機床主軸箱課程設計

機床主軸箱課程設計,機床,主軸,課程設計 15 1． 機床主要技術參數： （1） 尺寸參數： 床身上最大回轉直徑： 400mm 刀架上的最大回轉直徑： 200mm 主軸通孔直徑： 40mm 主軸前錐孔： 莫式6號 最大加工工件長度： 1000mm （2） 運動參數： 根據工況，確定主軸最高轉速有采用YT15硬質合金刀車削碳鋼工件獲得，主軸最低轉速有采用W16Cr4V高速鋼刀車削鑄鐵件獲得。 nmax= 圖表 1 = 25r/min nmin= =1120r/min 根據標準數列數值表，選擇機床的最高轉速為1120/min，最低轉速為25/min 公比取1.41，轉速級數Z=12。 （3） 動力參數： 電動機功率4KW 選用Y112M-4型電動機 2． 確定結構方案： （1） 主軸傳動系統(tǒng)采用V帶、齒輪傳動； （2） 傳動形式采用集中式傳動； （3） 主軸換向制動采用雙向片式摩擦離合器和帶式制動器； （4） 變速系統(tǒng)采用多聯滑移齒輪變速。 3． 主傳動系統(tǒng)運動設計： （1） 擬訂結構式： 1） 確定變速組傳動副數目： 實現12級主軸轉速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副組合： A．12=3*4 B. 12=4*3 C。12=3*2*2 D．12=2*3*2 E。12=2*2*3 方案A、B可節(jié)省一根傳動軸。但是，其中一個傳動組內有四個變速傳動副，增大了該軸的軸向尺寸。這種方案不宜采用。 根據傳動副數目分配應“前多后少”的原則，方案C是可取的。但是，由于主軸換向采用雙向離合器結構，致使Ⅰ軸尺寸加大，此方案也不宜采用，而應選用方案D 2） 確定變速組擴大順序： 12=2*3*2的傳動副組合，其傳動組的擴大順序又可以有以下6種形式： A．12=21*32*26 B。12=21*34*22 C．12 =23*31*26 D。12=26*31*23 E．22*34*21 F。12=26*32*21 根據級比指數非陪要“前疏后密”的原則，應選用第一種方案。然而，對于所設計的機構，將會出現兩個問題： 圖表 2 ① 第一變速組采用降速傳動（圖1a）時，由于摩擦離合器徑向結構尺寸限制，使得Ⅰ軸上的齒輪直徑不能太小，Ⅱ軸上的齒輪則會成倍增大。這樣，不僅使Ⅰ-Ⅱ軸間中心距加大，而且Ⅱ-Ⅲ軸間的中心距也會加大，從而使整個傳動系統(tǒng)結構尺寸增大。這種傳動不宜采用。 ② 如果第一變速組采用升速傳動（圖1b），則Ⅰ軸至主軸間的降速傳動只能由后兩個變速組承擔。為了避免出現降速比小于允許的極限值，常常需要增加一個定比降速傳動組，使系統(tǒng)結構復雜。這種傳動也不是理想的。 如果采用方案C，即12 =23*31*26，則可解決上述存在的問題（見圖1c）。其結構網如圖2所示。 圖表 3 （2） 繪制轉速圖： 1） 驗算傳動組變速范圍： 第二擴大組的變速范圍是R2 = =8， 符合設計原則要求。 2） 分配降速比： 該車床主軸傳動系統(tǒng)共設有四個傳動組，其中有一個是帶傳動。根據降速比分配應“前慢后快”的原則及摩擦離合器的工作速度要求，確定各傳動組最小傳動比。 U= 圖表 4 = = = 3） 繪制轉速圖：（見附圖1） （3） 確定齒輪齒數： 利用查表法求出各傳動組齒輪齒數如下表： 變速組 第一變速組 第二變速組 第三變速組 齒數和 72 72 106 齒輪 z1 z2 z3 z4 z5 z6 z7 z8 z9 z10 z11 z12 z13 z14 齒數 24 48 42 30 19 53 24 48 30 42 18 72 60 30 傳動過程中，會采用三聯滑移齒輪，為避免齒輪滑移中的干涉，三聯滑移齒輪中最大和次大齒輪之間的齒數差應大于4。所選齒輪的齒數符合設計要求。 （4） 驗算主軸轉速誤差： 主軸各級實際轉速值用下式計算： n = nE* 圖表 5 (1-ε)u1 u2 u3 式中 u1 u2 u3 分別為第一、第二、第三變速組齒輪傳動比。 ε取0.05 轉速誤差用主軸實際轉速與標準轉速相對誤差的絕對值表示： △ n = | |≤10（Φ-1）% 其中主軸標準轉速 轉速誤差表 主軸轉速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 標準轉速 26.5 37.5 53 75 106 150 實際轉速 27.3 37.75 53.93 75.78 105.7 151 轉速誤差% 3.0 0.7 1.8 1.0 0.3 0.67 主軸轉速 n7 n8 n9 n10 n11 n12 標準轉速 212 300 425 600 850 1180 實際轉速 216.53 302 431.43 606.3 845.6 1208 轉速誤差% 2.1 0.67 1.5 1.1 0.5 2.3 轉速誤差滿足要求。 （5） 繪制傳動系統(tǒng)圖：（見附圖2） 4． 估算傳動件參數，確定其結構尺寸： （1） 確定傳動件計算轉速： 1） 主軸： 主軸計算轉速是第一個三分之一轉速范圍內的最高一級轉速，即 nj = nmin 圖表 6 =74.3r/min 即n4=75r/min; 2） 各傳動軸： 軸Ⅲ可從主軸為75r/min按72/18的傳動副找上去，似應為300r/min。但是由于軸Ⅲ上的最低轉速106r/min經傳動組C可使主軸得到26.5r/min和212r/min兩種轉速。212r/min要傳遞全部功率，所以軸Ⅲ的計算轉速應為106r/min。軸Ⅱ的計算轉速可按傳動副B推上去，得300r/min。 3） 各齒輪： 傳動組C中，18/72只需計算z =18 的齒輪，計算轉速為300r/min；60/30的只需計算z = 30 的齒輪，計算轉速為212r/min。這兩個齒輪哪個的應力更大一些，較難判斷。同時計算，選擇模數較大的作為傳動組C齒輪的模數。傳動組B中應計算z =19的齒輪，計算轉速為300r/min。傳動組A中，應計算z = 24的齒輪，計算轉速為600r/min。 （2） 確定主軸支承軸頸直徑： 參考《金屬切削機床課程設計指導書》表2，取通用機床鋼質主軸前軸頸直徑D1 = 80mm，后軸頸直徑D2 = （0.7～0.85）D1，取D2 = 65 mm，主軸內孔直徑d = 0.1 Dmax ±10 mm ，其中Dmax為最大加工直徑。取d = 40mm。 （3） 估算傳動軸直徑：（忽略各傳動功率損失） 按扭轉剛度初步計算傳動軸直徑： d = 圖表 7 式中d —— 傳動軸直徑； N —— 該軸傳遞功率（KW）； ——該軸計算轉速（r/min）； []—— 該軸每米長度允許扭轉角 這些軸都是一般傳動軸，取[]=10/m。 代入以上計算轉速的值，計算各傳動軸的直徑： Ⅰ軸：d1 = 26mm； Ⅱ軸：d2 = 31mm； Ⅲ軸：d3 = 40mm； （4） 估算傳動齒模數：（忽略各傳動功率損失） 參考《金屬切削機床課程設計指導書》中齒輪模數的初步計算公式初定齒輪的模數： m = 32 式中 N —— 該齒輪傳遞的功率（KW）； Z —— 所算齒輪的齒數； —— 該齒輪的計算轉速（r/min）。 同一變速組中的齒輪取同一模數，故?。ǎ┳钚〉凝X輪進行計算，然后取標準模數值作為該變速組齒輪的模數。 傳動組C中：m = 2.9 mm ,取標準模數m=3 mm； 傳動組B中：m = 2.8 mm，取標準模數m=3 mm； 傳動組A中：m = 2.1mm，取標準模數m=2.5 mm。 （5） 離合器的選擇與計算： 1） 確定摩擦片的徑向尺寸： 摩擦片的外徑尺寸受到外形輪廓的限制，內徑又由安裝它的軸徑d來決定，而內外徑的尺寸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與性能。表示這一特性系數是外片內徑D1與內片外徑D2之比，即 一般外摩擦片的內徑可?。篋1=d+(2～6)=26+6=32mm; 機床上采用的摩擦片值可在0.57～0.77范圍內，此處取=0.6，則內摩擦片外徑D2 圖表 8 =53.3mm。 2） 按扭矩確定摩擦離合面的數目Z： Z≥ 其中T為離合器的扭矩 T=955*104=955*104*=5.1*104N·mm； K——安全系數，此處取為1.3； [P]——摩擦片許用比壓，取為1.2MPa； f——摩擦系數，查得f=0.08； S——內外片環(huán)行接觸面積， S（D22 — D12）=1426.98mm2; ——誘導摩擦半徑，假設摩擦表面壓力均勻分布，則=21.77mm； KV——速度修正系數，根據平均圓周速度查表取為1.3； ——結合次數修正系數，查表為1.35； ——摩擦結合面數修正系數， 查表取為1； 將以上數據代入公式計算得Z≥12.67圓整為整偶數14，離合器內外摩擦片總數i=Z+1=15。 3） 計算摩擦離合器的軸向壓力Q： Q=S[P]KV =1426.98*1.2*1.3 = 2226.1（N） 4） 摩擦片厚度b = 1，1.5，1.75，2毫米，一般隨摩擦面中徑增大而加大。內外片分離時的最小間隙為（0.2～0.4）mm。 5） 反轉時摩擦片數的確定： 普通車床主軸反轉時一般不切削，故反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗確定。普通車床主軸高速空轉功率Pk一般為額定功率Pd的20～40%，取Pk = 0.4Pd，計算反轉靜扭矩為Pk = 1.6KW，代入公式計算出Z≥5.1，圓整為整偶數6，離合器內外摩擦片總數為7。 （6） 普通V帶的選擇與計算： 1） 確定計算功率Pc ,選擇膠帶型號： Pc = KAP 式中 P—— 額定功率（KW）； KA—— 工作情況系數，此處取為1.2。 帶入數據計算得PC = 4.8 （KW），根據計算功率PC和小輪轉數n1,即可從三角膠帶選型圖上選擇膠帶的型號。此次設計選擇的為A型膠帶。 2） 選取帶輪節(jié)圓直徑、驗算帶速： 為了使帶的彎曲應力σb1不致過大， 應使小輪直徑d1≥dmin, d1也不要過大，否則外輪廓尺寸太大。此次設計選擇d1 = 140mm。大輪直徑d2 由計算按帶輪直徑系列圓整為315mm。 驗算帶速，一般應使帶速v在5～25m/s的范圍內。 v= 圖表 9 =10.5m/s，符合設計要求。 3） 確定中心距a、帶長L、驗算包角： 中心距過大回引起帶的顫動，過小則單位時間內帶的應力循環(huán)次數過多，疲勞壽命降低；包角α減小，帶的傳動能力降低。一般按照下式初定中心距a0 0.75(d1+d2)≤a0≤2(d1+d2),此次設計定為450mm。 由幾何關系按下式初定帶長L0: L0≈2 a0+0.5 (d1+d2)+ (mm) 按相關資料選擇與L0較接近的節(jié)線長度LP 按下式計算所需中心距， a≈a0+ 考慮安裝、調整和補償初拉力的需要，中心距a的變動范圍為 （a-0.015 a+0.03） 由以上計算得中心距a = 434.14mm，帶長為1600mm。 驗算包角：= 1800- 圖表 10 *57.30 = 156.9≥1200，符合設計要求. 4） 計算膠帶的彎曲次數u ： u=[s-1]≤40[s-1] 式中：m —— 帶輪的個數； 代入相關的數據計算得：u = 13.125[s-1]≤40[s-1] 符合設計要求。 5） 確定三角膠帶的根數Z： 根據計算功率PC和許用功率[P0]，可求得膠帶根數Z， 帶入各參數值計算，圓整結果為3，即需用3根膠帶。 6） 確定初拉力F0和對軸的壓力Q： 查《機床課程設計指導書》表15知，A型膠帶的初拉力 F0 的范圍為100～150[N] ,此處確定為120 [N]。 作用在軸上的壓力Q = 2 F0·z·sin 圖表 11 =705.4[N]。 5． 結構設計： （1） 帶輪設計： 根據V帶計算，選用3根A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。 （2） 主軸換向與制動機構設計： 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，才用雙向片式摩擦離合器。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。 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。 （3） 齒輪塊設計： 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接。 從工藝角度考慮，其他固定齒輪（主軸上的齒輪除外）也采用花鍵聯接。由于主軸直徑較大，為了降低加工成本而采用了單鍵聯接。 各軸采用的花鍵分別為：Ⅰ軸：6×23×26×6 Ⅱ軸：6×26×30×6 Ⅲ軸：8×36×40×7 Ⅰ～Ⅲ軸間傳動齒輪精度為877—8b，Ⅲ～Ⅳ軸間齒輪精度為766—7b。 （4） 軸承的選擇： 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。 （5） 主軸組件： 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。 前軸承為C級精度，后軸承為D級精度 （6） 潤滑系統(tǒng)設計： 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左右。潤滑油型號為：IIJ30。 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。 （7） 密封裝置設計： Ⅰ軸軸頸較小，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。 6． 傳動件驗算： （1）軸的強度驗算 由于機床主軸箱中各軸的應力都比較小，驗算時，通常用復合應力公式進行計算： Rb = 圖表 12 ≤[Rb] [MPa] [Rb] —— 許用應力，考慮應力集中和載荷循環(huán)特性等因素。 W —— 軸的危險斷面的抗彎斷面系數； 花鍵軸的抗彎斷面系數W = + 其中 d—— 花鍵軸內徑； D—— 花鍵軸外徑； b—— 花鍵軸鍵寬； z—— 花鍵軸的鍵數。 T —— 在危險斷面上的最大扭矩 T = 955*104 N—— 該軸傳遞的最大功率； —— 該軸的計算轉速； M —— 該軸上的主動被動輪的圓周力、徑向力所引起的最大彎矩。 齒輪的圓周力：Pt = 2T/D,D為齒輪節(jié)圓直徑。 直齒圓柱齒輪的徑向力 Pr = 0.5 Pt. 求得齒輪的作用力，即可計算軸承處的支承反力，由此得到最大彎矩。 對于軸Ⅰ、Ⅱ，由表29得[Rb] = 70[MPa]； 對于軸Ⅲ ，[Rb] = 65[MPa] 由上述計算公式可計算出： 軸Ⅰ，Rb=53.6[MPa]≤[Rb]； 軸Ⅱ，Rb=48.3[MPa]≤[Rb]； 軸Ⅲ，Rb=61.1[MPa]≤[Rb]。 故傳動軸的強度校驗符合設計要求 （2）驗算花鍵鍵側壓應力 花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為： 圖表 13 ≤[] [MPa] 式中： ——花鍵傳遞的最大扭矩； D、d —— 花鍵的外徑和內徑； z —— 花鍵的齒數； —— 載荷分布不均勻系數，通常取為0.75。 使用上述公式對三傳動軸上的花鍵校核，結果符合設計要求。 （3）滾動軸承驗算： 機床的一般傳動軸用的滾動軸承，主要是由于疲勞破壞而失效，故應對軸承進行疲勞壽命驗算。下面對按軸頸尺寸及工作狀況選定的滾動軸承型號進行壽命驗算： Lh=500≥[T] 式中，Lh —— 額定壽命； C —— 滾動軸承尺寸表所示的額定動負荷[N]； —— 速度系數， = ； —— 工作情況系數；由表36可取為1.1； ε—— 壽命系數，對于球軸承：ε= 3 ；對于滾子軸承：ε=10/3； —— 軸承的計算轉速，為各軸的計算轉速； Ks —— 壽命系數，不考慮交變載荷對材料的強化影響時： Ks = KNKnKT； KN —— 功率利用系數，查表為0.58； Kn —— 轉速變化系數；查表37得0.82； KT —— 工作期限系數，按前面的工作期限系數計算； Kl —— 齒輪輪換工作系數，可由表38查得； P —— 當量動載荷[N ]; 使用上述公式對各軸承進行壽命校核，所選軸承均符合設計要求。 （4）直齒圓柱齒輪的強度計算： 在驗算主軸箱中的齒輪強度時，選擇相同模數中承受載荷最大的、齒數最小的齒輪進行接觸和彎曲疲勞強度驗算。一般對高速傳動齒輪主要驗算接觸疲勞強度，對低速傳動齒輪主要驗算彎曲疲勞強度。 根據以上分析，現在對Ⅰ軸上齒數為24的齒輪驗算接觸疲勞強度，對Ⅳ軸上齒數為30的齒輪驗算彎曲疲勞強度。 對于齒數為24的齒輪按接觸疲勞強度計算齒輪模數mj： mj = 16338*mm 式中：N —— 傳遞的額定功率[KW]（此處忽略齒輪的傳遞效率）； —— 計算轉速； —— 齒寬系數 ，此處值為6 ； z1 —— 為齒輪齒數； i —— 大齒輪與小齒輪齒數之比，“+”用于外嚙合，“—”用于內嚙合，此處為外嚙合，故取“+”; —— 壽命系數： = KTK nKNKq KT —— 工作期限系數： KT = T—— 齒輪在機床工作期限內的總工作時間，同一變速組內的齒輪總工作時間近似的為Ts / P,P為該變速組的傳動副數；查《機床課程設計指導書》表17得Ts = 18000，故得T = 9000h； n1 —— 齒輪的最低轉速，此處為600r/min； c0 —— 基準循環(huán)次數，由表16得c0 = ； m —— 疲勞曲線指數，由表16 得m = 3； K n —— 轉速變化系數，由表19得K n = 0.71； KN—— 功率利用系數，由表18得KN = 0.58； Kq —— 材料強化系數，由表20得Kq = 0.64； Kc —— 工作狀況系數，考慮載荷沖擊的影響，取Kc = 1.2； Kd —— 動載荷系數，由表23得 = 1.2； Kb —— 齒向載荷分布系數，由表24得Kb = 1 ； —— 許用接觸應力，由表26得 = 1100[MPa]； 代入以上各數據計算得 mj = 2.0mm ,故所選模數2.5 mm 滿足設計要求。 對于齒數為30的齒輪按彎曲疲勞強度計算齒輪模數mw mw = 267 其中 Y —— 齒形系數，從表25查得0.444； —— 許用彎曲應力，由表26得 = 320； 其余各參數意義同上，代入數據計算得 mw =2.79，所選模數為3，符合設計要求。用相同方法驗算其他齒輪均符合設計要求。 機械系統(tǒng)設計課程設計指導書 機械教研室 機械系統(tǒng)設計課程設計指導書(1) 車床主軸箱設計 車床主軸箱設計 一、課程設計的目的 1、 課程設計屬于機械系統(tǒng)設計課的延續(xù)，通過設計實踐，進一步學習掌握機械系統(tǒng)設計的一般方法。 2、 培養(yǎng)綜合運用機械制圖、機械設計基礎、精度設計、金屬工藝學、材料熱處理及結構工藝等相關知識，進行工程設計的能力。 3、 培養(yǎng)使用手冊、圖冊、有關資料及設計標準規(guī)范的能力。 4、 提高技術總結及編制技術文件的能力。 5、 是畢業(yè)設計教學環(huán)節(jié)實施的技術準備。 二、設計內容與基本要求 設計內容：獨立完成變速級數為6-12級的機床主傳動系統(tǒng)主軸變速箱設計，包括車削左右螺紋的換向機構及與進給聯系的輸出軸。 基本要求： 1、 課程設計必須獨立的進行，每人必須完成展開圖、截面圖圖樣設計各一張，能夠較清楚地表達各軸和傳動件的空間位置及有關結構。 2、 根據設計任務書要求，合理的確定尺寸、運動及動力等有關參數。 3、 正確利用結構式、轉速圖等設計工具，認真進行方案分析。 4、 正確的運用手冊、標準，設計圖樣必須符合國家標準規(guī)定。說 明書力求用工程術語，文字通順簡練，字跡工整。 5、 完成典型零件工作圖圖樣設計2 張。 三、設計步驟 方案確定 1、 確定有關尺寸參數、運動參數及動力參數。 2、 據所求得的有關運動參數及給定的公比，寫出結構式，校驗轉速范圍，繪制轉速圖。 3、 確定各變速組傳動副的傳動比值，定齒輪齒數、帶輪直徑，校驗三聯滑移齒輪齒頂是否相碰，校驗各級轉速的轉速誤差。 4、 繪制傳動系統(tǒng)圖。 結構設計 1、 草圖設計——估計各軸及齒輪尺寸，確定視圖比例，確定展開圖及截面圖的總體布局；據各軸的受力條件，初選軸承，在有關支撐部位畫出軸承輪廓。并檢驗各傳動件運動過程中是否干涉。 2、 結構圖設計——確定齒輪、軸承及軸的固定方式；確定潤滑、密封及軸承的調整方式；確定主軸頭部形狀及尺寸，完成展開圖及截面圖的繪制。 3、 加黑，注尺寸、公差配合，標注件號，填寫明細表及裝配圖技術要求。 零件圖設計 編寫設計計算說明書 四、基本參數確定 1、 基本參數 主參數D——床身上最大加工直徑（mm） 刀架上最大工件回轉直徑 (D≤800mm時) 或 通過主軸孔最大奉料直徑 床身寬度 通用機床主軸短部結構形狀 序號 簡 圖 結 構 特 點 應用范圍 1 前端短錐面定位，定心精度高； 法蘭上的螺孔用于緊固卡盤，并有一沉孔，以安裝端而鍵傳遞轉矩。內孔為莫氏內錐孔，用以安裝頂尖、心軸等； 頭部懸伸較短，剛性好； 裝卸卡盤方便 大多數車床、六角車床、多刀車床的主軸 2 a,b為定位面，與卡盤配合有間隙，定位面易磨損，定心精度低； 螺紋用于鎖緊卡盤，內錐孔用于安裝頂尖、心軸和彈簧夾頭等； 軸端懸伸長，剛性差； 裝拆卡盤較方便 車床、儀表機床（在新設計的機床上已逐漸淘汰） 3 長錐為定位面，定心精度高； 與卡盤連接時用套在主軸上的螺母拉緊，長錐上的鍵用以傳遞扭矩； 軸端懸伸較長，剛性較差； 裝拆卡盤較方便 車床 4 7：24錐孔作定位面，供安裝銑刀或銑刀心軸的尾椎，再用拉桿從主軸后端拉緊，四個螺孔供安裝端銑刀用，兩個長槽供安裝端面鍵以傳遞扭矩 銑床 5 圖表 1 模氏錐孔作定位面并傳遞一定的轉矩，錐孔內部的退錐槽，借助楔鐵使刀具安裝可靠，尾部的退錐槽便于拆卸刀具，并與刀具 扁尾一起傳遞扭矩。 鉆床、鏜床 2、 尺寸參數 機床主軸端部結構形狀： 主軸中心孔前段錐度，摩氏3-6度。 為裝配方便，車床主軸直徑通常是從前向后逐段遞減。一般車、銑床主軸后軸頸的直徑，為前軸頸尺寸。 主軸前軸頸尺寸應按所傳遞的功率確定，初選時可參照下表初定。 主軸前軸徑的直徑 mm 功率KW Di 機床 1.47-2.5 2.6-3.6 3.7-5.5 5.6-7.3 7.4-11 11-14.7 14.8-18.4 18.5-22 22-29.5 臥式車床 60-80 70-90 70-105 95-130 110-145 140-165 150-190 220 230 銑床 50-90 60-90 60-95 75-100 90-105 100-115 ------ ----- ----- 外圓磨床 ---- 50-90 55-70 70-80 75-90 75-100 90-100 105 105 主軸前端面到前支撐徑向支反力作用點之間的距離為主軸懸伸量，減小懸伸量對提高主軸組件的剛度與抗振性有明顯效果。主軸懸伸量的選擇，可參照下表確定。 主軸懸申量與前軸頸直徑之比 機床和主軸的類型 α/D 通用和精密車床，自動車床和短主軸端銑床，用滾動軸承支承，適用于高精度和普通精度要求 0.6-1.25 中等長度和較長主軸端的車床和銑床，懸申不太長（不是細長）的精密鏜床和內圓磨床，用滾動軸承和滑動軸承支撐，適用于絕大部普通生產的要求。 1.25-2.5 孔加工機床，專用加工細長深孔的機床，由加工技術決定，需要有長的懸伸刀桿或主軸可移動，因切削較重而不適用于有高精度要求的機床。 〉2.5 主軸最佳跨距可據下列經驗公式初定 式中 L0——最佳跨距 a——懸伸量 （懸伸量大的機床 圖表 2 若實際跨距L實與最佳跨距L0不能相等時，可取合理跨距。 若L實〉L0時，應適當加強主軸剛度；反之，L實4 校驗各級轉速的轉速誤差 ——主軸實際轉速（r/min） ——主軸標準轉速（r/min） ——公比 繪制傳動系統(tǒng)圖。 六、草圖設計 要求繪制展開圖、截面圖各一張，以表達所設計主軸變速箱的基本結構。兩圖應并行繪制。其中展開圖以將各軸展開到同一平面的展開形勢繪制，所表達的是各軸及軸上所有零件的實際形狀，及軸向位置及尺寸。截面圖則反映各軸的空間關系及經向尺寸。 設計展開圖時，應考慮主軸的懸伸量、合理跨距；各傳動軸上齒輪寬度、滑移齒輪必須保證一對齒輪徹底脫開、另一對齒輪才能進入嚙合、 并留有1-2mm間隙，不相鄰軸上的齒輪在滑動中不干涉等需要，軸承布置，皮帶輪的位置等因素綜合確定軸向尺寸。 據各軸的軸間距及傳動件徑向尺寸，合理的布置展開圖的位置。 在截面圖上須注意，主軸必須在兩導軌中央，主軸距導軌面高度應等于主參數之半。帶輪一般在主軸箱后上方，要便于防護。布置各傳動軸位置時應注意檢查不相鄰軸之間齒輪或軸是否干涉。 運動件與相壁之間距離不小于15mm。 結構草圖確定后，對有關軸及齒輪進行校驗計算。 七、結構圖設計 箱壁各安裝軸承處可適當設凸緣，加筋條。主軸箱應留有在床身上安裝定位的基準面。 主傳動系統(tǒng)應設有剎車制動裝置，安放位置最好在接近執(zhí)行件，轉速較高且變速范圍較小的傳動軸上。 在向進給系統(tǒng)輸出的部位有加工左右螺紋的換向裝置，一般采用介輪換向，而且介輪放在反向傳動中。 主軸軸承可采用滾動軸承，亦可采用滑動軸承，配置形式可以是兩支撐，亦可以是三支撐。常見的主軸滾動軸承配置形式及工作性能見表。 為提高角接觸球軸承的剛度，角接觸球軸承的組配形式以背對背使用為好。主軸軸承精度選擇： 主軸軸承精度 機床精度等級 前軸承 后軸承 普通精度級 P5或P4（SP） P5或P4（SP） 精密級 P4（SP）或P2(UP) P4（SP） 高精度級 P2(UP) P2(UP) 常見的主軸滾動軸承配置形式及工作性能表 序號 軸承配置 前支承 后支承 前支承承載能力 剛度 振擺 溫升 極限轉速 熱變形前端位移 徑向 軸向 徑向 軸向 徑向 軸向 徑向 軸向 徑向 軸向 總的 前支承 1 3182100 2268000 3182100 - 1.0 1.0 1.0 1.0 1.0 1.0 1.0 1.0 1.0 1.0 2 3182100 8000 3182100 - 1.0 1.0 0.9 3.0 1.0 1.0 1.15 1.2 .65 3 3182100 - 46000 - 1.0 0.6 0.8 0.7 1.0 1.0 0.6 0.5 1.0 3.0 4 7000 (30000) - 7000 - 0.8 1.0 0.7 1.0 1.0 1.0 0.8 .75 0.6 0.8 5 2697000 - 7000 - 1.5 1.0 1.13 1.0 1.0 1.4 1.4 0.6 0.8 0.8 6 46000 - 46000 - 0.7 0.7 .45 1.0 1.0 1.0 0.7 0.5 1.2 0.8 7 46000 - 46000 - 0.7 1.0 .35 2.0 1.0 1.0 0.7 0.5 1.2 0.8 8 46000 8000 0000 8000 0.7 1.0 .35 1.5 1.0 1.0 1.0 0.7 .75 0.8 9 84000 8000 84000 8000 0.6 1.0 1.0 1.0 1.0 1.0 1.0 1.0 0.5 0.9 主軸軸承必須能進行預緊和間隙調整。 因機床工作屬于輕載，故各軸的軸承通?？砂摧p系列和特輕系列選擇。 各軸承及固定的傳動件，必須有可靠的軸向定位環(huán)節(jié)，其方式可采用軸肩、套筒、螺母、螺釘、彈簧卡圈、楔形鍵塊等等。參照有關圖冊設計。 標注尺寸、配合；加黑;編制件號；編制明細表。標注裝配技術條件。 八、零件工作圖設計 由指導教師指定零件，一般設計一個軸一個齒輪。圖幅A3. 九、撰寫設計計算說明書 要求：說明簡要，計算合理、準確，表達清晰，文字簡練通順。 內容：1、設計任務；2、主要規(guī)格參數；3、工作性能及范圍；4、各有關參數的計算與確定；5、方案論證（可結合結構式及轉速圖進行）；6、轉速圖、傳動系統(tǒng)圖，轉速誤差計算；7、各軸及齒輪的計算轉速;8、有關校驗計算；9、軸承選擇使用及有關結構說明。 十、工作進程安排 方案設計：包括參數確定、轉速圖擬定、傳動系統(tǒng)圖擬定。 2天 結構草圖設計： 3天 校驗計算： 1天 結構設計：包括完善草圖，注尺寸、公差配合，加黑， 編制件號，明細及技術要求等。 4天 零件工作圖設計： 1天 編寫說明書： 2天 機動： 1天 答辯： 1天 十一、課程設計選題 C6125型、C6128型、C6132型、C6136型、C6140型普通車床 在每種型號車床中限定公比Ф=1.41、1.58、1.78和Ф=2的各一種。 為保證順利地完成設計任務，轉速級數均限制在12級以內。 機械系統(tǒng)設計課程設計指導書（2） 和 面 機 設 計 一、機械系統(tǒng)設計課程設計的目的及內容 1、目的 機械系統(tǒng)設計課程設計是專業(yè)課最后一個實踐性教學環(huán)節(jié)，是機械零件課程設計的延伸，是機械系統(tǒng)設計的一次全面訓練，為畢業(yè)設計打下良好基礎，其目的是： （1） 聯系生產實際，運用所學過的知識，培養(yǎng)獨立的分析問題、解決問題的能力。 （2） 利用“機械系統(tǒng)設計”、“食品機械”及“機械設計”等前序課的知識，學會并掌握機械系統(tǒng)設計的特點及方法，學會并掌握機械系統(tǒng)設計中“參數設計”、“方案設計”及“結構設計”的方法。 （3） 加強機械設計中基本技能的訓練。加強計算能力，加強運用有關設計資料、設計手冊、標準、規(guī)范及經驗數據的能力，加強機械繪圖的能力。 （4） 鞏固和加強機械零件的設計及制造工藝方向的知識。 2、內容 本課程設計的內容，選擇具有代表性的中小型和面機作為設計課題。使學生能在比較少的時間內（三周），完成和面機整機設計全部過程的基本訓練。 （1）參數設計 根據課題所確定的和面機種類、用途及生產能力來確定和面機主要構件（例如漿葉、容器）結構形式和尺寸參數、運動參數（例如漿葉轉數）及動力參數（電機功率）。 （2）方案設計 根據和面機主要構件（例如漿葉）的形式、性質及運動參數，擬定整機的機械傳動鏈和傳動系統(tǒng)圖。計算并確定各級傳動的傳動比，皮帶傳動、齒輪傳動、蝸桿傳動等傳動構件的結構參數及尺寸，擬定機器的結構方案圖。 （3）結構設計 根據結構的方案圖，在正式圖紙上擬定傳動構件與執(zhí)行構件的位置，然后依次進行執(zhí)行構件及傳動系統(tǒng)設計機體，操縱機構設計，密封及潤滑的結構設計。 二、 基本要求 1、 設計題目： （1）和面機生產能力，以每次調和面粉的重量為準。 12 ㎏/次 、25 ㎏/次 、50 ㎏/次三種 （2）機型：臥式和面機 （3）攪拌漿形式： 滾籠式、漿葉式、橢圓式、花環(huán)式、葉片式五種 （4）工藝要求： 調和面團分別為：水面團、韌性面團、酥性面團三種 （5）根據學生人數，用不同的生產能力，工藝要求及攪拌漿形式不同進行搭配，做到每人一個設計課題，不重復。 2、 圖樣設計要求 （1）圖量 ①完成 0 ﹟圖紙一張，進行和面機總裝配圖設計。 ②完成 3 號圖二張，進行（二個零件的）零件圖設計。 （2）要求 ① 方案設計必須合理 ② 裝配圖必須標明機器的全部結構、原理；標明每個機械零件的功能、形狀、尺寸、位置及相互聯接的方法，相互配合的性質及運動關系。 ③ 必須標明所有配合尺寸，定位及聯結尺寸、總體尺寸 ④ 必須由視圖及剖視圖組成，視圖完整，投影關系準確，線條及畫法，尺寸及配合的標注必須符合國家標準，技術條件齊全。 ⑤ 零件圖必須標清零件的形狀、大小及結構，尺寸精度，表面粗糙度；形狀及位置公差，按國家標準繪制，技術條件齊全 3、 設計說明書要求。 設計說明書是設計的主要依據，內容必須詳盡準確，其中包括： （1） 設計題目：和面機的用途、規(guī)格（生產能力） （2） 運動參數、動力參數及主要結構尺寸的確定。 （3） 整機結構形式、傳動方式、傳動系統(tǒng)的擬定，進行方案許證，畫結構（方案）草圖。 （4） 機構及主要零部件的設計、選用。 （5） 主要零件、部件的強度、剛度設計計算或驗算。 （6） 操縱機構及潤滑方式的設計計算， （7） 說明書中的理論及計算公式要注明出處。 （8） 注明資料來源、參考文獻及資料的目錄。 （9） 總的文字不少于 5000 字。 三、設計方法及步驟 （一）、總體方案設計 1、攪拌漿形式 根據設計課題給定形式或根據給定面團的性質來確定攪拌漿形式： （1） 水面團：依次采用滾籠式、花環(huán)式、橢圓式、葉片式 （2） 韌性面團：順序同上 （3） 酥性面團：漿葉式 2、攪拌容器的總體尺寸及翻缸形式 （1）寬度（ B ） B = 2 ( R+δ) 式中 R = 攪拌漿半徑 R的大小取決于面團性質及生產能力 δ= 漿葉與容器的間隙 δ= 10~20 毫米，δ大小取決與 R (2) 高度（ H ） H = h +2 R 式中 h=(0.5~1)R （3）長度（ L ） L = (2~2.5)R 推薦值 （4）手動翻缸 （5）滾籠式攪拌器 短臂 ≈ R1/2 長臂 ≈ (0.7~0.8) R1 R1 ——容器半徑 4、 確定和面機總體方案圖 （1） 初步確定機器的總體高度，即攪拌容器上口的地面高度。由于生產能力不同，容器大小不同，總體高度也不同，為方便工人操作方便省力，推薦機器總體高度為 800~1000 ㎜。 （2） 確定機座高度 ① 保證面缸放倒后低于水平面 15 °~20 °。 ② 保證機座上安裝電機有足夠的尺寸及空間。 （3） 初步擬定傳動方式，主要傳動件位置。 （二）、運動參數設計 1、傳動系統(tǒng)中傳動鏈的設計及各傳動比的分配設計 （1）攪拌漿轉速 n漿=20~50 rpm 水面團的轉速低些，酥性面團的轉速高些 （2）電機轉速 n電=1500 rpm (同步轉速) 四級電機 (3) 傳動鏈總傳動比 i總=n電/n漿= i皮* i齒1*i齒2*i…… (4)傳動比分配： ① 高速級：推薦采用皮帶傳動（減速） i皮 ≤ 3 ② 低速級：推薦采用齒輪傳動 單級圓柱齒輪 i單≤6 蝸桿傳動 i桿≤40 2、設計計算各傳動軸的轉速 （三）、動力參數設計 1、電機功率的確定 和面機的動力參數計算時，電機功率的確定均采用經驗公式，即類比法主要取決于和面機的生產力，推薦值如下： 生產力 （㎏/次） 12.5 25 50 75 100 主電機 （千瓦） 1.1 2.2 3 4~5.5 7.5 2、 計算各轉動軸的扭矩（參考機械零件設計）。 3、 行各傳動軸的軸上傳動件，支撐件（軸承等）的受力分析，強度計算（粗算）。 4、 各傳動軸的受力分析，強度計算粗算。 （四）、結構設計 當方案設計結束后，經審定方案設計合理，進行結構設計。圖樣的繪制與相關的設計、計算交替進行，相輔相成。 1、傳動系統(tǒng)設計 傳動系統(tǒng)設計在《機械零件設計》的基礎上完成，各傳動件的設計計算，主要包括： （1） 皮帶傳動設計 設計計算：皮帶輪中心距、皮帶輪直徑、皮帶型號數、長度、帶輪結構尺寸 （2） 齒輪傳動設計 設計計算：直齒、斜齒、圓柱齒輪傳動、蝸桿傳動的中心距、模數、齒數及各傳動件的結構尺寸（如分度圓、頂圓、根圓、齒寬等） （3） 根據各傳動軸上各零件的結構尺寸，軸承的尺寸，確定各軸的結構尺寸。 （4） 對各軸的軸承潤滑及密封進行設計。 （5） 對主要傳動軸畫出受力分析圖，進行強度校核。 （6） 對主要傳動軸的軸承進行受力分析，強度及壽命演算（校核）。 2、執(zhí)行件（漿葉容器）及機體的總體結構設計 （1） 完成攪拌器（面缸）結構設計。 其中包括：容器的結構設計、支撐結構及密封結構設計。 ① 結構設計 整體式結構： V 型板槽一件，與兩個端板焊接而成，這種結構一般為小型容器（12 ㎏/次）采用。 組合式結構： V 型板槽一件（板槽較厚δ≥1），兩個端板最小壁厚 （δ≥5）采用鑄鐵，內層用不銹鋼薄板（δ = 0.5）襯在里面。V 型板槽與二個端板用螺釘聯接成容器。 ② 材質 整體式：中小型容器采用不銹鋼板（ 1 Cr18Ni9Ti ）焊接而成。 組合式：中小型容器 V 型板槽及端板內襯用不銹鋼（ 1 Cr18Ni9Ti ），端板用灰口鑄鐵。 （2）攪拌容器（面缸）與輸出口的結構設計 ① 攪拌器結構、尺寸設計。 ② 攪拌器與輸出軸的聯結形式。 ③ 攪拌器（漿葉支撐端）與容器端板間的動密封結構。 ④ 容器的翻轉、定位、結構設計。 （3）攪拌容器的支承結構設計 （4）傳動系統(tǒng)與機體（或機座）的聯結，容器支承結構與機體定位聯結 （5）參見附圖 1 ，2 （五）、零件工作圖設計 1、零件形式：軸類零件一件、傳動零件一件 為防止學生之間有重復，零件的確定必須經指導教師指定。 2、要求 （1）零件工作圖視圖完整，必須標明零件的結構、形狀、大小。 （2）注明零件所有表面的尺寸、尺寸公差、表面粗糙度、形狀及位置公差。 （3）技術條件齊全。 四、日程安排 1、時間總計為三周（ 15 天） 2、方案設計 3 天（其中調研 1 天） 3、結構設計9天 4、零件工作圖設計1天 5、編寫設計說明書1天 6、答辯1天 15