φ400mm普通車床主軸箱設(shè)計【Nmin=35rmin Nmax=400rmin Z=12 φ=1.41 P=7.5KW n=1440rmin】

φ400mm普通車床主軸箱設(shè)計【Nmin=35rmin Nmax=400rmin Z=12 φ=1.41 P=7.5KW n=1440rmin】,Nmin=35rmin Nmax=400rmin Z=12 φ=1.41 P=7.5KW n=1440rmin,φ400mm普通車床主軸箱設(shè)計【Nmin=35rmin,Nmax=400rmin,Z=12,mm 寧XX學(xué)院 課程設(shè)計(論文) 主軸箱設(shè)計 所在學(xué)院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學(xué) 號 指導(dǎo)老師 年 月 日 摘 要 社會注意市場經(jīng)濟的發(fā)展為我國工業(yè)生產(chǎn)創(chuàng)造了條件，在現(xiàn)代一體化生產(chǎn)模式中運用了很多先進的設(shè)備。對于普通車床而言，主軸箱是其最為核心的組織結(jié)構(gòu)，整個主軸箱影響著普通車床的變速情況。大部分制造企業(yè)在實行技術(shù)改造時把重點放在了主軸箱變速器上，這是調(diào)整機床運行速度的重點。在設(shè)計過程中必須要對主軸箱的每個部件加以控制，這樣才能確保車床主軸變速性能的良好。 關(guān)鍵詞：普通車床，主軸箱，變速 目 錄 摘 要 II 1.車床參數(shù)和基本參數(shù) 1 2.運動設(shè)計 2 2.1傳動結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇確定 2 2.1.1傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目 2 2.1.2 傳動系統(tǒng)擴大順序的安排 3 2.1.3 繪制結(jié)構(gòu)網(wǎng) 4 2.1.4 傳動組的變速范圍的極限值 4 2.1.5最大擴大組的選擇 5 2.2轉(zhuǎn)速圖的擬定 5 2.3 由轉(zhuǎn)速圖確定各軸及各齒輪計算轉(zhuǎn)速 7 3 帶輪的選擇和直徑計算 8 4 齒輪齒數(shù)的確定及計算 10 4.1驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差 12 4.2齒輪的布置 12 4.3 齒輪模數(shù)的估算 13 4.4 齒輪分度圓直徑及（軸）中心距的估算 16 5 主軸及其組件的設(shè)計 17 6 傳動軸的估算 19 7 片式摩擦離合器的選擇和計算 20 參考文獻 22 22 1.車床參數(shù)和基本參數(shù) 1、 主軸的極限轉(zhuǎn)速 由設(shè)計任務(wù)書可知：機床主軸的極限轉(zhuǎn)速為： 設(shè)計參數(shù)￠max=400mm 主軸轉(zhuǎn)速 級數(shù)z=12 公比=1.41 主電機功率P=7.5KW 則其最大轉(zhuǎn)速 查標準數(shù)列取 考慮到設(shè)計的結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴大傳動分級變速，并選取級數(shù)z=12,設(shè)其轉(zhuǎn)速公比為。則由式： 各級轉(zhuǎn)速數(shù)列由標準數(shù)列表中查出，因=1.41=，首先找到35，然后每隔5個數(shù)取一個值，可得如下轉(zhuǎn)速數(shù)列:35、50、71、100、140、200、280、400、560、800、1120、1600共12級轉(zhuǎn)速。 2、主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)Z和公比 已知 = = 且Z=x3b a、b為正整數(shù)，即Z應(yīng)可以分解為2和3的因子，以便用2、3聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速。（如取4或5的因子，則要用兩個互鎖的滑移齒輪，以確保只有一對齒輪嚙合。使得結(jié)構(gòu)過于復(fù)雜且不易控制。） 取Z=12級 則Z=22 =1600 =35 ==45.7 綜合上述可得：主傳動部件的運動參數(shù) =1600 =35 Z=12 =1.41 3、主電機功率——動力參數(shù)的確定 合理地確定電機功率N，使機床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。 中型普通車床典型重切削條件下的用量 刀具材料：YT15工件材料45號鋼，切削方式：車削外圓 查表可知：切深ap=4mm 進給量f(s)=0.4mm/r 切削速度V=100m/min 功率估算法用的計算公式 a 主切削力：Fz=1900=1900×4×=3822.6N b 切削功率： c 估算主電機功率： 可選取電機為：Y132M-4額定功率為7.5KW，滿載轉(zhuǎn)速為1440r∕min. 2.運動設(shè)計 2.1傳動結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇確定 2.1.1傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目 級數(shù)為Z的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳遞組組成，各傳動組分別有Z1、Z2、Z3、…個傳動副.即 Z=Z1Z2Z3… 傳動副數(shù)為使結(jié)構(gòu)盡量簡單以2或3為適合，即變速級數(shù)Z應(yīng)為2和3的因子： 即 Z=2a3b 實現(xiàn)12級主軸轉(zhuǎn)速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副的組合: 1) 12=3×4 2) 12=4×3 3) 12=3×2×2 4) 12=2×3×2 5) 12=2×2×3 方案1）和方案2)可省掉一根軸。但有一個傳動組有四個傳動副。若用一個四聯(lián)滑移齒輪，則將大大增加其軸向尺寸；若用兩個雙聯(lián)滑移齒輪，則操縱機構(gòu)必須互鎖以防止兩個滑移齒輪同時嚙合。將使得結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜。故在此不予采用。 按照傳動副“前）多后少”的原則選擇Z=3×2×2這一方案，但主軸換向采用雙向片式摩擦離合器結(jié)構(gòu)，致使Ⅰ軸的軸向尺寸過大，所以此方案不宜采用，加之主軸對加工精度、表面粗超度的影響最大。因此在主軸的傳動副不宜太多，故方案5）亦不采用。而應(yīng)先擇12=2×3×2。 綜上所述： 方案4） 12=2×3×2 是比較合理的 2.1.2 傳動系統(tǒng)擴大順序的安排 12=2×3×2的傳動副組合，其傳動組的擴大順序又可以有種形式： 1) 12=21×32×26 2) 12=21×34×22 3) 12=23×31×26 4) 12=26×31×23 5) 12=22×34×21 6) 12=26×32×21 以上各種結(jié)構(gòu)式方案中，由于傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍的限制，一般升速時。極限變速范圍。 檢查傳動組的變速范圍時，只需檢查最后一個擴大組。因其他傳動組的變速范圍都比他小。由式 對于方案2）和 方案5）有：,則對于方案2）和 方案5）不予考慮。 對于其余方案有：。然而在可行的結(jié)構(gòu)式方案1）、3）、4）、6）中，為了使中間軸變速范圍最小，在各方案同號傳動軸的最高轉(zhuǎn)速相同時，變速范圍越小，最低轉(zhuǎn)速越高，轉(zhuǎn)矩越小，傳動件尺寸也就越小。比較方案1）、3）、4）、6），方案1）的中間傳動軸變速范圍最小，方案1）最佳。但由于Ⅰ軸裝有摩擦離合器，在結(jié)構(gòu)上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑因而采用方案3）12=23×31×26 最佳 2.1.3 繪制結(jié)構(gòu)網(wǎng) 由上選擇的結(jié)構(gòu)式12=23×31×26 畫其結(jié)構(gòu)圖如下： 圖2.1結(jié)構(gòu)網(wǎng) 2.1.4 傳動組的變速范圍的極限值 齒輪傳動最小傳動比Umin1/4,最大傳動比Umax,決定了一個傳動組的最大變速范圍rmax=umax/umin。 因此，要按照下表，淘汰傳動組變速范圍超過極限值的所有傳動方案。 極限傳動比及指數(shù)X,X,值為： 表2.1 公比 極限傳動比指數(shù) 1.41 X值：Umin==1/4 4 X'值：Umax=x, =2 2 (X+ X')值：rmin=x+x｀=8 6 2.1.5最大擴大組的選擇 正常連續(xù)的順序擴大組的傳動的傳動結(jié)構(gòu)式為： Z=Z1[1]Z2[Z1]Z3[Z1Z2] 最后擴大組的變速范圍 按照r原則，導(dǎo)出系統(tǒng)的最大級數(shù)Z和變速范圍Rn為： 表2.2 Z3 2 3 1.41 Z=12 Rn=44 Z=9 Rn=15.6 最后擴大組的傳動副數(shù)目Z3=2時的轉(zhuǎn)速范圍遠比Z3=3時大 因此，在機床設(shè)計中，因要求的R較大，最后擴大組應(yīng)取2更為合適。 同時，最后傳動組與最后擴大組往往是一致的。安裝在主軸與主軸前一傳動軸的具有極限或接近傳動比的齒輪副承受最大扭距，在結(jié)構(gòu)上可獲得較為滿意的處理，這也就是最后傳動組的傳動副經(jīng)常為2的另一原因。 2.2轉(zhuǎn)速圖的擬定 運動參數(shù)確定以后，主軸各級轉(zhuǎn)速就已知，切削耗能確定了電機功率。在此基礎(chǔ)上，選擇電機型號，確定各中間傳動軸的轉(zhuǎn)速，這樣就擬定主運動的轉(zhuǎn)速圖，使主運動逐步具體化。 主電機的選定 1）電機功率N： 中型機床上，一般都采用三相交流異步電動機作為動力源。 根據(jù)機床切削能力的要求確定電機功率： N=7.5KW 2） 電機轉(zhuǎn)速： 選用時，要使電機轉(zhuǎn)速與主軸最高轉(zhuǎn)速和I軸轉(zhuǎn)速相近或相宜，以免采用過大的升速或過小的降速傳動。 =1440r/min 3）分配降速比: 該車床主軸傳動系統(tǒng)共設(shè)有四個傳動組其中有一個是帶傳動。根據(jù)降速比分配應(yīng)“前慢后快”的原則以及摩擦離合器的工作速度要求，確定各傳動組最大、最小傳動比。 分配總降速傳動比時，要考慮是否增加定比傳動副，以使轉(zhuǎn)速數(shù)列符合標準和有利于減小齒數(shù)和減小徑向與軸向尺寸，必須按“前慢后快”的原則給串聯(lián)的各變速器分配最小傳動比。 a 決定軸Ⅲ-Ⅳ的最小降速傳動比:主軸上的齒輪希望大一些，能起到飛輪的作用，所以最后一個變速組的最小降速傳動比取極限1/4，公比=1.41，1.414=4，因此從 Ⅳ軸的最下點向上4格，找到Ⅲ上對應(yīng)的點，連接對應(yīng)的兩點即為Ⅲ-Ⅳ軸的最小傳動比。 b 決定其余變速組的最小傳動比根據(jù)“前慢后快”的原則，軸Ⅱ-Ⅲ間變速組取umin=1/3，即從Ⅲ軸向上3格，為了使軸Ⅰ-Ⅱ間中心距不至太大，故降速比不宜太大，可??；另一傳動副采用升速傳動，傳動比為連接各線。 c 根據(jù)每個變速組的傳動比連線按基本組的級比指數(shù)x0=3，第一擴大組的級比指數(shù)x1=1，第二擴大組的級比指數(shù)x3=6 由于結(jié)構(gòu)式有三個傳動組，變速機構(gòu)共有四根軸，加上電動機軸共五根軸，由上分析畫出其轉(zhuǎn)速圖如下： 2.3 由轉(zhuǎn)速圖確定各軸及各齒輪計算轉(zhuǎn)速 計算轉(zhuǎn)速是指主軸或各傳動件傳遞全功率時的最低轉(zhuǎn)速。由《金屬切削機床》表8—2可查得主軸的計算轉(zhuǎn)速 為從主軸最低轉(zhuǎn)速算起，第一個轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的最高一級轉(zhuǎn)速，即為。Ⅲ軸的計算轉(zhuǎn)速為、Ⅱ軸的計算轉(zhuǎn)速為、Ⅰ軸的計算轉(zhuǎn)速為 各傳動齒輪的計算轉(zhuǎn)速如下表： 表2.3 齒輪的計算轉(zhuǎn)速 齒輪 計算轉(zhuǎn)速 （r/min） 800 800 949.9 322.5 322.5 322.5 322.5 140 200 280 140 400 280 100 3 帶輪的選擇和直徑計算 1、選擇三角帶型號及帶輪直徑的確定 由（式中為v帶計算轉(zhuǎn)速、為工作情況系數(shù)、P為電動機額定功率）。電動機額定功率P=7.5KW，查《機械設(shè)計》表8—7取則，小輪轉(zhuǎn)速（即電機軸轉(zhuǎn)速）為1440查《機床設(shè)計指導(dǎo)》圖4-1選用B型三角帶。查表取小輪直徑140mm，大輪直徑由式。帶的滑動系數(shù)一般取0.02則根據(jù)V帶輪的基準直徑系列圓整后取。 2、 確定三角帶速度v 由于，對于B型帶比較經(jīng)濟耐用。故滿足設(shè)計要求。 3、 初定中心距A0 帶輪的中心距，通常根據(jù)機床總體布局初步選定，一般可在下列范圍內(nèi)選?。? 中心距過小，將降低帶的壽命；中心距過大又將引起帶的振動。對重型機床電動機軸變速箱帶輪軸的中心距一般為750—850mm.故估算的帶輪中心距滿足要求。 4、確定三角帶的計算長度L0及內(nèi)周長LN 三角帶的計算長度是通過三角帶截面重心的長度。 代入數(shù)據(jù)得=2177.9 mm.將其圓整得標準的計算長度為L=2273 mm,查表得相應(yīng)的內(nèi)周長度=2240mm，修正值Y=33mm 5、 驗算三角帶的撓曲次數(shù) 撓曲次數(shù)，故能滿足要求 6、 確定實際中心距 實際中心距 7、 驗算最小包角 故能滿足要求 8、 確定三角帶根數(shù) 三角帶根數(shù) 式中：N1為—三角帶傳動的功率，N0為單根三角帶在、特定長度、平穩(wěn)工作情況下傳遞的功率，查表得N0=2.70 C1—包角系數(shù)，查表得C1=0.98 三角帶傳遞的功率N1=7.5 KW 將所查數(shù)據(jù)代入可得 所以，所需帶輪的根數(shù)為3根 4 齒輪齒數(shù)的確定及計算 可用計算法或查表確定齒輪齒數(shù)，后者更為簡便，根據(jù)要求的傳動比u和初步定出的傳動副齒數(shù)和，查表即可求出小齒輪齒數(shù)。 選擇時應(yīng)考慮： 1.傳動組小齒輪應(yīng)保證不產(chǎn)生根切。對于標準齒輪，其最小齒數(shù)=17 2.齒輪的齒數(shù)和不能太大，以免齒輪尺寸過大而引起機床結(jié)構(gòu)增大，一般推薦齒數(shù)和≤100-120，常選用在100之內(nèi)。 3.同一變速組中的各對齒輪，其中心距必須保證相等。 4.保證強度和防止熱處理變形過大，齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚 5. 保證主軸的轉(zhuǎn)速誤差在規(guī)定的范圍之內(nèi)。 圖2.3 齒輪的壁厚 1）確定齒輪齒數(shù) 1. 用計算法確定第一個變速組中各齒輪的齒數(shù) 其中： —主動齒輪的齒數(shù) —被動齒輪的齒數(shù) —對齒輪的傳動比 —對齒輪的齒數(shù)和 為了保證不產(chǎn)生根切以及保證最小齒輪裝到軸上或套筒上具有足夠的強度，最小齒輪必然是在降速比最大的傳動副上出現(xiàn)。且齒根圓直徑應(yīng)大于摩擦離合器外片外徑，即大于90mm。故把Z1的齒數(shù)取大些。取Z1==41則 = 齒數(shù)和=Z1+Z1'=41+98=139 同樣根據(jù)公式 得 Z2 = 63 =76 2. 用查表法確定第二變速組的齒數(shù) 1） 首先第二變速組u1、u2、u3中各傳動比u1=、、。能同時滿足三個傳動比要求的齒數(shù)和有 =81、85、88、94、97、101、105、107、108、109、112、118 2） 確定合理的齒數(shù)和，為了使主軸箱軸向尺寸不宜太大，故選取較小的最小齒輪齒數(shù)，在以上同時滿足三個傳動比的齒數(shù)和中，選取最小齒輪齒數(shù)為24，則對應(yīng)的齒數(shù)和為=81。 3） 依次可以查得各傳動比對應(yīng)的最小齒輪齒數(shù)為： 同理可得其它的齒輪如下表所示： 表2.4 各傳動組的最小齒輪齒數(shù)和齒數(shù)和 變速組 第一變速組 第二變速組 第三變速組 齒數(shù)和 139 81 99 齒輪 齒數(shù) 41 76 98 63 24 30 37 57 51 44 20 66 79 33 4.1驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差 由于確定的齒輪齒數(shù)所得的實際轉(zhuǎn)速與傳動設(shè)計的理論轉(zhuǎn)速難以完全相符，需要驗算主軸各級轉(zhuǎn)速，最大誤差不得超過±10(ψ-1)%。 主軸各級實際轉(zhuǎn)速值用下式計算 n實=nd×(1-ε)×u1×u2×u3×u4 其中： ε—滑移系數(shù)ε=0.2 u1、 u2 、u3 、u4分別為各級的傳動比 轉(zhuǎn)速誤差用主軸實際轉(zhuǎn)速與標準轉(zhuǎn)速相對誤差的絕對值表示 ⊿n=｜∣≤±10(ψ-1)% ⊿n=∣(32.04-35)/35∣=0.40﹤4.1% 同樣其他的實際轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)速誤差如下: 表2.5各級傳動組的轉(zhuǎn)速誤差 主軸轉(zhuǎn)速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 n10 n11 n12 理論轉(zhuǎn)速 35 50 71 100 140 200 280 400 560 800 1120 1600 實際轉(zhuǎn)速 27.8 52.2 72.5 103.2 138.6 206.4 286.4 418.5 575.6 824.3 1214 1586.2 轉(zhuǎn)速誤差 （%） 0.7 0.4 0.2 0.32 0.17 0.32 0.32 0.46 0.27 0.3 0.84 0.09 故轉(zhuǎn)速誤差滿足要求。 4.2齒輪的布置 為了使變速箱結(jié)構(gòu)緊湊以及考慮主軸適當?shù)闹С芯嚯x和散熱條件，其齒輪的布置如下圖2.4所示。 圖2.4齒輪結(jié)構(gòu)的布置 4.3 齒輪模數(shù)的估算 根據(jù)齒輪彎曲疲勞的估算： mm 齒面點蝕的估算： mm 其中為大齒輪的計算轉(zhuǎn)速，A為齒輪中心距。 由中心距A及齒數(shù)、求出模數(shù)：mm 根據(jù)估算所得和中較大的值，選取相近的標準模數(shù)。 1）齒數(shù)為41與98的齒輪 N=7.2KW mm = mm mm 取模數(shù)為2 2）齒數(shù)為63與76的齒輪 mm =mm mm 取模數(shù)為2 3）齒數(shù)為37與44的齒輪 N=7.16KW mm =mm mm 取模數(shù)為4 4）齒數(shù)為30與51的齒輪 N=7.16KW mm =mm mm 取模數(shù)為4 5）齒數(shù)為24與57的齒輪 N=7.16KW mm =mm mm 取模數(shù)為4 6）齒數(shù)為20與79的齒輪 N=7.09KW mm =mm mm 取模數(shù)為3 7）齒數(shù)為66與33的齒輪 N=7.09KW mm =mm mm 取模數(shù)為3 4.4 齒輪分度圓直徑及（軸）中心距的估算 1）Ⅰ-Ⅱ傳動軸上兩齒輪傳動副齒輪齒數(shù)分別為：41與98、63與76。為了使Ⅰ軸上小齒輪齒根圓比摩擦離合器外片的外徑大，即大于90mm,取模數(shù)為2.5，則其分度圓直徑分別為： Ⅰ-Ⅱ傳動軸間中心距 2）Ⅱ-Ⅲ傳動軸上齒輪傳動副齒輪齒數(shù)分別為：24與57、30與51、37與54。模數(shù)為4，則其分度圓直徑分別為： Ⅱ-Ⅲ傳動軸間中心距 3）Ⅲ-Ⅳ傳動軸上兩齒輪傳動副齒輪齒數(shù)分別為：66與33、20與79。模數(shù)為4，則其分度圓直徑分別為： Ⅲ-Ⅳ傳動軸間中心距 5 主軸及其組件的設(shè)計 主軸組件結(jié)構(gòu)復(fù)雜，技術(shù)要求高。安裝工件的主軸參與切削成形運動，因此，它的精度和性能性能直接影響加工質(zhì)量（加工精度與表面粗糙度）。 1）主軸直徑的選擇 由車床功率N=7.5kw,查表可以選取前支承軸頸直徑:,考慮到軸承的直徑系列均為5的倍數(shù)，故取 后支承軸頸直徑 D2=(0.7～0.85)D1=70～85mm 選取 D2=80 mm 2）主軸內(nèi)徑的選擇 車床主軸由于要通過棒料，安裝自動卡盤的操縱機構(gòu)及通過卸頂尖的頂桿，必須是空心軸。 確定孔徑的原則是在滿足對空心主軸孔徑要求和最小壁厚要求以及不削弱主軸剛度的要求盡可能取大些。由車床主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)（GB1582-79,JB/Z143-79）查得最大工件回轉(zhuǎn)直徑D=400mm的主軸通孔直徑d≧50 推薦：普通車床d/D(或d1/D1)=0.55～0.6 其中 D—主軸的平均直徑，D=(D1+D2)/2==90 d1—前軸頸處內(nèi)孔直徑d=(0.55～0.6)D=49.5～54mm 所以，內(nèi)孔直徑取d=50mm 3）前錐孔尺寸 前錐孔用來裝頂尖或其它工具錐柄，要求能自鎖，目前采用莫氏錐孔。選擇如下：莫氏錐度號取5號、標準莫氏錐度尺寸為： 大端直徑 D=63.348mm、錐度、長度L=181mm 4）主軸前端懸伸量的選擇 確定主軸懸伸量a的原則是在滿足結(jié)構(gòu)要求的前提下，盡可能取小值。 主軸懸伸量與前軸頸直徑之比a/D=0.6～1.5 a=(0.6～1.5)D1=60～150 mm 所以，懸伸量取100mm 5）支承跨距及懸伸長度 為了提高主軸剛度，應(yīng)盡量縮短主軸的外伸長度a，選擇適當?shù)闹С锌缇郘。一般推薦取 跨距L小時，軸承變形對軸端變形影響大。所以軸承剛度小時，應(yīng)選大值，軸剛性差時，則取小值。其大小很大程度上受其他結(jié)構(gòu)的限制，常常不能滿足以上要求。在安排結(jié)構(gòu)時力求接近即可。 6）頭部尺寸的選擇 對機床主軸的頭部廣泛采用短圓周式結(jié)構(gòu)，懸伸短，剛度好。在此選擇B型，主軸前端軸徑D1=100mm,故選代號為6的B型結(jié)構(gòu)。其公稱直徑D=106.375,、偏差為+0.010、D1=170、D2=133.4、d1=19.05、d2=14、d3=M6、B=25、=14、h=5。 7）主軸材料與熱處理 材料為45鋼，調(diào)質(zhì)到220～250HBS，主軸端部錐孔、定心軸頸或定心圓錐面等部位局部淬硬至HRC50～55，軸徑應(yīng)淬硬。 8） 主軸軸承 主軸的前軸承選取3182100系列雙列向心短圓柱滾子軸承。這種軸承承載能力大，內(nèi)孔有1：12錐度，磨擦系數(shù)小，溫升低，但不能承受軸向力，必須和能承受軸向力的軸承配合使用，因此整個部件支承結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜。 6 傳動軸的估算 傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下列公式估算傳動軸直徑： mm 其中：N—該傳動軸的輸入功率 KW Nd—電機額定功率； —從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積 —該傳動軸的計算轉(zhuǎn)速r/min —每米長度上允許的扭轉(zhuǎn)角(deg/m),可根據(jù)傳動軸的要求選取如表3.2所示： 表3.2 剛度要求 允許的扭轉(zhuǎn)角 主 軸 一般的傳動軸 較低的傳動軸 0.5—1 1—1.5 1.5—2 對于一般的傳動軸，取=1.5。取估算的傳動軸長度為500mm。 對Ⅰ軸有： KW =800r/min 預(yù)取mm 對Ⅱ軸有：KW =1120 r/min mm 預(yù)取 對Ⅲ軸有： KW =140 mm 預(yù)取 采用花鍵軸結(jié)構(gòu)，即將估算的傳動軸直徑d減小7%為花鍵軸的直徑，在選相近的標準花鍵。 =32×0.93=29.76 =38×0.93=35.34 =46×0.93=42.78 查表可以選取花鍵的型號其尺寸分別為 軸取 6-30×26×6 軸取 6-38×33×10 軸取 6-43×40×12 7 片式摩擦離合器的選擇和計算 片式摩擦離合器可以在運轉(zhuǎn)中接通或斷開，且具有結(jié)合平穩(wěn)、沒有沖擊、結(jié)構(gòu)緊湊等特點，部分零件已標準化。在機床主軸箱變速傳動中用于主軸的啟動和正、反轉(zhuǎn)。 1、 摩擦離合器上扭矩的計算 由上可知軸Ⅰ取 6-32×28×7，直徑為32mm、轉(zhuǎn)速為。 摩擦離合器所在軸（Ⅰ軸）的扭矩由下式計算： 式中：—離合器的額定靜扭矩 K—安全系數(shù) —運轉(zhuǎn)時最大扭矩 N—電動機額定功率 —Ⅰ軸計算轉(zhuǎn)速 —電動機軸到Ⅰ軸傳動效率 由上知：N=7.5KW、=800、=0.96。查《機床設(shè)計手冊》表得 K=1.5。則 由表查的摩擦離合器外片外徑D=110mm，內(nèi)片內(nèi)徑d=40mm， 則其平均圓周速度 2、 計算摩擦面對數(shù)Z 式中：f—摩擦片間摩擦系數(shù) [p]—許用壓強MPa D—摩擦片外片外徑mm d—摩擦片內(nèi)片內(nèi)徑mm Kv—速度修正系數(shù) Kz— 結(jié)合面數(shù)修正系數(shù) Km— 接觸系數(shù)修正系數(shù) 查表12得f=0.06、[p]=1.2.；查表13得Kv =0.94、Km =0.84 將以上數(shù)據(jù)代入上式得。由于值不大，故可通過增加摩擦片片數(shù)以減小摩擦片直徑，進而減小軸徑，從而可使軸的徑向尺寸減小?，F(xiàn)取摩擦離合器外片外徑D=90mm，內(nèi)片內(nèi)徑d=30mm。則 查表13得Kv =0.94、Km =0.84 將以上數(shù)據(jù)代入上式得≈15×0.64=9.6.故可取摩擦片片數(shù)為15 3 計算軸向壓力Q 軸向壓力可由下式計算： / 將D=90mm、d=30mm、 [p]=1.2、Kv =1代入上式得 Q=6782.4 N 參考文獻 [1] 機床主軸變速箱設(shè)計指導(dǎo) 清華大學(xué)曹金榜等主編 [2] 機床設(shè)計圖冊 東方紡織工學(xué)院等主編 [3] 機床設(shè)計手冊 《機床設(shè)計手冊》編寫組主編 [4] 金屬切削機床概論 （教材） [5] 金屬切削機床設(shè)計 （教材） 附錄： THE FILE TRANSMISSION GEAR SELECTION OF THE BASIC PARAMETERS 1, Reasonable choice of module: Modulus is an important gear basic parameters, the greater the modulus, the greater the tooth thickness, the bending strength of gear is also greater, and its greater carrying capacity. Instead modulus smaller tooth thickness will be thinner, the bending strength of gear will be smaller. The low profile of the gear, due to the low rotational speed, torque, and gear of the relatively large bending stress, so need to choose a larger module in order to ensure its strength. And high-speed file gear, due to the high-speed, torque small gear bending stress is relatively small, so to ensure that the bending strength of gear under the premise of the general selection of the smaller module, so that gear teeth can be increased in order to obtain larger degree of overlap, so as to achieve the purpose of reducing noise. In a modern gearbox design, the file selection module gear is different. For example, a transmission gear of a file to the five-gear gear module are: 3.5; 3; 2.75; 2.5; 2; to change over the past modulus or modulus of the same can not be the situation of Latin America. 2, a reasonable selection of pressure angle: When a gear module and set the number of teeth, the gear diameter is determined, and the gear tooth involute base circle depends on the size, the size of the base circle and under pressure angle. For the same pitch circle of gear, if its pitch circle a different pressure angle, base circle is different. When the greater the pressure angle, the base circle diameter of the smaller, more curved involute, tooth root of the tooth will thicken, increase the tooth surface radius of curvature, which can increase the tooth bending strength and contact strength. When reducing the pressure angle, the base will become larger diameter, involute tooth profile will change some of the straight, thinning of the tooth root, tooth smaller radius of curvature, making the tooth bending strength and contact intensity will decrease, but decrease with the pressure angle, to increase the contact ratio gears, reducing the stiffness of the tooth, and can reduce the entry and exit load at the time of engagement, all of which are beneficial to reduce noise. There-fore, low profile gear, often larger pressure angle in order to meet the strength requirements; and regular use of high-speed file smaller gear pressure angle in order to meet the requirements of its lower noise. For example: a gear module 3, the number of teeth of 30, when the pressure angle of 17.5 degrees for the circular tooth thickness of the base to 5.341; when the pressure angle of 25 degrees, the tooth thickness of the base circle to 6.716; its base circle to increase the tooth thickness 25%, so increase the pressure angle to increase their flexural strength. 3, A reasonable selection of Helix Angle: Compared with the straight gear, helical gear drive with a smooth, coincidence degree, the impact is small and the advantages of small noise. As a result of the present with synchronous transmission, and transmission will no longer be a direct mobile gear meshing with another gear, but with all the gears are meshing, so that'll bring convenience to the use of helical gear, so to bring the gearbox synchronizer Most of the use of helical gear. Helical gear as a result of the characteristics of the entire tooth width decision not to enter the mesh at the same time all but one end of first gear into the mesh, with the drive gear along the tooth width direction mesh gradually until all the teeth have wide access to mesh, so the actual meshing helical gear spur the region than the large. When the tooth when a certain width, the contact ratio of helical gear with helix angle increases. Carrying capacity is also stronger, have better stability. In theory, the better helix angle, but the helix angle increases, the axial force will also increase, so that reduces the transmission efficiency. In the modern design of the gearbox, in order to ensure smooth gear drive, low noise and less impact, all . Files for°gear should choose a larger helix angle, generally about 30 high-speed gear as a result of the higher speed, for a smooth, low impact, low noise, so the use of small modulus, large helical angle; and low-profile gear module using the larger, smaller helix angle. 4, The perspective of a reasonable modification is selected: With good conditions for the lubrication of the hardened gear is generally believed that the main danger is in the cycle under alternating stress, the fatigue crack Dedendum gradual expansion of the tooth root fracture caused by the failure. Failure in the gear transmission is a part of this. In order to avoid a broken tooth, should be to maximize the tooth root bending strength, and the use is changed, and can achieve this objective. Under normal circumstances, the greater the coefficient, the smaller values tooth, tooth bending stress on the smaller, the higher the bending strength of teeth. In the hardened gear, the tooth surface pitting failure is one of the reasons off. Increased engagement angle, can reduce the inter-tooth contact stress and maximum slip rates, can greatly increase the ability of anti-pitting. And increased engagement angle, it must have a gear shift is introduced, thereby enhancing contact strength of tooth surface can improve the flexural strength of tooth roots, so as to enhance the effect of the carrying capacity of gears. However, for helical gear drive, variable coefficient is too large, and will total tooth length of the contact line, but to reduce its carrying capacity. At the same time, the greater the coefficient, as a result of tooth to tip increases, the thickness of the tip will be smaller, which will affect the strength of the top teeth. Therefore, in the design of a modern gearbox, the majority of all reasonable use of gear shift is the angle in order to maximize its advantages. Mainly in the following design criteria: low profile for the gear pair, the driving gear of the coefficient should be larger than the passive gear shift coefficient, and pair of high-speed profile, the driving gear of the coefficient should be less than passive coefficient gear. gear with the modification coefficient increased gradually stalls xiajiang. This is because low-grade zones as a result of low rotational speed, torque, and gear for high intensity, so the need to use more of the modification coefficient da. The total of the gear profile shift coefficient is positive (of the anglel shift as amended), and increased with the stalls and gradually decreased. The smaller the total coefficient, a pair of pair of tooth root of the thickness of the total will be thin, tooth root becomes weak, the lower the bending strength, but decreased as a result of the stiffness of the tooth, easy to absorb shock and vibration, so can reduce the noise. And tooth contact ratio will increase, which bear a single tooth at the time of maximum load Dedendum recent focus distance, the reduced bending moment, which is equivalent to increase the strength of the tooth root, which as a result of thinning and weakened tooth root strength offset factor. Therefore, the greater the overall coefficient, the higher the strength of the tooth root, but the noise may increase. Thus high-speed gear to choose a smaller file of the total coefficient, and low-profile gear must be chosen larger coefficient 5, to improve tip high coefficient: Top gear in the transmission of high quality factor, the impact of focusing on adaptation, in the main impact of helical gear contact ratio face. Coincidence degree by the end of the formula, we can see that when the number of teeth and meshing certain angle, the tooth tip is affected by tooth pressure angle coefficient of the top high impact factor the greater the high-tip, round tip the greater the pressure angle, contact ratio is The greater and ore stable drive. However, the high coefficient the greater the tip, the thickness of the top teth will become thin, thus affecting the strength tip. At the same time, at least not from the tooth root formula, the high coefficient the greater the tip, at least not the root will increase the number of gear, otherwise, they would have a root cutting. As a result, guarantees of non-root tip-cut and sufficient strength, increased tooth top high coefficient of coincidence degree for the increase is significant. Top gear in the transmission of high quality factor, the impact of focusing on adaptation, in the main impact of helical gear contact ratio face. Coincidence degree by the end of the formula, we can see that when the number of teeth and meshing certain angle, the tooth tip is affected by tooth pressure angle coefficient of the top high impact factor the greater the high-tip, round tip the greater the pressure angle, contact ratio is The greater and more stable drive. However, the high coefficient the greater the tip, the thickness of the top teeth will become thin, thus affecting the strength tip. At the same time, at least not from the tooth root formula, the high coefficient the greater the tip, at least not the root will increase the number of gear, otherwise, they would have a root cutting. As a result, guarantees of non-root tip-cut and sufficient strength, increased tooth top high coeff-icient of coincidence degree for the increase is significant. The above is from the module, pressure angle, helix angle, coefficient and a high coefficient of this addendum to an independent analysis of the five aspects of gear design trends. In fact between the various para-meters are inter-related, involved with each other, the choice of transmission parameters, it is necessary to take into account their strengths and weaknesses, but also consider the relationship between them, so in order to maximize their strengths and avoid weaknesses to improve transmission performance. 變速箱各檔齒輪基本參數(shù)的選擇 1、合理選用模數(shù) 模數(shù)是齒輪的一個重要基本參數(shù)，模數(shù)越大，齒厚也就越大，齒輪的彎曲強度也越大，它的承載能力也就越大。反之模數(shù)越小，齒厚就會變薄，齒輪的彎曲強度也就越小。對于低速檔的齒輪，由于轉(zhuǎn)速低、扭矩大，齒輪的彎曲應(yīng)力比較大，所以需選用較大的模數(shù)，以保證其強度要求。而高速檔齒輪，由于轉(zhuǎn)速高、扭矩小，齒輪的彎曲應(yīng)力比較小，所以在保證齒輪彎曲強度的前提下，一般選用較小的模數(shù)，這樣就可以增加齒輪的齒數(shù)，以得到較大的重合度，從而達到降低噪聲的目的。 在現(xiàn)代變速箱設(shè)計中，各檔齒輪模數(shù)的選擇是不同的。例如，某變速箱一檔齒輪到五檔齒輪的模數(shù)分別是：3.5；3；2.75；2.5；2；從而改變了過去模數(shù)相同或模數(shù)拉不開的狀況。 2、合理選用壓力角 當一個齒輪的模數(shù)和齒數(shù)確定了，齒輪的分度圓直徑也就確定了，而齒輪的漸開線齒形取決于基圓的大小，基圓大小又受到壓力角的影響。對于同一分度圓的齒輪而言，若其分度圓壓力角不同，基圓也就不同。當壓力角越大時，基圓直徑就越小，漸開線就越彎曲，輪齒的齒根就會變厚，齒面曲率半徑增大，從而可以提高輪齒的彎曲強度和接觸強度。當減小壓力角時，基圓直徑就會變大，齒形漸開線就會變的平直一些，齒根變薄，齒面的曲率半徑變小，從而使得輪齒的彎曲強度和接觸強度均會下降，但是隨著壓力角的減小，可增加齒輪的重合度，減小輪齒的剛度，并且可以減小進入和退出嚙合時的動載荷，所有這些都有利于降低噪聲。因此，對于低速檔齒輪，常采用較大的壓力角，以滿足其強度要求；而高速檔齒輪常采用較小的壓力角，以滿足其降低噪聲的要求。 例如：某一齒輪模數(shù)為3，齒數(shù)為30，當壓力角為17.5度時基圓齒厚為5.341；當壓力角為25度時，基圓齒厚為6.716；其基圓齒厚增加了25%左右，所以增大壓力角可以增加其彎曲強度。 3、合理選用螺旋角 與直齒輪相比，斜齒輪具有傳動平穩(wěn)，重合度大，沖擊小和噪聲小等優(yōu)點?，F(xiàn)在的變速箱由于帶同步器，換檔時不再直接移動一個齒輪與另一個齒輪嚙合，而是所有的齒輪都相嚙合，這樣就給使用斜齒輪帶來方便，因此帶同步器的變速箱大多都使用斜齒輪。 由于斜齒輪的特點，決定了整個齒寬不是同時全部進入嚙合的，而是先由輪齒的一端進入嚙合，隨著輪齒的傳動，沿齒寬方向逐漸進入嚙合，直到全部齒寬都進入嚙合，所以斜齒輪的實際嚙合區(qū)域比直齒輪的大。當齒寬一定時，斜齒輪的重合度隨螺旋角增加而增加。承載能力也就越強，平穩(wěn)性也就越好。從理論上講，螺旋角越大越好，但螺旋角增大，會使軸向分力也增大，從而使得傳遞效率降低了。 在現(xiàn)代變速箱的設(shè)計中，為了保證齒輪傳動的平穩(wěn)性、低噪聲和少沖擊，所有齒輪都要選擇較大的螺旋角，一般都在30°左右。對于高速檔齒輪由于轉(zhuǎn)速較高，要求平穩(wěn)，少沖擊，低噪聲，因此采用小模數(shù)，大螺旋角；而低速檔齒輪則用較大模數(shù)，較小螺旋角。 4、合理選用正角度變位 對于具有良好潤滑條件的硬齒面齒輪傳動，一般認為其主要危險是在循環(huán)交變應(yīng)力作用下，齒根的疲勞裂紋逐漸擴張造成齒根斷裂而失效。變速箱中齒輪失效正是屬于這一種。為了避免輪齒折斷，應(yīng)盡量提高齒根彎曲強度，而運用正變位，則可達到這個目的。一般情況下，變位系數(shù)越大，齒形系數(shù)值就越小，輪齒上彎曲應(yīng)力越小，輪齒彎曲強度就越高。 在硬齒面的齒輪傳動中，齒面點蝕剝落也是失效原因之一。增大嚙合角，可降低齒面間的接觸應(yīng)力和最大滑動率，能大大提高抗點蝕能力。而增大嚙合角，則必須對一副齒輪都實行正變位，這樣既可提高齒面的接觸強度，又可提高齒根的彎曲強度，從而達到提高齒輪的承載能力效果。但是，對于斜齒輪傳動，變位系數(shù)過大，又會使輪齒總的接觸線長度縮短，反而降低其承載能力。同時，變位系數(shù)越大，由于齒頂圓要隨之增大，其齒頂厚度將會變小，這會影響齒頂?shù)膹姸取? 因此在現(xiàn)代變速箱的設(shè)計中，大多數(shù)齒輪均合理采用正角度變位，以最大限度發(fā)揮其優(yōu)點。主要有以下幾個設(shè)計準則： l 對于低速檔齒輪副來說，主動齒輪的變位系數(shù)應(yīng)大于被動齒輪的變位系數(shù)，而對高速檔齒輪副，其主動齒輪的變位系數(shù)應(yīng)小于被動齒輪的變位系數(shù)。 l 主動齒輪的變位系數(shù)隨檔位的升高而逐漸下降。這是因為低檔區(qū)由于轉(zhuǎn)速低、扭矩大，齒輪強度要求高，因此需采用較da的變位系數(shù)。 l 各檔齒輪的總變位系數(shù)都是正的（屬于角變位修正），而且隨著檔位的升高而逐漸減小。總變位系數(shù)越小，一對齒輪副的齒根總的厚度就越薄，齒根就越弱，其抗彎強度就越 低，但是由于輪齒的剛度減小，易于吸收沖擊振動，故可降低噪聲。而且齒形重合度會增加，這使得單齒承受最大載荷時的著力點距齒根近，使得彎曲力矩減小，相當于提高了齒根強度，這對由于齒根減薄而消弱強度的因素有所抵消。所以總變位系數(shù)越大，則齒根強度越高，但噪聲則有可能增大。因此高速檔齒輪要選擇較小的總變位系數(shù)，而低速檔齒輪則必須選用較大的總變位系數(shù)。 5、提高齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)在傳動質(zhì)量指標中，影響著重合度，在斜齒輪中主要影響端面重合度。由端面重合度的公式可知，當齒數(shù)和嚙合角一定時，齒頂圓壓力角是受齒頂高系數(shù)影響的，齒頂高系數(shù)越大，齒頂圓壓力角也越大，重合度也就越大，傳動也就越平穩(wěn)。但是，齒頂高系數(shù)越大，齒頂厚度就會越薄，從而影響齒頂強度。同時，從最少不根切齒數(shù)公式來看，齒頂高系數(shù)越大，最少不根切齒數(shù)就會增加，否則的話，就會產(chǎn)生根切。因此，在保證不根切和齒頂強度足夠的情況下，增大齒頂高系數(shù)，對于增加重合度是有意義的。 因此在現(xiàn)代變速箱的設(shè)計中，各檔齒輪的齒頂高系數(shù)都選擇較大的值，一般都大于1.0，稱為細高齒，這對降低噪聲，增加傳動平穩(wěn)性都有明顯的效果。對于低速檔齒輪，為了保證其具有足夠的齒根彎曲強度，一般選用較小的齒頂高系數(shù)；而高速檔齒輪，為了保證其傳動的平穩(wěn)性和低噪聲，一般選用較大的齒頂高系數(shù)。 以上是從模數(shù)、壓力角、螺旋角、變位系數(shù)和齒頂高系數(shù)這五個方面去獨立分析齒輪設(shè)計趨勢。實際上各個參數(shù)之間是互相影響、互相牽連的，在選擇變速箱的參數(shù)時，既要考慮它們的優(yōu)缺點，又要考慮它們之間的相互關(guān)系，從而以最大限度發(fā)揮其長處，避免短處，改善變速箱的使用性能。