臥式車床主軸箱課程設計說明書

1、機械制造裝備設計課程設計臥式車床主軸箱設計院 系：機械工程學院專 業(yè)：機械設計制造及其自動化專業(yè)班 級：學 號：姓 名：指導老師： 日 期： 目錄緒論1第1章 設計目的1第2章 普通車床主動傳動系統(tǒng)參數(shù)的擬定12.1 已知條件12.2 車床參數(shù)和電動機的選擇12.3 確定轉速級數(shù)22.4 車床的規(guī)格2第3章 運動設計23.1 擬定傳動方案23.2 確定結構式23.3 設計結構網(wǎng)23.5 確定轉速圖33.6 確定各變速組傳動副齒輪齒數(shù)33.7 繪制傳動系統(tǒng)圖5第4章 動力設計54.1 帶傳動設計64.1.1計算設計功率Pd64.1.2選擇帶型64.1.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速74.1.4確

2、定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角84.1.5確定帶的根數(shù)z94.1.6確定帶輪的結構和尺寸94.1.7確定帶的張緊裝置94.1.8計算壓軸力94.2 齒輪傳動設計114.3 軸的設計與校核134.4 主軸設計計算及校核174.5 片式摩擦離合器的選擇和計算204.6 軸承的選用及校核214.7 鍵的選用及校核22第5章 軸承端蓋設計23第6章 箱體的結構設計236.1 箱體材料236.2 箱體結構24第7章 潤滑與密封247.1 潤滑設計247.2 潤滑油的選擇25總結26參考文獻26 緒論主傳動系統(tǒng)的設計是機床設計中非常重要的組成部分，本次設計主要從機床的級數(shù)入手，與結構式，結構網(wǎng)擬定

3、，再到齒輪和軸的設計，再選擇主傳動配合件對軸和齒輪及配合件進行校核，將主傳動方案“結構化”，設計主軸變速箱裝配圖及零件圖，側重進行傳動軸組件、主軸組件、變速機構、箱體、潤滑、與密封、傳動軸及滑移齒輪零件的設計，完成設計任務。本次突出了機構設計的要求，在保證機床的基本要求下，根據(jù)機床設計的原則擬定結構式和結構網(wǎng)，對機床的機構進行精簡，力求降低生產成本；主軸和齒輪設計在滿足強度要求的同時材料的選擇也應采用折中的原則，不選擇過高強度的材料從而造成浪費。第1章 設計目的通過機床主運動機械變速傳動系統(tǒng)得結構設計，在擬定傳動和變速的結構方案過程中，得到設計構思、方案分析、結構工藝性、機械制圖、零件計算、編

4、寫技術文件和查閱技術資料等方面的綜合訓練，樹立正確的設計思想，掌握基本的設計方法，并具有初步的結構分析、結構設計和計算能力。第2章 普通車床主動傳動系統(tǒng)參數(shù)的擬定2.1 已知條件2.2 電動機的選擇此經(jīng)濟型數(shù)控車床根據(jù)任務書上提供的條件，電動機的功率為4KW,選擇電動機的型號為Y112M-4，電動機具體數(shù)據(jù)如下表所示：電動機參數(shù)表電動機信號額定功率滿載轉速級數(shù)同步轉速Y132S-45.5KW1440r/min4級1500r/min2.3 確定轉速級數(shù)根據(jù)任務書提供的條件，可知傳動公比=1.58。根據(jù)機械制造裝備設計由公式： 則有： Z=+1 因為=1.58=根據(jù)機械制造裝備設計查表標準數(shù)列。首

5、先找到最小極限轉速160，再每跳過6個數(shù)（1.261.06）取一個轉速，即可得到公比為1.58的數(shù)列：160、250、400、630、1000、1600、2500、4000 r/min。2.4 車床的規(guī)格根據(jù)以上的計算和設計任務書可得到本次設計車床的基本參數(shù)：車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)表最大加工直徑最高轉速()最低轉速()電機功率P（kW）公比轉速級數(shù)Z40040001605.51.588第3章 運動設計3.1 擬定傳動方案擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱等整個傳動系統(tǒng)的確定。傳動型式則指傳動和變速的元件、機構以及其組成、安排不同特點的傳動型式、變速類型。傳動

6、方案和型式與結構的復雜程度密切相關，和工作性能也有關系。因此，確定傳動方案和型式，要從結構、工藝、性能及經(jīng)濟性等多方面統(tǒng)一考慮。3.2 確定結構式已知Z=x3ba、b為正整數(shù)，即Z應可以分解為2和3的因子，以便用2、3聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速。取Z=8級 則Z=22對于Z=8可分解為：Z=21×22×24。3.3 設計結構網(wǎng)傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍：在降速傳動時，為防止被動齒輪的直徑過大而使進徑向尺寸過大，常限制最小傳動比，1/4，升速傳動時，為防止產生過大的振動和噪音，常限制最大傳動比，斜齒輪比較平穩(wěn)，可取，故變速組的最大變速范圍為/810。根據(jù)“前多后少” ,

7、 “先降后升” , 前密后疏,結構緊湊的原則,選取傳動方案 Z=××,易知第二擴大組的變速范圍r=6.238 滿足要求，其結構網(wǎng)如圖2.1。 Z=21×22×24圖2.1 結構網(wǎng)3.5 確定轉速圖3.6 確定各變速組傳動副齒輪齒數(shù)確定齒輪齒數(shù)的原則和要求：齒輪的齒數(shù)和不應過大；齒輪的齒數(shù)和過大會加大兩軸之間的中心距，使機床結構龐大，一般推薦100200.最小齒輪的齒數(shù)要盡可能少；但同時要考慮：最小齒輪不產生根切，機床變速箱中標準直圓柱齒輪，一般最小齒數(shù)18；受結構限制的最小齒輪最小齒數(shù)應大于1820；齒輪齒數(shù)應符合轉速圖上傳動比的要求：實際傳動比（齒數(shù)之

8、比）與理論傳動比（轉速圖上要求的傳動比）之間又誤差，但不能過大，確定齒輪數(shù)所造成的轉速誤差，一般不應超過10%（-1）%，即：%-要求的主軸轉速；-齒輪傳動實現(xiàn)的主軸轉速；齒輪齒數(shù)的確定，當各變速組的傳動比確定以后，可確定齒輪齒數(shù)。對于定比傳動的齒輪齒數(shù)可依據(jù)機械設計手冊推薦的方法確定。對于變速組內齒輪的齒數(shù)，如傳動比是標準公比的整數(shù)次方時，變速組內每對齒輪的齒數(shù)和及小齒輪的齒數(shù)可以從機械制造裝備設計表3-9中選取。一般在主傳動中，最小齒數(shù)應大于1820。采用三聯(lián)滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪之間的齒數(shù)關系：三聯(lián)滑移齒輪的最大齒輪之間的齒數(shù)差應大于或等于4，以保證滑移是齒輪外圓不相碰。(1)Sz1

9、00-120,中型機床Sz=70-100(2)直齒圓柱齒輪Zmin18-20,m4（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內取模數(shù)相等，據(jù)設計要求Zmin1820,齒數(shù)和Sz100120，由表4.1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表2.2。表2.2 齒輪齒數(shù)傳動比基本組第一擴大組第二擴大組1:11.58:11.58：11:1.581.58：11：4代號ZZZZZZZZZ5Z5ZZ齒數(shù)300 3723 52333352553518723.7 繪制傳動系統(tǒng)圖第4章 動力設計4.1 帶傳動設計輸出功率P=4kW,轉速n1=1440r/min,n2=1000r/min4.1.1計算設計功率

10、Pd表4 工作情況系數(shù)工作機原動機類類一天工作時間/h10161016載荷平穩(wěn)液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（）；離心式壓縮機；輕型運輸機1.01.11.21.11.21.3載荷變動小帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（）；發(fā)電機；旋轉式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩1.11.21.31.21.31.4載荷變動較大螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械1.21.31.41.41.51.6載荷變動很大破碎機（旋轉式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機1.31.41.51.51.61.8根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)

11、，兩班工作制（16小時），查機械設計P296表4，取KA1.1。即4.1.2選擇帶型普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設計功率Pd和小帶輪的轉速n1按機械設計P297圖1311選取。根據(jù)算出的Pd4.4kW及小帶輪轉速n11440r/min ，查圖得：dd=80100可知應選取A型V帶。4.1.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速由機械設計P298表137查得，小帶輪基準直徑為80100mm則取dd1=100mm> ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得）表3 V帶帶輪最小基準直徑槽型YZABCDE205075125200355500由機械設計P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”

12、，得=140mm 誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率）誤差 符合要求 帶速 滿足5m/s<v<2530m/s的要求，故驗算帶速合適。4.1.4確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角由式可得0.7（100+140）2（100+140）即168480，選取=300mm 所以有： 由機械設計P293表132查得Ld1000mm實際中心距符合要求。表4. 包角修正系數(shù)包角220210200190180150170160140130120110100901.201.151.101.051.000.920.980.950.890.860.820.780.730.68表5. 彎曲影響系數(shù) 帶型Z

13、ABCDE4.1.5確定帶的根數(shù)z查機械設計手冊，取P1=0.35KW，P1=0.03KW由機械設計P299表138查得，取Ka=0.95 由機械設計P293表132查得，KL1.16 則帶的根數(shù)所以z取整數(shù)為4根。4.1.6確定帶輪的結構和尺寸根據(jù)V帶輪結構的選擇條件，電機的主軸直徑為d=28mm；由機械設計P293 ，“V帶輪的結構”判斷：當3ddd1(90mm)300mm，可采用H型孔板式或者P型輻板式帶輪，這次選擇H型孔板式作為小帶輪。由于dd2>300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。總之，小帶輪選H型孔板式結構，大帶輪選擇E型輪輻式結構。帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。4.

14、1.7確定帶的張緊裝置 選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。4.1.8計算壓軸力 由機械設計P303表1312查得，A型帶的初拉力F0117.83N，上面已得到=172.63o，z=4，則對帶輪的主要要求是質量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內應力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側面間的夾角是40°，為了適應V帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角 為32&#

15、176;、34°、36°、38°（按帶的型號及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見表7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。表 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 項目   符號 槽型 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4

16、槽間距 e 8 ± 0.3 12 ± 0.3 15 ± 0.3 19 ± 0.4 25.5 ± 0.5 37 ± 0.6 44.5 ± 0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f   z 輪槽數(shù) 外徑 d a 輪 槽 角 32° 對應的基準直徑 d d 60 - - - - - - 34° - 80 118 190 315 - - 36° 6

17、0 - - - - 475 600 38° - 80 118 190 315 475 600 極限偏差 ± 1 ± 0.5 V帶輪按腹板（輪輻）結構的不同分為以下幾種型式： （1） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd(2.53)d時)，如圖7 -6a。 （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd 300mm 時)，如圖7-6b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪(ddd) 100 mm 時)，如圖7 -6c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd 500mm 時)，如圖7-6d。（a） （b） （c） （d）圖7-6 帶輪結構類型根據(jù)設計結果，可以得

18、出結論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b） 4.2 齒輪傳動設計1.確定模數(shù)：（1）-軸：按齒輪彎曲疲勞計算：其中：為大齒輪的計算轉速；Z為大齒輪齒數(shù)； mj=16338 模數(shù)取和中較大值。故第一變數(shù)組齒輪模數(shù)因取m=4； (2) -軸：按齒輪彎曲疲勞計算：其中：為大齒輪的計算轉速；Z為大齒輪齒數(shù)； mj=16338 模數(shù)取和中較大值。故第一變數(shù)組齒輪模數(shù)因取m=4.0； (3)-軸： 按齒輪彎曲疲勞計算：其中：為大齒輪的計算轉速；Z為大齒輪齒數(shù)； mj=16338 模數(shù)取和中較大值。故齒輪模數(shù)因取m=5；變速組-軸-軸-軸模數(shù)m4452.確定齒寬： 由公式得：第一套

19、嚙合齒輪 第二套嚙合齒輪 第三套嚙合齒輪一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設計上，應使小齒輪齒寬比相齒合的另一齒輪寬一些。3.確定齒輪參數(shù)：標準齒輪參數(shù)：從機械原理表5-1查得以下公式齒頂圓直徑 ； 齒根圓直徑；分度圓直徑 ；齒頂高 ；齒根高 ； 齒輪的具體值見下表：模數(shù)齒數(shù)齒寬分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒頂高齒根高4372414815613845232492100823024120128110302412012811045224208216198453324132140122332413214012252242082161985182

20、49010077.5455524275285262.57224360370347.53524175185162.54.確定軸間中心距： ；4.3 軸的設計與校核（1）確定主軸的計算轉速：由轉速圖可知：主軸的計算轉速是低速第一個三分之一變速范圍的最高以轉速，即同理可得各傳動軸的計算轉速：軸計算轉速r/min710355125400（2）確定各齒輪的計算轉速：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，計

21、算轉速為710r/min。（3）核算主軸轉速誤差： 即主軸轉速合適。（4）各軸的功率：取各傳動件效率如下：帶傳動效率：軸承傳動效率：齒輪傳動效率：則有各傳動軸傳遞功率計算如下：（5）計算各軸的輸入轉矩：由機械原理可知轉矩計算公式為： （6）傳動軸的直徑估算：當軸上有鍵槽時，d值應相應增大45%;當軸為花鍵軸時，可將估算的d值減小7%為花鍵軸的小徑;空心軸時，d需乘以計算系數(shù)b，b值見機械設計手冊表7-12。軸有鍵槽，軸和軸因為要安裝滑移齒輪所以都采用花鍵軸,有鍵槽并且軸為空心軸.根據(jù)以上原則各軸的直徑取值： a.軸的設計計算:（1）選擇軸的材料由文獻1中的表11-1和表11-3選用45號鋼，調

22、質處理，硬度，。（2）按扭矩初算軸徑 根據(jù)文獻1中式（11-2），并查表11-2，取C=115，則 考慮有鍵槽和軸承，軸加大5%：所以取d=22mmb. 軸的設計計算:（1）選擇軸的材料由文獻1中的表11-1和表11-3選用45號鋼，調質處理，硬度，。（2）按扭矩初算軸徑 根據(jù)文獻1中式（11-2），并查表11-2，取C=115，則 考慮有鍵槽，軸加大5%：所以取最小d=30mmc. 軸的設計計算:（1）選擇軸的材料由文獻1中的表11-1和表11-3選用45號鋼，調質處理，硬度，。(2）按扭矩初算軸徑 根據(jù)文獻1中式（11-2），并查表11-2，取C=115，則 有鍵槽和軸承，軸加大5%：；

23、取d=38mm.根據(jù)以上計算各軸的直徑取值如下表示：軸軸軸軸最小軸徑值223038（7）軸的結構設計及校核計算：（1）確定軸各段直徑和長度：段：安裝圓錐滾子軸承， 段：安裝兩個個雙聯(lián)齒輪塊，同時利用軸肩定位軸承，由軸肩計算公式 所以??；段：安裝圓錐滾子軸承，（2）軸的強度校核：軸的校核主要校核危險截面已知軸齒輪6、齒輪8數(shù)據(jù)如下：求圓周力：；徑向力；軸承支反力：齒輪6對軸的支反力：齒輪8對軸的支反力：垂直面的彎矩：由以上計算可知危險截面在軸的右端齒輪6處，跨距282mm；直徑為48mm段；軸承的支反力：水平面彎矩：合成彎矩：已知轉矩為：轉矩產生的剪力按脈動循環(huán)變化，取截面C處的當量彎矩：校核危

24、險截面C的強度則有該軸強度滿足要求。同理可知，按照此方法校核其他傳動軸，經(jīng)檢驗，傳動軸設計均符合要求。轉矩圖4.4 主軸設計計算及校核主軸上的結構尺寸雖然很多，但起決定作用的尺寸是：外徑D、孔徑d、懸伸量a和支撐跨距L。1.主軸前后軸頸直徑的選擇：主軸的外徑尺寸，關鍵是主軸前軸頸直徑。一般按照機床類型、主軸傳遞的功率或最大加工直徑，參考表3-7選取。最大回轉直徑400mm車床，P=4KW查機械制造裝備設計表3-7，前軸頸應,初選,后軸頸取。2.主軸內孔直徑的確定：很多機床的主軸是空心的，為了不過多的削主軸剛度，一般應保證d/D <0.7。??；經(jīng)計算選取內孔直徑d=40mm。3.主軸前端伸

25、長量a:減小主軸前端伸長量對提高提高主軸組件的旋轉精度、剛度、和抗震性有顯著效果，因此在主軸設計時，在滿足結構的前提下，應最大限度的縮短主軸懸伸量a。根據(jù)結構,定懸伸長度;取a=100mm。4.支撐跨距L: 最佳跨距；取值合理跨距；取值。5.主軸剛度校驗：機床在切削加工過程中，主軸的負荷較重，而允許的變形由很小，因此決定主軸結構尺寸的主要因素是它的變形大小。對于普通機床的主軸，一般只進行剛度驗算。通常能滿足剛度要求的主軸，也能滿足強度要求。只有重載荷的機床的主軸才進行強度驗算。對于高速主軸，還要進行臨界轉速的驗算，以免發(fā)生共振。 一彎曲變形為主的機床主軸(如車床、銑床)，需要進行彎曲剛度驗算，

26、以扭轉變形為主的機床（如鉆床），需要進行扭轉剛度驗算。當前主軸組件剛度驗算方法較多，沒能統(tǒng)一，還屬近似計算，剛度的允許值也未做規(guī)定?？紤]動態(tài)因素的計算方法，如根據(jù)部產生切削顫動條件來確定主軸組件剛度，計算較為復雜?，F(xiàn)在仍多用靜態(tài)計算法，計算簡單，也較適用。主軸彎曲剛度的驗算；驗算內容有兩項：其一，驗算主軸前支撐處的變形轉角，是否滿足軸承正常工作的要求；其二，驗算主軸懸伸端處的變形位移y，是否滿足加工精度的要求。對于粗加工機床需要驗算、y值；對于精加工或半精加工機床值需驗算y值；對于可進行粗加工由能進行半精的機床（如臥式車床），需要驗算值，同時還需要按不同加工條件驗算y值。支撐主軸組件的剛度驗算

27、，可按兩支撐結構近似計算。如前后支撐為緊支撐、中間支撐位松支撐，可舍棄中間支撐不計（因軸承間隙較大，主要起阻尼作用，對剛度影響較小）；若前中支撐位緊支撐、后支撐為松支撐時，可將前中支距當做兩支撐的之距計算，中后支撐段主軸不計。機床粗加工時，主軸的變形最大，主軸前支撐處的轉角有可能超過允許值，故應驗算此處的轉角。因主軸中(后)支撐的變形一般較小，故可不必計算。主軸在某一平面內的受力情況如圖：在近似計算中可不計軸承變形的影響，則該平面內主軸前支撐處的轉角用下式計算；切削力的作用點到主軸前支承支承的距離S=a+W，對于普通車床，W=0.4H，（H是車床中心高，設H=200mm)。 則： 當量切削力的

28、計算： 主軸慣性矩式中：因為；所以可知主軸前支撐轉角滿足要求。4.5 片式摩擦離合器的選擇和計算片式摩擦離合器目前在機床中應用廣泛，因為它可以在運轉中接通或脫開，具有結合平穩(wěn)、沒有沖擊、結構緊湊的特點，部分零件已經(jīng)標準化，多用于機床主傳動?！?】 摩擦片的徑向尺寸摩擦片的外徑尺寸受到輪廓空間的限制，且受制于軸徑d，而摩擦片的內外徑又決定著內外摩擦片的環(huán)形接觸面積的大小，直接影響離合器的結構和性能。一般外摩擦片的外徑可?。篸為軸的直徑，取d=25，所以25+5=30mm特性系數(shù)是外片內徑與內片外徑D2之比取=0.69，則內摩擦片外徑【2】 按扭矩選擇摩擦片結合面的數(shù)目一般應使選用和設計的離合器的

29、額定靜扭矩和額定動扭矩滿足工作要求，由于普通機床是在空載下啟動反向的，故只需按離合器結合后的靜負載扭矩來計算。根據(jù)機械制造裝備設計課程設計有公式。即：式中 速度修正系數(shù)，由表10.7。 每小時結合數(shù)修正系數(shù)，干式取 1 ；濕式按表10.8選取。 摩擦面對數(shù)修正系數(shù)。 取Z=7故摩擦片總數(shù)為Z+1=8片，內摩擦片為9片。用同樣的方法可以算出反轉摩擦片數(shù)：外摩擦片4片，內摩擦片5片?！?】離合器的軸向拉緊力由得：查機床零件手冊，摩擦片的型號如下：內片：Dp=72.85，查表?。篋=44mm，d=26mm b=3mm,B=9.7mm H=23.5mm,=0.5mm外片：Dp=72.85，查表?。篋=

30、86mm，d=30mm b=2mm,B=20mm H=48mm,H1=42mm=0.5mm內外片的最小間隙為：0.20.44.6 軸承的選用及校核1】各傳動軸軸承選取的型號：主軸 前支承： NN3018K 型 圓錐孔雙列圓柱滾子軸承:9014037；后支撐：352212 雙列圓錐滾子軸承:6011066；軸 帶輪處：308 深溝球軸承軸409023；軸與箱體處：305 GB276-89:256217；齒輪：7305C 角接觸軸承GB292-83:255215； 軸 前、后支承：7306E 圓錐滾子軸承GBT297-84 :307219； 軸 前、后支承：7308E 圓錐滾子軸承GBT297-8

31、4 :409023；2】各傳動軸軸承的校核：假定：按兩班制工作，工作期限10年，每年按300天計，T=48000h。依據(jù)機械設計軸承校核公式如下：軸軸承校核：已知選用軸承為：深溝球軸承 305 GB276-89:256217；基本額定動載荷；由于該軸的轉速為定值710r/min；依據(jù)設計要求應對軸末端軸承進行校核。最小齒輪直徑；軸傳遞轉矩齒輪受到的切向力齒輪受到的軸向力齒輪受到的徑向力因此軸承當量動載荷因此該軸承符合要求，選取合適。同理可校核其他傳動軸軸承，經(jīng)校核各軸軸承選取均合適。4.7 鍵的選用及校核<1>軸上的鍵的選用和強度校核：軸與齒輪的聯(lián)接采用普通平鍵聯(lián)接，軸徑d=48m

32、m；齒輪快厚度L=78.5mm；傳遞扭矩；選用A型平鍵，初選鍵型號為，。查機械設計表7-9得。由機械設計式（7-14）和式（7-15）得由上式計算可知擠壓強度滿足。由上式計算可知抗剪切強度滿足。<2>主軸上的鍵的選用和強度校核主軸與齒輪的聯(lián)接采用普通平鍵聯(lián)接，軸徑d=80mm；齒輪快厚度L=95mm；傳遞扭矩；選用A型平鍵，由于主軸空心所以選擇鍵，。查機械設計表7-9得。由機械設計式（7-14）和式（7-15）得由上式計算可知擠壓強度滿足。由上式計算可知抗剪切強度滿足。第5章 軸承端蓋設計參照機械設計及機械制造基礎課程設計減速器端蓋設計方案來設計主軸箱端蓋，材料采用HT150，依據(jù)

33、軸承外徑確定各端蓋的結構尺寸，如圖所示：(依據(jù)該參數(shù)設計各軸承端蓋，詳見裝配圖紙圖案)第6章 箱體的結構設計6.1 箱體材料箱體多采用鑄造方法獲得，也有用鋼板焊接而成。鑄造箱體常用材料為HT15-33,強度要求較高的箱體用HT20-40，只有熱變形要求小的情況下才采用合金鑄鐵，采用HT20-40。與床身做成一體的箱體材料應根據(jù)床身或導軌的要求而定。箱體要進行時效處理。6.2 箱體結構1、箱體結構設計要點（1） 根據(jù)齒輪傳動的中心距、齒頂圓直徑、齒寬 等幾何尺寸，確定減速器的箱體的內部大小。由中心距確定箱體的長度，由齒頂圓直徑確定箱體的高度。由齒寬來確定箱體的寬度。（2） 依據(jù)鑄造（或焊接）箱體

34、的結構尺寸、工藝要求，確定箱體的結構尺寸，繪制箱體。如箱蓋，箱座及螺栓的尺寸。（3） 根據(jù)齒輪的轉速確定軸承潤滑的方法與裝置，選擇軸承端蓋的類型。（4） 附件設計與選擇。同時，可以進行軸系的結構設計，選擇軸承。 箱體的尺寸名稱符號尺寸關系箱座壁厚15主軸左側凸緣厚73箱座凸緣厚32主軸右側凸緣厚37外箱壁至軸承端面距離齒輪頂圓與內箱壁距離18齒輪端面與內箱壁距離102、鑄造工藝性要求 為了便于鑄造以及防止鑄件冷卻時產生縮孔或裂紋，箱體的結構應有良好的鑄造工藝性。3、加工工藝性對結構的要求 由于生產批量和加工方法不同，對零件結構有不同要求，因此設計時要充分注意加工工藝對結構的要求。4、裝配工藝對結構的要求 為了更快更省力地裝配機器，必須充分注意裝配工藝對接否設計的要求。第7章 潤滑與密封7.1 潤滑設計（1） 普通機床主軸變速箱多