車床主軸箱設(shè)計參考

1、中北大學(xué)課程設(shè)計說明書中北大學(xué)信息商務(wù)學(xué)院課 程 設(shè) 計 說 明 書學(xué)生姓名： 學(xué) 號： 系： 機械自動化系 專 業(yè)： 機械設(shè)計制造及其自動化 題 目： 機床課程設(shè)計 車床主軸箱設(shè)計 指導(dǎo)教師： 馬維金 職稱: 教授 黃曉斌 職稱: 副教授 2013年12月28日目錄一、傳動設(shè)計1.1電機的選擇1.2運動參數(shù)1.3擬定結(jié)構(gòu)式1.3.1 確定變速組傳動副數(shù)目1.3.2確定變速組擴大順序1.4擬定轉(zhuǎn)速圖驗算傳動組變速范圍1.5確定齒輪齒數(shù)1.6確定帶輪直徑1.6.1確定計算功率Pca1 .6.2選擇V帶類型1.6.3確定帶輪直徑基準并驗算帶速V1.7驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差 1.8繪制傳動系統(tǒng)圖二、估算主

2、要傳動件，確定其結(jié)構(gòu)尺寸2.1確定傳動件計算轉(zhuǎn)速2.1.1主軸計算轉(zhuǎn)速2.1.2各傳動軸計算轉(zhuǎn)速2.1.3各齒輪計算轉(zhuǎn)速2.2初估軸直徑2.2.1確定主軸支承軸頸直徑2.2.2初估傳動軸直徑2.3估算傳動齒輪模數(shù)2.4片式摩擦離合器的選擇及計算2.4.1決定外摩擦片的內(nèi)徑2.4.2選擇摩擦片尺寸2.4.3計算摩擦面對數(shù)Z2.4.4計算摩擦片片數(shù)2.4.5計算軸向壓力Q2.5V帶的選擇及計算2.5.1初定中心距2.5.2確定V帶計算長度L及內(nèi)周長2.5.3驗算V帶的撓曲次數(shù)2.5.4確定中心距a2.5.5驗算小帶輪包角2.5.6計算單根V帶的額定功率2.5.7計算V帶的根數(shù)三、結(jié)構(gòu)設(shè)計3.1帶輪

3、的設(shè)計3.2主軸換向機構(gòu)的設(shè)計3.3制動機構(gòu)的設(shè)計3.4齒輪塊的設(shè)計3.5軸承的選擇3.6主軸組件的設(shè)計 3.6.1各部分尺寸的選擇3.6.1.1主軸通孔直徑3.6.1.2軸頸直徑3.6.1.3前錐孔尺寸3.6.1.4頭部尺寸的選擇3.6.1.5支承跨距及懸伸長度3.6.2主軸軸承的選擇3.7潤滑系統(tǒng)的設(shè)計3.8密封裝置的設(shè)計四、傳動件的驗算4.1傳動軸的驗算4.2鍵的驗算4.2.1花鍵的驗算4.2.2平鍵的驗算4.3齒輪模數(shù)的驗算4.4軸承壽命的驗算五、設(shè)計小結(jié)六、參考文獻一、傳動設(shè)計1.1電機的選擇主電機功率：4KW主軸最高轉(zhuǎn)速：1500r/min選擇Y112M-4型三相異步電動機。1.2

4、運動參數(shù)根據(jù)公式 變速范圍 Rn=1500/33.5=44.8對于中型車床，1.26或1.41 此處取1.41 得轉(zhuǎn)速級數(shù)Z=12。查設(shè)計指導(dǎo)P6標準數(shù)列表得轉(zhuǎn)速系列為：33.5、47.5、67、95、132、190、265、375、530、750、1060、1500。1.3擬定結(jié)構(gòu)式 1.3.1 確定變速組傳動副數(shù)目 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組合：123×4 124×3123×2×2 122×3×2 122×2×3 在上列兩行方案中，第一行的方案有時可以節(jié)省一根傳動軸，缺點是有一個傳動組

5、內(nèi)有四個傳動副。如用一個四聯(lián)滑移齒輪，則會增加軸向尺寸；如果用兩個雙聯(lián)滑移齒輪，操縱機構(gòu)必須互鎖以防止兩個雙聯(lián)滑移齒輪同時嚙合，所以少用。根據(jù)傳動副數(shù)目分配應(yīng)“前多后少”的原則，方案123×2×2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122×3×2。1.3.2確定變速組擴大順序12=2×3×2的傳動副組合，其傳動組的擴大順序又可以有以下6種形式： A、12=21×32×26 B、12=21×34×22 C、12 =23×31

6、15;26 D、12=26×31×23 E、12=22×34×21 F、12=26×32×21根據(jù)級比指數(shù)要“前密后疏”的原則，應(yīng)選用方案A。然而，對于所設(shè)計的機構(gòu)，將會出現(xiàn)兩個問題： 第一變速組采用降速傳動（圖a）時，由于摩擦離合器徑向結(jié)構(gòu)尺寸限制，在結(jié)構(gòu)上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑，使得軸上的齒輪直徑不能太小，軸上的齒輪則會成倍增大。這樣，不僅使-軸間中心距加大，而且-軸間的中心距也會加大，從而使整個傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)尺寸增大。這種傳動不宜采用。 如果第一變速組采用升速傳動（圖b），則軸至主軸間的降速傳動只能由后兩個變速組承擔

7、。為了避免出現(xiàn)降速比小于允許的極限值，常常需要增加一個定比降速傳動組，使系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜。這種傳動也不是理想的。如果采用方案C、12 =23×31×26（圖c） 則可解決上述存在的問題。 其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下圖所示：1.4擬定轉(zhuǎn)速圖及驗算傳動組變速范圍第二擴大組的變速范圍R28，符合設(shè)計原則要求，方案可用。由第二擴大組的變速范圍R28可知第二擴大組兩個傳動副的傳動必然是傳動比的極限值。所以轉(zhuǎn)速圖擬定如下：1.5確定齒輪齒數(shù)查金屬切削機床表81各種傳動比的適用齒數(shù)求出各傳動組齒輪齒數(shù)如下表：變速組第一變速組a第二變速組b第三變速組c齒數(shù)和727290齒輪Z1齒數(shù)2448423019532

8、448304260301872傳動過程中，會采用三聯(lián)滑移齒輪，為避免齒輪滑移中的干涉，三聯(lián)滑移齒輪中最大和次大齒輪之間的齒數(shù)差應(yīng)大于4。所選齒輪的齒數(shù)符合設(shè)計要求。1.6確定帶輪直徑1.6.1確定計算功率Pca 由機械設(shè)計表87查得工作情況系數(shù)=1.1故Pca P1.1×44.4KW1.6.2選擇V帶類型 據(jù)Pca、的值由機械設(shè)計圖811選擇A型帶。1.6.3確定帶輪直徑基準并驗算帶速V由機械設(shè)計表86、表88，取小帶輪基準直徑118mm。驗算帶速V V /(60×1000)×118×1440/(60×1000)8.897m/s因為5m/sV3

9、0m/s,所以帶輪合適。定大帶輪直徑 i（1）（1440/750）×118×（10.02）222.03mm 帶的滑動系數(shù)，一般取0.02據(jù)機械設(shè)計表88，取基準直徑224mm。1.7驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差 主軸各級實際轉(zhuǎn)速值用下式計算： n = nE(1-)u1 u2 u3 式中 u1 u2 u3 分別為第一、第二、第三變速組齒輪傳動比； nE 為電機的滿載轉(zhuǎn)速 ；取0.02。 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（-1）%10×（1.411）%=4.1%其中主軸理想轉(zhuǎn)速把數(shù)據(jù)依次代入公式得出下表主軸轉(zhuǎn)速n1n2n3n4n5n6理想

10、轉(zhuǎn)速33.547.56795132190實際轉(zhuǎn)速33.547.367.194.6133.4188.1轉(zhuǎn)速誤差%00.40.10.410.5主軸轉(zhuǎn)速n7n8n9n10n11n12理想轉(zhuǎn)速26537553075010601500實際轉(zhuǎn)速265.2373.9527.2743.41054.51486.8轉(zhuǎn)速誤差%0.10.30.50.90.50.9轉(zhuǎn)速誤差滿足要求，數(shù)據(jù)可用。1.8繪制傳動系統(tǒng)圖二、估算主要傳動件，確定其結(jié)構(gòu)尺寸2.1確定傳動件計算轉(zhuǎn)速2.1.1主軸計算轉(zhuǎn)速主軸計算轉(zhuǎn)速是第一個三分之一轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的最高一級轉(zhuǎn)速，即nj = nmin=93.9r/min 即n4=95r/min;2.1.2

11、各傳動軸計算轉(zhuǎn)速軸可從主軸為95r/min按18/72的傳動副找上去，似應(yīng)為375r/min。但是由于軸上的最低轉(zhuǎn)速132r/min經(jīng)傳動組c可使主軸得到33.5r/min和265r/min兩種轉(zhuǎn)速。265r/min要傳遞全部功率，所以軸的計算轉(zhuǎn)速應(yīng)為132r/min。軸的計算轉(zhuǎn)速可按傳動副b推上去，得375r/min。軸的計算轉(zhuǎn)速為750r/min。 各軸的計算轉(zhuǎn)速列表如下軸計算轉(zhuǎn)速nj750375132952.1.3各齒輪計算轉(zhuǎn)速齒輪Z1齒數(shù)2448423019532448304260301872nj7503757501060375132375190375265132265375952.2

12、初估軸直徑2.2.1確定主軸支承軸頸直徑據(jù)電機的功率參考機械制造工藝金屬切削機床設(shè)計指南（以下簡稱設(shè)計指南）表4.23，取主軸前軸頸直徑D1 = 80mm，后軸頸直徑D2 = （0.70.9）D1，取D2 = 60 mm。2.2.2初估傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度初步計算傳動軸直徑 d = 式中d 傳動軸危險截面處直徑； N 該軸傳遞功率（KW）； N=；從電機到該傳動軸間傳動件的傳動效率（不計軸承上的效率），對估算傳動軸直徑影響不大可忽略； 該軸計算轉(zhuǎn)速（r/min）； 該軸每米長度允許扭轉(zhuǎn)角據(jù)設(shè)計指導(dǎo)P32這些軸取=1deg/m。 根據(jù)傳動系統(tǒng)圖上的傳動件布置情況初步估計各軸長度如下表軸長度640

13、600740840對軸d 28mm對軸d 35mm對軸d 40mm考慮到軸是花鍵軸所以軸直徑作為花鍵軸小徑,據(jù)設(shè)計指南附表2.31取d128mm，花鍵規(guī)格N×d×D×B(鍵數(shù)×小徑×大徑×鍵寬)8×32×28×7；d235mm，花鍵規(guī)格N×d×D×B(鍵數(shù)×小徑×大徑×鍵寬)8×40×35×10；d340mm，花鍵規(guī)格N×d×D×B(鍵數(shù)×小徑×大徑×鍵寬)

14、8×45×40×12。綜上對傳動軸直徑估算結(jié)果如下軸直徑283540花鍵6×32×28×76×40×35×106×45×40×122.3估算傳動齒輪模數(shù)參考設(shè)計指導(dǎo)P36中齒輪模數(shù)的初步計算公式初定齒輪的模數(shù) 按齒輪彎曲疲勞的估算 mw 32 mm 按齒面點蝕的估算A 370 mm mj = 式中 N 該軸傳遞功率（KW）； N=；從電機到該傳動軸間傳動件的傳動效率（不計軸承上的效率）； 大齒輪的計算轉(zhuǎn)速（r/min）；Z 所算齒輪的齒數(shù)；A齒輪中心距同一變速組中的齒輪取同一

15、模數(shù)，按工作負荷最重（通常是齒數(shù)最?。┑凝X輪進行計算，然后取標準模數(shù)值作為該變速組齒輪的模數(shù)。據(jù)設(shè)計指導(dǎo)P32取每兩傳動軸間傳動件的傳動效率0.97傳動組a中 按齒輪彎曲疲勞的估算 mw 32 mm = 32 1.91mm 按齒面點蝕的估算A 370 mm37080.35mm mj mm 2.23mm取標準模數(shù)m2.5mm傳動組b中 按齒輪彎曲疲勞的估算 mw 32 mm = 32 2.58 mm 按齒面點蝕的估算A 370 mm370112.6mm mj mm 3.13mm取標準模數(shù)m4mm傳動組c中 按齒輪彎曲疲勞的估算 mw 32 mm = 32 2.60mm 按齒面點蝕的估算A 370

16、 mm370124.43mm mj mm 2.77mm取標準模數(shù)m3mm2.4片式摩擦離合器的選擇及計算 2.4.1決定外摩擦片的內(nèi)徑 結(jié)構(gòu)為軸裝式，則外摩擦片的內(nèi)徑比安裝軸的軸徑D大26 mm有 D+(26)36+(26) 3842mm 取42mm2.4.2選擇摩擦片尺寸 參考設(shè)計指導(dǎo)P41表摩擦片尺寸及花鍵規(guī)格自行設(shè)計摩擦片的尺寸如圖所示6內(nèi)摩擦片外摩擦片厚度 1.5249098903832422.4.3計算摩擦面對數(shù)ZZ/ 式中Mn額定動扭矩；Mn95509550×48.90N·m K1.31.5；取 K1.3； f摩擦片間的摩擦系數(shù)；查設(shè)計指導(dǎo)表12 f0.6（摩擦

17、片材料10鋼，油潤）P摩擦片基本許用比壓；查設(shè)計指導(dǎo)表12 P1.0MPa（摩擦片材料10鋼，油潤）；D摩擦片內(nèi)片外徑 mm；外摩擦片的內(nèi)徑mm； 速度修正系數(shù)；根據(jù)平均圓周速度（1.62m/s）查設(shè)計指導(dǎo)表13近似取為1.3；結(jié)合次數(shù)修正系數(shù)；查設(shè)計指導(dǎo)表13取為0.84；接合面修正系數(shù)；把數(shù)據(jù)代入公式得Z10.8 查設(shè)計指導(dǎo)表13取Z142.4.4計算摩擦片片數(shù)摩擦片總片數(shù)（Z1）15片2.4.5計算軸向壓力Q QpKv×0.8×1.2478N2.5V帶的選擇及計算2.5.1初定中心距由前面部分V帶輪直徑的選擇結(jié)合公式有（0.62）（） （0.62）×（118

18、224） 205.2684 mm取500 mm2.5.2確定V帶計算長度L及內(nèi)周長22×5001542.8 mm據(jù)設(shè)計指導(dǎo)P30表計算長度取L1625 mm，內(nèi)周長1600 mm。2.5.3驗算V帶的撓曲次數(shù)40次/s式中m帶輪個數(shù)；把數(shù)據(jù)代入上式得10.9540次/s，數(shù)據(jù)可用。2.5.4確定中心距a a500541.1 mm 取a542 mm2.5.5驗算小帶輪包角 滿足要求。2.5.6計算單根V帶的額定功率 由118min和1440r/min,查機械設(shè)計表84a得=1.76KW；據(jù)1440r/min和i2.23和A型帶，查機械設(shè)計表84b得=0.17KW；查機械設(shè)計表85得0.

19、98；查機械設(shè)計表82得機械設(shè)計表85得0.99；有 （） （1.760.17）×0.98×0.99 1.872.5.7計算V帶的根數(shù) Z/=4.4/1.872.35 取Z3根三、結(jié)構(gòu)設(shè)計3.1帶輪的設(shè)計根據(jù)V帶計算，選用3根A型V帶。由于軸安裝摩擦離合器及傳動齒輪，為了改善它們的工作條件，保證加工精度，采用卸荷式帶輪結(jié)構(gòu)輸入。如圖所示，帶輪支承在軸承外圓上，而兩軸承裝在與箱體固定的法蘭盤上，扭矩從端頭花鍵傳入。3.2主軸換向機構(gòu)的設(shè)計主軸換向比較頻繁，才用雙向片式摩擦離合器。這種離合器由內(nèi)摩擦片、外摩擦片、滑動套筒、螺母、鋼球和空套齒輪等組成。離合器左右兩部門結(jié)構(gòu)是相同的

20、。左離合器傳動主軸正轉(zhuǎn)，用于切削加工。需要傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，片數(shù)較多。右離合器用來傳動主軸反轉(zhuǎn)，主要用于退回，片數(shù)較少。這種離合器的工作原理是，內(nèi)摩擦片的花鍵孔裝在軸的花鍵上，隨軸旋轉(zhuǎn)。外摩擦片的孔為圓孔，直徑略大于花鍵外徑。外圓上有4個凸起，嵌在空套齒輪的缺口之中。內(nèi)外摩擦片相間安裝。移動套筒4時，鋼球沿斜面向中心移動并使滑塊3、螺母1向左移動，將內(nèi)片與外片相互壓緊。軸的轉(zhuǎn)矩便通過摩擦片間的摩擦力矩傳遞給齒輪，使主軸正傳。同理，當滑塊7、螺母8向右時，使主軸反轉(zhuǎn)。處于中間位置時，左、右離合器都脫開，軸以后的各軸停轉(zhuǎn)。摩擦片的間隙可通過放松銷6和螺母8來進行調(diào)整。摩擦片的軸向定位是由兩個帶花鍵孔

21、的圓盤實現(xiàn)。其中一個圓盤裝在花鍵上，另一個裝在花鍵軸的一個環(huán)形溝槽里，并轉(zhuǎn)過一個花鍵齒，和軸上的花鍵對正，然后用螺釘把錯開的兩個圓盤連接起來。結(jié)構(gòu)如下圖所示3.3制動機構(gòu)的設(shè)計根據(jù)制動器的設(shè)計原理，將其安裝在靠近主軸的較高轉(zhuǎn)速的軸，在離合器脫開時制動主軸，以縮短輔助時間。此次設(shè)計采用帶式制動器。該制動器制動盤是一個鋼制圓盤，與軸用花鍵聯(lián)接，周邊圍著制動帶。制動帶是一條剛帶，內(nèi)側(cè)有一層酚醛石棉以增加摩擦。制動帶的一端與杠桿連接。另一端與箱體連接。為了操縱方便并保證離合器與制動器的聯(lián)鎖運動，采用一個操縱手柄控制。當離合器脫開時，齒條處于中間位置，將制動帶拉緊。齒條軸凸起的左、右邊都是凹槽。左、右離

22、合器中任一個結(jié)合時，杠桿都按順時針方向擺動，使制動帶放松。3.4齒輪塊的設(shè)計機床的變速系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速機構(gòu)。根據(jù)各傳動軸的工作特點，基本組(傳動組b)滑移齒輪采用平鍵聯(lián)接裝配式齒輪，固定齒輪用獨立式；第一擴大組(傳動組a)的滑移齒輪采用了整體式滑移齒輪；第二擴大組(傳動組c)傳動轉(zhuǎn)矩較大用平鍵聯(lián)接裝配式齒輪，此時平鍵傳遞轉(zhuǎn)矩，彈性擋圈軸向固定，簡單、工藝性好、結(jié)構(gòu)方便。所有滑移齒輪與傳動軸間均采用花鍵聯(lián)接。從工藝角度考慮，其他固定齒輪（主軸上的齒輪除外）也采用花鍵聯(lián)接。由于主軸直徑較大，為了降低加工成本而采用了單鍵聯(lián)接。由各軸的圓周速度參考設(shè)計指導(dǎo)P53,軸間傳動齒輪精度為877Dc，軸

23、間齒輪精度為766 Dc。齒輪材料為45鋼，采用整體淬火處理。根據(jù)前面初估的模數(shù)計算齒輪直徑由于軸基本組的大齒輪會和離合器相干涉（相碰），因而對第一擴大組的齒輪模數(shù)進行調(diào)整，調(diào)為m=4mm,并取為統(tǒng)一模數(shù)。各齒輪參數(shù)如下表齒輪Z1齒數(shù)24484230195324nj7503757501060375132375分度圓直徑961921681207621296齒頂圓直徑10420017612884220104齒底圓直徑861821581106620286齒輪寬32303032323032齒輪齒數(shù)48304260301872nj19037526513226537595分度圓直徑192120168240

24、12072288齒頂圓直徑20012817624812880296齒底圓直徑18211015823011062278 齒輪寬303230303233303.5軸承的選擇為了方便安裝，軸上傳動件的外徑均小于箱體左側(cè)支承孔直徑，均采用深溝球軸承。為了便于裝配和軸承間隙調(diào)整，、軸均采用圓錐滾子軸承。滾動軸承均采用E級精度。3.6主軸組件的設(shè)計 3.6.1各部分尺寸的選擇3.6.1.1主軸通孔直徑 參考設(shè)計指導(dǎo)P5，取主軸通孔直徑d37mm。3.6.1.2軸頸直徑 據(jù)前面的估算主軸前軸頸直徑D1 = 80mm，后軸頸直徑D2 =60mm。3.6.1.3前錐孔尺寸 據(jù)車床最大回轉(zhuǎn)直徑320mm，參考設(shè)計

25、指導(dǎo)P61表莫氏錐度號選5；其標準莫氏錐度尺寸如下簡圖莫氏號大端直徑D錐度長度544.3991：19.0221303.6.1.4頭部尺寸的選擇 采用短圓錐式的頭部結(jié)構(gòu)，懸伸短，剛度好。參考設(shè)計指導(dǎo)P63的圖及P64表的主軸頭部尺寸如下圖所示3.6.1.5支承跨距及懸伸長度 為了提高剛度，應(yīng)盡量縮短主軸的懸伸長度a，適當選擇支承跨距L。取L/a3.24，由頭部尺寸取a100mm則L324mm。3.6.2主軸軸承的選擇為提高剛度，主軸采用三支承，前支承和中支承為主要支承，后支承為輔助支承。這是因為主軸上的傳動齒輪集中在前部；容易滿足主軸的最佳跨距要求；箱體上前、中支承的同軸度加工容易保證，尺寸公差

26、也易控制。前軸承選用一個型號為32316的圓錐滾子軸承，中軸承選一個用型號為30214的圓錐滾子軸承，后軸承選用一個型號為6312深溝球軸承。前軸承D級精度，中軸承E級精度，后軸承E級精度。前軸承內(nèi)圈配合為k5，外圈配合為M6；中軸承內(nèi)圈配合為js5，外圈配合為K6；后軸承內(nèi)圈配合為js6，外圈配合為H7。3.7潤滑系統(tǒng)的設(shè)計主軸箱內(nèi)采用飛濺式潤滑，油面高度為65mm左右，甩油環(huán)浸油深度為10mm左右。潤滑油型號為：IIJ30。卸荷皮帶輪軸承采用脂潤滑方式。潤滑脂型號為：鈣質(zhì)潤滑脂。3.8密封裝置的設(shè)計軸軸頸較小，線速度較低，為了保證密封效果，采用皮碗式接觸密封。而主軸直徑大、線速度較高，則采

27、用了非接觸式密封。卸荷皮帶輪的潤滑采用毛氈式密封，以防止外界雜物進入。詳見展開圖。四、傳動件的驗算4.1傳動軸的驗算 軸的剛度較低，故而在此處進行驗算。其受力簡化如下圖所示=9.55×9.55××48896 N·mm齒輪受到的徑向力 2tan/2×48896×tan/96370.8 N對于傳動軸主要驗算軸上裝齒輪和軸承處的撓度y和傾角。軸上有一段為花鍵軸，但長度在軸上的比例不大，全軸按圓軸算。軸平均直徑求的d28mm，則截面慣性矩I30171.9按設(shè)計指導(dǎo)P34有關(guān)公式計算對B點 y/3EI1.16×mm 查設(shè)計指導(dǎo)P33表

28、對一般傳動軸許用撓度Y（0.00030.0005）（0.00030.0005）×4480.14640.244 mm；對裝有齒輪的軸許用撓度Y（0.010.03）m（0.010.03）×40.040.12 mm；滿足要求。 3.27×rad查設(shè)計指導(dǎo)P33表許用0.001rad滿足要求。對A點 7.05×rad對C點 8.68×rad查設(shè)計指導(dǎo)P33表許用0.001rad 滿足要求。綜上，軸的剛度滿足要求。4.2鍵的驗算4.2.1花鍵的驗算花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為 式中：計算擠壓應(yīng)力；Mp 花鍵傳遞的最大扭矩；N·m m，N該軸傳遞

29、的最大功率，該軸的計算轉(zhuǎn)速； D、d 花鍵的外徑和內(nèi)徑；mm z 花鍵的齒數(shù)； 工作長度；mm 載荷分布不均勻系數(shù)，0.70.8；取0.75許用擠壓應(yīng)力，查機械設(shè)計表63，100140Mp，取130 Mp； 對軸花鍵 48896 N·m m對軸裝離合器處花鍵 D36mm d32 mm z6 18 mm 則 20.1Mp 滿足要求。對軸裝帶輪處花鍵D30mm d26mm z6 40 mm 則 9.7Mp 滿足要求。所以軸花鍵滿足要求。對軸花鍵 94858 N·m m D40mm d35mm z6 70 mm 則 6.4Mp 滿足要求。對軸花鍵 264094 N·m

30、m D45mm d40mm z6 110mm 則 10.0Mp 滿足要求。4.2.2平鍵的驗算普通平鍵的強度條件式中：計算擠壓應(yīng)力；Mp 傳遞的轉(zhuǎn)矩；N·m 鍵與輪轂槽的接觸高度，0.5h，此處h為鍵的高度；mm 鍵的工作長度；mm 軸的直徑；mm鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力，查機械設(shè)計表62，此處鍵、軸、輪轂三者材料都是鋼100120M Mp，取110 Mp；對軸三聯(lián)齒輪出A型平鍵bh=1610 , L=56 48.896 N·m 0.5h0.5×105 mm L-b=40 mm 53 mm 則9.2 Mp 滿足要求。對軸三聯(lián)齒輪出A型平鍵bh=18

31、11 , L=63 94.858 N·m 0.5h0.5×115.5mm 45mm 63mm 則12.2 Mp 滿足要求。對軸三聯(lián)齒輪出A型平鍵 1040 N·m 0.5h0.5×147mm 68mm 75 mm , bh=2214,L=80mm, 則58.3Mp 滿足要求。4.3齒輪模數(shù)的驗算按接觸疲勞強度計算齒輪模數(shù)mj mj = 16300mm 式中：N 傳遞的額定功率KW； 計算轉(zhuǎn)速（小齒輪）；r/min 齒寬系數(shù)； z1 計算齒輪齒數(shù)； i 大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，“+”用于外嚙合，“”用于內(nèi)嚙合，此處為外嚙合，故取“+”; 壽命系數(shù)： = K

32、TK nKNKq KT 工作期限系數(shù)： KT = T預(yù)定的齒輪工作期限，對中型機床 T = 1500020000h； n 齒輪的最低轉(zhuǎn)速；r/min c0 基準循環(huán)次數(shù)，查設(shè)計指導(dǎo)表3； m 疲勞曲線指數(shù)，查設(shè)計指導(dǎo)表3； K n 轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，查設(shè)計指導(dǎo)表4； KN 功率利用系數(shù)，查設(shè)計指導(dǎo)表5； Kq 材料強化系數(shù)，查設(shè)計指導(dǎo)表6； Kc 工作狀況系數(shù)，中等沖擊主運動，Kc = 1.21.6； Kd 動載荷系數(shù)，查設(shè)計指導(dǎo)表8； Kb 齒向載荷分布系數(shù)，查設(shè)計指導(dǎo)表9； 許用接觸應(yīng)力，查設(shè)計指導(dǎo)表11；Mp 齒輪按彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù)mw mw = 275 其中 Y 齒形系數(shù)由設(shè)計指導(dǎo)

33、表10查得； 許用彎曲應(yīng)力，查設(shè)計指導(dǎo)表11；Mp 驗算結(jié)果如下表按接觸疲勞強度驗算算齒輪模數(shù)參數(shù)傳動組a傳動組b傳動組cN3.843.723.65 7503753757.57.57.5z1241918i22.84m 3 3 3n750375132T150001500015000KT4.073.23 2.281.440.880.81c0K n0.850.680.89KN0.580.580.58Kq0.760.730.73Kc 1.21.21.2Kd1.31.41.2Kb1.021.041.04110011001100mj2.023.553.29結(jié)論估算值可用估算值可用估算值可用齒輪按彎曲疲勞強

34、度驗算齒輪模數(shù)參數(shù)傳動組a傳動組b傳動組cN3.843.723.65 7503753757.57.57.5z1241918m666n750375132T150001500015000KT2.562.281.920.90.90.9c0K n0.950.850.86KN0.780.780.78Kq0.770.750.75Kc 1.21.21.2Kd1.31.41.2Kb1.021.041.04320320320Y0.420.3860.378mw1.833.093.01結(jié)論估算值可用估算值可用估算值可用綜上，估算的模數(shù)值可用。4.4軸承壽命的驗算 Lh=500T 式中，Lh 額定壽命；h C 滾動軸

35、承的額定動負荷；查機械設(shè)計課程設(shè)計第五章第三節(jié)常用滾動軸承部分；N 速度系數(shù)， = ； 使用系數(shù)；查設(shè)計指南表2.419； 壽命系數(shù)，對于球軸承：= 3 ；對于滾子軸承：=10/3； 功率利用系數(shù)；查設(shè)計指南表2.420； 轉(zhuǎn)速變化系數(shù)；查設(shè)計指南表2.421； 齒輪輪換工作系數(shù)，查設(shè)計指南表2.427；P 當量動載荷N ; T 滾動軸承許用使用壽命，一般取1000015000h；對軸的6406軸承受力如下圖243N 127N附加軸向力 0.248.6N 0.225.4N 軸向載荷 48.6N 25.4N/0.2查機械設(shè)計表135 X1 Y0查機械設(shè)計表136 1.5 得 （XY） 1.5×243 364.5N同理