【正文】 Ⅱ軸： 626306 Ⅲ 軸： 832366 Ⅴ 軸采用平鍵 18x120 Ⅱ ～ Ⅲ 軸間傳動齒輪精度為 877— 8b， Ⅲ ～ Ⅴ 軸間齒輪精度為 766— 7b。是一種新型軸承，在 近年生產(chǎn)的機床上廣泛采用。 推力球軸承。 （ 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 29 也有用三個支撐的了。 軸承配置時，除選擇軸承的類型不同外，推力軸承的布置是主要差別。 3)徑向力和兩個方向的軸向力都應傳遞到箱體上，即負荷都由機床支撐件承受。選擇軸承的精度時，既要考慮機床精度要求，也要考慮經(jīng)濟性。 （ 4）軸承間隙的調(diào)整 為了提高主軸的回轉精度和剛度，主軸軸承的間隙應能調(diào)整。雙列短圓柱滾子軸承內(nèi)圈相對外圈可以移動，當內(nèi)圈向大端軸向移動時，由于 1： 12 的內(nèi)錐孔，內(nèi)圈將脹大消除間隙 。 螺母端面對螺紋中心線垂直度、軸上和孔上套簡兩端平行度等均有嚴格的精度要求。 本車床為普通精度級的輕型機床，為了簡化結構、主軸采用了軸向后端定位的兩支承主軸組件 。前軸承為 C 級精度，后軸承為 D 級精度。 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 ～ 的間隙（間隙越小 ，密封效果越好，但工藝困難）。徑向式的軸承蓋要做成剖分式，較為復雜。卸荷皮帶輪的潤滑采用毛氈式密封， 以防止外界雜物進入。 為了對中，在主動軸的半離合器上固定有滑環(huán)，從動軸可在滑環(huán)中自由轉動。該制動器制動盤是一個鋼制圓盤，與軸用花鍵聯(lián)接，周邊圍著制動帶。為了操縱方便并保證離合器與制動器的聯(lián)鎖運動，采用一個操縱手柄控制。 其他結構問題 主軸上齒輪應盡可能靠近前軸承，大齒輪更應靠前，這樣可以減小主軸的扭轉變形。 主軸的直徑主要取決于主軸需要的剛度、結構等。主軸頭部需要淬火，硬度為 HRC50～ 55。再今后的生活中我也一定會不斷的學習不斷的進取，將自己的所學充分發(fā)揮到 工作當中去。 老師平日里工作繁多，但在我做設計的每個階段，從撰寫開題報告到查閱資料，設計草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細設計等整個過程中都給予了我悉心的指導。 最后感謝母校對我的悉心培養(yǎng)，及各位老師所傳授的專業(yè)知識，這些知識將幫助我克服以后工作中遇到的各種困難。 其次我要感謝我的室友和幾位好友，他們 幫助我克服了許多困難來 完成此次設計。最后向老師表示衷心的感謝 。 32 總結 這次的機械制造裝備課程設計上我學到了很多課堂上學不到的知識，充分把自己所學的知識運用到實際問題上面。主軸一般選優(yōu)質(zhì)中碳鋼即可。支承孔如果直接開在箱體上，內(nèi)端面加工有一定難度。齒條軸凸起的左、右邊都是凹槽。制動帶的一端與杠桿連接。 制動器安裝在軸Ⅲ，在離合器脫開時制動主軸，以縮短輔助時間 。主軸換向比較頻繁，采用牙嵌式離合器。 因此，由于Ⅰ軸軸頸較小，線速度較低，為了保證密封效果，采用皮碗式接觸密封。在軸上增開了溝槽（矩形或鋸齒形），效果又比前兩種好。 主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要而困難。為了保證主軸的回轉精度，主軸前后軸承均采用壓塊式防松螺母調(diào)整軸承的間隙。為了便于裝配和軸承間隙調(diào)整， Ⅱ、Ⅲ軸均采用圓錐滾子軸承。特別要注意：調(diào)整螺母的端面與螺紋中心線的垂直度，隔套兩個端面的平行度都較高要求，否則，調(diào)整時可能將軸承壓偏而破壞精度。預負載使軸承內(nèi)產(chǎn)生接觸變形，過大的預負載對提高剛度沒有明顯的效果，而磨損發(fā)熱量和噪聲都會增大，軸承壽命將因此而降低。另外軸承的內(nèi)外環(huán)都是薄壁件，軸和孔的形狀誤差都會反映到軸承滾道上去。前軸承的誤差對主軸前端的影響最大，所以前軸承的精度一般比后軸承選擇高一級。 在配置軸承時，應注意以下幾點： 1)每個支撐點都要能承受徑向力。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。 向心推力球軸承。外徑比同規(guī)格的雙列圓柱滾子軸承小一些。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。 從工藝角度考慮，其他固定齒輪（主軸上的齒輪除外）也采用花鍵聯(lián)接。后支承： 30207 Ⅳ軸 前支承： 30208。中支承： N219E。 m 彎矩圖和扭矩圖所示： 圖 41 彎矩圖和扭矩圖 由上述內(nèi)力圖，可以判定軸的危險截面為截面 B，在截面 B 上扭矩 T=230N178。 179。 179。 主軸最大轉矩求切削力 Fc= 切削力平移到主軸端部，隨之在垂直平面和水平平面內(nèi)產(chǎn)生一個附加彎矩 Mc，Mp，把切削力作用點取離主軸夾頭端面（ 1/2~1/3） l 件 處， l 件 見表 726 Mc=（ 2/3） Fcl 件 =2/3179。 主軸撓度的校核 Ⅱ軸的校核 ： 通過受力分析，在一軸的三對嚙合齒輪副中，中間的兩對齒輪對Ⅰ軸中點處 的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進行校核 NdTF mNnPT t 20 17)1096/(66?????? ????????? ? ,228,33010200,36:2852922mmbmmxPaEmmdNFFFP tt?????????已知 ? ? mmy ??? 24 ? ?? ? ? ? ? ?? ?mmlIEbxlxbFY B33434943222222106851064361020211033022868533022828526?????????????????????????????????? ? ? 所以合格,yYB ? 。 校核 b 傳動組齒輪 校核齒數(shù)為 22 的即可，確定各項參數(shù) ⑴ P=,n=400r/min, mmNnPT ????????? 466 ⑵確定動載系數(shù)： smdnv / 40066100060 ?? ????? ?? 齒輪精度為 7 級，由《機械設計》查得使用系數(shù) ?vK ⑶ mmmb m 2438 ????? ? ⑷確定齒向載荷分配系數(shù) :取齒寬系數(shù) 1?d? 非對 稱 ? ?2 2 31 .1 2 0 .1 8 1 0 .6 0 .2 3 1 0H d dKb? ?? ?? ? ? ? ? )( 3 ??????? ? )(40/ ???hb ,查《機械設計》得 ??FK ⑸確定齒間載荷分配系數(shù) : NdTFt 145080 4 ????? mNb FK tA / ???? 由《機械設計》查得 22 ???? ⑹確定動載系數(shù) : ?????? ?? HFvA KKKKK ⑺查 表 105 ?FaY ?SaF ⑻計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 aFE Mp540?? 。 3=18~30mm 一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設計上，應使主動輪比小齒輪齒寬大 綜上所述，齒輪的基本參數(shù)如下表所示 表 36 床頭 箱各齒輪參數(shù) 齒數(shù) Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 20 56 44 42 88 52 42 模數(shù) 2 3 3 ? ? ? ? MP aSKMP aSK FEFNFFEFNF 244。應力校正系數(shù) YSa1=,YSa2=. ? ? ? ? 01 。 108/4=179。 300179。 Z11 位于 III 軸 1）小齒輪傳遞的轉矩 T1= 2）計算應力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=60179。 4）計算疲勞彎曲許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=，則 ? ? ? ? MP aSKMP aSK FEFNFFEFNF 247。 109 N2=179。（ 15179。 第二變速 組：相同模數(shù)承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪為 Z7。 222111 ???? ???? 計算載荷系數(shù)， 5 7 4 ?? ?? FFvA KKKKK 由《機械設計》表 105 查得齒形系數(shù) YFa1=,YFa2=。 m i n/ 513m in rnn Zzv ???? ?? 16 模數(shù) mmzdm tt ??, 齒高 h== mm, ?hb 根據(jù) v= m/s ,7 級精度，由《機械設計》圖 108 查得動載系數(shù) Kv=，直齒輪 1?? ?? FH KK ,由表 102 查得使用系數(shù) KA=1，由表 104用插值法查得 7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時， KHβ =，由圖 1013 查得 KFβ=；故載荷系數(shù) K= HvA ???HK 8）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑得 mmKKddtt 3311 ??? , 模數(shù) m=d1/z1= mm。 109/2=179。 300179。 N1=60n1jLh=60179。 第一變速組：相同模數(shù)承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪為 Z1。由表32，表 33，表 34 以及公式 d=11sqrt(sqrt(P/Nj[Ф])) 即可確定各軸傳遞效率以及當量直徑。 表 33 各軸的計算轉速 ( 3 ) 各軸傳遞功率的確定 各軸的傳遞功率 N=η*Pe。 （ 1） 允許扭轉角 [Ф]的確定 ?21? 14 一般 機床各軸的允許扭轉角參考值見表 32. 表 32 機床各軸允許扭轉角 [Ф] 本次設計， 中間傳動軸 允許扭轉角 [Ф]均取 。 sin = 各傳動件的計算轉速 主軸的計算轉速 在設計之初，由于確定的僅僅是一個方案，具體構造尚未確定，因此只能根據(jù)統(tǒng)計資料，初步確定主軸的直徑。 ?K 179。 95179。 = （ 3）選取 V帶型的帶型 根據(jù)計算功率 Pca 和小帶輪轉速 nⅡ =900r/min，從《機械設計》圖 811選取 A 型 V 帶。 本次設計共包含 III軸傳動組， IIIII軸傳動組， IVV傳動組和 VVI(主軸 )傳動組四個齒輪副傳動組。為滿足轉速和功率要求，選擇 Y 系列三相異步電動機型號為： Y90L4,其技術參數(shù)見下表 . 表 21 Y90L4型電動機技術數(shù)據(jù) 10 電動機型號 額定功率 /kw 滿載轉速/(r/min) 額定轉矩 最大轉矩 Y90L4 1400 為了便于設計和制造，同一傳動組內(nèi)各齒輪的模數(shù)常取為相同。III， IV 軸為皮帶傳動。 c： 前緩后急 原則；即傳動在前的傳動組，其降速比小，而在后的傳動組，其降速比大。圖 22 為該傳動的 傳動系圖 。故本設計采用的結構式為： 12=3（ 1） *2（ 3） *2（ 6） 式中 12表示 級數(shù)。 傳動系 圖 只表示各傳動副傳動比的相關關系，而不表示數(shù)值， 因而繪制成對稱形式 (圖 22)。因此，從傳動順序來講，盡量使前面的傳動件多以些，即前多后少原則。 本課題主要研究內(nèi)容 設計目的：通 過臥式機床主軸箱的結構設計，在擬定傳動和變速的結構方案過程中，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，并具有初步的結構分析、結構設計和計算能力。使用性能是指零件在正常使用狀態(tài)下，材料應具備的性能．包括力學性能、物理性能和化學性能。 ，其靜態(tài)特性 (包括靜強度和靜剛度等 )和動態(tài)特性 (振動響應特性和熱穩(wěn)定性等 )優(yōu)劣都將直接影響到整臺車床的使用性能。要求