車床主軸箱設計說明書.docx

《車床主軸箱設計說明書.docx》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《車床主軸箱設計說明書.docx（39頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

目錄 1.題目要求及參數確定-------------------------------------------1 1.1設計要求----------------------------------------------1 1.2運動參數確定------------------------------------------1 1.3動力參數的確定----------------------------------------1 2.運動設計 -----------------------------------------------------2 2.1傳動組的傳動副數的確定------------------------------------2 2.2結構網和結構式各種方案的選擇------------------------------2 2.3擬定轉速圖---------------------------------------------------4 2.4齒輪齒數確定-------------------------------------------------5 2.5計算各傳動件的計算轉速--------------------------------6 3.傳動零件的初步計算----------------------------------------7 3.1傳動軸直徑初定----------------------------------------7 3.2主軸軸頸直徑確定--------------------------------------7 3.3齒輪模數的初步確定------------------------------------8 4.主要零件的驗算--------------------------------------13 4.1三角帶傳動計算和選定---------------------------------13 4.2圓柱齒輪的強度計算-----------------------------------15 4.3傳動軸驗算-------------------------------------------17 4.4 滾動軸承的驗算---------------------------------------21 5.結構設計及說明-----------------------------------------------24 5.1結構設計內容，技術要求及方案-------------------------24 5.2展開圖及布置-----------------------------------------25 5.3軸的設計---------------------------------------------25 5.4齒輪塊設計-------------------------------------------26 5.5傳動軸設計-------------------------------------------28 5.6主軸組件設計-----------------------------------------30 6.總結---------------------------------------------------36 7.參考文獻-----------------------------------------------37 1. 題目要求及參數確定 1.1設計要求 1）機床的類型、用途及主要參數 車床，工作時間：二班制，電動機功率：N=3kw，主軸最高、最低轉速如下： nmax=1600rpm, nmin=35.5rpm 變速級數：z=12。 2）工件材料：45號鋼 刀具材料：YT15 3）設計部件名稱：主軸箱 1.2運動參數確定 回轉主運動的機床，主運動的參數是主軸轉速。 ① 最低轉速和最高轉速：=35.5rpm =1600rpm ② 分級變速時的主軸轉速數列：機床的分級變速機構共有Z級。Z=12， 。任意兩級轉速之間的關系應為： 據=φ11，得：φ=1.41。查表7-1得：各軸轉速：35.5、50、71、100、140、200、280、400、560、800、1120、1600。 1.3動力參數的確定 由任務書設定電動機功率：N=3KW。查機械設計課程設計手冊P167表12-1得應該選擇Y系列三相異步電動機電動機的型號為Y100L-2，轉速為n=2870rpm。 2.運動設計 2.1 傳動組的傳動副數的確定 傳動組和傳動副數可能的方案有： 12=4*3 12=3*4 12=3*2*2 12=2*3*2 12=2*2*3 在上列各方案中，前兩個有時可以省掉一根軸。缺點是有一個傳動組內有四個傳動副。如果用一個四聯(lián)滑移齒輪，則會增加軸向尺寸；如果用兩個雙聯(lián)滑移齒輪，則操縱機構必須互鎖以防止兩個滑移齒輪同時嚙合。所以一般少用。 后三個方案中可根據下述原則比較：從電動機到主軸，一般為降速傳動。接近電動機處的零件，轉速較高，從而轉矩較小，尺寸也就較小。如使傳動副較多 的傳動組放在接近電動機處，則可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就可以少些，就省材料了。這就是“前多后少”的原則。從這個角度考慮，以取12=3*2*2的方案為好。 2.2 結構網和結構式各種方案的選擇 在12=3*2*2中，又因基本組和擴大組排列順序的不同而有不同的方案?？赡艿牧N方案，其結構網和結構式見圖1。在這些方案中，可根據下列原則選擇最佳方案。 圖1結構網 ⑴傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍 主傳動鏈任一傳動的最大變速范圍一般為：≤8～16。 在檢查傳動組的變速范圍時，只需檢查最后一個擴大組。因為其它傳動組的變速范圍都比它小。 　在圖１中，方案a,b,c,e是可行的。方案d,f是不可行的。 ⑵　基本組和擴大組的排列順序　　在可靠的四種結構網方案a,b,c,e中，還要進行比較以選擇最佳方案。原則是選擇中間傳動軸變速范圍最小的方案。因為如果各方案同號傳動軸的最高轉速相同，則變速范圍小的，最低轉速較高，轉矩較小，傳動件的尺寸也就可以小些。方案a的中間傳動軸變速范圍最小，幫方案a最佳。即如果沒有別的要求，則應盡量使擴大順序與傳動順序一致。 2.3 擬定轉速圖 電動機和主軸的轉速是已定的，當選定了結構網或結構式后，就可分配和傳動級的傳動比并確定中間軸的轉速。再加上定比傳動，就可畫出轉速圖。中間軸的轉速如果能高一些，傳動件的尺寸也就可以小一些。但是，中間軸如果轉速過高，將會引起過大的振動、發(fā)熱和噪聲。通常，希望齒輪的線速度不超過12～15m/s。對于中型車、鉆、銑等機床，中間軸的最高轉速不宜超過電動機的轉速。對于小型機床和精密機床，由于功率較小，傳動件不會過大。這時振動、發(fā)熱和噪聲是應該考慮的問題。因些更應該注意中間軸的轉速，不使過高。 圖2轉速圖 本機床所選定的結構式共有三個傳動組，變速機構共需4軸。加上電動機軸共5個軸。故轉速圖共需5個豎線，主軸共12級轉速，電動機軸轉速與主軸最高轉速相近，幫需12條橫線?，F(xiàn)擬定轉速圖如：圖2 2.4 齒輪齒數的確定 因傳動比i采用標準公比的整數次方，齒數和S以及小齒輪齒數可以從表8-1中查得。①在傳動組a中，ia1=1,ia2=1/1.41,ia3=1/2。則，查I 為1，1.41，2的三行。有數字的即為可能方案。取S為72，則從表中查出小齒輪齒數為36,30,24。即ia1=36/36,ia2=30/42,ia3=24/48。②在傳動組b中，ib1=1,ib2=1/2.82則查I 為1，2.82的兩行。有數字的即為可能方案。取S為84，則從表中查出小齒輪齒數為42、22。即ib1=42/42,ib2=22/62。③在傳動組c中，ic1=2/1,ic2=1/4則查I 為4這一行。取S為89，則從表中查出小齒輪齒數為30、18。即ic1=60/30,ic2=18/72。 2.5計算各傳動件的計算轉速 a.主軸: 確定主軸計算轉速：主軸的計算轉速為 b.各傳動軸: 軸III可以從主軸為100rpm按傳動副72/18找上去，近似為140rpm，軸Ⅱ的計算轉速為400r/min；軸Ⅰ的計算轉速為800r/min。 c.各齒輪: 傳動組c中，18/72只需計算z = 18 的齒輪，計算轉速為400r/min；60/30只需計算z = 30的齒輪，計算轉速為=280r/min；傳動組b計算z = 22的齒輪，計算轉速為=400r/min；傳動組a應計算z = 24的齒輪，計算轉速為=800r/min。 3傳動零件的初步計算 3.1傳動軸直徑的初定 傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反復載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大變形。因此疲勞強度一般不失是主要矛盾，除了載荷很大的情況外，可以不必驗算軸的強度。剛度要求保證軸在載荷下不至發(fā)生過大的變形。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。 [1]Ⅰ軸的直徑： [2]Ⅱ軸的直徑： [3]Ⅲ軸的直徑： [4]主軸的直徑： 3.2主軸軸頸直徑的確定 [1]前軸頸應為70-90mm,初選=80mm,后軸頸 (0.7～0.85) ，取為65mm,取前軸承為NN30216K,后軸承為NN30213K,根據結構,定懸伸長度 [2]選定軸承 查雙列圓錐滾子軸承和圓錐磙子軸承 軸I： 6005 d=25 D=47 B=12 軸II： 30207 d=35 D=75 B=18.25 軸III： 30208 d=40 D=80 B=19.75 軸IV: 前端30216 d=80 D=140 B=28.5 后端30213 d=65 D=120 B=24.75 3.3齒輪模數的初步確定 [1]a傳動組：分別計算各齒輪模數 先計算24齒齒輪的模數： 其中: -公比 ； = 2； -電動機功率； = 3KW； -齒寬系數6～10，取8； -齒輪傳動許允應力查表5.5（機械原理）選取600MPa 取m = 2.5mm。 按齒數30的計算，，可取m = 2.5mm； 按齒數36的計算，, 可取m = 2.5mm。 一般同一變速組中的齒輪取同一模數，選擇負荷最重的小齒輪的模數， 于是傳動組a的齒輪模數取m = 2.5mm，齒寬B=82.5=20mm。 軸Ⅰ上齒輪的分度圓直徑為： 。 軸Ⅱ上三聯(lián)齒輪的分度圓直徑分別為： b傳動組： 確定軸Ⅱ上另兩聯(lián)齒輪的模數。 按22齒數的齒輪計算： 可得m = 3.16mm；取m = 3mm。 按42齒數的齒輪計算： 可得m = 2.34mm；取m = 2.5mm。 于是軸Ⅱ兩聯(lián)齒輪的模數統(tǒng)一取為m =3mm。 于是軸Ⅱ兩聯(lián)齒輪的分度圓直徑分別為： 軸Ⅲ上與軸Ⅱ兩聯(lián)齒輪嚙合的兩齒輪的分度圓直徑分別為： c傳動組： 按18齒數的齒輪計算： 可得m = 4.58mm；取m = 5mm。 按60齒數的齒輪計算： 可得m = 3.03mm； 取m = 3mm。 于是軸Ⅱ兩聯(lián)齒輪的模數統(tǒng)一取為m=5mm。 軸Ⅲ上兩聯(lián)動齒輪的分度圓直徑分別為： 軸四上兩齒輪的分度圓直徑分別為： [2]齒輪參數的確定 標準齒輪： ，，。 從機械原理 表10-2查得以下公式 齒頂圓 齒根圓 分度圓 齒頂高 齒根高 齒輪 齒數 模數 m 分度圓 d 齒頂圓 齒根圓 齒頂高 齒根高 1 24 2.5 60 65 61.25 2.5 3.125 2 30 2.5 75 80 71.25 2.5 3.125 3 36 2.5 90 95 86.25 2.5 3.125 4 36 2.5 90 95 86.25 2.5 3.125 5 48 2.5 120 125 116.25 2.5 3.125 6 42 2.5 105 110 101.25 2.5 3.125 7 42 3 126 132 118.5 3 3.75 8 22 3 66 72 58.5 3 3.75 9 42 3 126 132 118.5 3 3.75 10 62 3 186 192 178.5 3 3.75 11 60 5 300 310 287.5 5 6.25 12 18 5 90 100 77.5 5 6.25 13 30 5 150 160 137.5 5 6.25 14 72 5 360 370 347.5 5 6.25 [3]齒寬的確定 公式B=ψm ╳m （ψm=6-10，m為模數） 第一套嚙合齒輪：B1 =(6-10) ╳2.5mm =15-25 mm 第二套嚙合齒輪：B2= (6-10)╳3mm=18-30 mm 第三套嚙合齒輪： B3=(6-10)╳5mm=30-50 mm B1 = 23mm B2=23mm B3=18mm B4=18 mm B5=18mm B6=18mm B7=22mm B8= 26mm B9=22 mm B10=22mm B11=37mm B12=42mm B13=42mm B14=37mm 4.主要零件的驗算 4.1三角帶傳動的計算和選定 電動機轉速n=2870r/min,傳遞功率P=3KW,傳動比i=3.59，兩班制， 一天運轉16小時，工作年數10年。 ① 確定計算功率 由機械設計表8-7查得工作情況系數KA=1.2,故: Kw=3.6Kw ② 選取V帶型號 根據、n1由機械設計圖8-4a]確定選用A型普通V帶。 ③ 確定帶輪基準直徑 由表8-4[5]和表8-6及圖8-11取主動基準直徑。 從動輪基準直徑 根據表8-8，取=355。 按式（8-20）驗算帶的速度 帶的速度合適。 ④ 確定A帶的基準長度和傳動中心距 根據＜＜,初步確定中心距。 計算帶所需的基準長度 由表8-2選帶的基準長度。 計算實際中心距a ⑤ 驗算主動輪上的包角α1 由式（8-6）得： 主動輪上的包角合適。 ⑥ 計算A帶的根數z 計算單根V帶的額定功率 由dd1=100mm和n1=2870r/min，查表8-4a得=2.98kw。 根據n1=2870r/min,i=3.59和A型帶，查表8－4b得 查表8－5得＝0.92，表8－2得＝1.01，于是 ＝＝3.08 =1.16 取2 ⑦ 計算預緊力F0 由式(8-23)知 查表8-4得q=0.1kg/m，故： 計算作用在軸上的壓軸力 由式（8-4）得 4.2圓柱齒輪的強度計算 在驗算算速箱中的齒輪應力時，選相同模數中承受載荷最大，齒數最小的齒輪進接觸應力和彎曲應力的驗算。這里要驗算的是齒輪5，齒輪9，齒輪13這三個齒輪 計算公式 校核a傳動組齒輪 校核齒數為24的即可，確定各項參數 ⑴ P=3.6KW,n=800r/min, ⑵確定使用系數： 齒輪精度為7級，由《機械設計》查得使用系數 ⑶確定動載系，=1.05 ⑷確定齒向載荷分配系數:取齒寬系數 ， 非對稱 ,查《機械設計》得 ⑸確定齒間載荷分配系數: 由《機械設計》查得 ⑹確定動載系數: ⑺查表 10-5 ⑻計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合適。 其它的傳動組用同類方法校正即可知其強度均合適。 另外兩齒輪計算方法如上，均符合要求。 4.3傳動軸的驗算 受力分析：以IV軸為例進行分析，IV軸上的齒輪為滑移齒輪。通常，選擇主軸處于計算轉速（140r/min）時齒輪的嚙合位置為計算時的位置。根據本機床齒輪排列特點，主軸為140r/min時，IV軸受力變形大于前者。 強度驗算 軸的扭轉強度校核 P=2.6 n＝140rpm 外力偶矩M＝(9549X2.6/140)=177.33Nm T=M D=32mm 彎曲剛度驗算 各傳動力空間角度如圖5所示，根據下表的公式計算齒輪的受力。 圖5各傳動力空間角度 表1 齒輪的受力計算 傳遞功率 P (kw) 轉 速 n r/ (min) 傳動 轉矩 T N (mm) 齒輪壓力角 α 齒面摩擦角 γ 齒輪Z4 齒輪Z9 切向力 Ft1 N F1 在 X 軸投影Fz1 N F1 在 Z 軸投影Fz1 N 分度圓直徑d1 mm 切向力 Ft2 N F1 在 X 軸投影Fz2 N F1 在 Z 軸投影Fz2 N 分度圓直徑d2 Mm 3.6 400 67336.7 20 6 -1300.1 -1260.7 683.1 160 1272.1 1157.3 -632.7 90 撓度、傾角的計算： 分別計算出各平面撓度、傾角，然后進行合成。如下圖所示：其中 a=120, b=156, c=150, f=126, l=276, , n=159.35, 圖6各平面撓度、傾角合成 XOY平面內撓度： 代入數據，求得 ZOY平面內撓度： 代入數據，求得 撓度的合成：，符合要求。 左支撐傾角計算和分析： XOY平面力作用下的傾角： 代入數據，解得 ZOY平面力作用下的傾角： 代入數據，解得 傾角的合成：，符合要求； 右支承傾角計算和分析： XOY平面力作用下的傾角： 代入數據，解得 ZOY平面力作用下的傾角： 代入數據，解得 傾角的合成：，符合要求。 鍵側擠壓應力計算： 表2 鍵側擠壓應力計算 計算公式 最大轉矩 花鍵軸小徑 花鍵軸大徑 花鍵數 載荷系數 工作長度 許用應力 許用應力 結論 72580 26 30 6 0.8 176 30 1.39 合格 4.4 滾動軸承的驗算 根據前面所示的Ⅱ軸受力狀態(tài)，分別計算出左（A）、右（B）兩支承端支反力。 在XOY平面內： 在ZOY平面內： 左、端支反力為： 兩支承軸承受力狀態(tài)相同，但右端受力大，所以只驗算右端軸承。 滾動軸承的疲勞壽命驗算： 其中：額定動載荷：C=11000N，《機床設計簡明手冊》； 速度系數：； 使用系數：； 功率利用系數：，表3-3《床設計制導》； 轉速變化系數：，表3-2； 齒輪輪換工作系數： 當量動載荷：F=176.7N，已計算求得； 許用壽命：T，一般機床取10000-15000h； 壽命指數：。 則額定壽命： 經驗算符合要求。 5結構設計及說明 5.1.結構設計的內容，技術要求及方案 設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等）、主軸組件、操縱機構、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結件的結構設計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設計由于時間的限制，一般只畫展開圖。 主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外，著重考慮以下幾個方面的問題。 精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結構工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標準化和通用化的原則。 主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點，由于結構復雜，設計中不可避免要經過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。目的是： 1） 布置傳動件及選擇結構方案。 2） 檢驗傳動設計的結果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時 改正。 3） 確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置，以確 定各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數據。 5.2展開圖及其布置 展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個平面上。 總布置時需要考慮制動器的位置。制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動器不要放在轉速太低軸上，以免制動扭矩太大，是制動尺寸增大。 齒輪在軸上布置很重要，關系到變速箱的軸向尺寸，減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。 5.3軸（輸入軸）的設計 將運動帶入變速箱的帶輪一般都安裝在軸端，軸變形較大，結構上應注意加強軸的剛度或使軸部受帶的拉力（采用卸荷裝置）。I軸上裝有摩擦離合器，由于組成離合器的零件很多，裝配很不方便，一般都是在箱外組裝好I軸在整體裝入箱內。我們采用的卸荷裝置一般是把軸承裝載法蘭盤上，通過法蘭盤將帶輪的拉力傳遞到箱壁上。 離合器及其壓緊裝置中有三點值得注意： 1） 摩擦片的軸向定位：由兩個帶花鍵孔的圓盤實現(xiàn)。其中一個圓盤裝 在花鍵上，另一個裝在花鍵軸上的一個環(huán)形溝槽里，并轉過一個花鍵齒，和軸上的花鍵對正，然后用螺釘把錯開的兩個圓盤連接在一起。這樣就限制了軸向和周向德兩個自由度，起了定位作用。 2） 摩擦片的壓緊由加力環(huán)的軸向移動實現(xiàn)，在軸系上形成了彈性力的封閉 系統(tǒng)，不增加軸承軸向復合。 3） 結構設計時應使加力環(huán)推動擺桿和鋼球的運動是不可逆的，即操縱力撤 消后，有自鎖作用。 I軸上裝有摩擦離合器，兩端的齒輪是空套在軸上，當離合器接通時才和軸一起轉動。但脫開的另一端齒輪，與軸回轉方向是相反的，二者的相對轉速很高（約為兩倍左右）。結構設計時應考慮這點。 齒輪與軸之間的軸承可以用滾動軸承也可以用滑動軸承?；瑒虞S承在一些性能和維修上不如滾動軸承，但它的徑向尺寸小。 空套齒輪需要有軸向定位，軸承需要潤滑。 5.4齒輪塊設計 齒輪是變速箱中的重要元件。齒輪同時嚙合的齒數是周期性變化的。也就是說，作用在一個齒輪上的載荷是變化的。同時由于齒輪制造及安裝誤差等，不可避免要產生動載荷而引起振動和噪音，常成為變速箱的主要噪聲源，并影響主軸回轉均勻性。在齒輪塊設計時，應充分考慮這些問題。 齒輪塊的結構形式很多，取決于下列有關因素： 1） 是固定齒輪還是滑移齒輪；2）移動滑移齒輪的方法；3）齒輪精度和加工方法； 變速箱中齒輪用于傳遞動力和運動。它的精度選擇主要取決于圓周速度。采用同一精度時，圓周速度越高，振動和噪聲越大，根據實際結果得知，圓周速度會增加一倍，噪聲約增大6dB。 工作平穩(wěn)性和接觸誤差對振動和噪聲的影響比運動誤差要大，所以這兩項精度應選高一級。 為了控制噪聲，機床上主傳動齒輪都要選用較高的精度。大都是用7—6—6，圓周速度很低的，才選8—7—7。如果噪聲要求很嚴，或一些關鍵齒輪，就應選6—5—5。當精度從7—6—6提高到6—5—5時，制造費用將顯著提高。 不同精度等級的齒輪，要采用不同的加工方法，對結構要求也有所不同。 8級精度齒輪，一般滾齒或插齒就可以達到。 7級精度齒輪，用較高精度滾齒機或插齒機可以達到。但淬火后，由于變形，精度將下降。因此，需要淬火的7級齒輪一般滾（插）后要剃齒，使精度高于7，或者淬火后在衍齒。 6級精度的齒輪，用精密滾齒機可以達到。淬火齒輪，必須磨齒才能達到6級。 機床主軸變速箱中齒輪齒部一般都需要淬火。 5.4.1其他問題 滑移齒輪進出嚙合的一端要圓齒，有規(guī)定的形狀和尺寸。圓齒和倒角性質不同，加工方法和畫法也不一樣，應予注意。 選擇齒輪塊的結構要考慮毛坯形式（棒料、自由鍛或模鍛）和機械加工時的安裝和定位基面。盡可能做到省工、省料又易于保證精度。 齒輪磨齒時，要求有較大的空刀（砂輪）距離，因此多聯(lián)齒輪不便于做成整體的，一般都做成組合的齒輪塊。有時為了縮短軸向尺寸，也有用組合齒輪的。 要保證正確嚙合，齒輪在軸上的位置應該可靠?；讫X輪在軸向位置由操縱機構中的定位槽、定位孔或其他方式保證，一般在裝配時最后調整確定。 5.5傳動軸的設計 機床傳動軸，廣泛采用滾動軸承作支撐。軸上要安裝齒輪、離合器和制動器等。傳動軸應保證這些傳動件或機構能正常工作。 首先傳動軸應有足夠的強度、剛度。如撓度和傾角過大，將使齒輪嚙合不良，軸承工作條件惡化，使振動、噪聲、空載功率、磨損和發(fā)熱增大；兩軸中心距誤差和軸芯線間的平行度等裝配及加工誤差也會引起上述問題。 傳動軸可以是光軸也可以是花鍵軸。成批生產中，有專門加工花鍵的銑床和磨床，工藝上并無困難。所以裝滑移齒輪的軸都采用花鍵軸，不裝滑移齒輪的軸也常采用花鍵軸。 花鍵軸承載能力高，加工和裝配也比帶單鍵的光軸方便。 軸的部分長度上的花鍵，在終端有一段不是全高，不能和花鍵空配合。這是加工時的過濾部分。一般尺寸花鍵的滾刀直徑為65～85。 機床傳動軸常采用的滾動軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升、空載功率和噪聲等方面，球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越。而且滾錐軸承對軸的剛度、支撐孔的加工精度要求都比較高。因此球軸承用的更多。但是滾錐軸承內外圈可以分開，裝配方便，間隙容易調整。所以有時在沒有軸向力時，也常采用這種軸承。選擇軸承的型號和尺寸，首先取決于承載能力，但也要考慮其他結構條件。 同一軸心線的箱體支撐直徑安排要充分考慮鏜孔工藝。成批生產中，廣泛采用定徑鏜刀和可調鏜刀頭。在箱外調整好鏜刀尺寸，可以提高生產率和加工精度。還常采用同一鏜刀桿安裝多刀同時加工幾個同心孔的工藝。下面分析幾種鏜孔方式：對于支撐跨距長的箱體孔，要從兩邊同時進行加工；支撐跨距比較短的，可以從一邊（叢大孔方面進刀）伸進鏜桿，同時加工各孔；對中間孔徑比兩端大的箱體，鏜中間孔必須在箱內調刀，設計時應盡可能避免。 既要滿足承載能力的要求，又要符合孔加工工藝，可以用輕、中或重系列軸承來達到支撐孔直徑的安排要求。 兩孔間的最小壁厚，不得小于5～10，以免加工時孔變形。 花鍵軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個應小于花鍵的內徑。 一般傳動軸上軸承選用6級精度。 傳動軸必須在箱體內保持準確位置，才能保證裝在軸上各傳動件的位置正確性，不論軸是否轉動，是否受軸向力，都必須有軸向定位。對受軸向力的軸，其軸向定位就更重要。 回轉的軸向定位（包括軸承在軸上定位和在箱體孔中定位）在選擇定位方式時應注意： 1） 軸的長度。長軸要考慮熱伸長的問題，宜由一端定位。 2） 軸承的間隙是否需要調整。 3） 整個軸的軸向位置是否需要調整。 4） 在有軸向載荷的情況下不宜采用彈簧卡圈。 5） 加工和裝配的工藝性等。 5.6主軸組件設計 主軸組件結構復雜，技術要求高。安裝工件（車床）或者刀具（銑床、鉆床等）的主軸參予切削成形運動，因此它的精度和性能直接影響加工質量（加工精度和表面粗糙度），設計時主要圍繞著保證精度、剛度和抗振性，減少溫升和熱變形等幾個方面考慮。 5.6.1 各部分尺寸的選擇 主軸形狀與各部分尺寸不僅和強度、剛度有關，而且涉及多方面的因素。 1） 內孔直徑 車床主軸由于要通過棒料，安裝自動卡盤的操縱機構及通過卸頂尖的頂桿，必須是空心軸。為了擴大使用范圍，加大可加工棒料直徑，車床主軸內孔直徑有增大的趨勢。 2） 軸頸直徑 前支撐的直徑是主軸上一主要的尺寸，設計時，一般先估算或擬定一個尺寸，結構確定后再進行核算。 3） 前錐孔直徑 前錐孔用來裝頂尖或其他工具錐柄，要求能自鎖，目前采用莫氏錐孔。 4） 支撐跨距及懸伸長度 為了提高剛度，應盡量縮短主軸的外伸長度。選擇適當的支撐跨距，一般推薦?。?=3～5，跨距小時，軸承變形對軸端變形的影響大。所以，軸承剛度小時，應選大值，軸剛度差時，則取小值。 跨距的大小，很大程度上受其他結構的限制，常常不能滿足以上要求。安排結構時力求接近上述要求。 5.6.2 主軸軸承 1）軸承類型選擇 主軸前軸承有兩種常用的類型： 雙列短圓錐滾子軸承。承載能力大，可同時承受徑向力和軸向力，結構比較簡單，但允許的極限轉速低一些。 與雙列短圓柱滾子軸承配套使用承受軸向力的軸承有三種： 600角雙向推力向心球軸承。是一種新型軸承，在近年生產的機床上廣泛采用。具有承載能力大，允許極限轉速高的特點。外徑比同規(guī)格的雙列圓柱滾子軸承小一些。在使用中，這種軸承不承受徑向力。 推力球軸承。承受軸向力的能力最高，但允許的極限轉速低，容易發(fā)熱。 向心推力球軸承。允許的極限轉速高，但承載能力低，主要用于高速輕載的機床。 2）軸承的配置 大多數機床主軸采用兩個支撐，結構簡單，制造方便，但為了提高主軸剛度也有用三個支撐的了。三支撐結構要求箱體上三支撐孔具有良好的同心度，否則溫升和空載功率增大，效果不一定好。三孔同心在工藝上難度較大，可以用兩個支撐的主要支撐，第三個為輔助支撐。輔助支撐軸承（中間支撐或后支撐）保持比較大的游隙（約0.03～0.07），只有在載荷比較大、軸產生彎曲變形時，輔助支撐軸承才起作用。 軸承配置時，除選擇軸承的類型不同外，推力軸承的布置是主要差別。推力軸承布置在前軸承、后軸承還是分別布置在前、后軸承，影響著溫升后軸的伸長方向以及結構的負責程度，應根據機床的實際要求確定。 在配置軸承時，應注意以下幾點： ① 每個支撐點都要能承受經向力。 ② 兩個方向的軸向力應分別有相應的軸承承受。 ③ 徑向力和兩個方向的軸向力都應傳遞到箱體上，即負荷都由機床支撐件承受。 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，也要考慮經濟性。 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，會降低軸承的回轉精度，所以軸和孔的精度應與軸承精度相匹配。 1） 軸承間隙的調整 為了提高主軸的回轉精度和剛度，主軸軸承的間隙應能調整。把軸承調到合適的負間隙，形成一定的預負載，回轉精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗震性也有改善。預負載使軸承內產生接觸變形，過大的預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。 軸承間隙的調整量，應該能方便而且能準確地控制，但調整機構的結構不能太復雜。雙列短圓柱滾子軸承內圈相對外圈可以移動，當內圈向大端軸向移動時，由于1：12的內錐孔，內圈將脹大消除間隙。 其他軸承調整也有與主軸軸承相似的問題。特別要注意：調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，調整時可能將軸承壓偏而破壞精度。隔套越長，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。 5.6.3 主軸與齒輪的連接 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致小齒輪輪轂厚度不夠的問題。 5.6.4 潤滑與密封 主軸轉速高，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。 主軸轉速高，多采用非接觸式的密封裝置，形式很多，一種軸與軸承蓋之間留0.1～0.3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，較為復雜。 2）疏導——在適當的地方做出回油路，使油能順利地流回到油箱。 5.6.5 其他問題 主軸上齒輪應盡可能靠近前軸承，大齒輪更應靠前，這樣可以減小主軸的扭轉變形。 當后支承采用推力軸承時，推力軸承承受著前向后的軸向力，推力軸承緊靠在孔的內端面，所以，內端面需要加工，端面和孔有較高的垂直度要求，否則將影響主軸的回轉精度。支承孔如果直接開在箱體上，內端面加工有一定難度。為此，可以加一個杯形套孔解決，套孔單獨在車床上加工，保證高的端面與孔德垂直度。 主軸的直徑主要取決于主軸需要的剛度、結構等。各種牌號鋼材的彈性模量基本一樣，對剛度影響不大。主軸一般選優(yōu)質中碳鋼即可。精度較高的機床主軸考慮到熱處理變形的影響，可以選用或其他合金鋼。主軸頭部需要淬火，硬度為50～55。其他部分處理后，調整硬度為220～250 6.總結 課程設計是培養(yǎng)學生綜合運用所學知識,發(fā)現(xiàn),提出,分析和解決實際問題,鍛煉實踐能力的重要環(huán)節(jié),是對學生實際工作能力的具體訓練和考察過程. 在課程設計當中，我也遇到了一些問題。設計過程也是培養(yǎng)我們認真細心的態(tài)度。 課程設計是我們專業(yè)課程知識綜合應用的實踐訓練，著是我們邁向社會，從事職業(yè)工作前一個必不少的過程.”千里之行始于足下”，通過這次課程設計，我深深體會到這句千古名言的真正含義.我今天認真的進行課程設計，學會腳踏實地邁開這一步，就是為明天能穩(wěn)健地在社會大潮中奔跑打下堅實的基礎. 在此過程中不斷發(fā)現(xiàn)問題和解決問題，使我加深了對大學所學課程理解，綜合應用，并得到進一步的鞏固，這對以后的學習和工作都有積極的意義。 總之，這次的課程設計讓我學到了很多東西 7.參考文獻 [1]陳易新,金屬切削機床課程設計指導書，哈爾濱工業(yè)大學出版社,1981 [2]金屬切削機床設計指導，上海交通大學出版社,2002 [3]機床設計手冊（兩冊共四本），機械工業(yè)出版社 [4]機床設計圖冊，上?？茖W技術出版社 [5]金屬切削機床設計，上?？茖W技術出版社 [6]金屬切削機床課程設計指導,機械工業(yè)出版社,2003 [7]張巖； 胡金平； 王莉莉，機床課程設計題目及給定參數的選擇，煤炭技術，2006.12 [8]袁榮娟；對金屬切削機床課程設計改革的幾點建議，教學研究，2003.2