購買設計請充值后下載，，資源目錄下的文件所見即所得，都可以點開預覽，，資料完整，充值下載就能得到。。。【注】：dwg后綴為CAD圖，doc,docx為WORD文檔，有不明白之處，可咨詢QQ:1304139763
中文 3140 字 高性能機床主軸的發(fā)展 摘要 主軸系統(tǒng)在現(xiàn)代機床中的一個重要要求是實現(xiàn)更高的轉(zhuǎn)速從而提高加工 效率 此外 要使主軸系統(tǒng)在一個給定的轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)免受不正當?shù)牟僮鳁l件且 具有較好的穩(wěn)定性 本文提出了有助于主軸軸承在不同的領域的改進研究系統(tǒng) 首先 提出了替代主軸軸承運動學四觸點的新結(jié)果 其次 對于浮動軸承的配 置進行了新的解決方案的討論 提出一種改進的圓柱滾子軸承 可以在更高的 速度下操作 最后 討論了在改進后的涂層軸承組件的故障安全性能下的潛能 在本文中介紹了這兩個的分析研究和實驗測試 關(guān)鍵詞 機械 主軸 軸承 1 介紹 現(xiàn)代機床的生產(chǎn)率主要取決于轉(zhuǎn)速限制和主軸單元的負荷能力 一方面 現(xiàn)代切削刀具采用鋁或鎂 并配有立方氮化硼 CBN 或多晶金 剛石 PCD 的刀片 這樣的切削加工工具 使得切削速率從 5000m min 高達 10000m min 銑削刀具應用 20 至 30 毫米的直徑來實現(xiàn)非常高的切削速度 從 而達到主軸速度超過 100000 rpm 的要求 根據(jù)滾動軸承的技術(shù)在本領域的實際 狀態(tài) 這種需求目前只能用平均直徑為 30 毫米的主軸軸承來實現(xiàn) 然而 由于 這些極端工作條件下 主軸單元的所有功能部件主軸軸承 電動機旋轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)子會 加載到其物理極限 另一方面 主軸還被應用于通用機床 這些特點是由不同的需求所決定的 例如 具有高的切割力和力矩適中的轉(zhuǎn)速的鋼的粗加工 在這種情況下 大直 徑的主軸和軸承來承受這些載荷 主軸設計方法的不同是源于需求的不同 為了滿足這些需求 速度特性系 數(shù) nxdm 必須增加高達 3 5 4 0 10 6mm min 來充分確保主軸本身和主軸軸承 的剛度和穩(wěn)定性 圖 1 銑刀電機主軸滾動軸承 2 多位 3P 4P 主軸軸承 2 1 軸承幾何優(yōu)化的推動 軸承被主要應用在現(xiàn)代主軸機床中 必須履行最高要求運行精度和剛度 在過去 為了提高軸承的性能開發(fā)了各種修改方法 其中 通過給較小的陶瓷 球以及優(yōu)化的外圈使用特殊潤滑劑 盡管如此 高速運轉(zhuǎn)還是極大地降低樂軸 承的使用壽命 在操作過程中底層的主要作用是由不同的用途來決定的 尤其 是 高速運轉(zhuǎn)的內(nèi)圈和外圈上的接觸角的依賴性偏差導致軸向和徑向剛度的減 少 另外 在外圈上的接觸區(qū)域的離心力作用下 陶瓷球受到強烈的負荷 軸承之所以具有不同的內(nèi)部幾何形狀是為了減少作用在滾珠上離心力所帶 來的負面影響 此外 對軸承的穩(wěn)定性也有所提高 并對傳統(tǒng)軸承的內(nèi)圈和外 圈滾道提供額外的接觸點 因此 滾珠的軸向和徑向移動被阻止 恒定的接觸 角和軸向位移使內(nèi)圈可以保證在很寬的速度范圍內(nèi)運動 上述這種思想被引入 到軸承的設計概念中 如圖 2 所示 a 和 b 圖 2 中的第三個 c 這種新 概念的設計方法在文中也介紹了 圖 2 軸承的不同多點 3 p 4 p 選擇 2 2 多點分析研究 4P 軸承 表一主要研究多點 3P 軸承的操作過程及理論和實踐調(diào)查 實驗室測試 的軸承制造機床和生產(chǎn)工程 WZL 是在傳統(tǒng)主軸軸承的基礎上的 也有一些通 過數(shù)值計算分析特性的多點 4P 軸承 隨后 關(guān)于新軸承的發(fā)展有了進一步的結(jié)果 運動學和四個接觸分球正在考慮 被使用 所有的計算都是在軸承型號為 7014 直徑為 12 7mm 的陶瓷球上完成 的 下面的圖中使用縮略語 在表 1 的中列出 表 1 3 4 5 使用的是縮用詞 在 1 的計算中表明 內(nèi)圈的軸向位移可以減少不到兩個微米 接觸角的變 化依賴速度是可以預防的 但是 多點軸承 4 p 的安裝與徑向間是有間隙的 因此 他們對熱有非常敏感的影響 特別是過度的高溫使得軸承的內(nèi)圈可能會 引起相互干擾 這些影響也發(fā)生在高速旋轉(zhuǎn)的圓柱滾子軸承 圖 3 說明了多點 4P 軸承的內(nèi)圈和外圈在 1 赫茲和 4 赫茲下的接觸壓力 這些直接接觸直接 傳遞到軸向荷載 見圖表 和最大程度所受壓力上 軸承的徑向間隙顯示為 22 微米的 為了防止內(nèi)圈彈出 應選擇合適的內(nèi)圈并與軸之間有 35 微米的間隙量 因此 軸承是提前被安裝上的 曲線 1 和 2 不考慮軸承計算的熱效應 高應力 值在內(nèi)圈滾道曲率的結(jié)果上是很廣的 赫茲壓力的增加造成的內(nèi)圈離心的擴張 以及作用在球上的離心力增大 圖 3 在多點 4P 軸承在赫茲壓力下速度和溫度 相反 曲線 3 和 4 顯示內(nèi)圈結(jié)合離心力超溫 線性增加 的影響 通過假 設并計算一個梯度為 1K 2000 rpm 的曲線 其內(nèi)部應力顯著增加 這是可以注 意到的 在最大轉(zhuǎn)速 30000 rpm 的赫茲壓力下 內(nèi)環(huán)上升超過限制值為 2000 N mm 除了這些理論結(jié)果 還要必須考慮到內(nèi)部應力的熱增加和過載的耦合 效應 因此 人們可以看到一點對多點 4P 軸承的干擾在高速運轉(zhuǎn)的情況下 內(nèi)圈溫度明顯過剩 這個假設將在第 2 3 節(jié)中進行研究 圖 2 c 顯示出第三個概念的新軸承幾何形狀的 它是為了防止在多點 4P 軸承的內(nèi)部超載而開發(fā)的 概念的特征是分割內(nèi)環(huán) 它是一半固定在主 軸體面向主軸的刀具側(cè)面的環(huán) 于是 它可以承受從加工過程中產(chǎn)生的力 環(huán) 下半部分可沿軸軸向移動 并通過碟形彈簧壓向球 形成軸承的內(nèi)部預壓功能 圖 4 中說明了假設多余的溫度高達 15 K 線性 見圖 3 多點 4P 軸承 的內(nèi)圈在計算速度依賴性和運動學預裝中的發(fā)展 內(nèi)部彈簧預緊量為 370N 圖 4 內(nèi)部彈簧預緊為 370N 的多點 4P 軸承 2 3 多點 4P 軸承的試驗及研究 該試驗臺用于實驗研究如圖 6 其直接驅(qū)動可實現(xiàn)高達 40 000 rpm 的最大 轉(zhuǎn)速 額定扭矩達 4 2Nm 額定轉(zhuǎn)速為 23 000 rpm 測試主軸和驅(qū)動由一個爪 式離合器相連接 試驗軸承可沿軸向由一個液壓活塞被加載 外圈的回火是通 過水的循環(huán)在凸緣上實現(xiàn)的 由此 引起的附加滾動接觸的外圈的加熱可被減 小 內(nèi)軸承的溫度是由一個接近內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)的非接觸式傳感器來測量的 圖 6 試驗臺 圖 7 中顯示的是實驗結(jié)果為對多點 4P 軸承的一個剛性和一個彈性點 起初 剛性軸承 概念 b 圖 2 所示 是測試的 在測試中進行不回火的外圈 接著 將柔性軸承 概念 c 圖 2 所示 與所述外圈的回火進行了測試 測得 的溫度顯示相關(guān)的環(huán)境溫度 在測試過程中的扭矩值來自電動機的電流 在圖 7 中使用的縮寫在表 2 中說明 表 2 在圖 7 中使用的縮寫 曲線 IT1 和 OT1 說明第一個試驗軸承的內(nèi)圈和外圈的溫度 如概念 b 所 示 軸向載荷達 1 000 N 5 克的軸承轉(zhuǎn)速高達 19000 轉(zhuǎn) 每 2 小時增加 2000 轉(zhuǎn) 圖 7 多點 4P 軸承的行為操作 3 可移動的彈性圓柱滾子軸承 最高轉(zhuǎn)速主軸單元通常是基于角接觸球軸承的彈性裝置設計的 這種主軸 由一個固定和移動軸承單元 以補償熱運動的主軸伸長率來設計的 主軸在溫 度梯度的情況下 軸承套圈的外殼的軸向運動可減少甚至避免造成主軸故障 在這種情況下 圓柱滾子軸承可稱為一個 理想 的移動軸承 軸向相對的 內(nèi) 外環(huán)是由一個螺旋滾筒的旋轉(zhuǎn)來運動的 然而 由于徑向干擾溫度及離心 力作用于軸承組件而造成可達到的旋轉(zhuǎn)速度 因此 對高速圓柱滾子軸承的方 法是減少基于功率損失而造成內(nèi)部產(chǎn)生的熱量和增加在線接觸赫茲壓力 4 對軸承的故障安全特性功率的優(yōu)化 除了軸承設計的開發(fā) 更多的研究工作集中在傳統(tǒng)主軸軸承的故障安全性 能的最優(yōu)化上 主軸故障往往是由潤滑不足造成的 特別是潤滑脂的潤滑 潤 滑劑的供給不足 這些都可能會導致軸承的保持架破損或過熱 5 總結(jié) 根據(jù)所設計的主軸角接觸球軸承以及圓柱滾子軸承的現(xiàn)有技術(shù)的狀態(tài) 被 廣泛用于高速主軸的應用程序中 然而 這兩種類型的軸承的旋轉(zhuǎn)速度是有限 的 特別是通過物理作用如熱和離心載荷 在本文中 一些方法都瞄準在軸承 上的提高穩(wěn)定性和速度性能 然而 由于不充分的滑動軸承襯套 可動軸承可能也會失敗 因此 適應 于高速運轉(zhuǎn)的圓柱滾子軸承的開發(fā)工作尤為重要 軸承比傳統(tǒng)的圓柱滾子軸承 表現(xiàn)出更高的合規(guī)性 這個屬性是通過提供狹窄水道或外圈和內(nèi)圈與地面形成 凹槽來實現(xiàn)的 在實際測試中 這些軸承比傳統(tǒng)類型達到更高的轉(zhuǎn)速 最后 介紹了涂層下故障安全特性的主軸軸承潤滑不足的情況的優(yōu)化 6 參考文獻 1 Weck M Spachtholz G 2003 3 and 4 Contact Point Spindle Bearings a new Approach for High Speed Spindle Systems Annals of the CIRP 52 1 311 316 2 Moller B 2006 Hochgeschwindigkeits Spindellager Proceedings Gestaltung von Spindel Lager Systemen WZL Forum Publisher Aachen 3 Harris T A 2001 Rolling Bearing Analysis 4th Edition John Wiley Sons Inc New York 4 Cao Y Altintas Y 2004 A General Method for the Modeling of Spindle Bearing Systems Journal of Mechanical Design Vol 126 1089 1104 5 Yangang W et al 2004 FE Analysis of a novel Roller Form a deep End Cavity Roller for Roller Type Bearings Journal of Materials Processing Technology 145 233 241 1 課程設計說明書 題 目 X6132 型臥式萬能升降臺銑床主 軸變速箱設計 學生姓名 專 業(yè) 班 級 學 號 指導教師 職稱 完成時間 2 摘 要 本設計著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設計步驟和設計方法 根據(jù)已確定的運動參數(shù) 以變速箱展開圖的總中心距最小為目標 擬定變速系統(tǒng)的變速方案 以獲得最優(yōu)方案 以及較高的設計效率 在機床主傳動系統(tǒng)中 為減少齒輪數(shù)目 簡化結(jié)構(gòu) 縮短軸向 尺寸 用齒輪齒數(shù)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(tǒng)中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(guān)鍵詞 變速箱 傳動副 結(jié)構(gòu)網(wǎng) 結(jié)構(gòu)式 4 目 錄 摘 要 2 目 錄 4 第 1 章 緒論 6 1 1 課程設計的目的 6 1 2 課程設計的內(nèi)容 6 1 2 1 理論分析與設計計算 6 1 2 2 圖樣技術(shù)設計 6 1 2 3 編制技術(shù)文件 6 1 3 課程設計題目 主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 6 第 2 章 銑床參數(shù)的擬定 7 2 1 銑床主參數(shù)和基本參數(shù) 7 2 2 銑床的變速范圍 R 和最高轉(zhuǎn)速 7 2 3 確定級數(shù)主要其他參數(shù) 7 2 3 1 擬定主軸的各級轉(zhuǎn)速 7 2 3 2 主電機功率 動力參數(shù)的確定 7 2 3 3 確定結(jié)構(gòu)式 7 2 3 4 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 9 2 3 5 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 9 2 4 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 11 第 3 章 傳動件的計算 13 3 1 帶傳動設計 13 3 1 1 計算設計功率 Pd 13 3 1 2 選擇帶型 13 3 1 3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 14 3 1 4 確定中心距離 帶的基準長度并驗算小輪包角 15 3 1 5 確定帶的根數(shù) z 15 3 1 6 確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 16 5 3 1 7 確定帶的張緊裝置 16 3 1 8 計算壓軸力 16 3 2 計算轉(zhuǎn)速的計算 17 3 3 齒輪模數(shù)計算及驗算 18 3 4 傳動軸最小軸徑的初定 20 第 4 章 主要零部件的選擇 22 4 1 主軸剛度 22 4 2 傳動軸剛度 27 4 3 齒輪疲勞強度 30 4 4 軸承校核 31 4 5 潤滑與密封 32 第 5 章 主軸箱結(jié)構(gòu)設計及說明 33 5 1 結(jié)構(gòu)設計的內(nèi)容 技術(shù)要求和方案 33 5 2 展開圖及其布置 33 結(jié)束語 34 參考文獻 35 6 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(shù)基礎課和專業(yè)課的有關(guān)理論知識 及生產(chǎn)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(tǒng)中的某些典型機構(gòu) 進行選擇和改進 結(jié)合結(jié)構(gòu)設計 進行設計計算并編寫技術(shù) 文件 完成系統(tǒng)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(guān)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(tǒng)基本設計技能的訓練 提高分析 和解決工程技術(shù)問題的能力 并為進行機械系統(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件 1 2 課程設計的內(nèi)容 機械系統(tǒng)設計 課程設計內(nèi)容由理論分析與設計計算 圖樣技術(shù)設計和技術(shù)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(tǒng)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(jù)總體設計參數(shù) 進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算 3 根據(jù)設計方案和零部件選擇情況 進行有關(guān)動力計算和校核 1 2 2 圖樣技術(shù)設計 1 選擇系統(tǒng)中的主要機件 2 工程技術(shù)圖樣的設計與繪制 1 2 3 編制技術(shù)文件 1 對于課程設計內(nèi)容進行自我經(jīng)濟技術(shù)評價 2 編制設計計算說明書 1 3 課程設計題目 主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 題目 臥式升降臺銑床主傳動設計 銑床的主參數(shù) 規(guī)格尺寸 和基本參數(shù)如下 主軸最低轉(zhuǎn)速 28r min 主軸轉(zhuǎn)速公比 1 26 主軸變速級數(shù) 18 級 主電動機功率 7 5KW 7 第 2 章 銑床參數(shù)的擬定 2 1 銑床主參數(shù)和基本參數(shù) 銑床的主參數(shù) 規(guī)格尺寸 和基本參數(shù)如下 變速級數(shù) Z 正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速n min mir 電機功率 N kw 公比 18 28 7 5 1 26 2 2 銑床的變速范圍 R 和最高轉(zhuǎn)速 R 50 85 1Z maxin50 82143 8 根據(jù)取標準數(shù)據(jù) i14n 由公式 R 其中 1 26 R 50 8 可以計算 z 181Z 2 3 確定級數(shù)主要其他參數(shù) 2 3 1 擬定主軸的各級轉(zhuǎn)速 依據(jù)題目要求選級數(shù) Z 18 1 26 1 064考慮到設計的結(jié)構(gòu)復雜程度要適中 故 采用常規(guī)的擴大傳動 各級轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標準的數(shù)列表中查出 按標準轉(zhuǎn)速數(shù)列 為 28 35 45 56 70 90 112 140 180 224 280 360 450 560 710 900 1 120 1400 2 3 2 主電機功率 動力參數(shù)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(chǎn)需要 又不致使電 機經(jīng)常輕載而降低功率因素 根據(jù)題設條件電機功率為 7 5KW 可選取電機為 Y132ML 4 額定功率為 7 5KW 轉(zhuǎn)速為 1500r min 2 3 3 確定結(jié)構(gòu)式 將主軸轉(zhuǎn)速級數(shù) 分解因子 可能的方案有 18Z 8 第一行 9218 2918 第二行 333218 在上面的兩行方案中 第一行方案是由 11 對傳動副組成的兩個變速組 這兩個變 速組串聯(lián)構(gòu)成了主軸的 18 級轉(zhuǎn)速 這樣的方案能夠省掉一根軸 但有一個傳動組內(nèi)將 出現(xiàn) 9 個傳動副 假如用一個九聯(lián)滑移齒輪 那么軸向尺寸會增大 假如采用若干個 雙聯(lián)滑移齒輪與若干個三聯(lián)滑移齒輪組合使用 那么 為了防止各滑移齒輪同時嚙合 操縱機構(gòu)必須實現(xiàn)互鎖 綜上所述 第一行中的方案一般不采用 對于第二行中的三個方案 將出現(xiàn)三個變速組 每個變數(shù)組中有 2 個或者 3 個傳 動副 我們能夠采用雙聯(lián)或者三聯(lián)滑移齒輪來變速 該行方案中總的傳動副數(shù)最少 軸向尺寸較小 操縱機構(gòu)也相對簡單 因此 在主軸轉(zhuǎn)速為 18 級的分級變速系統(tǒng)設計 中 通常采用第二行中的方案 根據(jù)公式 可得 傳動件所傳遞的功率 P 與它的計算轉(zhuǎn)速 決定了傳cnPT 950 cn 遞轉(zhuǎn)矩 T 一般情況下 從電動機到主軸為降速傳動 即所謂的 近電機高轉(zhuǎn)速 從 而計算轉(zhuǎn)速 也較高 那么需要傳遞的轉(zhuǎn)矩就較小 尺寸也較小 根據(jù)傳動副的 前cn 多后少 原則 即將傳動副較多的變速組安排在靠近電動機處 這樣可以多些小尺寸 的零件 少些大尺寸的零件 不僅可以節(jié)省材料 還可以使變速箱結(jié)構(gòu)緊湊 因此 對于第二行中的三種方案 我們通常采用 的方案 它表示該傳動系統(tǒng)是由2318 3 個變速組共 8 對傳動副組成 不包含可能的定比傳動副 在方案 中 由于基本組與擴大組之間的排列順序不同 又將衍生出 6231 種不同的方案 6 種方案的結(jié)構(gòu)式如下 1 126 2 31628 3 16218 4 318 5 9 6 93 在這 6 個方案中 首先應對各個方案變速組的變速范圍進行驗算 在一般情況下 變速范圍最大的是最后一個擴大組 所以只需要對最后一個擴大組的變速范圍進行校 驗 設計機床的變速系統(tǒng)中 在降速傳動時 為了避免從動齒輪的直徑過大而使徑向 尺寸隨之增大 通常使傳動副的最小傳動比 在升速傳動中 防止產(chǎn)生過大4 1min 的噪聲與震動 通常使傳動副的最大傳動比 對于斜齒圓柱齒輪傳動比較平穩(wěn) 2ax 所以取 故 在一般情況下變速組的變速范圍應滿足以下條件 5 2max i 0 8 minax r 在 這四種方案中 最后一個擴大組都是 其變速范圍 1 2 3 4 63 max6 13 13 1 26 2 rxp 所以不滿足傳動組的極限變速范圍要求 在 這兩種方案中 最后一個擴大組都是 其變速范圍 5 6 92 9 826 19 22 xpr 滿足傳動組的極限變速范圍要求 根據(jù)中間軸變速范圍最小的原則 即 前密后疏 方案 為最佳方案 結(jié)構(gòu)式為 5 9318 2 3 4 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 畫出結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下 變速系統(tǒng)共需 4 根軸 其中 軸為主軸 133 92 圖 1 結(jié)構(gòu)網(wǎng) 2 3 5 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)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(zhuǎn)速圖 10 圖 2 轉(zhuǎn)速圖 3 畫主傳動系統(tǒng)圖 根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù) 畫主傳動系統(tǒng)圖如圖 2 3 1 2 軸最小中心距 A 1 2min 1 2 Zmaxm 2m D 軸最小齒數(shù)和 S zmin Zmax 2 D m 11 圖 3 主傳動系統(tǒng)圖 2 4 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 1 Sz 100 120 中型機床 Sz 70 100 2 直齒圓柱齒輪 Zmin 18 20 7 齒輪齒數(shù)的確定 變速組內(nèi)取模數(shù)相等 據(jù)設計要求 Zmin 18 20 齒數(shù)和 Sz 100 120 由表 4 1 根據(jù)各變速組公比 可得各傳動比和齒輪齒數(shù) 各齒輪齒數(shù) 如表 2 2 1 確定各變速組內(nèi)齒輪齒數(shù) 由以上確定的各個傳動比 根據(jù)參考文獻 1 表 5 2 有 a 變速組 1 1 26ia2 1 58i2a3 2 a31i 2 時 58 60 62 64 66 68 70 72 74 76 a1zS 12 時 56 59 60 61 63 65 66 68 70 72 74 1 26ia zS 時 57 59 60 62 65 67 70 72 73 75 583 可知 60 是共同適用的 可取 60 再由參考文獻 1 表 5 2 查出各對齒輪z zS 副中小齒輪的齒數(shù)為 23 20 和 17 則 a3i 2 37 a2i 0 4 a12iz 7 43 b 變速組 2 1i 581 58b2 5b3 時 70 72 74 75 77 79 81 82 83 84 bzS 時 70 72 73 75 77 78 80 82 83 85 582 時 66 67 70 71 75 79 80 83 84 87 317ibz 可取 70 查出齒輪齒數(shù)為 43 31 和 20 zS b12i 4 b2i z31 9 b3iz 20 5 c 變速組 3 161 3c2 時 80 84 85 95 96 99 100 104 105 4 cizS 時 92 93 95 96 98 99 101 102 104 12 可取 89 查出齒輪齒數(shù)為 30 和 18 則 zS c12i z59 30 c2iz 18 7 13 第 3 章 傳動件的計算 3 1 帶傳動設計 輸出功率 P 7 5kW 轉(zhuǎn)速 n1 1500r min n2 710r min 3 1 1 計算設計功率 Pd edAdPK 表 1 工作情況系數(shù) AK 原動機 類 類 一天工作時間 h工作機 10 10 16 16 0 10 16 16 載荷 平穩(wěn) 液體攪拌機 離心式水泵 通 風機和鼓風機 7 5kW 離心式壓縮機 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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(jù) V 帶的載荷平穩(wěn) 兩班工作制 16 小時 查 機械設計 P 296表 4 取 KA 1 1 即 1 758 2kWdAedPK 3 1 2 選擇帶型 普通 V 帶的帶型根據(jù)傳動的設計功率 Pd 和小帶輪的轉(zhuǎn)速 n1 按 機械設計 P297 圖 13 11 選取 14 圖 4 V 帶型功率轉(zhuǎn)速圖 根據(jù)算出的 Pd 8 25kW 及小帶輪轉(zhuǎn)速 n1 1500r min 查圖得 d d 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 P 298表 13 7 查得 小帶輪基準直徑為 80 100mm 則取 dd1 100mm ddmin 75 mm d d1根據(jù) P295表 13 4 查得 表 2 V 帶帶輪最小基準直徑 mind 槽型 Y Z A B C D Emind 20 50 75 125 200 355 50021 250 1 0 1 27dd 由 機械設計 P 295表 13 4 查 V 帶輪的基準直徑 得 212mm2d 誤差驗算傳動比 為彈性滑動率 21 14 0 2 di A 誤差 符合要求1 40 5i A 帶速 15v 7 8 660dnms 滿足 5m s v300mm 所以宜選用 E 型輪輻式帶輪 總之 小帶輪選 H 型孔板式結(jié)構(gòu) 大帶輪選擇 E 型輪輻式結(jié)構(gòu) 帶輪的材料 選用灰鑄鐵 HT200 3 1 7 確定帶的張緊裝置 選用結(jié)構(gòu)簡單 調(diào)整方便的定期調(diào)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 162 93o z 3 則1a 1a162 932sin 37 8sinN 40 72 ooFz 對帶輪的主要要求是質(zhì)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(zhuǎn)速高時要進行動平衡 對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)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(cè)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 32 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(lián)接部分 中間部分稱為輪幅 腹板 用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體 表 5 普通 V 帶輪的輪槽尺寸 摘自 GB T13575 1 92 槽型 項目 符號 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 17 基準線下槽深 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(shù) 外徑 d a 32 60 34 80 118 190 315 36 60 475 600 38 對應的 基準直 徑 d d 80 118 190 315 475 600 輪 槽 角 極限偏差 1 0 5 V 帶輪按腹板 輪輻 結(jié)構(gòu)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 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 5 帶輪結(jié)構(gòu)類型 根據(jù)設計結(jié)果 可以得出結(jié)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(zhuǎn)速的計算 1 主軸的計算轉(zhuǎn)速n j 由公式 n n 得 主軸的計算轉(zhuǎn)速n j 88 92r min jmi 13 z 取90r min 2 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 軸3 112 r min 軸2 280 r min 軸1 710r min 2 確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 表 6 各軸計算轉(zhuǎn)速 18 3 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速 表 7 齒輪副計算轉(zhuǎn)速 序號 Z1Z 2Z3Z 4Z5 n j710 280 280 112 90 3 3 齒輪模數(shù)計算及驗算 1 模數(shù)計算 一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù) 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(shù) 如321 jjmnuzP 表 8 所示 表 8 模數(shù) 2 齒輪計算 表 9 齒輪幾何尺寸見下表 齒輪尺寸表 齒輪 齒數(shù) z 模數(shù) m 分度圓 d 齒頂圓 a齒根圓 fd齒頂高 ah齒根高 f 3 23 4 92 100 82 4 5 4 37 4 148 156 138 4 5 5 20 4 80 88 70 4 5 6 40 4 160 168 150 4 5 軸 號 軸 軸 軸 計算轉(zhuǎn)速 r min 710 280 112 組號 基本組 第一擴大組 第二擴大組 模數(shù) mm 4 4 5 19 7 17 4 68 76 58 4 5 8 43 4 172 172 162 4 5 9 43 4 172 172 162 4 5 10 27 4 108 116 98 4 5 11 31 4 124 124 114 4 5 12 39 4 156 156 146 4 5 13 20 4 80 88 70 4 5 14 50 4 200 208 190 4 5 15 59 3 177 183 169 5 3 3 75 16 30 3 90 96 82 5 3 3 75 17 18 4 72 80 62 4 5 18 71 4 284 292 274 4 5 按基本組最小齒輪計算 小齒輪用 40Cr 調(diào)質(zhì)處理 硬度 241HB 286HB 平均取 260HB 大齒輪用 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 硬度 229HB 286HB 平均取 240HB 計算如下 齒面接觸疲勞強度計算 接觸應力驗算公式為 jfsj MPauBnNKzm 1 02832 彎曲應力驗算公式為 20 wswMPaBYnzmNK 10923 5 式中 N 傳遞的額定功率 kW 這里取 N 為電動機功率 計算轉(zhuǎn)速 r min jn m 初算的齒輪模數(shù) mm m 4 mm B 齒寬 mm z 小齒輪齒數(shù) u 小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比 壽命系數(shù) sK sTnNKq 工作期限系數(shù) T mC016 T 齒輪工作期限 這里取 T 15000h 齒輪的最低轉(zhuǎn)速 r min 1n 基準循環(huán)次數(shù) 接觸載荷取 彎曲載荷取 0 0C710C612 m 疲勞曲線指數(shù) 接觸載荷取 m 3 彎曲載荷取 m 6 轉(zhuǎn)速變化系數(shù) 查 5 2 上 取 0 60nKnK 功率利用系數(shù) 查 5 2 上 取 0 78N N 材料強化系數(shù) 查 5 2 上 0 60q q 工作狀況系數(shù) 取 1 13 3 動載荷系數(shù) 查 5 2 上 取 1K2K 齒向載荷分布系數(shù) 查 5 2 上 1 1 1 Y 齒形系數(shù) 查 5 2 上 Y 0 386 許用接觸應力 MPa 查 4 表 4 7 取 650 Mpa j j 許用彎曲應力 MPa 查 4 表 4 7 取 275 Mpa w w 根據(jù)上述公式 可求得及查取值可求得 635 Mpa j j 78 Mpaww 3 4 傳動軸最小軸徑的初定 由 5 式 6 傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計算 傳動軸的直徑可按下列扭轉(zhuǎn)剛度公式進行計算 21 75 0 7641 914 取或 mndmnNdj 2075 9 44 取 d35 1 307 06914 取 md5 由機械設計手冊 3 19 3 17 表知 取花鍵軸尺寸為 103642 75 036914 d 取 m 由機械設計手冊表 取花鍵軸尺寸為1 39 12486 527 06914 vd 取 mv5 由機械設計手冊表 3 19 3 17 取花鍵軸尺寸為 16586 將計算結(jié)果列成表格形式 如 軸號 iNj初d取 花鍵軸尺寸 備注 7 2 1410 26 35 平鍵 6 77 750 30 1 45 6 42 36 10 花鍵 6 374 30 37 3 45 6 48 42 12 花鍵 22 6 75 52 50 6 55 50 14 花鍵 23 4 8 第 4 章 主要零部件的選擇 4 1 主軸剛度 1 主軸支撐跨距 的確定l 前端懸伸量 主軸前端的懸伸長度 即從主軸外側(cè)前支撐中點 滾錐軸承及向心C 推力軸承則是接觸角法線與軸線的交點處 到主軸前端的距離 這里選定 60mC 一般最佳跨距 考慮到結(jié)構(gòu)以及支承剛度會因磨損而不02 3 108 ml 斷降低 應取跨距 比最佳支承跨距 大一些 一般是 的 倍 再綜合考慮結(jié)l0l1 25 構(gòu)的需要 本設計取 76l 2 最大切削合力P 的確定 最大圓周切削力 須按主軸輸出全功率和最大扭矩確定t 429510 dtjNPDn 其中 電動機額定功率 dNKW3d 主傳動系統(tǒng)的總效率 為各傳動副 軸承的效率 總效 1 ni i 率 由前文計算結(jié)果 取 0 7 85 90 8 0 3 0 8 主軸的計算轉(zhuǎn)速 由前文計算結(jié)果 主軸的計算轉(zhuǎn)速為jn r min 92r mi 計算直徑 對于臥式銑床 為最大端銑刀計算直徑 對于工作jD jD 臺寬度為 320mm 的臥式銑床 其端銑刀的計算直徑及寬度分別為 10mjD 60B 可以得到 429510 83921 7N7tP 驗算主軸組件剛度時 須求出作用在垂直于主軸軸線的平面內(nèi)的最大切削合力 P 對于臥式升降臺銑床的銑削力 一般按端銑計算 不妨假設本銑床進給系統(tǒng)的末端傳動副有消隙機構(gòu) 應采用不對稱順銑 則各切削 分力 同 的比值可大致認為VPHatP 0 95372 8NVtP 41H 6 at 則 即 與水平面成20 983HVtPP 4 t P 24 4 9 4 11 4 10 角 在水平面的投影與 成 角 60 P HP65 3 切削力作用點的確定 設切削力 的作用點到主軸前支撐的距離為 s m scw 其中 主軸前端的懸伸長度 c60 對于普通升降臺銑床 wB 可以得到 6012ms 4 齒輪驅(qū)動力Q的確定 齒輪傳動軸受輸入扭矩的齒輪驅(qū)動力 的作用而產(chǎn)生彎曲變形 當齒輪為直齒圓柱Q 齒輪時 其嚙合角 齒面摩0 擦角 時 其彎曲載荷5 72 1 N mzn 其中 齒輪傳遞的全功率 取 KW4N 該齒輪的模數(shù) 齒數(shù) z 該傳動軸的計算工況轉(zhuǎn)速 n r min 可以得到 740 82 13 6392Q 5 變形量允許值的確定 變形量允許值 對普通機床前端撓度的允許值 目前廣泛 使用的經(jīng)驗數(shù)據(jù)0 y 0 2myl 其中 主軸兩支撐間的距離 l 76l 可以得到 0 20 52y 6 主軸組件的靜剛度驗算 25 圖 6 主軸組件縱向視圖力的分布 圖 7 主軸組件橫向視圖力的分布 選定如圖的直角坐標系 求各力同時作用下 前后軸承負荷的大小及其方向角 并 判定象限 建立方程組計算主軸前后支撐處的支反力 的 方向 Fxcoscos0PBQAFxFx 的 方向 yininyy 在 點的水平投影 MB coscs0AQPFxabb 在 點的垂直投影 iniy 可以得到 1653 4NAFx 238 46NAFy 0B751B 即 方向與 軸正方向夾角 2864NAF A 方向與 軸正方向夾角 753BxBF 前后軸承的負荷大小與支反力大小相同 方向相反 故前后軸承的負荷為 方向與 軸正方向夾角 AR125 6AR 方向與 軸正方向夾角 2B x93B 按軸承的合成負荷 計算軸承的彈性位移 R C 26 4 12 4 13 4 14 4 15 滾動軸承的徑向剛度是支承剛度的主要部分 支承剛度還包括軸承環(huán)與軸頸及箱體 孔的配合表面間的接觸剛度 預緊的滾動軸承可以提高剛度 計算時可以忽略軸承環(huán)與軸頸以及箱體孔之間的接觸剛度 僅以滾動軸承的游隙為 零時 承受徑向載荷來計算軸承的徑向剛度 圓錐滾子軸承的徑向剛度 0 9 801 93cosCizlR 其中 滾動體列數(shù) I 每列中滾動體數(shù) Z 滾子有效長度 0l m 軸承的徑向負荷 RN 軸承的接觸角 deg 可以得到 0 9 0 80 1 963162c0 52os1AC 4B 前后支承軸承的彈性位移 63 8 0 51 8mAAR 7230BB 分別計算各作用力對彈性主軸前端 點產(chǎn)生的撓度 c 由簡單載荷下簡支軸的變形公式 軸自身變形引起的軸 點撓度公式c P 2 6cpslyEI Qmcqlab 其中 載荷力 PQ N 材料的彈性模量 鋼的 E52 10 MPa E 分別為軸的 的抗彎慣性矩 lsI ls 44 6IDd 可以得到 44 705 81792mlI 636s 可以得到 27 P25384 6031607120 6m24989cpy Q587 4 cq 共同作用下 點的撓度分解 10 24os 20 16cos75 820 19cxy 6in74in 將軸承的彈性位移分解為直角坐標分量 并計算它對主軸前端 點產(chǎn)生的相應撓度c 值 點 A 3cos 147 9 180mAx in5y 點 B 4cs3 6 2Bx 3i97091y 在水平面 方向 點產(chǎn)生的撓度 x 2 80 318 266cxy 在垂直面 方向 點產(chǎn)生的撓度 yc20 9 9 04527cy 可以得到 24 1mcxy 3890 將主軸組件前端 c 點在直角坐標上的各分量進行代數(shù)疊加后 再合成綜合撓度值 并計算其方向角 分量 4 332 910 9 2 810mcxy 3 287 合成 221 40cxcyy 方向角 artn 8 cycyx 由綜合撓度 可見 故主軸通過校核 0 c 28 4 16 4 2 傳動軸剛度 1 齒輪驅(qū)動力 Q 的確定 齒輪傳動軸同時受輸入扭矩的齒輪驅(qū)動力 和輸出扭矩的齒輪驅(qū)動阻力 的作用aQbQ 而產(chǎn)生彎曲變形 當齒輪為直齒圓柱齒輪 其嚙合角 齒面摩擦角 時 20 5 72 其彎曲載荷 72 10 N mzn 其中 該齒輪傳遞的全功率 取 N KW 3 58K 該齒輪的模數(shù) 和齒數(shù) mz 該傳動軸的計算工況轉(zhuǎn)速 nr in 該軸輸入扭矩的齒輪計算轉(zhuǎn)速 aj m 該軸輸出扭矩的齒輪計算轉(zhuǎn)速 bj r i 由于軸 上有三種不同的驅(qū)動力和三種不同的驅(qū)動阻力 故驅(qū)動力具體的計算結(jié) 果在下文討論 2 變形量允許值的確定 齒輪傳動軸的抗彎剛度驗算 包括軸的最大撓度 滾動軸承處及齒輪安裝處的傾角 驗算 其值均應小于允許變形量 及 允許變形量可由參考文獻 4 查得 0 y 0 50 39 15myl 16rad 由參考文獻 3 知 對于傳動軸 僅需要進行剛度計算 無須進行強度驗算 3 主軸組件的撓度驗算 圖 8 傳動軸 II 載荷分布 其中 是變速組 1 的驅(qū)動力 且 3 個驅(qū)動力不能同時作用 123aaQ 是變速組 2 的驅(qū)動阻力 且 3 個驅(qū)動阻力不能同時作用 12b3b 可以得到 29 4 17 4 18 713 582 010 38NaQ 2 6 542733 58 10194 0a 對于輸出驅(qū)動阻力 由于各種情況轉(zhuǎn)速不定 故應在選定校核用軸 速度以后計 算 為了計算上的簡便 可以近似地以該軸的中點撓度代替最大撓度 其最大誤差不超 過 3 由參考文獻 4 若兩支承的齒輪傳動軸為實心的圓形鋼軸 忽略其支承變形 在 單位彎曲載荷作用下 其中點撓度 334 0 75 1 9 mlNxyDzn 其中 兩支承間的跨距 l m l 該軸的平均直徑 D36 ixal 齒輪 的工作位置至較近支撐點的距離 iaiz m 輸入扭矩的齒輪在軸的中點引起的撓度 y 輸出扭矩的齒輪在軸的中點引起的撓度 b 其余各符號定義與前文一致 可以得到 175 390 4ax 226 3 115b2 90 3x 342b 可以得到 31 490 58 78 7 0 16m605ay 32 26 57 30 4 19 4 20 4 21 3 33 490 58 706 7 17 0 21m625ay 故 引起的中點撓度最大 在計算合成撓度時使用 進行計算 1aQaQ ay 此時軸 轉(zhuǎn)速為 5r min 可以得到 713 582 0974 15N0bQ 2 6 21 733 58 107 4b 可以得到 3 31490 58 7015 7 0 m69by 2 2 213 3490 58 70 4 17 0 5635by 故 引起的中點撓度最大 在計算合成撓度時使用 進行計算 1bQ 2bQ 2by 由參考文獻 4 中點的合成撓度 2cos m hababyy 其中 被驗算軸的中點合成撓度 hy 在橫截面上 被驗算的軸與其前 后傳動軸連心線的夾角 驅(qū)動力 和阻力 在橫截面上 兩向量合成時的夾角 aQb 2 可以得到 2 1805 7218 6 可以得到 220 16 3 6 3cos 07mhy 由綜合撓度 可見 滿足要求 hy 由參考文獻 4 傳動軸在支承點 A B 處的傾角 A B3 rad hyl 31 4 22 4 23 4 24 4 25 可以得到 30 17 3rad9AB 可見 滿足要求 故不用計算傳動軸在齒輪處的傾角 綜上 傳動軸 通過校核 4 3 齒輪疲勞強度 驗算變速箱中齒輪強度時 選擇相同模數(shù)中承受載荷最大的及齒數(shù)最小的齒輪進行 接觸應力和彎曲應力計算 一般對高速轉(zhuǎn)動的齒輪驗算齒面接觸應力 對低速轉(zhuǎn)動的 齒輪驗算齒根彎曲應力 對硬齒面軟芯的滲淬火齒輪 一定要驗算彎曲應力 因而此 處僅驗算 與 這對齒輪 23 87 由參考文獻 4 齒面接觸應力 3123s201Mpa j jjKNZmuBn 齒根彎曲應力 5123s9 aw wjY 其中 初算得到的齒輪模數(shù) m m 傳遞的額定功率 NKW 齒輪的計算轉(zhuǎn)速 jnr in 大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比 外嚙合取 號 內(nèi)嚙合取 u 1u 號 小齒輪的齒數(shù) Z 齒寬 B m 許用接觸應力 由參考文獻 5 表 13 16 齒輪材料選用 45 鋼 j Mpa 高頻淬火 可得 1370j 許用彎曲應力 w 280paw 壽命系數(shù) sKsTNnpK 工作期限系數(shù) T 106mTC 齒輪在機床工作期限 內(nèi)的總工作時間 對于中型機床的齒輪 s h 32 取 統(tǒng)一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認150 2hsT 150hsT 為 為該變速組的傳動副數(shù) 取 則 sp 2p 750hT 齒輪的最低轉(zhuǎn)速1n r min 基準循環(huán)次數(shù) 對于鋼和鑄鐵件 接觸載荷取 彎曲載荷取0C 701C 62 疲勞曲線指數(shù) 接觸載荷取 彎曲載荷對正火 調(diào)質(zhì)及整體淬硬m3 件取 對表面淬硬 高頻 滲碳 氮化等 件取 9m 可以得到 93670175026 5 1 42 062TK 功率利用系數(shù) 取 N 8NK 轉(zhuǎn)速變化系數(shù) 取 n 9 n 材料強化系數(shù) 取 p 0 可以得到 1 428 3760 8s 699K 齒向載荷分布系數(shù) 取 1K1 動載荷系數(shù) 取 2 2 工作狀況系數(shù) 考慮載荷沖擊的影響 主運動 中等沖擊 取3 4 齒形系數(shù) 取 Y0 4 51Y 可以得到 387 3 40693 2012147 2Mpa27j 5290 1 8 0830435w 可見 jj 綜上 齒輪通過校核 4 4 軸承校核 610 1739hCLThnP 33 4 5 潤滑與密封 主軸轉(zhuǎn)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?shù)牡胤阶龀龌赜吐?使油能順利地流回到油箱 34 第 5 章 主軸箱結(jié)構(gòu)設計及說明 5 1 結(jié)構(gòu)設計的內(nèi)容 技術(shù)要求和方案 設計主軸變速箱的結(jié)構(gòu)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(gòu) 潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結(jié)件的結(jié)構(gòu)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 0 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(guān)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)設計時整個機床設計的重點 由于結(jié)構(gòu)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 目的是 1 布置傳動件及選擇結(jié)構(gòu)方案 2 檢驗傳動設計的結(jié)果中有無干涉 碰撞或其他不合理的情況 以便及時改正 3 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(shù)據(jù) 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(jié)構(gòu) 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(zhuǎn)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(guān)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 35 36 結(jié)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(jīng)驗 使得設計黨中出現(xiàn)了許多不妥和錯誤之處 誠請老師給予指正和教導 37 參考文獻 1 陳立德主編 機械制造裝備設計課程設計 高等教育出版社 2007 11 2 李慶余 孟廣耀主編 機械制造裝備設計 機械工業(yè)出版社 2008 7 3 濮良貴 名紀剛主編 機械設計 第八版 高等教育出版社 2007 8 4 殷玉楓主編 機械設計課程設計手冊 高等教育出版社 2006 6 5 張彤 樊紅麗主編 機械制圖 北京理工大學出版社 2006 7 6 何萍主編 金屬切削機床概論 北京理工大學出版社 2008 2 7 范思沖主編 畫法幾何及機械制圖 機械工業(yè)出版社 2005 7