車床主軸箱傳動結構設計

1、<p><b>　　1 概述</b></p><p>　　1．1 機床的發(fā)展</p><p>　　公元前二千多年出現(xiàn)的樹木車床是機床最早的雛形。工作時，腳踏繩索下端的套圈，利用樹枝的彈性使工件由繩索帶動旋轉，手拿貝殼或石片等作為刀具，沿板條移動工具切削工件。中世紀的彈性桿棒車床運用的仍是這一原理[1]。以下將針對車床發(fā)展的過程加以介紹。</p>

2、;<p>　　車床的誕生不是發(fā)明出來的，而是逐漸演進而成，早在四千年前就記載有人利用簡單的拉弓原理完成鉆孔的工作，這是有記錄最早的工具機，即使到目前仍可發(fā)現(xiàn) 以人力做為驅動力的手工鉆床，之后車床衍生而出，并被用于木材的車削與鉆孔，英文中車床的名稱 Lathe(Lathe 是木板的意思)就是由此而來，經過數百年的演進，車床的進展很慢，木質的床身，速度慢且扭力低，除了用在木工外，并不適合做金屬切削，直到工業(yè)革命前。這段期間可稱

3、為車床的雛型期[2]。</p><p>　　18世紀開始的工業(yè)革命，象征著以工匠主導的農業(yè)社會結束，取而代之的是強調大量生產的工業(yè)社會，由于各種金屬制品被大量使用，為了滿足金屬零件的加工，車床成了關鍵性設備，18世紀初車床的床身已是金屬質，結構強度變大更適合做金屬切削，但因結構簡單，只能做車削與螺旋方面的加工，到了19世紀才有完全以鐵質零件組合完成的車床，再加上諸如螺桿等傳動機構的導入,一部具有基本功能的車床總算

4、開發(fā)出來。但因動力只能靠人力、獸力或水力帶動，仍無法滿足需求，只能算是剛完成基本架構的建構[3]。</p><p>　　瓦特發(fā)明了蒸氣機，使得車床可由蒸氣產生動力用來驅動車床運轉，此時車床的動力是集中一處，再藉由皮帶與齒輪的傳遞分散到工廠各處的車床，20世紀初擁有獨立動力源的動力車床(Engine Lathe)終于被開發(fā)，也將車床帶到新的領域。此期間拜福特公司大量生產汽車所賜，許多汽車零件必須以車床加工，為了確保

5、零件供應充足，供貨商必須大量采購車床才能應付所需，即使到今天車床的發(fā)展仍受到汽車產業(yè)的榮枯所左右。</p><p>　　20世紀中，計算機被發(fā)明，不久計算機即被應用在工具機上，數值控制車床逐漸取代傳統(tǒng)車床成為工廠利器，生產效率倍增，零件加工精度更是大幅提升，且隨著計算機軟、硬件日趨進步與成熟，許多以往視為無法加工的技術被一一克服，CNC化工具機的比率成了國家現(xiàn)代化的重要指標。</p><p&g

6、t;　　從歷史的角度來看促使車床發(fā)展除了18世紀工業(yè)革命與20世紀汽車業(yè)興起是主因外，另一項主因是切削刀具的進步，早期使用的切削刀具材質是碳鋼，切削速度只能限制在20m/min以下，而且加工精度不佳，之后刀具材質采用合金鋼，仍至今日的陶瓷刀具，切削速度更提升到 1000m/min 以上，于是車床轉速愈來愈高，進給速度也愈來愈快，而且加工精度也從百年前的1mm大幅提0.001mm，進步之快除了刀具的改良與技術的提升，當然有數值控制的配合也

7、是最大的功臣。</p><p>　　1．2 機床主軸箱</p><p>　　機床設計和制造的發(fā)展速度是很快的。由原先的只為滿足加工成形而要求刀具與工件間的某些相對運動關系和零件的一定強度和剛度，發(fā)展至今的高度科學技術成果綜合應用的現(xiàn)代機床的設計，也包括計算機輔助設計（CAD）的應用。但目前機床主軸變速箱的設計還是以經驗或類比為基礎的傳統(tǒng)（經驗）設計方法。因此，探索科學理論的應用，科學地分

8、析的處理經驗，數據和資料，既能提高機床設計和制造水平，也將促進設計方法的現(xiàn)代化。</p><p>　　隨著科學技術的不斷發(fā)展，機械產品趨精密、復雜，改型也益頻繁，對機床的性能、精度、自動化程度等提出了越來越高的要求[11,12]。機械加工工藝過程自動化是實現(xiàn)上述要求的重要技術措施之一，不僅能提高產品質量和生產率，降低生產成本，還能改善工人的勞動條件。為此，許多企采用自動機床、組合機床和專用機床組成自動或半自動生產

9、線。但是，采用這種自動、高效的設備，需要很大的初期投資以及較長的生產準備周期，只有在大批量的生產條件（如汽車、拖拉機、家用電器等工業(yè)主要零件的生產）下才會有顯著的經濟效益[3]。</p><p>　　在機械制造工業(yè)中，單件、小批量生產的零件約占機械加工的70%～80%?？茖W技術的進步和機械產品市場競爭的益激烈，致使機械產品不改型、更新?lián)Q代、批量相對減少，質量要求越來越高。采用專用的自動化機床加工這類零件就顯得很不

10、合適，而且自動化生產線投資大、周期長，有時從技術上甚至是不可能實現(xiàn)的。采用各類仿型機床，雖然可以部分地解決小批量復雜的加工，但在更新零件時需制造靠模和調整機床，生產準備周期長，而且由于靠模誤差的影響，加工零件的精度很難達到較高的要求。</p><p>　　為了解決上述問題，滿足多品種、小批量，特別是結構復雜、精度要求高的零件的自動化生產，迫切需要一種靈活的、通用的、能夠適于產品頻繁變化的自動化機床。隨著計算機科學

11、技術的發(fā)展，1952年，美國帕森斯公司（Parsons）和麻省理工學院（MIT）合作，研制成功里世界上第一臺以數字計算機為基礎的數字控制（numerical control，簡稱NC）三坐標直線插補銑床，從而機械制造業(yè)進入了一個新階段。</p><p>　　同時，在設計中處處實際出發(fā)，分析和處理問題是至關重要的。從大處講，聯(lián)系實際是指在進行機床工藝可能性的分析。參數擬定和方案確定中，既要了解當今的先進生產水平和可

12、能趨勢。更應了解我國實際生產水平，使設計的機床，機器在四化建設中發(fā)揮最佳的效蓋。從小處講，指對設計的機床零部件的制造，裝配和維修要進行認真的，切實的考慮和分析，綜合思考的設計方法。</p><p>　　機床之所以會發(fā)展，是由于其設計者的不斷創(chuàng)新和改革，為應用于實際問題而不斷推陳出新，同時，由于世界電子化和信息化的發(fā)展，又大大加快了其發(fā)展的速度。在機床的發(fā)展過程中，機床主軸箱設計的創(chuàng)新發(fā)展過程是其中最重要的部分，也

13、正是由于主軸箱的不斷發(fā)展，各種機床才會得以適應如今的生產規(guī)模。</p><p>　　機床從誕生至今已經經過了幾個世紀，每個時間段都會有應用于新領域的機床誕生，而在這同時，針對于不同領域的機床其主軸箱也是各不相同的，由于車床的普遍應用，多年來對機床主軸箱的各種改進和創(chuàng)新層出不窮，而20世紀后半葉由于計算機技術及網絡技術的不斷發(fā)展，使機床主軸箱的設計也跨出了一大步。</p><p>　　機床主

14、軸箱的設計，以及主軸箱各部件的加工工藝直接影響機床的性能。機床主軸箱的設計一般是憑借經驗來設計，而計算機技術和網絡技術的發(fā)展給設計工作帶來了極大的方便。基于設計理論的許多應用軟件也應運而生，很多專業(yè)軟件的仿真分析使得主軸箱的設計更加準確，精度也更高。</p><p>　　主軸箱都采用齒輪傳動。其傳動系統(tǒng)是指通過一定的傳動路線把驅動軸的運動,采用多級齒輪傳動,確定傳動齒輪及其傳動軸的位置,最后把運動傳到主軸上,使主

15、軸獲得規(guī)定的轉速和方向。它是主軸箱設計最關鍵、工作量最大的環(huán)節(jié)。基于計算機軟件技術的快速發(fā)展，過去很多只能靠人力計算設計的科目都現(xiàn)在都可以通過計算機輔助設計，而且設計的精度和效果都高的多。</p><p>　　由于數控機床的廣泛應用，其主軸箱的設計也是十分重要。數控機床主軸部件是機床的核心部件，它的性能好壞直接影響機床的加工精度。在數控機床主軸箱的設計中，采用三維設計方法，利用Pro/E對其進行了三維實體建模及裝

16、配設計，并通過動態(tài)仿真和干涉分析，以驗證設計方案的可行性。該方法提高了產品的設計質量和設計效率，為產品的結構優(yōu)化設計提供了有效的途徑。隨著計算機三維CAD/CAE軟件的應用和普及，使得工程設計方法、理念和手段都發(fā)生了巨大的變化。在設計中可以直接進行三維設計，并利用CAE軟件進行各種工程分析，在虛擬環(huán)境下模擬實際工作狀況，進行運動仿真分析，實現(xiàn)最佳設計。</p><p>　　總之，現(xiàn)在對機床主軸箱的設計由于計算機軟

17、件的發(fā)展，已經越來越精確，同時，也保證了設計出來的產品的可靠性和穩(wěn)定性。</p><p><b>　　2 參數的擬定</b></p><p>　　2.1 公比的確定</p><p>　　電動機功率P=7.5kw，；</p><p>　　輸出軸轉速在30r/min～1400r/min之間；</p><

18、;p><b>　　變速級數為12級。</b></p><p>　　由于轉速范圍 R= =</p><p>　　因為級數Z已知： Z=12級 </p><p>　　則===1.41，因此取Φ=1.41合適。</p><p>　　2.2 各級轉速的確定</p><p>　　主軸箱的各級輸出轉

19、速多采用等比數列，特殊情況下，也采用其它數列。由于Φ=1.41，n=1400r/min，通過查詢標準轉速數列表可以獲得各級轉速：</p><p>　　=31.5r/min =250r/min </p><p>　　=45r/min =355r/min</p><p>　　=63r/min

20、 =500r/min</p><p>　　=90r/min =710r/min</p><p>　　=125r/min =1000r/min</p><p>　　=180r/min =1400r/min</p><p><b>　　共12級

21、轉速。</b></p><p><b>　　3 傳動設計</b></p><p>　　3.1 確定結構方案</p><p>　　a)主軸傳動系統(tǒng)采用V帶、齒輪傳動；</p><p>　　b)傳動形式采用集中式傳動；</p><p>　　c)變速系統(tǒng)采用多聯(lián)滑移齒輪變速。</p

22、><p>　　3.2 傳動方案擬定</p><p>　　3.2.1 結構分析式</p><p>　　a) b) c)</p><p>　　從電動機到主軸主要為降速傳動，若使傳動副較多的傳動組放在較接近電動機處可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，節(jié)省材料，也就是滿足傳動副前多后少的原則，因此取方案。在降速傳動中，防止齒輪直徑過大而使徑向尺寸

23、常限制最小傳動比 ；在升速時為防止產生過大的噪音和震動常限制最大轉速比。在主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍。在設計時必須保證中間傳動軸的變速范圍最小。</p><p>　　根據中間傳動軸變速范圍小的原則選擇結構網。從而確定結構網如下：</p><p>　　圖 3.1 轉速結構網圖</p><p>　　檢查傳動組的變速范圍時，只檢查最后一個擴大組：</p>

24、;<p><b>　　其中，， </b></p><p><b>　　所以 ，合適。</b></p><p>　　3.2.2 繪制轉速圖</p><p><b>　　a)選擇電動機</b></p><p>　　一般車床若無特殊要求，多采用Y系列封閉式三相異步電動

25、機，根據原則條件選擇Y-132M-4型Y系列籠式三相異步電動機。</p><p>　　b)分配總降速傳動比</p><p><b>　　總降速傳動比 </b></p><p>　　又電動機轉速不符合轉速數列標準，因而增加一定比傳動副。</p><p><b>　　c)確定傳動軸軸數</b></

26、p><p>　　傳動軸軸數 = 變速組數 + 定比傳動副數 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。</p><p><b>　　d)確定各級轉速</b></p><p>　　由 , ,z = 12確定各級轉速：</p><p>　　1400r/min、1000r/min、710r/min、500r/min、355、r/mi

27、n250r/min、180r/min、125r/min、90r/min、63r/min、45r/min、31.5r/min。</p><p>　　在五根軸中，除去電動機軸，其余四軸按傳動順序依次設為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ。Ⅰ與Ⅱ、Ⅱ與Ⅲ、Ⅲ與Ⅳ軸之間的傳動組分別設為a、b、c?，F(xiàn)由Ⅳ（主軸）開始，確定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸的轉速：</p><p>　　1)先來確定Ⅲ軸的轉速</p><p

28、>　　傳動組c 的變速范圍為，結合結構式，</p><p>　?、筝S的轉速確定為：125r/min、180r/min、250r/min、355r/min、500r/min、710r/min。</p><p><b>　　2)確定軸Ⅱ的轉速</b></p><p>　　傳動組b的級比指數為3，希望中間軸轉速較小，因而為了避免升速，又不致傳動

29、比太小，可取，</p><p>　　軸Ⅱ的轉速確定為：355r/min、500r/min、710r/min。</p><p><b>　　3)確定軸Ⅰ的轉速</b></p><p>　　對于軸Ⅰ，其級比指數為1,可取</p><p><b>　　，，</b></p><p>

30、　　確定軸Ⅰ轉速為710r/min。</p><p>　　由此也可確定加在電動機與主軸之間的定傳動比。</p><p>　　e)確定各變速組傳動副齒數</p><p><b>　　1)傳動組a:</b></p><p>　?、瘛蜉S間三對齒輪的傳動比： I=1/2, I=1/1.41, I=1</p>&l

31、t;p>　　在轉速圖上軸I-II之間有三條傳動線,分別為水平、向右下方降一格、向右方下降兩格。</p><p>　　查機械設計手冊3卷表18.2-6得出可用齒輪和s及各齒輪副中小齒輪齒數如表3.1：</p><p>　　表3.1齒輪和及齒數</p><p>　　根據齒數確定得原則及需求，按最小齒數限制可選定72,則</p><p>　　

32、時：……57、60、63、66、69、72、75、78……</p><p>　　時：……58、60、63、65、67、68、70、72、73、77……</p><p>　　時：……58、60、62、64、66、68、70、72、74、76……</p><p>　　由于72,于是可得軸Ⅰ齒輪齒數分別為：24、30、36。于是，，</p><p>

33、;　　可得軸Ⅱ上的三聯(lián)齒輪齒數分別為：48、42、36。</p><p><b>　　2)傳動組b:</b></p><p>　?、?Ⅲ軸間兩對齒輪的傳動比： I=1/,I=1</p><p>　　在轉速圖上，II軸的每一轉速都有兩條線與III軸相連，分別為水平和向右下方降三格。由于II軸有三種轉速，每種轉速都通過兩條線與III軸相連，故III

34、軸共有</p><p>　　種轉速。連線中的平行線代表同一傳動比。</p><p>　　查機械設計手冊3卷表18.2-6得出可用齒輪和s及各齒輪副中小齒輪齒數如表3.2：</p><p>　　表3.2 齒輪和及齒數</p><p>　　根據齒數確定得原則及需求，按最小齒數限制可選定84,則時：……69、72、73、76、77、80、81、8

35、4、87……</p><p>　　時：……70、72、74、76、78、80、82、84、86……</p><p>　　由于 84，于是可得軸Ⅱ上兩聯(lián)齒輪的齒數分別為：22、42。</p><p>　　于是 ，，得軸Ⅲ上兩齒輪的齒數分別為：62、42。</p><p><b>　　3)傳動組c:</b></p>

36、;<p>　?、?Ⅳ軸間三對齒輪的傳動比：I=1/3.98, I=2</p><p>　　在轉速圖上，III軸上的每一級轉速都有兩條傳動線與IV軸相連，分別為向右上方升兩格和向右下方降四格。 故IV軸的轉速為級。</p><p>　　查機械設計手冊3卷表18.2-6得出可用齒輪和s及各齒輪副中小齒輪齒數如表3.3：</p><p>　　表3.3 齒輪

37、和及齒數</p><p>　　根據齒數確定得原則及需求，按最小齒數限制可選定s=90,則</p><p>　　時：……84、85、89、90、94、95……</p><p>　　時： ……72、75、78、81、84、87、89、90……</p><p><b>　　由于 90.</b></p><p

38、>　　為降速傳動，取軸Ⅲ齒輪齒數為18；</p><p>　　為升速傳動，取軸Ⅳ齒輪齒數為30。</p><p><b>　　于是得,</b></p><p>　　得軸Ⅲ兩聯(lián)動齒輪的齒數分別為18，60；</p><p>　　得軸Ⅳ兩齒輪齒數分別為72，30。</p><p>　　3.3

39、繪制傳動系統(tǒng)轉速圖</p><p>　　畫出轉速圖（圖 3.2）（電動機轉速與主軸最高轉速相近）。</p><p>　　圖 3.2 傳動系統(tǒng)轉速圖</p><p><b>　　4 動力設計</b></p><p>　　4.1 確定各軸轉速</p><p>　　a)確定主軸計算轉速：主軸的計算

40、轉速為</p><p>　　b)各傳動軸的計算轉速： </p><p>　　軸Ⅲ可從主軸90r/min按72/18的傳動副找上去，軸Ⅲ的計算轉速</p><p>　　125r/min；軸Ⅱ的計算轉速為355r/min；軸Ⅰ的計算轉速為710r/min。</p><p>　　c)各軸功率及轉矩的計算</p><p>

41、<b>　　1)各軸功率</b></p><p>　　傳遞效率： =0.96, =0.99,齒輪傳動8級精度=0.97。</p><p>　　P=P ·=7.50.96=7.2kw</p><p>　　P= P··=7.20.990.97=6.91kw</p><p>　　P= P·

42、;·=6.910.990.97=6.63kw</p><p>　　P= P··=6.630.990.97=6.37kw</p><p><b>　　2)各軸的轉矩</b></p><p>　　T=9550=9550N·m =49.73N·m</p><p>　　T=955

43、0=9550N·m=96.84N·m</p><p>　　T=9550=9550N·m=185.88N·m</p><p>　　T=9550=9550N·m=506.53N·m</p><p>　　T=9550=9550N·m=675.92N·m</p><p>

44、　　3)各軸數據列表如下</p><p>　　表4.1 各軸參數</p><p>　　4)各齒輪的計算轉速</p><p>　　傳動組c中，18/72只需計算z = 18 的齒輪，計算轉速為355r/min；60/30只需計算z = 30的齒輪，計算轉速為250r/min；傳動組b計算z = 22的齒輪，計算轉速為355r/min；傳動組a應計算z = 24的齒輪

45、，計算轉速為710r/min。</p><p>　　5)核算主軸轉速誤差（若誤差≦5%，則適合）</p><p><b>　　所以合適。</b></p><p>　　4.2 帶傳動設計</p><p>　　電動機轉速n=1440r/min,傳遞功率P=7.5KW,傳動比i=2.03，假設兩班制，</p>

46、<p>　　一天運轉16.1小時，工作年數10年。</p><p>　　a)確定計算功率 取1.1，則</p><p><b>　　b)選取V帶型</b></p><p>　　根據小帶輪的轉速和計算功率，選B型帶。</p><p>　　c)確定帶輪直徑和驗算帶速</p><p>　　查

47、表小帶輪基準直徑,</p><p><b>　　驗算帶速成</b></p><p>　　其中 -小帶輪轉速，r/min；</p><p>　　-小帶輪直徑，mm；</p><p><b>　　，帶速合適。</b></p><p>　　d)確定帶傳動的中心距和帶的基準長度&

48、lt;/p><p><b>　　設中心距為,則</b></p><p>　　0.55（）a2（）</p><p>　　于是208.45a758,初取中心距為400mm。</p><p><b>　　帶長</b></p><p>　　查表取相近的基準長度，。</p>

49、<p><b>　　帶傳動實際中心距</b></p><p>　　e)驗算小帶輪的包角</p><p>　　一般小帶輪的包角不應小于。</p><p><b>　　。合適。</b></p><p><b>　　f)確定帶的根數</b></p><p

50、>　　其中： -時傳遞功率的增量；</p><p>　　-按小輪包角，查得的包角系數；</p><p><b>　　-長度系數；</b></p><p>　　為避免V型帶工作時各根帶受力嚴重不均勻，限制根數不大于10。</p><p><b>　　g)計算帶的張緊力</b></p&

51、gt;<p>　　其中： -帶的傳動功率,KW；</p><p><b>　　v-帶速,m/s；</b></p><p>　　q-每米帶的質量，kg/m；取q=0.17kg/m。</p><p>　　v = 1440r/min = 9.42m/s。</p><p>　　h)計算作用在軸上的軸向力<

52、/p><p>　　5 齒輪的計算與校核</p><p>　　5.1 各傳動組齒輪模數的確定和校核</p><p><b>　　模數的確定：</b></p><p>　　a傳動組：分別計算各齒輪模數</p><p>　　先計算24齒齒輪的模數：</p><p>　　其中:

53、 -公比 ； = 2；</p><p>　　-電動機功率； = 7.5KW；</p><p><b>　　-齒寬系數；</b></p><p>　　-齒輪傳動許允應力;</p><p>　　-計算齒輪計算轉速。</p><p>　　， 取= 600MPa,安全系數S = 1。</p>

54、;<p><b>　　由應力循環(huán)次數選取</b></p><p><b>　　，取S=1，。</b></p><p><b>　　取m = 4mm。</b></p><p>　　按齒數30的計算，，可取m = 4mm；</p><p>　　按齒數36的計算，, 可

55、取m = 4mm。</p><p>　　于是傳動組a的齒輪模數取m = 4mm，b = 32mm。</p><p><b>　　軸Ⅰ上齒輪的直徑：</b></p><p><b>　　。</b></p><p>　　軸Ⅱ上三聯(lián)齒輪的直徑分別為：</p><p><b&g

56、t;　　b傳動組：</b></p><p>　　確定軸Ⅱ上另兩聯(lián)齒輪的模數。</p><p>　　按22齒數的齒輪計算：</p><p>　　可得m = 4.8mm；</p><p><b>　　取m = 5mm。</b></p><p>　　按42齒數的齒輪計算：</p>

57、<p>　　可得m = 3.55mm；</p><p>　　于是軸Ⅱ兩聯(lián)齒輪的模數統(tǒng)一取為m = 5mm。</p><p>　　于是軸Ⅱ兩聯(lián)齒輪的直徑分別為：</p><p>　　軸Ⅲ上與軸Ⅱ兩聯(lián)齒輪嚙合的兩齒輪直徑分別為：</p><p><b>　　c傳動組：</b></p><p&

58、gt;<b>　　取m = 5mm。</b></p><p>　　軸Ⅲ上兩聯(lián)動齒輪的直徑分別為：</p><p>　　軸四上兩齒輪的直徑分別為：</p><p>　　5.2 齒輪強度校核</p><p><b>　　計算公式</b></p><p>　　5.2.1 校核a

59、傳動組齒輪</p><p>　　校核齒數為24的即可，確定各項參數</p><p>　　a)P=8.25KW,n=710r/min,</p><p><b>　　b)確定動載系數：</b></p><p>　　齒輪精度為7級，查得使用系數[6]</p><p><b>　　c)</

60、b></p><p>　　d)確定齒向載荷分配系數:取齒寬系數</p><p><b>　　非對稱</b></p><p><b>　　,查得[6]</b></p><p>　　e)確定齒間載荷分配系數: </p><p><b>　　查得</b>

61、</p><p><b>　　[6]</b></p><p>　　f)確定動載系數: </p><p><b>　　g)查表 </b></p><p><b>　　[7]</b></p><p>　　h)計算彎曲疲勞許用應力</p>&l

62、t;p>　　由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限[7]。 </p><p>　　查得 ,S = 1.3[7]</p><p><b>　　， </b></p><p><b>　　故合適。</b></p><p>　　5.2.2 校核B傳動組齒輪</p><p>　　校核

63、齒數為22的即可，確定各項參數</p><p>　　a)P=8.25KW,n=355r/min,</p><p><b>　　b)確定動載系數：</b></p><p>　　齒輪精度為7級，查得使用系數[6]</p><p><b>　　c)</b></p><p>　　d)

64、確定齒向載荷分配系數:取齒寬系數</p><p><b>　　非對稱</b></p><p><b>　　,查得[6]</b></p><p>　　e)確定齒間載荷分配系數: </p><p><b>　　由《機械設計》查得</b></p><p>　　

65、f)確定動載系數: </p><p><b>　　g)查表 </b></p><p><b>　　[7]</b></p><p>　　h)計算彎曲疲勞許用應力</p><p>　　查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限[7]。 </p><p>　　查得 ,S = 1.3[7]<

66、/p><p><b>　　， </b></p><p><b>　　故合適。</b></p><p>　　5.2.3 校核c傳動組齒輪</p><p>　　校核齒數為18的即可，確定各項參數</p><p>　　a)P=8.25KW,n=355r/min,</p>

67、<p><b>　　b)確定動載系數：</b></p><p>　　齒輪精度為7級，查得使用系數[6]</p><p><b>　　c)</b></p><p>　　d)確定齒向載荷分配系數:取齒寬系數</p><p><b>　　非對稱</b></p>

68、<p><b>　　,查得[6]</b></p><p>　　e)確定齒間載荷分配系數: </p><p><b>　　查得[6]</b></p><p>　　f)確定動載系數: </p><p><b>　　g)查表 </b></p><p

69、><b>　　[7]</b></p><p>　　h)計算彎曲疲勞許用應力</p><p>　　查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限[7]。 </p><p>　　查得 ,S = 1.3[7]</p><p><b>　　， </b></p><p><b>　　故合

70、適。</b></p><p>　　5.3 傳動系統(tǒng)圖</p><p>　　圖5.1 傳動系統(tǒng)圖</p><p>　　6 主軸的計算與校核</p><p>　　6.1 選擇軸的材料</p><p>　　主軸箱傳動軸材料選取45鋼，經調質處理，其機械性能由機械設計表[8]2-5查得：，，，；查機械設計表

71、[8]2-7，得。查表[8]2—6得，[]=35 。</p><p>　　6.2 軸頸的初步確定</p><p><b>　　由公式轉矩</b></p><p><b>　　==</b></p><p><b>　　得：d=C </b></p><p>

72、;<b>　　各軸參數</b></p><p>　　表6.1 各軸參數</p><p>　　表6.2 各軸計算過程及結果</p><p>　　經過分析上面算出的各類尺寸符合設計要求。各軸在主軸箱內可以有多種方式放置。</p><p>　　6.3 軸的校核計算、受力圖和轉矩圖</p><p>

73、　　6.3.1 輸入軸的校核計算、受力圖和轉矩圖</p><p>　　a)輸入軸的校核計算</p><p>　　表6.3 校核計算</p><p>　　b)輸入軸的軸上受力分析及彎矩、轉矩、當量彎矩</p><p>　　圖6.1 受力分析及彎矩、轉矩、當量彎矩</p><p>　　6.3.2 主軸的校核計算、受

74、力圖和轉矩圖</p><p><b>　　a)主軸的校核計算</b></p><p>　　表6.4 校核計算</p><p>　　b)主軸軸上受力分析及彎矩、轉矩、當量彎矩</p><p>　　圖6.2 受力分析及彎矩、轉矩、當量彎矩</p><p>　　圖6.2 受力分析及彎矩、轉矩、當量

75、彎矩(續(xù))</p><p><b>　　7 組件的選定</b></p><p>　　7.1 帶輪的選擇</p><p>　　根據V帶計算，選用3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[10]。</p><p>　　7.2 主軸換向與制動機構設計<

76、/p><p>　　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，采用雙向片式摩擦離合器[11]。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，片數較多。右離合器用來傳動主軸反轉，主要用于退回，片數較少。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

77、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。</p><p>　　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)

78、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[12]。</p><p>　　7.3 滑移齒輪設計</p><p>　

79、　機床的變速系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速機構。根據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[13]。</p><p>　　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[14]。</p><p>　　各軸采用的花鍵分別為：Ⅰ軸：6×23&

80、#215;26×6</p><p>　?、蜉S：6×26×30×6</p><p>　?、筝S：8×36×40×7</p><p>　?、瘛筝S間傳動齒輪精度為877—8b，Ⅲ～Ⅳ軸間齒輪精度為766—7b[14]。</p><p>　　7.4 軸承的選擇</p>

81、<p>　　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，Ⅱ、Ⅲ軸均采用圓錐滾子軸承。滾動軸承均采用E級精度[15]。</p><p><b>　　7.5 主軸組件</b></p><p>　　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

82、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[16]。</p><p>　　前軸承為C級精度，后軸承為D級精度[17]。</p><p>　　7.6 潤滑系統(tǒng)設計</p><p>　　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

83、右。潤滑油型號為：IIJ30[18]。</p><p>　　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[19]。</p><p>　　7.7 密封裝置設計</p><p>　?、褫S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[20]。<

84、;/p><p><b>　　結 論</b></p><p>　　機床主軸箱的設計終于完成了。雖然設計的過程比較繁瑣，而且剛開始還有些不知所措，但是在自己的不斷努力下，再加上指導老師的悉心指導，我終于順利地完成了這次設計任務。本次設計鞏固和深化了課堂理論教學的內容，鍛煉和培養(yǎng)了我綜合運用所學過的知識和理論的能力，是我獨立分析、解決問題的能力得到了強化。</p>

85、<p>　　通過這次畢業(yè)設計，我很全面的了解了機床主軸箱的設計的步驟和內容。要完成主軸箱的設計必須做好充足的準備工作，要了解部件的結構、機構工作原理，各零部件的功用、形狀尺寸、位置、相互聯(lián)結方法、配合及傳動關系。然后進行主軸的總體方案的選定，運動設計主軸箱主要參數設計；主傳動系的設計（傳動系統(tǒng)圖和轉速圖）；傳動部件的選取，結構設計；操縱機構的結構設計；主軸箱的外觀設計。最后繪制裝配圖及零件圖并按所要求的格式編寫設計說明書。

86、</p><p>　　機械設計是一門需要耐心和細心的工作，要求設計人員平心靜氣，一絲不茍的工作，不能有煩躁的情緒，如果能夠融入到設計的氛圍中是有很多樂趣的。經過一翻努力最終設計完成了，在設計中難免會有一些不足或欠缺的地方，望老師能夠指導。</p><p><b>　　參 考 文 獻</b></p><p>　　[1] 李靜， 薛冬娟， 付紅芹.

87、 組合機床主軸箱CAD/CAM開發(fā)[J]. 河北農業(yè)大學學報, 2004.</p><p>　　[2] 張俊生. 金屬切削機床與數控機床[M]. 北京: 機械工業(yè)出版社， 1994.</p><p>　　[3] 黃開榜, 張慶春, 那海濤. 金屬切削機床[M]. 哈爾濱： 哈爾濱工業(yè)大學出版社， 2006.</p><p>　　[4] 王愛玲. 現(xiàn)代數控機床結構與設

88、計[M]. 北京： 兵器工業(yè)出版社， 1999.</p><p>　　[5] 方鍵. 機械結構設計[M]. 北京： 化學工業(yè)出版社， 2006.</p><p>　　[6] 吳宗澤. 機械設計[M]. 北京： 高等教育出版社， 2003.</p><p>　　[7] 機械設計手冊編委會編著. 機械設計手冊[M].第1卷/ -3版. 北京： 機械工業(yè)出版社， 2004

89、.</p><p>　　[8] 吳宗澤. 機械設計手冊[M]. 北京： 機械工業(yè)出版社， 2002.</p><p>　　[9] 馮辛安. 機械制造裝備設計[M]. 北京： 機械工業(yè)出版社， 2005.</p><p>　　[10] 席偉光,楊光.李波. 機械設計基礎課程設計[M]. 北京： 高等教育出版社出版， 2003.</p><p>

90、　　[11] 孫桓,陳作模. 機械原理[M]. 北京： 高等教育出版社出版， 2000.</p><p>　　[12] 吳圣莊. 金屬切削機床概論[M]. 北京： 機械工業(yè)出版社， 1985.</p><p>　　[13] 邱宣懷. 機械設計[M]. 北京： 高等教育出版社， 1997.</p><p>　　[14] 王成志, 吳永剛, 黃立杰. 較小軸間距的組合機

91、床主軸箱設計[J]. 組合機床與自動化加工技術, 2000.</p><p>　　[15] 董仲元，蔣克鑄. 設計方法學[M]. 北京： 高等教育出版社， 1990.</p><p>　　[16] 沈樂年. 機械設計基礎[M]. 北京： 清華大學出版社， 1997.</p><p>　　[17] 趙世華. 金屬切削機床[M]. 北京: 航天工業(yè)出版社， 1996.