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第 1 頁 緒論 設計的過程是通過分析 創(chuàng)造和綜合而達到滿足特定功能目標的一種活動 在此過程 中需不斷的對設計方案進行評論 根據(jù)評價的結果進行修改 在設計的過程中不斷地發(fā)現(xiàn) 問題和解決問題 金屬切削機床是機械制造業(yè)的基礎設備 隨著社會不斷發(fā)展和科學不斷 進步對機床設計要求越來越高 計算機輔助設計和計算機輔助工程應用 使得機床的設計 理論和方法由人工繪圖向計算機繪圖 由定性設計向定量設計 由表態(tài)和線性分析向動態(tài) 和非線性分析 由可行性設計向最佳設計過度 金屬切削機床的基本功能是提供切削加工所必需運動和動力 機床基本工作原理是通 過刀具與工件之間相對運動 由刀具切除工件加工表面多余的金屬材料 形成工件加工表 面的幾何形狀 尺寸 并達到其精度要求 X6132 萬能升降臺銑床是一個十分典型的普通 車床 廣泛的應用在生產中 主軸箱的設計不僅要滿足機床總體布局變速箱的形狀和尺寸的限制 達到 18 級轉速 還要便于裝配 調整 潤滑和維修 根據(jù)指導教師的推薦 重點選用 金屬切削機床 以及輔助類書刊包括 材料力學 機械制造裝備設計 機械制圖 機械設計 等圖書 其中 金屬切削機床設計 無疑是系統(tǒng)化介紹和設計車床的資料 它從機床設計的步驟 機床的標準化 機床的總體布局到主要參數(shù)的確定 在主要的傳動設計中 參考齒輪齒數(shù) 和齒輪直徑的確定 是主軸箱的尺寸 軸的軸徑 以及傳動精度等一系列布局 在結構式 結構網確定之后 要對傳動件的結構 材料 構造等進行計算和設計及齒輪模數(shù)確定等 傳動件包括齒輪 傳動軸 離合器 制動裝置等 其中齒輪的構造中三聯(lián)滑移齒輪 對齒輪的拼裝 齒輪太窄或太寬時的處理 齒輪在軸上的定位問題都有比較全面的論述 傳動軸在反復彎曲載荷和扭曲載荷下不發(fā)生疲勞破壞 在剛度方面 軸的彎曲和扭 曲載荷下不致產生過大的變形 高速旋轉的軸還應計算器臨界轉速 以免發(fā)生共振 傳動 軸首先要估算直徑 然后再進行剛度驗算 提高剛度時可以采用加大軸的直徑縮短軸的長 度 使軸上的主動和被動傳動件盡可能的靠近 使傳動件靠近軸 文獻資料室一個設計者必備的工具 選擇全面的實用的工具是設計者必備的素質 其實 整個設計的過程就是將大學四年學習的知識融會貫通的過程 很多當時不會用的感 覺泛泛的東西通過設計將變得更具體 可行 學會應用資料 為我所用 能將那些規(guī)格化 的鼓勵的零件經過計算 設計成一臺可以實現(xiàn)運轉的機械 就是我們設計的根本意圖所在 了 我們設計還是比較初級模型 在實踐中 只有不斷的改進 才能達到高的生產效率 然而 基礎的知識和原理是設計的源頭 就我個人而言 我希望能通過這次專業(yè)畢業(yè)設計 對自己未來從事的工作進行一次適應性訓練 從中鍛煉自己分析問題 解決問題的能力 為今后的工作 學習打下良好的基礎 由于能力所限 設計中難免有許多不妥之處 懇請老師多多指教 第 2 頁 目錄 一 概述 4 1 1 金屬切削機床在國民經濟中的地位 4 1 2 機床畢業(yè)設計的目的 4 1 3 車床的規(guī)格系列和用處 4 1 4 操作性能要求 5 二 傳動設計 5 2 1 主傳動方案擬定 5 2 2 傳動結構式 結構網的選擇 5 2 2 1 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目 5 2 2 2 確定傳動順序 6 2 2 3 確定擴大順序 6 2 2 4 確定變速組中的極限傳動比及變速范圍 6 2 2 5 確定最小傳動比 7 三 傳動件的估算 9 3 1 帶輪設計 9 3 2 齒輪齒數(shù)的確定和計算轉速的計算 11 3 2 1 齒輪齒數(shù)的確定 11 3 2 2 齒輪計算轉速的計算 14 3 3 軸及傳動軸的計算轉速 16 3 4 齒數(shù)模數(shù)的確定 16 3 5 傳動軸直徑的確定 17 3 6 主軸軸徑的確定 18 四 驗算主要零件 18 4 1 齒輪模數(shù)驗算 18 4 2 傳動軸剛度驗算 20 4 3 軸承壽命驗算 22 五 結構設計及說明 24 5 1 結構設計的內容 技術要求和方案 24 六 總結 24 七 參考文獻 24 第 3 頁 一 概述 1 1 金屬切削機床在國民經濟中的地位 金屬切削機床是用切削的方法將金屬毛坯加工成機器零件的機器 它是制造機器的機器 又稱為 工作母機 或 工具機 在現(xiàn)代機械制造工業(yè)中 金屬切學機床是加工機器零件的主要設備 它所擔負的工作量 約占機 器總制造工作量的 40 60 機床的技術水平直接影響機械制造工業(yè)的產品質量和勞動生產率 1 2 機床畢業(yè)設計的目的 專業(yè)畢業(yè)設計是在學生學完相應課程及先行課程之后進行的實習性教學環(huán)節(jié) 是大 學生的必修環(huán)節(jié) 其目的在于通過機床運動機械變速傳動系統(tǒng)的結構設計 使學生在擬 定傳動和變速的結構的結構方案過程中 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 并培養(yǎng)學生具有初步的結構分析 結構設計和計算能力 1 3 車床的規(guī)格系列和用處 規(guī)格系列 表 1 X6132 萬能升降臺銑床的主參數(shù) 規(guī)格尺寸 和基本參數(shù) 最低轉速 Nmin minr 最低轉速 Nmax inr 主電機轉 速 minr 主電機功 率 N kw 公比 轉速級 數(shù) Z 30 1500 1450 7 5 1 26 18 26 1503 17minax 所 以 zR 第 4 頁 1 4 操作性能要求 用處 該機床用于銑削平面 斜面 溝槽 齒輪等 工作臺可繞垂直軸在 水平面 范圍整 如采用分度頭附件 還可加工螺旋表面 45 二 傳動設計 2 1 主傳動方案擬定 擬定傳動方案 包括傳動型式的選擇以及開停 幻想 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 機構以及組成 安排不同特點的傳動型式 變速 類型 傳動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 性能及經濟等多方面統(tǒng)一考慮 傳動方案有多種 傳動型式更是眾多 比如 傳動型式上有集中傳動 分離傳動 擴 大變速范圍可用增加傳動組數(shù) 也可用背輪結構 分支傳動等型式 變速箱上既可用多速 電機 也可用交換齒輪 滑移齒輪 公用齒輪等 顯然 可能的方案有很多 優(yōu)化的方案也因條件而異 此次設計中 我們采用集中傳 動型式的主軸變速箱 2 2 傳動結構式 結構網的選擇 結構式 結構網對于分析和選擇簡單的串聯(lián)式的傳動不失為有用的方法 但對于分析 復雜的傳動并想由此導出實際的方案 就并非十分有效 2 2 1 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目 一定變速組組數(shù)的變速系統(tǒng)可由不同數(shù)目的變速組組成 變速傳動裝置總變速級數(shù) 應等于各變速組變速級數(shù)的連乘積 即 式中 Z 主軸總變速級數(shù) rqZp p q r 各組變速機構的變速級數(shù) 即為每組傳動副數(shù) 減少變速組的數(shù)目可以縮短傳動鏈 但在總變速級數(shù)不一定的情況下 勢必會增加 各變速組內傳動副數(shù)目 P 并且降速過快 會導致齒輪的徑向尺寸增大 18 級轉速的變速 系統(tǒng) 其變速級和傳動副數(shù)的組合方案為 291823618332 第 5 頁 首先應該確定 預使主軸得到 18 級轉速需要幾個變速組 以及他們各需要幾個傳動副 方案 變速組數(shù)目為 3 個 傳動軸數(shù)最少為 4 根 但齒輪對數(shù)目為 結構823 簡單 緊湊 同時由于機床結構原因 通常采用雙聯(lián)或三聯(lián)齒輪進行變速 方案 雖然變速組數(shù)目為 2 個 傳軸軸數(shù)最少為 3 根 但齒輪對數(shù)目為 3 6 9 9 2 11 比方案 中多 同時使變速箱的軸向尺寸增加 使操縱機構變得復雜 難以實現(xiàn) 綜上所述 主軸為 18 級轉速的變速系統(tǒng) 應采用由 3 個變速組所組成的方案 即應選擇方 案 2 2 2 確定傳動順序 在一般情況下 變速系統(tǒng)為降速的 電動機轉速往往比主軸變速范圍內大多數(shù)轉速高 現(xiàn) 對上述方案進行分析 方案 變速組 a 有 3 對傳動副 在靠近主軸處為低速的變速組 b 為 2 對 變速組 c 也為 2 對 根據(jù)扭矩公式可知 當傳動件傳遞的功率一定 轉速高時所傳遞的扭矩小 則軸 齒 輪等傳動件尺寸相應的可小一些 因此 從傳動順序來說 應盡量使前面的傳動件多些 可節(jié)省材料 減輕重量 故第一方案為最佳方案 2 2 3 確定擴大順序 當傳動順序確定后 由于基本組 擴大組的排列順序不同 可得出不同的排列方案 其結 構式為 126162316 93319888 射線開口大勢必造成低轉速較低 其結果是使傳動件的尺寸較大 因此 在網上表現(xiàn)為前 后傳動組的射線間開口笑 后面?zhèn)鲃咏M的射線間開口大 這時各變速組的變速范圍是逐漸 增大的 故方案 為最佳方案 2 2 4 確定變速組中的極限傳動比及變速范圍 在主傳動系統(tǒng)中 對于降速 為了防止被動齒輪的直徑過大而使徑向尺寸太大 常應限制 最小傳動比 對于升速 為了防止產生過大的振動和噪聲 常應限制最大傳動比41umin 5 2 2axmax 斜 齒 輪 直 齒 輪 由于齒輪副的極限傳動比有了限制 則變速組的最大變速范圍相應地也應有一定的限制 在主運動中 第 6 頁 1045 2r 8rminaxinmax斜 齒直 齒 u 因此 一般只要最后擴大組的變速范圍不超過限制范圍 則其余的變速組也不會超過 通 常 最后擴大組的傳動副數(shù)為 2 可以減少最后擴大組的變速范圍 以利于不超過限制范圍 因此 設計傳動系統(tǒng)時 Rn 值的擴大 由于受到 值的限制 就不能通過無限增加變速maxr 組的數(shù)目來實現(xiàn) 驗算 方案 其最后擴大組的變速范圍 合格 93128 826 1r99 1 2 jpx 2 2 5 確定最小傳動比 在設計傳動系統(tǒng)時 電動機與主軸的轉速已經確定 當降速時 分配傳動比應使各個中間 傳動軸的最低轉速適當?shù)馗咝?因為 n 高后 在傳遞一定功率下 傳遞的扭矩就小 相應 的使傳動件的尺寸也小 未來使更多的傳動件在相對高速下工作 減少變速箱的結構尺寸 除了在傳動順序上前多后少 擴大順序上前密后疏 對于降速運動最小傳動比應采取前緩 后急的原則 即在傳動順序上 越靠前最小傳動比越小 最后變速組的最小傳動比常取 1 4 據(jù)上所述 主運動轉速圖為 第 7 頁 傳動系統(tǒng)圖為 第 8 頁 三 傳動件的估算 3 1 帶輪設計 1 確定計算功率 pca 查表 8 6 知 2 1 kA ca kw957 2 選擇帶型 根據(jù)計算功率 和小帶輪轉速 由圖 8 9 知選擇 V 帶 B 型 pcan1 3 確定帶輪的基準直徑 和d1d2 第 9 頁 初選小帶輪的基準直徑 d1 根據(jù)機械設計 8 11 圖 取主動輪基準直徑 150mmd1 根據(jù)式 8 15 從動輪基準直徑 d2 1 933 112 290mmd2id1 根據(jù)表 8 8 取 290mmd2 按式 8 13 驗算帶的速度 smsmVnd 25 39 1 1064106 帶的速度合適 4 確定 A 型 V 帶的基準長度和傳動中心距 根據(jù) 初步確定中心距 初定中心距 2 7 02101 dad ma5 根據(jù)式 8 22 計算帶所需的基準長度 mddadL160242 20 22101 由表 8 2 選帶的基本長度 Ld 1600mm 按式 8 21 計算實際中心距 4512601502 10 dLa 5 驗算主動輪上的包角 1 由 8 6 得 1206801803 57215 712 ad 主動輪的包角合適 第 10 頁 6 計算 V 型帶的根數(shù) Z 由式 8 22 kplca 00 由 查表 8 4a 和表 8 4bmrn 145md1593 1 i 得 kwp2 30 w4 0 查表 8 5 得 查表 8 2 得 9 2 0kl根39 5 062 3 00 lcaZ 7 計算預緊力 F 由式 8 27 知 qvkvpzca20 1 5 查表 8 3 得 q 0 18kg m 故 NF 2 38 9 18 0 95 2 350 2 8 計算作用在軸上的壓軸力式 8 28 FP 2ZP 72 14 26sin 238 2sin10 3 2 齒輪齒數(shù)以及計算轉速的確定 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)可以從表 3 6 機械制造裝備設計 中選取 一般在主傳動中 最小齒數(shù)zS 應大于 18 20 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 3 2 1 齒輪齒數(shù)的確定 第 11 頁 第一組齒輪 傳動比 查 機械制造裝備設計 表 1 7 可得相應的齒數(shù)52 16 1 58 126 1u44332 u 和 的值可取 60 78 我們可取 的值為 60 則各齒輪相對應的齒數(shù)為 ZS ZS 3724Z 40265 3178 檢查主軸各級轉速誤差 檢驗式為 1 0n 理 實理 式中 公 比 值 主 軸 實 際 轉 速 主 軸 理 論 轉 速實理 n 第一對齒輪 符合要求026 185 47526 n 3 0 理 實理實 第二對齒輪 符合要求026 375 n 40 2 理 實理實 第三對齒輪 符合要求026 1 3096 52 n 4 1 理 實理實 第二組齒輪 傳動比 查 機械制造裝備設計 表 1 7 可得相應的齒數(shù)和52 16 8 4321 u 第 12 頁 的值可取 70 77 我們可取 的值為 70 則各齒輪相對應的齒數(shù)為 ZSZS 2743109Z 3912 502143 檢查主軸各級轉速誤差 檢驗式為 1 0n 理 實理 式中 公 比 值 主 軸 實 際 轉 速 主 軸 理 論 轉 速實理 n 第一對齒輪 符合要求026 8 7504 6 n 2 34 理 實理實 第二對齒輪 符合要求026 8 3756 n 9 14 理 實理實 第三對齒輪 符合要求026 190n 5 24 理 實理實 第三組齒輪 傳動比 查 機械制造裝備設計 表 1 7 可得相應的齒數(shù)和 的值可4162 3u ZS 取 85 89 90 95 我們可取 的值為 89 則各齒輪相對應的齒數(shù)為 ZS 305916 718Z 檢查主軸各級轉速誤差 檢驗式為 1 0n 理 實理 第 13 頁 式中 公 比 值 主 軸 實 際 轉 速 主 軸 理 論 轉 速實理 n 第一對齒輪 符合要求026 115047 n 3 97 理 實理實 第二對齒輪 符合要求026 74 190 n 7 8 理 實理實 3 2 2 齒輪計算轉速的確定 齒輪 的計算轉速 齒輪 裝在 軸上 從轉速圖可以看出 共有15Z15Z15Z 118r min 750r min 共 9 級轉速 經齒輪 傳動主軸得到 235r min 1500r min 這 9 級16 轉速能傳遞全部功率 故齒輪 的這 9 級轉速也能傳遞全部功率 其中最低轉速15 118r min 正好為齒輪 的計算轉速 15Z 齒輪 的計算轉速 齒輪 裝在 軸 主軸 上 有 235r min 1500r min 共 9 級1616 轉速 都能傳遞全部功率 其最低轉速 235r min 即為齒輪 的計算轉速 16Z 齒輪 的計算轉速 齒輪 裝在 軸上 有 118r min 750r min 共 9 級轉速 其17Z17Z 中 375r min 750r min 的 4 級轉速能傳遞全部功率 而 118r min 300r min 的 5 級轉速不能 傳遞全部功率 因此 齒輪 的計算轉速即為 375r min 17 其余依次類推 各齒輪的計算轉速如下 齒輪 序號 1Z23Z45Z67Z89Z 計算 轉速 1450 695 695 475 695 375 695 300 300 第 14 頁 齒輪 序號 10Z112Z1314Z1516Z1718Z 計算 轉速 475 300 235 300 118 118 235 375 95 齒輪的具體值見表 齒輪尺寸表 齒輪 齒數(shù) z 模數(shù) m 分度圓 d 齒頂圓 a齒根圓 fd齒頂高 ah齒根高 f 3 23 4 92 100 82 4 5 4 37 4 148 156 138 4 5 5 20 4 80 88 70 4 5 6 40 4 160 168 150 4 5 7 17 4 68 76 58 4 5 8 43 4 172 172 162 4 5 9 43 4 172 172 162 4 5 10 27 4 108 116 98 4 5 11 31 4 124 124 114 4 5 12 39 4 156 156 146 4 5 13 20 4 80 88 70 4 5 14 50 4 200 208 190 4 5 15 59 3 177 183 169 5 3 3 75 第 15 頁 16 30 3 90 96 82 5 3 3 75 17 18 4 72 80 62 4 5 18 71 4 284 292 274 4 5 3 3 軸及傳動軸的計算轉速 主軸的計算轉速 由 械制造裝備設計 中表 1 8 可查出min 9565min138in rj 傳動軸的計算轉速 從轉速圖上可以看出 軸共有 9 級轉速 118r min 1500r min 之間的所有轉速 都傳遞全部功率 此時 軸若經齒輪副 傳動主軸 它只有在 375r min 750r min17Z8 的那 4 級轉速時才能傳遞全部功率 若經過齒輪副 傳動主軸 則15Z6 118r min 750r min 的 9 級轉速能傳遞全部功率 因此 其中的最低轉速 118r min 即 為 軸的計算轉速 其余 依次類推 各軸的計算轉速如下 軸序號 計算轉速 1450 750 300 118 95 3 4 齒數(shù)模數(shù)的確定 一般同一變速組中的齒輪取同一模數(shù) 選擇負荷最重的小齒輪按簡化的接觸疲勞強度公 式計算 3221168djmjjiNmZn 式中 按疲勞接觸強度計算的齒輪模數(shù)j 驅動電機功率 計算齒輪的計算轉速dN KWjn rpm 大齒輪齒數(shù)和小齒輪齒數(shù)之比 小齒輪齒數(shù)i 1i 1Z 齒寬系數(shù) B 為齒寬 m 為模數(shù) m 610m 第 16 頁 許用接觸應力 j MPa 傳動組 1 模數(shù) 23 750134710 638221 m 傳動組 2 模數(shù) 73 201372501 63822 傳動組 3 模數(shù) 85 3170810 5 63822 m 故選取標準模數(shù) 4 4321 3 5 傳動軸直徑的計算 傳動軸的直徑可按下列扭轉剛度公式進行計算 75 0 7641 914 取或 mndmnNdj 205 9 44 取 d35 1 307 06914 取 md5 由機械設計手冊 3 19 3 17 表知 取花鍵軸尺寸為 103642 75 036914 d 第 17 頁 取 md45 由機械設計手冊表 取花鍵軸尺寸為17 39 12486 527 06914 vd 取 mv5 由機械設計手冊表 3 19 3 17 取花鍵軸尺寸為 16586 將計算結果列成表格形式 如 軸號 iNj初d取 花鍵軸尺寸 備注 7 2 1410 26 35 平鍵 6 77 750 30 1 45 6 42 36 10 花鍵 6 374 30 37 3 45 6 48 42 12 花鍵 6 75 52 50 6 55 50 14 花鍵 3 6 主軸軸頸的確定 根據(jù)功率 N 7 5kw 在 5 5 7 5 之間 知 主軸軸頸選 75 100 取 d 75mm 四 驗算主要零件 4 1 齒輪模數(shù)驗算 一般按接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度驗算 選取某軸上承受載荷最大 的齒輪和同材料同模數(shù)齒輪中齒輪最少齒寬最小的齒輪進行驗算 驗算 第 18 頁 對象主軸前軸的小齒輪 即第 IV 軸 1 按接觸疲勞強度驗算 NknmiNcjjj 210012 由 258 頁 5 4 84 材料彈性系數(shù) EK 由表 5 4 85 齒輪材料性能系數(shù) 5cj 41872 zv10mb in 35rnj 6 sjk 由表 5 4 80 查得0 jNkwNj9 7 4 1 k12 k 嚙合角影響系數(shù) 非變位齒輪 1 14 86 104 25370429 7102 210 cjjjj knmiN 4 2 按彎曲疲勞強度驗算 防止齒根折斷 Nkncjjw 2101 mrNj 375 齒形系數(shù) 非變位外嚙合直齒輪圓柱齒輪 1yk yk 1 29 0 85 259 頁表 5 4 85 查得cwswk 1 04 1 0 851k2s 30 65 0 wN 7 1685 04 129037516 301021 cjjknm 第 19 頁 所以 所以 合格Nw 4 2 傳動軸剛度驗算 軸 1 計算軸的平均直徑 畫出計算簡圖 花鍵軸 mdd4528 內外平 2 計算該周傳遞的扭矩 wT 6 374kw 375r minjnNT 41095 j jN 162324 533mmjn 4 3 求作用在齒輪處 B 點的力 切向力 NmzTdpnx 397 164465 1232 徑向力 NBxBy 85 0 4 求作用在齒輪處 C 點的力 切向力 NdTpnx 01 459183 622 徑向力 NCxCy 5 0 5 計算撓度應用 552 頁表 5 8 公式 E 2 1 N mm I 81844mmEIlbPaxB3 2 510 2 第 20 頁 校 Bx m0327 618410 237765 2 0 5 0 0164mmy BCxbalEIPb041 622 0 5 0 0207mmyB CxmEIlbap0563 3 2 0 5 0 0316mmyC 6 計算傾角 應用 1 552 頁表 5 8 16 公式 A radxBQ057 6 72 3 EIlbabp 0 5 0 00028 radyxB radxc 069 6 2350 Ilbbp 0 5 0 00034 radycQxc D radxB 041 6 32 3 EIlbabp 0 5 0 00021 radyxB radxcQ069 6 410 35 Ilbp 0 5 0 00034 radycxc 0 0741BxBC 0 0043yy 0 1015cxBC 0 012y 第 21 頁 0 00126 rad xAQBxc 0 00006 radyy 0 00101 radxDBxc 0 00009 radyQy radA0126 2 Ax raddyD 由 551 頁表 5 8 14 查得 Y 0 0003 0 0005 l 0 1032mm 故 Q 0 0025 rad 所以 合格 4 3 軸承壽命的驗算 軸承的壽命應滿足 TLh 額定壽命hL0 T 工作期限 h 通常取 T 10000h 額定壽命的計算公式 hLTpcn 26 01 式中 n 軸承 即軸 的計算轉速 壽命指數(shù) 球軸承 3 滾子軸承 10 3 C 額定動負荷 N P 當量動負荷 47 8 6212 型 71 5前C310 后C310 P x aryF 徑向負荷 由支反力解出 r 軸向負荷 該系統(tǒng)的軸向負荷為 0 a 由機械設計手冊 584 頁表 5 9 18 查得 第 22 頁 X 1 y 0 所以 aprF1ADprF2B 017 168 61 CxBxAx ppp 048x 459 7Ax Np2 06 0 176 18 CxBxxDp 6 459 7 NpDx9 4206 Ay 0 Dyp 9 426 A 端 6212 型軸承 1037 8 42 06187 35613 hL D 端 6216 型軸承 6 1 9 7236 h 校核合格 第 23 頁 五 結構設計及說明 5 1 結構設計的內容 技術要求和方案 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 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 六 總結 在畢業(yè)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 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 這次的畢業(yè)設計讓我學到了很多東西 七 參考文獻 1 顧熙棠 遲建山 胡寶珍 金屬切削機床 下冊 上海 上海科學技術出版社 2 機床設計手冊 編寫組編 機床設計手冊 第二冊 上 北京 機械工出版社 1979 4 3 哈爾濱工業(yè)大學 哈爾濱市教育局 專用機床設計與制造 編寫組 專用機床設計 與制造 哈爾濱 黑龍江人民出版社 1979 4 沈陽市機電工業(yè)學校吳國華 金屬切削機床 北京 機械工業(yè)出版社 5 揚州工學院黃鶴汀 金屬切削機床設計 北京 機械工業(yè)出版社 6 大連理工大學戴曙 金屬切削機床 北京 機械工業(yè)出版社 7 福建機電學校吳林禪 金屬切削原理與刀具 北京 機械工業(yè)出版社 8 邱宣懷 機械設計 第四版 高等教育出版社 9 劉鴻文 材料力學 第 4 版 北京 高等教育出版社 第 24 頁 11 孫恒 陳作模主編 機械原理 高等教育出版社 北京 2001 10 馮辛安主編 機械制造裝備設計 機械工業(yè)出版社 北京 1999 12 12 曹玉榜 易錫麟 機床主軸箱設計指導 機械工業(yè)出版社 北京 1987 5 13 濮良貴 紀名剛主編 機械設計 高等教育出版社 北京 2001 14 黃鶴汀主編 金屬切削機床設計 北京 機械工業(yè)出版社 2005 15 劉興國 姜莉莉 燕啟貴 劉昌祺 X52K 銑床數(shù)控改造及設計 西北業(yè)學院學 報 1996 年 4 卷第 01 期 9 14 16 李培江 普通機床的數(shù)控改造研究 機械管理開發(fā) 2002 2 第 1 期 61 62 17 佟玲 用微機數(shù)控系統(tǒng)對 X52K 立銑床的改裝設計 機械與電子 1995 第 04 18 張俊生主編 金屬切削機床與數(shù)控機床 北京 機械工業(yè)出版社 2001 1 19 陳艷紅 X52K 銑床數(shù)控化改造 機電一體化 2002 第 06 期 83 84 期 39 40 20 盧秉恒主編 機械制造技術基礎 機械工業(yè)出版社 北京 2001