臥式升降臺銑床主傳動設(shè)計[P=3kw 轉(zhuǎn)速 35.5 1800 公比1.26,z=18)【含CAD高清圖紙和說明書】

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潤滑與密封32第5章 結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明335.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案335.2 展開圖及其布置33結(jié) 論34參考文獻34 第1章 緒論隨著社會生產(chǎn)的進步和科學(xué)技術(shù)的不斷發(fā)展，機電產(chǎn)品的質(zhì)量和生產(chǎn)率的要求越來越高。研究本課題對提高機電產(chǎn)品生產(chǎn)率，保證產(chǎn)品質(zhì)量，改善勞動強度和降低生產(chǎn)成本等都非常重要。車床產(chǎn)業(yè)發(fā)展到現(xiàn)在，技術(shù)已相經(jīng)當(dāng)成熟。高效率、高精度、多樣化、自動化已成為當(dāng)今社會車床發(fā)展的特征。機床的特點就是多樣化發(fā)展，技術(shù)的飛速發(fā)展和產(chǎn)品的更新使車床必須多樣化，目前車床主要是多品種小批生產(chǎn)，因此現(xiàn)代機床不但要保障加工精度和高度自動化，而且必須有一定的鋼度和柔性，這樣才能更加適應(yīng)加工。1.1選題的目的機床主軸變速箱設(shè)計是在學(xué)完基礎(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課及有關(guān)專業(yè)課的基礎(chǔ)上進行的綜合訓(xùn)練。通過這次畢業(yè)設(shè)計，我可以掌握機床主軸變速箱設(shè)計過程和方法，包括參數(shù)擬定、傳動設(shè)計、零件計算、結(jié)構(gòu)設(shè)計等，鍛煉了結(jié)構(gòu)分析和設(shè)計能力；綜合應(yīng)用過去所學(xué)的理論知識，提高聯(lián)系實際和綜合分析能力；訓(xùn)練和提高設(shè)計的基本技能，如計算、制圖、應(yīng)用設(shè)計資料、標準和規(guī)范、編寫技術(shù)文件等。1.2研究的主要內(nèi)容車床主軸變速箱設(shè)計是在學(xué)完基礎(chǔ)課，技術(shù)基礎(chǔ)課及相關(guān)專業(yè)課的基礎(chǔ)上進行的綜合訓(xùn)練。主要內(nèi)容如下：1.2.1擬定主運動參數(shù)根據(jù)車床的類型、規(guī)格等特點，查知典型工藝的切削用量，結(jié)合實際條件及情況，并與同類型車床比較分析后確定：極限轉(zhuǎn)速，公比（或級數(shù) Z ），和主傳動電機功率N。1.2.2運動設(shè)計 根據(jù)擬定的參數(shù)，完成結(jié)構(gòu)網(wǎng)和轉(zhuǎn)速圖并對其分析，確定傳動結(jié)構(gòu)方案和傳動系統(tǒng)圖，計算各傳動副的傳動比和齒輪的齒數(shù)，并驗算主軸的轉(zhuǎn)速誤差。1.2.3動力計算和結(jié)構(gòu)草圖設(shè)計估算軸徑d以及齒輸模數(shù)m，選擇和計算反向離合器，制動器。將各傳動件和其它零件在展開圖和剖面圖上做簡單的安排，布置和設(shè)計。1.2.4傳動件驗算根據(jù)以上結(jié)構(gòu)草圖，對一根傳動軸的剛度和強度，以及該軸系的軸承的壽命進行驗算。1.2.5裝配設(shè)計車床主軸變速箱的裝配圖是以結(jié)構(gòu)草圖為“底稿”，進行設(shè)計和繪制的。設(shè)計主軸變速箱的結(jié)構(gòu)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(gòu)、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)接件的結(jié)果設(shè)計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。圖上各零部件要表達清楚，并標注尺寸和配合。1.2.6編寫設(shè)計說明書應(yīng)包括車床的用途、特點及主要技術(shù)參數(shù)，同類型車床的方案及結(jié)構(gòu)的分析對比，參數(shù)擬定，運動設(shè)計，動力計算和結(jié)構(gòu)草圖設(shè)計，傳動件驗算，裝配圖設(shè)計等，此外，還應(yīng)對重要結(jié)構(gòu)的選擇和分析做必要的說明。1.3 課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求題目：臥式升降臺銑床主傳動設(shè)計銑床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：主軸最低轉(zhuǎn)速35.5r/ min；主軸最高轉(zhuǎn)速1800r/ min；主軸轉(zhuǎn)速公比1.26；主電動機功率3KW。34第2章 銑床參數(shù)的擬定2.1銑床主參數(shù)和基本參數(shù)銑床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：變速級數(shù)Z正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )電機功率N（kw）公比1835.531.262.2銑床的變速范圍R和級數(shù)Z 由公式R=，其中 =1.26，R=50.8，可以計算z=182.3確定級數(shù)主要其他參數(shù)2.3.1 擬定主軸的各級轉(zhuǎn)速依據(jù)題目要求選級數(shù)Z=8， =1.26=1.064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。各級轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標準的數(shù)列表中查出，按標準轉(zhuǎn)速數(shù)列為：35.5,45,56,71,90,112,142,180,224,275,350，450，560，710，900，1120，1420，18002.3.2 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。根據(jù)題設(shè)條件電機功率為3KW可選取電機為：Y100L-4額定功率為3KW，滿載轉(zhuǎn)速為1420r/min.2.3.3確定結(jié)構(gòu)式將主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)分解因子，可能的方案有：第一行 第二行 在上面的兩行方案中，第一行方案是由11對傳動副組成的兩個變速組，這兩個變速組串聯(lián)構(gòu)成了主軸的18級轉(zhuǎn)速。這樣的方案能夠省掉一根軸，但有一個傳動組內(nèi)將出現(xiàn)9個傳動副。假如用一個九聯(lián)滑移齒輪，那么軸向尺寸會增大。假如采用若干個雙聯(lián)滑移齒輪與若干個三聯(lián)滑移齒輪組合使用，那么，為了防止各滑移齒輪同時嚙合，操縱機構(gòu)必須實現(xiàn)互鎖。綜上所述，第一行中的方案一般不采用。對于第二行中的三個方案，將出現(xiàn)三個變速組，每個變數(shù)組中有2個或者3個傳動副。我們能夠采用雙聯(lián)或者三聯(lián)滑移齒輪來變速。該行方案中總的傳動副數(shù)最少，軸向尺寸較小，操縱機構(gòu)也相對簡單。因此，在主軸轉(zhuǎn)速為18級的分級變速系統(tǒng)設(shè)計中，通常采用第二行中的方案。根據(jù)公式可得，傳動件所傳遞的功率P與它的計算轉(zhuǎn)速決定了傳遞轉(zhuǎn)矩T。一般情況下，從電動機到主軸為降速傳動。即所謂的“近電機高轉(zhuǎn)速”，從而計算轉(zhuǎn)速也較高，那么需要傳遞的轉(zhuǎn)矩就較小，尺寸也較小。根據(jù)傳動副的“前多后少”原則，即將傳動副較多的變速組安排在靠近電動機處，這樣可以多些小尺寸的零件，少些大尺寸的零件，不僅可以節(jié)省材料，還可以使變速箱結(jié)構(gòu)緊湊。因此，對于第二行中的三種方案，我們通常采用的方案，它表示該傳動系統(tǒng)是由3個變速組共8對傳動副組成（不包含可能的定比傳動副）。在方案中，由于基本組與擴大組之間的排列順序不同，又將衍生出6種不同的方案。6種方案的結(jié)構(gòu)式如下： 在這6個方案中，首先應(yīng)對各個方案變速組的變速范圍進行驗算。在一般情況下，變速范圍最大的是最后一個擴大組，所以只需要對最后一個擴大組的變速范圍進行校驗。設(shè)計機床的變速系統(tǒng)中，在降速傳動時，為了避免從動齒輪的直徑過大而使徑向尺寸隨之增大，通常使傳動副的最小傳動比。在升速傳動中，防止產(chǎn)生過大的噪聲與震動，通常使傳動副的最大傳動比。對于斜齒圓柱齒輪傳動比較平穩(wěn)，所以取。故，在一般情況下變速組的變速范圍應(yīng)滿足以下條件： 在、這四種方案中，最后一個擴大組都是，其變速范圍： 所以不滿足傳動組的極限變速范圍要求。在、這兩種方案中，最后一個擴大組都是，其變速范圍： 滿足傳動組的極限變速范圍要求。根據(jù)中間軸變速范圍最小的原則，即“前密后疏”，方案為最佳方案，結(jié)構(gòu)式為：。2.3.4確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)畫出結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下：(變速系統(tǒng)共需4根軸，其中軸為主軸) 圖1 結(jié)構(gòu)網(wǎng)2.3.5繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖（1）選擇電動機：采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。（2）繪制轉(zhuǎn)速圖： 圖2 轉(zhuǎn)速圖（3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖2-3：1-2軸最小中心距：A1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和:Szmin(Zmax+2+D/m) 圖3 主傳動系統(tǒng)圖2.4 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)(1)Sz100-120,中型機床Sz=70-100(2)直齒圓柱齒輪Zmin18-20（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設(shè)計要求Zmin1820,齒數(shù)和Sz100120，由表4.1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表2-2。（1） 確定各變速組內(nèi)齒輪齒數(shù)由以上確定的各個傳動比，根據(jù)參考文獻1表5-2，有： a變速組， ， 時，=，58，60，62，64，66，68，70，72，74，76，時，=，56，59，61，63，65，66，68，70，72，74，時，=57，59，60，62，65，67，70，72，73，75，可知，=70和72是共同適用的，可取=72。再由參考文獻1表5-2查出各對齒輪副中小齒輪的齒數(shù)為：36、32和28。則：； b變速組， ， 時，=，70，72，74，75，77，79，81，82，83，84， 時，=，70，72，73，75，77，78，80，82，83，85， 時，=，66，67，70，71，75，79，80，83，84，87，可取=83，查出齒輪齒數(shù)為：37、32、和20。； c變速組， 時，=，80，84，85，95，96，99，100，104，105， 時，=，92，93，95，96，98，99，101，102，104，可取=99，查出齒輪齒數(shù)為：20和33。則： ；第3章 傳動件的計算3.1 帶傳動設(shè)計輸出功率P=3kW,轉(zhuǎn)速n1=1420r/min,n2=900r/min3.1.1計算設(shè)計功率Pd表4 工作情況系數(shù)工作機原動機類類一天工作時間/h10161016載荷平穩(wěn)液體攪拌機；離心式水泵；通風(fēng)機和鼓風(fēng)機（）；離心式壓縮機；輕型運輸機1.01.11.21.11.21.3載荷變動小帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風(fēng)機（）；發(fā)電機；旋轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩1.11.21.31.21.31.4載荷變動較大螺旋式運輸機；斗式上料機；往復(fù)式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械1.21.31.41.41.51.6載荷變動很大破碎機（旋轉(zhuǎn)式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機1.31.41.51.51.61.8根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時），查機械設(shè)計P296表4，取KA1.1。即3.1.2選擇帶型普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設(shè)計功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按機械設(shè)計P297圖1311選取。根據(jù)算出的Pd3.3kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n11420r/min ，查圖得：dd=80100可知應(yīng)選取A型V帶。3.1.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速由機械設(shè)計P298表137查得，小帶輪基準直徑為80100mm則取dd1=95mm ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得）表3 V帶帶輪最小基準直徑槽型YZABCDE205075125200355500由機械設(shè)計P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得=160mm 誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率）誤差 符合要求 帶速 滿足5m/sv300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。總之，小帶輪選H型孔板式結(jié)構(gòu)，大帶輪選擇E型輪輻式結(jié)構(gòu)。帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。3.1.7確定帶的張緊裝置 選用結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。3.1.8計算壓軸力 由機械設(shè)計P303表1312查得，A型帶的初拉力F0123.75N，上面已得到=171.2o，z=3，則對帶輪的主要要求是質(zhì)量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉(zhuǎn)速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應(yīng)力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側(cè)面間的夾角是40，為了適應(yīng)V帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角 為32、34、36、38（按帶的型號及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見表7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。表 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 項目 符號 槽型 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f z 輪槽數(shù) 外徑 d a 輪 槽 角 32 對應(yīng)的基準直徑 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 極限偏差 1 0.5 V帶輪按腹板（輪輻）結(jié)構(gòu)的不同分為以下幾種型式： （1） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd(2.53)d時)，如圖7 -6a。 （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd 300mm 時)，如圖7-6b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪(ddd) 100 mm 時)，如圖7 -6c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd 500mm 時)，如圖7-6d。（a） （b） （c） （d）圖7-6 帶輪結(jié)構(gòu)類型根據(jù)設(shè)計結(jié)果，可以得出結(jié)論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）3.2 計算轉(zhuǎn)速的計算（1）主軸的計算轉(zhuǎn)速nj，由公式n=n得，主軸的計算轉(zhuǎn)速nj=100.037r/min，取100r/min。(2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 軸3=425 r/min， 軸2=670 r/min，軸1=850r/min。（2）確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。表6 各軸計算轉(zhuǎn)速軸 號 軸 軸 軸計算轉(zhuǎn)速 r/min 850670425（3） 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。表7 齒輪副計算轉(zhuǎn)速序號ZZZZZn8508506706704253.3 齒輪模數(shù)計算及驗算（1）模數(shù)計算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即mj=16338可得各組的模數(shù)，如表8所示。表8 模數(shù)組號基本組第一擴大組第二擴大組模數(shù) mm 444（2）基本組齒輪計算。表9 基本組齒輪幾何尺寸見下表齒輪Z1Z1 Z2Z2 Z3Z3齒數(shù)324028562448分度圓直徑12816011222496192齒頂圓直徑136168120232104200齒根圓直徑11815010221486182 齒寬242424242424按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB286HB，平均取240HB。計算如下： 齒面接觸疲勞強度計算： 接觸應(yīng)力驗算公式為 彎曲應(yīng)力驗算公式為： 式中 N-傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動機功率; -計算轉(zhuǎn)速（r/min）. ; m-初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=4（mm）; B-齒寬（mm） z-小齒輪齒數(shù) u-小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比 -壽命系數(shù)； = -工作期限系數(shù)； T-齒輪工作期限，這里取T=15000h.; -齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min） -基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取=，彎曲載荷取= m-疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6; -轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，查【5】2上，取=0.60 -功率利用系數(shù)，查【5】2上，取=0.78 -材料強化系數(shù)，查【5】2上， =0.60 -工作狀況系數(shù)，取=1.1 -動載荷系數(shù)，查【5】2上，取=1 -齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2上，=1 Y-齒形系數(shù)，查【5】2上，Y=0.386；-許用接觸應(yīng)力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；-許用彎曲應(yīng)力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa =78 Mpa（3）擴大組齒輪計算。第一擴大組齒輪幾何尺寸見下表齒輪Z4Z4 Z5Z5Z6Z6齒數(shù)463732512063分度圓直徑18414812820480252齒頂圓直徑19215613621288260齒根圓直徑17413811819470242 齒寬242424242424第二擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪Z5Z5Z6Z6齒數(shù)66332079分度圓直徑26413280316齒頂圓直徑27214088324齒根圓直徑25412270306齒寬24242424按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB286HB，平均取240HB。 同理根據(jù)基本組的計算，查文獻【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3.5，=355；可求得：=619 Mpa =135Mpa 3.4 傳動軸最小軸徑的初定由【5】式6，傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計算： d=1.64（mm） 或 d=91（mm）式中 d-傳動軸直徑（mm） Tn-該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000； N-該軸傳遞的功率（KW） -該軸的計算轉(zhuǎn)速 -該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角，=。各軸最小軸徑如表10。表10 最小軸徑軸 號 軸 軸最小軸徑mm 3540 第4章 主要零部件的選擇 4.1 軸承的選擇I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸：對稱布置深溝球軸承6009III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C中間布置角接觸球軸承代號7012C4.2 鍵的規(guī)格 I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格：BXL=10X56 II軸選擇花鍵規(guī)格：N d =8X36X40X7 III軸選擇鍵規(guī)格：BXL=14X90 4.3 零件驗算4.3.1 主軸剛度4.3.1.1 主軸支撐跨距的確定前端懸伸量：主軸前端的懸伸長度，即從主軸外側(cè)前支撐中點（滾錐軸承及向心推力軸承則是接觸角法線與軸線的交點處）到主軸前端的距離。這里選定。一般最佳跨距，考慮到結(jié)構(gòu)以及支承剛度會因磨損而不斷降低，應(yīng)取跨距比最佳支承跨距 大一些，一般是的倍，再綜合考慮結(jié)構(gòu)的需要，本設(shè)計取。4.3.1.2 最大切削合力P的確定最大圓周切削力須按主軸輸出全功率和最大扭矩確定（4-8）其中：電動機額定功率()，；主傳動系統(tǒng)的總效率，為各傳動副、軸承的效率，總效率。由前文計算結(jié)果， 。??；主軸的計算轉(zhuǎn)速，由前文計算結(jié)果，主軸的計算轉(zhuǎn)速為；計算直徑，對于臥式銑床，為最大端銑刀計算直徑，對于工作臺寬度為250mm的臥式銑床,其端銑刀的計算直徑及寬度分別為，?？梢缘玫?，驗算主軸組件剛度時，須求出作用在垂直于主軸軸線的平面內(nèi)的最大切削合力。對于臥式升降臺銑床的銑削力，一般按端銑計算。不妨假設(shè)本銑床進給系統(tǒng)的末端傳動副有消隙機構(gòu)，應(yīng)采用不對稱順銑，則各切削分力、同的比值可大致認為； ； 。則，即與水平面成角，在水平面的投影與成角。4.3.1.3 切削力作用點的確定設(shè)切削力的作用點到主軸前支撐的距離為 （4-9）其中：主軸前端的懸伸長度，；對于普通升降臺銑床?？梢缘玫剑?.3.1.4 齒輪驅(qū)動力Q的確定齒輪傳動軸受輸入扭矩的齒輪驅(qū)動力的作用而產(chǎn)生彎曲變形，當(dāng)齒輪為直齒圓柱齒輪時，其嚙合角，齒面摩擦角時，其彎曲載荷（4-10）其中：齒輪傳遞的全功率()，??；該齒輪的模數(shù)、齒數(shù)；該傳動軸的計算工況轉(zhuǎn)速?？梢缘玫?，4.3.1.5 變形量允許值的確定變形量允許值：對普通機床前端撓度的允許值，目前廣泛 使用的經(jīng)驗數(shù)據(jù)（4-11）其中：主軸兩支撐間的距離，?？梢缘玫剑?.3.1.6 主軸組件的靜剛度驗算圖6主軸組件縱向視圖力的分布圖 7主軸組件橫向視圖力的分布選定如圖的直角坐標系，求各力同時作用下，前后軸承負荷的大小及其方向角，并判定象限。建立方程組計算主軸前后支撐處的支反力。的方向：的方向：在點的水平投影：在點的垂直投影：可以得到，即，方向與軸正方向夾角。，方向與軸正方向夾角。前后軸承的負荷大小與支反力大小相同，方向相反。故前后軸承的負荷為：，方向與軸正方向夾角。，方向與軸正方向夾角。按軸承的合成負荷，計算軸承的彈性位移。滾動軸承的徑向剛度是支承剛度的主要部分，支承剛度還包括軸承環(huán)與軸頸及箱體孔的配合表面間的接觸剛度。預(yù)緊的滾動軸承可以提高剛度。計算時可以忽略軸承環(huán)與軸頸以及箱體孔之間的接觸剛度。僅以滾動軸承的游隙為零時，承受徑向載荷來計算軸承的徑向剛度，圓錐滾子軸承的徑向剛度（4-12）其中：滾動體列數(shù)；每列中滾動體數(shù)；滾子有效長度；軸承的徑向負荷；軸承的接觸角?？梢缘玫剑昂笾С休S承的彈性位移，分別計算各作用力對彈性主軸前端點產(chǎn)生的撓度。由簡單載荷下簡支軸的變形公式，軸自身變形引起的軸點撓度公式（4-13） （4-14） 其中：載荷力；材料的彈性模量，鋼的；分別為軸的的抗彎慣性矩 （4-15）可以得到，可以得到，共同作用下，點的撓度分解將軸承的彈性位移分解為直角坐標分量，并計算它對主軸前端點產(chǎn)生的相應(yīng)撓度值。點：點：在水平面（方向）點產(chǎn)生的撓度：在垂直面（方向）點產(chǎn)生的撓度：可以得到，將主軸組件前端c 點在直角坐標上的各分量進行代數(shù)疊加后，再合成綜合撓度值并計算其方向角。分量：合成：方向角：由綜合撓度，可見，故主軸通過校核。4.3.2 傳動軸剛度4.3.2.1 齒輪驅(qū)動力Q的確定齒輪傳動軸同時受輸入扭矩的齒輪驅(qū)動力和輸出扭矩的齒輪驅(qū)動阻力的作用而產(chǎn)生彎曲變形，當(dāng)齒輪為直齒圓柱齒輪，其嚙合角，齒面摩擦角時，其彎曲載荷（4-16）其中：該齒輪傳遞的全功率，取； 該齒輪的模數(shù)和齒數(shù)； 該傳動軸的計算工況轉(zhuǎn)速； 該軸輸入扭矩的齒輪計算轉(zhuǎn)速； 該軸輸出扭矩的齒輪計算轉(zhuǎn)速。由于軸上有三種不同的驅(qū)動力和三種不同的驅(qū)動阻力，故驅(qū)動力具體的計算結(jié)果在下文討論。4.3.2.2 變形量允許值的確定齒輪傳動軸的抗彎剛度驗算，包括軸的最大撓度，滾動軸承處及齒輪安裝處的傾角驗算。其值均應(yīng)小于允許變形量及，允許變形量可由參考文獻4查得。由參考文獻3知，對于傳動軸，僅需要進行剛度計算，無須進行強度驗算。5.2.2.3 主軸組件的撓度驗算圖8 傳動軸II載荷分布其中是變速組1的驅(qū)動力，且3個驅(qū)動力不能同時作用；是變速組2的驅(qū)動阻力，且3個驅(qū)動阻力不能同時作用?？梢缘玫綄τ谳敵鲵?qū)動阻力，由于各種情況轉(zhuǎn)速不定，故應(yīng)在選定校核用軸速度以后計算。為了計算上的簡便，可以近似地以該軸的中點撓度代替最大撓度，其最大誤差不超過3%。由參考文獻4，若兩支承的齒輪傳動軸為實心的圓形鋼軸，忽略其支承變形，在單位彎曲載荷作用下，其中點撓度（4-17）其中：兩支承間的跨距，；該軸的平均直徑，；（4-18） 齒輪的工作位置至較近支撐點的距離； 輸入扭矩的齒輪在軸的中點引起的撓度； 輸出扭矩的齒輪在軸的中點引起的撓度；其余各符號定義與前文一致?？梢缘玫?，；?？梢缘玫焦室鸬闹悬c撓度最大，在計算合成撓度時使用，進行計算。此時軸轉(zhuǎn)速為?？梢缘玫?，可以得到，故引起的中點撓度最大，在計算合成撓度時使用，進行計算。由參考文獻4，中點的合成撓度（4-19）其中：被驗算軸的中點合成撓度；在橫截面上，被驗算的軸與其前、后傳動軸連心線的夾角；驅(qū)動力和阻力在橫截面上，兩向量合成時的夾角。（4-20）可以得到可以得到由綜合撓度，可見，滿足要求。由參考文獻4，傳動軸在支承點A、B處的傾角、（4-21）可以得到，可見，滿足要求，故不用計算傳動軸在齒輪處的傾角。綜上，傳動軸通過校核。4.3.3 齒輪疲勞強度驗算變速箱中齒輪強度時，選擇相同模數(shù)中承受載荷最大的及齒數(shù)最小的齒輪進行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力計算。一般對高速轉(zhuǎn)動的齒輪驗算齒面接觸應(yīng)力，對低速轉(zhuǎn)動的齒輪驗算齒根彎曲應(yīng)力。對硬齒面軟芯的滲淬火齒輪，一定要驗算彎曲應(yīng)力。因而此處僅驗算與 這對齒輪。由參考文獻4，齒面接觸應(yīng)力（4-22）齒根彎曲應(yīng)力（4-23）其中：初算得到的齒輪模數(shù)，；傳遞的額定功率，；齒輪的計算轉(zhuǎn)速，大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比，外嚙合取“”號，內(nèi)嚙合取“”號；小齒輪的齒數(shù)；齒寬；許用接觸應(yīng)力，由參考文獻5表13-16，齒輪材料選用45鋼，高頻淬火，可得；許用彎曲應(yīng)力，；壽命系數(shù)；（4-24）工作期限系數(shù)；（4-25）齒輪在機床工作期限內(nèi)的總工作時間，對于中型機床的齒輪，取，統(tǒng)一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認為，為該變速組的傳動副數(shù)，取，則；齒輪的最低轉(zhuǎn)速基準循環(huán)次數(shù)，對于鋼和鑄鐵件，接觸載荷取，彎曲載荷?。黄谇€指數(shù)，接觸載荷取，彎曲載荷對正火、調(diào)質(zhì)及整體淬硬件取，對表面淬硬（高頻、滲碳、氮化等）件?。豢梢缘玫?，；功率利用系數(shù)，??；轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，??；材料強化系數(shù)，?。豢梢缘玫?，；齒向載荷分布系數(shù)，??；動載荷系數(shù)，?。还ぷ鳡顩r系數(shù)，考慮載荷沖擊的影響，主運動（中等沖擊）?。积X形系數(shù)，取。可以得到，可見，。綜上，齒輪通過校核。4.4.軸承校核 4.5 潤滑與密封 主軸轉(zhuǎn)速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨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）密封圈加密封裝置防止油外流。 2）疏導(dǎo)在適當(dāng)?shù)牡胤阶龀龌赜吐罚褂湍茼樌亓骰氐接拖?。?章 結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明5.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案設(shè)計主軸變速箱的結(jié)構(gòu)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(gòu)、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結(jié)件的結(jié)構(gòu)設(shè)計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設(shè)計由于時間的限制，一0般只畫展開圖。主軸變速箱是機床的重要部件。設(shè)計時除考慮一般機械傳動的有關(guān)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)設(shè)計時整個機床設(shè)計的重點，由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜，設(shè)計中不可避免要經(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 布置傳動件及選擇結(jié)構(gòu)方案。2 檢驗傳動設(shè)計的結(jié)果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時改正。3 確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置，以確定各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數(shù)據(jù)。5.2 展開圖及其布置展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序，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平面上。I軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪。有兩種布置方案，一是將兩級變速齒輪和離合器做成一體。齒輪的直徑受到離合器內(nèi)徑的約束，齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑，負責(zé)齒輪無法加工。這樣軸的間距加大。另一種布置方案是離合器的左右部分分別裝在同軸線的軸上，左邊部分接通，得到一級反向轉(zhuǎn)動，右邊接通得到三級反向轉(zhuǎn)動。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第一種方案，通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結(jié)構(gòu)。總布置時需要考慮制動器的位置。制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動器不要放在轉(zhuǎn)速太低軸上，以免制動扭矩太大，是制動尺寸增大。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。結(jié) 論分級變速主傳動系統(tǒng)設(shè)計的結(jié)構(gòu)及部分計算，到這里基本結(jié)束了，由于筆者水平有限，加之時間倉促，僅對分級變速主傳動系統(tǒng)主要部分進行設(shè)計和校核，定有許多地方處理不夠妥當(dāng)，有些部分甚至可能存在錯誤，望老師多提寶貴意見。經(jīng)過這次課程設(shè)計，使我對機械系統(tǒng)設(shè)計這門課當(dāng)中許多原理公式有了進一步的了解，并且對設(shè)計工作有了更深入的認識。在設(shè)計過程中，得到XX老師的精心指導(dǎo)和幫助，在此表示衷心的感謝。參考文獻【1】陳立德主編 機械制造裝備設(shè)計課程設(shè)計 高等教育出版社2007.11【2】李慶余、孟廣耀主編 機械制造裝備設(shè)計 機械工業(yè)出版社2008.7【3】 濮良貴、名紀剛主編 機械設(shè)計 第八版 高等教育出版社2007.8【4】殷玉楓主編 機械設(shè)計課程設(shè)計手冊 高等教育出版社2006.6【5】張彤、樊紅麗主編 機械制圖 北京理工大學(xué)出版社2006.7【6】何萍主編 金屬切削機床概論 北京理工大學(xué)出版社2008.2【7】范思沖主編. 畫法幾何及機械制圖 機械工業(yè)出版社,2005.7