臥式車床主軸箱設計(編輯修改稿)
2025-01-11 02:36 本頁面
【文章內容簡介】 與 L0 較接近的節(jié)線長度 LP 按下式計算所需中心距 a≈ a0 考慮安裝調整和補償初拉力的需要中心距 a 的變動范圍為 a0015 a003 由以上計算得中心距 a 43414mm 帶長為 1600mm 驗算包角 18005730 1569≥ 1200 符合設計要求 4 計算膠帶的彎曲次數(shù) u u [s1]≤ 40[s1] 式中 m 帶輪的個數(shù) 代入相關的數(shù)據(jù)計算得 u 13125[s1]≤ 40[s1] 符合設計要求 5 確定三角膠帶的根數(shù) Z 根據(jù)計算功率 PC 和許用功率 [P0]可求得膠帶根數(shù) Z 帶入各參數(shù)值計算圓整結果為 4 即需用 4 根膠帶 6 確定初拉力 F0 和對軸的壓力 Q 查《機床課程設計指導書》表 15 知 A 型膠帶的初拉力 F0 的范圍為 100～150[N] 此處確定為 120 [N] 作用在軸上的壓力 Q 2 F0 z sin 7054[N] 15 結構設計 計 根據(jù) V帶計算選用 4根 B型 V帶由于Ⅰ軸安裝摩擦離合器及傳動齒輪為了改善它們的工作條件保證加工精度采用卸荷式帶輪結構 向與制動機構設計 本機床是適用于機械加工車間和維修車間的普通車床主軸換向比較頻繁才用雙向片式摩擦離合器這種離合器由內摩擦片外摩擦片止推片壓塊和空套齒輪組成離合器左右兩部門結構是相同的左離合器傳動主軸正轉用于切削加工需要傳遞的轉矩較大片數(shù)較多右離合器用來傳動主軸反轉主要用于退回片數(shù)較少這種離合器的工作原理是內摩擦片的花鍵孔裝在軸Ⅰ的花鍵上隨軸旋轉外摩擦 片的孔為圓孔直徑略大于花鍵外徑外圓上有 4 個凸起嵌在空套齒輪的缺口之中內外摩擦片相間安裝用桿通過銷向左推動壓塊時將內片與外片相互壓緊軸Ⅰ的轉矩便通過摩擦片間的摩擦力矩傳遞給齒輪使主軸正傳同理當壓塊向右時使主軸反轉壓塊處于中間位置時左右離合器都脫開軸Ⅱ以后的各軸停轉 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此次設計采用帶式制動器該制動器制動盤是一個鋼制圓盤與軸用花鍵聯(lián)接周邊圍著制動帶制動帶是一條剛帶內側有一層酚醛石棉以增加摩擦制動帶的一端與杠桿連接另一端與箱體連接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當離合器脫開時齒條處于中間位置將制動帶拉緊齒條軸凸起的左右邊都是凹槽左右離合器中任一個結合時杠桿都按順時針方向擺動使制動帶放松 設計 機床的變速系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速機構根據(jù)各傳動軸的工作特點基本組第一擴大組以及第二擴大組的滑移齒輪均采用了整體式滑移齒輪所有滑移齒輪與傳動軸間均采用花鍵聯(lián)接 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)接由于主軸直徑較大為了降低加工成本而采用了單鍵聯(lián)接 各軸采用的花鍵分別為Ⅰ軸 6 23266 Ⅱ軸 6 26 30 6 Ⅲ軸 8 36 40 7 Ⅰ～Ⅲ軸間傳動齒輪精度為 8778bⅢ～Ⅳ軸間齒輪精度為 7667b 選擇 為了方便安裝Ⅰ軸上傳動件的外徑均小于箱體左側支承孔直徑均采用深溝球軸承為了便于裝配和軸承間隙調整ⅡⅢ軸均采用圓錐滾子軸承滾動軸承均采用 E 級精度 件 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支承采用雙列圓柱滾子軸承后支承采用角接觸球軸承和單向推力球軸承為了保證主軸的回轉精度主軸前后軸承均采用 壓塊式防松螺母調整軸承的間隙主軸前端采用短圓錐定心結構型式 前軸承為 C 級精度后軸承為 D 級精度 統(tǒng)設計 主軸箱內采用飛濺式潤滑油面高度為 65mm左右甩油環(huán)浸油深度為 10mm左右潤滑油型號為 IIJ30 卸荷皮帶輪軸承采用脂潤滑方式潤滑脂型號為鈣質潤滑脂 置設計 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而主軸直徑大線速度較高則采用了非接觸式密封卸荷皮帶輪的潤滑采用毛氈式密封以防止外界雜物進入 16 傳動件驗算 度驗算 由于機床主軸箱中各軸的應力都比較小驗算時通常用復合應力公 式進行計算 Rb ≤ [Rb] [MPa] [Rb] 許用應力考慮應力集中和載荷循環(huán)特性等因素 W 軸的危險斷面的抗彎斷面系數(shù) 花鍵軸的抗彎斷面系數(shù) W 其中 d 花鍵軸內徑 D 花鍵軸外徑 b 花鍵軸鍵寬 z 花鍵軸的鍵數(shù) T 在危險斷面上的最大扭矩 T 955104 N 該軸傳遞的最大功率 該軸的計算轉速 M 該軸上的主動被動輪的圓周力徑向力所引起的最大彎矩 齒輪的圓周力 Pt 2TDD 為齒輪節(jié)圓直徑 直齒圓柱齒輪的徑向力 Pr 05 Pt 求得齒輪的作用力即可計算軸承處的支承反力由此得到 最大彎矩 對于軸ⅠⅡ由表 29 得 [Rb] 70[MPa] 對于軸Ⅲ [Rb] 65[MPa] 由上述計算公式可計算出 軸Ⅰ Rb 536[MPa]≤ [Rb] 軸Ⅱ Rb 483[MPa]≤ [Rb] 軸Ⅲ Rb 611[MPa]≤ [Rb] 故傳動軸的強度校驗符合設計要求 鍵鍵側壓應力 花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為 ≤ [] [MPa] 式中 花鍵傳遞的最大扭矩 Dd 花鍵的外徑和內徑 z 花鍵的齒數(shù) 載荷分布不均勻系數(shù)通常取為 075 使用上述公式對三傳動軸上的花鍵校核結果符合設計要求 承驗算 機 床的一般傳動軸用的滾動軸承主要是由于疲勞破壞而失效故應對軸承進行疲勞壽命驗算下面對按軸頸尺寸及工作狀況選定的滾動軸承型號進行壽命驗算 Lh 500≥ [T] 式中 Lh 額定壽命 C 滾動軸承尺寸表所示的額定動負荷 [N] 速度系數(shù) 工作情況系數(shù)由表 36 可取為 11 ε壽命系數(shù)對于球軸承ε 3 對于滾子軸承ε 103 軸承的計算轉速為各軸的計算轉速 Ks 壽命系數(shù)不考慮交變載荷對材料的強化影響時 Ks KNKnKT KN 功率利用系數(shù)查表為 058 Kn 轉速變化系數(shù)查表 37 得 082 KT 工作期限系數(shù) 按前面的工作期限系數(shù)計算 Kl 齒輪輪換工作系數(shù)可由表 38 查得 P 當量動載荷 [N ] 使用上述公式對各軸承進行壽命校核所選軸承均符合設計要求 柱齒輪的強度計算 在驗算主軸箱中的齒輪強度時選擇相同模數(shù)中承受載荷最大的齒數(shù)最小的齒輪進行接觸和彎曲疲勞強度驗算一般對高速傳動齒輪主要驗算接觸疲勞強度對低速傳動齒輪主要驗算彎曲疲勞強度 根據(jù)以上分析現(xiàn)在對Ⅰ軸上齒數(shù)為 24 的齒輪驗算接觸疲勞強度對Ⅳ軸上齒數(shù)為 30 的齒輪驗算彎曲疲勞強度 對于齒數(shù)為 24 的齒輪按接觸疲勞強度計
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鄂ICP備17016276號-1