沈航最大加工直径为400mm的普通车床的主轴箱部件设计.pdf

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1、5.4齿轮的布置 为了使变速箱结构紧凑以及考虑主轴适当的支承距离和散热条件，其齿轮的 布置如下图2.4所示。图2.4齿轮结构的布置 4.3 各变速组齿轮规格的确定（好好查查机械设计手册）4.3.1 齿轮模数的确定：齿轮模数的估算。通常同一变速组内的齿轮取相同的模数，如齿轮材料相同时，选择负荷最 重的小齿轮，根据齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条件进行估算模数 mH和mF，并 按其中较大者选取相近的标准模数，为简化工艺变速传动系统内各变速组的齿轮模数最好一 样，通常不超过 23种模数。先计算最小齿数齿轮的模数，齿轮选用直齿圆柱齿轮，齿轮精度选用7级精度，选择小齿轮 材料为40Cr（合金铸钢调质

2、），硬度为280HBS:（对轴承的传递效率为 0.98-0.99，齿轮传动 效率为0.98-0.99，此处去轴承位）根据机械设计手册有公式：a变速组：分别计算各齿轮模数，先计算最小齿 40的齿轮。mH 齿面接触疲劳强度：其中：-公比；=2；P齿轮传递的名义功率；P=0.96 3=2.88KW;m-齿宽系数m=b m兀一1；二HP-齿轮许允接触应力HP=0.9匚H lim，二H lim按MQ线查取；（查查这个图）-计算齿轮计算转速 K载荷系数取1.2。（查表）H lim=650MPa，二 HP=650MPa 0.9=585MPa mH1 160203 1.2 2.88 23=1.65mm 8 5

3、02 2 5852 1000 根据标准模数系列将模数圆整为 2mm。其中：P-齿轮传递的名义功率；P=0.96 3=2.88KW;m-齿宽系数m=b m=5一10；匚FP-齿轮许允齿根应力 匚Fp=1.4二F lim,-F lim MQ线查取;K载荷系数取1.2。齿面接触疲劳强度:mF _ 4303 齿轮弯曲疲劳强度:KP JnjZ二 FP 齿轮弯曲疲劳强度:mF-4303 m2 nj-计算齿轮计算转速 二 710r/min;FP=300MPa/1.4=214MPaF lim=300MPa mF1 430&816020J乎*2.88*3.5=2.44mm 8 252 2.5 5852 800

4、根据标准模数系列将齿轮模数圆整为 3mm mF-4303 齿轮弯曲疲劳强度：其中：P-齿轮传递的名义功率；P=0.922 4=3.688KW;m-齿宽系数m=b m=5 T；根据标准模数系列将齿轮模数圆整为 2.0mm。1.2 2.88 2 29 mh8 齿面接触疲劳强度:mH-160203 KPL 1)mnj Z2；HP，25的齿轮。P-齿轮传递的名义功率;P=0.922 4=3.688KW;m-齿宽系数m=b m=5-10；二HP-齿轮许允接触应力 KP mn j FP 匚FP-齿轮许允齿根应力 二FP=1.Flim,-Flim由MQ线查取;K载荷系数取1.2。二 Fiim=300MPa

5、二 FP=300MPa 1.4=420MPa J 1Q3.688 二 mF2 丄4303 2.12mm 8 500 22 420 根据标准模数系列 4将齿轮模数圆整为 3mm。/mH2 mF2 所以 m2=3mm 于是变速组b的齿轮模数取 m=4mm 轴n上主动轮齿轮的直径：db1=3 34=102mm；db2=3 25=75mm 轴川上二联从动轮齿轮的直径分别为：db1=3 54=162mm；db2=3 53=159mm；、c变速组：确定轴川上另两联齿轮的模数，先计算最小齿数 其中：-公比；=4;P齿轮传递的名义功率；P=0.89 4=3.56KW;)-齿宽系数m=b m=5一10;二HP-

6、齿轮许允接触应力 匚HP=.9二H lim,-H lim由MQ线查取；j-计算齿轮计算转速 K载荷系数取1.2。H lim=650MPa,nj-计算齿轮计算转速 二 500n/min；18的齿轮。齿面接触疲劳强度:mH-160203 KPC 1);：mnj Z2；HP，匚 HP=650MPa 0.9=585MPa 根据标准模数系列将齿轮模数圆整为 5mm1.2 3.56 5-mH2-16020&182 4 5852 180,2.2=5.16mm KP mF 4303 齿轮弯曲疲劳强度:其中：P-齿轮传递的名义功率；P=0.89 4=3.56KW;m-齿宽系数m=bm-5-10；-1 4 j-计

7、算齿轮计算转速；K载荷系数取1.2。F lim=300 MPa FP-300MPa 1.4=420MPa 根据标准模数系列 4将齿轮模数圆整 为4mm。/mH2 mF2 所以二_ 二二 于是变速组c的齿轮模数取 m=5mm 轴川上主动轮齿轮的直径：dc1=5 18=80mm；dc2=5 60=300mm 轴w上二联从动轮齿轮的直径分别为：dd=5 72=360mm；dc2=5 30=150mm、标准齿轮参数：，-20,h 1,&=0.25 齿顶圆直径da=(z1+2h*a)m；齿根圆直径dr(Z1-2山-2加；分度圆直径 d=mz；齿顶高ha=h*am；齿根高 hf=(h*a+c*)m；齿轮的

8、具体值见表 表4.1齿轮尺寸表(单位：mm)1.2 3.56 mF2-43a&180 18 420=3.15mm 齿轮 齿数 z 模数%n 分度圆直 径d 齿顶圆直 径da 齿根圆直 径df 齿顶咼 ha 齿根高 hf 1 80 3 240 246 232.5 2 2.5 2 40 3 120 126 112.5 2 2.5 3 50 3 150 156 142.5 2 2.5 4 70 3 210 216 202.5 2 2.5 5 35 4 140 148 130 4 5 6 49 4 196 204 186 4 5 7 28 4 112 120 102 4 5 8 56 4 224 23

9、2 214 4 5 9 22 4 88 96 78 4 5 10 62 4 248 256 238 4 5 11 60 5 300 310 287.5 5 6.25 12 30 5 150 160 137.5 5 6.25 13 18 5 90 100 77.5 5 6.25 14 72 5 360 370 347.5 5 6.25 4.3.2 齿宽的确定 由公式b=mm(m=510 取 8)得:I轴主动轮齿轮 b=8 2=16mm;n轴主动轮齿轮 b-=8 3=24mm；川轴主动轮齿轮 b，8 5=40 mm;一般一对啮合齿轮，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

10、轮齿的载荷，设计上，应主动轮比从动轮齿宽大(510mm取6)。所以：d=b3=b5=16mm,b 2=b4 二 b6=10mm b7=b9=24mm,b 8二 bio=18mmb=b13=40,-2=b14=33mm 4.4 带轮结构设计、带轮的材料 常用的V带轮材料为HT150或HT200,转速较高时可以采用铸钢或钢板冲压焊接而成，小 功略时采用铸铝或塑料。、带轮结构形式 V带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成。V带轮的结构形式与基准直径有关，当带轮基准直径 dd m2.5d(d为安装带轮的轴的直径，mm)时。可以采用实心式，当dd乞3mm可以 采用腹板式，dd乞3mm，同时Dd100mm时可以采用孔

11、板式，当dd30mm时,可以采用轮辐式。带轮宽度：B=(z-1)e 2f=(4-1)15 2 9=63mm。分度圆直径：dd=250mm。、V带轮的论槽 V带轮的轮槽与所选的 V带型号相对应 mm 槽型 bd hamin hf min e fmin dd d CD=32 申=34 36 =38 A 11.0 2.75 8.7 150.3 9 一 118(1)V带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使 V带工作面夹角发生变化。为了使 V带的工 o 作面4.3.3 各轴间中心距的确定(z1-z2)m(40 80)3 180(mm)；2 2(22+62)4 168(mm)；2(18 72)6 HI V 27

12、0(mm)HI ILIII 与大论的轮槽工作面紧密贴合，将 V带轮轮槽的工作面得夹角做成小于4。（2）V带安装到轮槽中以后，一般不应该超出带轮外圆，也不应该与轮槽底部接触。为 此规定了轮槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高度 ha min 和 hf min （3）轮槽工作表面的粗糙度为 R1.6 或 R3.2。带轮的技术要求 铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有傻眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补；转速高于极限转速的带轮要做静平衡，反之做动平衡。其他条件参见GB T 13575.92中 的规定。4.5 各轴轴

13、承的选用 主轴 前支承：NN3K，前支承:NN3000K I轴 前支承：30208;带轮处支承：6210 n轴 前支承：30207;中后支承：30207 川轴 前支承：30208;后支承：30208 4b5=b7=b9=32mm,b 6=b8二 bi=27mm 4.1 片式摩擦离合器的选择 片式摩擦离合器可以在运转中接通或断开，且具有结合平稳、没有冲击、结构紧凑等特点，部分零件已标准化。在机床主轴箱变速传动中用于主轴的启动和正、反转。1、摩擦离合器上扭矩的计算 由上可知轴I di取6-25X 21 X 5,直径为2mm、转速为nj1=1r min。摩擦离合器所在轴（I轴）的扭矩由下式计算：M

14、f-KM m=K 955说 式中：Mf离合器的额定静扭矩 K安全系数 Mm运转时最大扭矩 N电动机额定功率 nj1 I轴计算转速 电动机轴到I轴传动效率 由上知：N=5.5KW、nj1=1r min、=.96。查机床设计手册表得 K=1.5。则 Mf-1.5 9550 議 0.96=75.64N m 由表查的摩擦离合器外片外径 D=90mm，内片内径d=30mm,则其平均圆周速度 1)计算摩擦面对数 Z 1 2M n*z 二f Ip:D3_d3 KvKm 式中：f摩擦片间摩擦系数 p 许用压强MPa D 摩擦片外片外径mm d 摩擦片内片内径mm Kv 速度修正系数 Kz 结合面数修正系数 K

15、m 接触系数修正系数 查表 12 得 f=0.06、p=1.2.;查表 13 得 Kv=0.94、Km=0.84 所以经计算得 KzZ=7.8取 Z=10 则摩擦片的总数为10+1=11片。3 计算轴向压力 Q 轴向压力可由下式计算:Q=；D2 _ d2 kv N 第 5 章主轴组件的设计 主轴的结构储存应满足使用要求和结构要求，并能保证主轴组件具有较好的工作性能。主轴结构尺寸的影响因素比较复杂，目前尚难于用计算法准确定出。通常，根据使用要求和 结构要求，进行同型号筒规格机床的模拟分析，先初步选定尺寸，然后通过结构设计确定下 来，最后在进行必要的验算或试验，如不能满足要求可重新修改尺寸，直到满

16、意为直。主轴上的结构尺寸虽然很多，但起决定作用的尺寸是：外径 D、孔径d、悬伸量a和支 撑跨距L。图卄主紬的结构尺寸 5.1 主轴的基本尺寸确定 JI dn 1000 60 二些 1000 1000 60 3.14 m s 5.1.1 外径尺寸 D 主轴的外径尺寸，关键是主轴前轴颈的(前支撑处)的直径 径可随之而定。Di 一般是通过筒规格的机床模拟分析加以确定。根据下图的资料参考，P 为4KW，最大加工直径为 400mm。所示为普通车床主轴前轴颈直径 Di和主参数最大加工直径 Dmax的关系 315M0D 500 63IMQIM A ft27iU+ia 0,25Dm15 0-220+IS D2

17、D 晌 士 15 则初取前轴颈=80mm,后轴颈D2=(0.7 0.85)Di取D60mm 主轴平均直径D=(60+80)/2=70mm 5.1.2 主轴孔径 d 主轴内孔作用：1.通过棒料、夹紧刀具或工件用的拉杆、冷却管等 2.大型、重型机床的空心主轴，减轻重量 确定d的原则：在满足对空心主轴孔径的要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的要求下 尽量取大些 1、结构限制；对于轴径尺寸由前向后递减的主轴，应特别注意主轴后轴颈处的壁厚不允许 过薄，对于中型机床的主轴，后轴颈的直径与孔径之差不要小于 20 50mm，主轴尾端最 薄处的直径不要小于 10 15mm。2、刚度限制；孔径增大会削弱主轴的刚

18、度，由材料力学知，主轴轴端部的刚度与截面惯性 矩成正比，即:鱼丄 J(D4-d4)64=与 K I n D4 64 D 式中：Kd、K-空心、实心截面主轴刚度；Id、I-空心、实心截面惯性矩：D0-主轴平均外径：d-主轴孔径：据上式可得出主轴孔径对刚度有影响，有图可见，Di。Di选定后，其他部位的外 RA 3-M生轴孔桧对in度的影响 当d.；D辽0.5时，KgK-0.94，说明空心主轴的刚度降低较小。当*D=0.7时，Kd jK=0.76，空心主轴刚度降低了 24%，因此为了避免过多削弱主轴的刚度，一般取 dD0乞 0.7。普通车床d/D（或者 d/DJ=0.55:0.6 初步设定主轴孔径

19、d=48mm，主轴孔径与外径比为 0.6。5.1.3 主轴悬伸量 a 主轴悬伸量a指的是主轴前支承反力的作用点到主轴前端受力作用点之间 的距离。主轴悬伸量a取决于主轴端部的结构形状及尺寸，一般应按标准选取。有时为了提高主轴刚度或定位精度，可不按标准取。另外，悬伸量 a与前支承 中轴承的类型及组合形式、工件或工件夹具的夹紧方式以及前支承的润滑与密 封装置的结构尺寸等有关。因此，在满足结构要求的前提下，应尽可能减少悬 伸量a,以利于提高主轴组件的刚度。根据结构类型，定悬伸长度a=110mm。主轴悬伸量与直径之比 类型 机床和主轴的类型 a/D1 I 通用和精密车床，自动车 床和短主轴端铣床，用滚

20、动轴承支承，适用于高精 度和普通精度要求。0.61.5 II 中等长度和较长轴端的 车床和铣床，悬伸不太长（不是细长）的机密镗床 和内圆磨床，用滚动和滑 动轴承支承，适用于绝大 部分普通生产的要求。1.252.5 孔加工机床，专用加工细 III 长深孔的机床，由加工技 术决定需要有常的悬伸 刀杆或主轴可移动，由于 切削较重而不适用于有 高精度化要求的机床。2.5 （考虑密圭寸装置的结构尺寸）暂取 a=85mm 5.1.4 支撑跨距 L 支撑跨距L,当前，多数机床的主轴采用前后两个支撑，结构简单，制造、装配方便，容易 图 A 吗 两支承与三支承主轴 由于三支撑的前后支距 L对主轴组件的性能影响较

21、小，可根据结构情况适当确定。如果为了 提高主轴的工作平稳性，前后支距 L可适当加大，如取 L=（56.5）Dj。采用三支撑结构 时，一般不应该把三个支撑处的轴承同时预紧，否则因箱孔及有关零件的制造误差，会造成 无法装配或影响正常运作。因此为了保证主轴组件的刚度和旋转精度，在三支撑中，其中两 个支撑需要预紧，称为紧支撑；另外一个支撑必须具有较大的间隙，即处于“浮动”状态，称为松支撑，显然，其中一个紧支撑必须是前支撑，否则前支撑即使存有微小间隙，也会使 主轴组件的动态特性大为降低。试验表明，前中支撑为紧支撑、后支撑位松支撑，要比前后 支撑位紧支撑、中支撑为松支撑的结构静态特性显著提高。5.1.5

22、主轴最佳跨距Lo的确定 保证精度，但是，由于两支撑主轴的最佳支距 支撑结构。如图所示，三支撑主轴的前中支距 前后支距L地影响大得多，因此，需要合理确定 震性，前中之距 Li可按两支撑主轴的最佳只距 Lo 一般较短，结构设计难于实现，故采用三 Li，对主轴组件刚度和抗震性的影响，要比 L1。为了使主轴组件获得很高的刚度可抗 L 主轴跨距与悬伸量 主轴支承跨距L是指主轴前-后或前-中支承反力作用点之间的距离，它是决 定主轴组件刚度的主要因素之一，因为主轴组件的刚度主要取决于主轴本身的刚 度和主轴支承的刚度，而前者与支承跨距 L有关。I II r-(4)、主轴支承跨距 2 主轴组件的刚度与主轴受力后

23、的端部变形有关。主轴端部受力后，主轴和 主轴的支承都会产生弹性变形，使主轴端部产生位移，根据位移叠加原理，端部位移y由两部分组成 式中：yi-刚性支承（假定支承不变形）上弹性主轴端部的位移。y2-弹性支承上刚性主轴（假定主轴不变形）端部的位移。（1）刚性支承上弹性主轴端部的位移 yi 根据材料力学中两支撑点梁和悬臂梁的挠度公式，可得:3 PaVLJ+1 I 3EI a 丿 式中：E主轴材料的弹性模量；I主轴截面的平均惯性矩。当主轴平均直径为D,内孔直径为 1=】卫;当无孔时，I二空；64 64 弹性支承上刚性主轴端部的位移y2 设前、后支承的刚度分别为C|,C2，前后支承的弹性变形刚度分别为

24、主轴 噹 a+PKEi a（厘米）d时,P a、.B-C2 l 用相似三角形定理可求得:y2=盯1 十？H U 整理后可得：y2聖1 主轴端部位移:合理的跨距可根据上式确定，最小挠度的条件为dy=0，这时的l应为合理跨距,dl 式中用|0表示:整理后得:考虑用计算线图来定I。，令综合变量 二昱，代入上式，可解出:式中：RA RB 因此,RA_,、B 二邑 C:A,:Cl 前支承的支反力，RP 1+-I 后支承的支反力,G I C2 丿l1 丿 Pa3 y13EI 1 勺邨 1 就卜鬥 Pa3 3EI I P a Ci 2a2 2a 1 i3 6EI|0 qa 1 G C2 可以证明，该三次代数

25、方程式只存在唯一的正实根，求解此方程较麻烦，为此可|3=0 c1a 确定G C2 系无量纲量，它表示抗弯刚度El与主轴前支承刚度 q及悬伸量a的三次方的比 值，由上式可知，仅是比值匕和的函数，故可用纟为参变量，匕为变量，a C2 C2 a 做出的计算图(3)根据线图法可以求解出最佳跨距 监.，已知主轴孔径为 d=63mm，主轴前、后支承均选 用 NN3000K(3182100)系列轴承,_ 二二二 二二二 二二二,a=110mm。计算前支承刚度 根据经验公式前轴承刚度 后轴承直径小于前轴承，取9=1.4则后轴承刚度C2=9.1 105N/mm C 主轴惯性矩 l=n(D4-d4)/64=-1-

26、5.119X 106mm4 此处弹性模量E=2.1 X 105N/mm2,FT 综合缠 P 2.1 xl05x 5119 x!0fi 13.04 x 10s xllOa=0,619 4=1700X D1.41=1700號抽戈皿_13.04 X 10*/mm 计算综合变量 图 4-31 主辅最佳跨距讣媒线图 在上图中在横坐标上找出 n=0.619之点，向上作垂直线与:-=1.4 的斜直线相交，由点 向左作水平线与纵坐标轴相交，得 片：/食=2.8 所以主轴最佳跨距 _ 二八二 由于采用分离式主轴箱，没有结构等限制原因，所以主轴最佳跨距既是主轴实际跨距 L=303mm。且不用采用三支承。5.2 主

27、轴的验算 机床在切削加工过程中，主轴的负荷较重，而允许的变形由很小，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。一弯曲变形为主的机床主轴（如车床、铳床），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

28、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 二，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 二、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），需要验算二值，同时还需要按不同加工条件验 算y值。5.2.1 主轴组件弯曲刚度的验算 对一般设备中的主轴，主要进行刚度验算。通常，如果能满足刚度要求，也就能满足强度要 求。只有对重载荷的主轴才需要进行强度验算；对于高速主轴，有时需要进行临街转速的验 算，以防发生共振。P 疋 0 89 （1）

29、考虑机械效率，主轴最大输出转距 T=9550 271.98 N m.125 床身上最大加工直径约为最大回转直径的 0.1 m.（2）计算切削力 271.98 N m F 2719.8N 0.1m 前后支撑力分别设为 FA,FB.=2719.8 110 308=3691.2N 308 FB=F a=2719.8 110=971.4N l 308 如上图所示为主轴的计算简图。主轴端部受到F力作用，产生弯曲形变，在主轴端部引起的 挠度为黑 当假设轴承为刚性支撑，主轴为弹性体，则主轴前端受力 F后的弹性形变引起的挠度为,即 Faa L V1=3E1（I+1）式中：F-主轴传递全部功率时，作用于主轴端部

30、的当量切削力（N）；a-主轴悬伸量（mm）;L-主轴有关尺寸（mm）;E-主轴材料的弹性模量（MPa）,钢 E=2.1 105N/mm2;D-主轴当量外径（mm）;：:.4 4);代入数据得：2719.8X 1103 308 匕畑川5.1 伽仲X+鹹mm 50至U 60%，即加工工件直径 200mm,则半径为 当假设主轴为刚体，支承件为刚性体，又前后支承的支反力分别为 陽辰,其支承刚度相应为 矗恳,则主轴前端受力F后的弹性变形引起的挠度为.,即 F KA a=2a 代入数据得：2719.8 1103 2X 110*=丽莎 X跡+PF+1)=00420inra 根据叠加原理，主轴端部最大变形量.

31、是在刚性支承弹性主轴引起的主轴端部变形 _和刚性 主轴弹性支承引起的主轴端部变形 的代数和，即 0.00426+0.00420=0皿846血 对一般设备，则取=0.0002L 则.；/：.:._ 一二符合要求。5.2.2 主轴组件扭转刚度的验算 对以扭转变形为主的主轴，还要验算其扭转刚度。通常要求其扭转角 車在(20 25)D的长 度内不超过，即:式中：.-Jd-.T/S-刁 L一计算长度，取(20-25)04位为mm G動朋性模量打忏钢材为8.1 X儕N/iE b轴截面极惯性迟对于圆截面 I 戦为m卅 D主轴直径，单位为 mm 代入数据得.二二；二二丁二：符合要求。11X1O*XL1X1D5

32、4 忙 5.2.3 主轴轴承寿命的验算 FBH=F a=2719.8 110=971.36N 1 308 在水平面：考虑压轴力_-:的 FAV=56.9 N FBV=896.2N FAFAH FAv2588.362 56.92588.98N f f=1 2 因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，查得载荷系数 fp，取fp 1.2 则有:P=fpFA=1.2 2317.7=3106.77 N 轴承的寿命计算：所以按轴承的受力大小计算寿命 106/C、；106/19500、10/3()_()60n P 6090 3106.77.故该轴承NN3000K能满足要求。7）主轴材料与热处理 材料

33、为45钢，调质到220250HBS,主轴端部锥孔、定心轴颈或定心圆锥面等部位局部淬 硬至HRC5C55,轴径应淬硬。6）头部尺寸的选择 对机床主轴的头部广泛采用短圆周式结构，悬伸短，刚度好。在此选择B型，主轴前端 轴径D1=100mm,故选代号为6的B型结构。其公称直径 D=106.375,、偏差为+0.010、D1=170、FB FA FAH 二 F I1 110 308 308=84467.8h 58400h=2719.8=3691.2N D2=133.4、d1=19.05、d2=14、d3=M6、B=25、丨=14、h=5。第 6 章箱体与润滑的设计 6.1 箱体的设计 参考设计手册11

34、-1，铸铁减速器箱体结构尺寸初步取如下 5-1:表5-1 名称 符号 减速器型及尺寸关系 mm 箱体壁厚 5 丢=12mm 箱盖壁厚 61&1=12mm 箱座凸缘厚度 b b=1.5=18mm 箱盖凸缘厚度 bl b1=1.5&1=18mm 箱座底凸缘厚度 b2 b2=2.5 =30mm 表5-1续 名称 符号 减速器型及尺寸关系 mm 地脚螺钉直径 df 0.36a+12=0.036 汉 124+12=16.464mm,取 常用值 df=20mm,型号为 GB5782-86M20 汉 30,采用标准弹簧垫圈，型号：垫圈GB93-8720 地脚螺钉数目 n a250mm,取 n=6 轴承旁联接

35、螺栓直径 d1 d1=0.75df=15mm,取 d1=16mm 型号为：螺栓 GB5782-86M16汉30 采用标准弹簧垫圈，型号：GB93-8716 机盖与机座联接螺栓直径 d2 d2=12mm,型号为：螺栓GB5782-86 采用标准弹簧垫圈，型号：GB93-8710 联接螺栓d2的间距 l 10m 轴承端盖螺钉直径 d3 10mm 窥视孔盖螺钉直径 d4 6mm 定位销直径 d 8mm df,d1,d2至外机壁距离 c1 c1f=26mm,c11=22mm,c12=16mm df,d2至凸缘边缘距离 c2 c2f=40mm,c22=14mm 轴承旁凸台半径 R1 c2 凸台高度 h

36、根据轴承座外径确定，便于扳手操作为准 外机壁至轴承座端面的距离 11 C1+C2+18-12 大齿轮顶圆与内机壁距离：1 12mm 齿轮端面与内机壁距离：2 12mm 机盖，机座肋厚 m1,m 7.65mm,8.5mm 轴承端盖外径 D2 160mm 轴承端盖凸缘厚度 t(1-1.2)d3 轴承旁联接螺栓距离 s=D2 以上参数作为画图依据，为便于装配，尺寸将会有所调整，以图为准。1.窥视孔及视孔盖 取长 L=145mm 宽 B=118mm,厚 h=6mm.2.通气器用通气帽，查机械设计课程设计手册表 11-5，得以下数据：取 M36 2,D仁 20mm,D2=48mm,D3=42mm,D4=

37、24mm,B=40mm,h=20mm,H=60mm,H2=42mm,a=8mm,、=4mm,K=12mm,b=11mm,h 1=29mm,b1=8mm,s=41mm,孔数 6.3.启盖螺钉：型号为：螺栓 GB5782-86 M10 30 4.调整垫片：由多片很薄的软金属制成，用以调整轴承间隙。5.环首螺钉，吊环和吊钩 在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩用以搬运或拆卸机盖，在机座上铸出吊钩，用以搬 运机座或整个减速器。6.2 润滑与密封 减速器内的传动零件和轴承都需要有良好的润滑，这不仅可以减小摩擦损失，提高传动效率，还可以防止腐蚀，降低噪声。虽然高速轴上的大锥齿轮齿顶线速度大于 2m/s，但

38、滚动轴承dn的值过大（3-1）所以轴承 采用脂润滑，选用滚动轴承脂 SY1514-82轴承端盖均采 用毡圈密封。齿轮采用油润滑，选用中负工业齿轮油代号 N100。6.3 其他 箱座在加工过程中要注意以下几点：1.箱座铸成后，应进行时效处理；2.应检查箱盖结合面得密封性和箱后，边缘应平齐，相互错位不超过2;3.箱盖和箱座用0.05塞尺塞入深度后，不得大于结合面宽度的三分之一，用涂色法检查接 触面达每平方米一个斑点；4.与箱盖连结后，打上定位销进行镗孔，镗孔时接合面处禁放任何衬垫；5.轴承孔轴线与剖分面的位置度为 0.5；6.两轴承孔轴线在水平面内的轴线平行度公差为 0.025；两轴承孔轴线在垂直

39、面内轴线的平 行度公差为0.012；7.机械加工未注公差按 GB/TB04-f;8.未注铸造圆角的圆角半径 R=3-5mm；9.加工后应消除污垢，内表面涂漆，不得漏油。部件装配过程要注意有几步：1.装配前，所有零件煤油清洗，机体内不许有任何杂质存在，内壁用耐油油漆涂刷两次；2.齿和侧隙用铅丝检验 0.16mm,，铅丝直径不得大于小侧隙 4倍；3.用图色法检验斑点，按齿高方向接触斑点不小于 40%，按齿长方向斑点不小于 50%,必要 时可进行研磨以达到以上要求；4.应调整轴承的轴向间隙；5.检验减速器剖分面，个接触面及密封处均不许漏油；剖分面允许涂以密封胶及水玻璃；6.按减速器实验规程进行实验，减速器安装后按逐步加载法进行试运转；7.箱座，箱盖及其他零件未加工的内表面，齿轮的未加工面图底漆并图红色耐油漆。箱盖，箱座及其他零件未加工的外表面涂底漆并涂浅灰色油漆。