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安徽建筑大学毕业设计论文专业机械设计制造及自动化班级09城建机械3班姓名学号09290070312课题普通车床主传动系统设计指导教师2013年6月10日摘要主传动系统设计是机床设计中非常重要的组成部分,本次设计主要由机床的级数入手,于结构式、结构网拟定,再到齿轮和轴的设计,再选择各种主传动配合件,对轴和齿轮及配合件进行校核,将主传动方案“结构化”,设计主轴变速箱装配图及零件图,侧重进行传动轴组件、主轴组件、变速机构、箱体、润滑与密封、传动轴及滑移齿轮零件的设计,完成设计任务本次突出了结构设计的要求,在保证机床的基本要求下,根据机床设计的原则,拟定机构式和结构网,对机床的机构进行精简,力求降低生产成本;主轴和齿轮设计在满足强度需要的同时,材料的选择也是采用折中的原则,没有选择过高强度的材料从而造成浪费【关键词】车床、主传动系统、结构式、电动机AbstractMaindrivesystemdesignisVeryimportantpartoftheMachineDesignThedesignoftheseriestostartprimarilybymachineInthestructurethestructurenetworkdevelopedtothedesignofgearsandshaftsChooseavarietyofmaindrivewiththepiecesoftheshaftandgearandcheckedwiththeparts,designandmotiveofcompletionsportspreadthelordtomovetheprojectthestructureturnDesignaprincipalaxistobecomesoonaboxassemblediagramandsparepartsdiagramandlayparticularemphasisontocarryonspreadtomovestalkmoduleprincipalaxismoduleandbecomesoonorganizationboxabodylubricateandsealcompletelyspreadtomovestalkandslipperymovewheelgearsparepartsofdesigntocompletedesigntasks.ThishighlightsthestructuraldesignrequirementsunderthebasicrequirementsforensuringthemachineAccordingtotheprinciplesofmachinetooldesignDevelopmentofinstitutionalandstructuralnetStreamliningofthemachinetoolsectorStrivetoreduceproductioncostsNochoiceofmaterialsresultinginhighstrengthwaste.【Keywords】latherMaindrivesystemStructureElectricmotor.目录TOC\o1-3\h\z\u绪论
51.主轴极限转速的确定
62.主动参数的拟定
72.1确定传动公比
72.2主电动机的选择
83.普通车床的规格
94.变速结构的设计
94.1确定变速组及各变速组中变速副的数目
94.2结构式的拟定
104.3结构网的拟定
104.4各变速组的变速范围及极限传动比
114.5确定各轴的转速
124.6绘制转速图
134.7确定各变速组变速副齿数
134.8绘制变速系统图
155.结构设计
165.1结构设计的内容、技术要求和方案
165.2展开图及其布置
165.3I轴(输入轴)的设计
165.4齿轮块设计
175.5传动轴的设计
185.6主轴组件设计
195.
6.1各部分尺寸的选择
195.
6.2主轴材料和热处理
195.
6.3主轴轴承
205.
6.4主轴与齿轮的连接
215.
6.5润滑与密封
215.
6.6其他问题
216.传动件的设计
226.1带轮的设计
226.3确定各轴转速
256.4传动轴直径的估算确定各轴最小直径
266.5键的选择、传动轴、键的校核
277.各变速组齿轮模数的确定和校核
297.1齿轮模数的确定
297.2齿轮的设计
338.齿轮校验
358.1齿轮强度校核
358.
1.1校核a组齿轮
368.
1.2校核b组齿轮
378.
1.3校核c组齿轮
389.主轴组件设计
409.1主轴的基本尺寸确定
409.
1.1外径尺寸D
409.
1.2主轴孔径d
419.
1.3主轴悬伸量a
429.
1.4支撑跨距L
429.
1.5主轴最佳跨距的确定
429.2主轴刚度验算
449.3主轴前支撑转角的验算;
459.4各轴轴承的选用的型号
479.
4.1各轴轴承的校核
479.5摩擦式离合器的选择和计算48谢辞51总结52参考文献53普通车床主传动系统设计机械与电气工程学院机械设计制造及其自动化专业09城建机械3班刘林海指导教师魏常武绪论机床主传动系统因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同,应满足的要求也不一样设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求在设计时应结合具体机床进行具体分析,一般应满足的基本要求有满足机床使用性能要求首先应满足机床的运动特性,如机床主轴油足够的转速范围和转速级数;满足机床传递动力的要求本文设计的为普通车床的传动系统,根据不同的加工条件,对传动系统的要求也不尽相同,依据某些典型工艺和加工对象,兼顾其他的可能工艺加工的要求,拟定机床技术参数,拟定参数时,要考虑机床发展趋势和同国内外同类机床的对比,从而获得最优的参数,使机床设计的最为合理本文从开始到结束的流程如下※查阅资料,拟定计划;※拟定传动结构,绘制草图;※设计传动件和零件;※校核零件、组件;※绘图,编写论文说明书
1.主轴极限转速的确定确定主轴的最高转速和最低转速,应该在分析所设计机床几种典型加工方式的切削用量和参考现有同类型机床的技术性能的基础上,并按照“技术上先进,经济上合理”的原则进行由于通用性机床加工对象很广,不同工序所采用的切削用量相差悬殊,而且加工零件的尺寸变换也很大,所以要合理地确定其极限转速是一个复杂的任务,必须对有关加工工序和切削用量进行分析,在分析切削用量的过程中,应特别注意下列几点
1.考虑先进加工方法,但所选的切削用量不应该是个别记录,而应该具有普遍性
2.应考虑刀具材料的发展趋势例如普通车到在大多数情况下已经采用硬质合金,目前陶瓷刀具也已开始应用等情况
3.最高和最低转速不能仅用计算方法来确定还应该和先进的同类机床比较,因为过大的转速范围不仅不能充分发挥其性能,而且还可能使结构无法实现在传动系统拟定好以后,验算各主要传动件的最大圆周速度应不超过允许值主轴最高和最低转速可按下列计算=rpm=rpm其中、——主轴最高、最低转速(m/min);、——典型工序的最大、最小切削速度(m/min);、——最大、最小计算直径普通车床采用最大速度的典型工序一般为用硬质合金车刀精车或半精车钢质轴类工件的外圆,取=200r/min采用最小速度的典型工序又以下几种情况
1.在低速光车,要求获得粗糙度小于R
3.2μm;
2.精铰孔
3.加工各种螺纹及多头螺纹;
4.用高速钢车刀,对铸铁材料的盘类工件进行粗车端面工作,取=25r/min一般取计算直径=
0.5D=
0.2~
0.25式中D为最大工件回转直径,即主参数mm当典型工序为铰孔或加工螺纹时,应按在车床上常用最大铰孔直径或经常加工的最大螺纹直径作为最大计算直径,根据调研可推荐=
0.2为刀架上最大工件回转直径)故===1990r/min,取=2000r/min;==
49.65r/min,取=45r/min;与本次设计给定的参数相差不大,取计算值
2.主动参数的拟定
2.1确定传动公比根据《机械制造装备设计》公式(3-2)因为已知==
1.26∴Z=+1=18根据《机械制造装备设计》表3-5标准公比这里我们取标准公比系列=
1.26因为=
1.26=
1.064,根据《机械制造装备设计》表3-6标准数列首先找到最小极限转速5,再每跳过3个数(
1.26~
1.064)取一个转速,即可得到公比为
1.26的数列
14、
18、
22.
4、
28、
35.
5、
45、
56、
71、
90、
112、
140、
180、
224、
280、
355、
450、
560、
710、
9002.2主电动机的选择合理的确定电机功率P,使机床既能充分发挥其使用性能,满足生产需要,又不致使电机经常轻载而降低功率因素现在以常见的中碳钢为工件材料,取45号钢,正火处理,车削外圆,表面粗糙度=
3.2mm采用车刀具,可转位外圆车刀,刀杆尺寸16mm25mm刀具几何参数=15,=6,=75,=15,=0,=-10,b=
0.3mm,r=1mm现以确定粗车是的切削用量为设计1确定背吃刀量和进给量f,根据《切削加工简明实用手册》表8-50,取4mm,f取
0.62确定切削速度,参《切削加工简明实用手册》表8-57,取V=
1.73机床功率的计算,主切削力的计算根据《切削加工简明实用手册》-表8-59和表8-60,主切削力的计算公式及有关参数F=
9.81=
9.
8127040.
60.
751.7-
0.
150.
920.95=3242(N)切削功率的计算==3242×
1.7×10-3=
5.5kw;依照一般情况,取机床变速效率=
0.8==
6.86kW根据《机械设计课程设计手册》表12-1Y系列(IP44)电动机的技术数据Y系列(IP44)电动机为一般用途全封闭自扇冷式笼型异步电动机,具有防尘埃、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点,B级绝缘,工业环境温度不超过+40℃,相对湿度不超过95%,海拔高度不超过1000m,额定电压380V,频率50Hz适用于无特殊要求的机械上,如机床,泵,风机,搅拌机,运输机,农业机械等根据以上要求,选取Y160M-6型三相异步电动机,额定功率
7.5kW满载转速970,额定转矩
2.0,质量119Kg
3.普通车床的规格根据以上的计算和设计任务书可得到本次设计车床的基本参数车床的主参数(规格尺寸)和基本参数表
3.1工件最大回转直径mm最高转速最低转速电机功率P(kW)公比转速级数Z
320712147.
51.
26184.变速结构的设计拟定变速方案,包括变速型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个变速系统的确定变速型式则指变速和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的变速型式、变速类型变速方案和型式与结构的复杂程度密切相关,和工作性能也有关系因此,确定变速方案和型式,要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑变速方案有多种,变速型式更是众多,比如变速型式上有集中变速,分离变速;扩大变速范围可用增加变速组数,也可采用背轮结构、分支变速等型式;变速箱上既可用多速电机,也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等显然,可能的方案有很多,优化的方案也因条件而异
4.1确定变速组及各变速组中变速副的数目级数为Z的变速系统由若干个顺序的变速组组成,各变速组分别有、……个变速副即变速副中由于结构的限制以2或3为合适,即变速级数Z应为2和3的因子,可以有三种方案18=3×3×218=3×2×318=2×3×3因为传动副数的排列“前多后少”按此原则取第一种方案18=3×3×
24.2结构式的拟定对于18=3×3×2传动式,有6种结构式和对应的结构网分别为18=31×33×2918=33×31×2918=32×36×2118=31×36×2318=36×31×2318=36×32×21根据主变速系统设计的一般原则※传动副前多后少的原则;主变速传动系从电动机到主轴,通常为降速传动,接近电动机的传动转速较高,传动的转矩较小,尺寸小一些,反之,靠近主轴的传动件转速较低,传递的转矩较大,尺寸就较大因此在拟定主变速传动系时,应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面,传动副数少的变速组放在后面,使主变速传动系中更多的传动件在高速范围内工作,尺寸小一些,以节省变速箱的造价,减小变速箱的外形尺寸;※传动顺序与扩大顺序相一致的原则;即“前密后疏”原则,即要求X0<X1<X2<…………<Xj前面变速组的传动副分布紧密,后面的分布疏松所以取18=31×33×
294.3结构网的拟定根据中间变速轴变速范围小的原则选择结构网从而确定结构网如下图
4.1结构网
4.4各变速组的变速范围及极限传动比传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围在降速传动时,为防止被动齿轮的直径过大而使进径向尺寸过大,常限制最小传动比,1/4,升速传动时,为防止产生过大的振动和噪音,常限制最大传动比,斜齿轮比较平稳,可取,故变速组的最大变速范围为/≤8~10主轴的变速范围应等于主变速传动系中各个变速组变速范围的乘积,即检查变速组的变速范围是否超过极限值时,只需检查最后一个扩大组因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小,只要最后扩大组的变速范围不超过极限值,其他变速组就不会超过极限值其中,,∴,符合要求
4.5确定各轴的转速分配总降速变速比总降速变速比又电动机转速不符合转速数列标准,因而增加一定比变速副
②确定变速轴轴数变速轴轴数=变速组数+定比变速副数+1=3+1+1=5
③在五根轴中,除去电动机轴,其余四轴按变速顺序依次设为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ(主轴)Ⅰ与Ⅱ、Ⅱ与Ⅲ、Ⅲ与Ⅳ轴之间的变速组分别设为a、b、c现由Ⅳ(主轴)开始,确定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速⑴先来确定Ⅲ轴的转速变速组c的变速范围为,结合结构式Ⅲ轴的转速只有一种可能
56、
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140、
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224、
280、355⑵确定轴Ⅱ的转速变速组b的级比指数为3,希望中间轴转速较小,因而为了避免升速,又不致变速比太小,可取轴Ⅱ的转速确定为
224、
280、355⑶定轴Ⅰ的转速对于轴Ⅰ,其级比指数为1可取=====确定轴Ⅰ转速为355,电动机于轴Ⅰ的定变传动比为970/355=
2.
74.6绘制转速图图
4.2转速图
4.7确定各变速组变速副齿数确定齿轮齿数的原则和要求
①齿轮的齿数和不应过大;齿轮的齿数和过大会加大两轴之间的中心距,使机床结构庞大,一般推荐≤100~
200.
②最小齿轮的齿数要尽可能少;但同时要考虑※最小齿轮不产生根切,机床变速箱中标准直圆柱齿轮,一般最小齿数≥18;※受结构限制的最小齿轮最小齿数应大于18~20;※齿轮齿数应符合转速图上传动比的要求实际传动比(齿数之比)与理论传动比(转速图上要求的传动比)之间又误差,但不能过大,确定齿轮数所造成的转速误差,一般不应超过10%(-1)%,即%-要求的主轴转速;-齿轮传动实现的主轴转速;齿轮齿数的确定,当各变速组的传动比确定以后,可确定齿轮齿数对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定对于变速组内齿轮的齿数,如传动比是标准公比的整数次方时,变速组内每对齿轮的齿数和及小齿轮的齿数可以从《机械制造装备设计》表3-9中选取一般在主传动中,最小齿数应大于18~20采用三联滑移齿轮时,应检查滑移齿轮之间的齿数关系三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4,以保证滑移是齿轮外圆不相碰根据《机械制造装备设计》查表3-9各种常用变速比的使用齿数⑴变速组a:=1=1/=1/
1.26=1/2※确定最小齿轮的齿数及最小齿数和该变速组内的最小齿轮必在i=1/2的齿轮副中,根据结构条件,假设最小齿数为=22时,查表得到=72※找出可能采用的齿数和诸数值=1=……
60、
62、
64、66……=
1.26=……
61、
63、
64、66……=2=……
60、
63、
66、
69、72……在具体结构允许下,选用较小的为宜,现确定=66,确定各齿数副的齿数i=2,找出=22,=-=66-22=44;i=
1.26,找出=29,=-=66-29=37;i=1,找出=33,=-=66-33=33;⑵变速组b的齿数确定=1=1/=1/2=1/4故变速组中最小齿轮必在1/的齿轮副中,假设最小齿数为=22,=84,同上,取=84,查得=42,=-=84-42=42=28,=-=84-28=56=17,=-=84-17=67⑶变速组c齿数确定同上取=90,查得=30,=-=90-30=60=18,=-=90-18=
724.8绘制变速系统图变速系统图
4.
35.结构设计
5.1结构设计的内容、技术要求和方案设计主轴变速箱的结构包括传动件(传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等)、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置,用一张展开图和若干张横截面图表示主轴变速箱是机床的重要部件设计时除考虑一般机械传动的有关要求外,着重考虑以下几个方面的问题精度方面的要求,刚度和抗震性的要求,传动效率要求,主轴前轴承处温度和温升的控制,结构工艺性,操作方便、安全、可靠原则,遵循标准化和通用化的原则主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点,由于结构复杂,设计中不可避免要经过反复思考和多次修改在正式画图前应该先画草图目的是1)布置传动件及选择结构方案2)检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况,以便及时改正3)确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置,以确定各轴的受力点和受力方向,为轴和轴承的验算提供必要的数据
5.2展开图及其布置展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序,假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上Ⅰ轴上装的摩擦离合器和变速齿轮有两种布置方案,一是将两级变速齿轮和离合器做成一体齿轮的直径受到离合器内径的约束,齿根圆的直径必须大于离合器的外径,否则齿轮无法加工这样轴的间距加大另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上,左边部分接通,得到一级反向转动,右边接通得到三级正向转动这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大我们采用第二种方案,通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构总布置时需要考虑制动器的位置制动器可以布置在背轮轴上也可以放在其他轴上制动器不要放在转速太低轴上,以免制动扭矩太大,使制动器尺寸增大齿轮在轴上布置很重要,关系到变速箱的轴向尺寸,减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积
5.3I轴(输入轴)的设计将运动带入变速箱的带轮一般都安装在轴端,轴变形较大,结构上应注意加强轴的刚度或使轴部受带轮的拉力(采用卸荷装置)Ⅰ轴上装有摩擦离合器,由于组成离合器的零件很多,装配很不方便,一般都是在箱外组装好Ⅰ轴在整体装入箱内我们采用的卸荷装置一般是把轴承装载法兰盘上,通过法兰盘将带轮的拉力传递到箱壁上车床上的反转一般用于加工螺纹时退刀车螺纹时,换向频率较高实现正反转的变换方案很多,我们采用正反向离合器正反向的转换在不停车的状态下进行,常采用片式摩擦离合器由于装在箱内,一般采用湿式在确定轴向尺寸时,摩擦片不压紧时,应留有
0.2~
0.4的间隙,间隙应能调整离合器及其压紧装置中有三点值得注意1)摩擦片的轴向定位由两个带花键孔的圆盘实现其中一个圆盘装在花键上,另一个装在花键轴上的一个环形沟槽里,并转过一个花键齿,和轴上的花键对正,然后用螺钉把错开的两个圆盘连接在一起这样就限制了轴向和周向的两个自由度,起了定位作用2)摩擦片的压紧由加力环的轴向移动实现,在轴系上形成了弹性力的封闭系统,不增加轴承轴向复合3)结构设计时应使加力环推动摆杆和钢球的运动是不可逆的,即操纵力撤消后,有自锁作用Ⅰ轴上装有摩擦离合器,两端的齿轮是空套在轴上,当离合器接通时才和轴一起转动但脱开的另一端齿轮,与轴回转方向是相反的,二者的相对转速很高(约为两倍左右)结构设计时应考虑这点齿轮与轴之间的轴承可以用滚动轴承也可以用滑动轴承滑动轴承在一些性能和维修上不如滚动轴承,但它的径向尺寸小空套齿轮需要有轴向定位,轴承需要润滑
5.4齿轮块设计齿轮是变速箱中的重要元件齿轮同时啮合的齿数是周期性变化的也就是说,作用在一个齿轮上的载荷是变化的同时由于齿轮制造及安装误差等,不可避免要产生动载荷而引起振动和噪音,常成为变速箱的主要噪声源,并影响主轴回转均匀性在齿轮块设计时,应充分考虑这些问题齿轮块的结构形式很多,取决于下列有关因素1)是固定齿轮还是滑移齿轮;2)移动滑移齿轮的方法;3)齿轮精度和加工方法;变速箱中齿轮用于传递动力和运动它的精度选择主要取决于圆周速度采用同一精度时,圆周速度越高,振动和噪声越大,根据实际结果得知,圆周速度会增加一倍,噪声约增大6dB工作平稳性和接触误差对振动和噪声的影响比运动误差要大,所以这两项精度应选高一级为了控制噪声,机床上主传动齿轮都要选用较高的精度大都是用7—6—6,圆周速度很低的,才选8—7—7如果噪声要求很严,或一些关键齿轮,就应选6—5—5当精度从7—6—6提高到6—5—5时,制造费用将显著提高不同精度等级的齿轮,要采用不同的加工方法,对结构要求也有所不同8级精度齿轮,一般滚齿或插齿就可以达到7级精度齿轮,用较高精度滚齿机或插齿机可以达到但淬火后,由于变形,精度将下降因此,需要淬火的7级齿轮一般滚(插)后要剃齿,使精度高于7,或者淬火后在衍齿6级精度的齿轮,用精密滚齿机可以达到淬火齿轮,必须磨齿才能达到6级机床主轴变速箱中齿轮齿部一般都需要淬火滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿,有规定的形状和尺寸圆齿和倒角性质不同,加工方法和画法也不一样,应予注意选择齿轮块的结构要考虑毛坯形式(棒料、自由锻或模锻)和机械加工时的安装和定位基面尽可能做到省工、省料又易于保证精度齿轮磨齿时,要求有较大的空刀(砂轮)距离,因此多联齿轮不便于做成整体的,一般都做成组合的齿轮块有时为了缩短轴向尺寸,也有用组合齿轮的要保证正确啮合,齿轮在轴上的位置应该可靠滑移齿轮在轴向位置由操纵机构中的定位槽、定位孔或其他方式保证,一般在装配时最后调整确定
5.5传动轴的设计机床传动轴,广泛采用滚动轴承作支撑轴上要安装齿轮、离合器和制动器等传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作首先传动轴应有足够的强度、刚度如挠度和倾角过大,将使齿轮啮合不良,轴承工作条件恶化,使振动、噪声、空载功率、磨损和发热增大;两轴中心距误差和轴芯线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题传动轴可以是光轴也可以是花键轴成批生产中,有专门加工花键的铣床和磨床,工艺上并无困难所以装滑移齿轮的轴都采用花键轴,不装滑移齿轮的轴也常采用花键轴花键轴承载能力高,加工和装配也比带单键的光轴方便轴的部分长度上的花键,在终端有一段不是全高,不能和花键空配合这是加工时的过滤部分一般尺寸花键的滚刀直径为65~85机床传动轴常采用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承在温升、空载功率和噪声等方面,球轴承都比滚锥轴承优越而且滚锥轴承对轴的刚度、支撑孔的加工精度要求都比较高因此球轴承用的更多但是滚锥轴承内外圈可以分开,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号和尺寸,首先取决于承载能力,但也要考虑其他结构条件同一轴心线的箱体支撑直径安排要充分考虑镗孔工艺成批生产中,广泛采用定径镗刀和可调镗刀头在箱外调整好镗刀尺寸,可以提高生产率和加工精度还常采用同一镗刀杆安装多刀同时加工几个同心孔的工艺下面分析几种镗孔方式对于支撑跨距长的箱体孔,要从两边同时进行加工;支撑跨距比较短的,可以从一边(丛大孔方面进刀)伸进镗杆,同时加工各孔;对中间孔径比两端大的箱体,镗中间孔必须在箱内调刀,设计时应尽可能避免既要满足承载能力的要求,又要符合孔加工工艺,可以用轻、中或重系列轴承来达到支撑孔直径的安排要求两孔间的最小壁厚,不得小于5~10,以免加工时孔变形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上轴承选用级精度传动轴必须在箱体内保持准确位置,才能保证装在轴上各传动件的位置正确性,不论轴是否转动,是否受轴向力,都必须有轴向定位对受轴向力的轴,其轴向定位就更重要回转的轴向定位(包括轴承在轴上定位和在箱体孔中定位)在选择定位方式时应注意1)轴的长度长轴要考虑热伸长的问题,宜由一端定位2)轴承的间隙是否需要调整3)整个轴的轴向位置是否需要调整4)在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈5)加工和装配的工艺性等
5.6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.
6.1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1)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2)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3)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,目前采用莫氏六号锥孔4)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=2~
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.
6.2主轴材料和热处理在主轴结构形状和尺寸一定的条件下,材料的弹性模量E越大,主轴的刚度也越高,由于钢材的E值较大,故一般采用钢质主轴,一般机床的主轴选用价格便宜、性能良好的45号钢提高主轴有关表面硬度,增加耐磨性,在长期使用中不至于丧失精度,这是对主轴热处理的根本要求机床主轴都在一定部位上承受着不同程度的摩擦,主轴与滚动轴承配合使用时,轴颈表面具有适当的硬度可改善装配工艺并保证装配精度,通常硬度为HRC40-50即可满足要求一般机床的主轴,淬火时要求无裂纹,硬度均匀;淬硬层深度不小于1mm,最好
1.5-2mm使精磨后仍能保留一点深度的淬硬层,主轴热处理后变形要小螺纹表面一般不淬火;淬火部位的空刀槽不能过深,台阶交接处应该倒角;渗氮主轴的锐边、棱角必须倒圆R
0.5mm可避免渗氮层穿透剥落
5.
6.3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1每个支撑点都要能承受经向力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1)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112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.
6.4主轴与齿轮的连接齿轮与主轴的连接可以用花键或者平键;轴做成圆柱体,或者锥面(锥度一般取115左右)锥面配合对中性好,但加工较难平键一般用一个或者两个(相隔180度布置),两国特键不但平衡较好,而且平键高度较低,避免因齿轮键槽太深导致小齿轮轮毂厚度不够的问题
5.
6.5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
5.
6.6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~
2506.传动件的设计
6.1带轮的设计三角带传动中,轴间距A可以加大由于是摩擦传递,带与轮槽间会有打滑,宜可缓和冲击及隔离振动,使传动平稳带轮结构简单,但尺寸大,机床中常用作电机输出轴的定比传动电动机转速n=970r/min传递功率P=
7.5kW传动比i=
2.7,两班制,一天运转16小时,工作年数10年1选择三角带的型号由《机械设计》表8-7工作情况系数查的共况系数=
1.2故根据《机械设计》公式(8-21)式中P--电动机额定功率,--工作情况系数因此根据、由《机械设计》图8-11普通V带轮型图选用B型2确定带轮的基准直径,带轮的直径越小带的弯曲应力就越大为提高带的寿命,小带轮的直径不宜过小,即查《机械设计》表8-
8、图8-11和表8-6取主动小带轮基准直径=140由《机械设计》公式8-14式中-小带轮转速,-大带轮转速,-带的滑动系数,一般取
0.02故,由《机械设计》表8-8取圆整为400mm3验算带速度V,按《机械设计》式(8-13)验算带的速度V=所以,故带速合适4初定中心距带轮的中心距,通常根据机床的总体布局初步选定,一般可在下列范围内选取根据《机械设计》经验公式(8-20)
0.7(140+400)≤≤2(140+400)378≤≤1080取=800mm.5三角带的计算基准长度由《机械设计》公式(8-22)计算带轮的基准长度=
2468.925由《机械设计》表8-2,圆整到标准的计算长度L=2500mm6确定实际中心距按《机械设计》公式(8-23)计算实际中心距A=+=800+=
815.54mm7验算小带轮包角根据《机械设计》公式(8-25)故主动轮上包角合适8确定三角带根数根据《机械设计》式(8-26)得查表《机械设计》表8-4b由i=
2.7和得=
0.3KW查表《机械设计》表8-5,=
0.95;查表《机械设计》表8-2,长度系数=
1.03所以取Z=4根9计算预紧力查《机械设计》表8-3,q=
0.18kg/m由《机械设计》式(8-27)其中-带的变速功率KW;v-带速m/s;q-每米带的质量,kg/m;取q=
0.18kg/mv=970r/min=
7.1m/s
(10)计算作用在轴上的压轴力
6.2带轮结构设计⑴带轮的材料常用的V带轮材料为HT150或HT200,转速较高时可以采用铸钢或钢板冲压焊接而成,小功率时采用铸铝或塑料⑵带轮结构形式V带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成,根据轮辐结构的不同可以分为实心式(《机械制图》图8-14a)、腹板式(《机械制图》图8-14b)、孔板式(《机械制图》图8-14c)、椭圆轮辐式(《机械制图》图8-14d)V带轮的结构形式与基准直径有关,当带轮基准直径(d为安装带轮的轴的直径,mm)时可以采用实心式,当可以采用腹板式,时可以采用孔板式,当时,可以采用轮辐式带轮宽度⑶V带轮的论槽V带轮的轮槽与所选的V带型号相对应,见《机械设计》表8-
10.槽型与相对应得B
14.
03.
5010.
811.5——表
6.1V带轮的轮槽与所选的V带型号V带绕在带轮上以后发生弯曲变形,使V带工作面夹角发生变化为了使V带的工作面与大论的轮槽工作面紧密贴合,将V带轮轮槽的工作面得夹角做成小于V带安装到轮槽中以后,一般不应该超出带轮外圆,也不应该与轮槽底部接触为此规定了轮槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高度轮槽工作表面的粗糙度为⑷V带轮的技术要求铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有沙眼、裂缝、缩孔及气泡;铸造带轮在不提高内部应力的前提下,允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补;转速高于极限转速的带轮要做静平衡,反之做动平衡其他条件参见中的规定
6.3确定各轴转速⑴确定主轴计算转速计算转速是传动件能传递全部功率的最低转速各传动件的计算转速可以从转速图上,按主轴的计算转速和相应的传动关系确定根据《机械制造装备设计》表3-10,主轴的计算转速为⑵各变速轴的计算转速
①轴Ⅲ的计算转速可从主轴56r/min按60/30的变速副找上去,轴Ⅲ的计算转速为112r/min;
②轴Ⅱ的计算转速为224r/min;
③轴Ⅰ的计算转速为355r/min⑶各齿轮的计算转速各变速组内一般只计算组内最小齿轮,也是最薄弱的齿轮,故也只需确定最小齿轮的计算转速1变速组c中,18/72只需计算z=18的齿轮,计算转速为56r/min;2变速组b计算z=17的齿轮,计算转速为224r/min;3变速组a应计算z=22的齿轮,计算转速为355r/min⑷核算主轴转速误差∵∴所以合适
6.4传动轴直径的估算确定各轴最小直径根据《金属切削机床设计4》公式(7-1),,并查《金属切削机床设计4》表7-13得到取
1.
①Ⅰ轴的直径取
②Ⅱ轴的直径取
③Ⅲ轴的直径取其中P-电动机额定功率(kW);-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();-传动轴允许的扭转角()当轴上有键槽时,d值应相应增大4~5%;当轴为花键轴时,可将估算的d值减小7%为花键轴的小径;空心轴时,d需乘以计算系数b,b值见《金属切削机床设计4》表7-12Ⅰ和Ⅳ为由键槽并且轴Ⅳ为空心轴,Ⅱ和Ⅲ为花键轴根据以上原则各轴的直径取值,和在后文给定,轴采用光轴,轴和轴因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴因为矩形花键定心精度高,定心稳定性好,能用磨削的方法消除热处理变形,定心直径尺寸公差和位置公差都能获得较高的精度,故我采用矩形花键连接按规定,矩形花键的定心方式为小径定心查《机械设计手册》的矩形花键的基本尺寸系列,轴花键轴的规格;轴花键轴的规格
④各轴间的中心距的确定;;;
6.5键的选择、传动轴、键的校核查《机械设计手册》表6-1选择轴上的键,根据轴的直径,键的尺寸选择Ⅰ轴处键的尺寸为键宽b×键高取10×8,长度为70Ⅱ轴处键的尺寸为键宽b×键高取12×8,键的长度L取80Ⅲ轴处键的尺寸为键宽b×键高取14×9,键的长度L取90主轴处键的尺寸为键宽b×键高取28×16,键的长度L取100键的长度L一般可按轮毂的长度而定一般轮毂的长度可取为这里d为轴的直径
6.
5.
1.传动轴的校核需要验算传动轴薄弱环节处的倾角荷挠度验算倾角时,若支撑类型相同则只需验算支反力最大支撑处倾角;当此倾角小于安装齿轮处规定的许用值时,则齿轮处倾角不必验算验算挠度时,要求验算受力最大的齿轮处,但通常可验算传动轴中点处挠度(误差%3)当轴的各段直径相差不大,计算精度要求不高时,可看做等直径,采用平均直径进行计算,计算花键轴传动轴一般只验算弯曲刚度,花键轴还应进行键侧挤压验算弯曲刚度验算;的刚度时可采用平均直径或当量直径一般将轴化为集中载荷下的简支梁,其挠度和倾角计算公式见《金属切削机床设计》表7-
15.分别求出各载荷作用下所产生的挠度和倾角,然后叠加,注意方向符号,在同一平面上进行代数叠加,不在同一平面上进行向量叠加
①Ⅰ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最大挠度查《机械制造装备设计》表3-12许用挠度;
②Ⅱ轴、Ⅲ轴的校核同上
6.
5.2键的校核键和轴的材料都是钢,由《机械设计》表6-2查的许用挤压应力取其中间值,键的工作长度,键与轮榖键槽的接触高度由《机械设计》式(6-1)可得可见连接的挤压强度足够了,键的标记为
7.各变速组齿轮模数的确定和校核
7.1齿轮模数的确定齿轮模数的估算通常同一变速组内的齿轮取相同的模数,如齿轮材料相同时,选择负荷最重的小齿轮,根据齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条件按《金属切削机床设计》表7-17进行估算模数和,并按其中较大者选取相近的标准模数,为简化工艺变速传动系统内各变速组的齿轮模数最好一样,通常不超过2~3种模数先计算最小齿数齿轮的模数,齿轮选用直齿圆柱齿轮及斜齿轮传动,查《机械设计》表10-8金属切削机床的精度等级为3~8主传动齿轮或重要的齿轮传动,精度等级偏上限选择故齿轮精度选用7级精度,再由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为40Cr调质,硬度为280HBS根据《金属切削机床设计》表7-17;有公式
①齿面接触疲劳强度
②齿轮弯曲疲劳强度⑴、a变速组分别计算各齿轮模数,先计算最小齿数22的齿轮
①齿面接触疲劳强度其中:-公比;=2;P-齿轮传递的名义功率;P=
0.
967.5=
7.2KW;-齿宽系数=;-齿轮许允接触应力,由《机械设计》图10-21(d)按MQ线查取;=750MPa,-计算齿轮计算转速;K-载荷系数取
1.2∴根据《机械制图》表7-11将齿轮模数圆整为
4.5mm
②齿轮弯曲疲劳强度其中:P-齿轮传递的名义功率;P=
0.
967.5=
7.2KW;-齿宽系数=;-齿轮许允齿根应力,由《机械设计》图10-20(C)按MQ线查取;-计算齿轮计算转速;K-载荷系数取
1.2;∴∴根据《机械制图》表7-11将齿轮模数圆整为
2.5mm∵所以于是变速组a的齿轮模数取m=
4.5轴Ⅰ上主动轮齿轮的直径轴Ⅱ上三联从动轮齿轮的直径分别为⑵、b变速组确定轴Ⅱ上另两联齿轮的模数,先计算最小齿数17的齿轮1齿面接触疲劳强度其中:-公比;=4;P-齿轮传递的名义功率;P=
0.
9227.5=
6.915KW;-齿宽系数=;-齿轮许允接触应力,由《机械设计》图10-21(d)按MQ线查取;-计算齿轮计算转速;K-载荷系数取
1.2=750MPa,∴∴根据《机械制图》表7-11将齿轮模数圆整为
5.5mm
②齿轮弯曲疲劳强度其中:P-齿轮传递的名义功率;P=
0.
9227.5=
6.915KW;-齿宽系数=;-齿轮许允齿根应力,由《机械设计》图10-20(c)按MQ线查取;-计算齿轮计算转速;K-载荷系数取
1.2,∴∴根据《机械制图》表7-11将齿轮模数圆整为3mm∵所以于是变速组b的齿轮模数取m=
5.5mm轴Ⅱ上主动轮齿轮的直径轴Ⅲ上三联从动轮齿轮的直径分别为⑶、c变速组为了使传动平稳,所以使用斜齿轮,取,螺旋角计算中心距a,圆整后取280mm修正螺旋角,因值改变不多,所以参数,,等值不必修正所以轴Ⅲ上两联动主动轮齿轮的直径分别为轴Ⅳ上两从动轮齿轮的直径分别为⑷、标准齿轮参数国家标准(GB/T1356-1988)中规定,分度圆上的压力角为标准值,α=200从《机械原理》表10-2查得以下公式齿顶圆直径;齿根圆直径;分度圆直径;齿顶高;齿根高;齿轮的具体值见下表表
7.1齿轮尺寸表(单位mm)齿轮齿数z模数分度圆直径d齿顶圆直径齿根圆直径齿顶高齿根高
1334.
5148.
5157.
5137.
254.
55.
6252224.
59910887.
754.
55.
6253294.
5130.
5139.
5119.
254.
55.
6254334.
5148.
5157.
5137.
254.
55.
6255444.
5198207186.
754.
55.
6256374.
5166.
5175.
5155.
254.
55.
6257175.
593.
5104.
579.
755.
56.
8758425.
5231242217.
255.
56.
8759285.
5154165140.
255.
56.
87510675.
5368.
5379.
5354.
755.
56.
87511425.
5231242217.
255.
56.
87512565.
5308319294.
255.
56.
8751360636037234567.
5141861081209367.
51530618019216567.
51672643244441767.
57.2齿轮的设计由公式得
①Ⅰ轴主动轮齿轮;
②Ⅱ轴主动轮齿轮;
③Ⅲ轴主动轮齿轮;一般一对啮合齿轮,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,应使主动轮比从动轮齿宽大(5~10mm)所以,,,,,通过齿轮传动强度的计算,只能确定出齿轮的主要尺寸,如齿数、模数、齿宽、螺旋角、分度圆直径等,而齿圈、轮辐、轮毂等的结构形式及尺寸大小,通常都由结构设计而定当齿顶圆直径时,可以做成实心式结构的齿轮当时,可做成腹板式结构,当齿顶圆直径时,可做成轮辐截面为“十”字形的轮辐式结构的齿轮再考虑到加工问题,现决定把齿轮
8、
10、13和16做成腹板式结构其余做成实心结构根据《机械设计》图10-39(a)腹板式齿轮结构尺寸计算如下
①齿轮8结构尺寸计算,;;;;;,C取13cm
②齿轮10结构尺寸计算;;;;;;,C取11cm
③齿轮13结构尺寸计算,;;;,C取14cm
④齿轮16结构尺寸计算,;;;,C取12cm
8.齿轮校验在验算变速箱中的齿轮应力时,选相同模数中承受载荷最大,齿数最小的齿轮进接触应力和弯曲应力的验算这里要验算的是齿轮2,齿轮7,齿轮14这三个齿轮
8.1齿轮强度校核计算公式
①弯曲疲劳强度;
②接触疲劳强度
8.
1.1校核a组齿轮
①弯曲疲劳强度;校核齿数为22的齿轮,确定各项参数⑴n=355r/min⑵确定动载系数∵齿轮精度为7级,由《机械设计》图10-8查得动载系数由《机械设计》使用系数⑶⑷确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数查《机械设计》表10-4,得非对称齿向载荷分配系数;h==
25.3;查《机械设计》图10-13得⑸确定齿间载荷分配系数:由《机械设计》表10-2查的使用,由《机械设计》表10-3查得齿间载荷分配系数⑹确定载荷系数:⑺查《机械设计》表10-5齿形系数及应力校正系数;⑻计算弯曲疲劳许用应力由《机械设计》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限《机械设计》图10-18查得寿命系数取疲劳强度安全系数S=
1.3,
②接触疲劳强度⑴载荷系数K的确定⑵弹性影响系数的确定;查《机械设计》表10-6得⑶查《机械设计》图10-21(d)得,故齿轮2合适
8.
1.2校核b组齿轮
①弯曲疲劳强度;校核齿数为17的齿轮,确定各项参数⑴n=224r/min⑵确定动载系数齿轮精度为7级,由《机械设计》图10-8查得动载系数⑶⑷确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数查《机械设计》表10-4,插值法得非对称齿向载荷分配系数查《机械设计》图10-13得⑸确定齿间载荷分配系数:由《机械设计》表10-2查的使用;由《机械设计》表10-3查得齿间载荷分配系数⑹确定动载系数:⑺查《机械设计》表10-5齿形系数及应力校正系数、⑻计算弯曲疲劳许用应力由《机械设计》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限《机械设计》图10-18查得寿命系数疲劳强度安全系数S=
1.3,
②接触疲劳强度u=67/17=
3.94;⑴、载荷系数K的确定⑵、弹性影响系数的确定;查《机械设计》表10-6得⑶、查《机械设计》图10-21(d)得,故齿轮7合适
8.
1.3校核c组齿轮
①弯曲疲劳强度;校核齿数为18的齿轮,确定各项参数⑴n=112r/min⑵确定动载系数齿轮精度为7级,由《机械设计》图10-8查得动载系数⑶⑷确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数查《机械设计》表10-4,插值法得非对称齿向载荷分布系数,查《机械设计》图10-13得⑸确定齿间载荷分配系数:由《机械设计》表10-2查的使用,由《机械设计》表10-3齿间载荷分布系数,⑹确定荷载系数:⑺查表10-5齿形系数及应力校正系数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《机械设计》图10-18查得寿命系数疲劳强度安全系数S=
1.3,
②接触疲劳强度⑴载荷系数K的确定⑵弹性影响系数的确定;查《机械设计》表10-6得⑶查《机械设计》图10-21(d)得,故齿轮14合适
9.主轴组件设计主轴的结构储存应满足使用要求和结构要求,并能保证主轴组件具有较好的工作性能主轴结构尺寸的影响因素比较复杂,目前尚难于用计算法准确定出通常,根据使用要求和结构要求,进行同型号筒规格机床的类比分析,先初步选定尺寸,然后通过结构设计确定下来,最后在进行必要的验算或试验,如不能满足要求可重新修改尺寸,直到满意为直主轴上的结构尺寸虽然很多,但起决定作用的尺寸是外径D、孔径d、悬伸量a和支撑跨距L图
9.
19.1主轴的基本尺寸确定
9.
1.1外径尺寸D主轴的外径尺寸,关键是主轴前轴颈的(前支撑处)的直径选定后,其他部位的外径可随之而定一般是通过筒规格的机床类比分析加以确定320mm车床,P=
7.5KW查《机械制造装备设计》表3-13,前轴颈应初选后轴颈取
9.
1.2主轴孔径d中型卧式车床的主轴孔径,已由d=48mm增大到d=60-80mm当主轴外径一定时,增大孔径受到一下条件的限制,
1、结构限制;对于轴径尺寸由前向后递减的主轴,应特别注意主轴后轴颈处的壁厚不允许过薄,对于中型机床的主轴,后轴颈的直径与孔径之差不要小于,主轴尾端最薄处的直径不要小于
2、刚度限制;孔径增大会削弱主轴的刚度,由材料力学知,主轴轴端部的刚度与截面惯性矩成正比,即据上式可得出主轴孔径对偶刚度影响的,有图可见图
9.2当时,,说明空心主轴的刚度降低较小当时,,空心主轴刚度降低了24%,因此为了避免过多削弱主轴的刚度,一般取主轴孔径d确定后,可根据主轴的使用及加工要求选择锥孔的锥度锥孔仅用于定心时,则锥孔应大些,若锥孔除用于定心,还要求自锁,借以传递转矩时,锥度应小些,我这里选用莫氏六号锥孔初步设定主轴孔径d=60mm,主轴孔径与外径比为
0.
59.
1.3主轴悬伸量a主轴悬伸量的大小往往受结构限制,主要取决于主轴端部的结构形式及尺寸、刀具或夹具的安装方式、前轴承的类型及配置、润滑与密封装置的结构尺寸等主轴设计时,在满足结构的前提下,应最大限度的缩短主轴悬伸量a根据结构定悬伸长度
9.
1.4支撑跨距L当前,多数机床的主轴采用前后两个支撑,结构简单,制造、装配方便,容易保证精度,但是,由于两支撑主轴的最佳支距一般较短,结构设计难于实现,故采用三支撑结构要比前后支距地影响大得多,因此,需要合理确定为了使主轴组件获得很高的刚度可抗震性,前中之距可按两支撑主轴的最佳只距来选取由于三支撑的前后支距对主轴组件的性能影响较小,可根据结构情况适当确定如果为了提高主轴的工作平稳性,前后支距可适当加大,如取采用三支撑结构时,一般不应该把三个支撑处的轴承同时预紧,否则因箱孔及有关零件的制造误差,会造成无法装配或影响正常运作因此为了保证主轴组件的刚度和旋转精度,在三支撑中,其中两个支撑需要预紧,称为紧支撑;另外一个支撑必须具有较大的间隙,即处于“浮动”状态,称为松支撑,显然,其中一个紧支撑必须是前支撑,否则前支撑即使存有微小间隙,也会使主轴组件的动态特性大为降低试验表明,前中支撑为紧支撑、后支撑位松支撑,要比前后支撑位紧支撑、中支撑为松支撑的结构静态特性显著提高
9.
1.5主轴最佳跨距的确定
[1]考虑机械效率,主轴最大输出转距.床身上最大加工直径约为最大回转直径的50到60%即加工工件直径取为160mm则半径为
0.
08.
[2]计算切削力图
9.3前后支撑力分别设为.⑶轴承刚度的计算根据式《结构设计》(方键主编)(6-1)有查《结构设计》(方键主编)表6-11得轴承根子有效长度、球数和列数再带入刚度公式;⑷主轴当量直径;⑸主轴惯性矩;⑹计算最佳跨距设查《金属切削机床设计》(3-14);式中∴∴式中
9.2主轴刚度验算机床在切削加工过程中,主轴的负荷较重,而允许的变形由很小,因此决定主轴结构尺寸的主要因素是它的变形大小对于普通机床的主轴,一般只进行刚度验算通常能满足刚度要求的主轴,也能满足强度要求只有重载荷的机床的主轴才进行强度验算对于高速主轴,还要进行临界转速的验算,以免发生共振一弯曲变形为主的机床主轴如车床、铣床,需要进行弯曲刚度验算,以扭转变形为主的机床(如钻床),需要进行扭转刚度验算当前主轴组件刚度验算方法较多,没能统一,还属近似计算,刚度的允许值也未做规定考虑动态因素的计算方法,如根据部产生切削颤动条件来确定主轴组件刚度,计算较为复杂现在仍多用静态计算法,计算简单,也较适用主轴弯曲刚度的验算;验算内容有两项其一,验算主轴前支撑处的变形转角,是否满足轴承正常工作的要求;其二,验算主轴悬伸端处的变形位移y,是否满足加工精度的要求对于粗加工机床需要验算、y值;对于精加工或半精加工机床值需验算y值;对于可进行粗加工由能进行半精的机床(如卧式车床),需要验算值,同时还需要按不同加工条件验算y值支撑主轴组件的刚度验算,可按两支撑结构近似计算如前后支撑为紧支撑、中间支撑位松支撑,可舍弃中间支撑不计(因轴承间隙较大,主要起阻尼作用,对刚度影响较小);若前中支撑位紧支撑、后支撑为松支撑时,可将前中支距当做两支撑的之距计算,中后支撑段主轴不计
9.3主轴前支撑转角的验算;机床粗加工时,主轴的变形最大,主轴前支撑处的转角有可能超过允许值,故应验算此处的转角因主轴中后支撑的变形一般较小,故可不必计算主轴在某一平面内的受力情况如图图
9.4在近似计算中可不计轴承变形的影响,则该平面内主轴前支撑处的转角用下式计算;切削力的作用点到主轴前支承支承的距离S=a+W,对于普通车床,W=
0.4H,(H是车床中心高,设H=200mm则当量切削力的计算主轴惯性矩式中传动力Q的计算其中所以∴∵∴主轴前支撑转角满足要求
9.4各轴轴承的选用的型号
①主轴前支承N219E;9517032;中支撑N220E;10018034;后支撑N220E;10018034;
②Ⅰ轴离合器及齿轮处支承均用N4084011027;带轮处支承N4094512029;
③Ⅱ轴前支承N4084011027;后支承N4105013031;
④Ⅲ轴前支承N4094512029;后支承N
41155140339.
4.1各轴轴承的校核⑴、Ⅰ轴轴承的校核Ⅰ轴选用的是深沟球轴承6207,其基本额定负荷为
25.5KN由于该轴的转速是定值,所以齿轮越小越靠近轴承,对轴承的要求越高根据设计要求,应该对Ⅰ轴未端的滚子轴承进行校核
①齿轮的直径
②Ⅰ轴传递的转矩∴
③齿轮受力根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为:图
9.5在水平面在水平面∴
④因轴承在运转中有中等冲击载荷,又由于不受轴向力,《机械设计》表13-6查得载荷系数=
1.2-
1.8,取,则有
⑤轴承的寿命计算:所以按轴承的受力大小计算寿命故该轴承N408能满足要求⑵、其他轴的轴承校核同上,均符合要求
9.5摩擦式离合器的选择和计算摩擦式离合器目前在机床中应用广泛,因为它可以在运转中接通或脱开,具有结合平稳、没有冲击、结构紧凑的特点,部分零件已经标准化,多用于机床主传动
①计算转矩,查《机械设计手册》表6-3-21得∴
②摩擦盘工作面的平均直径式中d为轴的直径
③摩擦盘工作面的外直径
④摩擦盘工作面的内直径
⑤摩擦盘宽度b
⑥摩擦面对数m,摩擦副材料为淬火钢,对偶材料为淬火钢,摩擦因数取
0.08,许用压强取,许用温度120℃.∴m圆整为
7.∴摩擦面片数z=7+1=
8.
⑦摩擦片脱开时所需的间隙,因为采用湿式所以
⑧许用传递转矩因为
⑨压紧力Q⑩摩擦面压强p选用带滚动轴承的多片双联摩擦离合器,因为安装在箱内,所以采取湿式表
9.1特征参数图号许用转距重量/kg转动惯量/接合力/N脱开力/N内部外部图a
1204.
70.
00350.0050170100表
9.2主要尺寸图号许用转矩DABcEFG闭式开式图a1201832-1081001832604570表
9.3主要尺寸图号HJLRSa图a85475181152656435-102011谢辞首先我要感谢我的毕业设计指导魏常武对我的悉心教导,并且感谢所有给予我帮助的老师们,在设计过程中,我通过查阅大量有关资料,与同学交流经验和自学,并向老师请教等方式,使自己学到了不少知识,也经历了不少艰辛,但收获同样巨大在整个设计中我懂得了许多东西,也培养了我独立工作的能力,树立了对自己工作能力的信心,相信会对今后的学习工作生活有非常重要的影响而且大大提高了动手的能力,使我充分体会到了在创造过程中探索的艰难和成功时的喜悦虽然这个设计做的也不太好,但是在设计过程中所学到的东西是这次毕业设计的最大收获和财富,使我终身受益总结毕业的时间一天一天的临近,毕业设计也接近了尾声在不断的努力下我的毕业设计终于完成了在没有做毕业设计以前觉得毕业设计只是对这几年来所学知识的大概总结,但是真的面对毕业设计时发现自己的想法很多是错误的毕业设计不仅是对前面所学知识的一种检验,而且也是对自己能力的一种提高通过这次毕业设计使我明白了,自己原来知识太理论化了,单独面对的课题时的感觉很茫然的自己要学习的东西还太多,以前老是觉得自己什么东西都会,什么东西都懂,有点眼高手低通过这次毕业设计,我才明白学习是一个长期积累的过程,在以后的工作、生活中都应该不断的学习,努力提高自己知识和综合素质参考文献
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