卧式车床主轴箱课程设计说明书

1、机械制造装备设计课程设计卧式车床主轴箱设计'院 系：机械工程学院专业：机械设计制造及其自动化专业班 级：学 号： 姓 名: 指导老师：日 期:目录绪论1第1章设计目的1第2章普通车床主动传动系统参数的拟定 12.1已知条件12.2车床参数和电动机的选择 12.3确定转速级数 12.4车床的规格2第3章运动设计23.1拟定传动方案23.2确定结构式23.3设计结构网23.5确定转速图33.6确定各变速组传动副齿轮齿数 33.7绘制传动系统图5第4章动力设计54.1带传动设计64.1.1计算设计功率 Pd 64.1.2选择带型 64.1.3确定带轮的基准直径并验证带速 74.1.4确定中心

2、距离、带的基准长度并验算小轮包角 84.1.5确定带的根数 z 94.1.6确定带轮的结构和尺寸 94.1.7确定带的张紧装置 94.1.8计算压轴力94.2齿轮传动设计114.3轴的设计与校核 134.4主轴设计计算及校核 174.5片式摩擦离合器的选择和计算 204.6轴承的选用及校核 214.7键的选用及校核22第5章轴承端盖设计23第6章箱体的结构设计 236.1箱体材料236.2箱体结构24第7章润滑与密封247.1润滑设计247.2润滑油的选择25总结26参考文献26绪论主传动系统的设计是机床设计中非常重要的组成部分，本次设计主要从机床的级数入手，与结构式，结构网拟定，再到齿轮和轴

3、的设计，再选择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。本次突出了机构设计的要求，在保证机床的基本要求下，根据机床设计的原则拟定结 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 要求的同时材料的选择也应采用折中的原则，不选择过高强度的材料从而造成浪费。第1章设计目的通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计，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

4、术文件和查阅 技术资料等方面的综合训练，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。第2章普通车床主动传动系统参数的拟定2.1已知条件题冃;赋车床主灘谢h己脏址nMOOOrpm,冋必吋1440叫P t=5jkw?dm詡00mm。o2.2电动机的选择此经济型数控车床根据任务书上提供的条件，电动机的功率为4KW选择电动机的型号 为丫112M-4,电动机具体数据如下表所示：电动机参数表电动机信号额定功率满载转速级数同步转速 1Y132S-45.5KW H1440r/min4级1500r/mi n2.3确定转速级数cp根据任务书提供的条件，可知传动公比 =1.5

5、8根据机械制造装备设计由公式：Rn二八则有：z=lgRn+iig®因为 =1.58=根据机械制造装备设计查表标准数列。首先找到最小极限转速 160, 再每跳过6个数（1.261.06 7）取一个转速，即可得到公比为 1.58的数列：160、250、 400、630、1000、1600、2500、4000 r/min。2.4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）和基本参数表最大加最咼转速最低转速电机功率公比转速级数工直径n maxnminPZD max(rfmin)(r/min)(kW40040001605.51.588第3章运动设计

6、3.1拟定传动方案拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个传动系统的 确定。传动型式则指传动和变速的元件、机构以及其组成、安排不同特点的传动型式、变 速类型。传动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 传动方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济性等多方面统一考虑。3.2确定结构式已知 Z=2ax3ba、b为正整数，即Z应可以分解为2和3的因子，以便用2、3联滑移齿轮实现变速。2取Z=8级 则Z=22对于Z=8可分解为：Z=21X 22X 24。3.3设计结构网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

7、使进径向尺寸过大，常限制最小传动比，Gin _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imax2，斜齿轮比较平稳，可取imax'2.5，故变速组的最大变速范围为Rmax »max/ imin < 810。根据“前多后少”,“先降后升”,前 密后疏,结构紧凑的原则,选取传动方案Z=么X 22 X 24,易知第二扩大组的变速范围r= *2 42=6.23 <8满足要求，其结构网如图2.1。IIIIVZ=21X22X24图2.1结构网363.5确定转速图moH25&&1600636400160 (r/MIV><<

8、Sa：JS8503.6确定各变速组传动副齿轮齿数确定齿轮齿数的原则和要求： 齿轮的齿数和Sz不应过大；齿轮的齿数和Sz过大会加大两轴之间的中心距， 使机床 结构庞大，一般推荐Sz < 100200. 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zmin > 18;受结构限制的最小齿轮最小齿数应大于 1820;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 ) %n理 n实即：-10( - 1) %

9、n理r理-要求的主轴转速；n实-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Sz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1820。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。(1)Sz 100-120,中型机床 Sz=70-100(2)直齿圆柱齿轮Zmin _ 18-20,m_4(7)齿

10、轮齿数的确定。变速组内取模数相等，据设计要求Zmi n > 1820,齿数和Sz< 100120，由表4.1，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表2.2。表2.2齿轮齿数传动比基本组第一扩大组第二扩大组1:11.58:11.58 : 11:1.581.58 : 11: 4代号Z11Z1Z21Z2Z3J乙乙Z5Z5'Z6齿数300372352333352553518723.7绘制传动系统图0140L III丄皿IV3030372301 00 1440r/rr第4章动力设计4.1带传动设计输出功率 P=4kw,转速 n1=i44or/min,n2=1000r

11、/min4.1.1计算设计功率 Pd巳二Ka巳d表4工作情况系数 Ka工作机原动机i类11类一天工作时间/h<101016>16<101016>16载荷平稳液体搅拌机；离心式水泵；通 风机和鼓风机（7.5kW ）； 离心式压缩机；轻型运输机1.01.11.21.11.21.3载荷 变动小带式运输机（运送砂石、谷物）， 通风机（a 7.5kW）；发电机； 旋转式水泵；金属切削机床； 剪床；压力机；印刷机；振动筛1.11.21.31.21.31.4载荷 变动较大螺旋式运输机；斗式上料机； 往复式水泵和压缩机；锻锤； 磨粉机；锯木机和木工机械； 纺织机械1.21.31.41.

12、41.51.6载荷 变动很大破碎机（旋转式、颚式等）；球 磨机；棒磨机；起重机；挖掘 机；橡胶辊压机1.31.41.51.51.61.8根据V带的载荷平稳，两班工作制（16小时），查机械设计P296表4,取 Ka= 1.1 ol卩 Pd 二 KAFed =1.1 4kW =4.4kW4.1.2选择带型普通V带的带型根据传动的设计功率Pd和小带轮的转速 n1按机械设计P297图13- 11选取。(WEE二s出會E11+6 2.5463101625 4063100 160 250计算功率P/（kW根据算出的Pd= 4.4kW及小带轮转速ni= 1440r/min ，查图得：dd=80100可知应选

13、取 A型V带。4.1.3确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计P298表13 -7查得，小带轮基准直径为80100mm则取 ddi=100mm> dmin.=75 mm （ ddi 根据 P295表 13-4 查得）槽型YZABCDEdd min205075125200355500表3 V带带轮最小基准直径dd minh =虫2 = 1440 =1.44, dd2 = 100 1.44=144mmd d 11000由机械设计P295表13-4查"V带轮的基准直径”，得dd2 =140mm 误差验算传动比:dd2dd1（1 一 ；）1.42（；为弹性滑动率）100 （1-2%）i

14、 _i144 _142误差 i1 100%100% =2.04% ： 5%符合要求i11.44带速兀dd1 n 兀疋100父1440 v= _60 1000 60 1000二 7.43m/ s满足5m/s<v<2530m/s的要求，故验算带速合适。4.1.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角由式 0.7 ddidd2 - a0 - 2 dd1 dd2可得 0.7 （ 100+140）乞 a <2（ 100+140） 即 168 _ a0 E480,选取 a0=300mm所以有:2（dd2 _dd1）Ldo =2a° dd1 42）dd1；24a°mm

15、=2 300 -（100 140）（140 一100）IL24 300 =1022mm由机械设计P293表13-2查得Ld = 1000mm 实际中心距Ld-Ldo=300+1022 -1000 =311mm2 -a1 =180° -57.3° dd2 一*1 =180° -57.3° 140 一 100 =172.63。120°a311符合要求。表4.包角修正系数K,包角a 122021020019018015017016014013012011010090K«1.201.151.101.051.000.920.980.950.89

16、0.860.820.780.730.68表5.弯曲影响系数Kb带型KbZ0.2925勺0'A0.7725 咒10B1.9875 勺0°C5.625X10，D19.95 咒 10°E37.35"0°4.1.5确定带的根数z查机械设计手册，取由机械设计 由机械设计取 P=0.35KW Pi=0.03KWP299 表 13- 8 查得，取 Ka=0.95P293表 13-2 查得，K.= 1.164.4则带的根数zd4(R +AR)KaKL(0.35 +0.03)汉 0.95 汉 1.16所以z取整数为4根。4.1.6确定带轮的结构和尺寸根据V带轮结构

17、的选择条件，电机的主轴直径为d=28mm由机械设计P293 , “ V带轮的结构”判断：当3dv dd1（90mm）v 300mm可采用H型孔板式或者P型辐板式带轮，这次选择H型孔板式作为小带轮。由于dd2>300mm所以宜选用E型轮辐式带轮。总之，小带轮选 H型孔板式结构，大带轮选择 E型轮辐式结构。带轮的材料：选用灰铸铁，HT200b4.1.7确定带的张紧装置选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。4.1.8计算压轴力由机械设计P303表13- 12查得，A型带的初拉力 F0= 117.83N，上面已得到 印=172.63。, z=4 ,cd "70则“还佇2 4

18、 117.83 sin-722-N=940.72N对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小，带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通V带两侧面间的夹角是 40°,为了适应V带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小， 故规定普通V带轮槽角 为32°、34°、36°、38° （按带的型号及带轮直径确定），轮槽尺寸见表7-3。 装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮

19、与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体。表 普通V带轮的轮槽尺寸（摘自 GB/T13575.1-92 ）项目符号槽型丫ZABCDE基准宽度b P5.38.511.014.019.027.032.0基准线上槽深h amin1.62.02.753.54.88.19.6基准线下槽深h fmin4.77.08.710.814.319.923.4槽间距e8 ± 0.312 ±0.315±0.319±0.425.5±0.537±0.644.5±0.7第一槽对称面至 端面的距离f min67911.51623

20、28最小轮缘厚55.56 7.5101215带轮宽BB =( z -1) e + 2 fz 轮槽数外径d a十乞轧轮 槽 角32°对应的 基准直径d d< 60-1-34°-< 80< 118< 190< 315-36°60-< 475< 60038°-> 80> 118> 190> 315> 475> 600极限偏差± 1± 0.5V带轮按腹板(轮辐)结构的不同分为以下几种型式：(1)实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd < (2.53)d时)，如图7

21、 -6a。2)腹板带轮：用于中小尺寸的带轮 (dd < 300mm时)，如图7-6b。(3) 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(dd d) > 100 mm时)，如图7 -6c :(4) 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd > 500mm时)，如图7-6d。(a)(b)(c)(d)图7-6带轮结构类型a),大带轮选择腹板带轮如图(b)根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图(4.2齿轮传动设计1. 确定模数：(1) 1 - U轴：按齿轮弯曲疲劳计算:miw 323 Y Z x n j其中：山为大齿轮的计算转速;Z为大齿轮齿数；mj=16338 3电丄 1)P_VmZ

22、1 ubj nj模数m取mw和mj中较大值。故第一变数组齿轮模数因取 m=4(2) n -川轴：按齿轮弯曲疲劳计算：mw - 32 3 厂 丫 Z x nj其中：为大齿轮的计算转速;Z为大齿轮齿数；(u 1)P模数m取mw和mj(3)川-W轴：按齿轮弯曲疲劳计算:>Wmj=16338 322 <PmZ1 U<!j nj中较大值。故第一变数组齿轮模数因取m=4.0;mw -323Z n j其中：为大齿轮的计算转速;(u 1)P2Z为大齿轮齿数；变速组I - n轴n -川轴川-IV轴模数m445mj=16338 322VmZ1 U仃 j nj模数m取mw和mj中较大值。故齿轮模数

23、因取 m=52. 确定齿宽:由公式B hF:mmCm =5 10; m为模数)得：第一套啮合齿轮Bi(510)20 40mm第二套啮合齿轮Bn (510) 4=2040mm第三套啮合齿轮B皿(510) 5=2550mm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，应使小齿轮齿宽比相齿合的另一齿轮宽一些。3. 确定齿轮参数：标准齿轮参数：=20度，hl =1, J =0.25从机械原理表5-1查得以下公式齿顶圆直径 da = (z1 + 2h；)m ； 齿根圆直径df =(弓2ha -2c")m ； 分度圆直径d = mz ；齿顶高

24、ha = h*am ；齿根高 hf=(h*a+c*)m ；齿轮的具体值见下表：模数齿数齿宽分度 圆直 径齿顶圆 直径da齿根圆 直径df齿顶咼ha齿根高hf437241481561384523249210082302412012811030241201281104522420821619845332413214012233241321401225224208216198518249010077.5455524275285262.57224360370347.53524175185162.54. 确定轴间中心距:二 120(mm)；d | 川 170(mm);90360ii.lV=225( mm

25、);4.3轴的设计与校核(1) 确定主轴的计算转速：由转速图可知：主轴的计算转速是低速第一个三分之一变速范围的最高以转速，即 nv - 400r/ min同理可得各传动轴的计算转速：轴Inv计算转速r/mi n710355125400(2) 确定各齿轮的计算转速：传动组c中，18/72只需计算z = 18的齿轮，计算转速为355r/min ; 60/30只需计 算z = 30的齿轮，计算转速为 250r/min ;传动组b计算z = 22的齿轮，计算转速为355r/min ；传动组a应计算z = 24的齿轮，计算转速为710r/min。(3) 核算主轴转速误差：门实=1440钳26/ 申256

26、 汉 42/ 42 汉 42/ 42 疋 60/ 30 = 1417.5r / minn 标=1400r/min(1417.5 1400)1400100% =1.25% ： 5%即主轴转速合适。(4) 各轴的功率：取各传动件效率如下： 带传动效率：1巾96 轴承传动效率：2 =0.99 齿轮传动效率： 厂°97 则有各传动轴传递功率计算如下：P.uPd 1 2=5.5 0.96 0.99 =5.30kWP = Pd 123 二 5.50.960.9920.97 二 5.25kWp =Fd 132=5.50.960.9930.972 =5.11kWPiv 二 Fd 1：3 = 5.50

27、.960.9940.973 = 4.87kW(5) 计算各轴的输入转矩：由机械原理可知转矩计算公式为：Td -9550旦nmP5 5“9550 誥=9550 而T 26.53(N m)Pd叫-5.5 汉 0.96 汉 0.99= 9550 d 1 2 =955051.13(N m)1nm7102 2Pd 1 2 35.5 0.96 0.990.97=9550-955098.21(N m)Hnm355Pd 1 3 25.5 0.96 0.993 0.972T -95509550267.84(N m)710355nm1255.5 0.96 0.9940.97390357.23( N m)(6) 传

28、动轴的直径估算：当轴上有键槽时，d值应相应增大45%;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值见机械设计手册表7-12 o轴 有键槽，轴和山轴因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴，W有键槽并且轴W为空心轴. 根据以上原则各轴的直径取值：a. I轴的设计计算：(1) 选择轴的材料由文献1中的表11-1和表11-3选用45号钢，调质处理，硬度217、225HBS， p _l = 55MPab = 65o MPa a s=m60MPa o(2) 按扭矩初算轴径根据文献1中式(11-2 )，并查表11-2，取C=115则考虑有键槽和轴承，轴加大5% d

29、 =(1+5%) x如12 = 212mm所以取d=22mmb. U轴的设计计算：(1) 选择轴的材料由文献1中的表11-1和表11-3选用45号钢，调质处理，硬度217 dHBS， -MPa，二八 MPa，二 s-dMPa。(2) 按扭矩初算轴径根据文献1中式(11-2 )，并查表11-2，取C=115则D4 =42mm考虑有键槽，轴加大5% d =(1+5%)75 = 26.25mm所以取最小d=30mmc. 川轴的设计计算：(1)选择轴的材料由文献1中的表11-1和表11-3选用45号钢，调质处理，硬度217 dHBS， 一 MPa，二" SPa，二 s 八工 MPa o(2

30、)按扭矩初算轴径根据文献1中式(11-2 )，并查表11-2，取C=115,贝U有键槽和轴承，轴加大5% d =(1+5%)域34.95 =36.70mm ；取d=38mm.根据以上计算各轴的直径取值如下表示：轴1轴°轴皿轴最小轴径值P 223038 n(7) n轴的结构设计及校核计算:(1)确定轴各段直径和长度：9110 21 . 21一.Li段：安装圆锥滚子轴承，di二30mm ； Li = 21 mm ；L2段：安装两个个双联齿轮块，同时利用轴肩定位轴承，由轴肩计算公式h = (0.07 0.1)d=(0.07 0.1)汇 30 = 2.1 3(mm ) 所以取 d 2 = 3

31、6 mm ;有结构确定L 2 二 260 mm ；L3段：安装圆锥滚子轴承，d3二30mm ； L3二21 mm ；(2)轴的强度校核：轴的校核主要校核危险截面已知U轴齿轮 &齿轮8数据如下：T厂 98.21KN ;T2 二 98.21KN ；d6 二 mz= 3 42 = 126mm;d8 二 mz= 3 22= 66mm;L6左=105mm ;L&左二 250mm;L6右=177 mm;L&右二 32m m;求圆周力：Ft2T；径向力Ft ta n；Ft62T 2 嗨=1558.89KN ；126F r6d二 Ft tan=1558.89 tan 20 二 567.

32、39KN ；Ft8F r82T 2 982102976.06KN ；d66=Ft tan ： = 2976.06 tan20 二 1083.20KN ；轴承支反力:Ft左Lb；F右二 Ft；La LbLa Lb齿轮6对轴的支反力:Ft左LbFtb 1558.89177978.45KN;t La Lb105 177气+LLa Lb = 1558.89105580.44KN ;105+177齿轮8对轴的支反力:Ft左=Ft 士 2976.0632337.71KN;t La Lb250 32La250=2976.062638.35KN;32+250垂直面的弯矩:齿轮 6： Mc2 二 La Ft左=

33、105 978.4502737.25KN ； 齿轮& M c2 二 La *Ft右二 32 2638.35 二 84427.2 KN ；由以上计算可知危险截面在轴的右端齿轮 6处，跨距282mm直径为48mn段; 轴承的支反力：L177访 C6739 35613KN ；aLb水平面弯矩:合成弯矩:Fr右订LaLa Lb= 567.39105= 211.26KN ；105+177La Fr左 二 105356.13 二 37393.65KN ；clM c2 2C1 M C2二 109330 .81 KN ；二 <37393 .65 2102737 .25 2已知转矩为：T2 = 9

34、8.21 KN ；转矩产生的剪力按脉动循环变化，取:=0.6；截面C处 的当量弯矩：M CC 二 M C2 G T )2 二 124199 .43 KN ;校核危险截面C的强度二二 M cc /(0.1d6)-124199 .43 亠(0.1363) = 26.62 KN :住=55MPa ；则有该轴强度满足要求。同理可知，按照此方法校核其他传动轴，经检验，传动轴设计均符合要求。转矩图4.4主轴设计计算及校核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。1.主轴前后轴颈直径的选择:主轴的外径尺寸，关键是主轴前轴颈直径Di。一般按照机床类型、主轴传递的功率或

35、 最大加工直径，参考表3-7选取Di。最大回转直径400mn车床，P=4KV查机械制造装备 设计表3-7，前轴颈应D1 =70105,初选Dj =90mm,后轴颈D (0.6 0.85)D1取D2 = 60mm。2. 主轴内孔直径的确定：很多机床的主轴是空心的，为了不过多的削主轴刚度，一般应保证d/D <0.7D1 D2290 602=75mmd=40mm取d = D (0.55 0.6);经计算选取内孔直径3. 主轴前端伸长量a:减小主轴前端伸长量对提高提高主轴组件的旋转精度、刚度、和抗震性有显著效果， 因此在主轴设计时，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

36、伸长度 a=(0.61.25) 90 =54 112.5m;取 a=100mm4. 支撑跨距L:最佳跨距 L0 =(2 3.5)200 350 ；取值 300mm合理跨距 L = (0.75 3.5)a 二 225 1050mm ;取值 L = 600mm。5. 主轴刚度校验：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

37、)，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71、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，

38、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L1当做两支撑的之距计算，中后支撑段主轴不计。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：MAM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;八占凤一0.5Qbc（1 c）ML ML=3； FaL（

39、1 一 ；） 0.5Qbc（1：） ML（1 一 ；）切削力F'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）贝U: S =120 0.4 200 = 200mm当量切削力的计算：fJF'I20 80 3732.2 =6220.33 Na120主轴惯性矩I =0.05（de4 -d4）式中：F 主轴传递全部功率时，作用于主轴端部的当量 切削力（N）;Q 一主轴传递全部功率时，作用于主轴上的传动力（N）;M -轴向切削力引起力偶矩 （N cm）,若轴向切削力较小（如车床、磨床）， M可忽略不计;M A -主轴前支撑反

40、力矩；-支撑反力系数；a -主轴悬伸量（cm）;L、b、c -主轴有关尺寸（E -主轴材料的弹性模量（D -主轴当量外径（cm）,cm);MPa )，钢 E =2.1 107MPa;L -主轴支撑段的惯性矩（cm4);I 肓(D4-d4);d -主轴孔径；-；)13 21 10 263 1(f3EI 刊.)0.5"13 ML(165503 12 1848-0.5 3736 5.4 278 (1 668)3208因为=5.67"0_4rad'心0.001 rad ;所以可知主轴前支撑转角满足要求。4.5片式摩擦离合器的选择和计算片式摩擦离合器目前在机床中应用广泛，因为

41、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】摩擦片的径向尺寸摩擦片的外径尺寸受到轮廓空间的限制， 且受制于轴径d，而摩擦片的内外径又决定 着内外摩擦片的环形接触面积的大小，直接影响离合器的结构和性能。一般外摩擦片的外径可取：Dd （26）mmd为轴的直径，取d=25,所以D1 =25+5=30mm特性系数，是外片内径Di与内片外径D2之比D2取'=0.69，则内摩擦片外径DiT30= 44mm0.69【2】按扭矩选择摩擦片结合面的数目一般应使选用和设计的离合器的额定静扭矩 Mj和额定动扭矩Md满足工作要求，由 于普通机

42、床是在空载下启动反向的，故只需按离合器结合后的静负载扭矩来计算。根据机 械制造装备设计课程设计有公式。即：12MaK103式中 错误！未找到引用源。一一速度修正系数，由表10.7。错误！未找到引用源。一一每小时结合数修正系数，干式取 1 ;湿式按表10.8选 取。错误！未找到引用源。一一摩擦面对数修正系数。KzZ12 沢 3.65 汉 1.4 汉 1000333.14 0.06 1(44 -30 ) 10.84错误！未找到引用源取Z=74片，内摩擦片5片故摩擦片总数为Z+1=8片，内摩擦片为9片。 用同样的方法可以算出反转摩擦片数：外摩擦片【3】离合器的轴向拉紧力由错误！未找到引用源。得：3

43、1422Q(442 -302) 1 1 =406.638查机床零件手册，摩擦片的型号如下：内片：Dp=72.85，查表取：D=44mm d=26mm b=3mm,B=9.7mmyH=23.5mm,=0.5mm外片：Dp=72.85，查表取：D=86mm d=30mm b=2mm,B=20mmH=48mm,H1=42mmY=0.5mm内外片的最小间隙为：0.20.44.6轴承的选用及校核1】各传动轴轴承选取的型号：主轴前支承：NN3018K型 圆锥孔双列圆柱滚子轴承：d D B=90 140 37;后支撑：352212双列圆锥滚子轴承：d D B=60 110 66;I轴带轮处：308深沟球轴承

44、轴d D B =40 90 23;轴与箱体处：305 GB276-89: d D 25 62 17;齿轮：7305C 角接触轴承 GB292-83:d D B =25 52 15; U轴前、后支承：7306E圆锥滚子轴承 GBT297-84 : d D 30 72 19; 川轴前、后支承：7308E圆锥滚子轴承GBT297-84 : d D 40 90 23;2】各传动轴轴承的校核：hKAKHpKf KhoPq <C(N)n假定：按两班制工作，工作期限10年，每年按300天计，T=48000h。 依据机械设计轴承校核公式如下：L h = 500（ ）"LTh 或 C j =PP

45、 =KaKhPKf KhoP0； Lh -额定寿命h; C -额定动载荷 N ；Th -滚动轴承的许用寿命 h, 一般取1000015000h；-寿命指数，对球轴承；： =3,对滚子轴承；： 10 3；fn -速度系数，fn =,；I Lhfh -寿命系数，fh =證 ；500;100; n-轴承的计算转速r/min ;3nKA -使用系数；KhP -功率利用系数；Kho -转化变化系数;Kf -齿轮轮换工作系数;Po -当量动载荷(N), Pg = XFr YFa；Fr -径向负荷（N）； Fa -轴向负荷（N）； X、Y-径向、轴向系数;I轴轴承校核：已知选用轴承为：深沟球轴承 305 G

46、B276-89: d D B= 25 62 17;基本额定动载荷Cr =17.2KN ；由于该轴的转速为定值710r/min ;依据设计要求应对I轴 末端轴承进行校核。最小齿轮直径d28 =28 3 =84mm ；4 汇 0 96 汇 0 991轴传递转矩=9550飞9550 齿轮受到的切向力Fd84二 Ft tan 1 =1217.38 0 =0N齿轮受到的轴向力齿轮受到的径向力tana*Fr =Ft1217.38 tan20 -443.09KN因此轴承当量动载荷 P0 =XFr YFa =Fr =443.09KNKa =1.1; Kho =0.96; Khp =0.8; Kf =0.8;1

47、7.2 1000 0.36= 500(Lh 二 500(-);1.1 0.96 0.8 0.8 443.09=44203364h _Th =10 300 16 =48000h因此该轴承符合要求，选取合适。同理可校核其他传动轴轴承，经校核各轴轴承选取 均合适。4.7键的选用及校核<1>川轴上的键的选用和强度校核：川轴与齿轮的联接采用普通平键联接，轴径d=48mm齿轮快厚度L=78.5mm传递扭矩T皿=267840N mm;选用A型平键，初选键型号为14 70,GB1096 - 79 ,丨=70(mm)。查机械设计表7-9得U =100MPa, =90MPa。由机械设计式 (7-14

48、)和式(7-15)皿 /dhl =4 267840/(48 14 70) =22.86MPa ：二P =110MPa由上式计算可知挤压强度满足。= 2Tm/dbl =2 267840/(48 14 70) = 11.43MPa ：刁 P = 110MPa由上式计算可知抗剪切强度满足。<2>主轴上的键的选用和强度校核主轴与齿轮的联接采用普通平键联接，轴径d=80mm齿轮快厚度L=95mm传递扭矩匚=357230N mm;选用A型平键，由于主轴空心所以选择键 B22 14 80,GB1096 - 79，l =80(mm)。查机械设计表7-9得匚p = 100MPa， =90MPa。由机

49、械设计式(7-14)和式(7-15 )得二 P =4TW /dhl =4 357230/(80 14 80) =13.43MPa : -P =110MPa由上式计算可知挤压强度满足。.=2匚/dbl =2 357230/（80 22 80） =5.07MPa ：匚P = 110MPa由上式计算可知抗剪切强度满足。第5章轴承端盖设计d° 乜 1； Do =D 2兄；D2 二 D0 2.5d3； e =1.2d3；D5 - D° - 3d3 ；D4 =D _（1015）；D6 二 D -（24）；m由结构确定；D为轴承外径；d3为螺钉直径；参照机械设计及机械制造基础课程设计减速器端盖设计方案来设计主轴箱端盖, 材料采用HT15Q依据轴承外径确定各端盖的结构尺寸，如图所示：（依据该参数设计各轴承端盖，详见装配图纸图案 ）第6章箱体的结构设计6.1箱体材料箱体多采用铸造方法获得，也有用钢板焊接而成。铸造箱体常用材料为HT15-33,强度 要求较高的箱体用HT20-40,只有热变形要求小的情况下才采用合金铸铁，采用 HT20-40。 与床身做成一体的箱体材料应根据床身或导轨的要求而定。箱体要进行时效处理