机械系统课程设计说明书.doc

目录目录 课程设计的目的课程设计的目的 1 设计内容及基本要求设计内容及基本要求 1 设计步骤设计步骤 1 一 运动设计 一 运动设计 1 二 动力设计 二 动力设计 2 三 结构设计 三 结构设计 2 四 课程设计题目 主要技术参数和技术要求 四 课程设计题目 主要技术参数和技术要求 2 设计内容设计内容 2 一 运动参数设计一 运动参数设计 2 1 确定极限转速 2 2 确定公比 2 3 主轴转速级数 2 4 确定结构网或结构式 2 5 转速图 3 6 确定变速组齿数 4 7 传动系统图如下 5 二 动力参数计算二 动力参数计算 5 1 传动件的计算转速 5 2 计算各传动轴的输出功率 6 3 计算各传动轴的扭矩 6 三 轴径设计及键的选取三 轴径设计及键的选取 6 1 轴 6 2 轴 6 3 轴 6 4 主传动轴 7 四 带轮设计四 带轮设计 7 1 确定计算功率 7 2 三角带型号的选取 7 3 带轮直径选取 7 4 核算胶带速度 v 8 5 初定中心距 8 6 计算胶带长度 8 7 计算实际中心距 8 8 核算小带轮的包角 8 9 确定胶带的根数 8 10 大带轮结构如下图 8 五 计算齿轮模数五 计算齿轮模数 9 六 各级转速校核六 各级转速校核 9 七 齿轮校核七 齿轮校核 10 轴 10 轴 12 主轴 12 八 主轴校核八 主轴校核 12 1 主轴刚度校核 12 2 轴承的选择与校核 13 结构设计结构设计 14 一 一 结构设计的内容 技术要求和方案 结构设计的内容 技术要求和方案 14 二 二 展开图及其布置 展开图及其布置 15 三 三 轴 输入轴 的设计轴 输入轴 的设计 15 四 四 齿轮块设计 齿轮块设计 16 五 五 传动轴的设计 传动轴的设计 16 六 六 主轴组件设计 主轴组件设计 17 设计总结设计总结 19 参考文献参考文献 21 课程设计的目的 由文献 1 课程设计是在学完本课程后 进行一次学习设计的综合性练习 通过课程 设计 使学生能够运用所学过的基础课 技术基础课和专业课的有关理论知识 及生产 实习等实践技能 达到巩固 加深和拓展所学知识的目的 通过课程设计 分析比较机 械系统中的某些典型机构 进行选择和改进 结合结构设计 进行设计计算并编写技术 文件 完成系统主传动设计 达到学习设计步骤和方法的目的 通过设计 掌握查阅相 关工程设计手册 设计标准和资料的方法 达到积累设计知识和设计技巧 提高学生设 计能力的目的 通过设计 使学生获得机械系统基本设计技能的训练 提高分析和解决 工程技术问题的能力 并为进行机械系统设计创造一定的条件 设计内容及基本要求 1 设计内容 独立完成机床主传动系统主轴变速箱设计 包括车削左右螺纹的换向机构及与进给联系 的输出轴 2 基本要求 1 课程设计必须独立的进行 每人必须完成展开图 截面图图样设计各一张 能够较 清楚地表达各轴和传动件的空间位置及有关结构 2 根据设计任务书要求 合理的确定尺寸 运动及动力等有关参数 3 正确利用结构式 转速图等设计工具 认真进行方案分析 4 正确的运用手册 标准 设计图样必须符合国家标准规定 说明书力求用工程术语 文字通顺简练 字迹工整 5 完成典型零件工作图图样设计 展开图 横剖图各 1 张 设计步骤 一 运动设计 1 传动方案设计 集中传动 分离式传动 2 转速调速范围 max min n Rn n 3 公比 大公比 小公比和及混合公比 4 确定结构网和结构式 1 传动副 前多后少 前密后疏 2 超速级解决方案 a 增 加变速组 b 采用分枝传动和背轮机构 5 绘制转速图 1 降速 前缓后急 2 升速 前急后缓 6 三角带设计 确定变速组齿轮齿数 7 绘出传动系统图 二 动力设计 1 传动件的计算转速 各轴 各齿轮ni 2 传动轴轴径 3 齿轮模数 4 主轴设计 轴径 前径 后径 内孔直径 前端前伸量 a 粗选 100 120 支撑 形式 计算合理支撑跨距 L 三 结构设计 1 校核一个齿轮 最小的 校核主轴 弯矩 扭矩 四 课程设计题目 主要技术参数和技术要求 题目 分级变速主传动系统设计 技术参数 Nmin 90r min Nmax 900r min Z 11 级 公比为 1 26 电动机功率 P 2 5 3 5kW 电机转速 n 710 1420r min 设计内容 一 运动参数设计 1 1 确定极限转速 确定极限转速 集中传动执行轴极限转速 Nmin 90r min Nmax 900r min 转 速调整范围 Rn Nmax Nmin 10 2 2 确定公比 确定公比 1 26 Rn 11 1 10 3 3 主轴转速级数 主轴转速级数 Z lgRn lg 1 11 由由文献 1 表 2 9 查得输出转速分别为 90 r min 112 r min 140 r min 180 r min 224 r min 280 r min 355 r min 450 r min 560 r min 710 r min 900 r min 4 4 确定结构网或结构式 确定结构网或结构式 根据 前多后少 前密后疏 升 2 将 4 前慢后快 原则设计 结构式 11 23 31 25 结构网如下图 5 5 转速图 转速图 1 选定电动机 Y 系列鼠笼型三相异步电动机型号为 Y100L2 4 电动机功率 P 2 5 3 5kW 电机转速 n 710 1420r min 2 分配变速范围 基本组 00 1 1 3 1 0 1 261 59 xp r 第一扩大组 11 1 3 2 1 1 1 262 xp r 第二扩大组 22 1 5 2 1 2 1 263 17 xp r 3 确定传动轴的轴数 本设计为双速电动机获取 11 级的转速传动装置 根据结构式可以利用三根轴三个传 动副完成 电动机 轴为第一扩大组将电动机的转速将为原来的一半 在通过 轴上的 三联滑移齿轮可以将速度进行 3 种速度的变换 轴 轴可以通过双联滑移齿轮再次进 行速度的二次变换这样就可以进行 6 种速度的变换 电动机本身为双速电动机输出为 2 种速度这样总共进行了 12 级的变速 在变速中可以通过齿轮的选取将其中一种速度重复 两次 达到 11 级的变速要求 为了速度切换的稳定在本设计中又额外加了一根定比传动 组 因此又多加了一根轴 所以本设计总共需要 4 根轴来完成 这样不仅达到了设计的 要求同时满足了尺寸结构优化传动稳定的设计理念 6 6 确定变速组齿数 确定变速组齿数 1 基本组 降速比分别是 u1 1 1 262 1 1 58 u2 1 1 26 u3 1 故 u1时能取到齿数最 小 由文献 1 查表 3 1 取 Z1 Zmin 20 Z 52 则 Z1 20 Z1 32 Z2 23 Z2 29 Z3 Z3 26 2 第二扩大组 降速比分别是 u1 1 1 263 1 2 u2 1 262 1 58 由文献 1 查表 3 1 取 Z 57 则 Z1 19 Z1 38 Z2 35 Z2 22 3 定比传动组 降速比分别是 u1 1 1 26 由文献 1 查表 3 1 取 Z 45 则 Z1 20 Z1 25 7 7 传动系统图如下 传动系统图如下 二 动力参数计算 1 1 传动件的计算转速 传动件的计算转速 主轴的计算转速 211 11 33 901 26166 7 min nn r min 取主轴的计算转速为 180r min 各轴的计算转速如下 轴序号电动机 轴 轴 轴主传动轴 计算转速 r min 1420710450224180 最小齿轮计算转速如下 轴序号及最小齿轮数 轴 20 轴 24 轴 20 主传动轴 25 计算转速 r min 710450224180 2 2 计算各传动轴的输出功率 计算各传动轴的输出功率 P P输出 v 带 轴承 3 5 0 96 0 99 3 33kW P P 齿轮 轴承 3 3 0 99 0 99 3 26kW P P 齿轮 轴承 3 26 0 99 0 99 3 19kW P主 P 齿轮 轴承 3 19 0 99 0 99 3 13kW 3 3 计算各传动轴的扭矩 计算各传动轴的扭矩 1 955044790 j P T N mm n 2 955069184 j P T N mm n 3 9550136002 j P T N mm n 4 9550166064 j P TN mm n 主 主 三 轴径设计及键的选取 1 1 轴 轴 P 3 33kW n1j 710r min 取 0 9 带入公式 有 d 24 4mm 圆整后取 d 26mm 选用 8 7 型平键 B 型 4 91 j P d n 2 2 轴 轴 P 3 26kW n1j 450r min 取 0 9 带入公式 有 d 27 3mm 圆整后取 d 32mm 选用 8 32 36 6 型花键 4 91 j P d n 3 3 轴 轴 P 3 19kW n1j 224r min 取 0 9 带入公式 有 d 32 3mm 圆整后取 d 38mm 选用 10 8 型平键 B 型 4 91 j P d n 4 4 主传动轴 主传动轴 选择主轴前端直径 D1 60mm 后端直径 D2 0 7D1 50 65mm 则平均直径 D 55mm 对于普通车床 主轴内孔直径 d 0 55 0 6 D 故主轴内孔直径取为 d 30mm 支承 形式选择两支撑 初取悬伸量 a 120mm 支承跨距 L 450mm 因此选择平键连接 b h 18 11 1118 450590 7 3 1 101 2 69 2 10012 0 12 470 10 2 29101 2 10 2 29 025 0 05 0 05 0 I 7 4 03 100 12 470 1 239 2 1606 2 450 5 3 13392 一一 一一一一一 一 一一一一一一一一一 一一一一一一一一一一一一一一 2678 11985 0 2396 90 166064 166064 0 0 211 63 811 3 4844 22 选用平键 假设成立线图由文献 式中 刚为度 得后轴承的文献由 分别如下和前后支撑得支反力设 半 切削力 理想跨距计算 主 mml al mNE aK EI m K K mNK mNK N l aF R l alF R RRmmlal NF NFFFNFF NFmmNT A B A B A BA BA PccP c 四 带轮设计 1 1 确定计算功率 确定计算功率 P 3 5kW k 为工作情况系数 可按工作时间 8h 取 k 1 0 Pj kP 3 5kW 2 2 三角带型号的选取 三角带型号的选取 由 Pj 3 5kW 和 n额定 1420r min 查表选则 B 型带 3 3 带轮直径选取 带轮直径选取 取小带轮基准直径 D1 125mm 则从动轮基准直径 D2 n1D1 n2 1420D1 710 250mm 4 4 核算胶带速度核算胶带速度 v v 11 9 3 60000 Dn vm s 5 5 初定中心距 初定中心距 A0 1 22 D1 D2 1 22 125 250 457 5mm 圆整后取 A0 458mm 6 6 计算胶带长度 计算胶带长度 2 21 0012 0 2 24 DD LADD A 1513 5 mm 2 250 125 2 458 125250 24 458 7 7 计算实际中心距 计算实际中心距 圆整后取 A 500mm 0 0 1600 1513 5 458501 25 22 d LL AAmm 8 8 核算小带轮的包角 核算小带轮的包角 21 1 180 180165120 DD A A 9 9 确定胶带的根数 确定胶带的根数 由 D1及 n1查表 3 6 并用线性插值法求得 P0 1 44kW 文献 1 查表 3 7 得 修正系数 P0 0 25kW 查表 3 8 得 包角系数 K 0 95 查表 3 9 得 长度系数 KL 0 99 胶带根数 取三根带 00 2 2 j L P Z PP K K 1010 大带轮结构如下图 大带轮结构如下图 五 计算齿轮模数 45 号钢整体淬火 j 1100MPa 按接触疲劳计算齿轮模数 m 查表计算可得 接触疲劳强度公式进行计算 12 3 22 1 1 2 1111 1 88 3 2 cos 1 88 3 2 cos0 1 62 z2032 1 16338 min d j mjj j d j z uN mmm z un mmm Nkw nr u z 由文献公式得 式中 按接触疲劳强度计算的齿轮模数 驱动电动机功率 被计算齿轮的计算转速 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比 外啮合取 内啮合取 4 10 mmm j B Bm m MPa 小齿轮的齿数 齿 齿宽系数 为齿宽 为模数 材料的许用接触应力 轴 取 m 8 m 齿宽系数 Z1 20 i 1 58 nj 710 Nd1 3 33kW 由公式可得 1 3 22 1 1 16338 j mjj iNd m Z in mj 2 05 取 m 2 5mm 轴 取 m 10 Z1 20 i 2 nj 450 Nd2 3 26kW 由公式可得 2 3 22 1 1 16338 j mjj iNd m Z in mj 2 14 取 m 2 5mm 主轴 取 m 8 Z1 32 i 2 5 nj 180 Nd3 3 13kW 由公式可得 3 3 22 1 1 16338 j mjj iNd m Z in mj 2 698 取 m 3mm 六 各级转速校核 各级实际转速 r min 88 811 3 142177 5225279354446558708893 各级标准转速 r min 9011 2 140180224280355450560710900 误差 1 40 91 41 40 40 30 30 60 40 30 8 以上各级的转速误差全部满足 6 2 126 1 10 1 10 标准转速 标准转速实际转速 七 齿轮校核 轴 齿 数 2 0 2 3 2 6 3 2 2 9 2 6 1 9 3 5 3 8 2 2 32 4 0 模数 m mm 2 52 52 52 52 52 52 52 52 52 533 分度圆 直径 d mm 5057 5658072 56547 587 5955596120 齿根圆 直径 df mm 43 7 5 51 2 5 58 7 5 73 7 5 66 2 5 58 7 5 41 2 5 81 2 5 88 7 5 48 7 5 88 5 112 5 齿顶圆 直径 da mm 5562 5708577 57052 592 510060102126 h1 0 25 2 22 2 5 2 2 2 a ffa aaa c ddhm zhcdm ddhm zhdm 轴 轴 轴之间的小齿轮从上表可知齿数为 20 查文献 3 可得 z 20 u 1 6 zE 189 8 zH 2 5 z MPa 3 4 0 12 2 1111 1 88 3 2 cos 1 88 3 2 cos0 1 62 z2032 4 1 62 0 89 3 z z 由文献公式得 MPa u u bd KT ZZZ mmN n P T b d db K K K K KKKKK HEH d d V A VA 9 513 1 2 10708 4 1055 9 2 1 1 4 1 6 1 1 1 代入接触应力验算公式 齿宽 齿轮分度圆直径 齿宽系数 齿向载荷分布系数 齿间载荷分配系数 动载系数 使用系数 计算许用接触应力 H 取失效率为 1 最小安全系数1 min H S 9 0 650 585 lim min lim 接触寿命系数取为 接触疲劳极限取为 N H H NH H Z MPa MPa S Z 合格 HH 弯曲应力验算公式 YYY zm KT SaFa d F 2 1 3 1 2 lim min min min 4 32 500 0 86 1 1 1 25 344 0 750 75 0 250 25 0 71 1 62 2 62 1 59 2 1 21 4 708 10 2 62 1 59 0 1 0 2 520 F N X F FNX F F Fa sa F MPa Y Y YY MPa S Y Y Y Y 弯曲疲劳强度 弯曲寿命系数 尺寸系数 取失效率为最小安全系数S 重合度系数 齿形系数 应力修正系数 7153 9 F MPa 满足弯曲强度应力校核 轴 轴 轴之间的小齿轮从上表可知齿数为 19 查文献 3 可求得 1 19Z u 2Z189 8a E MP Z2 5 H 1 63 0 89Z 4 1 6 918 10TNmm a1100 MP j 力为材料整体淬火后许用应 7 629 2 12 5 4750 1091 6 21 1 2 89 0 5 2 8 189 2 4 jH MPa 接触应力校核满足要求 a 8 8771 0 59 1 62 2 195 20 1 10918 6 21 1 2 23 4 FF MP 满足弯曲强度应力校核 主轴 主轴 主轴之间的小齿轮从上表可知齿数为 32 查文献 3 可求得 1 19Z u 1 25Z189 8a E MP Z2 5 H 1 63 0 89Z 4 1 16 606 10TNmm 1 529 25 1 125 1 9650 10606 1621 1 2 89 0 5 2 8 189 2 4 jH MPa 接触应力校核满足要求 a4371 0 59 1 62 2 3230 1 10606 1621 1 2 23 4 FF MP 满足弯曲强度应力校核 静强度校核 传动平稳 无严重过载 故不需要静强度校核 八 主轴校核 1 1 主轴刚度校核主轴刚度校核 1 主轴刚度符合要求的条件如下 a 主轴的前端部挠度 0 0002 5250 105 s yy b 主轴在前轴承处的倾角 0 001rad 容许值轴承 c 在安装齿轮处的倾角 0 001rad 容许值齿 2 计算如下 前支撑为双列圆柱滚子轴承 后支撑为双列圆锥滚子轴承 跨距 L 450mm 主轴刚度 主轴内孔直径是 di 30mm 当量直径是 de 55mm 因为 di de 30 55 0 54 0 7 所以孔对刚度的影响可忽略 4kN mm 3 444 2 4 10 120450 11 0 030 0 055 0 103 103 44 ala dd k A ie s 刚度要求 主轴的刚度可根据机床的稳定性和精度要求来评定 2 2 轴承的选择与校核轴承的选择与校核 一 轴承的选择 1 轴 I 由于大轮不受轴向力 故选用深沟球轴承 6205 2 轴 II 轴 II 与轴 I 相似 因此选用深沟球轴承 6206 3 轴 III 轴 III 受轴向力作用 所以选用深沟球轴承 6207 4 主轴 主轴是传动系统中最关键的部分 既受到径向力 又受轴向力的作用 所以选用圆锥滚子轴承 30310 和双列圆柱棍子轴承 N212E 注 由前面受力情况的分析 选用的轴承所能承受的载荷远远大于 其受到的实际载荷 所以符合强度要求 二 轴承的校核 轴选用的是圆锥滚子轴承 30207 由于该轴的转速是定值 n 224r min 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 轴未端的轴承进行校核 齿轮的直径 d 96 轴传递的转矩 n P T9550 T 9550 136002 224 19 3 mmN 齿轮受力 N d T F2833 2 根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为 342 21 1 1 ll lF R r v 因轴承在运转中有中等冲击载荷 又由于不受轴向力 按 机械设计 表 9 10 查得 p f 为 1 0 到 1 2 取 则有 0 1 p f N 3423420 1 111 RXfP p 轴承的寿命 因为 所以按轴承 1 的受力大小计算 21 PP 3900000 342 16200 45060 10 60 10 3 6 1 6 P C n Lh 故该轴承能满足要求 经验算主轴的轴承校核满足要求 结构设计 一 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 课程设计由于时间的限制 一般只画展开图 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 布置传动件及选择结构方案 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 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 二 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 负责齿轮无法加工 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 右边接通得到三级反向转动 这种 齿轮尺寸小但轴向尺寸大 我们采用第一种方案 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 是制动尺寸增大 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 三 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 实现政反转的 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 mm 离合器及其压紧装置中有三点值得注意 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德两个 自由度 起了定位作用 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 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 四 齿轮块设计 1 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 是固定齿轮还是滑移齿轮 移动滑移齿轮的方法 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 2 其他问题 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 五 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 刀 D mm 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 mm 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 G 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 轴的长度 长轴要考虑热伸长的问题 宜由一端定位 轴承的间隙是否需要调整 整个轴的轴向位置是否需要调整 在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈 加工和装配的工艺性等 六 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 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 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 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 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 目前采用莫氏锥孔 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 a L 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 a L L a L 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L 力求接近上述要求 2 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 mm 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 每个支撑点都要能承受经向力 两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受 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CDDE 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 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