普通机床的传动系统

桂林航天工业学院 桂林航天工业学院 目录 前言 1.1课程任务书------------------------------------------------------3 2.车床参数的拟定 2.1车床主参数和基本参数------------------------------------------------3 2.2拟定参数的步骤和方法------------------------------------------------3 3.运动设计 3.1传动结构式、结构网的选择确定----------------------------------------5 3.1.1传动组及各传动组中传动副的数目------------------------------------5 3.1.2传动系统扩大顺序的安排--------------------------------------------6 3.1.3绘制结构网--------------------------------------------------------6 3.1.4传动组的变速范围的极限值------------------------------------------7 3.1.5最大扩大组的选择--------------------------------------------------7 3.2转速图的拟定--------------------------------------------------------8 3.2.1主电机的选定------------------------------------------------------8 3.3齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制------------------------------------9 3.3.1齿轮齿数的确定的要求----------------------------------------------9 3.3.2变速传动组中齿轮齿数的确定----------------------------------------9 4.强度计算和结构草图设计 4.1确定计算转速-------------------------------------------------------12 4.1.1主轴的计算转速---------------------------------------------------12 4.1.2中间传动件的计算转速---------------------------------------------12 4.1.3齿轮的计算转速---------------------------------------------------12 4.2传动轴的估算和验算-------------------------------------------------13 4.2.1传动轴直径的估算-------------------------------------------------13 4.2.2主轴的设计与计算-------------------------------------------------14 4.2.3主轴材料与热处理-------------------------------------------------16 4.3齿轮模数的估算和计算-----------------------------------------------17 4.3.1齿轮模数的估算---------------------------------------------------17 4.3.2齿轮模数的验算---------------------------------------------------20 4.4轴承的选择与校核---------------------------------------------------22 4.4.1一般传动轴上的轴承选择-------------------------------------------22 4.4.2主轴轴承的类型---------------------------------------------------22 4.4.3轴承间隙调整-----------------------------------------------------23 4.4.4轴承的校核-------------------------------------------------------23 4.5摩擦离合器的选择与验算---------------------------------------------24 4.5.1按扭矩选择-------------------------------------------------------24 4.5.2外摩擦片的内径d-------------------------------------------------25 4.5.选择摩擦片尺寸----------------------------------------------------25 4.5.4计算摩擦面的对数Z-----------------------------------------------25 4.5.5摩擦片片数------------------------------------------------------25 5. 结构设计和说明 5.1 主轴组件设计-----------------------------------------------------26 5.2 各部分尺寸的选择-------------------------------------------------26 5.3 主轴轴承---------------------------------------------------------27 HYPERLINK \l "_Toc275381711" 5.4 润滑与密封-------------------------------------------------------28 5.5 其他问题–​​​​​​​–––––––––––––––––––––––––––––––29 6.总结​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​–––––––––––––––​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​​––––––––––––––––––––30 参考文献 -------------------------------------------------------------31 1.前言 1.1《金属切削机床》课程设计任务书 设计题目：设计一台加工直径最大D=250、320、400mm的普通机床的传动系统。 基本要求： 课程设计必须独立的进行，每人必须完成展开图、截面图图样设计各一张，能够较清楚地表达各轴和传动件的空间位置及有关结构。 根据设计任务书要求，合理的确定尺寸、运动及动力等相关参数。 正确利用结构式、转速图等设计工具，认真进行方案分析。 正确的运用手册、标准，设计图样必须符合国家标准规定。说明书要求用工程术语，文字通顺简练，字迹工整。 编制设计说明书。 设计资料全部装入资料袋中。 完成任务： 课程设计说明书一份 主轴箱展开图一张（A1） 2.车床参数的拟定 2.1车床主参数和基本参数 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下： 工件最大回转直径 D (mm) 正转最低转速 nmin( ) 电机功率 N（kw） 公比 转速级数Z 400 31.5 5.5 1.41 12 2.2拟定参数的步骤和方法 1）极限切削速度Vmax、Vmin 根据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要考虑： 允许的切速极限参考值如下： 表 1.1 加 工 条 件 Vmax(m/min) Vmin(m/min) 硬质合金刀具粗加工铸铁工件 30～50 硬质合金刀具半精或精加工碳钢工件 150～300 螺纹加工和铰孔 3～8 根据给出条件，取Vmax=150 m/min 螺纹加工和铰孔时取 Vmin=4 m/min 2）主轴的极限转速 计算车床主轴极限转速时的加工直径，按经验分别取K=0.5,Rn=0.25。则主轴极限转速应为： 取标准数列数值，即 =1250r/min 在 中考虑车螺纹和铰孔时，其加工的最大直径应根据实际加工情况选取50mm左右。 = r/min 取标准数列数值，即 =28r/min 转速范围Rn= 转速范围Rn= = =44.64r/min 取 Z= =12 考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动。并选级数Z=12，各级转速数列可直接从标准的数列表中查出，按标准转速数列为： 28，40，56，80，112，160，224，315，450，630，900，1250 3）主轴转速级数Z和公比 已知 Rn= Rn= Z-1 且Z= x3b a、b为正整数，即Z应可以分解为2和3的因子，以便用2、3联滑移齿轮实现变速。 取Z=12级 则Z=22 EMBED Equation.3 =1250 =28 Rn= =44.64 综合上述可得：主传动部件的运动参数 =28 Z=12 =1.41 4）主电机功率——动力参数的确定 合理地确定电机功率N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。 中型普通车床典型重切削条件下的用量 刀具材料：YT15 工件材料45号钢，切削方式：车削外圆 查表可知：切深ap=3.5mm 进给量f(s)=0.35mm/r 切削速度V=90m/min 功率估算法用的计算公式 a 主切削力： Fz=1900apf0.75=1900 0.75=3026N b 切削功率： N切= KW= KW=4.45KW c 估算主电机功率： N= = =5.5KW 可选取电机为：Y132S-4额定功率为5.5KW，满载转速为1440r/min. 3.运动设计 3.1传动结构式、结构网的选择确定 3.1.1传动组及各传动组中传动副的数目 级数为Z的传动系统由若干个顺序的传递组组成，各传动组分别有Z1、Z2、Z3、…个传动副.即 Z=Z1Z2Z3… 传动副数由于结构的限制以2或3为适合，即变速级数Z应为2和3的因子： 即 Z=2a 3b 实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副的组合: 1) 12=3×4 2) 12=4×3 3) 12=3×2×2 4) 12=2×3×2 5) 12=2×2×3 按照传动副“前多后少”的原则选择Z=3×2×2这一方案，但主轴换向采用双向片式摩擦离合器结构，致使Ⅰ轴的轴向尺寸过大，所以此方案不宜采用，而应先择12=2×3×2。 方案4）是比较合理的 12=2×3×2 3.1.2 传动系统扩大顺序的安排 12=2×3×2的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有6种形式： 1) 12=21×32×26 2) 12=21×34×22 3) 12=23×31×26 4) 12=26×31×23 5) 12=22×34×21 6) 12=26×32×21 根据级比指数分配要“前密后疏”的原则，应选用Z= × × 这一方案，然而对于我们所设计的结构将会出现两个问题： 第一变速组采用降速传动时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限制，使得Ⅰ轴上的齿轮直径不能太小，Ⅱ轴上的齿轮则会成倍增大。这样，不仅使Ⅰ-Ⅱ轴间中心距加大，而且Ⅰ-Ⅱ轴间的中心距也会辊大，从而使整个传动系统结构尺寸增大。这种传动不宜采用。 如果第一变速组采用升速传动，则Ⅰ轴至主轴间的降速传动只能同后两个变速组承担。为了避免出现降速比小于允许的杉限值，常常需要增加一个定比降速传动组，使系统结构复杂。这种传动也不是理想的。 如果采用Z= × × 这一方案则可解决上述存在的问题。 3.1.3 绘制结构网 图2.1结构网 3.1.4 传动组的变速范围的极限值 齿轮传动最小传动比Umin 1/4,最大传动比Umax ,决定了一个传动组的最大变速范围rmax=umax/umin 。 因此，要按照下表，淘汰传动组变速范围超过极限值的所有传动方案。 极限传动比及指数X,X,值为： 表2.1 公比 极限传动比指数 1.41 X值：Umin= =1/4 4 X,值：Umax= x, =2 2 (X+ X,)值：rmin= x+x｀=8 6 3.1.5最大扩大组的选择 正常连续的顺序扩大组的传动的传动结构式为： Z=Z1[1] Z2[Z1] Z3[Z1 Z2] 最后扩大组的变速范围 按照r 原则，导出系统的最大级数Z和变速范围Rn为： 表2.2 Z3 2 3 1.41 Z=12 Rn=44 Z=9 Rn=15.6 最后扩大组的传动副数目Z3=2时的转速范围远比Z3=3时大 因此，在机床设计中，因要求的R较大，最后扩大组应取2更为合适。 同时，最后传动组与最后扩大组往往是一致的。安装在主轴与主轴前一传动轴的具有极限或接近传动比的齿轮副承受最大扭距，在结构上可获得较为满意的处理，这也就是最后传动组的传动副经常为2的另一原因。 3.2 转速图的拟定 运动参数确定以后，主轴各级转速就已知，切削耗能确定了电机功率。在此基础上，选择电机型号，确定各中间传动轴的转速，这样就拟定主运动的转速图，使主运动逐步具体化。 3.2.2.1主电机的选定 1）电机功率N： 中型机床上，一般都采用三相交流异步电动机作为动力源。 根据机床切削能力的要求确定电机功率： N=5.5KW 电机转速 ： 选用时，要使电机转速 与主轴最高转速 和I轴转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。 =1440r/min 3）分配降速比: 该车床主轴传动系统共设有四个传动组其中有一个是带传动。根据降速比分配应“前慢后快”的原则以及摩擦离合器的工作速度要求，确定各传动组最小传动比。 u总= / =28/1440=1/51.4 分配总降速传动比时，要考虑是否增加定比传动副，以使转速数列符合标准和有利于减小齿数和减小径向与轴向尺寸，必须按“前慢后快”的原则给串联的各变速器分配最小传动比。 a 决定轴Ⅲ-Ⅳ的最小降速传动比主轴上的齿轮希望大一些，能起到飞轮的作用，所以最后一个变速组的最小降速传动比取极限1/4，公比ψ=1.41，1.414=4，因此从 Ⅳ轴的最下点向上4格，找到Ⅲ上对应的点，连接对应的两点即为Ⅲ-Ⅳ轴的最小传动比。 b 决定其余变速组的最小传动比根据“前慢后快”的原则，轴Ⅱ-Ⅲ间变速组取umin=1/ψ3，即从Ⅲ轴向上3格，同理，轴Ⅰ-Ⅱ间取u=1/ψ3，连接各线。 c 根据个变速组的传动比连线按基本组的级比指数x0=3，第一扩大组的级比指数x1=1，第二扩大组的级比指数x3=6,画出传动系统图如2.2所示 图2.2转速图 3.3 齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制 3.3.1齿轮齿数的确定的要求 可用计算法或查表确定齿轮齿数，后者更为简便，根据要求的传动比u和初步定出的传动副齿数和 ，查表即可求出小齿轮齿数。 选择时应考虑： 1.传动组小齿轮应保证不产生根切。对于标准齿轮，其最小齿数 =17 2.齿轮的齿数和 不能太大，以免齿轮尺寸过大而引起机床结构增大，一般推荐齿数和 ≤100-120，常选用在100之内。 3.同一变速组中的各对齿轮，其中心距必须保证相等。 4.保证强度和防止热处理变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚 5. 保证主轴的转速误差在规定的范围之内。 图2.3 齿轮的壁厚 3.3.2 变速传动组中齿轮齿数的确定 1）确定齿轮齿数 1. 用计算法确定第一个变速组中各齿轮的齿数 Zj+Zj’= Zj/Zj’ =uj 其中 Zj——主动齿轮的齿数 Zj’——被动齿轮的齿数 uj——一对齿轮的传动比 ——一对齿轮的齿数和 为了保证不产生根切以及保证最小齿轮装到轴上或套筒上具有足够的强度，最小齿轮必然是在降速比最大的传动副上出现。 把Z1的齿数取大些： 取Z1=Zmin=20则 Z2= =58 齿数和 =Z1+Z2=20+58=78 同样根据公式 Z3= =39 2. 用查表法确定第二变速组的齿数 a 首先在u1、u2、u3中找出最小齿数的传动比u1 b 为了避免根切和结构需要，取Zmin=24 c 查表找到u1=1/1.413的倒数2.82的行找到Zmin=24查表最小齿数和为92 d 找出可能的齿数和 的各种数值，这些数值必须同时满足各传动比要求的齿轮齿数 能同时满足三个传动比要求的齿数和有 =92 96 99 102 e 确定合理的齿数和 =102 依次可以查得 Z5=27 Z6=75 Z7=34 Z8=68 Z9=42 Z10=60 同理可得其它的齿轮如下表所示： 表2.3 变速组 第一变速组 第二变速组 第三变速组 齿数和 78 102 114 齿轮 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14 齿数 20 58 39 39 24 78 34 68 42 60 23 91 76 38 2）验算主轴转速误差 由于确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计的理论转速难以完全相符，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过±10(ψ-1)%。 主轴各级实际转速值用下式计算 n实=nE×(1-ε)×ua×ub×uc×ud 其中 ε——滑移系数ε=0.2 ua ub uc ud分别为各级的传动比12/45 转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示 ⊿n=｜ ∣≤±10(ψ-1)% n实1=1440×0.625×0.98×0.35×0.35×0.25=27.8 ⊿n=∣(27.8-28)/28∣=0.7% 同样其他的实际转速及转速误差如下: 表2.4 主轴转速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 n10 n11 n12 标准转速 28 40 56 80 112 160 224 315 450 630 900 1250 实际转速 27.8 39.8 55.7 79.6 111.2 159.3 223.6 314.5 445.6 628.4 897.8 1244.9 转速误差 0.7 0.5 0.5 0.5 0.7 0.4 0.1 0.2 0.9 0.3 0.2 0.4 转速误差满足要求。 3） 齿轮的布置 为了使变速箱结构紧凑以及考虑主轴适当的支承距离和散热条件，其齿轮的布置如下图2.4所示。 4）绘制主传动系统图 按照主传动转速图以及齿轮齿数绘制主传动系统图如下2.5所示 图2.4 齿轮结构的布置 图2.5主传动系统图 4 .强度计算和结构草图设计 4.1 确定计算转速 4.1.1主轴的计算转速 nj=nminψz/3-1 z=12 nj=nminψ3 =28×2.82=79r/min 4.1.2中间传动件的计算转速 Ⅲ轴上的6级转速分别为：112、160、224、315、450、630r/min.主轴在79r/min以上都可以传递全部功率。 Ⅲ轴经Z13-Z14传递到主轴，这时从112r/min以上的转速全部功率，所以确定最低转速112r/min为Ⅲ轴的计算转速。按上述的方法从转速图中分别可找到计算转速：Ⅱ轴为315r/min,Ⅰ轴为900r/min,电动机轴为1440r/min. 4.1.3齿轮的计算转速 Z10安装在Ⅲ轴上，从转速图可见Z10齿轮本身有6种转速，其要传递全部的功率的计算转速为112r/min。 同样可以确定其余齿轮的转速如下表3.1所示： 表3.1 齿轮 Z1 Z２ Z３ Z４ Z５ Z６ Z７ Z８ Z９ Z1０ Z1１ Z1２ Z1３ Z1４ 计算转速 900 315 900 900 315 112 315 112 315 112 150 160 112 112 4.2传动轴的估算和验算 4.2.1传动轴直径的估算 传动轴直径按扭转刚度用下列公式估算传动轴直径： mm 其中：N—该传动轴的输入功率 KW Nd—电机额定功率； —从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积 —该传动轴的计算转速r/min —每米长度上允许的扭转角(deg/m),可根据传动轴的要求选取如表3.2所示 表3.2 刚度要求 允许的扭转角 主 轴 一般的传动轴 较低的传动轴 0.5—1 1—1.5 1.5—2 对于一般的传动轴，取 =1.5 KW =900 r/min mm 取 mm KW =425 r/min =37 mm 取 KW =150 mm 采用花键轴结构，即将估算的传动轴直径d减小7%为花键轴的直径，在选相近的标准花键。 d1’=29.3×0.93=27.0 d2’=34.5×0.93=32.0 d3’=42.2×0.93=40.0 查表可以选取花键的型号其尺寸 分别为 轴取 6-28×32×7 轴取 8-32×36×6 轴取 8-42×46×80 4.2.2 主轴的设计与计算 主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件的主轴参与切削成形运动，此，它的精度和性能性能直接影响加工质量（加工精度与表面粗糙度）。 1）主轴直径的选择 查表可以选取前支承轴颈直径 D1=90 mm 后支承轴颈直径 D2=(0.7～0.85)D1=63～77 mm 选取 D2=70 mm 2）主轴内径的选择 车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆必须是空心轴。 确定孔径的原则是在满足对空心主轴孔径要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的要求尽可能取大些。 推荐：普通车床d/D(或d1/D1)=0.55～0.6 其中 D——主轴的平均直径，D= (D1+D2)/2 d1——前轴颈处内孔直径 d=(0.55～0.6)D=44～48 mm 所以，内孔直径取45mm 3）前锥孔尺寸 前锥孔用来装顶尖或其它工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。选择如下： 莫氏锥度号取5号 标准莫氏锥度尺寸 大端直径 D=44.399 4）主轴前端悬伸量的选择 确定主轴悬伸量a的原则是在满足结构要求的前提下，尽可能取小值。 主轴悬伸量与前轴颈直径之比a/D=0.6～1.5 a=(0.6～1.5)D1=54～135 mm 所以，悬伸量取100mm 5）主轴合理跨距和最佳跨距选择 根据表3-14 见《金属切削机床设计》计算前支承刚度 。 前后轴承均用3182100系列轴承，并采用前端定位的方式。 查表 =1700×901.4=9.26×105 N/mm 因为后轴承直径小于前轴承，取 KB =6.61×105N/mm 其中 为参变量 综合变量 其中 E——弹性模量，取E=2.0×105 N/mm2 I——转动惯量，I=π(D4-d4)/64=3.14×(804-454)=1.81×106mm4 = =0.3909 由图3-34中，在横坐标上找出η=0.3909的点向上作垂线与 的斜线相交，由交点向左作水平线与纵坐标轴相交，得L0/a=2.5。 所以最佳跨距L0 L0=2.5a=2.5×100=250 mm 又因为合理跨距的范围 L合理=(0.75～1.5)L0=187.5～375 mm 所以取L=260 mm 6）主轴刚度的验算 对于一般机床主轴，主要进行刚度验算，通常能满足刚度要求的主轴也能满足强度要求。 对于一般受弯矩作用的主轴，需要进行弯矩刚度验算。主要验算主轴轴端的位移y和前轴承处的转角θA。 切削力 Fz=3026N 挠度 yA= = =0.01 [y]=0.0002L=0.0002×260=0.052 yA＜[y] 倾角 θA= = =0.00011 前端装有圆柱滚子轴承，查表[θA]=0.001rad θA＜[θA] 符合刚度要求。 4.2.3 主轴材料与热处理 材料为45钢，调质到220～250HBS，主轴端部锥孔、定心轴颈或定心圆锥面等部位局部淬硬至HRC50～55，轴径应淬硬。 4.3 齿轮模数的估算和计算 4.3.1齿轮模数的估算 根据齿轮弯曲疲劳的估算： mm 齿面点蚀的估算： mm 其中 为大齿轮的计算转速，A为齿轮中心距。 由中心距A及齿数 、 求出模数： mm 根据估算所得 和 中较大的值，选取相近的标准模数。 1）齿数为32与64的齿轮 N=5.28KW mm = mm EMBED Equation.3 mm 取模数为2 2）齿数为56与40的齿轮 mm = mm EMBED Equation.3 mm 取模数为2 3）齿数为27与75的齿轮 N=5.25KW mm = mm EMBED Equation.3 mm 取模数为2.5 4）齿数为34与68的齿轮 N=525KW mm = mm EMBED Equation.3 mm 取模数为2.5 5）齿数为42与60的齿轮 N=5.25KW mm = mm EMBED Equation.3 mm 取模数为2.5 6）齿数为23与91的齿轮 N=5.20KW mm = mm EMBED Equation.3 mm 取模数为2.5 7）齿数为76与38的齿轮 N=5.20KW mm = mm EMBED Equation.3 mm 取模数为2.5 4.3.2 齿轮模数的验算 结构确定以后，齿轮的工作条件、空间安排、材料和精度等级等都已确定，才可能核验齿轮的接触疲劳和弯曲疲劳强度值是否满足要求。 根据齿轮的接触疲劳计算齿轮模数公式为： mm 根据齿轮的弯曲疲劳强度计算齿轮模数公式为： mm 式中：N---计算齿轮传递的额定功率 EMBED Equation.3 --计算齿轮（小齿轮）的计算转速r/min ---齿宽系数 ， 常取6～10； ---计算齿轮的齿数，一般取传动中最小齿轮的齿数； ---大齿轮与小齿轮的齿数比， ；“+”用于外啮合，“-”号用于内啮合； ---寿命系数， ；………………………………………3.5 ---工作期限系数， ；………………………………………3.6 齿轮等传动件在接触和弯曲交变载荷下的疲劳曲线指数m和基准循环次数Co n---齿轮的最低转速r/min; T---预定的齿轮工作期限，中型机床推荐：T=15000～20000h; ---转速变化系数 ---功率利用系数 ---材料强化系数。幅值低的交变我荷可使金属材料的晶粒边界强化，起着阻止疲劳细缝扩展的作用； （寿命系数）的极限 当 ； ---工作情况系数。中等冲击的主运动： =1.2～1.6； ---动载荷系数 ---齿向载荷分布系数 Y----齿形系数； 、 ---许用弯曲、接触应力MPa 1)齿数为32与64的齿轮 KW mm 节圆速度 m/s 由表8可得：取精度等级为7级 。 =1.2 由表9得： =1 EMBED Equation.3 =0.71 由表可知 所以 取Ks=0.6 由表11 许用应力知，可取齿轮材料为45 整淬 =1100MPa =320MPa 由表10可知 可查得 Y=0.45 EMBED Equation.3 所以 模数取2适合要求。 同样可以校核其它齿轮的模数也符合要求。 4.4 轴承的选择与校核 机床传动轴常用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升。空载功率和噪音等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支承孔的加工精度要求都比较高，异常球轴承用得更多。但滚锥轴承的内外圈可以公开。装配方便，间隙容易调整。所以有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选择轴承的型式和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其它结构条件。即要满足承载能力要求，又要符合孔的加工工艺，可以用轻、中、或重系列的轴承来达到支承孔直径的安排要求。花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的内径，一般传动轴承选用G级精度。 4.4.1一般传动轴上的轴承选择 在传动轴上选择6200系列的深沟球轴承，其具体的型号和尺寸如下表3.3所示 表3.3 传动轴 Ⅰ Ⅱ Ⅲ 轴承型号 6205 7206 7207 轴承尺寸 25×52 30×55 35×72 4.4.2主轴轴承的类型 主轴的前轴承选取3182100系列双列向心短圆柱滚子轴承。这种轴承承载能力大，内孔有1：12锥度，磨擦系数小，温升低，但不能承受轴向力，必须和能承受轴向力的轴承配合使用，因此整个部件支承结构比较复杂。 图3.1 4.4.3 轴承间隙调整 为了提高主轴回转精度和刚度，主轴轴承的间隙应能调整。把轴承调到合适的负间隙，形成一定的预负载，回转精度和刚度都能提高，寿命、噪声和抗振性也有改善。预负载使轴承内产生接触变形，过大的预负载对提高刚度没有明显效果，而磨损发热量和噪声都会增大，轴承寿命将因此而降低。 调整结构形式如下图所示： 图3.2 调整说明： 转动调整螺母，使内圈向大端移动。 特点：结构简单。移动量完全靠经验，一旦调整过紧，难以把内圈退回。 4.4.4轴承的较核 1) 滚动轴承的疲劳寿命验算 或 —额定寿命 (h) —额定动载荷(N) —动载荷(N) —滚动轴承的许用寿命(h)，一般取10000～15000(h) —寿命指数，对球轴承 =3 ，对滚子轴承 =10/3 —速度系数， —轴承的计算转数 r/min —寿命系数， —使用系数 —转化变化系数 —齿轮轮换工作系数 —当量动负荷(N) 2)滚动轴承的静负荷验算 —静负荷 (N) —额定静负荷 (N) —安全系数 —当量静载荷 (N) (N) 、 —静径向，轴向系数 校验第Ⅰ根轴上的轴承 T=10000h 查轴承样本可知，6205轴承的基本额定动载荷 =212000N =850 r/min =096 =0.8 =0.8 = =21437500 同样可以较核其它轴承也符合要求。 4.5 摩擦离合器的选择与验算 4.5.1按扭矩选择 EMBED Equation.DSMT4 K =Kx9550 Nm 式中: —离合器的额定静力矩(Kgm) K—安全系数 —运转时的最大负载力矩 查《机械设计手册》表，取K=2 =0.96 则 EMBED Equation.DSMT4 K = =118.8 Nm 4.5.2外摩擦片的内径d 根据结构需要采用轴装式摩擦片，摩擦片的内径d应比安装在轴的轴径大2～6mm,取d=35mm 4.5.3选择摩擦片尺寸 尺寸如下表3.4所示 表3.4 片数 静力矩 d D D1 B b 9 60 35 90 98 30 10 4.5.4计算摩擦面的对数Z 式中：f-----摩擦片间的摩擦系数； [p]----许用压强MPa； D------摩擦片内片外径 mm； d-------摩擦片外片内径 mm； ----速度修正系数； -----接合面数修正系数； -----接个次数修正系数； K------安全系数。 分别查表 ～1.2 mm =35mm 1.0 =10 4.5.5摩擦片片数 摩擦片总数为（z+1）片，即11片，根据具体情况设内为6片，外5片。 计算轴向压力Q =3.14×1.0× × =5073N 5.结构设计和说明 5.1主轴组件设计 主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件（车床）或者刀具（铣床、钻床等）的主轴参予切削成形运动，因此它的精度和性能直接影响加工质量（加工精度和表面粗糙度），设计时主要围绕着保证精度、刚度和抗振性，减少温升和热变形等几个方面考虑。 5.2 各部分尺寸的选择 主轴形状与各部分尺寸不仅和强度、刚度有关，而且涉及多方面的因素。 内孔直径 车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆，必须是空心轴。为了扩大使用范围，加大可加工棒料直径，车床主轴内孔直径有增大的趋势。 轴颈直径 前支撑的直径是主轴上一主要的尺寸，设计时，一般先估算或拟定一个尺寸，结构确定后再进行核算。 前锥孔直径 前锥孔用来装顶尖或其他工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。 支撑跨距及悬伸长度 为了提高刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度 。选择适当的支撑跨距 ，一般推荐取： =3～5，跨距 小时，轴承变形对轴端变形的影响大。所以，轴承刚度小时， 应选大值，轴刚度差时，则取小值。 跨距 的大小，很大程度上受其他结构的限制，常常不能满足以上要求。安排结构时力求接近上述要求。 5.3主轴轴承 1）轴承类型选择 主轴前轴承有两种常用的类型： 双列短圆柱滚子轴承。承载能力大，可同时承受径向力和轴向力，结构比较简单，但允许的极限转速低一些。 与双列短圆柱滚子轴承配套使用承受轴向力的轴承有三种： 600角双向推力向心球轴承。是一种新型轴承，在近年生产的机床上广泛采用。具有承载能力大，允许极限转速高的特点。外径比同规格的双列圆柱滚子轴承小一些。在使用中，这种轴承不承受径向力。 推力球轴承。承受轴向力的能力最高，但允许的极限转速低，容易发热。 向心推力球轴承。允许的极限转速高，但承载能力低，主要用于高速轻载的机床。 2）轴承的配置 大多数机床主轴采用两个支撑，结构简单，制造方便，但为了提高主轴刚度也有用三个支撑的了。三支撑结构要求箱体上三支撑孔具有良好的同心度，否则温升和空载功率增大，效果不一定好。三孔同心在工艺上难度较大，可以用两个支撑的主要支撑，第三个为辅助支撑。辅助支撑轴承（中间支撑或后支撑）保持比较大的游隙（约0.03～0.07 ），只有在载荷比较大、轴产生弯曲变形时，辅助支撑轴承才起作用。 轴承配置时，除选择轴承的类型不同外，推力轴承的布置是主要差别。推力轴承布置在前轴承、后轴承还是分别布置在前、后轴承，影响着温升后轴的伸长方向以及结构的负责程度，应根据机床的实际要求确定。 在配置轴承时，应注意以下几点： 每个支撑点都要能承受经向力。 两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。 径向力和两个方向的轴向力都应传递到箱体上，即负荷都由机床支撑件承受。 3）轴承的精度和配合 主轴轴承精度要求比一般传动轴高。前轴承的误差对主轴前端的影响最大，所以前轴承的精度一般比后轴承选择高一级。 普通精度级机床的主轴，前轴承的选 或 级，后轴承选 或 级。选择轴承的精度时，既要考虑机床精度要求，也要考虑经济性。 轴承与轴和轴承与箱体孔之间，一般都采用过渡配合。另外轴承的内外环都是薄壁件，轴和孔德形状误差都会反映到轴承滚道上去。如果配合精度选的太低，会降低轴承的回转精度，所以轴和孔的精度应与轴承精度相匹配。 轴承间隙的调整 为了提高主轴的回转精度和刚度，主轴轴承的间隙应能调整。把轴承调到合适的负间隙，形成一定的预负载，回转精度和刚度都能提高，寿命、噪声和抗震性也有改善。预负载使轴承内产生接触变形，过大的预负载对提高刚度没有明显的小果，而磨损发热量和噪声都会增大，轴承寿命将因此而降低。 轴承间隙的调整量，应该能方便而且能准确地控制，但调整机构的结构不能太复杂。双列短圆柱滚子轴承内圈相对外圈可以移动，当内圈向大端轴向移动时，由于1：12的内錐孔，内圈将胀大消除间隙。 其他轴承调整也有与主轴轴承相似的问题。特别要注意：调整落幕的端面与螺纹中心线的垂直度，隔套两个端面的平行度都由较高要求，否则，调整时可能将轴承压偏而破坏精度。隔套越长，误差的影响越小。 螺母端面对螺纹中心线垂直度、轴上和孔上套简两端平行度等均有严格的精度要求。 5.4润滑与密封 主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。 主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难。防漏的措施有两种： 1）堵——加密封装置防止油外流。 主轴转速高，多采用非接触式的密封装置，形式很多，一种轴与轴承盖之间留0.1～0.3 的间隙（间隙越小，密封效果越好，但工艺困难）。还有一种是在轴承盖的孔内开一个或几个并列的沟槽（圆弧形或 形），效果比上一种好些。在轴上增开了沟槽（矩形或锯齿形），效果又比前两种好。 在有大量切屑、灰尘和冷却液的环境中工作时，可采用曲路密封，曲路可做成轴向或径向。径向式的轴承盖要做成剖分式，较为复杂。 疏导——在适当的地方做出回油路，使油能顺利地流回到油箱。 5.5其他问题 主轴上齿轮应尽可能靠近前轴承，大齿轮更应靠前，这样可以减小主轴的扭转变形。 当后支承采用推力轴承时，推力轴承承受着前向后的轴向力，推力轴承紧靠在孔的内端面，所以，内端面需要加工，端面和孔有较高的垂直度要求，否则将影响主轴的回转精度。支承孔如果直接开在箱体上，内端面加工有一定难度。为此，可以加一个杯形套孔解决，套孔单独在车床上加工，保证高的端面与孔德垂直度。 主轴的直径主要取决于主轴需要的刚度、结构等。各种牌号钢材的弹性模量基本一样，对刚度影响不大。主轴一般选优质中碳钢即可。精度较高的机床主轴考虑到热处理变形的影响，可以选用 或其他合金钢。主轴头部需要淬火，硬度为 50～55。其他部分处理后，调整硬度为 220～250。 6.总结 通过本次设计巩固和深化了课堂理论教学的内容，锻炼和培养了我综合运用所学过的知识和理论的能力，是我独立分析、解决问题的能力得到了强化.   机床课程设计《金属切削机床》课程的重要环节，使理论与实践更加接近，加深了理论知识的理解，强化了对课程的感性认识。通过此次设计，使我们在基本理论的综合运用及正确解决现实问题等方面得到了一次较好的训练。 在设计中遇到了很多问题，但是经过老师的指导，我们克服了困难，以及在查阅相关资料的基础上慢慢分析思考，最终完成了这次的机床课程设计。最重要的是对整个设计过程有了全新的了解和体会，不会像当初那样不知所措，同时也提高了大家自己动手、从全局整体出发考虑的能力，结合自己所学的理论知识落实到具体的设计实践，激发了自己独立思考的能力，更重要的是通过设计实践，进一步学习和掌握机械系统设计的一般方法，提高了我们的思考、解决问题的能力。培养我们综合运用机械制图、机械设计基础、精度设计、金属工艺学、材料热处理及结构工艺等相关知识，进行工程设计的能力。又培养了我自己的耐心，使我们明白了我们今后做任何事要坚持，要有耐心。   通过这次课程设计，在提高了我的专业综合能力，我对自己所学的课程以及自己将来从事的职业有了更深刻的了解，让我们更好地将理论知识与实际结合起来，为我们在以后的工作中发展更好。  参考文献 [1] 黄鹤汀 主编. 金属切削机床设计. 北京：机械工业出版社，2000年。 [2] 余俊、余梦生、张英会 主编. 《机械设计》.高等教育出版社1986年 第二版。 [3] 《机床设计手册》编写组 主编 . 《机床设计手册》. 北京：机械工业出版社，1986年。 [4] 曹金榜 主编. 《机床主轴变速箱设计指导》. 北京：机械工业出版社，2000年。 [5] 王靖东 主编. 《 金属切削加工方法与设备》.高等教育出版社，2006年 第二版。 [6] 吴国华 主编. 《金属切削机床》. 北京：机械工业出版社，1996年。 [7] 邓邵铭 张莹 主编.《机械设计基础》. 北京：高等教育出版社，2000年。 [8] 华东纺织工学院 哈尔滨工业大学 天津大学 主编.《机床设计图册》.上海科学技术出版社，1979年。 [9] 朱正心 主编.《机械制造技术》.北京：机械工业出版社，1999年。 [10]杨雪宝 主编.《机械制造装备设计》.西安：西北工业大学出版社，2010年4月 [11] 唐金松 主编.《简明机械设计手册》.上海：上海科技技术出版社，1999年6 月 � EMBED \* MERGEFORMAT ��� � EMBED \* MERGEFORMAT ��� _1234568017.unknown _1234568081.unknown _1234568113.unknown _1234568129.unknown _1234568145.unknown _1234568153.unknown _1234568161.unknown _1234568165.unknown _1234568167.unknown _1234568169.unknown _1234568170.unknown _1234568168.unknown _1234568166.unknown _1234568163.unknown _1234568164.unknown _1234568162.unknown _1234568157.unknown _1234568159.unknown _1234568160.unknown _1234568158.unknown _1234568155.unknown _1234568156.unknown _1234568154.unknown _1234568149.unknown _1234568151.unknown _1234568152.unknown _1234568150.unknown _1234568147.unknown _1234568148.unknown _1234568146.unknown _1234568137.unknown _1234568141.unknown _1234568143.unknown _1234568144.unknown _1234568142.unknown _1234568139.unknown _1234568140.unknown _1234568138.unknown _1234568133.unknown _1234568135.unknown _1234568136.unknown _1234568134.unknown _1234568131.unknown _1234568132.unknown _1234568130.unknown _1234568121.unknown _1234568125.unknown _1234568127.unknown _1234568128.unknown _1234568126.unknown _1234568123.unknown _1234568124.unknown _1234568122.unknown _1234568117.unknown _1234568119.unknown _1234568120.unknown _1234568118.unknown _1234568115.unknown _1234568116.unknown _1234568114.unknown _1234568097.unknown _1234568105.unknown _1234568109.unknown _1234568111.unknown