuō) 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Pca1 .6.2選擇V帶類型確定帶輪直徑基準(zhǔn)并驗(yàn)算帶速V1.7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Q2.5V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)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)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：123×4 124×3123×2×2 122×3×2 122×2×3 在上列兩行方案中，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123×2×2是可取的。但是，由于主軸換向采用雙向離合器結(jié)構(gòu)，致使軸尺寸加大，此方案也不宜采用，而應(yīng)選用方案122×3×2。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=21×34×22C、12 =23×31×26 D、12=26×31×23E、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(wèn)題： 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，使得軸上的齒輪直徑不能太小，軸上的齒輪如此會(huì)成倍增大。這樣，不僅使-軸間中心距加大，而且-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。 如果第一變速組采用升速傳動(dòng)圖b，如此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(wèn)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R28，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R28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81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)和727290齒輪Z1齒數(shù)2448423019532448304260301872傳動(dòng)過(guò)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87查得工作情況系數(shù)=1.1故Pca P1.1×44.4KW選擇V帶類型 據(jù)Pca、的值由機(jī)械設(shè)計(jì)圖811選擇A型帶。確定帶輪直徑基準(zhǔn)并驗(yàn)算帶速V由機(jī)械設(shè)計(jì)表86、表88，取小帶輪基準(zhǔn)直徑118mm。驗(yàn)算帶速V V /(60×1000)×118×1440/(60×1000)8.897m/s因?yàn)?m/sV30m/s,所以帶輪適宜。定大帶輪直徑i11440/750×118×10.02222.03mm帶的滑動(dòng)系數(shù)，一般取0.02據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)表88，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-)u1 u2 u3 式中 u1 u2 u3 分別為第一、第二、第三變速組齒輪傳動(dòng)比； nE 為電機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速 ；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 = | |10-1%10×1.411%=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n1n2n3n4n5n6理想轉(zhuǎn)速33.547.56795132190實(shí)際轉(zhuǎn)速33.547.367.194.6133.4188.1轉(zhuǎn)速誤差%00.40.10.410.5主軸轉(zhuǎn)速n7n8n9n10n11n12理想轉(zhuǎn)速26537553075010601500實(shí)際轉(zhuǎn)速265.2373.9527.2743.41054.51486.8轉(zhuǎn)速誤差%0.10.30.50.90.50.9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)速軸可從主軸為95r/min按18/72的傳動(dòng)副找上去，似應(yīng)為375r/min。但是由于軸上的最低轉(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，所以軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速應(yīng)為132r/min。軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速可按傳動(dòng)副b推上去，得375r/min。軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為750r/min。 各軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速列表如下軸計(jì)算轉(zhuǎn)速nj75037513295各齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速齒輪Z1齒數(shù)2448423019532448304260301872nj7503757501060375132375190375265132265375952.2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4.23，取主軸前軸頸直徑D1 = 80mm，后軸頸直徑D2 = 0.70.9D1，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 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=；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)度如下表軸長(zhǎng)度640600740840對(duì)軸d 28mm對(duì)軸d 35mm對(duì)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2.31取d128mm，花鍵規(guī)格N×d×D×B(鍵數(shù)×小徑×大徑×鍵寬)8×32×28×7；d235mm，花鍵規(guī)格N×d×D×B(鍵數(shù)×小徑×大徑×鍵寬)8×40×35×10；d340mm，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)果如下軸直徑283540花鍵6×32×28×76×40×35×106×45×40×122.3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 mw32 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=；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0.97傳動(dòng)組a中 按齒輪彎曲疲勞的估算 mw32 mm = 32 1.91mm 按齒面點(diǎn)蝕的估算A 370 mm37080.35mm mj mm 2.23mm取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m2.5mm傳動(dòng)組b中 按齒輪彎曲疲勞的估算 mw32 mm = 32 2.58 mm 按齒面點(diǎn)蝕的估算A 370 mm370112.6mm mj mm 3.13mm取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m4mm傳動(dòng)組c中 按齒輪彎曲疲勞的估算 mw32 mm = 32 2.60mm 按齒面點(diǎn)蝕的估算A 370 mm370124.43mm mj mm 2.77mm取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m3mm2.4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26 mm有D+(26)36+(26) 3842mm 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 1.524909890383242計(jì)算摩擦面對(duì)數(shù)ZZ/ 式中Mn額定動(dòng)扭矩；Mn95509550×48.90N·m K1.31.5；取 K1.3； f摩擦片間的摩擦系數(shù)；查設(shè)計(jì)指導(dǎo)表12 f0.6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 P1.0MPa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Z10.8 查設(shè)計(jì)指導(dǎo)表13取Z14計(jì)算摩擦片片數(shù)摩擦片總片數(shù)Z115片計(jì)算軸向壓力Q QpKv×0.8×1.2478N2.5V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0.62 0.62×118224 205.2684 mm取500 mm確定V帶計(jì)算長(zhǎng)度L與內(nèi)周長(zhǎng)22×5001542.8 mm據(jù)設(shè)計(jì)指導(dǎo)P30表計(jì)算長(zhǎng)度取L1625 mm，內(nèi)周長(zhǎng)1600 mm。驗(yàn)算V帶的撓曲次數(shù)40次/s式中m帶輪個(gè)數(shù)；把數(shù)據(jù)代入上式得10.9540次/s，數(shù)據(jù)可用。確定中心距a a500541.1 mm 取a542 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84a得=1.76KW；據(jù)1440r/min和i2.23和A型帶，查機(jī)械設(shè)計(jì)表84b得=0.17KW；查機(jī)械設(shè)計(jì)表85得0.98；查機(jī)械設(shè)計(jì)表82得機(jī)械設(shè)計(jì)表85得0.99；有 1.760.17×0.98×0.99 1.87計(jì)算V帶的根數(shù) Z/=4.4/1.872.35 取Z3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(lái)傳動(dòng)主軸反轉(zhuǎn)，主要用于退回，片數(shù)較少。這種離合器的工作原理是，內(nèi)摩擦片的花鍵孔裝在軸的花鍵上，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。軸的轉(zhuǎn)矩便通過(guò)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(kāi)，軸以后的各軸停轉(zhuǎn)。摩擦片的間隙可通過(guò)放松銷6和螺母8來(lái)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(guò)一個(gè)花鍵齒，和軸上的花鍵對(duì)正，然后用螺釘把錯(cuò)開(kāi)的兩個(gè)圓盤連接起來(lái)。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，在離合器脫開(kāi)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(kāi)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?lè)较驍[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,軸間傳動(dòng)齒輪精度為877Dc，軸間齒輪精度為766 Dc。齒輪材料為45鋼，采用整體淬火處理。根據(jù)前面初估的模數(shù)計(jì)算齒輪直徑由于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)24484230195324nj7503757501060375132375分度圓直徑961921681207621296齒頂圓直徑10420017612884220104齒底圓直徑861821581106620286齒輪寬32303032323032齒輪齒數(shù)48304260301872nj19037526513226537595分度圓直徑19212016824012072288齒頂圓直徑20012817624812880296齒底圓直徑18211015823011062278 齒輪寬303230303233303.5軸承的選擇為了方便安裝，軸上傳動(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，、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d37mm。.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544.3991：19.022130.4頭部尺寸的選擇 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/a3.24，由頭部尺寸取a100mm如此L324mm。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6312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)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(jiàn)展開(kāi)圖。四、傳動(dòng)件的驗(yàn)算4.1傳動(dòng)軸的驗(yàn)算軸的剛度較低，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 2tan/2×48896×tan/96370.8 N對(duì)于傳動(dòng)軸主要驗(yàn)算軸上裝齒輪和軸承處的撓度y和傾角。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。軸平均直徑求的d28mm，如此截面慣性矩I30171.9按設(shè)計(jì)指導(dǎo)P34有關(guān)公式計(jì)算對(duì)B點(diǎn) y/3EI1.16×mm 查設(shè)計(jì)指導(dǎo)P33表對(duì)一般傳動(dòng)軸許用撓度Y0.00030.00050.00030.0005×4480.14640.244 mm；對(duì)裝有齒輪的軸許用撓度Y0.010.03m0.010.03×40.040.12 mm；滿足要求。 3.27×rad查設(shè)計(jì)指導(dǎo)P33表許用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0.001rad 滿足要求。綜上，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 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；mmz 花鍵的齒數(shù)；工作長(zhǎng)度；mm 載荷分布不均勻系數(shù)，0.70.8；取0.75許用擠壓應(yīng)力，查機(jī)械設(shè)計(jì)表63，100140Mp，取130 Mp； 對(duì)軸花鍵48896 N·m m對(duì)軸裝離合器處花鍵 D36mm d32 mmz6 18 mm 如此 20.1Mp 滿足要求。對(duì)軸裝帶輪處花鍵D30mm d26mmz6 40 mm 如此 9.7Mp 滿足要求。所以軸花鍵滿足要求。對(duì)軸花鍵94858 N·m m D40mm d35mmz6 70 mm 如此 6.4Mp 滿足要求。對(duì)軸花鍵264094 N·m m D45mm d40mmz6 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62，此處鍵、軸、輪轂三者材料都是鋼100120M Mp，取110 Mp；對(duì)軸三聯(lián)齒輪出A型平鍵bh=1610 , L=5648.896 N·m 0.5h0.5×105 mmL-b=40 mm53 mm 如此9.2 Mp 滿足要求。對(duì)軸三聯(lián)齒輪出A型平鍵bh=1811 , L=6394.858 N·m 0.5h0.5×115.5mm45mm63mm 如此12.2 Mp 滿足要求。對(duì)軸三聯(lián)齒輪出A型平鍵1040 N·m 0.5h0.5×147mm68mm75 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，“用于內(nèi)嚙合，此處為外嚙合，故取“+; 系數(shù)： = KTK nKNKqKT 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 = 1500020000h；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； 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 = 1.21.6； 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)mwmw = 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)參數(shù)傳動(dòng)組a傳動(dòng)組b傳動(dòng)組cN3.843.723.657503753757.57.57.5z1241918i22.84m333n750375132T150001500015000KT4.073.23 2.281.440.880.81c0K n0.850.680.89KN0.580.580.58Kq0.760.730.73Kc 1.21.21.2Kd1.31.41.2Kb1.021.041.04110011001100mj2.023.553.29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cN3.843.723.657503753757.57.57.5z1241918m666n750375132T150001500015000KT2.562.281.920.90.90.9c0K n0.950.850.86KN0.780.780.78Kq0.770.750.75Kc 1.21.21.2Kd1.31.41.2Kb1.021.041.04320320320Y0.420.3860.378mw1.833.093.01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 Lh=500T 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2.419； 系數(shù)，對(duì)于球軸承：= 3 ；對(duì)于滾子軸承：=10/3；功率利用系數(shù)；查設(shè)計(jì)指南表2.420； 轉(zhuǎn)速變化系數(shù)；查設(shè)計(jì)指南表2.421； 齒輪輪換工作系數(shù)，查設(shè)計(jì)指南表2.427；P 當(dāng)量動(dòng)載荷N ; T 滾動(dòng)軸承許用使用，一般取1000015000h；對(duì)軸的6406軸承受力如如下圖243N127N附加軸向力 0.248.6N0.225.4N 軸向載荷 48.6N25.4N/0.2查機(jī)械設(shè)計(jì)表135 X1 Y0查機(jī)械設(shè)計(jì)表136 1.5 得 XY 1.5×243 364.5N同理得 190.5N按計(jì)算 查表與計(jì)算有 C47500N 0.375 1.1 0.80 3 0.97 0.85 代入公式得 Lh151641828hT 滿足要求對(duì)軸的30208軸承受力如如下圖通過(guò)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 0.4272.2N0.4382.2N 軸向載荷 272.2N ，382.2N/0.4查機(jī)械設(shè)計(jì)表135 X1 Y0查機(jī)械設(shè)計(jì)表136 1.5 得 XY 1.5×680.6 1020.9N同理得 1433.1N按計(jì)算 查表與計(jì)算有 C63000N 0.5098 1.1 0.80 10/3 0.97 0.85 代入公式得 Lh78259622hT 滿足要求同理對(duì)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32316型軸承。 由 108 424 324 得4632.9N附加軸向力 0.41853.16N對(duì)32316型軸承C388000N =0.35 Y=1查機(jī)械設(shè)計(jì)表135 X0.4 Y1查機(jī)械設(shè)計(jì)表136 1.5 得 XY 1.5×(0.4×4632.91853.16) 5559.48N查表與計(jì)算有 0.769 1.1 0.80 10/3 0.97 0.85 代入公式得 Lh879306355hT 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(guò)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(guò)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(wèn)題，望教師能給予指出和指正。通過(guò)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)。在課程設(shè)計(jì)當(dāng)中，我也遇到了一些問(wèn)題。設(shè)計(jì)過(guò)程也是培養(yǎng)我們認(rèn)真細(xì)心的態(tài)度。 在此過(guò)程中不斷發(fā)現(xiàn)問(wèn)題和解決問(wèn)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?？傊?，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(ài)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