CG6125车床床头箱的设计.doc

《CG6125车床床头箱的设计.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《CG6125车床床头箱的设计.doc（36页珍藏版）》请在装配图网上搜索。

1、 CG6125车床床头箱的设计 摘要 当前的机床制造业中。虽然数控机床正在飞速发展，然而，普通机床由于其具有价廉、质优、万能而可靠的优越性，在相当长时间内不可能被完全取代，还要与数控机床并驾齐驱。问题是如何挖掘潜力，改进性能，提高其竞争能力。本设计利用价值工程原理从结构，材料和工艺等方面对车床的床头箱进行改进设计。所谓的价值工程是为了寻求功能与成本之间的合理匹配，使企业在生产经营活动中能正确处理质量和成本的关系，向社会提供更多的物美价廉的产品，给企业和社会带来更多的经济效益。确定价值工程的对象，一般我们选择对产品

2、影响较大的零部件、设计年代已久或结构复杂需要改进或简化结构的零部件、体积较大或材料利用率低的零部件、设计中间问题较多和改进潜力大的部件。因此利用价值工程作为依据，合理的确定普通床头箱的结构并选择合适的零部件进行设计。 关键词：传动效率 接触疲劳强度 弯曲强度 耐磨性 目 录 摘要 1 Abstract 2 目 录 3 第一章 绪论 5 1.1 引言 5 1.2 国内外研究现状及发展趋势 6 1.3 本课题主要研究内容 7 第二章 机械运动设计 8 2.1 前置条件 8 2.2结构分析式 8 2.2.1确定变速组的个

3、数和传动副数 8 2.2.2 传动副组合的扩大顺序的确定 9 2.2.3结构式确定 9 2.2.4驱动电机选型 9 2.3结构分析式 10 2.4绘制转速图 10 第三章 传动件设计 14 3.1机床带传动设计 14 3.2各传动件的计算转速 16 3.2.1主轴的计算转速 16 3.2.2各传动轴的计算转速 16 3.2.3核算主轴转速误差 16 3.3 绘制传动系统图 16 3.3．1各轴直径的确定 17 3.3.2齿轮模数计算 18 3.3.3齿轮齿宽确定 22 第四章 强度校核 23 4.1齿轮强度校核 23 4.1．1校核a传动组齿轮 23

4、 4.1.2 校核b传动组齿轮 24 4.1.3校核c传动组齿轮 25 4.2主轴挠度的校核 26 4.1轴的校核与验算 26 4.3主轴最佳跨距的确定 29 4.3.1 选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距 29 4.3.2 求轴承刚度 29 4.3.3 各传动轴支承处轴承的选择 30 第五章 结构设计 31 5.1齿轮块设计 31 5.2轴承的选择 31 5.3密封装置设计 33 5.4主轴换向与制动机构设计 33 5.5其他结构问题 34 总结 35 致 谢 36 参考文献 37

5、 第一章 绪论 1.1 引言 当前的机床制造业中。虽然数控机床正在飞速发展，然而，普通机床由于其具有价廉、质优、万能而可靠的优越性，在相当长时间内不可能被完全取代，还要与数控机床并驾齐驱。问题是如何挖掘潜力，改进性能，提高其竞争能力。本设计利用价值工程原理从结构，材料和工艺等方面对车床的床头箱进行改进设计。所谓的价值工程是为了寻求功能与成本之间的合理匹配，使企业在生产经营活动中能正确处理质量和成本的关系，向社会提供更多的物美价廉的产品，给企业和社会带来更多的经济效益。确定价值工程的对象，一般我们选择对产品影响较大的零部件、设计年代已久或结构复杂需要改进或

6、简化结构的零部件、体积较大或材料利用率低的零部件、设计中间问题较多和改进潜力大的部件。因此利用价值工程作为依据，合理的确定普通床头箱的结构并选择合适的零部件进行设计。 　　普通车床床头箱是改变进给量用的，依靠箱内的滑移齿轮机构或者塔伦机构来变换所需要的进给量。它的左端通过挂轮架与床头箱的轴相连，右端通过联轴节与光杆和丝杆相连，操纵时只要搬动床头箱外面的手柄到相应位置，就可以把主轴的旋转运动经过挂轮架，床头箱传到丝杆或光杆。在设计过程需要解决的主要问题。 1.2 国内外研究现状及发展趋势 1.普通车床床头箱其动力传动系统多采用齿轮传动。齿轮传

7、动具有工作可靠，使用寿命长，瞬时传动比为常数，传动效率高，结构紧凑，功率和速度使用范围广等特点，在各种机械设计中应用广泛。传统的齿轮传动设计以安全系数或许用应力为基础，由于安全系数的确定，缺乏定量的数学基础，许用应力常根据材料性能、热处理工艺、工作环境等诸多因素来确定，具有不确定性，而且齿轮的模数和齿数等都有一定的标准。但其参数的选用可根据实际传动的要求进行，使齿轮传动 　　2.在满足基本要求的前提下体积最小、重量最轻、结构最紧凑。齿轮在工作过程中，由于轮齿受到外力的作用，会产生相应的应力，出现疲劳、磨损以及断裂。要求齿轮必须有较高的硬度及好的耐磨性，齿面具有高的疲劳强度，齿轮心部要有足够的

8、强度和韧度．即要求齿轮必须有较好的综合力学性能。车床噪声主要是齿轮噪声。它来自车床主传动和进给传动系统(床头箱、床头箱和 溜板箱， 即“三箱’’)。而要使车床噪声达到国家标准要求， 就应对产生主要噪声源的齿轮进行剖析研究。 　　3.进给轴单元是普通车床的关键部件之一，其静态特性(包括静强度和静刚度等)和动态特性(振动响应特性和热稳定性等)优劣都将直接影响到整台车床的使用性能。因此，在设计阶段需对其静态以及动态特性进行合理而准确的分析，以提高设计效率，减少试验成本，进而提高进给轴的使用性能。 　 4.床头箱的传动系统在车床传动系统中起着重要作用，对进给传动系统进行优化设计，使传动路线缩短，

9、传动元件减少提高传动精度和被加工螺纹精度。 　　5.材料的使用性能应满足零件的使用 要求。使用性能是指零件在正常使用状态下，材料应具备的性能．包括力学性能、物理性能和化学性能。使用性能是保证零件工作安全可靠、经久耐用的必要条件。选材时，要根据零件的工作条件和失效形式，正确地判断所要求的主要性能同时还要考虑经济性。中国车床变速总成产业现状。 1.3 本课题主要研究内容 设计目的：通过卧式机床主轴箱的结构设计，在拟定传动和变速的结构方案过程中，得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术文件和查阅技术资料

10、等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。掌握机床设计的过程和方法，使原有的知识有了进一步的加深。①课程设计属于机械装备制造课的延续，通过设计实践，进一步学习掌握机械系统设计和机械装备制造的一般方法；②培养综合运用机械制图、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；③培养使用手册、图册、有关资料及设计标准规范的能力；④提高技术总结及编制技术文件的能力。 第二章 机械运动设计 2.1 前置条件 [1]确定转速范

11、围：主轴最小转速 [2]确定公比:,选取 [3]转速级数：, [4]最大加工直径D=250 mm 2.2结构分析式 2.2.1确定变速组的个数和传动副数 实现18级转速的变速方案的变速组成方案可为： （1） （2） （3） 为了变速箱中的齿轮总个数为最小值，每个变速组的传动副数最好取p=2或3，并且考虑到机床实际结构情况，所以变速系统通常使用双联或者三联齿轮进行变速（方案1齿轮数为9+2=11，方案26+3=9，方案3+3+2=8对）。还因为机床的主轴的最低转速部分，比电动机转速低得多，必须进行减速，而用p=2或3，达到同样的变速级数，变速组相应增加，这样可以利用变速的传

12、动比来降速，以减少专门用于降速的定比传动副。 故组成方案可分为： （1） （2） （3） 从电动机到主轴主要为降速传动，若使传动副较多的传动组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足传动副前多后少的原则，因此取方案。 2.2.2 传动副组合的扩大顺序的确定 （1） （2） 根据级比指数分配应“前疏后密”的原则，应选方案（1） 其实扩大顺序和传动顺序相互一致，它的中间轴的变速范围是比较小的，当中间 最高转速一定时，其最低速度处于较高位置，传递的扭矩就会变小。 在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比 ；在升速时

13、为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比。在主传动链任一传动 的最大变速范围，在设计时必须保证中间传动轴的变速范 最小。（1），最后扩大组的表示范围其中，， 合适 （2） 最后扩大组的表示范围其中，， 不合适 2.2.3结构式确定 总上所述得结构式为： 2.2.4驱动电机选型 已知该卧式车床的最大回转直径D=250mm，则加工工件直径 dmax=（0.5--0.6）D=125--150mm dmin=（0.2--0.25）Dmax=50--62.5mm 车外圆时，工件以最高转速nmax=2000r/min,车削毛坯为d=50mm 切

14、削速度vc= 车刀进给速度vf=80mm/min 进给量f= 最大背吃刀量ap=3mm 切削层公称横截面积AD=fap=0.043=0.12mm2 根据《金属工艺学》切削力经验公式 Fc=kcAD 根据《金属工艺学》表1-2，选取kc =1962MPa 因此，有Fc=kcAD=19620.12=231.12N 切削功率PC= 选取机床传动效率 则机床电动机的功率 根据《机械设计课程设计》表8-184，选取Y系列封闭式三相异步电动机Y90L—4。额定功率为1.5KW，满载转速为1400r/min 2

15、.3结构分析式 2.4绘制转速图 ⑴选择电动机 一般车床若无特殊要求，多采用Y系列封闭式三相异步电动机，根据原则条件选择Y90L-2型Y系列笼式三相异步电动机。 (2)确定各级转速并绘制转速图 由 　z = 18确定各级转速：由公式 得各级转速为 40、50、63、80、100、125、160、200、250、315、400、500、630、800、1000、1250、1600、2000r/min (3)分配各变速组的最小传动比 ①决定轴Ⅳ—Ⅴ的最小降速传动比主轴上的齿轮希望大点，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值1/4，

16、公比，=4，因此在Ⅳ轴上向上六格找到一个固定位置，连结线即Ⅳ—Ⅴ得最小传动比。 ②决定其余变速组的最小传动比是根据前缓后急的原则决定 ③基本组的级比指数X0=1，第一扩大组的级比指数X1=3 第二扩大组级比指数X2=9（4）转速图 (5)确定各变速组传动副齿数 ①传动组Ⅱ—Ⅲ: ，， 查《金属切削机床设计》表2-1 时：……59、61、63、65、66、68、70、72、74、75…… 时：……59、60、62、65、67、70、72、73、75、77…… 时：……57、60、63、66、69、72、75、78、75、81…… 可取72,于是可得轴Ⅱ齿轮齿数分别为：

17、32、28、24。 可得轴Ⅲ上的三联齿轮齿数分别为：40、44、48。 ②传动组Ⅲ—Ⅳ: ， 查《金属切削机床设计》表2-1 时：……59、60、62、65、67、70、72、73、75、77……时：……63、65、66、68、70、72、73、75、77…… 时：……60、63、66、67、70、71、73、74、77…… 可取 77，为升速传动 故取轴Ⅲ为47 于是可得轴Ⅲ上三联齿轮的齿数分别为：47、34、22。 可得Ⅳ轴上的三联齿轮齿数分别为：30、41、55 ③传动组Ⅳ—Ⅴ: 升速传动 查《金属切削机床设计》表2-1 时：……78、81、84

18、、86、87、89、90、92…… 时：……80、81、84、85、86、89、90…… 可取 84，为升速传动 故取轴Ⅴ为28 于是可得轴Ⅳ上二联齿轮的齿数分别为：56、17。 得轴Ⅴ两齿轮齿数分别为28，67。 综上所述，各变速组齿轮齿数表所示 变速组 第一变速组 第二变速组 第三变速组 齿数和S 72 77 84 齿数名z Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14 Z15 Z16 齿数 24 48 28 44 32 40 22 55 34 41 47

19、 30 17 67 56 28 传动过程中，会采用三联滑移齿轮，为避免齿轮滑移中的干涉，检验z2-z3=48-42=6>4，因此所选齿轮的齿数符合设计要求的三联滑移齿轮中最大和次大齿轮之间的齿数差应大于4。 36 第三章 传动件设计 3.1机床带传动设计 （1）初定轴I的转速 考虑I轴的转速不宜过低（结构尺寸增大），也不宜过高（带轮转动不平衡引起的振动、噪声），初定从动轴nⅡ=900r/min。 （2）确定计算功率Pca 由《机械设计》表8-7查得工作情况系数KA=1.1故 P ca=KAP=1.12.2=2.42KW （3）选取

20、V带型的带型 根据计算功率Pca和小带轮转速nⅡ=900r/min，从《机械设计》图8-11选取A型V带。 （4）确定带轮的基准直径dd并验算带速v 初选小带轮的基准直径dd1,有《机械设计》表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=140mm 验算带速v。带速 因为5m/s

21、速误差允许在5%范围内 （5）确定V带的中心距a0和基准长度Ld 初定带传动的中心距 由式0.7（dd1+dd2） a0 2（dd1+dd2）初定中心距a0=450mm 计算带所需的基准长度 由《机械设计》表8-2选取带的基准长度Ld=1400 mm 3）计算实际中心距a 中心距的变化范围为406~478 mm （6）验算小带轮上的包角 （7）计算单根V带的基本额定功率P0 根据dd1=140mm和nd=1400r/min，由《机械设计》查表8-4a，用插值法，取得A型V带的额定功率P0=1.928KW 额定功率的增量ΔP0 根据nd=1400r/min

22、和i=1.6，由课《机械设计》查表8-4b，用插值法，取得A型V带的额定功率增量ΔP0=0.02kW （8）计算带的根数Z 根据=170.1,由《机械设计》表8-5得包角系数=0.98；根据Ld=1400mm，由《机械设计》表8-2得带长修正系数KL=0.96，于是 Pr=（P0+ΔP0）KL=1.833KW 因此由下列公式计算V带根数 Z= 取两根 （9）计算单根V带的初拉力的最小值（F0）min 由《机械设计》表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m,所以 （F0）min= 应使带的实际初拉力F0>（F0）min （10）计算压轴力Fp

23、压轴力的最小值为（Fp）min=2Z（Fp）minsin =22198.4sin =584.61N 3.2各传动件的计算转速 3.2.1主轴的计算转速 由参考资料查得，主轴计算转速是第一个三分之一转速范围内的最高一级转速， 3.2.2各传动轴的计算转速 Ⅳ轴计算转速的确定：a. Ⅳ轴共有9级实际工作转速160-1000r/min。b.主轴在160r/min至1000r/min之间的所有转速都能传递全部功率，此时Ⅳ轴若经齿轮副z15/z16传动主轴，只有160-250r/min的3级转速才能传递全部功率；若经齿轮副z13/z14传动主轴，则315-2000r/min的9

24、级转速都能传递全部功率；因此，Ⅳ轴具有的9级转速都能传递全部功率。c.其中，能够传递全部功率的最低转速nⅣ=160r/min即为Ⅳ轴的计算转速. 其余依次类推，得各传动轴的计算转速为：nⅡ=800r/min，nⅢ=400r/min. 3.2.3核算主轴转速误差 3.3 绘制传动系统图 根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图： 各齿轮的计算转速 1）齿轮z13的计算转速。 z13装在Ⅳ轴上，共有160-1000r/min共九级转速；经z13/z14传动，主轴所得到的3级转速160-250r/min才能传递全部功率，其中最低转速160r/min即为z13的计算

25、转速。 2）齿轮z14的计算转速。z14装在Ⅴ轴上，共有40-250r/min共九级转速；但只有其中的160-250r/min才能传递有效功率；其中在最低转速160r/min即为z14的计算转速。 其余依次类推，各齿轮的计算转速见下表 齿轮序号 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14 Z15 Z16 转速（r/min） 800 400 800 500 800 630 400 160 400 315 400 630 160 160 160 315 3.3．1各轴直径

26、的确定 由《金属切削机床设计》表3-11得主轴前轴颈直径D1 =60mm，后轴颈直径D2 = （0.7～0.8）D1，取D2 = 45mm。 1） 选择材料。材料选用45钢正火处理，有《机械设计课程设计》表8-17，材料抗拉强度，屈服强度 硬度255HBS.许用弯曲应力 2） 计算基本直径dmin 由《机械设计》表15-3，查得轴材料及载荷系数A0=120，许用扭转切应力 。当轴端弯矩较小时，查《机械设计课程设计》表2-4取V带的传动效率为0.96，齿轮传动效率为0.97，滚动轴承传动效率为0.99，则 PIV=2.20.960.970.990.970.990.970

27、.99=1.87KW Ⅱ轴直径:，nⅡ=800r/min, 有一个键槽时，轴径增大5%~7%，并圆整为25mm. Ⅲ轴直径:，nⅢ=400r/min, 有一个键槽时，轴径增大5%~7%，并圆整为25mm. Ⅳ轴直径:，nⅣ=180r/min, 有一个键槽时，轴径增大5%~7%，并圆整为32mm. Ⅴ轴直径:，nⅤ=125r/min,主轴为空心轴,取=0.5， 有一个键槽时，轴径增大5%~7%，并圆整为40mm. 主轴内孔直径dIⅤ=0.1Dmax10 mm=2510 mm 取主轴内孔为dIⅤ=dV0.5=20mm 3.3.2齿轮模数计算 齿轮选用

28、40Cr 调质处理按接触疲劳强度或者弯曲强度计算齿轮模数比较复杂，因此先进行估算，再选用标准齿轮模数，一般同一变速组中的齿轮取同一模数，一个主轴变速箱中的齿轮采用1~2个模数，传动功率的齿数模数一般不小于2mm。 第一变速组：相同模数承受载荷最大，齿数最小的齿轮为Z1。Z1位于I轴，属于高速轴 （1）按照接触疲劳强度验算齿轮选用精度。 1） 选择载荷系数Kt=1.3 2） 计算小齿轮传递的转矩T1= 3） 由《机械设计》表10-7选取齿宽系数，由表10-6查取材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2,由图10-21d按吃面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为；大齿轮的接触

29、疲劳强度强度。 4） 计算应力循环次数。 N1=60n1jLh=608001（1530028）=3.456109 N2=3.456109/2=1.728108 5） 由《机械设计》图10-19取KHN1=0.95，KHN2=1.02 取失效概率的1%，安全系数S=1 ; 6） 试算小齿轮分度圆直径d1t,代入中较小的值。 圆周速度 齿宽系数 7） 计算齿宽与齿高之比b/h。 模数, 齿高h=2.25mt=4.12 mm, 根据v=2.07 m/s ,7级精度，由《机械设计》图10-8查得动载系数Kv=1.23，直齿轮,由表10-2查得使用系数KA=1，由表10

30、-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，KHβ=1.4220，由图10-13查得KFβ=1.28；故载荷系数K= 8）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径得 , 模数m=d1/z1=2.02 mm。 （2）按齿根弯曲疲劳强度计算 1）由《机械设计》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限; 大齿轮的弯曲强度极限，并查取弯曲疲劳寿命; 计算疲劳弯曲许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则 计算载荷系数， 由《机械设计》表10-5查得齿形系数YFa1=2.65,YFa2=2.332;应力校正系数YSa1=1.58,YSa2=1.692. 模数 对比

31、计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（及模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度算得的模数1.40并就近圆整为标准值m=2mm。 由以上结论，按齿轮齿根弯曲疲劳弯曲强度验算第二变速组和第三变速组中的齿轮模数。 第二变速组：相同模数承受载荷最大，齿数最小的齿轮为Z7。Z7位于Ⅲ轴 小齿轮传递的转矩T1= 2）计算应力循环次数 N1=60n1jLh=604001（1530028）=1.728109 N2=1.728109/2.8=6.1710

32、8 3）由《机械设计》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限; 大齿轮的弯曲强度极限，并查取弯曲疲劳寿命; 4）计算疲劳弯曲许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则 载荷系数K约为1.315 由《机械设计》表10-5查得齿形系数YFa1=2.72,YFa2=2.272;应力校正系数YSa1=1.57,YSa2=1.734. 模数 第三变速组：相同模数承受载荷最大，齿数最小的齿轮为Z11。Z11位于III轴 1）小齿轮传递的转矩T1= 2）计算应力循环次数 N1=60n1jLh=601801（1530028）=7.8108 N2=7.8108/4=1

33、.95108 3）由《机械设计》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限; 大齿轮的弯曲强度极限，并查取弯曲疲劳寿命; 4）计算疲劳弯曲许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则 载荷系数K约为1.310 由《机械设计》表10-5查得齿形系数YFa1=2.85,YFa2=2.228;应力校正系数YSa1=1.54,YSa2=1.762. 模数 为了使主轴变速箱中的齿轮采用1~2个模数，选取模数依次为2mm,3mm,3mm. 3.3.3齿轮齿宽确定 由公式得： 第一变速组齿宽BI=（6~10）2=12~20mm 第二变速组齿宽BII=（6~10）3=18~3

34、0mm 第三变速组齿宽BIII=（6~10）3=18~30mm 一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应使主动轮比小齿轮齿宽大 综上所述，齿轮的基本参数如下表所示 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14 Z15 Z16 齿数 24 48 28 44 32 40 22 55 34 41 47 30 17 67 56 28 模数 2 3 3 分度圆直径 48 96 56 88

35、 64 80 66 165 102 123 141 90 51 201 168 84 齿根高 hf ( ha*+*c)m=1.252=2.5 3.75 3.75 齿顶高ha ha*m=12=2 3 3 齿顶圆直径df 52 100 60 92 68 84 72 171 108 129 147 99 57 207 174 90 齿根圆直径df 43 91 51 83 59 75 58.5 157.5 94.5 115.5 133.5 82.5 43.5 193.5 160.5 76.5 中

36、心距 72 105 126 齿宽 20 30 30 第四章 强度校核 4.1齿轮强度校核 4.1．1校核a传动组齿轮 校核齿数为24的即可，确定各项参数 ⑴ P=2.2KW,n=800r/min, ⑵确定动载系数： 齿轮精度为7级，由《机械设计》查得使用系数 ⑶ ⑷确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数 非对称 ,查《机械设计》得 ⑸确定齿间载荷分配系数: 由《机械设计》查得 ⑹确定动载系数: ⑺查表 10-5 ⑻计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图1

37、0-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。 4.1.2 校核b传动组齿轮 校核齿数为22的即可，确定各项参数 ⑴ P=2.002KW,n=400r/min, ⑵确定动载系数： 齿轮精度为7级，由《机械设计》查得使用系数 ⑶ ⑷确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数 非对称 ,查《机械设计》得 ⑸确定齿间载荷分配系数: 由《机械设计》查得 ⑹确定动载系数: ⑺查表 10-5 ⑻计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S =

38、1.3 ， 故合适。 4.1.3校核c传动组齿轮 校核齿数为17的即可，确定各项参数 ⑴ P=1.914KW,n=160r/min, ⑵确定动载系数： 齿轮精度为7级，由《机械设计》查得使用系数 ⑶ ⑷确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数 非对称 ,查《机械设计》得 ⑸确定齿间载荷分配系数: 由《机械设计》查得 ⑹确定动载系数: ⑺查表 10-5 ⑻计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。 4.2

39、主轴挠度的校核 4.1轴的校核与验算 Ⅱ轴的校核： 通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对Ⅰ轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核 。 Ⅲ轴、Ⅳ轴的校核同上。经校核，传动轴全部合格。 （2）主轴的验算： 由《机械设计》,齿轮传递扭距和力为 主轴转距， 齿轮受的切向力 齿轮受的径向力 Ⅳ轴传递给主轴的功率为P=1.8kW 由《材料力学》84页空心轴抗扭截面系数为 ,其中 经过13-14齿轮传递时受力分析 大齿轮计算转速为180r/min,则 主轴转距 齿轮受的切向力 齿轮受的径向力 查机械工程及自动化简明设

40、计手册P400，Fc与Ff、Fp之间有一定关系，取Fp=0.4Fc，Ff=0.25Fc。 主轴最大转矩求切削力Fc===2872.96N 切削力平移到主轴端部，随之在垂直平面和水平平面内产生一个附加弯矩Mc，Mp，把切削力作用点取离主轴夹头端面（1/2~1/3）l件处，l件见表7-26 Mc=（2/3）Fcl件=2/32872.960.12=229.8388Nm Mp=（2/3）Fpl件=2/30.42872.960.12=91.9347 Nm Mf=（1/2）Ffl件=1/20.252872.960.12=43.0944 Nm Mp-Mf=91.9347-43.0944=48.8

41、4 Nm 弯矩图和扭矩图所示： B 由上述内力图，可以判定轴的危险截面为截面B，在截面B上扭矩 T=230Nm 弯矩M=458.47Nm 很明显,齿轮处受弯扭最大,且该处抗扭截面系数没有相对其它处大很多,所以校核该处. 由第三强度,危险截面强度为 (因为 小于40Cr 许用应力要求，符合要求 4.3主轴最佳跨距的确定 4.3.1 选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距 前轴颈应为75-100mm,初选=90mm,后轴颈取,前轴承为NN3020K,后轴承为NN3016K,根据结构,定悬伸长度 4.3.2 求轴承刚度 考虑机械效率 主轴最大输

42、出转距 床身上最大加工直径约为最大回转直径的60%,取50%即200,故半径为0.1. 切削力 背向力 故总的作用力 次力作用于顶在顶尖间的工件上主轴尾架各承受一半, 故主轴轴端受力为 先假设 前后支撑分别为 根据 。 4.3.3 各传动轴支承处轴承的选择 主轴 前支承：NN3020K;中支承：N219E;后支承：NN3016K Ⅱ轴 前支承：30207;后支承：30207 Ⅲ轴 前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207 Ⅳ轴 前支承：30208

43、;后支承：30208 第五章 结构设计 5.1齿轮块设计 机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。根据各传动轴的工作特点，基本组、第一扩大组以及第二扩大组的滑移齿轮均采用了整体式滑移齿轮。所有滑移齿轮与传动轴间均采用花键联接。 从工艺角度考虑，其他固定齿轮（主轴上的齿轮除外）也采用花键联接。由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联接。 Ⅱ—Ⅳ轴采用的花键分别为：Ⅰ轴：626306 Ⅱ轴：626306 Ⅲ轴：832

44、366 Ⅴ轴采用平键 18x120 Ⅱ～Ⅲ轴间传动齿轮精度为877—8b，Ⅲ～Ⅴ轴间齿轮精度为766—7b。 5.2轴承的选择 （1）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

45、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

46、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复杂程度，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： 1)每个支撑点都要能承受径向力。 2)两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。 3)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C或D级，后轴承选D或E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

47、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，轴和孔的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。 （4）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的效果，而磨损发热量和噪声都会增大，轴承寿命将因此而降低。 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

48、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：调整螺母的端面与螺纹中心线的垂直度，隔套两个端面的平行度都较高要求，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。 为了方便安装，Ⅰ轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径，均采用深沟球轴承。为了便于装配和轴承间隙调整，Ⅱ、Ⅲ轴均采用圆锥滚子轴承。滚动轴承均采用E级精度。 本车床为普通精度级的轻型机床，为了简化结构、主轴采用了轴向后端定位的两支承主轴组

49、件。前支承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用角接触球轴承和单向推力球轴承。为了保证主轴的回转精度，主轴前后轴承均采用压块式防松螺母调整轴承的间隙。主轴前端采用短圆锥定心结构型式。前轴承为C级精度，后轴承为D级精度。 5.3密封装置设计 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0.1～0.3mm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

50、沟槽（圆弧形或V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。 （2）疏导——在适当的地方做出回油路，使油能顺利地流回到油箱。 因此，由于Ⅰ轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用皮碗式接触密封。而主轴直径大、线速度较高，则采用了非接触式密封。卸荷皮带轮的润滑采用毛毡式密封，以防止外界杂物进入。 5.4主轴换向与制动机构设计 本机床是适用于机械加工车间和维修车间的普通车床。主轴换向比较频繁，才用双向片式摩擦

51、离合器。这种离合器由内摩擦片、外摩擦片、止推片、压块和空套齿轮组成。离合器左右两部门结构是相同的。左离合器传动主轴正转，用于切削加工。需要传递的转矩较大，片数较多。右离合器用来传动主轴反转，主要用于退回，片数较少。这种离合器的工作原理是，内摩擦片的花键孔装在轴Ⅰ的花键上，随轴旋转。外摩擦片的孔为圆孔，直径略大于花键外径。外圆上有4个凸起，嵌在空套齿轮的缺口之中。内外摩擦片相间安装。用杆通过销向左推动压块时，将内片与外片相互压紧。轴Ⅰ的转矩便通过摩擦片间的摩擦力矩传递给齿轮，使主轴正传。同理，当压块向右时，使主轴反转。压块处于中间位置时，左、右离合器都脱开，轴Ⅱ以后的各轴停转。 制动器

52、安装在轴Ⅲ，在离合器脱开时制动主轴，以缩短辅助时间。此次设计采用带式制动器。该制动器制动盘是一个钢制圆盘，与轴用花键联接，周边围着制动带。制动带是一条刚带，内侧有一层酚醛石棉以增加摩擦。制动带的一端与杠杆连接。另一端与箱体连接。为了操纵方便并保证离合器与制动器的联锁运动，采用一个操纵手柄控制。当离合器脱开时，齿条处于中间位置，将制动带拉紧。齿条轴凸起的左、右边都是凹槽。左、右离合器中任一个结合时，杠杆都按顺时针方向摆动，使制动带放松。 5.5其他结构问题 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

53、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40Cr或其他合金钢。主轴头部需要淬火，硬度为HRC50～55。其他部分处理后，调整硬度为HB220～250。 总结 时光飞逝，大学四年就这

54、样结束了，同时也意味着我们真正离开校园的日子也不远了，这次的机械制造装备课程设计上我学到了很多课堂上学不到的知识，充分把自己所学的知识运用到实际问题上面。 通过这次毕业设计我也暴露了自己的很多问题，譬如分析问题的方法，不能有效的将理论知识和实际问题结合起来，基础知识不够扎实，有一种书到用时方恨少的感觉，这必定将影响我今后的学习态度，同时在课程设计的期间我也学会了如何独立思考，如何开放自己的思维，如何有效的处理问题等，这也为我将来的工作生涯奠定了基础。再今后的生活中我也一定会不断的学习不断的进取，将自己的所学充分发挥到工作当中去。 最后要感谢老师百忙之中耐心的教导，老师严谨的教学态度深深的影

55、响着我，老师在教学过程中表现的拼搏精神和无限的激情，也激励着我在未来路上要勇往直前。最后向老师表示衷心的感谢。 致 谢 本论文是在老师精心指导和大力支持下完成的。刘老师平日里工作繁多，但在我做毕业设计的每个阶段，从撰写开题报告到查阅资料，设计草案的确定和修改，中期检查，后期详细设计等整个过程中都给予了我悉心的指导。在此对刘老师表示衷心的感谢，谢谢他4个月以来的孜孜教诲。 其次我要感谢我的室友和几位好友，他们帮助我克服了许多困难来完成此次毕业设计。每当我思路受阻时，他们便会出现在我身旁鼓励我，帮我解决遇到的困难，没有他们此次设计就

56、难以完成。 最后感谢母校对我的悉心培养，及各位老师所传授的专业知识，这些知识将帮助我克服以后工作中遇到的各种困难。 参考文献 [1]机械产品目录编委会.机械产品目录,北京:机械工业出版社，2006 [2]朱龙根.机械设计,北京:机械工业出版社,2006 [3]机械设计手册编委会.机械设计手册单行本减速器和变速器,北京.机械工业出版社,2012 [4]朱龙根.简明机械零件设计手册,北京:机械工业出版社,2006 [5]王镇, 沈际春.双联内锥齿轮和圆柱齿轮传动研究.,陕西工学院学报,2012,3

57、0(1):40-43 [6]卢立军，大中型车床床头箱综合性能试验台的设计,北京机械化工业研究所, 1009-0134（2012）07-0074-03 [7]秦松祥,赵军华,胡亚明. 浅析车床床头箱同步环精锻技术,西安交通大学,2005 [8]吴刘林,刘讯才, 3311E矿用车床床头箱故障因素和预防措施,贵州大学,2012 [9]J M Huang, K M Liew , C H Wong, S Rajendran, M J Tan, A Q Liu. Mec- hnical design and optimization of capactive micromachined s

58、witch. Sensors and Actuators A,93(2001):273-285. [10]LI Gui—xian ，WEN Jian—min，LI Xiao，LlU Fu—li，LIU Yu.Research on meshing theory of noninvolute beveloid gears，School of Mechanical and Electrical Engineering，2001. [11] ZHAO HONGXIA.Gear Manufacturing Methods，School of Mechanical and Electrical Engineering，95（2005）：597-444