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1、目錄 1.概述-------------------------------------------------------------1 2.參數(shù)的擬定-------------------------------------------------------1 3.傳動設計---------------------------------------------------------2 4. 傳動件的估算----------------------------------------------------5 5. 動力設計--------------------------

2、------------------------------12 6.主軸空間位置圖---------------------------------------------------15 7.結構設計及說明---------------------------------------------------16 8.總結-------------------------------------------------------------23 9.參考文獻-------------------------------------------------------23 1.概述

3、 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

4、軸的變速由變速手柄，和滑移齒輪完成 2.參數(shù)的擬定 2.1 公比選擇 已知最低轉速nmin=125rpm，最高轉速nmax=1600rpm，變速級數(shù)Z=12， 轉速調(diào)整范圍:Rn=nmaxnmin=1600125=12.8 ,Rn=φZ-1算得φ=1.26 2.2求出轉速系列 按《機床課程設計指導書》（陳易新編）表5選出標準轉速數(shù)列：1600 1250 1000800630500 400315250200160 125 2.3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(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5.5

5、KW，根據(jù)《機床設計手冊》選Y132S-4，額定功率5.5KW，滿載轉速1440rpm，最大額定轉距2.2。 3.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(jīng)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(shù)，也可用背輪結構、分支傳動等型式；變速箱上既可用多

6、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(wǎng)的選擇 結構式、結構網(wǎng)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(shù)目 級數(shù)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(shù)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=3×2×2；12＝2×3×2；12＝2×2×3 3.2.2傳動式的

7、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(shù)最好高于后面的傳動組的傳動副數(shù)。 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=3×2×2。 3.2.3結構式、結構網(wǎng)的擬定 對于12=3×2×2傳動式，有6種結構式和對應的結構網(wǎng)。分別為： 根據(jù)(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。根據(jù)級比指數(shù)分配使傳動順序與擴大順序相一致，方案的結構網(wǎng)如下圖所示：

8、 圖1 結構網(wǎng) 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，即先決定軸三的轉速。 4.傳動件的估算 4.1三角帶傳動 4.1.1 確定計算功率Pca Pca=KN[KW] N——主動帶輪傳動的功率=5.5KW K——工作情況系數(shù) 工作時間為三班制 K=1.2 故Pca=1.2×5.5=6.6KW 4.1.2 選擇三角膠帶的型號 小帶輪的轉速：n1=1400r

9、pm 選用A型V帶 4.1.3 確定帶輪直徑 小輪直徑D應滿足條件:(mm) Dmin=75mm 故=100mm 大輪直徑D2=n2n1D1為大輪的轉速=800rpm ∴D2=1440800×100=180mm 4.1.4 計算膠帶速度 υ=πn1D1 60000=3.14×100×144060000=7.536m/s 4.1.5 初定中心距 兩帶輪中心距應在A0=0.7~2(D1+D2)mm 故A0=1×100+180=280mm 4.1.6 計算膠帶的長度Ld0 Ld0=2A0+π2(D1+D2)+(D2-D1)24A0=2×280+π2×280+(180-1

10、00)24×280=1005.5mm 查機械設計表8—2，選基準長度Ld。得到Ld=990mm 4.1.7計算實際中心距A A≈A0+Ld-Ld02=280+990-1005.52=272.5mm 中心距的變動范圍： Amin=A-0.015Ld=257.65 Amax=A+0.03Ld=302.2 4.1.8定小帶輪的包角 α1°≈180°-D2-D1A×180°π≥120° α1°≈180°-180-100272.5×180°π=163.17°≥120° 4.1.9確定三角膠帶的根數(shù)Z Z=Pca(P0+△P0）KαKL （包角系數(shù)）查《機械設計》表8-8 =0.

11、96 （長度系數(shù)）查表8-2 =0.89 （單根V帶基本額定功率）8-4小帶輪節(jié)圓直徑100=1.32 (8-5) 傳動比 i=1.8△P0=0.15 （計算功率）（工作情況系數(shù)）=1.2 Z=6.6（1.32+0.15）×0.96×0.89=5.25故 Z=6根 4.1.10作用在支撐軸上的壓軸力 壓軸力Fp=2ZF0sinα12 初拉力F0=5002.5-kαPcakα?2v+qv2=123.03N FP=2×6×sin163.17°2=1457.83N 計算G值 新安裝的V帶 G=1.5F0+△F016=12.47N 運轉后的V帶

12、G=1.3F0+△F016=10.93N 最小極限值 G=F0+△F016=8.62N 4.2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。 4.2.1 傳動軸直徑的估算 （1）.確定各變速齒輪傳動副的齒數(shù) Ⅰ軸: ia1=1 ia2=11.26ia3=11.58 取SZ=52,則從表中查出小齒輪齒

13、數(shù)分別為20,23,26 ia1=2626 ia2=2329 ia3=2032 Ⅱ軸: ib1=1.26:1 ib2=11.58 取SZ=54小齒輪齒數(shù)為21，24 ib1=3024 ib2=2133 Ⅲ軸：ic1=1.58:1 ic2=12.36 取SZ=60 小齒輪齒數(shù)為 17, 23 ic1=3623 ic2=1742 為(V帶傳動效率)=0.96 (深溝球軸承)=0.99(7級精度的齒輪)=0.99 為(十字滑塊聯(lián)軸器)=0.98 Ⅰ軸：PⅠ=Pη1η2=5.2272KW n1=8

14、00rpm Ⅱ軸：PⅡ=Pη1η22η3=5.1230 KW n2=500rpm Ⅲ軸：PⅢ=Pη1η23η32=5.0211KW n3=315rpm Ⅳ軸：PⅣ=PⅢη2η3=4.9209 KW n4=125rpm TΙ=955×104×5.2272800=62339.7N·mm TⅡ=955×104×5.1230500=97849.3N·mm TⅢ=955×104×5.0211315=152224.0N·mmTⅣ=955×104×4.9209125=375964.4N·mm 傳動軸為Ⅰ,Ⅱ,Ⅲ軸, 一般傳動軸ψ取 dⅠ=1.644TⅠ[ψ]=1.644623

15、39.70.5=30.82mm 取d=35軸承6007 dⅡ=1.644TⅡ[ψ]=1.64497849.30.5=34.49mm 取d=35軸承6007 dⅢ=1.644TⅢ[ψ]=1.644152224.00.5=38.52mm 取d=40軸承6008 dⅣ=1.644TⅣ[ψ]=1.644375964.40.5=48.29mm 取d=50 軸承 6007：D=35 d=52 B=14 6008：D=40 d=68 B=15 齒輪模數(shù)的計算 (1)I-Ⅱ齒輪彎曲疲勞的計算 m≥323PcaZnj=3236.62

16、0×800=2.20mm 齒面點蝕的計算:A≥3703Pcanj=69.17 由中心距A及齒數(shù)計算出模數(shù) mj=2AZ1+Z2=2.66 所以取mj=3 (2)Ⅱ-Ⅲ齒輪彎曲疲勞的計算 N2=5.1230KW m≥323PcaZnj=2.51 A≥3703Pcanj=80.36 mj=2AZ1+Z2=2.97 取mj=3 (3)Ⅲ-Ⅳ齒輪彎曲疲勞的計算 N3=5.021 KW m≥323PcaZnj=3.13 A≥3703Pcanj=93.11 mj=2AZ1+Z2=3.15 取m=4 (4)標準齒輪：,, 齒輪參數(shù)表 齒輪 齒數(shù) 模數(shù)

17、m 分度圓 d 齒頂圓 齒根圓 齒頂高 齒根高 1 20 3 60 66 52.5 3 3.75 2 23 3 69 75 61.5 3 3.75 3 26 3 78 84 70.5 3 3.75 4 32 3 96 102 88.5 3 3.75 5 29 3 87 93 79.5 3 3.75 6 26 3 78 84 70.5 3 3.75 7 21 3 63 69 55.5 3 3.75 8 30 3 90 96 82.5 3 3.75 9 3

18、3 3 99 105 91.5 3 3.75 10 24 3 72 78 64.5 3 3.75 11 17 4 68 76 58 4 5 12 36 4 144 152 134 4 5 13 42 4 168 176 158 4 5 14 23 4 92 100 82 4 5 4.2.3 齒寬的確定 公式m （，m為模數(shù)） 第一套嚙合齒輪:BⅠ=6~10×3=18~30mm 第二套嚙合齒輪:BⅡ=6~10×3=18~30mm 第三套嚙合齒輪:BⅢ=6~10×4=24~40mm B1=25

19、 B2=20 B3=25B4=25B5=20B6=25B7=20 B8=25B9=20 B10=25B11=25 B12=30B13=25B14=30 4.2.4 帶輪結構設計 當mm時，采用腹板式，D是軸承外徑，采用軸承 由《機械設計》表8-10確定參數(shù) bd=11,ha=15,hf=8.7,e=15,fmin=9, 帶輪寬度：B=(z-1)e+2f=(6-1)×15+2×9=93 大帶輪： d=35, d1=2d=70 dd=180 B>1.5d∴L=2d=70 小帶輪： d=38,d1=76 dd=100 B>1.5d ∴L=2d=76

20、 5.動力設計 5.1主軸剛度驗算 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. 主軸支承跨距L的確定 根據(jù)《金屬切削機床》表10-6前軸頸應為60～90mm。初步選?。?0mm.后軸頸 ＝（0.7～0.9），?。?0mm.根據(jù)設計方案，選前軸承為30218型，后軸承為30216型。根據(jù)結構，定懸伸長度a＝120mm。 5.1.3求軸承剛度 主軸最大輸出轉矩（未考慮機械效率）T=9550Pn=9550×5.5125N?m=420.2N?m 切削力：Fc=420.20.12=3501.67N

21、背向力:Fp=0.5Fc=1750.83N 故總此作用力：F=Fc2+Fp2=3914.99N 此力主軸頸和后軸頸個承受一般，故主軸端受力為F/2=1957.5N。 在估算時，先假設初值l/a=3,l=3120=360mm。前后支承的支反力和: RA=F2l+al=2610N RB=F2al=652.5N 根據(jù)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(jīng)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.

22、2 齒輪校驗(以齒輪1為例) m=3,Z=20,B=25 齒根彎曲強度的計算： （應力校正系數(shù)）=1.54 （齒形系數(shù)）=2.83 K（載荷系數(shù)）= （使用系數(shù)）=1.25 （動載系數(shù)）=1.1 （齒間載荷分配系數(shù)）=1.1 （齒向載荷分布系數(shù)）=1.1 K=1.66 b=25 m=3 Ft=2T1d1=2079.99 σF=1.66×2079.99×2.83×1.5425×3=200.6≤250HBS合金調(diào)質(250HBS) 齒輪9的齒數(shù)z=20,模數(shù)m=2.5 軸的校核 45#鋼調(diào)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

23、彎曲應力 按扭轉強度校驗 τT=955×104Pn0.2d3=8.7<[τt]n=125P=4.921KWd=60mm 故軸符合，軸選用45#鋼調(diào)質處理。 6.主軸空間位置圖 7.結構設計及說明 7.1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

24、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。目的是： 1） 布置傳動件及選擇結構方案。 2） 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。 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)。 7.2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

25、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

26、，減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。 7.3I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(nèi)。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： 1） 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。

27、這樣就限制了軸向和周向德兩個自由度，起了定位作用。 2） 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。 3） 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。 7.4齒輪塊設計

28、 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

29、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7—6—6，圓周速度很低的，才選8—7—7。如果噪聲要求很嚴，或一些關鍵齒輪，就應選6—5—5。當精度從7—6—6提高到6—5—5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

30、級。 機床主軸變速箱中齒輪齒部一般都需要淬火。 7.5 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(chǎn)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

31、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65～85。 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(nèi)外圈可以分開，裝配方便，間隙容易調(diào)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(chǎn)中，廣泛采用定徑鏜刀和可調(diào)鏜刀頭。在箱外調(diào)整好鏜刀尺寸，可以提高生產(chǎn)率和加工精度。還

32、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(nèi)調(diào)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5～10，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(nèi)徑。 一般傳動軸上軸承選用級精度。 傳動軸必須在箱體內(nèi)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

33、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： 1） 軸的長度。長軸要考慮熱伸長的問題，宜由一端定位。 2） 軸承的間隙是否需要調(diào)整。 3） 整個軸的軸向位置是否需要調(diào)整。 4） 在有軸向載荷的情況下不宜采用彈簧卡圈。 5） 加工和裝配的工藝性等。 7.6 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

34、方面考慮。 7.6.1 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。 1） 內(nèi)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(nèi)孔直徑有增大的趨勢。 2） 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。 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?，一般推薦?。?3～5，跨距小時，軸

35、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。 7.6.2 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(chǎn)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

36、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(shù)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0.03～0.07），只有在載荷比較大、軸產(chǎn)生彎曲變形時，輔助支撐軸承才起作用。 7.6.3 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；

37、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。 7.6.4 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0.1～0.3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(nèi)開一個或幾個并列的

38、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?shù)牡胤阶龀龌赜吐罚褂湍茼樌亓骰氐接拖洹? 8.總結 在課程設計當中，我也遇到了一些問題。設計過程也是培養(yǎng)我們認真細心的態(tài)度。 在此過程中不斷發(fā)現(xiàn)問題和解決問題，使我加深了對大學所學課程理解，綜合應用，并得到進一步的鞏固，這對以后的學習和工作都有積極的意義。 總之，這次的課程設計讓我學到了很多東西 9.參考文獻 [1] 馮辛安主編.機械制造裝備

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