加工直徑Φ400普通車床主軸箱設(shè)計(jì)[P=4kw 轉(zhuǎn)速1700 37.5公比1.41]【含CAD圖紙】
1寧XX 大學(xué)課 程 設(shè) 計(jì) (論 文 )400 普通車床主軸箱設(shè)計(jì)【4kw 公比1.41】所 在 學(xué) 院專 業(yè)班 級(jí)姓 名學(xué) 號(hào)指 導(dǎo) 老 師年 月 日1摘 要本設(shè)計(jì)著重研究機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)步驟和設(shè)計(jì)方法，根據(jù)已確定的運(yùn)動(dòng)參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標(biāo)，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設(shè)計(jì)效率。在機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡化結(jié)構(gòu)，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設(shè)計(jì)方法是試算，湊算法，計(jì)算麻煩且不易找出合理的設(shè)計(jì)方案。本文通過對(duì)主傳動(dòng)系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動(dòng)特點(diǎn)的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。關(guān)鍵詞:傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì),傳動(dòng)副，結(jié)構(gòu)網(wǎng)，結(jié)構(gòu)式，2目 錄摘 要.2目 錄.4第 1 章 緒論.61.1 課程設(shè)計(jì)的目的 61.2 課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容 .61.2.1 理論分析與設(shè)計(jì)計(jì)算 .61.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計(jì) .61.2.3 編制技術(shù)文件 61.3 課程設(shè)計(jì)題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 6第 2 章 車床參數(shù)的擬定.82.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù) .82.2 車床的變速范圍 R 和級(jí)數(shù) Z 82.3 確定級(jí)數(shù)主要其他參數(shù) .82.3.1 擬定主軸的各級(jí)轉(zhuǎn)速 .82.3.2 主電機(jī)功率 動(dòng)力參數(shù)的確定 .82.3.3 確定結(jié)構(gòu)式 82.3.4 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 102.3.5 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖 102.4 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù) 122.5 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 13第 3 章 傳動(dòng)件的計(jì)算.133.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 133.2 選擇帶型 .143.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速 .153.4 確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長度并驗(yàn)算小輪包角 .163.5 確定帶的根數(shù) z173.6 確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 .1733.7 確定帶的張緊裝置 .173.8 計(jì)算壓軸力 .173.9 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算 193.10 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算 193.11 傳動(dòng)軸最小軸徑的初定 233.12 主軸合理跨距的計(jì)算 23第 4 章 主要零部件的選擇.254.1 軸承的選擇 254.2 鍵的規(guī)格 254.3 主軸彎曲剛度校核 254.4.軸承校核 .264.5 潤滑與密封 26第 5 章 摩擦離合器(多片式)的計(jì)算 26第 6 章 主要零部件的選擇.286.1 電動(dòng)機(jī)的選擇 .286.2 軸承的選擇 286.3 變速操縱機(jī)構(gòu)的選擇 .286.4 軸的校核 286.5 軸承壽命校核 31第 7 章 主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及說明.327.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案 327.2 展開圖及其布置 32結(jié)束語.33參考文獻(xiàn).344第 1 章 緒論1.1 課程設(shè)計(jì)的目的課程設(shè)計(jì)是在學(xué)完本課程后，進(jìn)行一次學(xué)習(xí)設(shè)計(jì)的綜合性練習(xí)。通過課程設(shè)計(jì)，使學(xué)生能夠運(yùn)用所學(xué)過的基礎(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課和專業(yè)課的有關(guān)理論知識(shí)，及生產(chǎn)實(shí)習(xí)等實(shí)踐技能，達(dá)到鞏固、加深和拓展所學(xué)知識(shí)的目的。通過課程設(shè)計(jì)，分析比較機(jī)械系統(tǒng)中的某些典型機(jī)構(gòu)，進(jìn)行選擇和改進(jìn)；結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算并編寫技術(shù)文件；完成系統(tǒng)主傳動(dòng)設(shè)計(jì)，達(dá)到學(xué)習(xí)設(shè)計(jì)步驟和方法的目的。通過設(shè)計(jì)，掌握查閱相關(guān)工程設(shè)計(jì)手冊(cè)、設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)和資料的方法，達(dá)到積累設(shè)計(jì)知識(shí)和設(shè)計(jì)技巧，提高學(xué)生設(shè)計(jì)能力的目的。通過設(shè)計(jì)，使學(xué)生獲得機(jī)械系統(tǒng)基本設(shè)計(jì)技能的訓(xùn)練，提高分析和解決工程技術(shù)問題的能力，并為進(jìn)行機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)創(chuàng)造一定的條件。1.2 課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)內(nèi)容由理論分析與設(shè)計(jì)計(jì)算、圖樣技術(shù)設(shè)計(jì)和技術(shù)文件編制三部分組成。1.2.1 理論分析與設(shè)計(jì)計(jì)算（1）機(jī)械系統(tǒng)的方案設(shè)計(jì)。設(shè)計(jì)方案的分析，最佳功能原理方案的確定。（2）根據(jù)總體設(shè)計(jì)參數(shù)，進(jìn)行傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)和計(jì)算。（3）根據(jù)設(shè)計(jì)方案和零部件選擇情況，進(jìn)行有關(guān)動(dòng)力計(jì)算和校核。1.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計(jì)（1）選擇系統(tǒng)中的主要機(jī)件。（2）工程技術(shù)圖樣的設(shè)計(jì)與繪制。1.2.3 編制技術(shù)文件（1）對(duì)于課程設(shè)計(jì)內(nèi)容進(jìn)行自我經(jīng)濟(jì)技術(shù)評(píng)價(jià)。（2）編制設(shè)計(jì)計(jì)算說明書。51.3 課程設(shè)計(jì)題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求題目：中型普通車床主軸箱設(shè)計(jì)車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：工件最大回轉(zhuǎn)直徑D (mm)max正轉(zhuǎn)最高轉(zhuǎn)速Nmax( )minr正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )ir電機(jī)功率N（kw）公比 400 1700 37.5 4 1.416第 2 章 車床參數(shù)的擬定2.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù)車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：工件最大回轉(zhuǎn)直徑D (mm)max正轉(zhuǎn)最高轉(zhuǎn)速nmax ( )mir正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )ir電機(jī)功率N（kw）公比 400 1700 37.5 4 1.412.2 車床的變速范圍 R 和級(jí)數(shù) ZR= =minax17045.3.由公式 R= ，其中 =1.41，R=45.33，可以計(jì)算 z=121Z2.3 確定級(jí)數(shù)主要其他參數(shù)2.3.1 擬定主軸的各級(jí)轉(zhuǎn)速依據(jù)題目要求選級(jí)數(shù) Z=12， =1.41=1.066考慮到設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴(kuò)大傳動(dòng)。各級(jí)轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標(biāo)準(zhǔn)的數(shù)列表中查出，按標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速數(shù)列為：37.5，53，75，106，150，212，300，425，600，850，1180，17002.3.2 主電機(jī)功率動(dòng)力參數(shù)的確定合理地確定電機(jī)功率 N，使機(jī)床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機(jī)經(jīng)常輕載而降低功率因素。根據(jù)題設(shè)條件電機(jī)功率為 4KW可選取電機(jī)為：Y112M-4 額定功率為 4KW，滿載轉(zhuǎn)速為 1440r/min.72.3.3 確定結(jié)構(gòu)式已知 Z= x3b2aa、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(shí)現(xiàn)變速。取 Z=12 級(jí) 則 Z=22（1） 擬訂結(jié)構(gòu)式：1）確定變速組傳動(dòng)副數(shù)目：實(shí)現(xiàn) 12 級(jí)主軸轉(zhuǎn)速變化的傳動(dòng)系統(tǒng)可以寫成多種傳動(dòng)副組合：A12=3*4 B. 12=4*3 C。12=3*2*2 D12=2*3*2 E。12=2*2*3 方案 A、B 可節(jié)省一根傳動(dòng)軸。但是，其中一個(gè)傳動(dòng)組內(nèi)有四個(gè)變速傳動(dòng)副，增大了該軸的軸向尺寸。這種方案不宜采用。根據(jù)傳動(dòng)副數(shù)目分配應(yīng)“前多后少”的原則，方案 C 是可取的。但是，由于主軸換向采用雙向離合器結(jié)構(gòu)，致使軸尺寸加大，此方案也不宜采用，而應(yīng)選用方案 D2）確定變速組擴(kuò)大順序：12=2*3*2 的傳動(dòng)副組合，其傳動(dòng)組的擴(kuò)大順序又可以有以下 6 種形式：A12=2 1*32*26 B。12=2 1*34*22C12 =2 3*31*26 D。12=2 6*31*23E2 2*34*21 F。12=2 6*32*21根據(jù)級(jí)比指數(shù)非陪要“前疏后密”的原則，應(yīng)選用第一種方案。然而，對(duì)于所設(shè)計(jì)的機(jī)構(gòu)，將會(huì)出現(xiàn)兩個(gè)問題： 第一變速組采用降速傳動(dòng)（圖 1a）時(shí)，由于摩擦離合器徑向結(jié)構(gòu)尺寸限8制，使得軸上的齒輪直徑不能太小，軸上的齒輪則會(huì)成倍增大。這樣，不僅使-軸間中心距加大，而且-軸間的中心距也會(huì)加大，從而使整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)尺寸增大。這種傳動(dòng)不宜采用。 如果第一變速組采用升速傳動(dòng)（圖 1b） ，則軸至主軸間的降速傳動(dòng)只能由后兩個(gè)變速組承擔(dān)。為了避免出現(xiàn)降速比小于允許的極限值，常常需要增加一個(gè)定比降速傳動(dòng)組，使系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜。這種傳動(dòng)也不是理想的。如果采用方案 C，即 12 =23*31*26。（2） 繪制轉(zhuǎn)速圖：1）驗(yàn)算傳動(dòng)組變速范圍：第二擴(kuò)大組的變速范圍是 R2 = =8，6符合設(shè)計(jì)原則要求。綜合上述可得：主傳動(dòng)部件的運(yùn)動(dòng)參數(shù) =37.5 Z=12 =1.41max170nmin2.3.4 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結(jié)構(gòu)緊湊的原則,選取傳動(dòng)方案 Z=233126,易知第二擴(kuò)大組的變速范圍 r= (P3-1)x=1.264=3.958 滿足要求，其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖 2-1。Z=23312692.3.5 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖（1）選擇電動(dòng)機(jī)：采用 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。（2）繪制轉(zhuǎn)速圖：（3）畫主傳動(dòng)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(dòng)系統(tǒng)圖如圖 2-3：1-2 軸最小中心距：A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和:S zmin(Zmax+2+D/m)10圖 2-3 主傳動(dòng)系統(tǒng)圖2.4 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù)(1)Sz 100-120,中型機(jī)床 Sz=70-100(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-20,m 4（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(jì)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(dòng)比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表 2-2。表 2-2 齒輪齒數(shù)基本組 第一擴(kuò)大組傳動(dòng)比1.41:1 1:2 1：1 1:1.41 1：2代號(hào) Z1Z Z 2Z Z3Z Z4Z Z5 Z5齒數(shù) 55 39 31 63 42 42 35 49 28 5611第二擴(kuò)大組2：1 1：4Z6Z 6Z7 Z 759 29 18 702.5 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差實(shí)際傳動(dòng)比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不應(yīng)超過10( -1),即10( -1)=4.1n標(biāo) 準(zhǔn) 轉(zhuǎn) 速標(biāo) 準(zhǔn) 轉(zhuǎn) 速實(shí) 際 轉(zhuǎn) 速 各級(jí)轉(zhuǎn)速誤差轉(zhuǎn)速誤差小于 4.1，因此不需要修改齒數(shù)。第 3 章 傳動(dòng)件的計(jì)算3.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)輸出功率 P=4kW,轉(zhuǎn)速 n1=1440r/min,n2=600r/min3.1.1 計(jì)算設(shè)計(jì)功率 Pd edAdPK表 4 工作情況系數(shù) AKn 1700 1180 850 600 425 300 212 34.5n 1764.2 1187.8 854.5 606.05 423.6 303.2 218.6 38.3誤差 0.4 1.4 1.4 0.4 1.4 0.4 1.4 0.412原動(dòng)機(jī)類 類一天工作時(shí)間 /h工作機(jī) 101016 1601016 16載荷平穩(wěn)液體攪拌機(jī)；離心式水泵；通風(fēng)機(jī)和鼓風(fēng)機(jī)（） ；離心式壓縮機(jī)；7.5kW輕型運(yùn)輸機(jī)1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3載荷變動(dòng)小帶式運(yùn)輸機(jī)（運(yùn)送砂石、谷物） ，通風(fēng)機(jī)（ ） ；發(fā)電機(jī)；旋7.5k轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機(jī)床；剪床；壓力機(jī)；印刷機(jī)；振動(dòng)篩1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4載荷變動(dòng)較大螺旋式運(yùn)輸機(jī)；斗式上料機(jī)；往復(fù)式水泵和壓縮機(jī)；鍛錘；磨粉機(jī)；鋸木機(jī)和木工機(jī)械；紡織機(jī)械1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6載荷變動(dòng)很大破碎機(jī)（旋轉(zhuǎn)式、顎式等） ；球磨機(jī)；棒磨機(jī)；起重機(jī)；挖掘機(jī)；橡膠輥壓機(jī)1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8根據(jù) V 帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16 小時(shí)） ，查機(jī)械設(shè)計(jì)P 296表 4，取 KA1.1。即 1.4.kWdAedPK3.2 選擇帶型普通 V 帶的帶型根據(jù)傳動(dòng)的設(shè)計(jì)功率 Pd 和小帶輪的轉(zhuǎn)速 n1 按機(jī)械設(shè)計(jì)P297 圖1311 選取。13根據(jù)算出的 Pd4.4kW 及小帶輪轉(zhuǎn)速 n11440r/min ，查圖得：d d=80100 可知應(yīng)選取 A 型 V 帶。3.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速由機(jī)械設(shè)計(jì)P 298表 137 查得，小帶輪基準(zhǔn)直徑為 80100mm則取 dd1=100mm ddmin.=75 mm（d d1根據(jù) P295表 13-4 查得）表 3 V 帶帶輪最小基準(zhǔn)直徑 mind槽型 Y Z A B C D Emind20 50 75 125 200 355 500 21 240=.,10.4=6dd由機(jī)械設(shè)計(jì)P 295表 13-4 查“V 帶輪的基準(zhǔn)直徑” ，得 =250mm2d 誤差驗(yàn)算傳動(dòng)比： （ 為彈性滑動(dòng)率）2150.5()(12%)di誤 誤差 符合要求1.540%.4iA 帶速 10v=7.5/661dnms14滿足 5m/s300mm，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。3.7 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。3.8 計(jì)算壓軸力由機(jī)械設(shè)計(jì)P303 表 1312 查得，A 型帶的初拉力 F0125.15N，上面已得到=159.44，z=4，則1a 1a159.42sin=42.sinN=8.172ooFz對(duì)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(shí)要進(jìn)行動(dòng)平衡，對(duì)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(dòng)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(shí)截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通 V 帶輪槽16角 為 32、34、36、38（按帶的型號(hào)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） 槽型 項(xiàng)目 符號(hào) Y Z A B C D E 基準(zhǔn)寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準(zhǔn)線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準(zhǔn)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(duì)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 32 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 對(duì)應(yīng)的基準(zhǔn)直徑 d d - 80 118 190 315 475 600 輪 槽 角 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(shí)心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd(2.53)d 時(shí))，如圖 7 -6a。 （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd 300mm 時(shí))，如圖 7-6b。 17（3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪(ddd) 100 mm 時(shí))，如圖 7 -6c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd 500mm 時(shí))，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(jì)結(jié)果，可以得出結(jié)論：小帶輪選擇實(shí)心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）3.9 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算（1）主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速n j，由公式 n =n 得，主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速n j=99.5r/min，jmi)13/(z取100r/min。(2). 傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速 軸3=400 r/min，軸2=800r/min，軸2=560r/min。（2）確定各傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速。表 3-1 各軸計(jì)算轉(zhuǎn)速（3） 確定齒輪副的計(jì)算轉(zhuǎn)速。3-2。表 3-2 齒輪副計(jì)算轉(zhuǎn)速序號(hào) Z1Z 2Z3Z 4Z5n j560 800 800 400 100軸 號(hào) 軸 軸 軸計(jì)算轉(zhuǎn)速 r/min 560 800 400183.10 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算（1）模數(shù)計(jì)算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負(fù)荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強(qiáng)度公式進(jìn)行計(jì)算，即 mj=16338 可得各組的模數(shù)，如321)(jjmnuzP表 3-3 所示。表 3-3 模數(shù)（2）基本組齒輪計(jì)算?；窘M齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z1 Z1 Z2 Z2齒數(shù) 55 39 31 63分度圓直徑 137.5 97.5 77.5 157.5齒頂圓直徑 142.5 102.5 82.5 162.5齒根圓直徑 131.25 91.25 71.25 151.25齒寬 20 20 20 20按基本組最小齒輪計(jì)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(jì)算如下： 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算：接觸應(yīng)力驗(yàn)算公式為jfsj MPauBnNKzm)()1(02832組號(hào) 基本組 第一擴(kuò)大組模數(shù) mm 2.5 2.519彎曲應(yīng)力驗(yàn)算公式為：wswMPaBYnzmNK)(109235式中 N-傳遞的額定功率（kW） ，這里取 N 為電動(dòng)機(jī)功率，N=5kW;-計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）. =800（r/min） ;jnjm-初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=2.5（mm）;B-齒寬（mm）;B=24（mm）;z-小齒輪齒數(shù)；z=31u-小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2;-壽命系數(shù)；sK=sTnNKq-工作期限系數(shù)；TmTC016T-齒輪工作期限，這里取 T=15000h.;-齒輪的最低轉(zhuǎn)速（ r/min）, =500（r/min ）1n1n-基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取 =0C0C70C612m-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 =0.60nKnK-功率利用系數(shù)，查【5】2 上，取 =0.78N N-材料強(qiáng)化系數(shù)，查 【5】2 上， =0.60q q-工作狀況系數(shù)，取 =1.13K3K-動(dòng)載荷系數(shù)，查 【5】2 上，取 =12 220-齒向載荷分布系數(shù)，查 【5】2 上， =1 1K1KY-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；j j-許用彎曲應(yīng)力（ MPa） ，查【4】 ，表 4-7，取 =275 Mpa；w w根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa jj=78 Mpaww（3）擴(kuò)大組齒輪計(jì)算。第一擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z3 Z3 Z4 Z4 Z5 Z5齒數(shù) 35 49 28 56 49 39分度圓直徑 87.5 122.5 70 140 122.5 87.5齒頂圓直徑 92.5 127.5 75 145 127.5 92.5齒根圓直徑 81.25 116.25 63.75 133.75 116.25 81.25齒寬 20 20 20 20 20 20第二擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z5 Z5 Z6 Z6齒數(shù) 59 29 18 70分度圓直徑 177 87 54 210齒頂圓直徑 183 93 60 216齒根圓直徑 169.5 79.5 46.5 202.521齒寬 24 24 24 24按擴(kuò)大組最小齒輪計(jì)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(jì)算，查文獻(xiàn)【6】 ，可得 =0.62， =0.77， =0.60， =1.1，nKNqK3=1， =1，m=3.5 ， =355；2K1j可求得：=619 Mpa jj=135Mpa ww3.11 傳動(dòng)軸最小軸徑的初定由【5】式 6，傳動(dòng)軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計(jì)算：d=1.64 （mm）4Tn或 d=91 （mm）4njN式中 d-傳動(dòng)軸直徑（mm）Tn-該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000 ；JnNN-該軸傳遞的功率（KW）-該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速jn-該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角， = 。01各軸最小軸徑如表 3-3。表 3-3 最小軸徑223.12 主軸合理跨距的計(jì)算由于電動(dòng)機(jī)功率 P=3kw，根據(jù)【1】表 3.20，前軸徑應(yīng)為 6090mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的 d2=（ 0.70.9）d 1，取 d2=60mm。根據(jù)設(shè)計(jì)方案，前軸承為NN3016K 型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量 a=120mm，主軸孔徑為 30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩 T=9550 =9550 =424.44N.mnP410設(shè)該機(jī)床為車床的最大加工直徑為 250mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟(jì)加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的 50%，這里取 60%，即 180mm，故半徑為 0.09m；切削力（沿 y 軸） Fc= =4716N09.42背向力（沿 x 軸） Fp=0.5 Fc=2358N總作用力 F= =5272.65N2pC此力作用于工件上，主軸端受力為 F=5272.65N。先假設(shè) l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力 RA 和 RB 分別為RA=F =5272.65 =7908.97Nla2401RB=F =5272.65 =2636.325Nl根據(jù) 文獻(xiàn)【1】式 3.7 得：Kr=3.39 得前支承的剛度：K A= 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos1689.69 N/ ；K B= 785.57 N/ ； = =2.15mmBAK57.6主軸的當(dāng)量外徑 de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為I= =113.810-8m464)03.7.(= = =0.143aKEA6381.980.2軸 號(hào) 軸 軸最小軸徑 mm 35 4023查【1】圖 3-38 得 =2.0，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距 =1202.0=240mmal0 0l合理跨距為（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=360mm。0l根據(jù)結(jié)構(gòu)的需要，主軸的實(shí)際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑 D=100mm，后軸徑 d=80mm。前軸承采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用背對(duì)背安裝的角接觸球軸承。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(hào)7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸：對(duì)稱布置深溝球軸承6009III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號(hào)7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號(hào)7010C中間布置角接觸球軸承代號(hào)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 主軸彎曲剛度校核（1）主軸剛度符合要求的條件如下：a 主軸的前端部撓度 0.250.1syb 主軸在前軸承處的傾角 rad容 許 值 軸 承24c 在安裝齒輪處的傾角 0.1rad容 許 值 齒(2)計(jì)算如下：前支撐為雙列圓柱滾子軸承，后支撐為角接觸軸承架立放圓柱滾子軸承跨距L=450mm.當(dāng)量外徑 de= =21Dm2851045主軸剛度：因?yàn)?di/de=25/285=0.0880.7,所以孔對(duì)剛度的影響可忽略；ks= =2kN/mm344424 10)5(1.023)(1034 aldAi剛度要求：主軸的剛度可根據(jù)機(jī)床的穩(wěn)定性和精度要求來評(píng)定4.4.軸承校核610()1739hCLThnP4.5 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(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）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?。?5 章 摩擦離合器( 多片式)的計(jì)算設(shè)計(jì)多片式摩擦離合器時(shí)，首先根據(jù)機(jī)床結(jié)構(gòu)確定離合器的尺寸，如為軸裝式時(shí)，外摩擦片的內(nèi)徑 d 應(yīng)比花鍵軸大 26mm，內(nèi)摩擦片的外徑 D 的確定，直接影響離合器的徑向和軸向尺寸，甚至影響主軸箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)布局，故應(yīng)合理選擇。25摩擦片對(duì)數(shù)可按下式計(jì)算Z2MnK/ f bp20D式中 Mn摩擦離合器所傳遞的扭矩（Nmm） ；Mn955 / 955 40.98/5601.28 （Nmm）;41djn10510Nd電動(dòng)機(jī)的額定功率（kW） ；安裝離合器的傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min） ；jn從電動(dòng)機(jī)到離合器軸的傳動(dòng)效率；K安全系數(shù)，一般取 1.31.5；f摩擦片間的摩擦系數(shù)，由于磨擦片為淬火鋼，查機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)表2-15，取 f=0.08；摩擦片的平均直徑（ mm）;0D=（D+d）/267mm;b內(nèi)外摩擦片的接觸寬度（mm） ；b=（D-d）/2=23mm；摩擦片的許用壓強(qiáng)（N/ ） ；p2m 1.11.001.000.760.8360tvKmz基本許用壓強(qiáng)（ MPa） ，查機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)表 2-15，取 1.1；0t速度修正系數(shù)v n/6 =2.5（m/s）p02D41根據(jù)平均圓周速度 查機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)表 2-16，取 1.00；pv接合次數(shù)修正系數(shù)，查機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)表 2-17，取 1.00；mK摩擦結(jié)合面數(shù)修正系數(shù)，查 機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)表 2-18，取 0.76。z所以 Z2MnK/ f bp21.28 1.4/（3.140.08 230.83611 0D510267臥式車床反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗 確定，一般取kP0.4 0.4114.4 kPdN最后確定摩擦離合器的軸向壓緊力 Q，可按下式計(jì)算：26Q= b (N)1.1 3.14 231.003.570tp2DvK267510式中各符號(hào)意義同前述。摩擦片的厚度一般取 1、1.5、1.75、2（mm） ，內(nèi)外層分離時(shí)的最大間隙為0.20.4（mm）,摩擦片的材料應(yīng)具有較高的耐磨性、摩擦系數(shù)大、耐高溫、抗膠合性好等特點(diǎn)，常用 10 或 15 鋼，表面滲碳 0.30.5（mm）,淬火硬度達(dá) HRC5262。第 6 章 主要零部件的選擇 6.1 電動(dòng)機(jī)的選擇轉(zhuǎn)速n1440r/min，功率P4kW選用Y系列三相異步電動(dòng)機(jī) 6.2 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(hào)7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸：對(duì)稱布置深溝球軸承6009III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號(hào)7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號(hào)7010C中間布置角接觸球軸承代號(hào)7012C276.3 變速操縱機(jī)構(gòu)的選擇選用左右擺動(dòng)的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。6.4 軸的校核（a） 主軸的前端部撓度 0.250.1sy（b） 主軸在前軸承處的傾角 rad容 許 值 軸 承（c） 在安裝齒輪處的傾角 .容 許 值 齒65170850236851095D1.07 879il mL 平 均 總E 取為 ，52.MPa44 407(1)(1)35690()668dI434910.9253.922zpF Ndn主 計(jì)件 （ ），.57()yzN0.17()xzFN由于小齒輪的傳動(dòng)力大，這里以小齒輪來進(jìn)行計(jì)算 4429102953.852)QPFmzn主計(jì)主 主 （將其分解為垂直分力和水平分力由公式 ,tatanQynQzyF可得 2105(),647()zyFN801352)3ZMl NmA件25764(yyl件131025)xxFdA件主軸載荷圖如下所示：28由上圖可知如下數(shù)據(jù)：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm計(jì)算（在垂直平面）, ,1()6QZFabclyEI2()3ZFcylEI3(23)6zMcylEI230.17sz， ，()QZabIl齒 1 (2)6ZlcI齒 2 (3)ZlcI齒 35.9齒 齒 齒 2齒 3， ，()6QZFlEI軸 承 1 zFlEI軸 承 23ZMlI軸 承5.10軸 承 軸 承 軸 承 2軸 承 3計(jì)算（在水平面）, ,1()6QyFabclEI2()3yFclEI3()(23)6yxclEI230.17sy29， ，()3QyFabEIl齒 1 (23)6yFlcEI齒 2()(3yxMlcEI齒 351.80齒 齒 齒 2齒 3， ，()6QylI軸 承 1 ylI軸 承 2()3yxlI軸 承5.軸 承 軸 承 軸 承 2軸 承 3合成： 20.18.sszyy2501齒 齒 齒 .3.軸 承 軸 承 Z軸 承 Y6.5 軸承壽命校核由 軸最小軸徑可取軸承為 7008C 角接觸球軸承,=3；P=XF r+YFaX=1，Y=0。對(duì)軸受力分析得：前支承的徑向力 Fr=2642.32N。由軸承壽命的計(jì)算公式：預(yù)期的使用壽命 L10h=15000hL10h= = = hL 10hn1670)PC(180673)28.10(367.10()284.9524=15000h軸承壽命滿足要求。30第 7 章 主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及說明7.1 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 0 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 布置傳動(dòng)件及選擇結(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)。7.2 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。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(jí)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(fù)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(jí)反向轉(zhuǎn)動(dòng)，右邊接通得到三級(jí)反向轉(zhuǎn)動(dòng)。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)?？偛贾脮r(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1寧XX 大學(xué)課 程 設(shè) 計(jì) (論 文 )400 普通車床主軸箱設(shè)計(jì)【4kw 公比1.41】所 在 學(xué) 院專 業(yè)班 級(jí)姓 名學(xué) 號(hào)指 導(dǎo) 老 師年 月 日1摘 要本設(shè)計(jì)著重研究機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)步驟和設(shè)計(jì)方法，根據(jù)已確定的運(yùn)動(dòng)參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標(biāo)，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設(shè)計(jì)效率。在機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡化結(jié)構(gòu)，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設(shè)計(jì)方法是試算，湊算法，計(jì)算麻煩且不易找出合理的設(shè)計(jì)方案。本文通過對(duì)主傳動(dòng)系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動(dòng)特點(diǎn)的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。關(guān)鍵詞:傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì),傳動(dòng)副，結(jié)構(gòu)網(wǎng)，結(jié)構(gòu)式，2目 錄摘 要.2目 錄.4第 1 章 緒論.61.1 課程設(shè)計(jì)的目的 61.2 課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容 .61.2.1 理論分析與設(shè)計(jì)計(jì)算 .61.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計(jì) .61.2.3 編制技術(shù)文件 61.3 課程設(shè)計(jì)題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 6第 2 章 車床參數(shù)的擬定.82.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù) .82.2 車床的變速范圍 R 和級(jí)數(shù) Z 82.3 確定級(jí)數(shù)主要其他參數(shù) .82.3.1 擬定主軸的各級(jí)轉(zhuǎn)速 .82.3.2 主電機(jī)功率 動(dòng)力參數(shù)的確定 .82.3.3 確定結(jié)構(gòu)式 82.3.4 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 102.3.5 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖 102.4 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù) 122.5 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 13第 3 章 傳動(dòng)件的計(jì)算.133.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 133.2 選擇帶型 .143.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速 .153.4 確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長度并驗(yàn)算小輪包角 .163.5 確定帶的根數(shù) z173.6 確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 .1733.7 確定帶的張緊裝置 .173.8 計(jì)算壓軸力 .173.9 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算 193.10 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算 193.11 傳動(dòng)軸最小軸徑的初定 233.12 主軸合理跨距的計(jì)算 23第 4 章 主要零部件的選擇.254.1 軸承的選擇 254.2 鍵的規(guī)格 254.3 主軸彎曲剛度校核 254.4.軸承校核 .264.5 潤滑與密封 26第 5 章 摩擦離合器(多片式)的計(jì)算 26第 6 章 主要零部件的選擇.286.1 電動(dòng)機(jī)的選擇 .286.2 軸承的選擇 286.3 變速操縱機(jī)構(gòu)的選擇 .286.4 軸的校核 286.5 軸承壽命校核 31第 7 章 主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及說明.327.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案 327.2 展開圖及其布置 32結(jié)束語.33參考文獻(xiàn).344第 1 章 緒論1.1 課程設(shè)計(jì)的目的課程設(shè)計(jì)是在學(xué)完本課程后，進(jìn)行一次學(xué)習(xí)設(shè)計(jì)的綜合性練習(xí)。通過課程設(shè)計(jì)，使學(xué)生能夠運(yùn)用所學(xué)過的基礎(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課和專業(yè)課的有關(guān)理論知識(shí)，及生產(chǎn)實(shí)習(xí)等實(shí)踐技能，達(dá)到鞏固、加深和拓展所學(xué)知識(shí)的目的。通過課程設(shè)計(jì)，分析比較機(jī)械系統(tǒng)中的某些典型機(jī)構(gòu)，進(jìn)行選擇和改進(jìn)；結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算并編寫技術(shù)文件；完成系統(tǒng)主傳動(dòng)設(shè)計(jì)，達(dá)到學(xué)習(xí)設(shè)計(jì)步驟和方法的目的。通過設(shè)計(jì)，掌握查閱相關(guān)工程設(shè)計(jì)手冊(cè)、設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)和資料的方法，達(dá)到積累設(shè)計(jì)知識(shí)和設(shè)計(jì)技巧，提高學(xué)生設(shè)計(jì)能力的目的。通過設(shè)計(jì)，使學(xué)生獲得機(jī)械系統(tǒng)基本設(shè)計(jì)技能的訓(xùn)練，提高分析和解決工程技術(shù)問題的能力，并為進(jìn)行機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)創(chuàng)造一定的條件。1.2 課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)內(nèi)容由理論分析與設(shè)計(jì)計(jì)算、圖樣技術(shù)設(shè)計(jì)和技術(shù)文件編制三部分組成。1.2.1 理論分析與設(shè)計(jì)計(jì)算（1）機(jī)械系統(tǒng)的方案設(shè)計(jì)。設(shè)計(jì)方案的分析，最佳功能原理方案的確定。（2）根據(jù)總體設(shè)計(jì)參數(shù)，進(jìn)行傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)和計(jì)算。（3）根據(jù)設(shè)計(jì)方案和零部件選擇情況，進(jìn)行有關(guān)動(dòng)力計(jì)算和校核。1.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計(jì)（1）選擇系統(tǒng)中的主要機(jī)件。（2）工程技術(shù)圖樣的設(shè)計(jì)與繪制。1.2.3 編制技術(shù)文件（1）對(duì)于課程設(shè)計(jì)內(nèi)容進(jìn)行自我經(jīng)濟(jì)技術(shù)評(píng)價(jià)。（2）編制設(shè)計(jì)計(jì)算說明書。51.3 課程設(shè)計(jì)題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求題目：中型普通車床主軸箱設(shè)計(jì)車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：工件最大回轉(zhuǎn)直徑D (mm)max正轉(zhuǎn)最高轉(zhuǎn)速Nmax( )minr正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )ir電機(jī)功率N（kw）公比 400 1700 37.5 4 1.416第 2 章 車床參數(shù)的擬定2.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù)車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：工件最大回轉(zhuǎn)直徑D (mm)max正轉(zhuǎn)最高轉(zhuǎn)速nmax ( )mir正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )ir電機(jī)功率N（kw）公比 400 1700 37.5 4 1.412.2 車床的變速范圍 R 和級(jí)數(shù) ZR= =minax17045.3.由公式 R= ，其中 =1.41，R=45.33，可以計(jì)算 z=121Z2.3 確定級(jí)數(shù)主要其他參數(shù)2.3.1 擬定主軸的各級(jí)轉(zhuǎn)速依據(jù)題目要求選級(jí)數(shù) Z=12， =1.41=1.066考慮到設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴(kuò)大傳動(dòng)。各級(jí)轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標(biāo)準(zhǔn)的數(shù)列表中查出，按標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速數(shù)列為：37.5，53，75，106，150，212，300，425，600，850，1180，17002.3.2 主電機(jī)功率動(dòng)力參數(shù)的確定合理地確定電機(jī)功率 N，使機(jī)床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機(jī)經(jīng)常輕載而降低功率因素。根據(jù)題設(shè)條件電機(jī)功率為 4KW可選取電機(jī)為：Y112M-4 額定功率為 4KW，滿載轉(zhuǎn)速為 1440r/min.72.3.3 確定結(jié)構(gòu)式已知 Z= x3b2aa、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(shí)現(xiàn)變速。取 Z=12 級(jí) 則 Z=22（1） 擬訂結(jié)構(gòu)式：1）確定變速組傳動(dòng)副數(shù)目：實(shí)現(xiàn) 12 級(jí)主軸轉(zhuǎn)速變化的傳動(dòng)系統(tǒng)可以寫成多種傳動(dòng)副組合：A12=3*4 B. 12=4*3 C。12=3*2*2 D12=2*3*2 E。12=2*2*3 方案 A、B 可節(jié)省一根傳動(dòng)軸。但是，其中一個(gè)傳動(dòng)組內(nèi)有四個(gè)變速傳動(dòng)副，增大了該軸的軸向尺寸。這種方案不宜采用。根據(jù)傳動(dòng)副數(shù)目分配應(yīng)“前多后少”的原則，方案 C 是可取的。但是，由于主軸換向采用雙向離合器結(jié)構(gòu)，致使軸尺寸加大，此方案也不宜采用，而應(yīng)選用方案 D2）確定變速組擴(kuò)大順序：12=2*3*2 的傳動(dòng)副組合，其傳動(dòng)組的擴(kuò)大順序又可以有以下 6 種形式：A12=2 1*32*26 B。12=2 1*34*22C12 =2 3*31*26 D。12=2 6*31*23E2 2*34*21 F。12=2 6*32*21根據(jù)級(jí)比指數(shù)非陪要“前疏后密”的原則，應(yīng)選用第一種方案。然而，對(duì)于所設(shè)計(jì)的機(jī)構(gòu)，將會(huì)出現(xiàn)兩個(gè)問題： 第一變速組采用降速傳動(dòng)（圖 1a）時(shí)，由于摩擦離合器徑向結(jié)構(gòu)尺寸限8制，使得軸上的齒輪直徑不能太小，軸上的齒輪則會(huì)成倍增大。這樣，不僅使-軸間中心距加大，而且-軸間的中心距也會(huì)加大，從而使整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)尺寸增大。這種傳動(dòng)不宜采用。 如果第一變速組采用升速傳動(dòng)（圖 1b） ，則軸至主軸間的降速傳動(dòng)只能由后兩個(gè)變速組承擔(dān)。為了避免出現(xiàn)降速比小于允許的極限值，常常需要增加一個(gè)定比降速傳動(dòng)組，使系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜。這種傳動(dòng)也不是理想的。如果采用方案 C，即 12 =23*31*26。（2） 繪制轉(zhuǎn)速圖：1）驗(yàn)算傳動(dòng)組變速范圍：第二擴(kuò)大組的變速范圍是 R2 = =8，6符合設(shè)計(jì)原則要求。綜合上述可得：主傳動(dòng)部件的運(yùn)動(dòng)參數(shù) =37.5 Z=12 =1.41max170nmin2.3.4 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結(jié)構(gòu)緊湊的原則,選取傳動(dòng)方案 Z=233126,易知第二擴(kuò)大組的變速范圍 r= (P3-1)x=1.264=3.958 滿足要求，其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖 2-1。Z=23312692.3.5 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖（1）選擇電動(dòng)機(jī)：采用 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。（2）繪制轉(zhuǎn)速圖：（3）畫主傳動(dòng)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(dòng)系統(tǒng)圖如圖 2-3：1-2 軸最小中心距：A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和:S zmin(Zmax+2+D/m)10圖 2-3 主傳動(dòng)系統(tǒng)圖2.4 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù)(1)Sz 100-120,中型機(jī)床 Sz=70-100(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-20,m 4（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(jì)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(dòng)比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表 2-2。表 2-2 齒輪齒數(shù)基本組 第一擴(kuò)大組傳動(dòng)比1.41:1 1:2 1：1 1:1.41 1：2代號(hào) Z1Z Z 2Z Z3Z Z4Z Z5 Z5齒數(shù) 55 39 31 63 42 42 35 49 28 5611第二擴(kuò)大組2：1 1：4Z6Z 6Z7 Z 759 29 18 702.5 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差實(shí)際傳動(dòng)比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不應(yīng)超過10( -1),即10( -1)=4.1n標(biāo) 準(zhǔn) 轉(zhuǎn) 速標(biāo) 準(zhǔn) 轉(zhuǎn) 速實(shí) 際 轉(zhuǎn) 速 各級(jí)轉(zhuǎn)速誤差轉(zhuǎn)速誤差小于 4.1，因此不需要修改齒數(shù)。第 3 章 傳動(dòng)件的計(jì)算3.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)輸出功率 P=4kW,轉(zhuǎn)速 n1=1440r/min,n2=600r/min3.1.1 計(jì)算設(shè)計(jì)功率 Pd edAdPK表 4 工作情況系數(shù) AKn 1700 1180 850 600 425 300 212 34.5n 1764.2 1187.8 854.5 606.05 423.6 303.2 218.6 38.3誤差 0.4 1.4 1.4 0.4 1.4 0.4 1.4 0.412原動(dòng)機(jī)類 類一天工作時(shí)間 /h工作機(jī) 101016 1601016 16載荷平穩(wěn)液體攪拌機(jī)；離心式水泵；通風(fēng)機(jī)和鼓風(fēng)機(jī)（） ；離心式壓縮機(jī)；7.5kW輕型運(yùn)輸機(jī)1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3載荷變動(dòng)小帶式運(yùn)輸機(jī)（運(yùn)送砂石、谷物） ，通風(fēng)機(jī)（ ） ；發(fā)電機(jī)；旋7.5k轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機(jī)床；剪床；壓力機(jī)；印刷機(jī)；振動(dòng)篩1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4載荷變動(dòng)較大螺旋式運(yùn)輸機(jī)；斗式上料機(jī)；往復(fù)式水泵和壓縮機(jī)；鍛錘；磨粉機(jī)；鋸木機(jī)和木工機(jī)械；紡織機(jī)械1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6載荷變動(dòng)很大破碎機(jī)（旋轉(zhuǎn)式、顎式等） ；球磨機(jī)；棒磨機(jī)；起重機(jī)；挖掘機(jī)；橡膠輥壓機(jī)1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8根據(jù) V 帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16 小時(shí)） ，查機(jī)械設(shè)計(jì)P 296表 4，取 KA1.1。即 1.4.kWdAedPK3.2 選擇帶型普通 V 帶的帶型根據(jù)傳動(dòng)的設(shè)計(jì)功率 Pd 和小帶輪的轉(zhuǎn)速 n1 按機(jī)械設(shè)計(jì)P297 圖1311 選取。13根據(jù)算出的 Pd4.4kW 及小帶輪轉(zhuǎn)速 n11440r/min ，查圖得：d d=80100 可知應(yīng)選取 A 型 V 帶。3.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速由機(jī)械設(shè)計(jì)P 298表 137 查得，小帶輪基準(zhǔn)直徑為 80100mm則取 dd1=100mm ddmin.=75 mm（d d1根據(jù) P295表 13-4 查得）表 3 V 帶帶輪最小基準(zhǔn)直徑 mind槽型 Y Z A B C D Emind20 50 75 125 200 355 500 21 240=.,10.4=6dd由機(jī)械設(shè)計(jì)P 295表 13-4 查“V 帶輪的基準(zhǔn)直徑” ，得 =250mm2d 誤差驗(yàn)算傳動(dòng)比： （ 為彈性滑動(dòng)率）2150.5()(12%)di誤 誤差 符合要求1.540%.4iA 帶速 10v=7.5/661dnms14滿足 5m/s300mm，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。3.7 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。3.8 計(jì)算壓軸力由機(jī)械設(shè)計(jì)P303 表 1312 查得，A 型帶的初拉力 F0125.15N，上面已得到=159.44，z=4，則1a 1a159.42sin=42.sinN=8.172ooFz對(duì)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(shí)要進(jìn)行動(dòng)平衡，對(duì)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(dòng)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(shí)截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通 V 帶輪槽16角 為 32、34、36、38（按帶的型號(hào)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） 槽型 項(xiàng)目 符號(hào) Y Z A B C D E 基準(zhǔn)寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準(zhǔn)線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準(zhǔn)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(duì)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 32 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 對(duì)應(yīng)的基準(zhǔn)直徑 d d - 80 118 190 315 475 600 輪 槽 角 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(shí)心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd(2.53)d 時(shí))，如圖 7 -6a。 （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd 300mm 時(shí))，如圖 7-6b。 17（3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪(ddd) 100 mm 時(shí))，如圖 7 -6c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd 500mm 時(shí))，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(jì)結(jié)果，可以得出結(jié)論：小帶輪選擇實(shí)心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）3.9 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算（1）主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速n j，由公式 n =n 得，主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速n j=99.5r/min，jmi)13/(z取100r/min。(2). 傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速 軸3=400 r/min，軸2=800r/min，軸2=560r/min。（2）確定各傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速。表 3-1 各軸計(jì)算轉(zhuǎn)速（3） 確定齒輪副的計(jì)算轉(zhuǎn)速。3-2。表 3-2 齒輪副計(jì)算轉(zhuǎn)速序號(hào) Z1Z 2Z3Z 4Z5n j560 800 800 400 100軸 號(hào) 軸 軸 軸計(jì)算轉(zhuǎn)速 r/min 560 800 400183.10 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算（1）模數(shù)計(jì)算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負(fù)荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強(qiáng)度公式進(jìn)行計(jì)算，即 mj=16338 可得各組的模數(shù)，如321)(jjmnuzP表 3-3 所示。表 3-3 模數(shù)（2）基本組齒輪計(jì)算?；窘M齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z1 Z1 Z2 Z2齒數(shù) 55 39 31 63分度圓直徑 137.5 97.5 77.5 157.5齒頂圓直徑 142.5 102.5 82.5 162.5齒根圓直徑 131.25 91.25 71.25 151.25齒寬 20 20 20 20按基本組最小齒輪計(jì)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(jì)算如下： 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算：接觸應(yīng)力驗(yàn)算公式為jfsj MPauBnNKzm)()1(02832組號(hào) 基本組 第一擴(kuò)大組模數(shù) mm 2.5 2.519彎曲應(yīng)力驗(yàn)算公式為：wswMPaBYnzmNK)(109235式中 N-傳遞的額定功率（kW） ，這里取 N 為電動(dòng)機(jī)功率，N=5kW;-計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）. =800（r/min） ;jnjm-初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=2.5（mm）;B-齒寬（mm）;B=24（mm）;z-小齒輪齒數(shù)；z=31u-小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2;-壽命系數(shù)；sK=sTnNKq-工作期限系數(shù)；TmTC016T-齒輪工作期限，這里取 T=15000h.;-齒輪的最低轉(zhuǎn)速（ r/min）, =500（r/min ）1n1n-基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取 =0C0C70C612m-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 =0.60nKnK-功率利用系數(shù)，查【5】2 上，取 =0.78N N-材料強(qiáng)化系數(shù)，查 【5】2 上， =0.60q q-工作狀況系數(shù)，取 =1.13K3K-動(dòng)載荷系數(shù)，查 【5】2 上，取 =12 220-齒向載荷分布系數(shù)，查 【5】2 上， =1 1K1KY-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；j j-許用彎曲應(yīng)力（ MPa） ，查【4】 ，表 4-7，取 =275 Mpa；w w根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa jj=78 Mpaww（3）擴(kuò)大組齒輪計(jì)算。第一擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z3 Z3 Z4 Z4 Z5 Z5齒數(shù) 35 49 28 56 49 39分度圓直徑 87.5 122.5 70 140 122.5 87.5齒頂圓直徑 92.5 127.5 75 145 127.5 92.5齒根圓直徑 81.25 116.25 63.75 133.75 116.25 81.25齒寬 20 20 20 20 20 20第二擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z5 Z5 Z6 Z6齒數(shù) 59 29 18 70分度圓直徑 177 87 54 210齒頂圓直徑 183 93 60 216齒根圓直徑 169.5 79.5 46.5 202.521齒寬 24 24 24 24按擴(kuò)大組最小齒輪計(jì)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(jì)算，查文獻(xiàn)【6】 ，可得 =0.62， =0.77， =0.60， =1.1，nKNqK3=1， =1，m=3.5 ， =355；2K1j可求得：=619 Mpa jj=135Mpa ww3.11 傳動(dòng)軸最小軸徑的初定由【5】式 6，傳動(dòng)軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計(jì)算：d=1.64 （mm）4Tn或 d=91 （mm）4njN式中 d-傳動(dòng)軸直徑（mm）Tn-該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000 ；JnNN-該軸傳遞的功率（KW）-該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速jn-該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角， = 。01各軸最小軸徑如表 3-3。表 3-3 最小軸徑223.12 主軸合理跨距的計(jì)算由于電動(dòng)機(jī)功率 P=3kw，根據(jù)【1】表 3.20，前軸徑應(yīng)為 6090mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的 d2=（ 0.70.9）d 1，取 d2=60mm。根據(jù)設(shè)計(jì)方案，前軸承為NN3016K 型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量 a=120mm，主軸孔徑為 30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩 T=9550 =9550 =424.44N.mnP410設(shè)該機(jī)床為車床的最大加工直徑為 250mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟(jì)加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的 50%，這里取 60%，即 180mm，故半徑為 0.09m；切削力（沿 y 軸） Fc= =4716N09.42背向力（沿 x 軸） Fp=0.5 Fc=2358N總作用力 F= =5272.65N2pC此力作用于工件上，主軸端受力為 F=5272.65N。先假設(shè) l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力 RA 和 RB 分別為RA=F =5272.65 =7908.97Nla2401RB=F =5272.65 =2636.325Nl根據(jù) 文獻(xiàn)【1】式 3.7 得：Kr=3.39 得前支承的剛度：K A= 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos1689.69 N/ ；K B= 785.57 N/ ； = =2.15mmBAK57.6主軸的當(dāng)量外徑 de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為I= =113.810-8m464)03.7.(= = =0.143aKEA6381.980.2軸 號(hào) 軸 軸最小軸徑 mm 35 4023查【1】圖 3-38 得 =2.0，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距 =1202.0=240mmal0 0l合理跨距為（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=360mm。0l根據(jù)結(jié)構(gòu)的需要，主軸的實(shí)際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑 D=100mm，后軸徑 d=80mm。前軸承采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用背對(duì)背安裝的角接觸球軸承。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(hào)7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸：對(duì)稱布置深溝球軸承6009III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號(hào)7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號(hào)7010C中間布置角接觸球軸承代號(hào)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 主軸彎曲剛度校核（1）主軸剛度符合要求的條件如下：a 主軸的前端部撓度 0.250.1syb 主軸在前軸承處的傾角 rad容 許 值 軸 承24c 在安裝齒輪處的傾角 0.1rad容 許 值 齒(2)計(jì)算如下：前支撐為雙列圓柱滾子軸承，后支撐為角接觸軸承架立放圓柱滾子軸承跨距L=450mm.當(dāng)量外徑 de= =21Dm2851045主軸剛度：因?yàn)?di/de=25/285=0.0880.7,所以孔對(duì)剛度的影響可忽略；ks= =2kN/mm344424 10)5(1.023)(1034 aldAi剛度要求：主軸的剛度可根據(jù)機(jī)床的穩(wěn)定性和精度要求來評(píng)定4.4.軸承校核610()1739hCLThnP4.5 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(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）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?。?5 章 摩擦離合器( 多片式)的計(jì)算設(shè)計(jì)多片式摩擦離合器時(shí)，首先根據(jù)機(jī)床結(jié)構(gòu)確定離合器的尺寸，如為軸裝式時(shí)，外摩擦片的內(nèi)徑 d 應(yīng)比花鍵軸大 26mm，內(nèi)摩擦片的外徑 D 的確定，直接影響離合器的徑向和軸向尺寸，甚至影響主軸箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)布局，故應(yīng)合理選擇。25摩擦片對(duì)數(shù)可按下式計(jì)算Z2MnK/ f bp20D式中 Mn摩擦離合器所傳遞的扭矩（Nmm） ；Mn955 / 955 40.98/5601.28 （Nmm）;41djn10510Nd電動(dòng)機(jī)的額定功率（kW） ；安裝離合器的傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min） ；jn從電動(dòng)機(jī)到離合器軸的傳動(dòng)效率；K安全系數(shù)，一般取 1.31.5；f摩擦片間的摩擦系數(shù)，由于磨擦片為淬火鋼，查機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)表2-15，取 f=0.08；摩擦片的平均直徑（ mm）;0D=（D+d）/267mm;b內(nèi)外摩擦片的接觸寬度（mm） ；b=（D-d）/2=23mm；摩擦片的許用壓強(qiáng)（N/ ） ；p2m 1.11.001.000.760.8360tvKmz基本許用壓強(qiáng)（ MPa） ，查機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)表 2-15，取 1.1；0t速度修正系數(shù)v n/6 =2.5（m/s）p02D41根據(jù)平均圓周速度 查機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)表 2-16，取 1.00；pv接合次數(shù)修正系數(shù)，查機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)表 2-17，取 1.00；mK摩擦結(jié)合面數(shù)修正系數(shù)，查 機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)表 2-18，取 0.76。z所以 Z2MnK/ f bp21.28 1.4/（3.140.08 230.83611 0D510267臥式車床反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗 確定，一般取kP0.4 0.4114.4 kPdN最后確定摩擦離合器的軸向壓緊力 Q，可按下式計(jì)算：26Q= b (N)1.1 3.14 231.003.570tp2DvK267510式中各符號(hào)意義同前述。摩擦片的厚度一般取 1、1.5、1.75、2（mm） ，內(nèi)外層分離時(shí)的最大間隙為0.20.4（mm）,摩擦片的材料應(yīng)具有較高的耐磨性、摩擦系數(shù)大、耐高溫、抗膠合性好等特點(diǎn)，常用 10 或 15 鋼，表面滲碳 0.30.5（mm）,淬火硬度達(dá) HRC5262。第 6 章 主要零部件的選擇 6.1 電動(dòng)機(jī)的選擇轉(zhuǎn)速n1440r/min，功率P4kW選用Y系列三相異步電動(dòng)機(jī) 6.2 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(hào)7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸：對(duì)稱布置深溝球軸承6009III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號(hào)7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號(hào)7010C中間布置角接觸球軸承代號(hào)7012C276.3 變速操縱機(jī)構(gòu)的選擇選用左右擺動(dòng)的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。6.4 軸的校核（a） 主軸的前端部撓度 0.250.1sy（b） 主軸在前軸承處的傾角 rad容 許 值 軸 承（c） 在安裝齒輪處的傾角 .容 許 值 齒65170850236851095D1.07 879il mL 平 均 總E 取為 ，52.MPa44 407(1)(1)35690()668dI434910.9253.922zpF Ndn主 計(jì)件 （ ），.57()yzN0.17()xzFN由于小齒輪的傳動(dòng)力大，這里以小齒輪來進(jìn)行計(jì)算 4429102953.852)QPFmzn主計(jì)主 主 （將其分解為垂直分力和水平分力由公式 ,tatanQynQzyF可得 2105(),647()zyFN801352)3ZMl NmA件25764(yyl件131025)xxFdA件主軸載荷圖如下所示：28由上圖可知如下數(shù)據(jù)：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm計(jì)算（在垂直平面）, ,1()6QZFabclyEI2()3ZFcylEI3(23)6zMcylEI230.17sz， ，()QZabIl齒 1 (2)6ZlcI齒 2 (3)ZlcI齒 35.9齒 齒 齒 2齒 3， ，()6QZFlEI軸 承 1 zFlEI軸 承 23ZMlI軸 承5.10軸 承 軸 承 軸 承 2軸 承 3計(jì)算（在水平面）, ,1()6QyFabclEI2()3yFclEI3()(23)6yxclEI230.17sy29， ，()3QyFabEIl齒 1 (23)6yFlcEI齒 2()(3yxMlcEI齒 351.80齒 齒 齒 2齒 3， ，()6QylI軸 承 1 ylI軸 承 2()3yxlI軸 承5.軸 承 軸 承 軸 承 2軸 承 3合成： 20.18.sszyy2501齒 齒 齒 .3.軸 承 軸 承 Z軸 承 Y6.5 軸承壽命校核由 軸最小軸徑可取軸承為 7008C 角接觸球軸承,=3；P=XF r+YFaX=1，Y=0。對(duì)軸受力分析得：前支承的徑向力 Fr=2642.32N。由軸承壽命的計(jì)算公式：預(yù)期的使用壽命 L10h=15000hL10h= = = hL 10hn1670)PC(180673)28.10(367.10()284.9524=15000h軸承壽命滿足要求。30第 7 章 主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及說明7.1 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 0 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 布置傳動(dòng)件及選擇結(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)。7.2 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。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(jí)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(fù)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(jí)反向轉(zhuǎn)動(dòng)，右邊接通得到三級(jí)反向轉(zhuǎn)動(dòng)。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)?？偛贾脮r(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
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