Φ400普通車床主軸箱設計[P=5.5kw 轉速1320 30 公比1.41]

《Φ400普通車床主軸箱設計[P=5.5kw 轉速1320 30 公比1.41]》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《Φ400普通車床主軸箱設計[P=5.5kw 轉速1320 30 公比1.41]（38頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、 說明書 課程名稱 機械裝備設計課程設計 實驗（實踐）編號 1 實驗（實踐）名稱 Φ400mm普通車床主軸箱設計 實驗（實踐）學時 實驗（實踐）時間 摘 要 本設計著重研究機床主傳動系統的設計步驟和設計方法，根據已確定的運動參數以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，擬定變速系統的變速方案，以獲得最

2、優(yōu)方案以及較高的設計效率。在機床主傳動系統中，為減少齒輪數目，簡化結構，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數的設計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設計方案。本文通過對主傳動系統中三聯滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。 關鍵詞:傳動系統設計,傳動副，結構網，結構式， 全套圖紙加扣 3346389411或3012250582 5 目 錄 摘 要 2 目 錄 4 第1章 緒論 7 1.1 課程設計的目的 7 1.2課程設計的內容 7 1.2.1 理論分析與設計計算 7 1.2.2 圖樣技術設計 7 1.2.3編制技術文件

3、 7 1.3 課程設計題目、主要技術參數和技術要求 7 第2章 車床參數的擬定 9 2.1車床主參數和基本參數 9 2.2車床的變速范圍R和級數Z 9 2.3確定級數主要其他參數 9 2.3.1 擬定主軸的各級轉速 9 2.3.2 主電機功率——動力參數的確定 9 2.3.3確定結構式 10 2.3.4確定結構網 11 2.3.5繪制轉速圖和傳動系統圖 12 2.4 確定各變速組此論傳動副齒數 13 2.5 核算主軸轉速誤差 14 第3章 傳動件的計算 16 3.1 帶傳動設計 16 3.1.1計算設計功率Pd 16 3.1.2選擇帶型 17 3.1.3確定帶

4、輪的基準直徑并驗證帶速 17 3.1.4確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 18 3.1.5確定帶的根數z 19 3.1.6確定帶輪的結構和尺寸 19 3.1.7確定帶的張緊裝置 19 3.1.8計算壓軸力 19 3.2 計算轉速的計算 21 3.3 齒輪模數計算及驗算 22 3.4 傳動軸最小軸徑的初定 25 3.5 主軸合理跨距的計算 26 第4章 主要零部件的選擇 27 4.1 軸承的選擇 27 4.2 鍵的規(guī)格 27 4.3 主軸彎曲剛度校核 27 4.4.軸承校核 28 4.5 潤滑與密封 28 第5章 主要零部件的選擇 28 5.1電動機的選

5、擇 28 5.2 軸承的選擇 28 5.3變速操縱機構的選擇 29 5.4 軸的校核 29 5.5 軸承壽命校核 31 5.6 摩擦離合器的選擇與驗算 32 5.6.1按扭矩選擇 32 5.6.2外摩擦片的內徑d 32 5.6.3選擇摩擦片尺寸(自行設計) 32 5.6.4計算摩擦面的對數Z 32 5.6.5摩擦片片數 33 第6章 設計部分的調節(jié)、潤滑、維護保養(yǎng)、技術要求及其它 34 第7章 設計中的優(yōu)缺點，存在的問題及改進意見 37 結束語 38 參考文獻 39 第1章 緒論 1.1 課程設計的目的 課程設計是在學完本課程后，進行一

6、次學習設計的綜合性練習。通過課程設計，使學生能夠運用所學過的基礎課、技術基礎課和專業(yè)課的有關理論知識，及生產實習等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學知識的目的。通過課程設計，分析比較機械系統中的某些典型機構，進行選擇和改進；結合結構設計，進行設計計算并編寫技術文件；完成系統主傳動設計，達到學習設計步驟和方法的目的。通過設計，掌握查閱相關工程設計手冊、設計標準和資料的方法，達到積累設計知識和設計技巧，提高學生設計能力的目的。通過設計，使學生獲得機械系統基本設計技能的訓練，提高分析和解決工程技術問題的能力，并為進行機械系統設計創(chuàng)造一定的條件。 1.2課程設計的內容 課程設計內容由理論分析與設計

7、計算、圖樣技術設計和技術文件編制三部分組成。 1.2.1 理論分析與設計計算 （1）機械系統的方案設計。設計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。 （2）根據總體設計參數，進行傳動系統運動設計和計算。 （3）根據設計方案和零部件選擇情況，進行有關動力計算和校核。 1.2.2 圖樣技術設計 （1）選擇系統中的主要機件。 （2）工程技術圖樣的設計與繪制。 1.2.3編制技術文件 （1）對于課程設計內容進行自我經濟技術評價。 （2）編制設計計算說明書。 1.3 課程設計題目、主要技術參數和技術要求 題目：普通車床主軸箱設計 車床的主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數如下： 工件最大

8、回轉直徑 D(mm) 正轉最高轉速 Nmax( ) 正轉最低轉速 nmin( ) 電機功率 N（kw）/轉速 公比 400 1320 30 5.5/1440 1.41 工件材料45#，刀具材料：硬質合金 38 第2章 車床參數的擬定 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： 工件最大回轉直徑 D(mm) 正轉最高轉速 Nmax( ) 正轉最低轉速 nmin( ) 電機功率 N（kw）/轉速 公比 400 1320 30 5.5/1440 1.41 工件材料45#，刀具材料：硬

9、質合金 2.2車床的變速范圍R和級數Z R== 由公式R=，其中 =1.41，R=44，可以計算z=12 2.3確定級數主要其他參數 2.3.1 擬定主軸的各級轉速 依據題目要求選級數Z=12， =1.41=1.066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： 30，42.5，60，85，120，170，240，335，475，670，950，1320 2.3.2 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

10、。 根據題設條件電機功率為5.5KW 可選取電機為：Y132S-4額定功率為5.5KW，滿載轉速為1440r/min. 2.3.3確定結構式 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。 取Z=12級 則Z=22 （1） 擬訂結構式： 1） 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可以寫成多種傳動副組合： A．12=3*4 B. 12=4*3 C。12=3*2*2 D．12=2*3*2 E。12=2*2*3 方案A、B可節(jié)省一根傳動軸。但是，其中一個傳動組內

11、有四個變速傳動副，增大了該軸的軸向尺寸。這種方案不宜采用。 根據傳動副數目分配應“前多后少”的原則，方案C是可取的。但是，由于主軸換向采用雙向離合器結構，致使Ⅰ軸尺寸加大，此方案也不宜采用，而應選用方案D 2） 確定變速組擴大順序： 12=2*3*2的傳動副組合，其傳動組的擴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 D。12=26*31*23 E．22*34*21 F。12=26*32*21 根據級比指數非陪要“前

12、疏后密”的原則，應選用第一種方案。然而，對于所設計的機構，將會出現兩個問題： ① 第一變速組采用降速傳動（圖1a）時，由于摩擦離合器徑向結構尺寸限制，使得Ⅰ軸上的齒輪直徑不能太小，Ⅱ軸上的齒輪則會成倍增大。這樣，不僅使Ⅰ-Ⅱ軸間中心距加大，而且Ⅱ-Ⅲ軸間的中心距也會加大，從而使整個傳動系統結構尺寸增大。這種傳動不宜采用。 ② 如果第一變速組采用升速傳動（圖1b），則Ⅰ軸至主軸間的降速傳動只能由后兩個變速組承擔。為了避免出現降速比小于允許的極限值，常常需要增加一個定比降速傳動組，使系統結構復雜。這種傳動也不是理想的。 如果采用方案C，即12 =23*31*26。 （2） 繪制轉速圖：

13、 1） 驗算傳動組變速范圍： 第二擴大組的變速范圍是R2 = =8， 符合設計原則要求。 綜合上述可得：主傳動部件的運動參數 =30 Z=12 =1.41 2.3.4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,選取傳動方案 Z=23×31×26,易知第二擴大組的變速范圍r=φ(P3-1)x=1.264=3.95〈8 滿足要求，其結構網如圖2-1。 Z=23×31×26 2.3.5繪制轉速圖和傳動系統圖 （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： （3）畫主傳動系統圖。根

14、據系統轉速圖及已知的技術參數，畫主傳動系統圖如圖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)\ 圖2-3 主傳動系統圖 2.4 確定各變速組此論傳動副齒數 (1)Sz100-120,中型機床Sz=70-100 (2)直齒圓柱齒輪Zmin18-20,m4 （7）齒輪齒數的確定。變速組內取模數相等，據設計要求Zmin≥18~20,齒數和Sz≤100～120，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2-2。

15、 ①傳動組a: 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上雙聯齒輪的齒數分別為：22、42。 于是 ，，得軸Ⅲ上兩齒輪的齒數分別為：62、42。 齒輪 Ⅱ軸齒數 22 42 84 Ⅲ軸齒數 62 42 ②傳動組b： 由，， 時： ……57、60、63、66、69、72、75、78…… 時： ……63、65、67、68、70、72、73、77…… 時： ……58、60、62、

16、64、66、68、70、72、74、76…… 可取72,于是可得軸Ⅰ齒輪齒數分別為：24、30、36。 于是，，； 齒輪 I軸齒數 28 35 42 84 Ⅱ軸齒數 56 49 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 99為降速傳動，取軸Ⅲ齒輪齒數為20；為升速傳動，取軸Ⅳ齒輪齒數為33。于是得,；齒輪數據如下表所示： 齒輪 Ⅲ軸齒數 18 60 90 Ⅳ軸齒數 72 30 表

17、2-2 齒輪齒數 2.5 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％ 各級轉速誤差轉速誤差小于4.1％，因此不需要修改齒數。 第3章 傳動件的計算 3.1 帶傳動設計 輸出功率P=5.5kW,轉速n1=1440r/min,n2=670r/min 3.1.1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

18、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

19、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 3.1.2選擇帶型 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。 3.1.3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

20、徑 槽型 Y Z A B C D E 20 50 75 125 200 355 500 由《機械設計》P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得=212mm 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

21、中心距 符合要求。 表4-3 包角修正系數 包角 220 210 200 190 180 150 170 160 140 130 120 110 100 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 3.1.5確定帶的根數z 查機械設計手冊，取P1=0.35KW，△P1=0.03

22、KW 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，KL＝4.16 則帶的根數 所以z取整數為5根。 3.1.6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。 3.1.7確定帶的張緊裝置

23、 選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。 3.1.8計算壓軸力 由《機械設計》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3

24、2°、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

25、線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 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

26、 a 輪 槽 角 32° 對應的基準直徑 d d ≤ 60 - - - - - - 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-

27、2a。  （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖4-2b。 （3） 孔板帶輪：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） 3.2 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

28、速nj=112r/min， 取112r/min。 (2). 傳動軸的計算轉速 軸3=450 r/min，軸2=900r/min，軸2=630r/min。 （2）確定各傳動軸的計算轉速。 表3-1 各軸計算轉速 軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸 計算轉速 r/min 630 900 450 （3） 確定齒輪副的計算轉速。3-2。 表3-2 齒輪副計算轉速 序號 Z Z Z Z Z n 630 900 900 450 112 3.3 齒輪模數計

29、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。 表3-3 模數 組號 基本組 第一擴大組 第二擴大組 模數 mm 2.5 2.5 3 （2）基本組齒輪計算。 基本組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2` 齒數 42 42 22 62 分度圓直徑 105 105 55 155 齒頂圓直徑 110 110 60 160 齒

30、根圓直徑 98.75 98.75 48.75 148.75 齒寬 20 20 20 20 按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB～286HB，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），這里取N為電動機功率 -----計算轉速（r/min）; m-----初算的齒輪

31、模數（mm）; B----齒寬（mm）;; z----小齒輪齒數； 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）, =500（r/min） ----基準循環(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

32、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【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

33、可求得： =635 Mpa =78 Mpa （3）擴大組齒輪計算。 第一擴大組 齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z3 Z3` Z4 Z4` Z5 Z5` 齒數 42 42 35 49 28 56 分度圓直徑 105 105 87.5 122.5 70 140 齒頂圓直徑 110 110 92.5 127.5 75 145 齒根圓直徑 98.75 98.75 81.25 116.25 63.75 133.75 齒寬 20 20 20 20 20 20 第二擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪

34、 Z5 Z5` Z6 Z6` 齒數 66 33 20 79 分度圓直徑 198 99 60 237 齒頂圓直徑 204 105 66 243 齒根圓直徑 190.5 91.5 52.5 229.5 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～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。 同理根據基本組的計算， 查文獻【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1， =1，=1，=355； 可求得：

35、 =619 Mpa =135Mpa 3.4 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，==。 各軸最小軸徑如表3-3。 表3-3 最小軸徑 軸 號

36、Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 最小軸徑mm 35 40 3.5 主軸合理跨距的計算 由于電動機功率P=5.5kw，根據【1】表3.20，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=120mm，主軸孔徑為30mm。 軸承剛度，主軸最大輸出轉矩T=9550=9550×=424.44N.m 設該機床為車床的最大加工直徑為400mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經濟加工直徑約為最大回轉直徑的50%，這里取45%，

37、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= 785.57 N/；==2.15 主

38、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=120×2.0=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4章 主要零部件的選擇 4.1 軸承的選擇 I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸

39、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 4.2 鍵的規(guī)格 I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格： BXL=10X56 II軸選擇花鍵規(guī)格： N d =8X36X40X7 III軸選擇鍵規(guī)格： BXL=14X90 4.3 主軸彎曲剛度校核 （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

40、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 4.4.軸承校核 4.5 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）密封圈——加密封裝置防止油外流。。 2）疏導——在適當的地方做

41、出回油路，使油能順利地流回到油箱。 第5章 主要零部件的選擇 5.1電動機的選擇 轉速n＝1440r/min，功率P＝5.5kW 選用Y系列三相異步電動機（前面已選） 5.2 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 5.3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。

42、5.4 軸的校核 （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： 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： 5.5 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=

43、1，Y=0。 對Ⅱ軸受力分析 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。 5.6 摩擦離合器的選擇與驗算 5.6.1按扭矩選擇 K=Kx9550 Nm 式中 —離合器的額定靜力矩(Kgm) K—安全系數 —運轉時的最大負載力矩 查《機械設計手冊》表，取K=2 =0.96 則K= =118.8 Nm 5.6.2外摩擦片的內徑d 根據結構需要采用軸裝式摩擦片，摩擦片的內徑d應比安裝在軸的

44、軸徑大2～6mm,取d=35mm 5.6.3選擇摩擦片尺寸(自行設計) 尺寸如下表3.4所示 表3.4 片數 靜力矩 d D D1 B b 9 60 35 90 98 30 10 5.6.4計算摩擦面的對數Z 式中：f-----摩擦片間的摩擦系數； [p]----許用壓強MPa； D------摩擦片內片外徑 mm； d-------摩擦片外片內徑 mm； ----速度修正系數； -----接合面數修正系數； -----接個次數修正系數；

45、 K------安全系數。 分別查表 ～1.2 mm =35mm 1.0 =10 5.6.5摩擦片片數 摩擦片總數為（z+1）片，即11片，根據具體情況設內為6片，外5片。 計算軸向壓力Q =3.14×1.0×× =5073N 第6章 設計部分的調節(jié)、潤滑、維護保養(yǎng)、技術要求及其它 1、為了減少車床磨損，延長使用壽命，保證工件加工精度，應對車床的所有摩擦部位進行潤滑，并注意日常的維護保養(yǎng)。 2、車床的潤滑形式常用以下幾種， （1）澆油潤滑：常用于外露的滑動表面，如導軌

46、面和滑板導軌面等。 （2）濺油潤滑：常用于密閉的箱體中。如車床的主軸箱中的傳動齒輪將箱底的潤滑油濺射到箱體上部的油槽中，然后經槽內油孔流到各潤滑點進行潤滑。 （3）油繩導油潤滑：常用于進給箱和溜板箱的油池中。利用毛線即吸油又滲油的特性，通過毛線把油引入潤滑點，間斷地滴油潤滑。 （4）彈子油杯注油潤滑：常用于尾座、中滑板搖手柄及三杠（絲杠、光杠、開關杠）支架的軸承處。定期的用油槍端頭油嘴壓下油杯上的彈子，將油注入。油嘴撤去，彈子又回復原位，封住注油口，以防塵屑入內。 （5）黃油杯潤滑：常用于交換齒輪箱掛輪架的中間軸或不經常潤滑處。事先在黃油杯中加滿鈣基潤滑脂，需要潤滑時，擰進油杯蓋，則杯

47、中的油脂就被擠壓到潤滑點中去。 （6）油泵輸油潤滑：常用于轉速高、需要大量潤滑油連續(xù)強制潤滑的場合。如主軸箱內許多潤滑點就是采用這種方式。 3、車床的潤滑要求: （1）車床上一般都有潤滑系統圖，應嚴格按照潤滑系統圖進行潤滑。 （2）換油時，應先將廢油放盡，然后用煤油把箱體內沖洗干凈后，在注入新機油，注油時應用網過濾，且油面不得低于油標中心線。主軸箱內零件用油泵潤滑或飛濺潤滑。箱內潤滑油一般三個月更換一次。主軸箱體上有一個油標，若發(fā)現油標內無油輸出，說明油泵輸油系統有故障，應立即停車檢查斷油的原因，并修復。 （3）進給箱上部油繩導油潤滑的儲油槽，每班應給該儲油槽加一次油。 （4）交

48、換齒輪箱中間齒輪軸軸承是黃油杯潤滑，每班一次，7天加一次鈣基脂。 （5）彈子油杯潤滑每班潤滑一次。導軌工作前后擦凈用油槍加油。 5、車床日常保養(yǎng)要求： （1）每天工作后，切斷電源，對車床各表面、各罩殼、導軌面、絲杠、光杠、各操縱手柄和操縱桿進行擦拭，做到無油污、無鐵屑、車床外表整潔。 （2）每周要求保養(yǎng)床身導軌面和中小滑板導軌面及轉動部位的整潔、潤滑。要求油眼暢通、油標清晰，清洗油繩和護床油毛氈，保持車床外表清潔和工作場地整潔。 6、車床一級保養(yǎng)要求： 車場運行500小時后，須進行一級保養(yǎng)。其保養(yǎng)以操作工人為主，在維修工人的配合下進行。保養(yǎng)時必須先切斷電源，然后按下述順序和要求進行

49、。 （1）主軸箱的保養(yǎng)： a、清洗濾油器、使其無雜物 b、檢查主軸鎖緊螺母有無松動，緊定螺釘是否擰緊。 c、調整制動器及離合器摩擦片間隙。 （2）交換齒輪箱的保養(yǎng)： a、清洗齒輪、軸套，并在油杯中注入新油脂。 b、調整齒輪嚙合間隙。 c、檢查軸套有無晃動現象 （3）滑板和刀架的保養(yǎng)： 拆洗刀架和中、小滑板，洗凈擦干后重新組裝，并調整中、小滑板與鑲條的間隙。 （4）尾座的保養(yǎng)： 搖出尾座套筒，并擦凈涂油，以保證內外清潔。 （5）潤滑系統的保養(yǎng) a、清洗冷卻泵、濾油器和成液盤。 b、保證油路暢通，油孔、油繩、油氈清潔無鐵屑 c、檢查油質，保持良好，油杯齊全，油槽清晰

50、。 （6）電器的保養(yǎng)： a、清掃電動機、電氣箱上的塵屑。 b、電器裝置固定整齊。 （7）外表的保養(yǎng)： a、清洗車床外表及各罩蓋，保持其內外整潔，無銹蝕、無油污。 b、清洗三杠 c、檢查并補齊各螺釘、手柄球、手柄。 （8）其他部件的潤滑保養(yǎng) 第7章 設計中的優(yōu)缺點，存在的問題及改進意見 經過課程設計，使我和同伴對主軸箱設計這門課當中許多原理公式有了進一步的了解，并且對設計工作有了更深入的認識。懂得了理論和實踐同等重要的道理。理論能指導實踐，使你能事半功倍，實踐能

51、上升成為理論，為以后的設計打下基礎。? 從校門走出后,一定要重視實踐經驗的積累,要多學多問。把學校學習的專業(yè)知識綜合的應用起來，這非常重要。體會到把技術搞好就必須安心的學習，虛心向別人請教，耐心的對待每一個問題，不放過任何一個自己遇到的問題，要善于發(fā)現問題。 在設計過程中，我們得到了老師們的精心指導和幫助，在此表示衷心的感謝！由于我們的經驗尚淺，知識把握不熟練，設計中定有許多地方處理不夠妥當，有些部分甚至可能存在錯誤，希望老師多提寶貴意見。 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

52、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