機床主軸變速箱課程設(shè)計

1、沈陽工程學(xué)院 機床主軸變速箱課程設(shè)計班 級： 機械本112 姓 名： 學(xué) 號： 專 業(yè)：機械設(shè)計制造及其自動化指導(dǎo)教師： 日 期: 2015/01/122015-01-23 沈 陽 工 程 學(xué) 院 機床主軸變速箱設(shè)計 課程設(shè)計成績評定表系（部）： 機械工程系 班級： 機 學(xué)生姓名： 指 導(dǎo) 教 師 評 審 意 見評價內(nèi)容具 體 要 求權(quán)重評 分加權(quán)分調(diào)研論證能獨立查閱文獻,收集資料；能制定課程設(shè)計方案和日程安排。0.15432工作能力態(tài)度工作態(tài)度認真，遵守紀律，出勤情況是否良好，能夠獨立完成設(shè)計工作， 0.25432工作量按期圓滿完成規(guī)定的設(shè)計任務(wù)，工作量飽滿，難度適宜。0.25432說明書的

2、質(zhì)量說明書立論正確，論述充分，結(jié)論嚴謹合理，文字通順，技術(shù)用語準確，符號統(tǒng)一，編號齊全，圖表完備，書寫工整規(guī)范。0.55432指導(dǎo)教師評審成績（加權(quán)分合計乘以12） 分加權(quán)分合計指 導(dǎo) 教 師 簽 名： 年 月 日評 閱 教 師 評 審 意 見評價內(nèi)容具 體 要 求權(quán)重評 分加權(quán)分查閱文獻查閱文獻有一定廣泛性；有綜合歸納資料的能力0.25432工作量工作量飽滿，難度適中。0.55432說明書的質(zhì)量說明書立論正確，論述充分，結(jié)論嚴謹合理，文字通順，技術(shù)用語準確，符號統(tǒng)一，編號齊全，圖表完備，書寫工整規(guī)范。0.35432評閱教師評審成績（加權(quán)分合計乘以8）分加權(quán)分合計評 閱 教 師 簽 名： 年

3、月 日課 程 設(shè) 計 總 評 成 績分 目錄第一章 課程設(shè)計的目的和內(nèi)容- 3 -第二章 課程設(shè)計的步驟- 4 -第一節(jié) 運動設(shè)計- 4 -一、確定主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)：- 4 -二、確定轉(zhuǎn)速數(shù)列：- 4 -三、求出主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)Z：- 4 -四、確定結(jié)構(gòu)式：- 4 -五、繪制轉(zhuǎn)速圖- 5 -六、繪制傳動系統(tǒng)簡圖- 6 -七、確定各變速組齒輪傳動副的齒數(shù)- 7 -第二節(jié) 傳動零件的初步計算- 8 -一、求各軸的計算轉(zhuǎn)速- 8 -二、傳動軸直徑的估算- 9 -三、齒輪模數(shù)的估算- 10 -四、計算各齒輪的參數(shù)- 11 -五、三聯(lián)滑移齒輪設(shè)計：- 12 -五、確定各軸間距- 12 -六、帶輪的選擇- 13

4、-七、片式摩擦離合器的計算- 13 -八、主軸軸承:- 14 -九、主軸和齒輪的連接:- 15 -十、潤滑與密封:- 16 -十一、其它問題:- 16 -第三章 課程設(shè)計的驗算- 17 -一、直齒圓柱齒輪的強度驗算- 17 -二、主軸的彎曲剛度驗算- 20 -三、主軸組件的靜剛度驗算- 21 -四、滾動軸承的驗算- 23 -設(shè)計小結(jié)- 24 -參考文獻- 25 -第一章 課程設(shè)計的目的和內(nèi)容一、題目：機床主軸變速箱設(shè)計二、主要技術(shù)參數(shù)：1、臥式車床，最大回轉(zhuǎn)直徑為320mm。 2、原始數(shù)據(jù)：電動機功率P/kwnmax（rmin-1）nmin（rmin-1）公比f工件材料刀具材料5.513201

5、061.26鋼鐵材料硬質(zhì)合金反轉(zhuǎn)：三、設(shè)計內(nèi)容：1、運動設(shè)計：根據(jù)給定的轉(zhuǎn)速范圍及公比，擬定傳動方案，確定結(jié)構(gòu)形式，畫轉(zhuǎn)速圖，畫傳動系統(tǒng)圖（研究分析齒輪排列方案），計算帶輪直徑和齒輪齒數(shù)。2、動力計算：根據(jù)電動機功率，確定各傳動件的計算轉(zhuǎn)速，對主要零件（如帶、齒輪、主軸、傳動軸、軸承等）進行計算（初算和驗算）。3、結(jié)構(gòu)設(shè)計：進行傳動軸系，變速機構(gòu)，主軸組件，操縱機構(gòu)，換向和制動裝置，箱體，潤滑和密封的布置和結(jié)構(gòu)設(shè)計。4、編寫設(shè)計計算說明書 四、應(yīng)完成的任務(wù) 本學(xué)期第18、19、20周課程設(shè)計，以設(shè)計說明書數(shù)據(jù)為依據(jù)，繪制：1、主軸變速箱草圖一張（A2）手繪；2、展開圖一張（A0）計算機CAD繪

6、圖，主軸零件圖1張。3、三維立體圖pro/e仿真；五、要求1、設(shè)計計算說明書字體端正，層次分明，格式排版準確。2、圖紙圖面清潔，標注準確，符合國家標準；六、設(shè)計說明書主要內(nèi)容及裝訂順序1、封皮2、設(shè)計任務(wù)書；3、成績評審意見表4、中文摘要和關(guān)鍵詞5、目錄（標題及頁次）；6、機床用途和性能（簡要）；7、運動設(shè)計和擬定（簡要方案比較分析；畫傳動系統(tǒng)圖要規(guī)范）；8、主要零件的估算或計算和驗算（主軸組件剛度計算）；9、重要結(jié)構(gòu)的選擇分析；10、設(shè)計小結(jié)； 11、參考文獻（列序號、作者、書名、出版社及年月）；至少6篇第二章 課程設(shè)計的步驟第一節(jié) 運動設(shè)計一、確定主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)： 由給定的參數(shù)，主軸的極限轉(zhuǎn)

7、速為nmax=1320 r/min， nmin=106r/min由公式： 且=1.26 可得=12.878 ，z=+1=12.008取Z=12二、確定轉(zhuǎn)速數(shù)列： 由給定的參數(shù)，=1.41=1.06，Z=12級查表2-5，得12級轉(zhuǎn)速各為： 106，132,170,210,265,315,425,530,670,856,1060,1320,三、求出主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)Z： 因兩軸間變速組的傳動副數(shù)多采用2或3，在設(shè)計簡單變速系統(tǒng)時，變速級數(shù)應(yīng)選為Z=3m2n的形式，m、n為正整數(shù)。四、確定結(jié)構(gòu)式： 12級轉(zhuǎn)速傳動系統(tǒng)的傳動組，選擇傳動組安排方式時，考慮到機床主軸變速箱的具體結(jié)構(gòu)、裝置和性能。在軸如果安置

8、換向摩擦離合器時，為減少軸向尺寸，第一傳動組的傳動副數(shù)不能多，以2為宜。主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大，因此主軸上齒輪少些為好。最后一個傳動組的傳動副常選用2。綜上所述，傳動式為12=232。對于傳動式有6種結(jié)構(gòu)式對應(yīng)的結(jié)構(gòu)網(wǎng)，分別為： 按照傳動副“前多后少”的原則選擇Z=322這一方案，但主軸換向采用雙向片式摩擦離合器結(jié)構(gòu)，致使軸的軸向尺寸過大，所以此方案不宜采用，而應(yīng)先擇12=232。根據(jù)級比指數(shù)分配要“前密后疏”的原則，應(yīng)選用Z=這一方案。驗算結(jié)構(gòu)式中的最末擴大組（按擴大順序的最末、非傳動順序的最末）的調(diào)整范圍=7.88 ，其最后擴大組的變速范圍肯定也符合要求，因此所選結(jié)構(gòu)式比較合

9、理。（一）選定電動機合理的確定電機功率N，使機床既能充分發(fā)揮其使用性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。電動機的功率是5.5kW，根據(jù)機械工程及自動化簡明設(shè)計手冊表22選取Y132M-4型電動機，額定功率5.5kW,滿載轉(zhuǎn)速1440 r/min，額定轉(zhuǎn)距2.3。（二）分配總降速比分配降速比時，應(yīng)注意傳動比的取值范圍：齒輪傳動副中最大傳動比2， 最小傳動比 傳動比過大 ，引起振動和噪音，傳動比過小，使動齒輪與傳動齒輪的直徑相差太大，將導(dǎo)致結(jié)構(gòu)龐大。 最末一級間的數(shù)相隔6極（總 ）：= = 中間軸傳動比可按先慢后快原則，確定最小傳動比，根據(jù)級此指數(shù)確定其他轉(zhuǎn)動比：軸小傳動比為 =

10、 取 = = =軸傳動比為 取 （三）確定傳動軸的軸數(shù) 傳動軸數(shù)=變速組數(shù)+定比傳動副數(shù)+1 =3+0+1=4五、繪制轉(zhuǎn)速圖 先按傳動軸數(shù)及主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)求格數(shù)，畫出網(wǎng)格，用以繪制轉(zhuǎn)速圖，在轉(zhuǎn)速圖上，先分配從電動機轉(zhuǎn)速到主軸最低轉(zhuǎn)速的總降速比，在串聯(lián)的雙軸傳動間畫上u(kk+1)min。再按結(jié)構(gòu)式級比分配規(guī)律畫上各變速組的傳動比射線，從而確定了各傳動副的傳動比。 轉(zhuǎn)速圖： 六、繪制傳動系統(tǒng)簡圖如下簡圖所示。七、確定各變速組齒輪傳動副的齒數(shù)確定各變速組齒輪傳動副的齒數(shù)時應(yīng)根據(jù)以下原則：1、受齒輪最小齒數(shù)Zmin的限制，機床主傳動系統(tǒng)一般只取Zmin1820，以避免產(chǎn)生根切現(xiàn)象。2、 套裝在軸上的小

11、齒輪還考慮到齒根圓到它的鍵槽深處的最小尺寸應(yīng)大于基圓齒厚，以防斷裂，則其最小齒數(shù)Zmin應(yīng)為Zmin1.03D/m +5.6，式中 D齒輪花鍵孔的外徑（mm）,單鍵槽的取其孔中心至鍵槽槽底的尺寸兩倍；m齒輪模數(shù)（mm）。 3、Smin還受最小傳動比umin和允許的最大齒數(shù)Szmax的約束，機床主傳動的最小極限傳動比取umin1/4。中型機床一般取Sz=70100，SZmax=120； 4、Sz的選取不要使兩軸中心距過小，否則可能導(dǎo)致兩軸軸承過近，在等長的多軸變速系統(tǒng)中，還可能使前后變速組的齒輪頂圓與軸相碰，即k軸上前一個變速組中的最大被動齒輪Zmax的齒頂圓與（k+1）軸的外徑dk+1相碰，或

12、（k+1）軸上的后一個變速組中的最大主動齒輪Zmax的齒頂圓與k軸外徑dk相碰。5、三聯(lián)滑移齒輪的相鄰兩輪的齒數(shù)差應(yīng)大于4。避免齒輪右左移動時齒輪右相碰，能順利通過。 6、在同一變速組內(nèi)，盡量選用模數(shù)相同的齒輪。 由上述原則，傳動比已知，傳動比的適用齒數(shù)表查表2-8，查出：= =60,66,72,78,84,90.= =76,84,92,98,106由于可知選用=84，從表查出小齒輪的齒數(shù)為28，22。大齒輪的齒數(shù)則為56，62。=1.41 =77,80,84,90,92,96= =77,80,84,90,92,96 =76,84,92,98,106可選用=92從表中查出小齒論的齒數(shù)38，38

13、,24。大齒輪的齒數(shù)則為54，54,68。=2 =96,102,106,108.= =100,108,114.選用=108 從表中查出小齒輪的齒數(shù)36，22。 大齒輪的齒數(shù)則為72，86?？傻靡韵碌凝X數(shù) （1）ua1=1/1 ； ua2=1/1.26； SZa=84 （2）ub1=1.26 ； ub2=1/1.26； ub3=1.263 /1； SZb=81 （3）uc1=1.262/1 ； uc2=1/1.264； SZc=70第二節(jié) 傳動零件的初步計算 一、求各軸的計算轉(zhuǎn)速（1）、主軸的計算轉(zhuǎn)速由表2-9可知，主軸的計算轉(zhuǎn)速度是低速第一個三分之一變速范圍的最高一級轉(zhuǎn)速，即nj =210r/

14、min。 （2）、各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 軸III有6級轉(zhuǎn)速，其最低轉(zhuǎn)速265r/min，通過雙聯(lián)齒輪使主軸獲得兩級轉(zhuǎn)速：106 r/min和425 r/min。425 r/min比主軸的計算轉(zhuǎn)速高，需傳遞全部功率，故軸III的1265r/min轉(zhuǎn)速也能傳遞全部功率，即njIII=265 r/min 同理可得：njII=530r/min 同理可得：njI=670 r/min（3）、各齒輪的計算轉(zhuǎn)速 各變速組內(nèi)一般只計算組內(nèi)最小的，也是強度最薄弱的齒輪，故也只需要確定最小齒輪的計算轉(zhuǎn)速。 （1）軸IIIIV間變速組的最小齒輪是Z=20，該齒輪使主軸獲得6級轉(zhuǎn)速265 r/min，335 r/min，

15、425 r/min，530 r/min，670r/min，856 r/min，主軸計算轉(zhuǎn)速是210 r/min，故該齒輪在530 r/min時應(yīng)傳遞功率，是計算轉(zhuǎn)速； （2）同理可得，軸IIIII間Z=20的計算轉(zhuǎn)速為530 r/min；（3）同理可得，軸III間Z=37的計算轉(zhuǎn)速為670 r/min。二、傳動軸直徑的估算 按扭轉(zhuǎn)剛度估算軸的直徑 電機額定功率；N=從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積；n1該傳動軸的計算轉(zhuǎn)速r/min；每米長度上的轉(zhuǎn)角（deg/m），可根據(jù)傳動軸的要求選?。?表3.2 剛度要求允許的扭轉(zhuǎn)角 主 軸 一般的傳動軸較低的傳動軸0.5111.51.52對于一般

16、的傳動軸，取=1.5 傳動效率 =1n2m3k 1直齒傳動效率 取0.98 2V帶傳動效率 取0.96 3軸承傳動效率 取0.98I軸：= 取dI =225mmII軸:= 取dII =26 mmIII軸：=取dIII =30mm IV軸：根據(jù)電動機功率為5.5 kw，最大加工直徑為400 mm， 初選主軸前軸頸直徑D1=105 mm而主軸后軸頸直徑D2（0.750.85）D1 ， 取D2=84 mm普通車床內(nèi)孔直徑d（0.550.6）D1 ， 取d=63 mm由3表3-13，得主軸前端懸伸量a（0.61.5）D1 取a=105 mm主軸平均直徑D=三、齒輪模數(shù)的估算根據(jù)和計算齒輪模數(shù)，根據(jù)其中

17、較大值取相近的標準模數(shù)：=16338mm齒輪的最低轉(zhuǎn)速r/min；頂定的齒輪工作期限，中型機床推存：=1520轉(zhuǎn)速變化系數(shù)； 功率利用系數(shù)；材料強化系數(shù)。 （壽命系數(shù)）的極值齒輪等轉(zhuǎn)動件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數(shù)m和基準順環(huán)次數(shù)C0工作情況系數(shù)。中等中級的主運動： 動載荷系數(shù)；齒向載荷分布系數(shù)；齒形系數(shù)； 根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)公式為： 式中：N計算齒輪轉(zhuǎn)動遞的額定功率N= 計算齒輪（小齒輪）的計算轉(zhuǎn)速r/min 齒寬系數(shù), Z1計算齒輪的齒數(shù)，一般取轉(zhuǎn)動中最小齒輪的齒數(shù)： 大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比，=；（+）用于外嚙合，（-）號用于內(nèi)嚙合： 命系數(shù)； 時，取=，當時，取=；=0.8

18、5 =1.5； =1.2 =1 =0.378 第一組齒輪和反轉(zhuǎn)組齒輪材料選用40Cr，調(diào)質(zhì)加表面淬火處理，工作年限為10年，每天12小時，由4式10-12和表10-21得 f1370 Mpa其它組齒輪材料選用20CrMn，滲碳淬火處理，工作年限為10年，每天12小時，由4式10-12和表10-21得f1750 Mpa（1）第一組齒輪中，取齒輪Z=20 mfI-II=16338=1.993 圓整模數(shù) 取mfI-II=2 （2）第二組齒輪中，取齒輪Z=20 mfII-III=16338=2.145 圓整模數(shù) 取mfII-III=3 （3）第三組齒輪中，取齒輪Z=37 mfIII-IV=16338=

19、3.943 圓整模數(shù) 取mfIII-IV=4四、計算各齒輪的參數(shù)第一組：m=2ZDdadfB3774786922.24794988928.2第二組：m=2ZDdadfB4284887925.24284887925.2第三組：m=3ZDdadfB45135141127.540.536108114100.532.4第四組：m=3ZDdadfB36108114100.532.445135141127.540.5 第五組：m=3ZDdadfB54162168154.532.427818773.516.2 第六組：m=4ZDdadfB4322423221451.6271041129432.4 第七組：m

20、=4ZDdadfB20140148130245026026825060五、三聯(lián)滑移齒輪設(shè)計：由上述計算可得D5=135，D6=108，D7=108，D8=108，D9=135，D10=54。根據(jù)公式：B= 其中取0.3.計算如下得：B5=40.5 B6=33；B7=33 B8=33；B9=41 B10=17；根據(jù)工藝及精度要求，用插齒空刀槽法切齒槽。其寬度查表得b=6。故三聯(lián)滑移齒輪總寬度計算如下：B空1=33+41+6+1=81B空=41+17+6+1=65B=22+41+17=80故B和=81+65+80=226五、確定各軸間距 a= aI-II= aII-III= aIII-IV=六、帶

21、輪的選擇由表8-7查得 KA=1.1 ，故Pca=KAP=1.15.5=6.05 kw根據(jù)Pca、n1，查得 V帶采用普通A型，初選主動輪基準直徑dd1=125mm，則從動輪基準直徑dd2=i dd1=1.263125=250.047mm ，取dd2=250mm.帶的速度v= 25 m/s，帶的速度合適。根據(jù)0.7(dd1+ dd2)a0120,主動輪上的包角合適。V帶根數(shù)z=，由n1=1250r/min,dd1=200mm,i=2.82,查4表8-4a和表8-4b ，得P0=1.92kW P0=0.17kW ,查表8-5得K=0.96,查表8-2得KL=1.00,則z=3.01535 所以，

22、選取V帶z=4根。查4表8-4得q=0.18kg/m預(yù)緊力F0=500*=138N壓軸力Fp=2zF0sin=。七、片式摩擦離合器的計算為保證II軸上的第二個變速組中的最大主動齒輪外徑不碰I軸上的離合器外徑D，AI-IImin(Zmax*m+2m+D)/2, AI-II=126mm，Zmax=54 m=3可得：D84mm， 取D=90mm正轉(zhuǎn)靜負載扭矩M=974=974=7.601 kgfm中型機床取K=1.5，正轉(zhuǎn)時，離合器所能傳遞扭矩MjMk=7.6011.5= 11.4015kgfm 取Mj=12kgfm反轉(zhuǎn)靜負載扭矩M=974=974=3.04 kgfm反轉(zhuǎn)時，離合器所能傳遞扭矩MjM

23、k=3.041.5=4.56 kgfm 取Mj=5kgfmI軸d=25mm，采用軸裝式摩擦片外片內(nèi)徑D1=d+5=30mm，選取=0.6，則內(nèi)片外徑D2=50mm中徑Dp=40mm ，平均線速度vp=1.88m/s ，由vp=1.88m/s，查6下表5.13-21 選Kv=1.08，安全系數(shù)K取1.4，結(jié)合次數(shù)修正系數(shù)Km=1，摩擦面對數(shù)修正系數(shù)Kz=0.97，查6下表5.13-49，選鋼-鋼 摩擦系數(shù)f = 0.08，許用比壓p=11 kgfm 正轉(zhuǎn)時摩擦面對數(shù)z= =11.162 正轉(zhuǎn)時，取z=12 反轉(zhuǎn)時摩擦面對數(shù)z= =4.651 反轉(zhuǎn)時，取z=6 正轉(zhuǎn)主動片（內(nèi)片）數(shù)i1=z/2+1

24、=7 片，被動片（外片）數(shù)i2=z/2=6 片 反轉(zhuǎn)主動片（內(nèi)片）數(shù)i1=z/2+1=4片，被動片（外片）數(shù)i1=z/2= 3片 軸向壓力Q=5818.86N八、主軸軸承:1. 軸承類型的選擇主軸軸承的軸承類型選擇：前后內(nèi)孔有1：12的錐度,前端選用的軸承類型是：GB/T285-64 雙列圓柱滾子軸承NN3024K和234424；其參數(shù)如下：一、d=120，D=180，B=46，Rmin=2。二、d=120，D=180，T=72，B=18，C=36，Rmin=0.6。后端選用的軸承類型是：雙列圓柱滾子軸承NN3016 。其參數(shù)如下：d=80，D=125，B=34，Rmin=1.1。軸向定位用雙

25、向推力角接觸球軸承2. 軸承的位置機床主軸采用兩個支承，結(jié)構(gòu)簡單，制造方便。3. 軸承的精度和配合主軸軸承精度要求比一般傳動軸高。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。普通精度級機床的主軸，前軸承的選或級，后軸承選或級。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 主軸軸承精度要求比一般傳動軸高，所以前軸承的精度選C級，后軸承選D級。軸承與軸和軸承與箱體孔之間，一般都采用過渡配合。另外軸承的內(nèi)外環(huán)都是薄壁件，軸和孔德形狀誤差都會反映到軸承滾道上去。如果配合精度選的太低，會降低軸承的回轉(zhuǎn)精度，所以軸和孔的精度應(yīng)與軸承精度相匹配。4、軸承間隙的調(diào)整為了

26、提高主軸的回轉(zhuǎn)精度和剛度，主軸軸承的間隙應(yīng)能調(diào)整。把軸承調(diào)到合適的負間隙，形成一定的預(yù)負載，回轉(zhuǎn)精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗震性也有改善。預(yù)負載使軸承內(nèi)產(chǎn)生接觸變形，過大的預(yù)負載對提高剛度沒有明顯的小果，而磨損發(fā)熱量和噪聲都會增大，軸承壽命將因此而降低。軸承間隙的調(diào)整量，應(yīng)該能方便而且能準確地控制，但調(diào)整機構(gòu)的結(jié)構(gòu)不能太復(fù)雜。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。其他軸承調(diào)整也有與主軸軸承相似的問題。特別要注意：調(diào)整落幕的端面與螺紋中心線的垂直度，隔套兩個端面的平行度都由較高要求，否則，調(diào)整時可能將軸承壓偏而破壞精度。隔

27、套越長，誤差的影響越小。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。九、主軸和齒輪的連接:采齒輪與主軸的連接可以用花鍵或者平鍵；軸做成圓柱體，或者錐面（錐度一般取1：15左右）。錐面配合對中性好，但加工較難。平鍵一般用一個或者兩個（相隔180度布置），兩國特鍵不但平衡較好，而且平鍵高度較低，避免因齒輪鍵槽太深導(dǎo)致小齒輪輪轂厚度不夠的問題。所以用花鍵連接。十、潤滑與密封:主軸轉(zhuǎn)速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨的油管將油引到軸承處。 主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種： 1）堵加密封裝置防止油外流。 主軸轉(zhuǎn)速高，多采用非接觸式的密封裝置，

28、形式很多，一種軸與軸承蓋之間留0.10.3的間隙（間隙越小，密封效果越好，但工藝困難）。還有一種是在軸承蓋的孔內(nèi)開一個或幾個并列的溝槽（圓弧形或形），效果比上一種好些。在軸上增開了溝槽（矩形或鋸齒形），效果又比前兩種好。 在有大量切屑、灰塵和冷卻液的環(huán)境中工作時，可采用曲路密封，曲路可做成軸向或徑向。徑向式的軸承蓋要做成剖分式，較為復(fù)雜。（2）疏導(dǎo)在適當?shù)牡胤阶龀龌赜吐?，使油能順利地流回到油箱。十一、其它問題: 主軸上齒輪應(yīng)盡可能靠近前軸承，大齒輪更應(yīng)靠前，這樣可以減小主軸的扭轉(zhuǎn)變形。主軸的直徑主要決定于主軸需要的剛度、結(jié)構(gòu)等。各種牌號的彈性模量基本一樣，對剛度影響不大。主軸一般選優(yōu)質(zhì)中碳鋼既

29、可。精度較高的機床主軸考慮到熱處理變形的影響，可以選用45號鋼。 主軸端部錐孔，定心軸頸或定心圓錐面等部位局部淬硬至HRC5055。其他部分經(jīng)調(diào)質(zhì)處理后硬度為HB 220250。第三章 課程設(shè)計的驗算一、直齒圓柱齒輪的強度驗算（1）第一組齒輪強度校驗 取齒輪Z=42 精度7級Hlim=800Mpa Flim=320Mpa FE=640Mpa按接觸疲勞強度校驗傳遞功率P=5.50.970.98=5.23 kW傳遞扭矩T1=9549=9549=74.54N.m分度圓切向力Ft=1461.6N由7表9.1-26 查得，使用系數(shù)KA=1.25則KAP=6.54 kW由4圖10-8查得，動載系數(shù)KV=1

30、.07按u=1.26，n1=670r/min，查7圖9.1-3，得CH1=30根據(jù)直齒齒輪，由7圖9.1-4，得CH2=0.21按b=25.2mm，d=0.8，KH=1.1，由7圖9.1-6，得CH3=0.22因為=28.21 KAP接觸疲勞強度校驗通過。按彎曲疲勞強度校驗按Z=42 m=2mm n1=670r/min，由7圖9.1-14得，CF1=8按重合度=1.7 ，由7圖9.1-15得，CF2=1.45CF3=0.016由7圖9.1-18和圖9.1-16得，CF4=111=1 ，壽命系數(shù)YNT=1按Z1=42 Z2=37，由7圖9.1-18得，YFs=4.02PFP= =24.34kW

31、KAP彎曲疲勞強度校驗通過。（2）第二組齒輪強度校驗 取齒輪Z=54 精度7級Hlim=1500Mpa Flim=400Mpa FE=800Mpa按接觸疲勞強度校驗傳遞功率=5.50.970.98=5.23 kW傳遞扭矩T2=9549=9549=94.20 N.m分度圓切向力Ft= 2242.8N由7表9.1-26 查得，使用系數(shù)KA=1.25則KAP=6.54 kW由4表10-8查得，動載系數(shù)KV=1.05按u=1.26，n1=530r/min，查7圖9.1-3，得CH1=20根據(jù)直齒齒輪，2由H7圖9.1-4，得CH2=0.21按b=32.4mm，d=0.8，KH=1.1，由7圖9.1-6

32、，得CH3=0.1因為=90.85 KAP接觸疲勞強度校驗通過。按彎曲疲勞強度校驗按Z=54 m=3mm n1=530r/min，由7圖9.1-14得，CF1=5按重合度=1.7 ，由7圖9.1-15得，CF2=1.45CF3=0.0147由7圖9.1-18和圖9.1-16得，CF4=111=1 ，壽命系數(shù)YNT=1按Z1=54 Z2=27，由7圖9.1-18得，YFs=4.32PFP= =14.6kW KAP彎曲疲勞強度校驗通過。（3）第三組齒輪強度校驗 取齒輪Z=45 精度7級Hlim=1500Mpa Flim=400Mpa FE=800Mpa按接觸疲勞強度校驗傳遞功率P=5.50.970

33、.98=5.23 kW傳遞扭矩T3=9549=9549=188.46N.m分度圓切向力Ft=3141N由7表9.1-26 查得，使用系數(shù)KA=1.25則KAP=6.54kW由4表10-8查得，動載系數(shù)KV=1.05按u=1.26，n1=265r/min，查7圖9.1-3，得CH1=18根據(jù)直齒齒輪，2由7圖9.1-4，得CH2=0.21按b=70mm，d=0.8，KH=1.0，由7圖9.1-6，得CH3=0.06因為=101.79 KAP接觸疲勞強度校驗通過。按彎曲疲勞強度校驗按Z=45 m=4mm n1=365r/min，由7圖9.1-14得，CF1=10按重合度=1.7 ，由7圖9.1-1

34、5得，CF2=1.45CF3=0.0052由7圖9.1-18和圖9.1-16得，CF4=111=1 ，壽命系數(shù)YNT=1按Z1=45 Z2=36 ，由7圖9.1-18得，YFs=4.47PFP= =10.92 kW KAP彎曲疲勞強度校驗通過。二、主軸的彎曲剛度驗算 （一）主軸上的彎曲載荷齒輪傳動軸同時受輸入扭矩的齒輪驅(qū)動力Qa和輸出扭矩的齒輪驅(qū)動阻力Qb的作用而產(chǎn)生彎曲變形。當齒輪為直齒圓柱齒輪，其嚙合角齒面摩擦角=20，齒面摩擦角5.72時則： Qa (或Qb)=2.12107 (N) 式中 N 該齒輪傳遞的全功率（kW） m、z 該齒輪的模數(shù)（mm）、齒數(shù) n 該傳動軸入扭矩的齒輪計算轉(zhuǎn)

35、速（r/min） Z=36的 Qa=2.12107=9756.5N)（二）驗算兩支承傳動軸的彎曲變形 機床齒輪變速箱里的傳動軸，如果抗彎剛度不足，將破壞軸及齒輪、軸承的正常工作條件，引起軸的橫向振動，齒輪的輪齒偏載，軸承內(nèi)、外圈相互傾斜，加劇零件的磨損，降低壽命。齒輪傳動軸的抗彎剛度驗算，包括軸的最大撓度、滾動軸承處及齒輪安裝處的傾角的驗算。由8表6-1-42查得，主軸y0.0002l=0.0002500=0.1 (mm) 0.001(rad) 圓柱滾子軸承處 0.0025(rad) 向心球軸承處0.005(rad) 在單一彎曲載荷作用下，其中點撓度為： ya=8.0810-6Qa式中 l 兩

36、支承間的跨距（mm） D 該軸的平均直徑（mm） x=ai/l，ai 齒輪的工作位置至較近支承點的距離（mm） 由展開圖可知，l=500mm , a1=70mm , a2=150mm , D=102mm 則 ya=8.0810-69756.5=0.031 mm ya y ，即主軸設(shè)計滿足要求。三、主軸組件的靜剛度驗算 （一）求兩支承主軸組件的最佳支承距 最大加工直徑為400mm，主軸前軸頸直徑D1=105 mm主軸后軸頸直徑D2 =84 mm普通車床內(nèi)孔直徑d=63 mm主軸前端懸伸量a=105 mm主軸平均直徑D=94.5 mm由有：取材料的彈性模量E=2105 N/mm軸慣性矩I=3.52

37、3106 mm4綜合變量=5.67由3圖3-34 得=6.0則 L0=6.0100=630 mm，L合理=(0.751.5)L0=450900 mm主軸跨距在合理的跨距范圍內(nèi)。（二）切削力的確定 Pz= （N） 式中 Nd 電動機額定功率（kW） nj 主軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min） Dj 計算直徑，車床Dj=(0.50.6)Dmax，Dmax為最大加工直徑 主傳動系統(tǒng)總效率 則Pz=2444（N） 徑向切削力Py0.5Pz=0.52444=1222（N） 合成P=2732 （N）（三）切削力作用點 設(shè)切削力P的作用點到主軸前支承的距離為s，則 s=c+w (mm) 式中 c 主軸前端的懸伸長度

38、 w 對于普通車床 w=0.4H，H為車床中心高 則 s=105+0.4200=185 mm（四）兩支承主軸組件的靜剛度驗算 計算主軸組件前端撓度yc 切削合力P與水平坐標y軸的逆時夾角P=tg-1=63.43 驅(qū)動力Q與水平坐標y軸的逆時夾角Q=+90+=135.7主軸前端c點有力偶M作用下，變形后所在的象限角M=180（1）計算切削力P作用在s點引起主軸前端c點的撓度ycspycsp= (mm) = =0.0263mm（2）計算力偶M作用在主軸前端c點產(chǎn)生的撓度ycsM M=Pw=273285=232220 N.mycsM= (mm) = =0.0116 mm（3）計算驅(qū)動力Q作用在兩支承

39、之間時，主軸前端c點的撓度ycmQ齒輪傳動軸同時受輸入扭矩的齒輪驅(qū)動力Qa和輸出扭矩的齒輪驅(qū)動阻力Qb的作用而產(chǎn)生彎曲變形。當齒輪為直齒圓柱齒輪，其嚙合角齒面摩擦角=20，齒面摩擦角5.72時則： Qa (或Qb)=2.12107 (N) 式中 N 該齒輪傳遞的全功率（kW） m、z 該齒輪的模數(shù)（mm）、齒數(shù) n 該傳動軸入扭矩的齒輪計算轉(zhuǎn)速（r/min）ycmQ=2385.5 =-0.002 mm（4）求主軸前端c點的綜合撓度yc 將各載荷分別作用下，主軸前端c點產(chǎn)生的撓度按簡圖在直角坐標上進行分解后疊加。水平坐標y軸上的分量代數(shù)和為 ycy= ycspcosP+ ycmQcosQ+ ycsMcosM =0.0263cos63.43-0.002cos135.7+0.0116cos180 =0.0012 mm ycz= ycspsinP+ ycmQs