《金屬切削機床》課程設計車床主軸箱設計（單獨論文不含圖）

金屬切削機床車床課程設計 目錄單獨論文不含圖加174320523 各專業(yè)都有第1章 概述1 1.1 金屬切削機床在國民經(jīng)濟中的地位1 1.2 機床課程設計的目的1 1.3 車床的規(guī)格系列和用處2 1.4 操作性能要求2第2章 題目要求及參數(shù)確定2 2.1 設計要求2 2.2 運動參數(shù)確定3 2.3 動力參數(shù)確定3第3章 傳動設計 3 3.1 傳動組和傳動副的確定4 3.2 結構網(wǎng)和結構式各種方案的選擇4 3.3 擬定轉(zhuǎn)速圖5 3.4 齒輪齒數(shù)的確定7 3.5 傳動系統(tǒng)圖 8 3.6 軸的計算轉(zhuǎn)速9第4章 傳動件的估算 9 4.1 三角帶傳動的計算9 4.2 傳動軸直徑的估算12 4.3 齒輪齒數(shù)的確定和模數(shù)的計算13 4.4 帶輪結構設計17 4.5 圓柱齒輪的強度計算17 4.6 傳動軸的驗算20 4.7 主軸最佳跨距的計算23 4.8 主軸剛度驗算24 4.9 滾動軸承的驗算27第5章 結構設計及說明 28 5.1 結構設計的內(nèi)容、技術要求和方案28 5.2 展開圖及其布置29 5.3 齒輪組設計29 5.4 主軸主件設計30第6章 總結 31參考文獻 第1章 概述1.1 金屬切削機床在國民經(jīng)濟中的地位金屬切削機床是用切削的方法將金屬毛坯加工成機器零件的機器，它是制造機器的機器，又稱為“工作母機”或“工具機”。在現(xiàn)代機械制造工業(yè)中，金屬切削機床是加工機器零件的主要設備，它所擔負的工作量，約占機器總制造工作量的40%60%。機床的技術水平直接影響機械制造工業(yè)的產(chǎn)品質(zhì)量和勞動生產(chǎn)率。機床的“母機”屬性決定了它在國民經(jīng)濟中的重要地位。機床工業(yè)為各種類型的機械制造廠提供先進的制造技術和優(yōu)質(zhì)高效的機床設備，促進機械制造工業(yè)的生產(chǎn)能力和工藝水平的提高。機械制造工業(yè)肩負著為國民經(jīng)濟各部門提供現(xiàn)代化技術裝備的任務，為適應現(xiàn)代化建設的需要，必須大力發(fā)展機械制造工業(yè)。機械制造工業(yè)是國民經(jīng)濟各部門賴以發(fā)展的基礎。機床工業(yè)則是機械制造工業(yè)的基礎。一個國家機床工業(yè)的技術水平，在很大程度上標志著這個國家的工業(yè)生產(chǎn)能力和科學技術水平。顯然，金屬切削機床在國民經(jīng)濟現(xiàn)代化建設中起著重大的作用。1.2 機床課程設計的目的課程設計是在學生學完相應課程及先行課程之后進行的實習性教學環(huán)節(jié)，是大學生的必修環(huán)節(jié)，不僅是鞏固學生大學所學知識的重要環(huán)節(jié)，而且也是在檢驗大學生綜合應用知識的能力、自學能力、獨立操作能力和培養(yǎng)創(chuàng)新能力，是大學生參加工作前的一次實踐性鍛煉。通過本課題設計可以達到以下目的：1綜合運用學過的專業(yè)理論知識，能獨立分析和擬訂某機床主軸箱傳動結構，裝配結構和制造結構的各種方案，能在機械設計制圖，零件計算和編寫技術文件等方面得到綜合訓練，具備設計中等復雜零件的能力。2通過本課程設計的訓練，能初步掌握機床的運動設計，動力計算以及關鍵零部件的強度校核，獲得工程師必備設計能力的初步訓練，從而提高分析問題，解決問題，盡快適應工程實踐的能力。3. 熟悉和學會使用各種手冊，能善于使用網(wǎng)絡搜尋一些設計的相關資料，掌握一定的工藝制訂的方法和技巧。4. 進一步提高計算機操作的基本技能CAD及Pro/engineer軟件應用能力(造型設計與自動編程)仿真模擬軟件的應用。1.3 車床的規(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。本次設計的是普通型車床主軸變速箱。主要用于加工回轉(zhuǎn)體。表1 車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速Nmin( 工件最大回轉(zhuǎn)直徑D(mm)正轉(zhuǎn)最高轉(zhuǎn)速Nmax( )電機功率N（kw）公比轉(zhuǎn)速級數(shù)Z160400200041.26121.4 操作性能要求1）具有皮帶輪卸荷裝置2）手動操縱雙向摩擦片離合器實現(xiàn)主軸的正反轉(zhuǎn)及停止運動要求3）主軸的變速由變速手柄完成第2章 題目要求及參數(shù)確定2.1設計要求1）機床的類型、用途及主要參數(shù)車床，工作時間：二班制，電動機功率：，主軸最高、最低轉(zhuǎn)速如下：，變速級數(shù)：z=12。2）工件材料：45號鋼 刀具材料：YT153）設計部件名稱：主軸箱2.2 運動參數(shù)確定回轉(zhuǎn)主運動的機床，主運動的參數(shù)是主軸轉(zhuǎn)速。 最低轉(zhuǎn)速和最高轉(zhuǎn)： 分級變速時的主軸轉(zhuǎn)速數(shù)列：機床的分級變速機構共有Z=12級；由主軸轉(zhuǎn)速調(diào)整范圍得公比：=1.26。根據(jù)已知公比并查金屬切削機床表確定各級轉(zhuǎn)速（單位：）：160r/min，200r/min，250r/min，315r/min，400r/min，500r/min，630r/min，800r/min，1000r/min，1250r/min，1600r/min，2000r/min。2.3 動力參數(shù)的確定合理的確定電機功率，使機床既能充分發(fā)揮其使用性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。已知電動機的功率是4KW，根據(jù)金屬切削機床課程設計指導書（陳易新編）附錄2選擇主電動機為Y112M-2，其主要技術數(shù)據(jù)見下表2：表2-1 Y112M-2技術參數(shù)轉(zhuǎn)速（r/min）額定功率（kw）滿載時堵轉(zhuǎn)電流堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩同步轉(zhuǎn)速（r/min）級數(shù)電流(A)效率(%)功率因數(shù)額定電流（倍）額定轉(zhuǎn)矩（倍）額定轉(zhuǎn)矩（倍）288048.285.50.877.02.22.230002第3章 傳動設計擬定傳動方案，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。3.1 傳動組和傳動副的確定傳動組和傳動副數(shù)可能的方案有：12=43 12=34 12=322 12=232 12=223在上面的方案中，兩種方案有時可以省略一根軸。缺點是有一個傳動組內(nèi)有四個傳動副。如果用一個四聯(lián)滑移齒輪，則會增大軸向尺寸；如果用兩個雙聯(lián)滑移齒輪，則操縱機構必須互鎖以防止兩個滑移齒輪同時嚙合。所以一般少用。而三個方案由“前多后少”原則比較，從電動機到主軸，一般為降速傳動。接近電動機處的零件，轉(zhuǎn)速較高，從而轉(zhuǎn)矩較小，尺寸也較小。如使傳動副有較多的傳動組在接近電動機處，則使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件少些，可以節(jié)省材料。故12=322的方案為好。3.2 結構網(wǎng)和結構式各種方案的選擇在12=322中，又因基本組和擴大組排列順序的不同而有不同的方案。可能有六種方案，如下圖所示： （a） （b） （b） （d） （e） （f）圖3-1 12級結構網(wǎng)的各種方案（1）傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍 由金屬切削機床（戴曙主編）可知，常限制最小傳動比，最大傳動比。因此主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍一般為。檢查傳動組變速范圍時，只需檢查最后一個擴大組，即必須保證圖3-1中，方案a、b、c、e的第二擴大組，則。，則，是可行的。方案d和f，也是可行的。（2）基本組和擴大組的排列順序 六種結構網(wǎng)方案經(jīng)以上驗證均可行，需進一步選擇最佳方案的原則：中間傳動軸（如軸、）變速范圍最小因為各方案中，若傳動軸的最高轉(zhuǎn)速相同，則變速范圍小的，最低轉(zhuǎn)速較高，轉(zhuǎn)矩較小，傳動件的尺寸也就可以小些。方案a) 的中間傳動軸變速范圍最小，故方案 a) 最佳。其結構網(wǎng)如下：圖3-2 結構網(wǎng)3.3 擬定轉(zhuǎn)速圖電動機和主軸的轉(zhuǎn)速是已定的，當選定了結構網(wǎng)或結構式后，就可分配和傳動級的傳動比并確定中間軸的轉(zhuǎn)速。再加上定比傳動，就可畫出轉(zhuǎn)速圖。中間軸的轉(zhuǎn)速如果能高一些，傳動件的尺寸也就可以小一些。但是，中間軸如果轉(zhuǎn)速過高，將會引起過大的振動、發(fā)熱和噪聲。通常，希望齒輪的線速度不超過1215m/s。對于中型車、鉆、銑等機床，中間軸的最高轉(zhuǎn)速不宜超過電動機的轉(zhuǎn)速。對于小型機床和精密機床，由于功率較小，傳動件不會過大。這時振動、發(fā)熱和噪聲是應該考慮的問題。因些更應該注意中間軸的轉(zhuǎn)速，不使過高。由于所選定的結構式共有三個傳動組，變速機構共需4軸，外加電動機軸共5軸。故轉(zhuǎn)速圖需5條豎線。主軸共12速，故需12條橫線。軸傳動組c的變速范圍為，兩個傳動副的傳動比可取為：，因此軸六種轉(zhuǎn)速為：400r/min，500r/min，630r/min，800r/min，1000r/min，1250r/min。軸轉(zhuǎn)動組b的級比指數(shù)為3，在傳動比極限的范圍內(nèi)，軸的轉(zhuǎn)速最高可為1250、1600、2000r/min，最低可為400、500、630r/min。為了避免升速，傳動比可?。?，軸額轉(zhuǎn)速確定為800、1000、1250r/min。同理，對于軸，可?。?，這樣就確定了軸的轉(zhuǎn)速為1250r/min。電動機軸與軸的傳動比接近于1/2.3=1/。最后，可得轉(zhuǎn)速圖4：圖3-3 12級傳動系統(tǒng)的轉(zhuǎn)速圖3.4 齒輪齒數(shù)的確定利用查表法由金屬切削機床（戴曙主編）表8-1，可求出各傳動組齒輪齒數(shù)：表3-1 齒輪齒數(shù)變速組基本組第一擴大組第二擴大組齒輪齒數(shù)3535313927434242285660382870第一組齒輪：傳動比：=1, =1/1.26,=1/1.58金屬切削機床（戴曙主編）表8-1，齒數(shù)和取70=35，=35，=31,=39,=27,=43；第二組齒輪：傳動比：,=1/2， 齒數(shù)和取84： =42， =42，=28, =56；第三組齒輪：傳動比：=1.58,=1/2.52 齒數(shù)和取98： =60， =38，=28，=70；3.5 傳動系統(tǒng)圖通過以上齒輪的齒數(shù)，傳動副，級比指數(shù)以及傳動比確定如下所示傳動系統(tǒng)圖：圖3-4 主傳動系圖3.6 軸的計算轉(zhuǎn)速（1）主軸 根據(jù)金屬切削機床（戴曙主編）表8-2，中型車床主軸的計算轉(zhuǎn)速是第一個三分之一轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的最高一級轉(zhuǎn)速，即為。（2）各傳動軸 軸的最低轉(zhuǎn)速400r/min經(jīng)傳動組c可使主軸得到160r/min和630r/min兩種轉(zhuǎn)速。630r/min要傳遞全部功率，所以軸的計算轉(zhuǎn)速應為400r/min。軸的計算轉(zhuǎn)速可按傳動副b推上去，得800r/min。第4章 傳動件的估算4.1 三角帶傳動的計算三角帶傳動中，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。(1)選擇三角帶的型號根據(jù)公式：式中P-電動機額定功率，-工作情況系數(shù)（工作時間為二班制查表得=1.2） 查機械設計圖8-11因此選擇A型帶，尺寸參數(shù)為B=80mm，=11mm，h=10，。(2)確定帶輪的計算直徑，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。查機械設計表8-6，8-8取主動輪基準直徑=100m由公式式中：-小帶輪轉(zhuǎn)速，-大帶輪轉(zhuǎn)速，-帶的滑動系數(shù)，一般取0.02。所以，由機械設計表8-8圓整為224mm。(3)確定三角帶速度按公式(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?。?根據(jù)經(jīng)驗公式 取，取=600mm.(5)三角帶的計算基準長度 由機械設計表8-2，圓整到標準的計算長度 (6)驗算三角帶的撓曲次數(shù)，符合要求。 (7)確定實際中心距(8)驗算小帶輪包角主動輪上包角合適。(9)確定三角帶根數(shù)根據(jù)機械設計式8-22得傳動比查表8-4a，8-4b 得= 0.34KW,=2.05KW查表8-5，=0.98；查表8-2，=0.96所以取 根(10)計算預緊力查機械設計表8-3，q=0.1kg/m4.2 傳動軸直徑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。按照機械制造裝備設計96頁內(nèi)容計算傳動軸直徑: 其中：P-電動機額定功率 K-鍵槽系數(shù) A-系數(shù)-從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積；-該傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。計算轉(zhuǎn)速是傳動件能傳遞全部功率的最低轉(zhuǎn)速。各傳動件的計算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖上，按主軸的計算轉(zhuǎn)速和相應的傳動關系確定。各軸計算轉(zhuǎn)速如下：各軸功率如下：查機械制造裝備設計1表3-8取I，IV軸的K=1.05，A=110； II，III軸是花鍵軸，取K=1.07，A=77。所以 ， 取30mm, 取25mm , 取30mm， 取40mm此軸徑為平均軸徑，設計時可相應調(diào)整,實際取值均大于計算值。4.3 齒輪齒數(shù)的確定和模數(shù)的計算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1表3-6（機械制造裝備設計）中選取。一般在主傳動中，最小齒數(shù)應大于1820。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。4.3.1 齒輪齒數(shù)的計算第一組齒輪：傳動比：=1, =1/1.26,=1/1.58金屬切削機床（戴曙主編）表8-1，齒數(shù)和取70=35，=35，=31,=39,=27,=43；第二組齒輪：傳動比：,=1/2， 齒數(shù)和取84： =42， =42，=28, =56；第三組齒輪：傳動比：=1.58,=1/2.52 齒數(shù)和取98： =60， =38，=28，=70；4.3.2 齒輪模數(shù)的計算（1）-軸：按齒輪彎曲疲勞計算：=（機床主軸變速箱設計指導3P36，為大齒輪的計算轉(zhuǎn)速，可根據(jù)轉(zhuǎn)速圖確定）按齒面點蝕計算：取A=50由中心距A及齒數(shù)計算模數(shù)： 圓整為 模數(shù)因取和中較大值。故第一變數(shù)組齒輪模數(shù)因取m=2.0（2）-軸：按齒輪彎曲疲勞計算：按齒面點蝕計算：取A=60由中心距A及齒數(shù)計算模數(shù)：同理 第二轉(zhuǎn)動組齒輪模數(shù)取m=2.0（3）-軸：按齒輪彎曲疲勞計算：=按齒面點蝕計算：取A=72故第三傳動組取m=2. (4)標準齒輪：從機械原理9 表10-2查得以下公式齒頂圓 齒根圓 分度圓 齒頂高 齒根高 齒輪的具體值見表5:表4-1 齒輪尺寸表齒輪齒數(shù)z模數(shù)m分度圓d齒頂圓齒根圓齒頂高齒根高136272766722.5236272766722.5332264685922.5440280847522.5528256605122.5644288928322.5736272766722.5836272766722.5924248524322.510482961009122.511492981029322.51231262665222.51323246504122.51457211411810922.54.3.4 齒寬確定由公式得：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，應主動輪比小齒輪齒寬大所以，4.4 帶輪結構設計查機械設計（濮良貴、紀名剛編）教材P161知，當帶輪基準直徑時，帶輪可做成腹板式結構。并由機械設計（濮良貴、紀名剛編）表8-10知，帶輪的輪槽截面尺寸如下：帶輪槽寬輪槽基準直徑到帶輪外圓的最小高度輪槽基準直徑到帶輪底部的最小高度帶輪分度圓(基準直徑)齒槽寬帶輪齒跟角基準圓直徑（大帶輪）(d為軸的直徑，此處的d為軸直徑)帶輪寬度,L為軸與帶輪接觸長度。4.5 圓柱齒輪的強度計算校核a傳動組齒輪校核齒數(shù)為28的即可，確定各項參數(shù) 1）由于，則：計算可知： 2）取齒寬系數(shù)，模數(shù)，則3）計算圓周速度：4）齒輪精度為7級，由機械設計圖10-8查得動載系數(shù) 由機械設計表10-4查得5)確定動載系數(shù): 6)查表 10-5得：，7)計算彎曲疲勞許用應力由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。圖10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合適。校核b傳動組齒輪校核齒數(shù)為24的即可，確定各項參數(shù)1）由于，則：計算可知2)取齒寬系數(shù)，模數(shù)則3)計算圓周速度：4）齒輪精度為7級，由機械設計圖10-8查得動載系數(shù)，由機械設計表10-4查得：5）確定動載系數(shù): 6）查表 10-5得：， 7）計算彎曲疲勞許用應力由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 圖10-18查得 , ， 故合適。校核c傳動組齒輪校核齒數(shù)為23的即可，確定各項參數(shù)1) 由于，則：計算可知：2)取齒寬系數(shù)，模數(shù)，則3)計算圓周速度：4)齒輪精度為7級，由機械設計圖10-8查得動載系數(shù)，由機械設計查得：5）確定動載系數(shù): 6）查表 10-5可知：，7）計算彎曲疲勞許用應力由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合適。4.6 傳動軸的驗算對于一般傳動軸要進行剛度的驗算，軸的剛度驗算包括滾動軸承處的傾角驗算和齒輪的齒向交角的驗算。如果是花鍵還要進行鍵側(cè)壓潰應力計算。以軸為例，驗算軸的彎曲剛度、花鍵的擠壓應力圖4-1 軸受力分析圖圖4-1中為齒輪（齒數(shù)為40）上所受的切向力，徑向力的合力。為齒輪（齒數(shù)36）上所受的切向力，徑向力的合力。各傳動力空間角度如圖4-2所示，根據(jù)表4-2的公式計算齒輪的受力。圖4-2 軸空間受力分析表4-2 齒輪的受力計算傳遞功率Pkw轉(zhuǎn)速nr/min傳動轉(zhuǎn)矩TNmm齒輪壓力角齒面摩擦角齒輪40齒輪36切向力Ft1N合力F1NF1在X軸投影Fz1NF1在Z軸投影Fz1N分度圓直徑d1mm切向力Ft2N合力F2NF1在X軸投影Fz2NF1在Z軸投影Fz2N分度圓直徑d2mm2.9280034857.5206871926.696.74921.7680968.31030107.51024.672從圖7及計算結果看出，軸在X、Z兩個平面上均受到兩個方向相反力的作用。根據(jù)圖8所示的軸向位置，分別計算出各平面撓度、傾角，然后進行合成。根據(jù)機械制造工藝、金屬切削機床設計指導（李洪主編）書中的表2.4-14,表2.4-15計算結果如下: a=100 b=230 c=130 f=200 l=330 E=2.1105MPa n=l-x=150 圖4-3軸撓度、傾角分析圖 （1）xoy平面內(nèi)撓度 （2）zoy平面內(nèi)撓度（3）撓度合成 查表得其許用應力為0.0003330=0.099，即0.02710.099，則撓度合格。（4）左支承傾角計算和分析a. xoy平面力作用下的傾角 b. zoy平面力作用下的傾角 c. 傾角合成 查表得其許用傾角值為0.0006，則左支承傾角合格。（5）右支承傾角計算和分析a. xoy平面力作用下的傾角 b. zoy平面力作用下的傾角 c. 傾角合成 查表得其許用傾角值為0.0006，則右支承傾角合格。4.7 主軸最佳跨距的計算根據(jù)機械裝備設計表3-10，由于電動機功率為3kw，初選主軸前軸承軸徑mm，后軸承軸徑，求主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩：根據(jù)主電動機功率為3kw，則床身上最大回轉(zhuǎn)直徑D=400mm,刀架上最大回轉(zhuǎn)直徑主軸通孔直徑d,最大工件長度1000mm。床身上最大加工直徑為最大回轉(zhuǎn)直徑的50%也就是192mm故半徑為0.096m。切削力（沿y軸）背向力（沿x軸） 故總的作用力此力作用于頂尖間的工件上，主軸和尾架各承受一半，故主軸端受力為F/2=521.35，主軸孔徑初選為40，根據(jù)結構選懸伸長度a=120mm，在計算時，先假定初值l/a=3 l=3，前后支承的支反力：軸承的剛度：=52, =9, =C/10=9.42KN(載荷c查軸承樣本可得)初步計算時，可假定主軸的當量外徑為前后軸承的軸徑的平均值。 故慣性矩為：I=同理計算得：=1206.2 變化值計算后發(fā)現(xiàn)計算出的值總接近于1.8，這是一個迭代過程，最終可得最佳跨距。4.8 主軸剛度驗算4.8.1 選定前端懸伸量C參考機械裝備設計P121，根據(jù)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.4.8.2 主軸支承跨距L的確定一般最佳跨距 ，考慮到結構以及支承剛度因磨損會不斷降低，應取跨距L比最佳支承跨距大一些，再考慮到結構需要，這里取L=600mm。4.8.3 計算C點撓度1）周向切削力的計算其中,故，故。2)驅(qū)動力Q的計算參考車床主軸箱指導書，其中所以3）軸承剛度的計算這里選用4382900系列雙列圓柱子滾子軸承根據(jù)求得：4）確定彈性模量，慣性距I；和長度。軸的材產(chǎn)選用40Cr，查簡明機械設計手冊P6，有 主軸的慣性距I為：主軸C段的慣性距Ic可近似地算：切削力P的作用點到主軸前支承支承的距離S=C+W，對于普通車床，W=0.4H，（H是車床中心高，設H=200mm)。則：根據(jù)齒輪、軸承寬度以及結構需要，取b=60mm計算切削力P作用在S點引起主軸前端C點的撓度代入數(shù)據(jù)并計算得=0.1299mm。計算驅(qū)動力Q作用在兩支承之間時，主軸前端C點子的撓度計算得：=-0.0026mm求主軸前端C點的終合撓度水平坐標Y軸上的分量代數(shù)和為，計算得：=0.0297mm.。綜合撓度。綜合撓度方向角，又。因為，所以此軸滿足要求。4.9 滾動軸承的驗算機床的一般傳動軸用的軸承，主要是因為疲勞破壞而失效，故進行疲勞壽命驗算。滾動軸承的疲勞壽命驗算根據(jù)圖6所示的軸受力狀態(tài)，分別計算出左（A端）、右（B端）兩支承端支反力。在xoy平面內(nèi)：在zoy平面內(nèi)：左、右端支反力為：兩支承軸承受力狀態(tài)相同，但右端受力大，所以只驗算右端軸承。軸承壽命經(jīng)過計算F=124.3 故合格。第5章 結構設計及說明5.1 結構設計的內(nèi)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(jīng)過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。5.2 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(nèi)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(zhuǎn)動，右邊接通得到三級反向轉(zhuǎn)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。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。本設計的展開圖如圖5-1所示：圖5-1 傳動軸及主軸展開圖5.3 齒輪組設計齒輪是變速箱中的重要元件。齒輪同時嚙合的齒數(shù)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(chǎn)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(zhuǎn)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：1） 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(jù)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。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。5.3.1其他問題滑移齒輪進出嚙合的一端要圓齒，有規(guī)定的形狀和尺寸。圓齒和倒角性質(zhì)不同，加工方法和畫法也不一樣，應予注意。選擇齒輪塊的結構要考慮毛坯形式（棒料、自由鍛或模鍛）和機械加工時的安裝和定位基面。盡可能做到省工、省料又易于保證精度。齒輪磨齒時，要求有較大的空刀（砂輪）距離，因此多聯(lián)齒輪不便于做成整體的，一般都做成組合的齒輪塊。有時為了縮短軸向尺寸，也有用組合齒輪的。5.4 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（車床、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(zhì)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。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。1） 內(nèi)孔直徑車床主軸由于要通過棒料，安裝自動卡盤的操縱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(nèi)孔直徑有增大的趨勢。2） 軸頸直徑設計時，一般先估算或擬定一個尺寸，結構確定后再進行核算。3） 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。4） 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?shù)闹慰缇啵话阃扑]?。?=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。第6章 總結通過機床主軸傳動系統(tǒng)的機械變速機構的設計，使我在擬定傳動機構、裝配結構和制造結構的各種方案以及在機械設計制圖、零件計算和編寫技術文件等方面得到了綜合訓練，培養(yǎng)了我的初步的結構分析與結構設計計算能力。由于時間比較緊迫，設計中可能存在不少問題，望老師能給予指出和指正。通過這次設計更加鞏固了我對金屬切削機床的認識和了解，對以后的課程設計或工作以后的設計提供了寶貴的經(jīng)驗。最后，再次對關心、幫助我的老師和同學表示衷心地感謝。參考文獻1 馮辛安主編.機械制造裝備設計.機械工業(yè)出版社. 北京.1999.12 2 周開勤主編. 機械零件手冊.高等教育出版社. 20013 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.200111 陳易新.金屬切削機床課程設計指導書.北京:機械工業(yè)出版社,198712 范云漲.金屬切削機床設計簡明手冊.北京:機械工業(yè)出版社,199435