銑床主軸箱設計說明書.1資料.doc

目錄1.概述21.1機床課程設計的目的21.2機床的規(guī)格系列和用處21.3 操作性能要求22.參數的擬定22.1 公比選擇22.2 求出轉速系列22.3 主電機選擇33.傳動設計33.1 主傳動方案擬定33.2 傳動結構式結構網的選擇33.2.1 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數目33.2.2 傳動式的擬定43.2.3 結構式結構網的擬定43.2.4 轉速圖的擬定54. 傳動件的估算54.1 V型帶傳動54.1.1 確定計算功率54.1.2 選擇三角膠帶的型號64.1.3 確定帶輪直徑64.1.4 計算V帶速度V64.1.5 初定中心距A064.1.6 計算V帶的長度64.1.7 計算實際中心距A64.1.8 確定定小帶輪的包角a74.1.9 確定V型帶的根數Z74.1.10 計算單根V帶的初拉力的最小值(F0)min74.1.11 作用在支撐軸上的徑向力74.2 傳動軸的估算7傳動軸直徑的估算84.2.2齒輪模數的計算94.2.3 齒寬的確定104.2.4 確定各軸的間距114.2.5 帶輪結構設計115. 動力設計115.1主軸剛度驗算115.2 齒輪校驗136.主軸空間位置圖157.主軸箱位置展開圖168.結構設計及說明169.總結2210.參考文獻231.概述1.1機床課程設計的目的機床課程設計,是在金屬切削機床課程之后進行的實踐性教學環(huán)節(jié)其目的在于通過機床運動機械變速傳動系統(tǒng)的結構設計,使學生在擬定傳動和變速的結構的結構方案過程中,得到設計構思,方案分析,結構工藝性,機械制圖,零件計算,編寫技術文件和查閱技術資料等方面的綜合訓練,樹立正確的設計思想,掌握基本的設計方法,并培養(yǎng)學生具有初步的結構分析,結構設計和計算能力1.2機床的規(guī)格系列和用處普通機床的規(guī)格和類型有系列型譜作為設計時應該遵照的基礎因此,對這些基本知識和資料作些簡要介紹本次設計的是普通銑床主軸變速箱1.3 操作性能要求1)具有皮帶輪卸荷裝置2)主軸的變速由變速手柄和滑移齒輪完成2.參數的擬定2.1 公比選擇 已知最低轉速nmin=12.5rpm,最高轉速nmax=2120rpm,變速級數Z=12,轉速調整范圍:, 2.2求出轉速系列根據最低轉速nmin=12.5rpm,最高轉速nmax=2120rpm,公比=1.58,按機床課程設計指導書(陳易新編)表5選出標準轉速數列: 2000 1250 800 500 315 200 125 80 50 31.5 20 12.52.3 主電機選擇合理的確定電機功率N,使機床既能充分發(fā)揮其使用性能,滿足生產需要,又不致使電機經常輕載而降低功率因素已知電動機的功率是4 KW,根據機床設計手冊選Y132S-4,額定功率4 ,滿載轉速1440 ,最大額定轉距2.33.傳動設計3.1 主傳動方案擬定擬定傳動方案,包括傳動型式的選擇以及開停換向制動操縱等整個傳動系統(tǒng)的確定傳動型式則指傳動和變速的元件機構以及組成安排不同特點的傳動型式變速類型傳動方案和型式與結構的復雜程度密切相關,和工作性能也有關系因此,確定傳動方案和型式,要從結構工藝性能及經濟等多方面統(tǒng)一考慮傳動方案有多種,傳動型式更是眾多,比如:傳動型式上有集中傳動,分離傳動;擴大變速范圍可用增加傳動組數,也可用背輪結構分支傳動等型式;變速箱上既可用多速電機,也可用交換齒輪滑移齒輪公用齒輪等顯然,可能的方案有很多,優(yōu)化的方案也因條件而異此次設計中,我們采用集中傳動型式的主軸變速箱3.2 傳動結構式結構網的選擇結構式結構網對于分析和選擇簡單的串聯(lián)式的傳動不失為有用的方法,但對于分析復雜的傳動并想由此導出實際的方案,就并非十分有效3.2.1 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數目級數為Z的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳動組組成,各傳動組分別有傳動副即本設計中傳動級數為Z=12傳動副中由于結構的限制以2或3為合適,本課程設選擇方案: 12=322;12=232;12=2233.2.2 傳動式的擬定 12級轉速傳動系統(tǒng)的傳動組,選擇傳動組安排方式時,考慮到機床主軸變速箱的具體結構裝置和性能以及一個“前多后少”的原則故離電動機近的傳動組的傳動副個數最好高于后面的傳動組的傳動副數主軸對加工精度表面粗糙度的影響很大,因此主軸上齒輪少些為好最后一個傳動組的傳動副常選用2綜上所述,傳動式為12=3223.2.3 結構式結構網的擬定對于12=322傳動式,有6種結構式和對應的結構網分別為: 根據(1)傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍(2)基本組擴大組的排列順序,初選的方案圖1 結構網3.2.4轉速圖的擬定上述所選定的結構式共有三個傳動組,變速機構共需4軸,加上電動機共5軸,故轉速圖需5條豎線,如下圖所示主軸共12速,電動機軸與主軸最高轉速相近,故需12條橫線中間各軸的轉速可以從電動機軸往后推,也可以從主軸開始往前推通常以往前推比較方便,即先決定軸3的轉速圖2轉速圖4. 傳動件的估算4.1 V型帶傳動4.1.1 確定計算功率(KW)P主動帶輪傳動的功率P=4KWKA工作情況系數工作時間為 二班制 KA=1.1故Pca=1.14=4.4kw4.1.2 選擇三角膠帶的型號小帶輪的轉速:n1=1440 r/min 選用A型帶4.1.3 確定帶輪直徑小輪直徑D1應滿足條件: (mm)Dmin=75mm 查機械設計圖8-11取=125mm 大輪直徑D2= D1 為大輪的轉速=1250rpm D2=125=144mm,查表8-8圓整為150mm4.1.4 計算V帶速度V V= =9.42m/s4.1.5 初定中心距A0兩帶輪中心距應在0.7(D1+D2)<A0<2(D1+D2)mm則0.7275< A0<2275,即192.5<A0<550mm初定A0=250mm4.1.6 計算V帶的長度=2250 + (125+150)+ = 932.38(mm)根據L0由機械設計表8-2確定為1000mm,帶長修正系數KL=0.894.1.7 計算實際中心距AA=A0+=250+=284(mm)為了張緊和裝拆膠帶的需要,中心距的最小調整范圍為:Amin =A-0.015L=280-0.0151000=265mmAmax=A+0.03L=280+0.031000=310mm4.1.8 確定定小帶輪的包角a a180o-(D2-D1)57.3o/A=180o-(150-125)57.3o/284=174.96o4.1.9 確定V型帶的根數Z(包角系數)查機械設計表8-5 =0.99(長度系數)查表8-2 =0.89(單根V帶基本額定功率)由表8-4a 小帶輪節(jié)圓直徑125 =1.91kw 由表8-4b 傳動比 i=1.15 =0.08(計算功率) (工作情況系數)=1.1可得Pca=1.15.5=6.05kw,代入計算得 Z=4根4.1.10 計算單根V帶的初拉力的最小值(F0)min(F0)min=500+qv2,其中由機械設計表8-3得A型帶的單位長度質量q=0.10kg/m,所以代入計算得(F0)min=153.6N4.1.11 作用在支撐軸上的徑向力為Q=2Z(F0)min=24153.6=1227.6N4.2 傳動軸的估算 傳動軸除應滿足強度要求外,還應滿足剛度的要求,強度要求保證軸在反復載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高,不允許有較大變形因此疲勞強度一般不失是主要矛盾,除了載荷很大的情況外,可以不必驗算軸的強度剛度要求保證軸在載荷下不至發(fā)生過大的變形因此,必須保證傳動軸有足夠的剛度傳動軸直徑的估算1） .確定各變速齒輪傳動副的齒數軸: 取,則從金屬切削機床表8-1中查出小齒輪齒數分別為28,24,18 軸: 取從金屬切削機床表8-1小齒輪齒數為40,20 軸: 取 Sz=90從金屬切削機床表8-1查得小齒輪齒數為30,18 為(V帶傳動效率)=0.96 (滾子軸承)=0.98 (9級精度的齒輪)=0.96為(十字滑塊聯(lián)軸器)=0.98軸: 軸: KW 軸: KW 軸: KW NmmNmmNmmNmm傳動軸為,軸, 一般傳動軸取mm 取d=25 軸承30205mm 取d=30 軸承30206mm 取d=40 軸承30208mm 取d=60 軸承30212軸承30205 30206 30208 30212 T=15.25 T=17.25 T=19.75 T=23.75 C=12 C=14 C=16 C=19 D=52 D=62 D=80 D=110 d=25 d=30 d=40 d=60 B=15 B=16 B=18 B=224.2.2齒輪模數的計算(1)I-齒輪彎曲疲勞的計算mm齒面點蝕的計算: 取A=55,由中心距A及齒數計算出模數所以取(2)-齒輪彎曲疲勞的計算取A=75取m=2.5(3)-齒輪彎曲疲勞的計算KW 取A=180 取m=3.5(4)標準齒輪: , 表1齒輪齒數模數m分度圓d齒頂圓齒根圓齒頂高齒根高1282.5707563.752.53.1252442.5110115103.752.53.1253242.5605566.252.53.1254482.5120115126.252.53.1255182.5454051.252.53.1256542.5135130141.252.53.1257402.510084852.53.1258402.510084852.53.1259202.55044452.53.12510602.51501241252.53.12511603.51501241253.54.37512303.510564653.54.37513183.56340413.54.37514723.52521481493.54.3754.2.3 齒寬的確定公式m (,m為模數)第一套嚙合齒輪:mm 第二套嚙合齒輪:mm第三套嚙合齒輪:mm反轉嚙合齒輪:mm 4.2.4 確定各軸的間距 a= aI-II=90mm aII-III=100mm aIII-IV=mm4.2.5 帶輪結構設計當mm時,采用腹板式,D是軸承外徑,采用圓錐滾子軸承 由機械設計表8-10確定參數,=15, =9, 帶輪寬度:B= 分度圓直徑: (d為軸直徑)mmL=B=635. 動力設計5.1主軸剛度驗算5.1.1 選定前端懸伸量C,參考機械裝備設計P121,根據主軸端部的結構,前支承軸承配置和密封裝置的型式和尺寸,這里選定C=120mm.5.1.2 主軸支承跨距L的確定 根據金屬切削機床表10-6前軸頸應為6090mm初步選取=90mm.后軸頸=(0.70.9),取=80mm.根據設計方案,選前軸承為30218型,后軸承為30216型根據結構,定懸伸長度a=120mm5.1.3求軸承剛度主軸最大輸出轉矩(未考慮機械效率)T=切削力:背向力:故總此作用力:F=此力主軸頸和后軸頸個承受一般,故主軸端受力為F/2=19616N在估算時,先假設初值,l=3120=360mm前后支承的支反力和:根據式(10-6)可求出前后軸承的剛度: ;5.1.4 求最佳跨距初步計算時,可假定主軸的當量外徑為前后軸承頸的平均值,故慣性矩為:查線圖計算出的與原假定不符經過反復驗算得仍接近1.8可以看出,這是一個迭代過程,很快收斂于正確值最佳跨距5.2 齒輪校驗 齒輪校核:應選模數相同,齒數最小的齒輪驗算齒輪3,齒輪9,齒輪135.2.1齒根彎曲強度的計算:齒輪3的齒數z=24,模數m=2(應力校正系數)=1.58(齒形系數)=2.65K(載荷系數)=(使用系數)=1.25(動載系數)=1.4(齒間載荷分配系數)=1.0(齒向載荷分布系數)=1.1K=1.93 b=25 m=2.5 合金調質(250HBS)齒輪9的齒數z=20,模數m=2.5齒根彎曲強度計算=2.72 =1.57 .5N齒輪13的齒數z=18,模數m=3.5=2.91=1.533.5小齒輪選用(滲碳后淬火) (強度極限)=1200 (屈服極限)=11005.2.2軸的校核45#鋼 調質 毛土坯直徑 硬度 抗拉強度極限 屈服強度極限彎曲疲勞極限剪切疲勞極限許用彎曲應力按扭轉強度校驗n=12.5P=2.35KWd=60mm故軸符合,軸選用45#鋼調質處理6.主軸空間位置圖7.主軸箱位置展開圖8.結構設計及說明8.1 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(lián)結件的結構設計與布置,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:2） 布置傳動件及選擇結構方案3） 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4） 確定傳動軸的支承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8.2 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8.3 I軸(輸入軸)的設計將運動帶入變速箱的帶輪一般都安裝在軸端,軸變形較大,結構上應注意加強軸的剛度或使軸部受帶的拉力(采用卸荷裝置)I軸上裝有摩擦離合器,由于組成離合器的零件很多,裝配很不方便,一般都是在箱外組裝好I軸在整體裝入箱內我們采用的卸荷裝置一般是把軸承裝載法蘭盤上,通過法蘭盤將帶輪的拉力傳遞到箱壁上離合器及其壓緊裝置中有三點值得注意:5） 摩擦片的軸向定位:由兩個帶花鍵孔的圓盤實現(xiàn)其中一個圓盤裝在花鍵上,另一個裝在花鍵軸上的一個環(huán)形溝槽里,并轉過一個花鍵齒,和軸上的花鍵對正,然后用螺釘把錯開的兩個圓盤連接在一起這樣就限制了軸向和周向德兩個自由度,起了定位作用6） 摩擦片的壓緊由加力環(huán)的軸向移動實現(xiàn),在軸系上形成了彈性力的封閉系統(tǒng),不增加軸承軸向復合7） 結構設計時應使加力環(huán)推動擺桿和鋼球的運動是不可逆的,即操縱力撤消后,有自鎖作用I軸上裝有摩擦離合器,兩端的齒輪是空套在軸上,當離合器接通時才和軸一起轉動但脫開的另一端齒輪,與軸回轉方向是相反的,二者的相對轉速很高(約為兩倍左右)結構設計時應考慮這點齒輪與軸之間的軸承可以用滾動軸承也可以用滑動軸承滑動軸承在一些性能和維修上不如滾動軸承,但它的徑向尺寸小空套齒輪需要有軸向定位,軸承需要潤滑8.4 齒輪塊設計齒輪是變速箱中的重要元件齒輪同時嚙合的齒數是周期性變化的也就是說,作用在一個齒輪上的載荷是變化的同時由于齒輪制造及安裝誤差等,不可避免要產生動載荷而引起振動和噪音,常成為變速箱的主要噪聲源,并影響主軸回轉均勻性在齒輪塊設計時,應充分考慮這些問題齒輪塊的結構形式很多,取決于下列有關因素:8） 是固定齒輪還是滑移齒輪;2)移動滑移齒輪的方法;3)齒輪精度和加工方法;變速箱中齒輪用于傳遞動力和運動它的精度選擇主要取決于圓周速度采用同一精度時,圓周速度越高,振動和噪聲越大,根據實際結果得知,圓周速度會增加一倍,噪聲約增大6dB工作平穩(wěn)性和接觸誤差對振動和噪聲的影響比運動誤差要大,所以這兩項精度應選高一級為了控制噪聲,機床上主傳動齒輪都要選用較高的精度大都是用766,圓周速度很低的,才選877如果噪聲要求很嚴,或一些關鍵齒輪,就應選655當精度從766提高到655時,制造費用將顯著提高不同精度等級的齒輪,要采用不同的加工方法,對結構要求也有所不同8級精度齒輪,一般滾齒或插齒就可以達到7級精度齒輪,用較高精度滾齒機或插齒機可以達到但淬火后,由于變形,精度將下降因此,需要淬火的7級齒輪一般滾(插)后要剃齒,使精度高于7,或者淬火后在衍齒6級精度的齒輪,用精密滾齒機可以達到淬火齒輪,必須磨齒才能達到6級機床主軸變速箱中齒輪齒部一般都需要淬火8.5 傳動軸的設計 機床傳動軸,廣泛采用滾動軸承作支撐軸上要安裝齒輪離合器和制動器等傳動軸應保證這些傳動件或機構能正常工作首先傳動軸應有足夠的強度剛度如撓度和傾角過大,將使齒輪嚙合不良,軸承工作條件惡化,使振動噪聲空載功率磨損和發(fā)熱增大;兩軸中心距誤差和軸芯線間的平行度等裝配及加工誤差也會引起上述問題傳動軸可以是光軸也可以是花鍵軸成批生產中,有專門加工花鍵的銑床和磨床,工藝上并無困難所以裝滑移齒輪的軸都采用花鍵軸,不裝滑移齒輪的軸也常采用花鍵軸花鍵軸承載能力高,加工和裝配也比帶單鍵的光軸方便軸的部分長度上的花鍵,在終端有一段不是全高,不能和花鍵空配合這是加工時的過濾部分一般尺寸花鍵的滾刀直徑為6585機床傳動軸常采用的滾動軸承有球軸承和滾錐軸承在溫升空載功率和噪聲等方面,球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越而且滾錐軸承對軸的剛度支撐孔的加工精度要求都比較高因此球軸承用的更多但是滾錐軸承內外圈可以分開,裝配方便,間隙容易調整所以有時在沒有軸向力時,也常采用這種軸承選擇軸承的型號和尺寸,首先取決于承載能力,但也要考慮其他結構條件同一軸心線的箱體支撐直徑安排要充分考慮鏜孔工藝成批生產中,廣泛采用定徑鏜刀和可調鏜刀頭在箱外調整好鏜刀尺寸,可以提高生產率和加工精度還常采用同一鏜刀桿安裝多刀同時加工幾個同心孔的工藝下面分析幾種鏜孔方式:對于支撐跨距長的箱體孔,要從兩邊同時進行加工;支撐跨距比較短的,可以從一邊(叢大孔方面進刀)伸進鏜桿,同時加工各孔;對中間孔徑比兩端大的箱體,鏜中間孔必須在箱內調刀,設計時應盡可能避免既要滿足承載能力的要求,又要符合孔加工工藝,可以用輕中或重系列軸承來達到支撐孔直徑的安排要求兩孔間的最小壁厚,不得小于510,以免加工時孔變形花鍵軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個應小于花鍵的內徑一般傳動軸上軸承選用級精度傳動軸必須在箱體內保持準確位置,才能保證裝在軸上各傳動件的位置正確性,不論軸是否轉動,是否受軸向力,都必須有軸向定位對受軸向力的軸,其軸向定位就更重要回轉的軸向定位(包括軸承在軸上定位和在箱體孔中定位)在選擇定位方式時應注意:9） 軸的長度長軸要考慮熱伸長的問題,宜由一端定位10） 軸承的間隙是否需要調整11） 整個軸的軸向位置是否需要調整12） 在有軸向載荷的情況下不宜采用彈簧卡圈13） 加工和裝配的工藝性等8.6 主軸組件設計主軸組件結構復雜,技術要求高安裝工件(車床)或者刀具(銑床鉆床等)的主軸參予切削成形運動,因此它的精度和性能直接影響加工質量(加工精度和表面粗糙度),設計時主要圍繞著保證精度剛度和抗振性,減少溫升和熱變形等幾個方面考慮8.6.1 各部分尺寸的選擇主軸形狀與各部分尺寸不僅和強度剛度有關,而且涉及多方面的因素14） 內孔直徑銑床床主軸由于要夾緊刀柄,安裝自動卡緊機構及通過卸頂尖的頂桿,必須是空心軸為了擴大使用范圍,加大可加工棒料直徑,車床主軸內孔直徑有增大的趨勢15） 軸頸直徑前支撐的直徑是主軸上一主要的尺寸,設計時,一般先估算或擬定一個尺寸,結構確定后再進行核算16） 前錐孔直徑前錐孔用來裝頂尖或其他工具錐柄,要求能自鎖,目前采用莫氏錐孔17） 支撐跨距及懸伸長度為了提高剛度,應盡量縮短主軸的外伸長度選擇適當的支撐跨距,一般推薦取: =35,跨距小時,軸承變形對軸端變形的影響大所以,軸承剛度小時,應選大值,軸剛度差時,則取小值跨距的大小,很大程度上受其他結構的限制,常常不能滿足以上要求安排結構時力求接近上述要求8.6.2 主軸軸承1)軸承類型選擇主軸前軸承有兩種常用的類型:雙列短圓柱滾子軸承承載能力大,可同時承受徑向力和軸向力,結構比較簡單,但允許的極限轉速低一些與雙列短圓柱滾子軸承配套使用承受軸向力的軸承有三種:600角雙向推力向心球軸承是一種新型軸承,在近年生產的機床上廣泛采用具有承載能力大,允許極限轉速高的特點外徑比同規(guī)格的雙列圓柱滾子軸承小一些在使用中,這種軸承不承受徑向力推力球軸承承受軸向力的能力最高,但允許的極限轉速低,容易發(fā)熱向心推力球軸承允許的極限轉速高,但承載能力低,主要用于高速輕載的機床2)軸承的配置大多數機床主軸采用兩個支撐,結構簡單,制造方便,但為了提高主軸剛度也有用三個支撐的了三支撐結構要求箱體上三支撐孔具有良好的同心度,否則溫升和空載功率增大,效果不一定好三孔同心在工藝上難度較大,可以用兩個支撐的主要支撐,第三個為輔助支撐輔助支撐軸承(中間支撐或后支撐)保持比較大的游隙(約0.030.07),只有在載荷比較大軸產生彎曲變形時,輔助支撐軸承才起作用8.6.3 主軸與齒輪的連接 齒輪與主軸的連接可以用花鍵或者平鍵;軸做成圓柱體,或者錐面(錐度一般取1:15左右)錐面配合對中性好,但加工較難平鍵一般用一個或者兩個(相隔180度布置),兩國特鍵不但平衡較好,而且平鍵高度較低,避免因齒輪鍵槽太深導致小齒輪輪轂厚度不夠的問題8.6.4 潤滑與密封 主軸轉速高,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)堵加密封裝置防止油外流 主軸轉速高,多采用非接觸式的密封裝置,形式很多,一種軸與軸承蓋之間留0.10.3的間隙(間隙越小,密封效果越好,但工藝困難)還有一種是在軸承蓋的孔內開一個或幾個并列的溝槽(圓弧形或形),效果比上一種好些在軸上增開了溝槽(矩形或鋸齒形),效果又比前兩種好 在有大量切屑灰塵和冷卻液的環(huán)境中工作時,可采用曲路密封,曲路可做成軸向或徑向徑向式的軸承蓋要做成剖分式,較為復雜 2)疏導在適當的地方做出回油路,使油能順利地流回到油箱9.總結通過此次設計,我覺得能做類似的課程設計是十分有意義,而且是十分必要的它把過去所學的知識來一個全面性的總結,過去的三年時間里我們大多數接觸的是專業(yè)基礎課我想做類似的課程設計就為我們提供了良好的實踐平臺在做本次設計的過程中,我感觸最深的當數查閱大量的設計手冊了為了讓自己的設計更加完善,更加符合工程標準,一次次翻閱機械設計手冊是十分必要的,同時也是必不可少的我們是在作設計一切都要有據可依,有理可尋,不切實際的構想永遠只能是構想,永遠無法升級為設計作為一名機械專業(yè)學生掌握一門或幾門制圖軟件同樣是必不可少的,這次也是檢驗我們用CAD制圖軟件的考察,以后我們還要好好掌握proeUG等設計加工軟件我在課程設計中不僅彌補了過去CAD軟件的空白處還大大提高了繪圖的速度邊學邊用這樣才會提高效率,這是我作本次課程設計的第二大收獲但是由于水平有限,難免會有錯誤,還望老師批評指正爭取畢業(yè)設計做得更好10.參考文獻1 戴曙主編.金屬切削機床.機械工業(yè)出版社. 北京.1993.5 2 陳易新主編. 金屬切削機床課程設計手冊.3 曹玉榜 易錫麟.機床主軸箱設計指導. 機械工業(yè)出版社. 北京.1987.5.4 濮良貴 紀名剛主編.機械設計.高等教育出版社.北京.20015 黃鶴汀主編. 金屬切削機床設計. 北京. 機械工業(yè)出版社,2005 6 馮開平 左宗義主編.畫法幾何與機械制圖.華南理工出版社.2001.97 唐金松主編.簡明機械設計手冊.上?？萍技夹g出版社.上海.1992.068 盧秉恒主編.機械制造技術基礎.機械工業(yè)出版社.北京.20019 孫恒 陳作模主編.機械原理.高等教育出版社.北京.200110曹金榜主編 機床主軸/變速箱設計指導,北京.機械工業(yè)出版社.