车床主轴箱设计---参考

中北大学 信息商务学院 课课 程程 设设 计计 说说 明明 书书 学生姓名 学 号 系 机械自动化系 专 业 机械设计制造及其自动化 题 目 机床课程设计 车床主轴箱设计 指导教师 指导教师 马维金马维金 职称职称 教授教授 黄晓斌黄晓斌 职称职称 副教授副教授 2013 年 12 月 28 日 中北大学课程设计说明书 2 目录目录 一 传动设计一 传动设计 1 11 1 电机的选择电机的选择 1 21 2 运动参数运动参数 1 31 3 拟定结构式拟定结构式 1 3 11 3 1 确定变速组传动副数目确定变速组传动副数目 1 3 21 3 2 确定变速组扩大顺序确定变速组扩大顺序 1 41 4 拟定转速图验算传动组变速范围拟定转速图验算传动组变速范围 1 51 5 确定齿轮齿数确定齿轮齿数 1 61 6 确定带轮直径确定带轮直径 1 6 11 6 1 确定计算功率确定计算功率 PcaPca 1 1 6 2 6 2 选择选择 V V 带类型带类型 1 6 31 6 3 确定带轮直径基准并验算带速确定带轮直径基准并验算带速 V V 1 71 7 验算主轴转速误差验算主轴转速误差 1 81 8 绘制传动系统图绘制传动系统图 二 估算主要传动件 确定其结构尺寸二 估算主要传动件 确定其结构尺寸 2 12 1 确定传动件计算转速确定传动件计算转速 2 1 12 1 1 主轴计算转速主轴计算转速 2 1 22 1 2 各传动轴计算转速各传动轴计算转速 2 1 32 1 3 各齿轮计算转速各齿轮计算转速 2 22 2 初估轴直径初估轴直径 2 2 12 2 1 确定主轴支承轴颈直径确定主轴支承轴颈直径 2 2 22 2 2 初估传动轴直径初估传动轴直径 2 32 3 估算传动齿轮模数估算传动齿轮模数 2 42 4 片式摩擦离合器的选择及计算片式摩擦离合器的选择及计算 2 4 12 4 1 决定外摩擦片的内径决定外摩擦片的内径 0 d 2 4 22 4 2 选择摩擦片尺寸选择摩擦片尺寸 2 4 32 4 3 计算摩擦面对数计算摩擦面对数 Z Z 2 4 42 4 4 计算摩擦片片数计算摩擦片片数 2 4 52 4 5 计算轴向压力计算轴向压力 Q Q 2 5V2 5V 带的选择及计算带的选择及计算 2 5 12 5 1 初定中心距初定中心距 0 a 2 5 22 5 2 确定确定 V V 带计算长度带计算长度 L L 及内周长及内周长 N L 2 5 32 5 3 验算验算 V V 带的挠曲次数带的挠曲次数 中北大学课程设计说明书 3 2 5 42 5 4 确定中心距确定中心距 a a 2 5 52 5 5 验算小带轮包角验算小带轮包角 1 2 5 62 5 6 计算单根计算单根 V V 带的额定功率带的额定功率 r P 2 5 72 5 7 计算计算 V V 带的根数带的根数 三 结构设计三 结构设计 3 13 1 带轮的设计带轮的设计 3 23 2 主轴换向机构的设计主轴换向机构的设计 3 33 3 制动机构的设计制动机构的设计 3 43 4 齿轮块的设计齿轮块的设计 3 53 5 轴承的选择轴承的选择 3 63 6 主轴组件的设计主轴组件的设计 3 6 13 6 1 各部分尺寸的选择各部分尺寸的选择 3 6 1 13 6 1 1 主轴通孔直径主轴通孔直径 3 6 1 23 6 1 2 轴颈直径轴颈直径 3 6 1 33 6 1 3 前锥孔尺寸前锥孔尺寸 3 6 1 43 6 1 4 头部尺寸的选择头部尺寸的选择 3 6 1 53 6 1 5 支承跨距及悬伸长度支承跨距及悬伸长度 3 6 23 6 2 主轴轴承的选择主轴轴承的选择 3 73 7 润滑系统的设计润滑系统的设计 3 83 8 密封装置的设计密封装置的设计 四 传动件的验算四 传动件的验算 4 14 1 传动轴的验算传动轴的验算 4 24 2 键的验算键的验算 4 2 14 2 1 花键的验算花键的验算 4 2 24 2 2 平键的验算平键的验算 4 34 3 齿轮模数的验算齿轮模数的验算 4 44 4 轴承寿命的验算轴承寿命的验算 五 设计小结五 设计小结 六 参考文献六 参考文献 中北大学课程设计说明书 4 一 传动设计一 传动设计 1 11 1 电机的选择电机的选择 主电机功率 4KW 主轴最高转速 1500r min 选择 Y112M 4 型三相异步电动机 1 21 2 运动参数运动参数 根据公式 max min lg 1 lg n n Z 变速范围 Rn 1500 33 5 44 8 min max v v 1 Z 对于中型车床 1 26 或 1 41 此处取 1 41 得转速级数 Z 12 查 设计指导 P6 标准数列表得转速系列为 33 5 47 5 67 95 132 190 265 375 530 750 1060 1500 1 31 3 拟定结构式拟定结构式 1 3 11 3 1 确定变速组传动副数目确定变速组传动副数目 实现 12 级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合 12 3 4 12 4 3 12 3 2 2 12 2 3 2 12 2 2 3 在上列两行方案中 第一行的方案有时可以节省一根传动轴 缺点是有一个 传动组内有四个传动副 如用一个四联滑移齿轮 则会增加轴向尺寸 如果用 两个双联滑移齿轮 操纵机构必须互锁以防止两个双联滑移齿轮同时啮合 所 以少用 根据传动副数目分配应 前多后少 的原则 方案 12 3 2 2 是可取的 但是 由于主轴换向采用双向离合器结构 致使 轴尺寸加大 此方案也不宜 采用 而应选用方案 12 2 3 2 1 3 21 3 2 确定变速组扩大顺序确定变速组扩大顺序 12 2 3 2 的传动副组合 其传动组的扩大顺序又可以有以下 6 种 形式 A 12 21 32 26 B 12 21 34 22 C 12 23 31 26 D 12 26 31 23 中北大学课程设计说明书 5 E 12 22 34 21 F 12 26 32 21 根据级比指数要 前密后疏 的原则 应选用方案 A 然而 对于所设 计的机构 将会出现两个问题 第一变速组采用降速传动 图 a 时 由于摩擦离合器径向结构尺寸 限制 在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径 使得 轴上的齿轮 直径不能太小 轴上的齿轮则会成倍增大 这样 不仅使 轴间中心距加 大 而且 轴间的中心距也会加大 从而使整个传动系统结构尺寸增大 这 种传动不宜采用 如果第一变速组采用升速传动 图 b 则 轴至主轴间的降速传动只 能由后两个变速组承担 为了避免出现降速比小于允许的极限值 常常需要增 加一个定比降速传动组 使系统结构复杂 这种传动也不是理想的 如果采用方案 C 12 23 31 26 图 c 则可解决上述存在的问题 其结构网如下图所示 中北大学课程设计说明书 6 1 41 4 拟定转速图及验算传动组变速范围拟定转速图及验算传动组变速范围 第二扩大组的变速范围 R2 8 符合设计原则要求 方案可用 6 由第二扩大组的变速范围 R2 8 可知第二扩大组两个传动副的传 6 动必然是传动比的极限值 所以转速图拟定如下 1 51 5 确定齿轮齿数确定齿轮齿数 查 金属切削机床 表 8 1 各种传动比的适用齿数求出各传动组齿轮齿数 如下表 变速组第一变速组 a第二变速组 b第三变速组 c 齿数和 727290 齿轮 Z1 1 Z 2 Z 2 Z 3 Z 3 Z 4 Z 4 Z 5 Z 5 Z 6 Z 6 Z 7 Z 7 Z 齿数 2448423019532448304260301872 传动过程中 会采用三联滑移齿轮 为避免齿轮滑移中的干涉 三联滑移 齿轮中最大和次大齿轮之间的齿数差应大于 4 所选齿轮的齿数符合设计要求 1 61 6 确定带轮直径确定带轮直径 max R 中北大学课程设计说明书 7 1 6 11 6 1 确定计算功率确定计算功率 PcaPca 由 机械设计 表 8 7 查得工作情况系数 1 1 故 A K Pca P 1 1 4 4 4KW A K 1 6 21 6 2 选择选择 V V 带类型带类型 据 Pca 的值由 机械设计 图 8 11 选择 A 型带 E n 1 6 31 6 3 确定带轮直径基准并验算带速确定带轮直径基准并验算带速 V V 由 机械设计 表 8 6 表 8 8 取小带轮基准直径 118mm 1 d 验算带速 V V 60 1000 118 1440 60 1000 1 d E n 8 897m s 因为 5m s V 30m s 所以带轮合适 定大带轮直径 2 d i 1 1440 750 118 1 0 02 222 03mm 2 d 1 d 带的滑动系数 一般取 0 02 据 机械设计 表 8 8 取基准直径 224mm 2 d 1 71 7 验算主轴转速误差验算主轴转速误差 主轴各级实际转速值用下式计算 n nE 1 u1 u2 u3 2 1 d d 式中 u1 u2 u3 分别为第一 第二 第三变速组齿轮传动比 nE 为电机的满载转速 取 0 02 转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示 n 10 1 10 1 41 1 4 1 n nn 其中主轴理想转速 n 把数据依次代入公式得出下表 主轴转速 n1n2n3n4n5n6 中北大学课程设计说明书 8 理想转速 33 547 56795132190 实际转速 33 547 367 194 6133 4188 1 转速误差 00 40 10 410 5 主轴转速 n7n8n9n10n11n12 理想转速 26537553075010601500 实际转速 265 2373 9527 2743 41054 51486 8 转速误差 0 10 30 50 90 50 9 转速误差满足要求 数据可用 1 81 8 绘制传动系统图绘制传动系统图 二 估算主要传动件 确定其结构尺寸二 估算主要传动件 确定其结构尺寸 2 12 1 确定传动件计算转速确定传动件计算转速 2 1 12 1 1 主轴计算转速主轴计算转速 主轴计算转速是第一个三分之一转速范围内的最高一级转速 即 中北大学课程设计说明书 9 nj nmin 93 9r min 即 n4 95r min 1 3 Z 2 1 22 1 2 各传动轴计算转速各传动轴计算转速 轴 可从主轴为 95r min 按 18 72 的传动副找上去 似应为 375r min 但是由于轴 上的最低转速 132r min 经传动组 c 可使主轴得到 33 5r min 和 265r min 两种转速 265r min 要传递全部功率 所以轴 的计算转速应为 132r min 轴 的计算转速可按传动副 b 推上去 得 375r min 轴 的计算转 速为 750r min 各轴的计算转速列表如下 轴 计算转速 nj 75037513295 2 1 32 1 3 各齿轮计算转速各齿轮计算转速 齿 轮 Z1 1 Z 2 Z 2 Z 3 Z 3 Z 4 Z 4 Z 5 Z 5 Z 6 Z 6 Z 7 Z 7 Z 齿 数 2448423019532448304260301872 nj75 0 37 5 75 0 106 0 37 5 13 2 37 5 19 0 37 5 26 5 13 2 26 5 37 5 95 2 22 2 初估轴直径初估轴直径 2 2 12 2 1 确定主轴支承轴颈直径确定主轴支承轴颈直径 据电机的功率参考 机械制造工艺金属切削机床设计指南 以下简称 设 计指南 表 4 2 3 取主轴前轴颈直径 D1 80mm 后轴颈直径 D2 0 7 0 9 D1 取 D2 60 mm 2 2 22 2 2 初估传动轴直径初估传动轴直径 按扭转刚度初步计算传动轴直径 d 4 91 j n N 式中 d 传动轴危险截面处直径 中北大学课程设计说明书 10 N 该轴传递功率 KW N d N 从电机到该传动轴间传动件的传动效率 不计轴承上的效率 对 估算传动轴直径影响不大可忽略 该轴计算转速 r min j n 该轴每米长度允许扭转角 据 设计指导 P32 这些轴取 1deg m 根据传动系统图上的传动件布置情况初步估计各轴长度如下表 轴 长度 640600740840 对 轴 d 28mm 4 91 j n N 4 1 1000 640 750 496 0 91 对 轴 d 35mm 4 91 j n N 4 1 1000 600 375 97 0 96 0 4 91 对 轴 d 40mm 4 91 j n N 4 1 1000 740 132 97 0 97 0 96 0 4 91 考虑到轴是花键轴所以轴直径作为花键轴小径 据 设计指南 附表 2 3 1 取 d1 28mm 花键规格 N d D B 键数 小径 大径 键宽 8 32 28 7 d2 35mm 花键规格 N d D B 键数 小径 大径 键宽 8 40 35 10 d3 40mm 花键规格 N d D B 键数 小径 大径 键宽 8 45 40 12 综上对传动轴直径估算结果如下 轴 直径 283540 中北大学课程设计说明书 11 花键 6 32 28 76 40 35 1 0 6 45 40 1 2 2 32 3 估算传动齿轮模数估算传动齿轮模数 参考 设计指导 P36 中齿轮模数的初步计算公式初定齿轮的模数 按齿轮弯曲疲劳的估算 mw 32 mm 3 Zn N j 按齿面点蚀的估算 A 370 mm 3 j n N mj 2 ii zz A 式中 N 该轴传递功率 KW N d N 从电机到该传动轴间传动件的传动效率 不计轴承上的效率 大齿轮的计算转速 r min j n Z 所算齿轮的齿数 A 齿轮中心距 同一变速组中的齿轮取同一模数 按工作负荷最重 通常是齿数最小 的齿 轮进行计算 然后取标准模数值作为该变速组齿轮的模数 据 设计指导 P32 取每两传动轴间传动件的传动效率 0 97 传动组 a 中 按齿轮弯曲疲劳的估算 mw 32 mm 32 1 91mm 3 Zn N j 3 24750 96 0 4 按齿面点蚀的估算 A 370 mm 370 80 35mm 3 j n N 3 375 96 0 4 mj mm 2 23mm 11 2 zz A 72 35 802 中北大学课程设计说明书 12 取标准模数 m 2 5mm 传动组 b 中 按齿轮弯曲疲劳的估算 mw 32 mm 32 2 58 mm 3 Zn N j 3 19375 97 0 96 0 4 按齿面点蚀的估算 A 370 mm 370 112 6mm 3 j n N 3 132 97 0 96 0 4 mj mm 3 13mm 33 2 zz A 72 6 1122 取标准模数 m 4mm 传动组 c 中 按齿轮弯曲疲劳的估算 mw 32 mm 32 3 Zn N j 2 60mm 3 18375 97 0 97 0 96 0 4 按齿面点蚀的估算 A 370 3 j n N mm 370 124 43mm 3 95 97 0 97 0 96 0 4 mj mm 2 77mm 66 2 zz A 90 43 1242 取标准模数 m 3mm 2 42 4 片式摩擦离合器的选择及计算片式摩擦离合器的选择及计算 2 4 12 4 1 决定外摩擦片的内径决定外摩擦片的内径 0 d 结构为轴装式 则外摩擦片的内径比安装轴的轴径 D 大 2 6 mm 有 0 d 中北大学课程设计说明书 13 D 2 6 36 2 6 38 42mm 取 42mm 0 d 0 d 2 4 22 4 2 选择摩擦片尺寸选择摩擦片尺寸 参考 设计指导 P41 表摩擦片尺寸及花键规格自行设计摩擦片的尺寸如图 所示 6 内摩擦片外摩擦片 厚度 1 5 24 90 98 90 38 32 42 2 4 32 4 3 计算摩擦面对数计算摩擦面对数 Z Z Z z K KvKmdpf MnK D 1012 3 0 3 3 式中 Mn 额定动扭矩 Mn 9550 9550 48 90N m j n N 96 0 750 4 K 1 3 1 5 取 K 1 3 f 摩擦片间的摩擦系数 查 设计指导 表 12 f 0 6 摩擦片材 料 10 钢 油润 P 摩擦片基本许用比压 查 设计指导 表 12 P 1 0MPa 摩 擦片材料 10 钢 油润 D 摩擦片内片外径 mm 外摩擦片的内径 mm 0 d 速度修正系数 V K 中北大学课程设计说明书 14 根据平均圆周速度 1 62m s 查 设计指导 表 13 近似取为 1 3 结合次数修正系数 查 设计指导 表 13 取为 0 84 m K 接合面修正系数 z K 把数据代入公式得Z 10 8 查 设计指导 表 13 取 Z 14 z K 2 4 42 4 4 计算摩擦片片数计算摩擦片片数 摩擦片总片数 Z 1 15 片 2 4 52 4 5 计算轴向压力计算轴向压力 Q Q Q p Kv 40 2 0 2 dD 0 8 1 2 4290 40 22 478N 2 5V2 5V 带的选择及计算带的选择及计算 2 5 12 5 1 初定中心距初定中心距 0 a 由前面部分 V 带轮直径的选择结合公式有 0 6 2 0 a 1 d 2 d 0 6 2 118 224 205 2 684 mm 取 500 mm 0 a 2 5 22 5 2 确定确定 V V 带计算长度带计算长度 L L 及内周长及内周长 N L 2 0 L 0 a 0 2 12 21 4 2a dd dd 2 500 5004 118224 224118 2 2 1542 8 mm 据 设计指导 P30 表计算长度取 L 1625 mm 内周长 1600 mm N L 2 5 32 5 3 验算验算 V V 带的挠曲次数带的挠曲次数 40 次 s L mv1000 中北大学课程设计说明书 15 式中 m 带轮个数 把数据代入上式得 10 95 40 次 s 数据可用 2 5 42 5 4 确定中心距确定中心距 a a a 500 541 1 mm 0 a 2 0 LL 2 8 15421625 取 a 542 mm 2 5 52 5 5 验算小带轮包角验算小带轮包角 1 1 o 180 o a dd 3 57 12 o 180 o 3 57 542 118224 满足要求 o 8 168 o 120 2 5 62 5 6 计算单根计算单根 V V 带的额定功率带的额定功率 r P 由 118min 和 1440r min 查 机械设计 表 8 4a 得 1 76KW 1 d 1 n 0 P 据 1440r min 和 i 2 23 和 A 型带 查 机械设计 表 8 4b 得 1 n 0 17KW 0 P 查 机械设计 表 8 5 得 0 98 K 查 机械设计 表 8 2 得 机械设计 表 8 5 得 0 99 L K 有 r P 0 P 0 P K L K 1 76 0 17 0 98 0 99 1 87 2 5 72 5 7 计算计算 V V 带的根数带的根数 Z 4 4 1 87 2 35 取 Z 3 根 ca P r P 三 结构设计三 结构设计 3 13 1 带轮的设计带轮的设计 根据 V 带计算 选用 3 根 A 型 V 带 由于 轴安装摩擦离合器及传动齿轮 中北大学课程设计说明书 16 为了改善它们的工作条件 保证加工精度 采用卸荷式带轮结构输入 如图所 示 带轮支承在轴承外圆上 而两轴承装在与箱体固定的法兰盘上 扭矩从端 头花键传入 3 23 2 主轴换向机构的设计主轴换向机构的设计 主轴换向比较频繁 才用双向片式摩擦离合器 这种离合器由内摩擦 片 外摩擦片 滑动套筒 螺母 钢球和空套齿轮等组成 离合器左右两部 门结构是相同的 左离合器传动主轴正转 用于切削加工 需要传递的转矩 较大 片数较多 右离合器用来传动主轴反转 主要用于退回 片数较少 这种离合器的工作原理是 内摩擦片的花键孔装在轴 的花键上 随 轴旋转 外摩擦片的孔为圆孔 直径略大于花键外径 外圆上有 4 个凸起 嵌在空套齿轮的缺口之中 内外摩擦片相间安装 移动套筒 4 时 钢球沿斜 面向中心移动并使滑块 3 螺母 1 向左移动 将内片与外片相互压紧 轴 的转矩便通过摩擦片间的摩擦力矩传递给齿轮 使主轴正传 同理 当滑块 7 螺母 8 向右时 使主轴反转 处于中间位置时 左 右离合器都脱开 轴 以后的各轴停转 摩擦片的间隙可通过放松销 6 和螺母 8 来进行调整 摩擦片的轴向定位是由两个带花键孔的圆盘实现 其中一个圆盘装在 中北大学课程设计说明书 17 花键上 另一个装在花键轴的一个环形沟槽里 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起来 结构如下图所示 8765432 1 3 33 3 制动机构的设计制动机构的设计 根据制动器的设计原理 将其安装在靠近主轴的较高转速的轴 在离 合器脱开时制动主轴 以缩短辅助时间 此次设计采用带式制动器 该制动 器制动盘是一个钢制圆盘 与轴用花键联接 周边围着制动带 制动带是一 条刚带 内侧有一层酚醛石棉以增加摩擦 制动带的一端与杠杆连接 另一 端与箱体连接 为了操纵方便并保证离合器与制动器的联锁运动 采用一个 操纵手柄控制 当离合器脱开时 齿条处于中间位置 将制动带拉紧 齿条 轴凸起的左 右边都是凹槽 左 右离合器中任一个结合时 杠杆都按顺时 针方向摆动 使制动带放松 中北大学课程设计说明书 18 3 43 4 齿轮块的设计齿轮块的设计 机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构 根据各传动轴的工作特点 基本组 传动组 b 滑移齿轮采用平键联接装配式齿轮 固定齿轮用独立式 第 一扩大组 传动组 a 的滑移齿轮采用了整体式滑移齿轮 第二扩大组 传动组 c 传动转矩较大用平键联接装配式齿轮 此时平键传递转矩 弹性挡圈轴向 固定 简单 工艺性好 结构方便 所有滑移齿轮与传动轴间均采用花键联 接 从工艺角度考虑 其他固定齿轮 主轴上的齿轮除外 也采用花键联接 由于主轴直径较大 为了降低加工成本而采用了单键联接 由各轴的圆周速度参考 设计指导 P53 轴间传动齿轮精度为 8 7 7Dc 轴间齿轮精度为 7 6 6 Dc 齿轮材料为 45 钢 采用整体 淬火处理 根据前面初估的模数计算齿轮直径由于 轴基本组的大齿轮会和离合器相 干涉 相碰 因而对第一扩大组的齿轮模数进行调整 调为 m 4mm 并取为统 一模数 各齿轮参数如下表 齿轮 Z1 1 Z 2 Z 2 Z 3 Z 3 Z 4 Z 齿数 24484230195324 nj7503757501060375132375 中北大学课程设计说明书 19 分度圆直径 961921681207621296 齿顶圆直径 10420017612884220104 齿底圆直径 861821581106620286 齿轮宽 32303032323032 齿轮 4 Z 5 Z 5 Z 6 Z 6 Z 7 Z 7 Z 齿数 48304260301872 nj19037526513226537595 分度圆直径 19212016824012072288 齿顶圆直径 20012817624812880296 齿底圆直径 18211015823011062278 齿轮宽 30323030323330 3 53 5 轴承的选择轴承的选择 为了方便安装 轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径 均采用 深沟球轴承 为了便于装配和轴承间隙调整 轴均采用圆锥滚子轴承 滚动轴承均采用 E 级精度 3 63 6 主轴组件的设计主轴组件的设计 3 6 13 6 1 各部分尺寸的选择各部分尺寸的选择 3 6 1 13 6 1 1 主轴通孔直径主轴通孔直径 参考 设计指导 P5 取主轴通孔直径 d 37mm 3 6 1 23 6 1 2 轴颈直径轴颈直径 据前面的估算主轴前轴颈直径 D1 80mm 后轴颈直径 D2 60mm 3 6 1 33 6 1 3 前锥孔尺寸前锥孔尺寸 据车床最大回转直径 320mm 参考 设计指导 P61 表莫氏锥度号选 5 其 标准莫氏锥度尺寸如下 简图莫氏大端直锥度长度 中北大学课程设计说明书 20 号径 D L dD L d D 544 399 1 19 0 22 130 3 6 1 43 6 1 4 头部尺寸的选择头部尺寸的选择 采用短圆锥式的头部结构 悬伸短 刚度好 参考 设计指导 P63 的图及 P64 表的主轴头部尺寸如下图所示 5 22 21 13 10 104 8 6 6 135 82 563 15 9 0 010 0 7 7 30 3 6 1 53 6 1 5 支承跨距及悬伸长度支承跨距及悬伸长度 为了提高刚度 应尽量缩短主轴的悬伸长度 a 适当选择支承跨距 L 取 L a 3 24 由头部尺寸取 a 100mm 则 L 324mm 3 6 23 6 2 主轴轴承的选择主轴轴承的选择 中北大学课程设计说明书 21 为提高刚度 主轴采用三支承 前支承和中支承为主要支承 后支承为辅 助支承 这是因为主轴上的传动齿轮集中在前部 容易满足主轴的最佳跨距要 求 箱体上前 中支承的同轴度加工容易保证 尺寸公差也易控制 前轴承选用一个型号为 32316 的圆锥滚子轴承 中轴承选一个用型号为 30214 的圆锥滚子轴承 后轴承选用一个型号为 6312 深沟球轴承 前轴承 D 级 精度 中轴承 E 级精度 后轴承 E 级精度 前轴承内圈配合为 k5 外圈配合为 M6 中轴承内圈配合为 js5 外圈配合为 K6 后轴承内圈配合为 js6 外圈配 合为 H7 3 73 7 润滑系统的设计润滑系统的设计 主轴箱内采用飞溅式润滑 油面高度为 65mm 左右 甩油环浸油深度为 10mm 左右 润滑油型号为 IIJ30 卸荷皮带轮轴承采用脂润滑方式 润滑脂型号为 钙质润滑脂 3 83 8 密封装置的设计密封装置的设计 轴轴颈较小 线速度较低 为了保证密封效果 采用皮碗式接触密封 而 主轴直径大 线速度较高 则采用了非接触式密封 卸荷皮带轮的润滑采用毛 毡式密封 以防止外界杂物进入 详见展开图 四 传动件的验算四 传动件的验算 4 14 1 传动轴的验算传动轴的验算 轴的刚度较低 故而在此处进行验算 其受力简化如下图所示 320168 Fr RC RA B A C ab T1 T2 9 55 9 55 48896 N mm 2 T 1 T 6 10 n N 6 10 750 96 04 齿轮受到的径向力 2tan 2 48896 tan 96 370 8 N r F 2 T 1 d o 20 中北大学课程设计说明书 22 对于传动轴 主要验算轴上装齿轮和轴承处的挠度 y 和倾角 轴上有一 段为花键轴 但长度在轴上的比例不大 全轴按圆轴算 轴平均直径求的 d 28mm 则 截面惯性矩 I 30171 9 64 4 d 64 284 4 mm 按 设计指导 P34 有关公式计算 对 B 点 y 3EI r F 22b al 488 9 30171101 23 168320 8 370 8 22 1 16 mm 4 10 查 设计指导 P33 表 对一般传动轴许用挠度 Y 0 0003 0 0005 0 0003 0 0005 l 448 0 1464 0 244 mm 对装有齿轮的轴许用挠度 Y 0 01 0 03 m 0 01 0 03 4 0 04 0 12 mm 满足要求 B EIl Fab 3 ab 488 9 30171101 23 320168168320 8 370 8 3 27 rad 7 10 查 设计指导 P33 表许用 0 001rad 满足要求 对 A 点 A EIl baFab 6 2 488 9 30171101 26 1682320168320 8 370 8 7 05 rad 7 10 对 C 点 A EIl abFab 6 2 488 9 30171101 26 3202168168320 8 370 8 中北大学课程设计说明书 23 8 68 rad 7 10 查 设计指导 P33 表许用 0 001rad 满足要求 综上 轴的刚度满足要求 4 24 2 键的验算键的验算 4 2 14 2 1 花键的验算花键的验算 花键键侧工作表面的挤压应力为 lzdD T jy 8 22 max jy 式中 计算挤压应力 Mp jy 花键传递的最大扭矩 N m m max T N 该轴传递的最大功率 该轴的 max T j n N 6 1055 9 j n 计算转速 D d 花键的外径和内径 mm z 花键的齿数 工作长度 mml 载荷分布不均匀系数 0 7 0 8 取 0 75 许用挤压应力 查 机械设计 表 6 3 jy jy 100 140Mp 取 130 Mp jy 对 轴花键 48896 N m m max T 750 96 0 41055 9 6 对 轴装离合器处花键 D 36mm d 32 mm z 6 18 mm 则l 75 0 618 2832 488968 22 jy 20 1Mp 满足要求 jy 中北大学课程设计说明书 24 对 轴装带轮处花键 D 30mm d 26mm z 6 40 mm 则l 75 0 640 2630 488968 22 jy 9 7Mp 满足要求 jy 所以 轴花键满足要求 对 轴花键 94858 N m m max T 375 97 0 96 0 41055 9 6 D 40mm d 35mm z 6 70 mm 则l 75 0 670 3540 948588 22 jy 6 4Mp 满足要求 jy 对 轴花键 264094 N m m max T 132 98 0 97 0 96 0 41055 9 6 D 45mm d 40mm z 6 110mm 则l 75 0 6110 4045 2640948 22 jy 10 0Mp 满足要求 jy 4 2 24 2 2 平键的验算平键的验算 普通平键的强度条件 p kld T 3 102 p 式中 计算挤压应力 Mp p 传递的转矩 N mT 键与轮毂槽的接触高度 0 5h 此处 h 为键的高度 mmkk 中北大学课程设计说明书 25 键的工作长度 mml 轴的直径 mmd 键 轴 轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力 查 机械设计 p 表 6 2 此处键 轴 轮毂三者材料都是钢 p 100 120M Mp 取 110 Mp p 对 轴三联齿轮出 A 型平键 bh 1610 L 56 48 896 N m 0 5h 0 5 10 5 mm L b 40 mm 53 Tkld mm 则 p 53405 10896 482 3 9 2 Mp 满足要求 p 对 轴三联齿轮出 A 型平键 bh 1811 L 63 94 858 N m 0 5h 0 5 11 5 5mm 45mm 63mm Tkld 则 p 63455 5 10858 942 3 12 2 Mp 满足要求 p 对 轴三联齿轮出 A 型平键 1040 N m T 5 33 98 0 97 0 96 0 41055 9 3 0 5h 0 5 14 7mm k 68mm 75 mm bh 2214 L 80mm 则ld p 75687 1010402 3 58 3Mp 满足要求 p 4 34 3 齿轮模数的验算齿轮模数的验算 按接触疲劳强度计算齿轮模数 mj 中北大学课程设计说明书 26 mj 16300mm3 22 1 1 jjm sbcd niz NKKKKi 式中 N 传递的额定功率 KW 计算转速 小齿轮 r min j n 齿宽系数 m z1 计算齿轮齿数 i 大齿轮与小齿轮齿数之比 用于外啮合 用于 内啮合 此处为外啮合 故取 寿命系数 KTK nKNKq s K s K KT 工作期限系数 KT m c Tn 0 60 T 预定的齿轮工作期限 对中型机床 T 15000 20000h n 齿轮的最低转速 r min c0 基准循环次数 查 设计指导 表 3 m 疲劳曲线指数 查 设计指导 表 3 K n 转速变化系数 查 设计指导 表 4 KN 功率利用系数 查 设计指导 表 5 Kq 材料强化系数 查 设计指导 表 6 Kc 工作状况系数 中等冲击主运动 Kc 1 2 1 6 Kd 动载荷系数 查 设计指导 表 8 Kb 齿向载荷分布系数 查 设计指导 表 9 许用接触应力 查 设计指导 表 11 Mp j 齿轮按弯曲疲劳强度计算齿轮模数 mw mw 2753 1 Ynz NKKKK jwm sbcd 其中 Y 齿形系数由 设计指导 表 10 查得 许用弯曲应力 查 设计指导 表 w 中北大学课程设计说明书 27 11 Mp 验算结果如下表 按接触疲劳强度验算算齿轮模数 参数传动组 a传动组 b传动组 c N3 843 723 65 j n 750375375 m 7 57 57 5 z1241918 i22 84 m 3 3 3 n750375132 T150001500015000 KT4 073 23 2 28 s K 1 440 880 81 c0 7 10 7 10 7 10 K n0 850 680 89 KN0 580 580 58 Kq0 760 730 73 Kc 1 21 21 2 Kd1 31 41 2 Kb1 021 041 04 j 110011001100 mj2 023 553 29 结论估算值可用估算值可用估算值可用 中北大学课程设计说明书 28 齿轮按弯曲疲劳强度验算齿轮模数 参数传动组 a传动组 b传动组 c N3 843 723 65 j n 750375375 m 7 57 57 5 z1241918 m666 n750375132 T150001500015000 KT2 562 281 92 s K 0 90 90 9 c0 6 102 6 102 6 102 K n0 950 850 86 KN0 780 780 78 Kq0 770 750 75 Kc 1 21 21 2 Kd1 31 41 2 Kb1 021 041 04 w 320320320 Y0 420 3860 378 mw1 833 093 01 结论估算值可用估算值可用估算值可用 综上 估算的模数值可用 4 44 4 轴承寿命的验算轴承寿命的验算 中北大学课程设计说明书 29 Lh 500 T PKKKK Cf lHHA n np 式中 Lh 额定寿命 h C 滚动轴承的额定动负荷 查 机械设计课程设 计 第五章第三节常用滚动轴承部分 N 速度系数 n f n f j n3 100 使用系数 查 设计指南 表 2 4 19 A K 寿命系数 对于球轴承 3 对于滚子轴承 10 3 功率利用系数 查 设计指南 表 2 4 20 p H K 转速变化系数 查 设计指南 表 2 4 21 n H K 齿轮轮换工作系数 查 设计指南 表 l K 2 4 27 P 当量动载荷 N T 滚动轴承许用使用寿命 一般取 10000 15000h 对 轴的 6406 轴承受力如下图 320168 Fr Fr1 Fr1 243N 1r F 488 320 r F 488 9 370320 127N 2r F 488 168 r F 488 9 370168 附加轴向力 0 2 48 6N 1 S 1r F 中北大学课程设计说明书 30 0 2 25 4N 1 S 2r F 轴向载荷 48 6N 1a F 1 S 25 4N 2a F 1 S 0 2 1a F 1r F 查 机械设计 表 13 5 X 1 Y 0 查 机械设计 表 13 6 1 5