12級(jí)主軸箱-車床主運(yùn)動(dòng)機(jī)械變速傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)-N=71~900;公比1.26;Z=12；P=4KW
12級(jí)主軸箱-車床主運(yùn)動(dòng)機(jī)械變速傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)-N=71~900;公比1.26;Z=12；P=4KW,12,十二,主軸,車床,運(yùn)動(dòng),機(jī)械,變速,傳動(dòng)系統(tǒng),設(shè)計(jì),71,公比,kw
目錄
一、設(shè)計(jì)目的 - 2 -
二、設(shè)計(jì)步驟 - 2 -
1.運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì) - 2 -
1.1已知條件 - 2 -
1.2結(jié)構(gòu)分析式 - 2 -
1.3 繪制轉(zhuǎn)速圖 - 3 -
1.4 繪制傳動(dòng)系統(tǒng)圖 - 5 -
2.動(dòng)力設(shè)計(jì) - 6 -
2.1 確定各軸轉(zhuǎn)速 - 6 -
2.2 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) - 6 -
2.3 各傳動(dòng)組齒輪模數(shù)的確定和校核 - 8 -
3. 齒輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 - 11 -
3.1校核a傳動(dòng)組齒輪 - 11 -
3.2 校核b傳動(dòng)組齒輪 - 13 -
3.3校核c傳動(dòng)組齒輪 - 14 -
4. 各軸的設(shè)計(jì)及主軸的校核 - 16 -
4.1 確定各軸最小直徑 - 16 -
4.2主軸的計(jì)算及校核 - 17 -
4.3多片式摩擦離合器的設(shè)計(jì)計(jì)算 - 18 -
4.4各軸軸承選擇 - 20 -
三、總結(jié) - 20 -
四、參考文獻(xiàn) - 21 -
一、設(shè)計(jì)目的
通過機(jī)床主運(yùn)動(dòng)機(jī)械變速傳動(dòng)系統(tǒng)得結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，在擬定傳動(dòng)和變速的結(jié)構(gòu)方案過程中，得到設(shè)計(jì)構(gòu)思、方案分析、結(jié)構(gòu)工藝性、機(jī)械制圖、零件計(jì)算、編寫技術(shù)文件和查閱技術(shù)資料等方面的綜合訓(xùn)練，樹立正確的設(shè)計(jì)思想，掌握基本的設(shè)計(jì)方法，并具有初步的結(jié)構(gòu)分析、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和計(jì)算能力。
二、設(shè)計(jì)步驟
2.1.運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)
2.2.1已知條件
[1]公比:φ=1.26
[2] 主軸最大轉(zhuǎn)速nmax=900r/min
主軸最小轉(zhuǎn)速:nmin=71r/min
[3]確定轉(zhuǎn)速范圍：
可得調(diào)速范圍：Rn=nmaxnmin=90071=12.7
變速級(jí)數(shù)：Z=lgRnlgφ+1=lg12.7lg1.26+1=12
[4]電動(dòng)機(jī)功率：參考現(xiàn)有車床功率P=4KW
2.2.2結(jié)構(gòu)分析式
⑴ ⑵ [3]
從電動(dòng)機(jī)到主軸主要為降速傳動(dòng)，若使傳動(dòng)副較多的傳動(dòng)組放在較接近電動(dòng)機(jī)處可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，節(jié)省材料，也就是滿足傳動(dòng)副前多后少的原則，因此取方案。在降速傳動(dòng)中，防止齒輪直徑過大而使徑向尺寸常限制最小傳動(dòng)比 ；在升速時(shí)為防止產(chǎn)生過大的噪音和震動(dòng)常限制最大轉(zhuǎn)速比。在主傳動(dòng)鏈任一傳動(dòng)組的最大變速范圍。在設(shè)計(jì)時(shí)必須保證中間傳動(dòng)軸的變速范圍最小，
根據(jù)中間傳動(dòng)軸變速范圍小的原則選擇結(jié)構(gòu)網(wǎng)。從而確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下：
檢查傳動(dòng)組的變速范圍時(shí)，只檢查最后一個(gè)擴(kuò)大組：
R2=φX2*(P2-1) 其中φ=1.26，X2=6，P2=2
所以R2=1.266*(2-1)=4 ，合適。
2.2.3 繪制轉(zhuǎn)速圖
⑴選擇電動(dòng)機(jī)
一般車床若無特殊要求，多采用Y系列封閉式三相異步電動(dòng)機(jī)，根據(jù)原則條件選擇Y132M1-6型Y系列籠式三相異步電動(dòng)機(jī)。
其同步轉(zhuǎn)速960r/min,額定功率4KW
⑵分配總降速傳動(dòng)比
總降速傳動(dòng)比 i=nminnd=71960=0.074
又電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速nd=960r/min不符合轉(zhuǎn)速數(shù)列標(biāo)準(zhǔn)，因而增加一定比傳動(dòng)副。
[3]確定傳動(dòng)軸軸數(shù)
傳動(dòng)軸軸數(shù) = 變速組數(shù) + 定比傳動(dòng)副數(shù) + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。
⑷確定各級(jí)轉(zhuǎn)速并繪制轉(zhuǎn)速圖
由nmin= 71r/min, ?=1.26,Z=12確定各級(jí)轉(zhuǎn)速：
900、710、560、450、355、280、224、180、140、112、90、71r/min。
112
900
710
560
450
355
280
224
180
90
140
71
27:68
32:64
35:55
40:50
58:37
48:48
45:45
由此也可確定加在電動(dòng)機(jī)與主軸之間的定傳動(dòng)比i=960/560=1.71 。下面畫出轉(zhuǎn)速圖（電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與主軸最高轉(zhuǎn)速相近）。
[5]確定各變速組傳動(dòng)副齒數(shù)
①傳動(dòng)組a:
ai1=1/φ2=1/1.58， ai2=1/φ=1/1.26， ai3=1/1
查《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》表2.3-4,
可取SZ=90,于是可得軸Ⅰ齒輪齒數(shù)分別為：35、40、45。
可得軸Ⅱ上的三聯(lián)齒輪齒數(shù)分別為：55、50、45。
②傳動(dòng)組b:
bi1=1/φ3=1/2， bi2=1/1
查《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》表2.3-4,
可取 SZ=96，于是可得軸Ⅱ上兩聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為：32、48。
于是得軸Ⅲ上兩齒輪的齒數(shù)分別為：64、48。
③傳動(dòng)組c:
ci1=1φ4=1/2.51, ci2=φ2=1.58
查《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》表2.3-4,
可取SZ=95,
ci1=1/2.51為降速傳動(dòng)，取軸Ⅲ齒輪齒數(shù)為27；
ci2=1.58為升速傳動(dòng)，取軸Ⅳ齒輪齒數(shù)為37。
得軸Ⅲ兩聯(lián)動(dòng)齒輪的齒數(shù)分別為27，58；
得軸Ⅳ兩齒輪齒數(shù)分別為68,37。
2.2.4 繪制傳動(dòng)系統(tǒng)圖
根據(jù)軸數(shù)，齒輪副，電動(dòng)機(jī)等已知條件可有如下系統(tǒng)圖：
236
140
48
50
68
37
27
58
64
32
48
45
45
55
35
40
2.2.動(dòng)力設(shè)計(jì)
2.1 確定各軸轉(zhuǎn)速
⑴確定主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速：主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為
nIV=nminφz3-1=71*1.26123-1=140 r/min
⑵各傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速：
軸Ⅲ可從主軸140 r/min按27/68的傳動(dòng)副找上去，軸Ⅲ的計(jì)算轉(zhuǎn)速
355 r/min；軸Ⅱ的計(jì)算轉(zhuǎn)速為355r/min；軸Ⅰ的計(jì)算轉(zhuǎn)速為560r/min。
[3]各齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速
傳動(dòng)組c中， 只需計(jì)算z =27的齒輪，計(jì)算轉(zhuǎn)速為140 *68/27=355 r/min；
傳動(dòng)組b計(jì)算z = 32的齒輪，計(jì)算轉(zhuǎn)速為355r/min；
傳動(dòng)組a應(yīng)計(jì)算z = 35的齒輪，計(jì)算轉(zhuǎn)速為560r/min。
[4]核算主軸轉(zhuǎn)速誤差
n實(shí)=960*140236*4545*4848*5837=893 r/min
n標(biāo)=900r/min
n實(shí)-n標(biāo)n標(biāo)=893 -900900=0.81%≤10φ-1=2.6%
所以合適。
2.2 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)
電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速n=960r/min,傳遞功率P=4KW,傳動(dòng)比i=960/560=1.71 ，兩班制，
一天運(yùn)轉(zhuǎn)16.1小時(shí)，工作年數(shù)10年。
1 定計(jì)算功率 取KA=1.1，則Pca=KAP=4.4KW
⑵選取V帶型
根據(jù)小帶輪的轉(zhuǎn)速和計(jì)算功率，選A型帶。
⑶確定帶輪直徑和驗(yàn)算帶速
查表小帶輪基準(zhǔn)直徑d1=140mm,d2=140*i=140*1.71 =236mm
驗(yàn)算帶速成v=πd1n160*1000
其中 -小帶輪轉(zhuǎn)速(r/min)；
-小帶輪直徑(mm)；
v=3.14*140*960600*1000=7.03 m/s∈[4,25]，合適。
[4]確定帶傳動(dòng)的中心距和帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度
設(shè)中心距為,則
0.55(d1+d2)≤a0≤2(d1+d2)
于是 206.8 ≤a0≤752 ,初取中心距為a0=400mm。
帶長(zhǎng)L0=2a0+π2d1+d2+d2-d124a0
=2*400+3.142140+236+236-14024*400=1396 mm
查表取相近的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld，Ld=1400mm。
帶傳動(dòng)實(shí)際中心距a=a0+Ld-L02=400+1400-1396 2=402 mm
[5]驗(yàn)算小帶輪的包角
一般小帶輪的包角不應(yīng)小于。
α1≈180-d2-d1a*57.3=166 °>120°, 合適
[6]確定帶的根數(shù)
Z=PcaP0+?P0kαkL
其中：
P0=1.4
P0為α1=180°，載荷平穩(wěn)，i=1，特定基準(zhǔn)長(zhǎng)度時(shí)單根V帶的額定功率，由《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》圖3.2-3，3.2-4得：
?P0=0.08
?P0 為時(shí)傳遞功率的增量，由《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》圖3.2-3，3.2-4得：
kα=0.96
kα為按小輪包角；由《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》表3.2-6查得
kL=0.96
kL為長(zhǎng)度系數(shù)；由《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》表3.2-6查得
為避免V型帶工作時(shí)各根帶受力嚴(yán)重不均勻，限制根數(shù)不大于10。
Z=4.41.4+0.08*0.96*0.96 =3.23 取4
[7]計(jì)算帶的張緊力
F0=500pcavZ2.5-kαkα+qv2
其中： -帶的傳動(dòng)功率,4.4KW；
v-帶速,7.03 m/s；
q-每米帶的質(zhì)量，kg/m；取q=0.1kg/m。
由《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》表3.2-1查得
F0=500*4.47.03 *4*2.5-0.960.96+0.1*7.03 2=130.39 N
[8]計(jì)算作用在軸上的壓軸力
FQ≈2ZF0sinα12≈2*4*130.39 *sin166 2 =1035.50 N
2.3 各傳動(dòng)組齒輪模數(shù)的確定和校核
⑴模數(shù)的確定(按齒面接觸疲勞計(jì)算齒輪模數(shù))：
a傳動(dòng)組：只需計(jì)算齒數(shù)最小齒輪模數(shù)
計(jì)算35齒齒輪的模數(shù)：
mj=163003(i+1)k1k2k3Pφmz12i nj[σj]2
其中: i-公比 ； i=1.58；
k1-工況系數(shù)；取1.2
k2-動(dòng)載荷系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表28
按精度等級(jí)7，≤HB350,取k2=1.4
k3-齒向載荷分布系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表29
取k3=1.12
P-齒輪所傳遞的額定功率；P =Pdη=4*0.95=3.8Kw
η=η帶η軸承=0.96*0.99=0.95
φm-齒寬系數(shù)；取8
z1-小齒輪齒數(shù)；取35
nj-齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速；560r/min
[σj]-齒輪許用接觸應(yīng)力； 按45#整體淬火[σj]=1100MPa
mj=1630031.58+1*1.2*1.4*1.12*3.88*352*1.58*560*11002=1.97
取m =3 mm。
于是傳動(dòng)組a的齒輪模數(shù)取m =3 mm，b =24mm。
軸Ⅰ上齒輪的直徑：
da1=3 *45=135mm, da2=3 *40=120mm, da3=3 *35=105mm
軸Ⅱ上三聯(lián)齒輪的直徑分別為：
da1'=3 *45=135mm, da2'=3 *50=150mm,da3'=3 *55=165mm
b傳動(dòng)組：
按最小齒數(shù)32的齒輪計(jì)算：
mj=163003(i+1)k1k2k3Pφmz12i nj[σj]2
其中: i-公比 ； i=2；
k1-工況系數(shù)；取1.2
k2-動(dòng)載荷系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表28
按精度等級(jí)7，≤HB350,取k2=1.4
k3-齒向載荷分布系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表29
取k3=1.12
P-齒輪所傳遞的額定功率；P =Pdη=4*0.92=3.68Kw
η=η帶η軸承η軸承η齒輪=0.96*0.99*0.99*0.98=0.92
φm-齒寬系數(shù)；取8
z1-小齒輪齒數(shù)；取32
nj-齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速；355 r/min
[σj]-齒輪許用接觸應(yīng)力； 按45#整體淬火[σj]=1100MPa
mj=1630032+1*1.2*1.4*1.12*3.688*322*2*355*11002=2.34
1.97
取m =3 mm。
于是傳動(dòng)組b的齒輪模數(shù)取m =3 mm，b =24mm。
軸II上齒輪的直徑：
db1=3 *48=144mm, db2=3 *32=96mm
軸III上三聯(lián)齒輪的直徑分別為：
db1'=3 *48=144mm, db2'=3 *64=192mm
c傳動(dòng)組：
按最小齒數(shù)27的齒輪計(jì)算：
mj=163003(i+1)k1k2k3Pφmz12i nj[σj]2
其中: i-公比 ； i=2.51；
k1-工況系數(shù)；取1.2
k2-動(dòng)載荷系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表28
按精度等級(jí)7，≤HB350,取k2=1.4
k3-齒向載荷分布系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表29
取k3=1.12
P-齒輪所傳遞的額定功率；P =Pdη=4*0.89=3.56Kw
η=η帶η軸承3η齒輪2=0.96*0.993*0.982=0.89
φm-齒寬系數(shù)；取8
z1-小齒輪齒數(shù)；取27
nj-齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速；355 r/min
[σj]-齒輪許用接觸應(yīng)力； 按45#整體淬火[σj]=1100MPa
mj=1630032.51+1*1.2*1.4*1.12*3.568*272*2.51*355*11002=2.53
取m =3.5 mm。
于是傳動(dòng)組c的齒輪模數(shù)取m =3.5 mm，b =28mm。
軸III上齒輪的直徑：
dc1=4 *58=203mm, dc2=3.5 *27=94.5mm
軸IV上三聯(lián)齒輪的直徑分別為：
dc1'=3.5 *37=129.5mm, dc2'=3.5 *68=238mm
3. 齒輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核：
2.2.1校核a傳動(dòng)組齒輪
校核最小齒輪齒數(shù)為35的即可，確定各項(xiàng)參數(shù)
計(jì)算公式:mw=275K1K2K3KSPZ1Yφmnj[σw]
mw≤m
式中，k1-工況系數(shù)；取1.2
k2-動(dòng)載荷系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表28
按精度等級(jí)7，≤HB350,取k2=1.4
k3-齒向載荷分布系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表29
取k3=1.12
ks-壽命系數(shù)；ks=kTknkpkq=2.16 *0.72*0.78*0.77=0.93
其中， kT=m60n1TC0=660*560*60002*106=2.16
n1-齒輪的最低轉(zhuǎn)速；經(jīng)前面計(jì)算，取560r/min
T-齒輪的平均工作時(shí)間；T=TSN ,查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表30，得T=18000/3=6000
C0-基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》
表31，得C0=2x106
m-疲勞曲線指數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表31得m=6
kn-轉(zhuǎn)速變化系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》
表31得，kn=0.72
kp-功率利用系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》
表33得，kp=0.78
kq-材料強(qiáng)化系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》
表34得，kq=0.77
P-齒輪所傳遞的額定功率；P =Pdη=4*0.95=3.8
η=η帶η軸承=0.96*0.99=0.95a
Z-小齒輪齒數(shù)；取最小齒輪齒數(shù)35
Y-齒形系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表27
得Y=0.463
B-齒寬；經(jīng)前面計(jì)算得B=24mm
nj-齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速；560r/min
m-齒輪模數(shù)；經(jīng)前面計(jì)算得m=3
σw-齒輪齒根許用彎曲應(yīng)力；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表37
得σw=320MPa
mw=275K1K2K3KSPZ1Yφmnj[σw]=2751.2*1.4*1.12*0.93 *3.835*0.463*8*560*320=0.15
mw≤m,故齒輪通過校核。
2.2.2 校核b傳動(dòng)組齒輪
校核最小齒輪齒數(shù)為32的即可，確定各項(xiàng)參數(shù)
計(jì)算公式：mw=275K1K2K3KSPZ1Yφmnj[σw]
mw≤m
式中，k1-工況系數(shù)；取1.2
k2-動(dòng)載荷系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表28
按精度等級(jí)7，≤HB350,取k2=1.4
k3-齒向載荷分布系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表29
取k3=1.12
ks-壽命系數(shù)；ks=kTknkpkq=2.00 *0.72*0.78*0.77=0.86
其中， kT=m60n1TC0=660*355*60002*106=2.00
n1-齒輪的最低轉(zhuǎn)速；經(jīng)前面計(jì)算，取355r/min
T-齒輪的平均工作時(shí)間；T=TSN ,查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表30，得T=18000/3=6000
C0-基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》
表31，得C0=2x106
m-疲勞曲線指數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表31得m=6
kn-轉(zhuǎn)速變化系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》
表31得，kn=0.72
kp-功率利用系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》
表33得，kp=0.78
kq-材料強(qiáng)化系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》
表34得，kq=0.77
P-齒輪所傳遞的額定功率；P =Pdη=4*0.92=3.68
η=η帶η軸承η軸承η齒輪=0.96*0.99*0.99*0.98=0.92
Z-小齒輪齒數(shù)；取最小齒輪齒數(shù)32
Y-齒形系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表27
得Y=0.454
B-齒寬；經(jīng)前面計(jì)算得B=24mm
nj-齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速；355r/min
m-齒輪模數(shù)；經(jīng)前面計(jì)算得m=3
σw-齒輪齒根許用彎曲應(yīng)力；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表37
得σw=320MPa
mw=275K1K2K3KSPZ1Yφmnj[σw]=2751.2*1.4*1.12*0.86 *3.6832*0.454*8*355*320=0.19
mw≤m,故齒輪通過校核。
2.2.3校核c傳動(dòng)組齒輪
校核齒數(shù)為27的即可，確定各項(xiàng)參數(shù)
計(jì)算公式：mw=275K1K2K3KSPZ1Yφmnj[σw]
mw≤m
式中，k1-工況系數(shù)；取1.2
k2-動(dòng)載荷系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表28
按精度等級(jí)7，≤HB350,取k2=1.4
k3-齒向載荷分布系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表29
取k3=1.12
ks-壽命系數(shù)；ks=kTknkpkq=2.00 *0.72*0.78*0.77=0.86
其中， kT=m60n1TC0=660*355 *60002*106=2.00
n1-齒輪的最低轉(zhuǎn)速；經(jīng)前面計(jì)算，取355 r/min
T-齒輪的平均工作時(shí)間；T=TSN ,查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表30，得T=18000/3=6000
C0-基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》
表31，得C0=2x106
m-疲勞曲線指數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表31得m=6
kn-轉(zhuǎn)速變化系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》
表31得，kn=0.72
kp-功率利用系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》
表33得，kp=0.78
kq-材料強(qiáng)化系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》
表34得，kq=0.77
P-齒輪所傳遞的額定功率；P =Pdη=4*0.89=3.56
η=η帶η軸承3η齒輪2=0.96*0.993*0.982=0.89
Z-小齒輪齒數(shù)；取最小齒輪齒數(shù)27
Y-齒形系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表27
得Y=0.43
B-齒寬；經(jīng)前面計(jì)算得B=28mm
nj-齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速；355 r/min
m-齒輪模數(shù)；經(jīng)前面計(jì)算得m=3.5
σw-齒輪齒根許用彎曲應(yīng)力；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表37
得σw=320MPa
mw=275K1K2K3KSPZ1Yφmnj[σw]=2751.2*1.4*1.12*0.86 *3.5627*0.454*8*355 *320=0.20
mw≤m,故齒輪通過校核。
2.3. 各軸的設(shè)計(jì)及主軸的校核
2.3.1 確定各軸最小直徑
計(jì)算公式：d≥914Pnj
式中：d—軸的危險(xiǎn)斷面處的直徑（mm），當(dāng)軸上有一個(gè)鍵槽時(shí)，
d值應(yīng)增大4%-5%；當(dāng)同一斷面上有兩個(gè)鍵槽時(shí)，d值應(yīng)增大7%-10%。當(dāng)軸為花鍵時(shí)，則軸的內(nèi)徑可比
d值減小7%。
P—該軸傳遞的額定功率（KW）。
nj—該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）。
取傳遞效率，η帶=0.96，η軸承=0.99，η齒=0.98
（1）I軸的直徑：
I軸傳遞功率PI=Pdη帶η軸承=4*0.96*0.99=3.80 KW
d≥914PInj=9143.80 560=26.12 mm，
考慮鍵槽故增大5%并圓整取d=30mm
（2）II軸的直徑：
II軸傳遞功率PII=PIη齒η軸承=3.80 *0.98*0.99=3.69 KW
d≥914PIInj=9143.69 355=29.05 mm，
考慮鍵槽故增大5%并圓整取d=32mm
（3）III軸的直徑：
III軸傳遞功率PIII=PIη齒η軸承=3.69 *0.98*0.99=3.58 KW
d≥914PIIInj=9143.58 355 =28.83 mm，
考慮鍵槽故增大5%并圓整取d=32mm
（4）IV軸（主軸）的直徑：
IV軸傳遞功率PIV=PIIIη齒η軸承=3.58 *0.96*0.99=3.47 KW
d≥914PIVnj=9143.47 140 =36.11 mm，
圓整取d=40mm
2.3.2主軸的計(jì)算及校核
（1）選擇主軸軸頸直徑,軸承型號(hào)和最佳跨距
最大加工直徑400mm，P=4KW.經(jīng)查《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》表3.11-6：得：
前軸頸應(yīng)為70-105mm,
初選D1=80mm,
后軸頸D2=(0.7-0.85)D1,取D2=60mm,
取主軸中空孔直徑為0.7D2=42mm,取40mm
前軸承為NN3016K,后軸承為NN3012K,
根據(jù)結(jié)構(gòu),初定懸伸長(zhǎng)度a1=75mm
根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，主軸的跨距L=3~5a1，初定l=350mm
（2）主軸前端位移驗(yàn)算：
為了保證機(jī)床的加工精度，必須限制主軸懸伸端處的位移不能超過允許值，近似計(jì)算中可不計(jì)軸承變形的影響。通過計(jì)算和實(shí)驗(yàn)可知，主軸端部由主軸變形引起的位移占總位移的50%~80%，一般可取60%。由軸承變形引起的位移占20%~40%。
主軸受力簡(jiǎn)圖如下：
計(jì)算公式：KS'≥1.66KA
其中 KS'=300D4aA2(L+aA) ，KA=KB0.6aB2aA2+0.4(1+aBL)2(1+aAL)2
式中：D-主軸當(dāng)量外徑,簡(jiǎn)化計(jì)算為D=(D1+D2)/2=7cm
aA=75mm
aB=0.4Dmax=0.4*400=160mm
L=350mm
KB=Kcbblim2ξ(1+ξ)cosβcosα
查表9-8取當(dāng)V=50m/min,f=0.1mm/r時(shí)，Kcb=2.46N/μm.mm,
β=68.8°，blim=0.015Dmax=6mm。
查表9-9取ξ=0.03
車削外圓式一般取α=45°
故：KB=Kcbblim2ξ(1+ξ)cosβcosα=2.46*62*0.025（1+0.025）cos68.8*cos45=55.98 N/μm
KS'=300D4aA2(L+aA)=300*747.52*(35+7.5)=301.30 N/μm
KA=KB0.6aB2aA2+0.4(1+aBL)2(1+aAL)2=55.98 *0.6*1602752+0.4*1+16035021+753502=185.12 N/μm
KS'≥1.66KA
可以看出，主軸的剛度是合格的。
2.3.3多片式摩擦離合器的設(shè)計(jì)計(jì)算
查取教材10.6，選用材料為銅-銅基粉末冶金材料，并選擇干式型離合器。
（1）確定外離合器的直徑D1
對(duì)于軸裝式，D1=d+2-6mm=80+(2-6)=82-86
最終取D1=84mm
（2）確定內(nèi)摩擦片的外徑D2
D2=D1φ
其中φ取0.57-0.75，此處取0.6
則D2=D10.6=840.6=112.00 mm
圓整取D2=112mm
（3）計(jì)算摩擦面中徑Dm及摩擦面平均線速度Vm
Dm=D1+D22=84+1122=98mm
v=πnDm60000=3.14*560*9860000=2.87 m/s
（4）計(jì)算摩擦片對(duì)數(shù)Z
KZZ=12MnK103πf[p]（D23-D13)KvKm
式中K-安全系數(shù)，取1.3-1.5，此處取1.4
f-摩擦系數(shù)，查表10.6，取0.28
p-材料的許用壓強(qiáng)，查表10.6，取1
Kv-速度修正系數(shù)，查表10.7得：0.94
Km-每小時(shí)結(jié)合數(shù)修正系數(shù)，對(duì)于干式型離合器，取1
KZ-摩擦面對(duì)數(shù)修正系數(shù)
Mn-離合器傳遞的扭矩。
Mn=9550*Pn=9550*4560=68.21 N.m
KZZ=12MnK103πf[p]（D23-D13)KvKm=12*68.21 *1.4*1033.14*0.28*1*1123-843*0.94*1=1.71
查表10.9取Z=3
（5）計(jì)算主動(dòng)片數(shù)i1和被動(dòng)片數(shù)i2
i1=Z2+1=32+1=2.5，取3
i2=Z2=32=1.5，取2
總片數(shù)i=i1+i2=3+2=5
（6）計(jì)算軸向壓力
Q=π4(D22-D12)[p] Kv=3.144*1122-842*1* 0.94=4049.60 N
2.3.4各軸軸承選擇
主軸：根據(jù)外徑D1=80，D2=60
前端選擇雙列圓柱滾子軸承NN3016K,其內(nèi)徑為80，外徑為125
后端選擇雙列圓柱滾子軸承NN3012K,其內(nèi)徑為60，外徑為95
I軸：根據(jù)計(jì)算I軸外徑為30
選擇圓錐滾子軸承30206,其內(nèi)徑為30，外徑為62
II軸：根據(jù)計(jì)算II軸外徑為32
選擇圓錐滾子軸承30208,其內(nèi)徑為40，外徑為80
III軸：根據(jù)計(jì)算III軸外徑為32
選擇圓錐滾子軸承30208,其內(nèi)徑為40，外徑為80
三.結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及說明
3.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案
設(shè)計(jì)主軸變速箱的結(jié)構(gòu)包括傳動(dòng)件（傳動(dòng)軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動(dòng)器等）、主軸組件、操縱機(jī)構(gòu)、潤(rùn)滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結(jié)件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設(shè)計(jì)由于時(shí)間的限制，一般只畫展開圖。
主軸變速箱是機(jī)床的重要部件。設(shè)計(jì)時(shí)除考慮一般機(jī)械傳動(dòng)的有關(guān)要求外，著重考慮以下幾個(gè)方面的問題。
精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動(dòng)效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結(jié)構(gòu)工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標(biāo)準(zhǔn)化和通用化的原則。
主軸變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)整個(gè)機(jī)床設(shè)計(jì)的重點(diǎn)，由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜，設(shè)計(jì)中不可避免要經(jīng)過反復(fù)思考和多次修改。在正式畫圖前應(yīng)該先畫草圖。目的是：
1） 選擇結(jié)構(gòu)方案。
2） 檢驗(yàn)傳動(dòng)設(shè)計(jì)的結(jié)果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時(shí)
改正。
3） 確定傳動(dòng)軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對(duì)位布置傳動(dòng)件及置，以確
定各軸的受力點(diǎn)和受力方向，為軸和軸承的驗(yàn)算提供必要的數(shù)據(jù)。
3.2 展開圖及其布置
展開圖就是按照傳動(dòng)軸傳遞運(yùn)動(dòng)的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個(gè)平面上。
總布置時(shí)需要考慮制動(dòng)器的位置。制動(dòng)器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動(dòng)器不要放在轉(zhuǎn)速太低軸上，以免制動(dòng)扭矩太大，是制動(dòng)尺寸增大。
齒輪在軸上布置很重要，關(guān)系到變速箱的軸向尺寸，減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。
3.3 齒輪塊設(shè)計(jì)
齒輪是變速箱中的重要元件。齒輪同時(shí)嚙合的齒數(shù)是周期性變化的。也就是說，作用在一個(gè)齒輪上的載荷是變化的。同時(shí)由于齒輪制造及安裝誤差等，不可避免要產(chǎn)生動(dòng)載荷而引起振動(dòng)和噪音，常成為變速箱的主要噪聲源，并影響主軸回轉(zhuǎn)均勻性。在齒輪塊設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)充分考慮這些問題。
齒輪塊的結(jié)構(gòu)形式很多，取決于下列有關(guān)因素：
1） 是固定齒輪還是滑移齒輪；
2） 移動(dòng)滑移齒輪的方法；
3） 齒輪精度和加工方法；
變速箱中齒輪用于傳遞動(dòng)力和運(yùn)動(dòng)。它的精度選擇主要取決于圓周速度。采用同一精度時(shí)，圓周速度越高，振動(dòng)和噪聲越大，根據(jù)實(shí)際結(jié)果得知，圓周速度會(huì)增加一倍，噪聲約增大6dB。
工作平穩(wěn)性和接觸誤差對(duì)振動(dòng)和噪聲的影響比運(yùn)動(dòng)誤差要大，所以這兩項(xiàng)精度應(yīng)選高一級(jí)。
為了控制噪聲，機(jī)床上主傳動(dòng)齒輪都要選用較高的精度。大都是用7—6—6，圓周速度很低的，才選8—7—7。如果噪聲要求很嚴(yán)，或一些關(guān)鍵齒輪，就應(yīng)選6—5—5。當(dāng)精度從7—6—6提高到6—5—5時(shí)，制造費(fèi)用將顯著提高。
不同精度等級(jí)的齒輪，要采用不同的加工方法，對(duì)結(jié)構(gòu)要求也有所不同。
8級(jí)精度齒輪，一般滾齒或插齒就可以達(dá)到。
7級(jí)精度齒輪，用較高精度滾齒機(jī)或插齒機(jī)可以達(dá)到。但淬火后，由于變形，精度將下降。因此，需要淬火的7級(jí)齒輪一般滾（插）后要剃齒，使精度高于7，或者淬火后在衍齒。
6級(jí)精度的齒輪，用精密滾齒機(jī)可以達(dá)到。淬火齒輪，必須磨齒才能達(dá)到6級(jí)。
機(jī)床主軸變速箱中齒輪齒部一般都需要淬火。
3.4 傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)
機(jī)床傳動(dòng)軸，廣泛采用滾動(dòng)軸承作支撐。軸上要安裝齒輪、離合器和制動(dòng)器等。傳動(dòng)軸應(yīng)保證這些傳動(dòng)件或機(jī)構(gòu)能正常工作。
首先傳動(dòng)軸應(yīng)有足夠的強(qiáng)度、剛度。如撓度和傾角過大，將使齒輪嚙合不良，軸承工作條件惡化，使振動(dòng)、噪聲、空載功率、磨損和發(fā)熱增大；兩軸中心距誤差和軸芯線間的平行度等裝配及加工誤差也會(huì)引起上述問題。
傳動(dòng)軸可以是光軸也可以是花鍵軸。成批生產(chǎn)中，有專門加工花鍵的銑床和磨床，工藝上并無困難。所以裝滑移齒輪的軸都采用花鍵軸，不裝滑移齒輪的軸也常采用花鍵軸。
花鍵軸承載能力高，加工和裝配也比帶單鍵的光軸方便。
軸的部分長(zhǎng)度上的花鍵，在終端有一段不是全高，不能和花鍵空配合。這是加工時(shí)的過濾部分。一般尺寸花鍵的滾刀直徑為65～85。
機(jī)床傳動(dòng)軸常采用的滾動(dòng)軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升、空載功率和噪聲等方面，球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越。而且滾錐軸承對(duì)軸的剛度、支撐孔的加工精度要求都比較高。因此球軸承用的更多。但是滾錐軸承內(nèi)外圈可以分開，裝配方便，間隙容易調(diào)整。所以有時(shí)在沒有軸向力時(shí)，也常采用這種軸承。選擇軸承的型號(hào)和尺寸，首先取決于承載能力，但也要考慮其他結(jié)構(gòu)條件。
同一軸心線的箱體支撐直徑安排要充分考慮鏜孔工藝。成批生產(chǎn)中，廣泛采用定徑鏜刀和可調(diào)鏜刀頭。在箱外調(diào)整好鏜刀尺寸，可以提高生產(chǎn)率和加工精度。還常采用同一鏜刀桿安裝多刀同時(shí)加工幾個(gè)同心孔的工藝。下面分析幾種鏜孔方式：對(duì)于支撐跨距長(zhǎng)的箱體孔，要從兩邊同時(shí)進(jìn)行加工；支撐跨距比較短的，可以從一邊（叢大孔方面進(jìn)刀）伸進(jìn)鏜桿，同時(shí)加工各孔；對(duì)中間孔徑比兩端大的箱體，鏜中間孔必須在箱內(nèi)調(diào)刀，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)盡可能避免。
既要滿足承載能力的要求，又要符合孔加工工藝，可以用輕、中或重系列軸承來達(dá)到支撐孔直徑的安排要求。
兩孔間的最小壁厚，不得小于5～10，以免加工時(shí)孔變形。
花鍵軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個(gè)應(yīng)小于花鍵的內(nèi)徑。
一般傳動(dòng)軸上軸承選用級(jí)精度。
傳動(dòng)軸必須在箱體內(nèi)保持準(zhǔn)確位置，才能保證裝在軸上各傳動(dòng)件的位置正確性，不論軸是否轉(zhuǎn)動(dòng)，是否受軸向力，都必須有軸向定位。對(duì)受軸向力的軸，其軸向定位就更重要。
回轉(zhuǎn)的軸向定位（包括軸承在軸上定位和在箱體孔中定位）在選擇定位方式時(shí)應(yīng)注意：
1） 軸的長(zhǎng)度。長(zhǎng)軸要考慮熱伸長(zhǎng)的問題，宜由一端定位。
2） 軸承的間隙是否需要調(diào)整。
3） 整個(gè)軸的軸向位置是否需要調(diào)整。
4） 在有軸向載荷的情況下不宜采用彈簧卡圈。
5） 加工和裝配的工藝性等。
3.5 潤(rùn)滑與密封
主軸轉(zhuǎn)速高，必須保證充分潤(rùn)滑，一般常用單獨(dú)的油管將油引到軸承處。
主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種：
1）堵——加密封裝置防止油外流。
主軸轉(zhuǎn)速高，多采用非接觸式的密封裝置，形式很多，一種軸與軸承蓋之間留0.1～0.3的間隙（間隙越小，密封效果越好，但工藝?yán)щy）。還有一種是在軸承蓋的孔內(nèi)開一個(gè)或幾個(gè)并列的溝槽（圓弧形或形），效果比上一種好些。在軸上增開了溝槽（矩形或鋸齒形），效果又比前兩種好。
在有大量切屑、灰塵和冷卻液的環(huán)境中工作時(shí)，可采用曲路密封，曲路可做成軸向或徑向。徑向式的軸承蓋要做成剖分式，較為復(fù)雜。
2）疏導(dǎo)——在適當(dāng)?shù)牡胤阶龀龌赜吐?，使油能順利地流回到油箱?
3.6 其他問題
主軸上齒輪應(yīng)盡可能靠近前軸承，大齒輪更應(yīng)靠前，這樣可以減小主軸的扭轉(zhuǎn)變形。
當(dāng)后支承采用推力軸承時(shí)，推力軸承承受著前向后的軸向力，推力軸承緊靠在孔的內(nèi)端面，所以，內(nèi)端面需要加工，端面和孔有較高的垂直度要求，否則將影響主軸的回轉(zhuǎn)精度。支承孔如果直接開在箱體上，內(nèi)端面加工有一定難度。為此，可以加一個(gè)杯形套孔解決，套孔單獨(dú)在車床上加工，保證高的端面與孔德垂直度。
主軸的直徑主要取決于主軸需要的剛度、結(jié)構(gòu)等。各種牌號(hào)鋼材的彈性模量基本一樣，對(duì)剛度影響不大。主軸一般選優(yōu)質(zhì)中碳鋼即可。精度較高的機(jī)床主軸考慮到熱處理變形的影響，可以選用或其他合金鋼。主軸頭部需要淬火，硬度為50～55。其他部分處理后，調(diào)整硬度為220～250。
四、總結(jié)
金屬切削機(jī)床的課程設(shè)計(jì)任務(wù)完成了，雖然設(shè)計(jì)的過程比較繁瑣，而且剛開始還有些不知所措，但是在同學(xué)們的共同努力下，再加上老師的悉心指導(dǎo)，我終于順利地完成了這次設(shè)計(jì)任務(wù)。本次設(shè)計(jì)鞏固和深化了課堂理論教學(xué)的內(nèi)容，鍛煉和培養(yǎng)了我綜合運(yùn)用所學(xué)過的知識(shí)和理論的能力，是我獨(dú)立分析、解決問題的能力得到了強(qiáng)化.
五、參考文獻(xiàn)
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［2］濮良貴 紀(jì)名剛主編.機(jī)械設(shè)計(jì)(第七版).北京:高等教育出版社,2001年6月
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［4］《減速器實(shí)用技術(shù)手冊(cè)》編輯委員會(huì)編.減速器實(shí)用技術(shù)手冊(cè).北京:機(jī)械工業(yè)出版社,1992年
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