中型普通車床主軸箱設(shè)計(jì) 題目37【含CAD圖紙、說(shuō)明書】

1寧XX 大學(xué)課 程 設(shè) 計(jì) (論 文 )中型普通車床主軸箱設(shè)計(jì)（題目 37）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2摘 要設(shè)計(jì)機(jī)床得主傳動(dòng)變速系統(tǒng)時(shí)首先利用傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)方法求出理想解和多個(gè)合理解。根據(jù)數(shù)控機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)及主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性要求，分析了機(jī)電關(guān)聯(lián)分級(jí)調(diào)速主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)原理和方法。從主傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)網(wǎng)入手，確定最佳機(jī)床主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性匹配方案，計(jì)算和校核相關(guān)運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)。本說(shuō)明書著重研究機(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(jiǎn)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(guò)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 分級(jí)變速；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，齒輪模數(shù)，傳動(dòng)比4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 61.3.1 課程設(shè)計(jì)題目和主要技術(shù)參數(shù) 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 擬定參數(shù)的步驟和方法 .82.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin .82.2.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速 .82.2.3 主電機(jī)功率 動(dòng)力參數(shù)的確定 .92.2.4 確定結(jié)構(gòu)式 92.2.5 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 92.2.6 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖 102.2 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù) 102.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 11第 3 章 動(dòng)力計(jì)算.123.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 123.2 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算 133.3 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算 143.4 傳動(dòng)軸最小軸徑的初定 193.5 主軸合理跨距的計(jì)算 205第 4 章 主要零部件的選擇.214.1 軸承的選擇 214.2 鍵的規(guī)格 214.4 變速操縱機(jī)構(gòu)的選擇 .21第 5 章 校核.225.1 主軸合理跨距的計(jì)算 .225.2 軸承壽命校核 23結(jié) 論.24參考文獻(xiàn).256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(guò)課程設(shè)計(jì)，使學(xué)生能夠運(yùn)用所學(xué)過(guò)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(guò)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(guò)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(guò)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(wèn)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(shuō)明書。1.3 課程設(shè)計(jì)題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求1.3.1 課程設(shè)計(jì)題目和主要技術(shù)參數(shù)題目：中型普通車床主軸箱設(shè)計(jì)7題目 37 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)最低轉(zhuǎn)速nmin( )mir電機(jī)功率N（kw） 公比 轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù) Z380 140 4 1.41 88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)最低轉(zhuǎn)速nmin( )mir電機(jī)功率N（kw） 公比 轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù) Z380 140 4 1.41 82.2 擬定參數(shù)的步驟和方法2.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：允許的切速極限參考值如下：表 1.1加 工 條 件 Vmax(m/min) Vmin(m/min)硬質(zhì)合金刀具粗加工鑄鐵工件 3050硬質(zhì)合金刀具半精或精加工碳鋼工件150300螺紋加工和鉸孔 382.2.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速計(jì)算車床主軸極限轉(zhuǎn)速時(shí)的加工直徑，則主軸極限轉(zhuǎn)速應(yīng)為結(jié)合題目條件，取標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列數(shù)值，=140r/minmin取 41.依據(jù)題目要求選級(jí)數(shù) Z=8， =1.41=1.065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：9140，200，280，400，560，800，1120，16002.2.3 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：Y132M1-6 額定功率為 4KW，滿載轉(zhuǎn)速為 960r/min.2.2.4 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=8 級(jí) 則 Z=22對(duì)于 Z=8 可分解為：Z=2 12224。綜合上述可得：主傳動(dòng)部件的運(yùn)動(dòng)參數(shù) =140 Z=8 =1.41160maxnmin2.2.5 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=212224,易知第二擴(kuò)大組的變速范圍 r= (P3-1)x=1.414=3.958 滿足要求，其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖 2-1。圖 2-1 結(jié)構(gòu)網(wǎng) Z=212224102.2.6 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)2.2 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圖 2-3 主傳動(dòng)系統(tǒng)圖11（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 第二擴(kuò)大組傳動(dòng)比1:1.41 1:2 1:1.41 1.41:1 2：1 2：1代號(hào) Z1Z Z 2Z Z3Z Z4Z Z5 Z5 Z6Z 齒數(shù) 30 42 24 48 41 58 58 41 33 66 66 332.3 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(guò)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n 1600 1120 800 560 400 280 200 140n 1658 1121.2 798.28 558.6 401.2 280.7 198.8 141.3誤差 2.8 4.1 2.85 3.47 1.32 0.5 1.31 2.41只有一級(jí)轉(zhuǎn)速誤差大于 4.1，因此不需要修改齒數(shù)。12第 3 章 動(dòng)力計(jì)算3.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)輸出功率 P=4kw,轉(zhuǎn)速 n1=960r/min,n2=560r/min（1）確定計(jì)算功率:按最大的情況計(jì)算 P=4kw ,K 為工作情況系數(shù)，查1表 3.5. 取 K=1.1pd=kAP=1.1X5=4.4kw（2）選擇 V 帶的型號(hào):根據(jù) pd,n1=960r/min 參考1 圖表 3.16 及表 3.3 選小帶輪直徑，查表選擇 A 型 V 帶 d1=90mm（3）確定帶輪直徑 d1,d2小帶輪直徑 d1=90mm驗(yàn)算帶速 v= d1n1/(60X1000)= X90X1420/(60X1000)=6.69m/s從動(dòng)輪直徑 d2=n1d1/n2=1420X90/710=180mm 取 d2=180mm 查1表 3.3計(jì)算實(shí)際傳動(dòng)比 i=d2/d1=180/90=2（4）定中心矩 a 和基準(zhǔn)帶長(zhǎng) Ld1初定中心距 a00.7(d1-d2) a0 2(d1+d2)63 a0 540 取 ao=300mm2帶的計(jì)算基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld02a0+ /2(d1+d2)+(d2-d1)2/4a02x300+ /2(90+180)+(132-90)2/4X300650mm查1表 3.2 取 Ld0=630mm3計(jì)算實(shí)際中心距aa0+(Ld-Ld0)/2=300+(630-650)=290mm4確定中心距調(diào)整范圍amax=a+0.03Ld=290+0.03X630=308.9mmamin=a-0.015Ld=290-0.015X630=280.55mm（5）驗(yàn)算包角: 1=1800-（d 2-d1）/aX57.3 0=1800-(180-90)/290X57.30=1720120013（6）確定 V 帶根數(shù)：確定額定功率：P 0由查表并用線性插值得 P0=0.15kw查1表 37 得功率增量 P0=0.13kwA查1表 38 得包角系數(shù) K =0.99查1表 3 得長(zhǎng)度系數(shù) Kl=0.81確定帶根數(shù)：Z=P /（P +P ）K K C0L=3.65/(1.05+0.13)X0.99X0.81=2.89 取 Z=33.2 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=248.2r/min，jmin)13/(z取280 r/min。(2). 傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速 軸2=400 r/min，軸1=560r/min。（2）確定各傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速。軸共有 3 級(jí)轉(zhuǎn)速：560r/min、400 r/min。若經(jīng)傳動(dòng)副 Z / Z 傳動(dòng)主軸，則只有 560r/min 傳遞全功率；若經(jīng)傳動(dòng)副 Z / Z 傳動(dòng)主軸，全6 5部傳遞全功率，其中 125r/min 是傳遞全功率的最低轉(zhuǎn)速， 故其計(jì)算轉(zhuǎn)速 n j=400 r/min； 軸有 1 級(jí)轉(zhuǎn)速，且都傳遞全功率，所以其計(jì)算轉(zhuǎn)速 n j=280 r/min。各計(jì)算轉(zhuǎn)速入表 3-1。表 3-1 各軸計(jì)算轉(zhuǎn)速（3） 確定齒輪副的計(jì)算轉(zhuǎn)速。齒輪 Z 裝在主軸上其中只有 280r/min 傳遞全功率，6故 Z j=280 r/min。6依次可以得出其余齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速，如表 3-2。軸 號(hào) 軸 軸 軸計(jì)算轉(zhuǎn)速 r/min 560 400 28014表 3-2 齒輪副計(jì)算轉(zhuǎn)速序號(hào) Z1Z 2Z3Z 4Z5n j560 400 400 280 2803.3 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(jiǎn)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。根據(jù) 和 計(jì)算齒輪模數(shù)，根據(jù)其中較大值取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：jmw=16338 =16338 mmj321)(jjnuzP3213JmsniZKu齒輪的最低轉(zhuǎn)速 r/min；N頂定的齒輪工作期限，中型機(jī)床推存： =1520T T轉(zhuǎn)速變化系數(shù)； nk功率利用系數(shù)；N材料強(qiáng)化系數(shù)。 q（壽命系數(shù)）的極值skmaxinssk，齒輪等轉(zhuǎn)動(dòng)件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數(shù) m 和基準(zhǔn)順環(huán)次數(shù) C0工作情況系數(shù)。中等中級(jí)的主運(yùn)動(dòng)： 1動(dòng)載荷系數(shù)；2k齒向載荷分布系數(shù)；3齒形系數(shù)； Y根據(jù)彎曲疲勞計(jì)算齒輪模數(shù)公式為： 式中：N計(jì)算齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)遞的額定功率 N= dwNk計(jì)算齒輪（小齒輪）的計(jì)算轉(zhuǎn)速 r/minjn15齒寬系數(shù) ,mmb/8Z1計(jì)算齒輪的齒數(shù)，一般取轉(zhuǎn)動(dòng)中最小齒輪的齒數(shù)：大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比， = ；（+）用于外嚙合， （-）號(hào)用i i12Z于內(nèi)嚙合： 命系數(shù)； sTNnqkk：工作期限 ， = ； TTmCn06= =3.49Tk接 310256= =1.8T彎 96=0.84 =0.58 nknk接=0.90 =0.55 =0.72 彎 q接 qk彎=3.49 0.84 0.58 0.55=0.94sk接 =1.8 0.84 0.90 0.72=0.99 時(shí)，取 = ，當(dāng) 時(shí)，取 = ；sminskmaxskminskmin= =0.85 =1.5； kax1=1.2 =1 =0.378 23Y許用彎曲應(yīng)力，接觸應(yīng)力，( )paM=354 =1750 WpaJ6 級(jí)材料的直齒輪材料選；20 熱處理 S-C59irTC3=16338 mmjm213JmsniZK=16338 =2.6 mm j3 22705.04849.5. =275 mmw313wcMsnNK16=275 =2.2mm33547108.0246.2.51根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)齒輪模數(shù)系數(shù)選用模數(shù)為:主軸齒輪模數(shù)為 3.5，傳動(dòng)軸齒輪模數(shù) m=2.5，中間軸齒輪模數(shù) m=3; 根據(jù)有關(guān)文獻(xiàn)，也為了便于統(tǒng)一，在這里傳動(dòng)齒輪統(tǒng)一取 m=3.5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) 30 42 24 48分度圓直徑 105 147 84 168齒頂圓直徑 108.5 150.5 87.5 171.5齒根圓直徑 100.6 142.6 79.6 163.6齒寬 24.5 24.5 24.5 24.5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彎曲應(yīng)力驗(yàn)算公式為：組號(hào) 基本組 第一擴(kuò)大組 第二擴(kuò)大組模數(shù) mm 3.5 3.5 3.517wswMPaBYnzmNK)(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）. =500（r/min）;jnjm-初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=3.5（mm）;B-齒寬（mm）;B=25（mm）;z-小齒輪齒數(shù)；z=19;u-小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2.78;-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-齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2 上， =1 1 1K18Y-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）第一擴(kuò)大組齒輪計(jì)算。擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z3 Z3 Z4 Z4齒數(shù) 41 58 58 41分度圓直徑 143.5 203 203 143.5齒頂圓直徑 150.5 210 210 150.5齒根圓直徑 134.75 194.25 194.25 134.75齒寬 28 28 28 28（4）第二擴(kuò)大組齒輪計(jì)算。擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z5 Z5 Z6 Z6齒數(shù) 66 33 33 66分度圓直徑 231 115.5 231 115.5齒頂圓直徑 234.5 119 234.5 119齒根圓直徑 226.6 111.12 226.6 111.12齒寬 28 28 28 2819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 ww3.4 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(zhǎng)度的允許扭轉(zhuǎn)角， = 。01各軸最小軸徑如表 3-3。表 3-3 最小軸徑軸 號(hào) 軸 軸203.5 主軸合理跨距的計(jì)算由于電動(dòng)機(jī)功率 P=4kw，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.mnP904設(shè)該機(jī)床為車床的最大加工直徑為 240mm。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 75%，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最小軸徑 mm 35 4021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 4.4 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(guò)桿的推力來(lái)控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。22第 5 章 校核5.1 主軸合理跨距的計(jì)算設(shè)機(jī)床最大加工回轉(zhuǎn)直徑為380mm,電動(dòng)機(jī)功率P=4kw，,主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速為140r/min。已選定的前后軸徑為: 定懸伸量a=85mm。162dm1(0.785)dm軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩: 63.79.50=54N設(shè)該車床的最大加工直徑為 380mm。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 45%，即 180mm，故半徑為 0.09m；切削力（沿 y 軸） F c=250.346/0.09=2781N背向力（沿 x 軸） F p=0.5 Fc=1390N總作用力 F= =3109N2pC此力作用于工件上，主軸端受力為 F=3109N。先假設(shè) l/a=2，l=3a=255mm。前后支承反力 RA和 RB分別為RA=F =3109 Nla85241523RB=F =3109 Nla8510362根據(jù)機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)得： =3.39 得前支承的剛度：K A= rK1.0F8.La0.91.()cosiz1376.69 N/ ；K B= 713.73 N/ ； = =1.93mmBA376.主軸的當(dāng)量外徑 de=(85+65)/2=75mm，故慣性矩為I= =1.5510-6m440.756= = =0.383aKEA16325098查機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)圖 得 =2.5，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距al0=852.5=212.5mm0l合理跨距為（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=250mm。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=85mm，后軸徑 d=55mm。后支承采用背對(duì)背安裝的角接觸球軸承。5.2 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=15000h24L10h= = = hL 10hn1670)PC(180673)28.10(367.10()284.9524=15000h軸承壽命滿足要求。結(jié) 論經(jīng)過(guò)課程設(shè)計(jì)，使我和同伴對(duì)機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)這門課當(dāng)中許多原理公式有了進(jìn)一步的了解，并且對(duì)設(shè)計(jì)工作有了更深入的認(rèn)識(shí)。懂得了理論和實(shí)踐同等重要的道理。理論能指導(dǎo)實(shí)踐，使你能事半功倍，實(shí)踐能上升成為理論，為以后的設(shè)計(jì)打下基礎(chǔ)。 從校門走出后,一定要重視實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)的積累,要多學(xué)多問(wèn)。把學(xué)校學(xué)習(xí)的專業(yè)知識(shí)綜合的應(yīng)用起來(lái)，這非常重要。體會(huì)到把技術(shù)搞好就必須安心的學(xué)習(xí)，虛心向別人請(qǐng)教，耐心的對(duì)待每一個(gè)問(wèn)題，不放過(guò)任何一個(gè)自己遇到的問(wèn)題，要善于發(fā)現(xiàn)問(wèn)題。在設(shè)計(jì)過(guò)程中，我們得到了老師們的精心指導(dǎo)和幫助，在此表示衷心的感謝！由于我們的經(jīng)驗(yàn)尚淺，知識(shí)把握不熟練，設(shè)計(jì)中定有許多地方處理不夠妥當(dāng)，有些部分甚至可能存在錯(cuò)誤，希望老師多提寶貴意見。25參考文獻(xiàn)1段鐵群.機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì).科學(xué)出版社；2.于惠力，向敬忠，張春宜.機(jī)械設(shè)計(jì).科學(xué)出版社；3.潘承怡，蘇相國(guó). 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) ，哈爾濱理工大學(xué)；4.戴署.金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì).機(jī)械工業(yè)出版社；5.陳易新， 金屬切削機(jī)床課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書 ； 26