最大加工直徑為400mm的普通車床的主軸箱部件設計[4kw 1400 31.5 1.41]【含CAD圖紙和說明書】

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通過機床主運動機械變速傳動系統(tǒng)得結構設計，在擬定傳動和變速的結構方案過程中，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，并具有初步的結構分析、結構設計和計算能力。 二．普通車床主動傳動系統(tǒng)參數(shù)的擬定 1.已知條件： 最大加工直徑為D=400mm； 主軸最高轉速=1400r/min， 最低轉速=31.5r/min； 電動機的功率為4KW 2.車床參數(shù)和電動機的選擇： 此經(jīng)濟型數(shù)控車床根據(jù)任務書上提供的條件，電動機的功率為4KW,選擇電動機的型號為Y112M-4，電動機具體數(shù)據(jù)如下表所示： 電動機參數(shù)表 電動機信號 額定功率 滿載轉速 級數(shù) 同步轉速 Y112M-4 4KW 1440r/min 4級 1500r/min 3.確定轉速級數(shù)： 根據(jù)任務書提供的條件，可知傳動公比=1.41。 根據(jù)《機械制造裝備設計》由公式： 則有： Z=+1 轉速范圍===44.44 由上述綜合可得 由此可知機床主軸共有12級。 因為=1.41=1.06，根據(jù)《機械制造裝備設計》查表標準數(shù)列。首先找到最小極限轉速31.5，再每跳過5個數(shù)（1.26～1.06）取一個轉速，即可得到公比為1.41的數(shù)列：31.5、45、63、90、125、180、250、355、500、710、1000、1400 r/min。 4.車床的規(guī)格： 根據(jù)以上的計算和設計任務書可得到本次設計車床的基本參數(shù)： 車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)表 最大加工直徑 最高轉速 () 最低轉速 () 電機功率P （kW） 公比 轉速級數(shù)Z 400 1400 31.5 4 1.41 12 三．運動設計 1. 擬定傳動方案： 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、機構以及其組成、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(jīng)濟性等多方面統(tǒng)一考慮。 2. 確定結構式： 由Z=12可得： 主變速傳動系從電動機到主軸，通常為降速傳動，接近電動機的傳動轉速較高， 傳動的轉矩較小，尺寸小一些，反之，靠近主軸的傳動件轉速較低，傳遞的轉矩較大，尺寸就較大。因此在擬定主變速傳動系時，應盡可能將傳動副較多的變速組安排在前面，傳動副數(shù)少的變速組放在后面，使主變速傳動系中更多的傳動件在高速范圍內(nèi)工作，尺寸小一些，以節(jié)省變速箱的造價，減小變速箱的外形尺寸；也就是滿足傳動副前多后少的原則，因此確定傳動方案為：12=3×2×2； 由12=3×2×2傳動式可得6種結構式和對應的結構網(wǎng)。分別為： 依據(jù)傳動順序與擴大順序相一致的原則選擇方案為 ：； 3. 設計結構網(wǎng)： 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進徑向尺寸過大，常限制最小傳動比，1/4，升速傳動時，為防止產(chǎn)生過大的振動和噪音，常限制最大傳動比，斜齒輪比較平穩(wěn)，可取，故變速組的最大變速范圍為/≤8～10。檢查變速組的變速范圍是否超過極限值時，只需檢查最后一個擴大組。因為其他變速組的變速范圍都比最后擴大組的小，只要最后擴大組的變速范圍不超過極限值，其他變速組就不會超過極限值。 依據(jù)中間軸變速范圍小的原則設計設計結構網(wǎng)如下所示： 系統(tǒng)結構網(wǎng)圖 檢查傳動組的變速范圍時，只檢查最后一個擴大組： 其中，， ； 最后一個擴大組轉速符合要求，則其他變速組的變速范圍肯定也符合要求。 4. 確定各軸轉速： 1>.分配總降速變速比 總降速變速比 由電動機轉速不符合轉速數(shù)列標準，因而增加一定比變速副。 2>.確定傳動軸數(shù) 變速軸軸數(shù) = 變速組數(shù) + 定比變速副數(shù) + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。 3>.確定各軸轉速 在五根軸中，除去電動機軸，其余四軸按變速順序依次設為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ（主軸）。Ⅰ與Ⅱ、Ⅱ與Ⅲ、Ⅲ與Ⅳ軸之間的變速組分別設為a、b、c?，F(xiàn)由Ⅳ（主軸）開始，確定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸的轉速。 已知各級轉速如下： 1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5r/min。 ⑴先來確定Ⅲ軸的轉速 變速組c 的變速范圍為，故兩個傳動副的傳動比必然是兩個極限值： 、結合結構式，Ⅲ軸的轉速只有一種可能：125、180、250、355、500、710。 ⑵確定軸Ⅱ的轉速 變速組b的級比指數(shù)為3，希望中間軸轉速較小，因而為了避免升速，又不致變速比太小，可取 軸Ⅱ的轉速確定為：355、500、710。 ⑶定軸Ⅰ的轉速 對于軸Ⅰ，其級比指數(shù)為1,可?。?== == =確定軸Ⅰ轉速為710； 電動機與軸Ⅰ的定變傳動比； 5.確定轉速圖： 6. 確定各變速組傳動副齒輪齒數(shù)： 確定齒輪齒數(shù)的原則和要求： ①齒輪的齒數(shù)和不應過大；齒輪的齒數(shù)和過大會加大兩軸之間的中心距，使機床結構龐大，一般推薦≤100～200. ②最小齒輪的齒數(shù)要盡可能少；但同時要考慮： ※最小齒輪不產(chǎn)生根切，機床變速箱中標準直圓柱齒輪，一般最小齒數(shù)≥18； ※受結構限制的最小齒輪最小齒數(shù)應大于18～20； ※齒輪齒數(shù)應符合轉速圖上傳動比的要求：實際傳動比（齒數(shù)之比）與理論傳動比（轉速圖上要求的傳動比）之間又誤差，但不能過大，確定齒輪數(shù)所造成的轉速誤差，一般不應超過10%（-1）%， 即：% -要求的主軸轉速； -齒輪傳動實現(xiàn)的主軸轉速； 齒輪齒數(shù)的確定，當各變速組的傳動比確定以后，可確定齒輪齒數(shù)。對于定比傳動的齒輪齒數(shù)可依據(jù)機械設計手冊推薦的方法確定。對于變速組內(nèi)齒輪的齒數(shù)，如傳動比是標準公比的整數(shù)次方時，變速組內(nèi)每對齒輪的齒數(shù)和及小齒輪的齒數(shù)可以從《機械制造裝備設計》表3-9中選取。一般在主傳動中，最小齒數(shù)應大于18～20。采用三聯(lián)滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪之間的齒數(shù)關系：三聯(lián)滑移齒輪的最大齒輪之間的齒數(shù)差應大于或等于4，以保證滑移是齒輪外圓不相碰。 根據(jù)表3-4（《機械制造裝備設計》主編趙雪松、任小中、于華）查得 ①傳動組a: 由，， 時： ……57、60、63、66、69、72、75、78…… 時： ……63、65、67、68、70、72、73、77…… 時： ……58、60、62、64、66、68、70、72、74、76…… 可取72,于是可得軸Ⅰ齒輪齒數(shù)分別為：24、30、36。 于是，，； 齒輪 I軸齒數(shù) 28 35 42 84 Ⅱ軸齒數(shù) 56 49 42 ②傳動組b： 由， 時：……69、72、73、76、77、80、81、84、87…… 時：……70、72、74、76、78、80、82、84、86…… 可取 84，于是可得軸Ⅱ上雙聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為：22、42。 于是 ，，得軸Ⅲ上兩齒輪的齒數(shù)分別為：62、42。 齒輪 Ⅱ軸齒數(shù) 22 42 84 Ⅲ軸齒數(shù) 62 42 ③傳動組c: 查表8-1,, 時：……84、85、89、90、94、95…… 時： ……72、75、78、81、84、87、89、90…… 取 90.為降速傳動，取軸Ⅲ齒輪齒數(shù)為18；為升速傳動，取軸Ⅳ齒輪齒數(shù)為30。于是得,；齒輪數(shù)據(jù)如下表所示： 齒輪 Ⅲ軸齒數(shù) 18 60 90 Ⅳ軸齒數(shù) 72 30 7. 繪制傳動系統(tǒng)圖： 四．動力設計 1. 帶傳動設計： V帶傳動中，軸間距A可以加大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，宜可緩和沖擊及隔離振動，使傳動平穩(wěn)。帶輪結構簡單，但尺寸大，機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。電動機轉速n=1440r/min,傳遞功率P=4kW,傳動比i=2.03，兩班制，一天運轉16小時，工作年數(shù)10年。 (1)確定計算功率： 由《機械設計》表8-7工作情況系數(shù)查得=1.2。 由《機械設計》公式（8-21）得： P--電動機額定功率， --工作情況系數(shù) 因此根據(jù)、由《機械設計》 圖8-11普通V帶輪選型圖選用A型。 (2)確定帶輪的基準直徑， 帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑不宜過小，即=75mm。查《機械設計》表8-8、圖8-11和表8-6取主動小帶輪基準直徑=125mm。 由《機械設計》公式(8-15a)得式： 式中： -小帶輪轉速，-大帶輪轉速，-帶的滑動系數(shù)，一般取0.02。 故 ， 由《機械設計》表8-8取圓整為250mm。 (3)驗算帶速度V， 按《機械設計》式（8-13）驗算帶的速度 V= 所以，故帶速合適。 (4)初定中心距 帶輪的中心距，通常根據(jù)機床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內(nèi)選 取： 根據(jù)《機械設計》經(jīng)驗公式（8-20） 0.7ｘ（125+250）≤≤2ｘ（125+250） 即：263≤≤750； 取=600mm. (5) V帶的計算基準長度 由《機械設計》公式（8-22）計算帶輪的基準長度： 代入數(shù)據(jù)為： =1795.25mm 由《機械設計》表8-2，圓整到標準的基準長度，取整為=1800mm (6)確定實際中心距 按《機械設計》公式（8-23）計算實際中心距 =+=600+=602.38mm (7)驗算小帶輪包角 根據(jù)《機械設計》公式（8-25） 故主動輪上包角合適。 (8)確定三角帶根數(shù) 根據(jù)《機械設計》式（8-26）得 查表《機械設計》表8-4d由 i=2.03和得= 0.03KW 查表《機械設計》表8-5，=0.98；查表《機械設計》表8-2，長度系數(shù)=0.92 取整即帶數(shù)Z=3 根； (9)計算預緊力 查《機械設計》表8-3，q=0.1kg/m 由《機械設計》式（8-27） 其中：-帶的變速功率,kw； v-帶速,m/s； q-每米帶的質量，kg/m；取q=0.1kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 （10）計算作用在軸上的壓軸力 根據(jù)《機械設計》式（8-28） （11）帶輪結構設計： V帶輪的結構形式與基準直徑有關，因為 ，所以采用孔板式結構，查[3]機械設計機械設計基礎課程設計表9-1可得出大帶輪結構尺寸如下： 2. 齒輪傳動設計： 1.確定模數(shù)： （1）Ⅰ-Ⅱ軸： 按齒輪彎曲疲勞計算： 其中：為大齒輪的計算轉速； Z為大齒輪齒數(shù)； 由以上計算可知： = 按齒面點蝕計算： ；取A=82； 由中心距A及齒數(shù)計算模數(shù)： 圓整為； 模數(shù)取和中較大值。故第一變數(shù)組齒輪模數(shù)因取m=3； (2) Ⅱ-Ⅲ軸： 按齒輪彎曲疲勞計算： 其中：為大齒輪的計算轉速； Z為大齒輪齒數(shù)； = 按齒面點蝕計算： ；取A=114； 由中心距A及齒數(shù)計算模數(shù)： 圓整為； 模數(shù)取和中較大值。故第一變數(shù)組齒輪模數(shù)因取m=3.0； (3)Ⅲ-Ⅳ軸： 按齒輪彎曲疲勞計算： 其中：為大齒輪的計算轉速； Z為大齒輪齒數(shù)； 由以上計算可知： = 按齒面點蝕計算： ；取A=125； 由中心距A及齒數(shù)計算模數(shù)： 模數(shù)取和中較大值。故齒輪模數(shù)因取m=4； 變速組 Ⅰ-Ⅱ軸 Ⅱ-Ⅲ軸 Ⅲ-Ⅳ軸 模數(shù)m 3 3 4 2.確定齒寬： 由公式得： 第一套嚙合齒輪 第二套嚙合齒輪 第三套嚙合齒輪 一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設計上，應使小齒輪齒寬比相齒合的另一齒輪寬一些。 3.確定齒輪參數(shù)： 標準齒輪參數(shù)： 從《機械原理》表5-1查得以下公式 齒頂圓直徑 ； 齒根圓直徑； 分度圓直徑 ； 齒頂高 ； 齒根高 ； 齒輪的具體值見下表： 模數(shù) 齒數(shù) 齒寬 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒頂高 齒根高 3 36 24 108 114 100.5 3 3.75 36 24 108 114 100.5 24 24 72 78 64.5 48 24 144 150 136.5 30 24 90 96 82.5 42 24 126 132 118.5 3 22 24 66 72 58.5 3 3.75 42 24 126 132 118.5 62 24 186 192 178.5 42 24 126 132 118.5 4 18 24 72 80 62 4 5 60 24 240 248 230 72 24 288 296 278 30 24 120 128 110 4.確定軸間中心距： ； ； ； 3. 軸的設計與校核： （1）確定主軸的計算轉速： 由轉速圖可知：主軸的計算轉速是低速第一個三分之一變速范圍的最高以轉速，即 同理可得各傳動軸的計算轉速： 軸 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 計算轉速r/min 710 355 125 90 （2）確定各齒輪的計算轉速： 傳動組c中，18/72只需計算z = 18 的齒輪，計算轉速為355r/min；60/30只需計算z = 30的齒輪，計算轉速為250r/min； 傳動組b計算z = 22的齒輪，計算轉速為355r/min； 傳動組a應計算z = 24的齒輪，計算轉速為710r/min。 （3）核算主軸轉速誤差： 即主軸轉速合適。 （4）各軸的功率： 取各傳動件效率如下： 帶傳動效率： 軸承傳動效率： 齒輪傳動效率： 則有各傳動軸傳遞功率計算如下： （5）計算各軸的輸入轉矩： 由機械原理可知轉矩計算公式為： 以上計算數(shù)據(jù)總結如下： 傳動軸 電機軸 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 傳動功率kw 4 3.8 3.65 3.51 3.37 傳遞轉矩 26.53 51.13 98.21 267.84 357.23 （6）傳動軸的直徑估算： 當軸上有鍵槽時，d值應相應增大4～5%;當軸為花鍵軸時，可將估算的d值減小7%為花鍵軸的小徑;空心軸時，d需乘以計算系數(shù)b，b值見《機械設計手冊》表7-12。軸有鍵槽，軸和軸因為要安裝滑移齒輪所以都采用花鍵軸,Ⅳ有鍵槽并且軸Ⅳ為空心軸.根據(jù)以上原則各軸的直徑取值： a.Ⅰ軸的設計計算: （1）選擇軸的材料 由文獻[1]中的表11-1和表11-3選用45號鋼，調(diào)質處理，硬度，，，。 （2）按扭矩初算軸徑 根據(jù)文獻[1]中式（11-2），并查表11-2，取C=115，則 考慮有鍵槽和軸承，軸加大5%： 所以取d=22mm b. Ⅱ軸的設計計算: （1）選擇軸的材料 由文獻[1]中的表11-1和表11-3選用45號鋼，調(diào)質處理，硬度，，，。 （2）按扭矩初算軸徑 根據(jù)文獻[1]中式（11-2），并查表11-2，取C=115，則 考慮有鍵槽，軸加大5%： 所以取最小d=30mm c. Ⅲ軸的設計計算: （1）選擇軸的材料 由文獻[1]中的表11-1和表11-3選用45號鋼，調(diào)質處理，硬度，，，。 (2）按扭矩初算軸徑 根據(jù)文獻[1]中式（11-2），并查表11-2，取C=115，則 有鍵槽和軸承，軸加大5%：； 取d=38mm. 根據(jù)以上計算各軸的直徑取值如下表示： 軸 軸 軸 軸 最小軸徑值 22 30 38 （7）Ⅱ軸的結構設計及校核計算： （1）確定軸各段直徑和長度： 段：安裝圓錐滾子軸承， 段：安裝兩個個雙聯(lián)齒輪塊，同時利用軸肩定位軸承，由軸肩計算公式 所以??； 段：安裝圓錐滾子軸承， （2）軸的強度校核： 軸的校核主要校核危險截面已知Ⅱ軸齒輪6、齒輪8數(shù)據(jù)如下： 求圓周力：；徑向力； 軸承支反力： 齒輪6對軸的支反力： 齒輪8對軸的支反力： 垂直面的彎矩： 由以上計算可知危險截面在軸的右端齒輪6處，，跨距282mm；直徑為48mm段； 軸承的支反力： 水平面彎矩： 合成彎矩： 已知轉矩為：轉矩產(chǎn)生的剪力按脈動循環(huán)變化，取截面C處的當量彎矩： 校核危險截面C的強度 則有該軸強度滿足要求。 同理可知，按照此方法校核其他傳動軸，經(jīng)檢驗，傳動軸設計均符合要求。 轉矩圖 4. 主軸設計計算及校核: 主軸上的結構尺寸雖然很多，但起決定作用的尺寸是：外徑D、孔徑d、懸伸量a和支撐跨距L。 1.主軸前后軸頸直徑的選擇： 主軸的外徑尺寸，關鍵是主軸前軸頸直徑。一般按照機床類型、主軸傳遞的功率或最大加工直徑，參考表3-7選取。最大回轉直徑400mm車床，P=4KW查《機械制造裝備設計》表3-7，前軸頸應,初選,后軸頸取。 2.主軸內(nèi)孔直徑的確定： 很多機床的主軸是空心的，為了不過多的削主軸剛度，一般應保證d/D <0.7。 取；經(jīng)計算選取內(nèi)孔直徑d=40mm。 3.主軸前端伸長量a: 減小主軸前端伸長量對提高提高主軸組件的旋轉精度、剛度、和抗震性有顯著效果，因此在主軸設計時，在滿足結構的前提下，應最大限度的縮短主軸懸伸量a。根據(jù)結構,定懸伸長度; 取a=100mm。 4.支撐跨距L: 最佳跨距；取值 合理跨距；取值。 5.主軸剛度校驗： 機床在切削加工過程中，主軸的負荷較重，而允許的變形由很小，因此決定主軸結構尺寸的主要因素是它的變形大小。對于普通機床的主軸，一般只進行剛度驗算。通常能滿足剛度要求的主軸，也能滿足強度要求。只有重載荷的機床的主軸才進行強度驗算。對于高速主軸，還要進行臨界轉速的驗算，以免發(fā)生共振。 一彎曲變形為主的機床主軸(如車床、銑床)，需要進行彎曲剛度驗算，以扭轉變形為主的機床（如鉆床），需要進行扭轉剛度驗算。當前主軸組件剛度驗算方法較多，沒能統(tǒng)一，還屬近似計算，剛度的允許值也未做規(guī)定?？紤]動態(tài)因素的計算方法，如根據(jù)部產(chǎn)生切削顫動條件來確定主軸組件剛度，計算較為復雜?，F(xiàn)在仍多用靜態(tài)計算法，計算簡單，也較適用。 主軸彎曲剛度的驗算；驗算內(nèi)容有兩項：其一，驗算主軸前支撐處的變形轉角，是否滿足軸承正常工作的要求；其二，驗算主軸懸伸端處的變形位移y，是否滿足加工精度的要求。對于粗加工機床需要驗算、y值；對于精加工或半精加工機床值需驗算y值；對于可進行粗加工由能進行半精的機床（如臥式車床），需要驗算值，同時還需要按不同加工條件驗算y值。 支撐主軸組件的剛度驗算，可按兩支撐結構近似計算。如前后支撐為緊支撐、中間支撐位松支撐，可舍棄中間支撐不計（因軸承間隙較大，主要起阻尼作用，對剛度影響較?。?；若前中支撐位緊支撐、后支撐為松支撐時，可將前中支距當做兩支撐的之距計算，中后支撐段主軸不計。 機床粗加工時，主軸的變形最大，主軸前支撐處的轉角有可能超過允許值，故應驗算此處的轉角。因主軸中(后)支撐的變形一般較小，故可不必計算。 主軸在某一平面內(nèi)的受力情況如圖： 在近似計算中可不計軸承變形的影響，則該平面內(nèi)主軸前支撐處的轉角用下式計算； 切削力的作用點到主軸前支承支承的距離S=a+W，對于普通車床，W=0.4H，（H是車床中心高，設H=200mm)。 則： 當量切削力的計算： 主軸慣性矩 式中： ∴ 因為；所以可知主軸前支撐轉角滿足要求。 5. 片式摩擦離合器的選擇和計算： 片式摩擦離合器目前在機床中應用廣泛，因為它可以在運轉中接通或脫開，具有結合平穩(wěn)、沒有沖擊、結構緊湊的特點，部分零件已經(jīng)標準化，多用于機床主傳動。 【1】 摩擦片的徑向尺寸 摩擦片的外徑尺寸受到輪廓空間的限制，且受制于軸徑d，而摩擦片的內(nèi)外徑又決定著內(nèi)外摩擦片的環(huán)形接觸面積的大小，直接影響離合器的結構和性能。 一般外摩擦片的外徑可?。? d為軸的直徑，取d=25，所以 25+5=30mm 特性系數(shù)是外片內(nèi)徑與內(nèi)片外徑D2之比 取=0.69，則內(nèi)摩擦片外徑 【2】 按扭矩選擇摩擦片結合面的數(shù)目 一般應使選用和設計的離合器的額定靜扭矩和額定動扭矩滿足工作要求，由于普通機床是在空載下啟動反向的，故只需按離合器結合后的靜負載扭矩來計算。根據(jù)《機械制造裝備設計課程設計》有公式。即： 式中 ——速度修正系數(shù)，由表10.7。 ——每小時結合數(shù)修正系數(shù)，干式取 1 ；濕式按表10.8選取。 ——摩擦面對數(shù)修正系數(shù)。 取Z=7 故摩擦片總數(shù)為Z+1=8片，內(nèi)摩擦片為9片。 用同樣的方法可以算出反轉摩擦片數(shù)：外摩擦片4片，內(nèi)摩擦片5片。 【3】離合器的軸向拉緊力 由得： 查《機床零件手冊》，摩擦片的型號如下： 內(nèi)片：Dp=72.85，查表?。篋=44mm，d=26mm b=3mm,B=9.7mm H=23.5mm,=0.5mm 外片：Dp=72.85，查表?。篋=86mm，d=30mm b=2mm,B=20mm H=48mm,H1=42mm =0.5mm 內(nèi)外片的最小間隙為：0.2～0.4 6.軸承的選用及校核： 1】各傳動軸軸承選取的型號： ① 主軸 前支承： NN3018K 型 圓錐孔雙列圓柱滾子軸承:9014037； 后支撐：352212 雙列圓錐滾子軸承:6011066； ② Ⅰ軸 帶輪處：308 深溝球軸承軸409023； 軸與箱體處：305 GB276-89:256217； 齒輪：7305C 角接觸軸承GB292-83:255215； ③ Ⅱ軸 前、后支承：7306E 圓錐滾子軸承GBT297-84 :307219； ④ Ⅲ軸 前、后支承：7308E 圓錐滾子軸承GBT297-84 :409023； 2】各傳動軸軸承的校核： 假定：按兩班制工作，工作期限10年，每年按300天計，T=48000h。 依據(jù)《機械設計》軸承校核公式如下： Ⅰ軸軸承校核： 已知選用軸承為：深溝球軸承 305 GB276-89:256217； 基本額定動載荷；由于該軸的轉速為定值710r/min；依據(jù)設計要求應對Ⅰ軸末端軸承進行校核。 最小齒輪直徑； Ⅰ軸傳遞轉矩 齒輪受到的切向力 齒輪受到的軸向力 齒輪受到的徑向力 因此軸承當量動載荷 因此該軸承符合要求，選取合適。同理可校核其他傳動軸軸承，經(jīng)校核各軸軸承選取均合適。 7.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(lián)接采用普通平鍵聯(lián)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《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(lián)接采用普通平鍵聯(lián)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。 五．軸承端蓋設計 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(jù)軸承外徑確定各端蓋的結構尺寸，如圖所示： (依據(jù)該參數(shù)設計各軸承端蓋，詳見裝配圖紙圖案) 六．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(jù)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(jù)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(nèi)部大小。由中心距確定箱體的長度，由齒頂圓直徑確定箱體的高度。由齒寬來確定箱體的寬度。 （2） 依據(jù)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(jù)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。 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(nèi)箱壁距離 18 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 10 2、鑄造工藝性要求 為了便于鑄造以及防止鑄件冷卻時產(chǎn)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(chǎn)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。 七．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(nèi)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10～20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(chǎn)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(nèi)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(jù)主軸前頸和主軸最高轉速選擇。 八．總結 金屬切削機床主軸箱的課程設計任務完成了，雖然設計的過程比較繁瑣，而且剛開始還有些不知所措，但是在同學們的共同努力下，再加上老師的悉心指導，我終于順利地完成了這次設計任務。本次設計鞏固和深化了課堂理論教學的內(nèi)容，鍛煉和培養(yǎng)了我綜合運用所學過的知識和理論的能力，是我獨立分析、解決問題的能力得到了強化。通過本次設計我學到了很多東西，不但包括一些設計的方法，更重要的是，我學會了如何獨立思考，解決問題。在設計中，會不斷地遇到問題，這是就要我們?nèi)ハ朕k法解決，讓我們?nèi)ゲ橘Y料，查手冊。在這次畢業(yè)設計中，我學會的一個解決問題的重要方法就是查設計手冊。 設計是一個系統(tǒng)的過程，通過這個過程，我們學會了分析問題、解決問題的一些基本的方法，讓我們系統(tǒng)回顧了大學四年學過的知識，也為我們將來的工作打下了基礎。 九．參考文獻 [1]機械制造裝備設計 趙雪松主編 華中科技大學出版社 [2]機械設計 濮良貴主編 高等教育出版社 [3]機械設計機械設計基礎課程設計 王昆主編 高等教育出版社 [4]機械制造裝備設計課程設計 陳立德編 高等教育出版社 [5]機械原理第七版 孫恒主編 高等教育出版社 [6]機械設計手冊第五版-軸及其連接 機械工業(yè)出版社 [7]機械設計手冊第五版-機械傳動 機械工業(yè)出版社 [8]機械設計手冊第五版-軸承 機械工業(yè)出版社 [9]畫法幾何及機械制圖第六版 朱冬梅主編 高等教育出版社