车床的主传动系统设计(共38页).doc

精选优质文档-倾情为你奉上 机 械 制 造 装 备 设 计课程设计说明书设计题目: 车床的主传动系统设计院 系：机械工程学院专 业：机械设计制造及其自动化专业班 级：12级机制十五班学 号：姓 名：霍道义指导老师：刘 军日 期：2015年12月18日车床的主传动系统设计任务书姓名 霍道义 学号 专业 机制本 班级 15班 最大加工直径为250mm的普通车床的主轴箱部件设计原始数据：主要技术参数题目主电动机功率P/kw4最大转速2500最小转速112公比1.41工件材料：钢铁材料。刀具材料：硬质合金。设计内容：1）运动设计：根据给定的转速范围及公比确定变速级数，绘制结构网、转速图、传动系统图，计算齿轮齿数。2）动力计算：选择电动机型号及转速，确定各传动件的计算转速，对主要零件（如带、齿轮、主轴、传动轴、轴承等）进行计算（初算和验算）。3）绘制下列图纸： 机床主传动系统图（画在说明书上）。 主轴箱部件展开图及主要剖面图。 主轴零件图。4）编写设计说明书1份。目 录1 绪论机械制造装备课程设计是在学习完机械设计、机械制造技术基础、机械工程材料、材料力学、机械原理、机械制图、互换性与测量技术、Auto CAD、计算机基础与应用等大学大部分课程后进行的实践性教学环节，是对我们大学几年所学知识的一次深入地综合性地考核，也是一次理论联系实际的训练。其目的在于通过机床运动机械变速传动系统的结构设计，使学生在拟定传动和变速的结构方案过程中，得到设计构思，方案分析，结构工艺性，机械制图，零件计算，编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，培养学生具有初步的结构分析，结构设计和计算能力。机床主传动系统因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。设计机床主传动系统时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应满足的基本要求有：满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床主轴应有足够的转速范围和转速级数；满足机床传递动力的要求。 本次课程设计的为普通车床的传动系统，根据不同的加工条件,对传动系统的要求也不尽相同，依据某些典型工艺和加工对象，兼顾其他的可能工艺加工的要求，拟定机床技术参数，拟定参数时要考虑机床发展趋势，和同国内外同类机床的对比，从而获得最优的参数，使机床主传动系统的设计最为合理。 毫无疑问，这次课程设计在我们大学生活中占有重要地位。就我个人而言，希望通过这次课程设计，可以对未来将要从事的工作有很大的帮助，加强与他人沟通、与他人的合作能力，从中锻炼自己分析问题，解决问题的能力，为将来的工作发展打下一个良好的基础。2 普通车床主动传动系统参数的拟定2.1电动机的选择 根据任务书提供的条件电动机的主功率为4KW，选取电动机的超载系数K=1.1，选择电动机的型号为Y112M-4,电动机具体参数如下表所示：表2-1 电动机参数表电动机型号额定功率满载转速级数同步转速Y112M-441440r/min4级1500r/min2.2确定转速级数 已知条件: 主轴，电动机P=4KW，最大加工直径250mm，公比 由公式，则转速范围综上可知Z=10，故机床主轴为10级变速。因为根据机械制造装备设计查表2-4标准公比和表2-5标准数列,首先找到最小极限转速112，再每跳过5个数取一个转速，即可得到公比为1.41的等比数列:112r/min、160r/min、224r/min、315r/min、450r/min、630r/min、900r/min、1250r/min、1800r/min、2500r/min。3 传动设计3.1拟定传动方案 拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个传动系统的确定。传动型式则指传动和变速的元件、机构以及其组成、安排不同特点的传动型式、变速类型。传动方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定传动方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济性等多方面统一考虑。3.2 确定结构式 因为我的级数是10级，为了实现10级，本次设计中，我按12级的主轴箱来计算，让其中两组数据一样，最终达到10级。 110=3×2×2-2210=2×2×3-2310=2×3×2-2 主变速传动系从电动机到主轴，通常为降速传动，接近电动机的传动转速较高，传动的转矩较小，尺寸小一些，反之，靠近主轴的传动件转速较低，传递的转矩较大，尺寸就较大。因此在拟定主变速传动系时，应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面，传动副数少的变速组放在后面，使主变速传动系中更多的传动件在高速范围内工作，尺寸小一些，以节省变速箱的造价，减小变速箱的外形尺寸；也就是满足传动副前多后少的原则，因此确定传动方案为：10=3×2×2-2。根据前密后疏原则确定结构式为。3.3设计结构网传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围：在降速传动时，为防止被动齿轮的直径过大而使进径向尺寸过大，常限制最小传动比，升速传动时，为防止产生过大的振动和噪音，常限制最大传动比，斜齿轮比较平稳，可取，故变速组最大的变速范围为。检查变速组的变速范围是否超过极限值时，只需检查最后一个扩大组。因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其他变速组就不会超过极限值。依据中间轴变速范围小的原则，设计设计结构网如下所示图3-1系统结构网 主轴的变速范围应等于变速传动系中各个变速组变速范围的乘积，即：检查变速组的变速范围是否超过极限值时，只需检查最后一个扩大组。因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其他变速组就不会超过极限值。最后扩大组的变速范围是 符合要求。3.4绘制转速图1.选择Y112M-4型Y系列笼式三相异步电动机分配总降速变速比：总降速变速比。又电动机转速=1440r/min不符合转速数列标准，因而增加一定比变速副。2.确定变速轴轴数变速轴轴数 = 变速组数 + 定比变速副数 + 1 = 3 + 0 + 1 = 4。3.确定各级转速由前面计算已知：2500，1800，1250，900，630，450，315，224，160，112r/min。4.绘制转速图在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按变速顺序依次设为、（主轴）。与、与、与轴之间的变速组分别设为a、b、c。现由（主轴）开始，确定、轴的转速：（1）先来确定轴的转速变速组c 的变速范围为，结合结构式，轴的转速只有一种可能：224，315，450，630，900，1250r/min。（2）确定轴的转速变速组b的级比指数为2，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致变速比太小，可取，轴的转速确定为：450，630，900r/min。（3）确定轴的转速对于轴，其级比指数为1,可取， 确定轴转速为：900r/min。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定变速比i=1440/900=1.6。下面画出转速图。 图3-2 转速图 3.5各传动组传动副齿轮齿数 1.确定齿轮齿数的原则和要求 (1)齿轮的齿数和不应过大；齿轮的齿数和过大会加大两轴之间的中心距，使机床结构庞大，一般推荐。 (2)最小齿轮的齿数要尽可能少；但同时要考虑：最小齿轮不产生根切，机床变速箱中标准直圆柱齿轮，一般最小齿数； (3)受结构限制的最小齿轮最小齿数应大于1820； (4)齿轮齿数应符合转速图上传动比的要求：实际传动比（齿数之比）与理论 传动比（转速图上要求的传动比）之间有误差，但不能过大，确定齿轮数所造成的转速误差，一般不应超过%2.齿轮齿数的确定 当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和及小齿轮的齿数可以从机械制造装备设计表2-8中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于1820。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4，以保证滑移时齿轮外圆不相碰。 根据机械制造装备设计课程设计指导书附录查得传动组a:由，；时： 57、60、63、66、69、72、75、78时： 58、60、63、65、67、68、70、72、73、77时： 58,60,62,64,66,68,70,72,74,76取,于是可得轴齿轮齿数分别为：30、24、36。于是，；齿轮数据如下表所示：表3-1各变速组齿轮齿数齿轮I轴齿数30243672轴齿数424836传动组b：由， 时：70、72、74、76、78、80时：67、70、72、73、75、77取，于是可得轴上双联齿轮的齿数分别为：42、24。于是，；齿轮数据如下表所示：表3-2各变速组齿轮齿数齿轮 轴齿数422472轴齿数3048传动组c:由， 时：67、68、70、73、86、120时：67、68、70、73、86、120取，于是可得轴上的齿数分别为：80、40。于是、；齿轮数据如下表所示：表3-3各变速组齿轮齿数齿轮轴齿数8040120轴齿数40803.6绘制传动系统图 根据前边计算数据绘制传动系统图： 图3-3 变速传动系统图4.传动零件设计4.1 V带传动设计 V带传动中，轴间距A可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。 电动机转速n=1440r/min，传递功率P=4KW。(1)确定计算功率：由机械设计表8-7工作情况系数查得。由机械设计公式（8-21）得(2)选取V带型 根据、由机械设计图8-11普通V带轮选型图选用A型。(3)确定带轮的基准直径带轮的直径越小，带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径不宜过小，即(查机械设计表8-6取最小基准直径为75mm)。查机械设计表8-8、图8-11选取主动小带轮基准直径。由机械设计公式(8-14)、(8-15a)得式： 式中：-带的滑动系数，一般取0.02；-小带轮转速，1440r/min；-大带轮转速，900r/min；-小带轮直径，125mm；-大带轮直径，mm。故(4)验算带速度V，按机械设计式（8-13）验算带的速度 ，故带速合适。(5)初定中心距带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取： 根据机械设计经验公式（8-20）即：； 取。(6) V带的计算基准长度由机械设计公式（8-22）计算带轮的基准长度： 代入数据：由机械设计表8-2，圆整到标准的基准长度，取整为。(7)确定实际中心距 按机械设计公式（8-23）计算实际中心距 。(8)验算小带轮包角 根据机械设计公式（8-25） 故主动轮上包角合适。(9)确定带的根数根据机械设计式（8-26）得 由i=1.6、和，查机械设计表8-4a与8-4b，得，；查机械设计表8-5，取包角修正系数查机械设计表8-2，取长度系数 可得 取整即带数z=2根；(10)计算预紧力由机械设计式（8-27）其中： q-V带单位长度的质量，kg/m；查机械设计表8-3，取q=0.17kg/m。(11)计算作用在轴上的压轴力根据机械设计式（8-28），压轴力的最小值为4.2齿轮传动设计1)确定模数： 按齿轮弯曲疲劳计算： 按接触疲劳计算 其中：P为所传递的功率 为齿轮的计算转速； 为小齿轮齿数； 齿宽系数 取6-10; 为工作状态系数； 动载荷系数；齿向载荷系数； 、变动工作用量下，材料在弯曲和接触应力状态下的寿命系数，有极限值； 许用弯曲应力； 许用接触应力； y为齿形系数。 齿轮材料选取45钢齿面高频淬火热处理，查得，,由以上可知： （1）-轴： 模数取和中较大值。故齿轮模数圆整为m=3； (2) -轴： 模数取和中较大值,故齿轮模数圆整为m=4 (3) -轴： 模数取和中较大值，故齿轮模数为m=2.5；为了使传动平稳，所以使用斜齿轮，初选螺旋角表4-1各变速组齿轮模数变速组-轴-轴-轴模数m342.52).确定齿宽： 由公式得：第一传动组啮合齿轮 第二传动组啮合齿轮 第三传动组啮合齿轮 一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应使小齿轮齿宽比相齿合的另一齿轮宽一些。3).确定齿轮参数： 标准齿轮参数： 从机械原理表5-1查得以下公式齿顶圆直径； 齿根圆直径；分度圆直径d=mz；齿顶高；齿根高； 齿轮的具体值见下表：表4-2各齿轮尺寸表（单位：）齿轮齿数z模数m分度圆直径d齿顶圆直径齿根圆直径齿顶高齿根高303909682.533.75243727864.533.75363108114100.533.75423126132118.533.75483144150136.533.75363108114100.533.75424168176158452449610486453041201281104548419220018245802.5200205193.752.53.125402.510010593.752.53.125402.510010593.752.53.125802.5200205193.752.53.1254).确定轴间中心距：4.3轴的设计计算1).确定主轴的计算转速：计算转速是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。根据机械制造装备设计表2-9，主轴的计算转速为由转速图可知：主轴的计算转速是低速第一个三分之一变速范围的最高以转速，即：同理可得各传动轴的计算转速：表4-3各轴计算转速轴计算转速r/min9006304502242).核算主轴转速误差： 即主轴转速合适。3).各轴的功率： 取各传动件效率如下： 带传动效率: 轴承传动效率: 齿轮传动效率:则有各传动轴传递功率计算如下：4).计算各轴的输入转矩：由机械原理可知转矩计算公式为：5).传动轴的直径估算： 轴的设计计算: (1)选择轴的材料选用45号钢，调质处理。 (2)按扭矩初算轴径 根据机机械设计式（15-2），并查得A=91，则 =24mm 考虑有键槽，轴加大10%，所以取d=25mm 轴的设计计算: (1)选择轴的材料选用45号钢，调质处理。 (2)按扭矩初算轴径 根据机机械设计式（15-2），并查得A=91，则=27mm 取最小d=30mm 轴的设计计算: (1)选择轴的材料选用45号钢，调质处理 (2)按扭矩初算轴径 根据机机械设计式（15-2），并查得A=91，则 =29mm 有键槽，轴加大5%，所以取最小d=30mm根据以上计算各轴的直径取值如下表示：表4-4各轴直径尺寸轴I轴II轴III轴最小轴径值253030 主轴的设计计算 (1)主轴前后轴颈直径的选择主轴前轴颈直径选取，一般按照机床类型、主轴传递的功率或最大加工直径选取。最大回转直径250mm车床，P=4KW，前轴颈应,初选,后轴颈取。 (2)主轴内孔直径的确定很多机床的主轴是空心的，为了不过多的削主轴刚度，一般应保证，d/D<0.7卧式车床的主轴孔径d通常不小于主轴平均直径的。经计算选取内孔直径d=40mm。 (3)主轴前端伸长量a主轴前端悬伸量a是指主轴前端到轴承径向反力作用中点的距离，减小主轴前端伸长量对提高提高主轴组件的旋转精度、刚度、和抗震性有显著效果，因此在主轴设计时，在满足结构的前提下，应最大限度的缩短主轴悬伸量a。由实用机床设计手册查的故悬伸长度，取a=105mm。 (4)支撑跨距L最佳跨距；考虑结构以及支承刚度因磨损会不断降低，应取跨距比最佳支承跨距大一些，取L=766mm。4.4轴承的选用 机床传动轴常采用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升、空载功率和噪声等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支撑孔的加工精度要求都比较高。因此球轴承用的更多。但是滚锥轴承内外圈可以分开，装配方便，间隙容易调整。所以有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选择轴承的型号和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其他结构条件。 根据机械设计课程设计表15-3、表15-6、表15-7可查的各传动轴轴承选取的型号如下：1).各传动轴轴承选取的型号： (1) 主轴 前支承：NN3017K型圆锥孔双列圆柱滚子轴承: ； 后支撑：双列圆锥滚子轴承:； (2) 轴 齿轮:6205角接触球轴承：； 轴与箱体处:6305深沟球轴承: ； (3) 轴 前、后支承:30206圆锥滚子轴承:； (4) 轴 前、后支承:30206圆锥滚子轴承: ； (5) 带轮 7208C角接触球轴承：。4.5 键的选用主轴上有键槽并且为空心轴，和为花键轴。I轴采用光轴，轴和轴因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴。因为矩形花键定心精度高，定心稳定性好，能用磨削的方法消除热处理变形，定心直径尺寸公差和位置公差都能获得较高的精度，故采用矩形花键连接。按GB/T1144-1987规定，矩形花键的定心方式为小径定心。查机械设计课程设计表14-2的矩形花键的基本尺寸系列：轴花键轴的规格；轴花键轴的规格。查机械设计课程设计表14-1选择主轴上齿轮处的键，根据轴的直径d>4455mm，齿轮宽95mm，选用A型平键，键的尺寸；轴上齿轮处的键，根据轴的直径选取键的尺寸为4.6 圆盘摩擦离合器的选择和计算1).摩擦面的径向尺寸 摩擦面的内径可取： d为轴段的直径，所以，取摩擦面的外径： ，取2).摩擦片数目由公式 式中：K为工作系数-摩擦面对数修正系数。-滑动速度系数-离合器合频系数P-摩擦工作面的平均压强。-摩擦面的内外半径。T-离合器的计算转矩。-摩擦系数。选用摩擦副材料匹配为淬火钢-淬火钢，查的, ,P=1,K=1.3,=0.84.由上式求的Z=4.3，取Z=5故摩擦片总数为Z+1=6片，内摩擦片为8片。 ； ；m由结构确定；D为轴承外径；为螺钉直径；4.7轴承端盖设计 图4-1 轴承端盖示意图参照机械设计课程设计减速器端盖设计方案来设计主轴箱端盖，材料采用HT250，依据轴承外径确定各端盖的结构尺寸，详见装配图纸尺寸。5 动力计算5.1齿轮的强度校核 在验算变速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大、齿数最小的齿轮进行接触应力和弯曲应力的校核计算。 根据公式（10-6）1).校核第一传动组齿轮 校核齿数为24的即可，确定各项参数：(1)， (2)确定动载系数： 齿轮精度为7级，由机械设计表10-2查使用系数，图10-8查动载系数(3)(4)确定齿向载荷分配系数：取齿宽系数查机械设计表10-4得由，查机械设计图10-13得(5)确定齿间载荷分配系数：由，查机械设计表10-3得(6)确定动载系数：(7)查机械设计表10-5，取齿形系数，应力校正系数(8)计算弯曲疲劳许用应力查机械设计图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，图10-18得，S=1.4则：，,故合适。 2).校核第二传动组齿轮校核齿数为24的即可，确定各项参数：(1)，(2)确定动载系数： 齿轮精度为7级，由机械设计表10-2查使用系数，图10-8查动载系数(3)(4)确定齿向载荷分配系数：取齿宽系数查机械设计表10-4得由，查机械设计图10-13得(5)确定齿间载荷分配系数： 由，查机械设计表10-3得(6)确定动载系数：2.46(7)查机械设计表10-5，取齿形系数，应力校正系数(8)计算弯曲疲劳许用应力查机械设计图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，图10-18得，S=1.4，则：，,故合适。3).校核第三传动组齿轮校核齿数为40的即可，确定各项参数：(1)，(2)确定动载系数： 齿轮精度为7级，由机械设计表10-2查使用系数，图10-8查动载系数(3)(4)确定齿向载荷分配系数：取齿宽系数查机械设计表10-4得由，查机械设计图10-13得(5)确定齿间载荷分配系数： 由，查机械设计表10-3得(6)确定动载系数：2.5(7)查机械设计表10-5，取齿形系数，应力校正系数(8)计算弯曲疲劳许用应力查机械设计图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，图10-18得，S=1.4，则：，,故合适。5.2各传动轴轴承的校核假定：按两班制工作，工作期限10年，每年按300天计，T=48000h，依据机械设计轴承校核公式如下：； ；轴轴承校核已知选用轴承为：深沟球轴承 6305 GB276-89:；基本额定动载荷；由于该轴的转速为定值900r/min；最小齿轮直径d=60mm轴传递转矩齿轮受到的切向力齿轮受到的轴向力齿轮受到的径向力因此轴承当量动载荷 查机械设计知，查机械设计表13-5知X=1，Y=0;；=因此该轴承符合要求，选取合适。同理可校核其他传动轴轴承，经校核各轴轴承选取均合适。5.3主轴的校核主轴刚度校验：机床在切削加工过程中，主轴的负荷较重，而允许的变形量很小，因此决定主轴结构尺寸的主要因素是它的变形大小。对于普通机床的主轴，一般只进行刚度验算。通常能满足刚度要求的主轴，也能满足强度要求。只有重载荷的机床的主轴才进行强度验算。对于高速主轴，还要进行临界转速的验算，以免发生共振。以弯曲变形为主的机床主轴(如车床、铣床)，需要进行弯曲刚度验算，以扭转变形为主的机床（如钻床），需要进行扭转刚度验算。当前主轴组件刚度验算方法较多，没能统一，还属近似计算，刚度的允许值也未做规定。考虑动态因素的计算方法，如根据部产生切削颤动条件来确定主轴组件刚度，计算较为复杂。现在仍多用静态计算法，计算简单，也较适用。主轴弯曲刚度的验算；验算内容有两项：其一，验算主轴前支撑处的变形转角，是否满足轴承正常工作的要求；其二，验算主轴悬伸端处的变形位移y，是否满足加工精度的要求。对于粗加工机床需要验算、y值；对于精加工或半精加工机床值需验算y值；对于可进行粗加工由能进行半精的机床（如卧式车床），需要验算值，同时还需要按不同加工条件验算y值。支撑主轴组件的刚度验算，可按两支撑结构近似计算。如前后支撑为紧支撑、中间支撑位松支撑，可舍弃中间支撑不计（因轴承间隙较大，主要起阻尼作用，对刚度影响较小）；若前中支撑位紧支撑、后支撑为松支撑时，可将前中支距当做两支撑的之距计算，中后支撑段主轴不计。机床粗加工时，主轴的变形最大，主轴前支撑处的转角有可能超过允许值，故应验算此处的转角。因主轴后支撑的变形一般较小，故可不必计算。主轴在某一平面内的受力情况如图：图5-1 主轴受力图 在近似计算中可不计轴承变形的影响，则该平面内主轴前支撑处的转角用下式计算：=切削力的作用点到主轴前支承支承的距离S=a+W，对于普通车床，W=0.4H，（H是车床中心高，设H=200mm)。则：S=120+0.4×200=200mm当量切削力的计算： 主轴惯性矩 式中：F主轴传递全部功率时，作用于主轴端部的当量切削力（N）；Q-主轴传递全部功率时，作用于主轴上的传动力（N）；M轴向切削力引起的力偶矩（N），若轴向切削力较小（如车床、磨床）M可以忽略不计；-主轴的前支撑反向力矩；支撑反力系数；a 主轴悬伸量（cm）；L、a、c主轴有关尺寸（cm）；E主轴材料的弹性模量（），钢E=；D主轴当量外径（cm）L主轴支撑段的惯性矩（），；d主轴孔径。所以：=5.67rad因为；所以可知主轴前支撑转角满足要求。5.4键的校核主轴上键的强度校核：主轴与齿轮的联接采用普通平键联接，轴径d=70mm；齿轮宽度L=95mm；传递扭；选用A型平键，由于主轴空心所以选择键尺寸:22×14×80，l=80mm。需传递的转矩为：查机械设计表6-2得。由机械设计式（6-1）可得由上式计算可知挤压强度满足。同理可校核其他键，经校核各键选取均合适。6 箱体的结构设计6.1箱体材料箱体多采用铸造方法获得，也有用钢板焊接而成。铸造箱体常用材料为HT15-33,强度要求较高的箱体用HT20-40，只有热变形要求小的情况下才采用合金铸铁，采用HT20-40。与床身做成一体的箱体材料应根据床身或导轨的要求而定。箱体要进行时效处理。6.2箱体结构 箱体结构设计要点（1） 根据齿轮传动的中心距、齿顶圆直径、齿宽等几何尺寸，确定减速器的箱体的内部大小。由中心距确定箱体的长度，由齿顶圆直径确定箱体的高度。由齿宽来确定箱体的宽度。（2） 依据铸造（或焊接）箱体的结构尺寸、工艺要求，确定箱体的结构尺寸，绘制箱体。如箱盖，箱座及螺栓的尺寸。（3） 根据齿轮的转速确定轴承润滑的方法与装置，选择轴承端盖的类型。（4） 附件设计与选择。同时，可以进行轴系的结构设计，选择轴承。表6-1 箱体的尺寸名称符号尺寸关系箱座壁厚35主轴左侧凸缘厚74箱座凸缘厚b30主轴右侧凸缘厚37外箱壁至轴承端面距离齿轮顶圆与内箱壁距离30齿轮端面与内箱壁距离157 润滑设计及润滑油选择7.1润滑设计1).主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。2).主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要且困难。防漏的措施有两种： (1)堵加密封装置防止油外流。 主轴转速高，多采用非接触式的密封装置，形式很多，一种轴与轴承盖之间留0.10.3的间隙（间隙越小，密封效果越好，但工艺困难）。还有一种是在轴承盖的孔内开一个或几个并列的沟槽（圆弧形或形），效果比上一种好些。在轴上增开了沟槽（矩形或锯齿形），效果又比前两种好。 在有大量切屑、灰尘和冷却液的环境中工作时，可采用曲路密封，曲路可做成轴向或径向。径向式的轴承盖要做成剖分式，较为复杂。(2)疏导在适当的地方做出回油路，使油能顺利地流回到油箱。3).其他问题：主轴上齿轮应尽可能靠近前轴承，大齿轮更应靠前，这样可以减小主轴的扭转变形。 主轴的直径主要取决于主轴需要的刚度、结构等。各种牌号钢材的弹性模量基本一样，对刚度影响不大。主轴一般选优质中碳钢即可。精度较高的机床主轴考虑到热处理变形的影响，可以选用40Cr或其他合金钢。主轴头部需要淬火，硬度为HRC5055。其他部分处理后，调整硬度为HBS220250。4).本机床采用结构简单的飞溅润滑。 (1)飞溅润滑 要求贱油件的圆周速度为0.68米/秒，贱油件浸油深为1020毫米（不大于23倍轮齿高）。速度过低或浸油深度过浅，都达不到润滑目的，速度过高或浸油深度过深，搅油功率损失过大产生热变形大，且油液容易气化，影响机床的正常工作。油的深度要足够，以免油池底部杂质被搅上来。 (2)进油量的大小和方向 回油要保证畅通，进油方向要注意轴承的泵油效应，即油必须从小端进大端出。 箱体上的回油孔的直径应尽可能的大些，一般应大于进油孔的直径。箱体上放置油标，一边及时检查润滑系统工作情况。 (3)放油孔 应在箱体适当位置上设置放油孔，放油孔应低于油池底面，以便放净油，为了便于接油最好在放油孔处接长管。 (4)防止或减少机床漏油箱体上外漏的最低位置的孔应高出油面。轴与法兰盖的间隙要适当，通常直径方向间隙11.5毫米。主轴上常采用环形槽和间隙密封，效果要好，槽形的方向不能搞错。箱盖处防漏油沟设计成沟边向箱体油沟内侧偏一定距离，大约为35毫米。7.2润滑油的选择本次设计为小型主轴箱，润滑油的选择与轴承的类型、尺寸、运转条件有关，速度高选粘度低的，反之选粘度高的。润滑油粘度通常根据主轴前颈和主轴最高转速选择。所以选择全损耗系统用油（GB443-89），代号:L-AN15。 8 总结 车床主传动系统的课程设计任务完成了，虽然设计的过程比较繁琐，遇到很多问题,而且刚开始还有些不知所措，但是在同学们的共同努力和帮助下，再加上老师的悉心指导，我终于顺利地完成了这次设计任务。本次设计巩固和深化了课堂理论教学的内容，锻炼和培养了我综合运用所学过的知识和理论的能力，使我独立分析、解决问题的能力得到了强化。 设计是一个系统的过程，通过这个过程，我们学会了分析问题、解决问题的一些基本的方法，让我们系统回顾了大学四年学过的知识，也为我们将来的工作打下了基础。在整个过程中,我发现我们学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有课本上少得可怜的理论知识,有些知识甚至与实际脱节。其次，我也认识和学到了很多关于机械零件装备工艺的设计方法和流程，同时提高了我动手查阅手册的能力，它能考察出一个学生对专业知识掌握的深度和广度，也是检验我们学习能力的一个良好挈机。总体来说,我觉得做这种类型的课程设计对我们的帮助是非常大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来,有时候,一个人的力量是有限的,这就需要我们发扬团队精神，大家相互学习，共同进步。努力克服自己的缺点，这样我们的作品才会更完美!感谢我的老师，是你们教给我知识，给我攀登知识高峰的绳索，教育我如何为人处世！感谢我的同学，你们的帮助让我知道人生真情难寻，不管什么时候都不是一个人在孤军奋战，而是我们一起共进退。相信我们可以做得更好！9 参考文献1 关慧珍，冯辛安机械制造装备设计M北京：机械工业出版社，20092 濮良贵，纪名刚机械设计M北京：高等教育出版社，20063 关慧珍，徐文骥机械制造装备设计课程设计指导书M北京：机械工业出版社，20134 孙恒，陈作模机械原理M北京：高等教育出版社，20065 何晓柏机械设计课程设计M北京：高等教育出版社，19956 隋秀凛，高安邦实用机床设计手册M北京：机械工业出版社，20107 何晓柏机械设计手册M北京：机械工业出版社，20078 周开勤机械零件手册M北京：高等教育出版社，20019朱冬梅，胥北澜，何建英画法几何及机械制图M北京：高等教育出社社，200810蒋晓AutoCAD2010中文版机械制图标准实例教程M北京：清华大学出版社，2011专心-专注-专业