最新機(jī)械裝備課程設(shè)計

機(jī)械制造裝備設(shè)計

課程設(shè)計車床的主傳動系統(tǒng)設(shè)計任務(wù)書專業(yè)機(jī)械設(shè)計制造及其自動化6.最大加工直徑為250mm的普通車床的主軸箱部件設(shè)計原始數(shù)據(jù)：主要技術(shù)參數(shù)題目主電動機(jī)功率P/kw3最大轉(zhuǎn)速1800最小轉(zhuǎn)速355公比1.26工件材料：鋼鐵材料。刀具材料：硬質(zhì)合金。設(shè)計內(nèi)容：1）運(yùn)動設(shè)計：根據(jù)給定的轉(zhuǎn)速范圍及公比確定變速級數(shù)，繪制結(jié)構(gòu)網(wǎng)、轉(zhuǎn)速圖、傳動系統(tǒng)圖，計算齒輪齒數(shù)。2）動力計算：選擇電動機(jī)型號及轉(zhuǎn)速，確定各傳動件的計算轉(zhuǎn)速，對主要零件（如帶、齒輪、主軸、傳動軸、軸承等）進(jìn)行計算（初算和驗算）。3）繪制下列圖紙：機(jī)床主傳動系統(tǒng)圖（畫在說明書上）。主軸箱部件展開圖及主要剖面圖。主軸零件圖。4）編寫設(shè)計說明書1份。設(shè)計指導(dǎo)教師目錄TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"一.設(shè)計目的1\o"CurrentDocument"二?普通車床主動傳動系統(tǒng)參數(shù)的擬定1\o"CurrentDocument"已知條件；1\o"CurrentDocument"車床參數(shù)和電動機(jī)的選擇；1\o"CurrentDocument"確定轉(zhuǎn)速級數(shù)；1\o"CurrentDocument"車床的規(guī)格；2\o"CurrentDocument"運(yùn)動設(shè)計2\o"CurrentDocument"擬定傳動方案；2\o"CurrentDocument"確定結(jié)構(gòu)式；2\o"CurrentDocument"設(shè)計結(jié)構(gòu)網(wǎng)；3\o"CurrentDocument"確定各軸轉(zhuǎn)速；3\o"CurrentDocument"確定轉(zhuǎn)速圖；4\o"CurrentDocument"確定各變速組傳動副齒輪齒數(shù)；4\o"CurrentDocument"繪制傳動系統(tǒng)圖；6\o"CurrentDocument"動力設(shè)計6\o"CurrentDocument"帶傳動設(shè)計；6\o"CurrentDocument"齒輪傳動設(shè)計；9\o"CurrentDocument"軸的設(shè)計與校核；14\o"CurrentDocument"主軸的設(shè)計計算及校核；19\o"CurrentDocument"片式摩擦離合器的選擇和計算；22\o"CurrentDocument"軸承的選用及校核；23\o"CurrentDocument"鍵的選用及校核；25軸承端蓋設(shè)計26\o"CurrentDocument"箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計26箱體材料26箱體結(jié)構(gòu)26\o"CurrentDocument"潤滑與密封27\o"CurrentDocument"潤滑設(shè)計27\o"CurrentDocument"潤滑油的選擇28A■.總結(jié)29參考文獻(xiàn)緒論主傳動系統(tǒng)的設(shè)計是機(jī)床設(shè)計中非常重要的組成部分，本次設(shè)計主要從機(jī)床的級數(shù)入手，與結(jié)構(gòu)式，結(jié)構(gòu)網(wǎng)擬定，再到齒輪和軸的設(shè)計，再選擇主傳動配合件對軸和齒輪及配合件進(jìn)行校核，將主傳動方案“結(jié)構(gòu)化”，設(shè)計主軸變速箱裝配圖及零件圖，側(cè)重進(jìn)行傳動軸組件、主軸組件、變速機(jī)構(gòu)、箱體、潤滑、與密封、傳動軸及滑移齒輪零件的設(shè)計，完成設(shè)計任務(wù)。本次突出了機(jī)構(gòu)設(shè)計的要求，在保證機(jī)床的基本要求下，根據(jù)機(jī)床設(shè)計的原則擬定結(jié)構(gòu)式和結(jié)構(gòu)網(wǎng)，對機(jī)床的機(jī)構(gòu)進(jìn)行精簡，力求降低生產(chǎn)成本；主軸和齒輪設(shè)計在滿足強(qiáng)度要求的同時材料的選擇也應(yīng)采用折中的原則，，不選擇過高強(qiáng)度的材料從而造成浪費(fèi)。設(shè)計目的通過機(jī)床主運(yùn)動機(jī)械變速傳動系統(tǒng)得結(jié)構(gòu)設(shè)計，在擬定傳動和變速的結(jié)構(gòu)方案過程中，得到設(shè)計構(gòu)思、方案分析、結(jié)構(gòu)工藝性、機(jī)械制圖、零件計算、編寫技術(shù)文件和查閱技術(shù)資料等方面的綜合訓(xùn)練，樹立正確的設(shè)計思想，掌握基本的設(shè)計方法，并具有初步的結(jié)構(gòu)分析、結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算能力。普通車床主動傳動系統(tǒng)參數(shù)的擬定已知條件：最大加工直徑為D=O250mm；主軸最大轉(zhuǎn)速=1800r/min;最小轉(zhuǎn)速=355/min；電動機(jī)的功率P=3kW.車床參數(shù)和電動機(jī)的選擇：此經(jīng)濟(jì)型數(shù)控車床根據(jù)任務(wù)書上提供的條件，電動機(jī)的功率為3kW,選擇電動機(jī)的型號為Y100L2-4，電動機(jī)具體數(shù)據(jù)如下表所示：電動機(jī)參數(shù)表電動機(jī)信號額定功率滿載轉(zhuǎn)速級數(shù)同步轉(zhuǎn)速Y100L2-43kW1420r/min4級1500r/min確定轉(zhuǎn)速級數(shù):根據(jù)任務(wù)書提供的條件，可知傳動公比中=1.26.根據(jù)《機(jī)械制造裝備設(shè)計》由公式：勺=中ITOC\o"1-5"\h\zlgRn則有：z=m卡+1ig中\(zhòng)o"CurrentDocument"rn1800轉(zhuǎn)速范圍n=f*=編n355由上述綜合可得Z=魘七+1=英+1=8由此可知機(jī)床主軸共有l(wèi)g甲lg1.268級.因為中=1.26=,P2=2，根據(jù)《機(jī)械制造裝備設(shè)計》查表標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列。首先找到最小極限轉(zhuǎn)速355,再每跳過3個數(shù)（1.26）取一個轉(zhuǎn)速，即可得到公比為1.26的數(shù)列:355、450、560、710、900、1120、1400、1800r/min。車床的規(guī)格：根據(jù)以上的計算和設(shè)計任務(wù)書可得到本次設(shè)計車床的基本參數(shù):

車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)表最大加工直徑最大加工直徑Dmax最高轉(zhuǎn)速nmax（rmin）最低轉(zhuǎn)速nmin（rmin）電機(jī)功率P（kW）公比中轉(zhuǎn)速級數(shù)Z250180035531.268三.運(yùn)動設(shè)計1.擬定傳動方案:擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱等整個傳動系統(tǒng)的確定。傳動型式則指傳動和變速的元件、機(jī)構(gòu)以及其組成、安排不同特點的傳動型式、變速類型。傳動方案和型式與結(jié)構(gòu)的復(fù)雜程度密切相關(guān)，和工作性能也有關(guān)系。因此，確定傳動方案和型式，要從結(jié)構(gòu)、工藝、性能及經(jīng)濟(jì)性等多方面統(tǒng)一考慮。確定結(jié)構(gòu)式：8=2x2x2由Z=8可得：8=2x48=4x2主變速傳動系從電動機(jī)到主軸，通常為降速傳動，接近電動機(jī)的傳動轉(zhuǎn)速較高，傳動的轉(zhuǎn)矩較小，尺寸小一些，反之，靠近主軸的傳動件轉(zhuǎn)速較低，傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，尺寸就較大。因此在擬定主變速傳動系時，應(yīng)盡可能將傳動副較多的變速組安排在前面，傳動副數(shù)少的變速組放在后面，使主變速傳動系中更多的傳動件在高速范圍內(nèi)工作，尺寸小一些，以節(jié)省變速箱的造價，減小變速箱的外形尺寸；也就是滿足傳動副前多后少的原則，因此確定傳動方案為：8=2X2X2；由8=2X2X2傳動式可得6種結(jié)構(gòu)式和對應(yīng)的結(jié)構(gòu)網(wǎng)。分別為：8=2x2x28=2x2x28=2x2x21244122148=2x2x28=2x2x28=2x2x2142421241依據(jù)傳動順序與擴(kuò)大順序相一致的原則選擇方案為：8=21x22x24；

設(shè)計結(jié)構(gòu)網(wǎng)：傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍：在降速傳動時，為防止被動齒輪的直徑過大而使進(jìn)徑向尺寸過大，常限制最小傳動比，Ln21/4,升速傳動時，為防止產(chǎn)生過大的振動和噪音，常限制最大傳動比'max-2，斜齒輪比較平穩(wěn)，可取'mxx-25，故變速組的最大變速范圍為"max='nnx/LnW8?10。檢查變速組的變速范圍是否超過極限值時，只需檢查最后一個擴(kuò)大組。因為其他變速組的變速范圍都比最后擴(kuò)大組的小，只要最后擴(kuò)大組的變速范圍不超過極限值，其他變速組就不會超過極限值。依據(jù)中間軸變速范圍小的原則設(shè)計設(shè)計結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下所示：系統(tǒng)結(jié)構(gòu)網(wǎng)圖檢查傳動組的變速范圍時，只檢查最后一個擴(kuò)大組：P=2R主max="主U主min=^0'25=8其中中=1-26，X2=4P=2最后一個擴(kuò)大組轉(zhuǎn)速符合要求，則其他變速組的變速范圍肯定也符合要求。確定各軸轉(zhuǎn)速：.分配總降速變速比總降速變速比=355/1420=0.25。由電動機(jī)轉(zhuǎn)速不符合轉(zhuǎn)速數(shù)列標(biāo)準(zhǔn)，因而增加一定比變速副。.確定傳動軸數(shù)變速軸軸數(shù)=變速組數(shù)+定比變速副數(shù)+1=3+1+1=5。.確定各軸轉(zhuǎn)速在五根軸中，除去電動機(jī)軸，其余四軸按變速順序依次設(shè)為i、ii、m、w（主軸）。1與ii、ii與m、m與w軸之間的變速組分別設(shè)為a、b、c?，F(xiàn)由w（主軸）開始，確定I、ii、m軸的轉(zhuǎn)速。已知各級轉(zhuǎn)速如下：1800、1400、1120、900、710、560、450、355r/min。1）先來確定m軸的轉(zhuǎn)速變速組c的變速范圍為，故兩個傳動副的傳動比是:、結(jié)合結(jié)構(gòu)式，m軸的轉(zhuǎn)速可能：450、560、710、900.2）確定軸II的轉(zhuǎn)速變速組b的級比指數(shù)為2,希望中間軸轉(zhuǎn)速較小，因而為了避免升速，又不致變1速比太小，可取，農(nóng)=1軸I的轉(zhuǎn)速確定為：710、900.3）定軸I的轉(zhuǎn)速對于軸I，其級比指數(shù)為1,可?。?、二二、二確定軸I轉(zhuǎn)速為900；電動機(jī)與軸I的定變傳動比i=1420/900=1.58確定轉(zhuǎn)速圖：Inhiiv、確定各變速組傳動副齒輪齒數(shù)：確定齒輪齒數(shù)的原則和要求：（1）齒輪的齒數(shù)和\不應(yīng)過大；齒輪的齒數(shù)和\過大會加大兩軸之間的中心距，使機(jī)床結(jié)構(gòu)龐大，一般推薦\<100-200.'（2）最小齒輪的齒數(shù)要盡可能少；但同時要考慮：※最小齒輪不產(chǎn)生根切，機(jī)床變速箱中標(biāo)準(zhǔn)直圓柱齒輪，一般最小齒數(shù)zmin巳18；mn※受結(jié)構(gòu)限制的最小齒輪最小齒數(shù)應(yīng)大于18,20；※齒輪齒數(shù)應(yīng)符合轉(zhuǎn)速圖上傳動比的要求：實際傳動比（齒數(shù)之比）與理論傳動比（轉(zhuǎn)速圖上要求的傳動比）之間又誤差，但不能過大，確定齒輪數(shù)所造成的轉(zhuǎn)速誤差，一般不應(yīng)超過土10（中-1）%即：式中〃實一主軸實際轉(zhuǎn)速；n標(biāo)一主軸的標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速；中——公比。齒輪齒數(shù)的確定，當(dāng)各變速組的傳動比確定以后，可確定齒輪齒數(shù)。對于定比的齒輪齒數(shù)可依據(jù)機(jī)械設(shè)計手冊推薦的方法確定。對于變速組內(nèi)齒輪的齒數(shù)，如傳動比制造裝備設(shè)計》表2-8中選取。一般在主傳動中，最小齒數(shù)應(yīng)大于18?20。采用三聯(lián)滑移齒輪時，應(yīng)檢查滑移齒輪之間的齒數(shù)關(guān)系：三聯(lián)滑移齒輪的最大齒輪之間的齒數(shù)差應(yīng)大于或等于4，以保證滑移是齒輪外圓不相碰。根據(jù)表2-8（《機(jī)械制造裝備設(shè)計》主編關(guān)慧貞）查得①動組a:由，"a.2=1，26-時：%=……59、61、63、65、66、68、70、72、74、75……時：S廣……58、60、62、64、66、68、70、72、74、76……可取S=72，于是可得軸I齒輪齒數(shù)分別為：32、36。z于是，；齒輪SI軸齒數(shù)323672II軸齒數(shù)4036②動組b：由，b.1=1b.2=1.58；時：Sz1=……65、67、70、72、73、75、77、78、80、82……時：Sz2=……68、70、72、74、76、78、80、82、84、86……可取S「二72，于是可得軸11上雙聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為：28、36。于是，是，得軸III上兩齒輪的齒數(shù)分別為：44、36。③動組c:由，c=2.52時：78、80、81、84、85、87、88、91、92z1時：7.繪制傳動系統(tǒng)圖四.動力設(shè)計帶傳動設(shè)計：V帶傳動中，軸間距A可以加大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，宜可緩和沖擊及隔離振動，使傳動平穩(wěn)。帶輪結(jié)構(gòu)簡單，但尺寸大，機(jī)床中常用作電機(jī)輸出軸的定比傳動。電動機(jī)轉(zhuǎn)速n=1420r/min,傳遞功率P=3kW,傳動比i=1.26、兩班制，一天運(yùn)轉(zhuǎn)16小時，工作年數(shù)10年。確定計算功率：由《機(jī)械設(shè)計》表8-8工作情況系數(shù)KA查得KA=1.2O由《機(jī)械設(shè)計》公式(8-21)得：Pca=3.6KWP--電動機(jī)額定功率，KA一工作情況系數(shù)因此根據(jù)Pca、n1由《機(jī)械設(shè)計》P⑸圖8-11普通V帶輪選型圖選用A型。確定帶輪的基準(zhǔn)直徑只，D；帶輪的直徑越小帶的彎曲應(yīng)力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑D］不宜過小，即D產(chǎn)Dmin=75mm。查《機(jī)械設(shè)計》%表8-9、圖8-11和P155表8-7取主動小帶輪基準(zhǔn)直徑D=125mm。由《機(jī)械設(shè)計》P50公式(8-15a)得式：D2=nD1Gf)2式中：n「小帶輪轉(zhuǎn)速，n2-大帶輪轉(zhuǎn)速，￡-帶的滑動系數(shù)，一般取0.015o故200mm。由《機(jī)械設(shè)計》P⑸表8-8取圓整為。驗算帶速度V，按《機(jī)械設(shè)計》P0式(8-13)驗算帶的速度V=9.3m/s所以5m/s<V<30m/s，故帶速合適。初定中心距

帶輪的中心距，通常根據(jù)機(jī)床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內(nèi)選?。焊鶕?jù)《機(jī)械設(shè)計》中心距公式(8-20)0.7(D+D)<a0<2(D+D)即：227.5<a0<650，取a0=400.V帶的計算基準(zhǔn)長度L由《機(jī)械設(shè)計》公式(8-22)計算帶輪的基準(zhǔn)長度:代入數(shù)據(jù)為：L0=2a0+：(D1+D2)+(°；°2)=1314mm24a0由《機(jī)械設(shè)計》表8-2，圓整到標(biāo)準(zhǔn)的基準(zhǔn)長度Ld，取整為Ld=1430mm確定實際中心距a按《機(jī)械設(shè)計》九公式(8-23)計算實際中心距a牝a0+(L1+L2)/2=458mm(7)驗算小帶輪包角a1根據(jù)《機(jī)械設(shè)計》二8公式(8-25)a1=180?！?d1-d2)57.3。/a=170。2120。故主動輪上包角合適。確定三角帶根數(shù)Z根據(jù)《機(jī)械設(shè)計》匕58式(8-26)得z=Pca3.6p+Apkkz==1.79(1.92+0.13)x0.98x1.03.6查表《機(jī)械設(shè)計》表8-4由和得。P0=1.92查表《機(jī)械設(shè)計》P153表8-5由和n=1420r/min得Ap0=0.11kW。查表《機(jī)械設(shè)計》表8-5,；查表《機(jī)械設(shè)計》表8-2，長度系數(shù)取整即帶數(shù)Z=2根。計算預(yù)緊力查《機(jī)械設(shè)計》表8-3,q=0.105kg/m由《機(jī)械設(shè)計》式(8-27)巴=500(2.5一4)Pc+qu20KazvF0=500x3.6/9.3x2x((2.5-0.98)+0.98)+0.1x9.32=158.74N其中：Pca一帶的變速功率,3.6kw；v-帶速,9.3m/s；q-每米帶的質(zhì)量，0.105kg/m；取q=0.1kg/m；z-帶數(shù)??；z=2。F0=158.74N（10）計算作用在軸上的壓軸力根據(jù)《機(jī)械設(shè)計》式（8-31）FP=2F0sina1/2Fr2ZFsin匕r2x2x158.74xsin170。/2=634.96NTOC\o"1-5"\h\zP02（11）帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計：V帶輪的結(jié)構(gòu)形式與基準(zhǔn)直徑有關(guān)，因為且，所以采用孔板式結(jié)構(gòu)，查［3］機(jī)械設(shè)計機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計表9-1可得出大帶輪結(jié)構(gòu)尺寸如下：\o"CurrentDocument"b=118=6d=49\o"CurrentDocument"h=2.75甲=38D=238\o"CurrentDocument"h.=8.7B=50D=140e=l5d=255.5d=42\o"CurrentDocument"f=10d=250d=22齒輪傳動設(shè)計：（1）.確定模數(shù)：1）i-n軸：按齒輪彎曲疲勞計算：由式（10-7）試算模數(shù)3mN"2試選Kf1=1.3由式（10-5）計算彎曲疲勞度用重合度系數(shù)

Y=0.25+竺=0.25+-°^=0.688681.711a計算YFaYa[bF」由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.65,YFa2=2.23由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)Ysa1=1.58,Ysa2=1.76由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為"=500MP,bF阮2=380MP由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1=0.85,Kfn2=0.88取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4有式（10-14）得[b]=KFN.FLiml=303.57MPF1s[b]=KfnAflm=238.86MPF2s=0.0138%2匕2=0.0164"f〕2因為大齒輪的牛大于小齒輪，所以取[bF][%]”F】2試算模數(shù)E=YFa2Ysa2=00164[%]”F】2試算模數(shù)3m.>2A:竺匹x(YY)=1.412x5172=1.41圓整為mj=2；z+z巧和m.中較大值，故第一變數(shù)組齒輪模數(shù)因取m=2；2）II-III就J按齒輪彎曲疲勞計算：由式（10-7）試算模數(shù)，即3m.>模數(shù)m取m：2KT1%x（U）試選Kf1=L3由式（10-5）計算彎曲疲勞度用重合度系數(shù)Y=0.25+竺=0.25+-°^=0.688681.711a計算YFaYa[bF」由圖10-17查得齒形系數(shù)Ya1=2.65,YFa2=2.23由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)Ysa1=1.58,Ysa2=1.76由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為"=500MP,bF阮2=380MP由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1=0.85,Kfn2=0.88取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4有式（10-14）得[b]=KFN.FLiml=303.57MPF1s[b]=KfnAflm=238.86MPF2sYFa1Ysa1=0.0138HL%2匕2=0.0164"f〕2因為大齒輪的牛大于小齒輪，所以取

付F]"f]試算模數(shù)3m.>岫2YFaYsa=YFa2Ysa2=00164x(YFaYsa)=1.5

b"f]試算模數(shù)3m.>岫2由中心距A及齒數(shù)計算模數(shù)：2A2x54由中心距A及齒數(shù)計算模數(shù)：2A2x54721.5圓整為mj=2.0；模數(shù)m取m^和m.中較大值。故第一變數(shù)組齒輪模數(shù)因取m=2.0；3）III-W軸：巧J按齒輪彎曲疲勞計算：由式（10-7）試算模數(shù)，即

3m.>：2KTYx（3m.>試選kfi=1.3由式（10-5）計算彎曲疲勞度用重合度系數(shù)Y=0.25+竺=0.25+^075=0.6886電偵11計算豐r[bF]由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa1=2.65,YFa2=2.23由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)Ysa1=1.58,Ysa2=1.76由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為bFLm1=500MP,bF阮2=380MP由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1=0.85,Kfn2=0.88取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4有式（10-14）得[b]=KFN.FLiml=303.57MPF1s[b]=KfnAflm=238.86MPF2s=0.0138"f]1%2匕2=0.0164"f〕2因為大齒輪的牛^大于小齒輪，所以取

[bF]"f]試算模數(shù)"f]2YF兒—YFa2Ysa"f]試算模數(shù)"f]23m.>^KFTYYY\‘岫2x（_fu）=1.33

bF由以上計算可知：「[[[=2.66kW；=3.09圓整為m==3.09圓整為m=4.0；2A2x125m==z1+z281模數(shù)m取m和m.中較大值。故齒輪模數(shù)因取m=2；變速組i-n軸n-m軸m-w軸模數(shù)m224wj.確定齒寬：由公式B二甲m(甲=5~10；m為模數(shù))得：第一套嚙合齒輪"第二套嚙合齒輪第三套嚙合齒輪一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯位時導(dǎo)致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設(shè)計上，應(yīng)使小齒輪齒寬比相齒合的另一齒輪寬一些。.確定齒輪參數(shù)：標(biāo)準(zhǔn)齒輪參數(shù)：a=20度，小以二1，c*=0.25從《機(jī)械原理》表5-1查得以下公式齒頂圓直徑d=(z1+2h*a)m；齒根圓直徑d§=(z1—2h*—2c*)m；分度圓直徑d=mz；齒頂高h(yuǎn)=h*am；齒根高七=(h*a+c*)m；齒輪的具體值見下表：模數(shù)齒數(shù)齒寬分度圓直徑d齒頂圓直徑da齒根圓直徑d§齒頂高h(yuǎn)a齒根高h(yuǎn)f2322064685922.54015808475362072766736157276672282056605122.544158892833620727667

361572766742320921008245581523224022245151801881703620144152134.確定軸間中心距:d=(J一尸=(32+40)x2=72(mm)iti22ii-iii(28+44)x2=72(mmii-iii(28+44)x2=72(mm)dii-vi(23+58)x2=23i.42(mm)2cos15.42。dii-vi軸的設(shè)計與校核：(1)確定主軸的計算轉(zhuǎn)速：由轉(zhuǎn)速圖可知：主軸的計算轉(zhuǎn)速是低速第一個三分之一變速范圍的最高以轉(zhuǎn)速，即同理可得各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速:軸IIImw計算轉(zhuǎn)速n(r/min)900710560450確定各齒輪的計算轉(zhuǎn)速：傳動組c中，23/58只需計算z=23的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為900r/min；45/36只需計算z=36的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為710r/min；傳動組b計算z=32的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為900r/min；傳動組a計算z=28的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為710r/min。核算主軸轉(zhuǎn)速誤差：n實=1420xQ125/。200x36/36x44/28x45/36=1743.30r/minn標(biāo)=1800r/min氣一〃標(biāo)）

n標(biāo)x100%=(1743-1800)1800X100%=0.31%<5%即主軸轉(zhuǎn)速合適。（4）各軸的功率：取各傳動件效率如下：帶傳動效率：門1=0.96軸承傳動效率：2=°."齒輪傳動效率：七=0.97則有各傳動軸傳遞功率計算如下:p=P『=3x0.96=2.88kWp=Pd"門門3=3x0.96x0.99p=P門門2叫2=3x0.96x0.992HId123p=Pdnn3門3=3x0.96x0.993(5廣計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：x0.97=2.77kWx0.972=2.66kWx0.973=2.55kW一八…P由機(jī)械原理可知轉(zhuǎn)矩計算公式為：氣=9550x-d-mEP3…、Td=9550x寸=9550x-4__=20.18(N?m)mT=9550x￡\=9550x3乂0.96=30.56(N-m)in900PnnnTo9550xdi23=9550x3x0.96x0.99x爵7710=37.26(N-m)mPnn2n2T=9550x2尸nmPnn3n3T=9550x工2頃n3x0.96x0.992x0.972=9550x5603x0.96x0.993x0.973=9550x45045.29(N54.13(N傳動軸電機(jī)軸IIImW傳動功率kw32.882.772.662.55傳遞轉(zhuǎn)矩N-m20.1830.5637.2645.2954.13m以上計算數(shù)據(jù)總結(jié)如下:（6）傳動軸的直徑估算:當(dāng)軸上有鍵槽時，d值應(yīng)相應(yīng)增大4?5%;當(dāng)軸為花鍵軸時，可將估算的d值減小7%為花鍵軸的小徑;空心軸時，d需乘以計算系數(shù)b,b值見《機(jī)械設(shè)計手冊》表7-12。1軸有鍵槽，11軸和皿軸因為要安裝滑移齒輪所以都采用花鍵軸,w有鍵槽并且軸w為空心軸.根據(jù)以上原則各軸的直徑取值：I軸的設(shè)計計算：1）選擇軸的材料°C由文獻(xiàn)［1］中的表11-1和表11-3選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度，［-i］=55MPa,°b=650MPa，°s=360MPa。2）按扭矩初算軸徑根據(jù)文獻(xiàn)［1］中式（11-2），并查表11-2，取C=115，貝考慮有鍵槽和軸承，軸加大5%：，所以取d=20mmII軸的設(shè)計計算：TOC\o"1-5"\h\z1）選擇軸的材料°°由文獻(xiàn)［1］中的表11-1和表11-3選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度，［-」=55MPa，°b=650MPa，°s=360MPa。2）按扭矩初算軸徑°根據(jù)文獻(xiàn)［1］中式（11-2），并查表11-2，取C=115，則考慮有鍵槽，軸加大5%：，所以取最小d=25mmm軸的設(shè)計計算：1）選擇軸的材料°°由文獻(xiàn)［1］中的表11-1和表11-3選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度，［-」=55MPa，°b=650MPa，°s=360MPa。2）按扭矩初算軸徑根據(jù)文獻(xiàn)［1］中式（11-2），并查表11-2，取C=115，則有鍵槽和軸承，軸加大5%：，取d=30mm.根據(jù)以上計算各軸的直徑取值如下表示：軸1軸11軸皿軸最小軸徑值202530（7）11軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及校核計算:1）確定軸各段直徑和長度：L1段：安裝圓錐滾子軸承，d]=25mm；L1=20mm；L2段：安裝兩個個雙聯(lián)齒輪塊，同時利用軸肩定位軸承，由軸肩計算公式T=98.21KN；d6=mz=3x42L左=105mm；L右=177mm；所以取d2=30mm；有結(jié)構(gòu)確定LT=98.21KN；d6=mz=3x42L左=105mm；L右=177mm；軸的校核主要校核危險截面已知II軸齒輪6、齒輪8數(shù)據(jù)如下:T=98.21KN；2=126mm；d=mz=3x22=66mm；L左=250mm；L右=32mm；求圓周力：Ftd；徑向力F=Ftanp2T2x98210.1558.89KN；d126Fr6=FtanB=1558.89xtan20=567.39KN；t2T2X98210=2976.06KN；dFr6F8=FtanB=2976.06xtan20=1083.20KN；軸承支反力：F=FLb；F=FLa；

佐tL+Lt右tL+Labab齒輪6對軸的支反力：F=F——b—=1558.89x一177一=978.45KN；佐tL+Lb105+177F=F一=1558.89x一1^一=580.44KN；t右tl+L105+177齒輪8對軸的支反力：=337.71KN；=2638.35KN；=FLb=2976.06x—32—tL+Lb250+32=F—=2976.06x250tL=337.71KN；=2638.35KN；齒輪6：M=L?F=105x978.45=102737.25KN；齒輪8：M2=L?F右=32x2638.35=84427.2KN；由以上計算可知危險截面在軸的右端齒輪6處，，跨距282mm；直徑為48mm段;軸承的支反力：Fr左Fr右=FLb=567.39x__177Fr左Fr右rL+Lb105+177=F—=567.39x—105—=211.26KN；rL+Lb105+177水平面彎矩:M1=L?F左=105x356.13=37393.65KN；合成彎矩：M=(Mc「+Mc；二^37393.652+102737.252=109330.81KN；已知轉(zhuǎn)矩為：T2=98.21KN；轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的剪力按脈動循環(huán)變化，取a=0.6;截面C處的當(dāng)量彎矩：M=([M2+(aT)2]=124199.43KN;校核危險截面C的強(qiáng)度b=M/(0.1d)=124199.43十(0.1x363)=26.62KN<[b]=55MPa；-1則有該軸強(qiáng)度滿足要求。同理可知，按照此方法校核其他傳動軸，經(jīng)檢驗，傳動軸設(shè)計均符合要求。轉(zhuǎn)矩圖

主軸設(shè)計計算及校核:主軸上的結(jié)構(gòu)尺寸雖然很多，但起決定作用的尺寸是：外徑。、孔徑d、懸伸量a和支撐跨距L。.主軸前后軸頸直徑的選擇：主軸的外徑尺寸，關(guān)鍵是主軸前軸頸直徑D1。一般按照機(jī)床類型、主軸傳遞的功率或最大加工直徑，參考表3-7選取D1。最大回轉(zhuǎn)直徑400mm車床，P=4KW查《機(jī)械制造裝備設(shè)計》表3-7，前軸頸應(yīng)D1=70-105,初選D1=90mm,后軸頸D=(0.6?0.85)D取D=60mm。1.主軸內(nèi)孔直徑1的確定：很多機(jī)床的主軸是空心的，為了不過多的削主軸剛度，一般應(yīng)保證d/D<0.7。睥=90±60=75心22取d=Dx(0.55~0.6)；經(jīng)計算選取內(nèi)孔直徑d=40mm。.主軸前端伸長量a:減小主軸前端伸長量對提高提高主軸組件的旋轉(zhuǎn)精度、剛度、和抗震性有顯著效果，因此在主軸設(shè)計時，在滿足結(jié)構(gòu)的前提下，應(yīng)最大限度的縮短主軸懸伸量a。根據(jù)結(jié)構(gòu)，定懸伸長度a=(0.6~1.25)x90=54~112.5m;取a=100mm。.支撐跨距L:最佳跨距L=(2~3.5)a=200~350；取值L=300mm合理跨距L=(0.75~3.5)a=225~1050mm；取值L=600mm。.主軸剛度校驗：機(jī)床在切削加工過程中，主軸的負(fù)荷較重，而允許的變形由很小，因此決定主軸結(jié)構(gòu)尺寸的主要因素是它的變形大小。對于普通機(jī)床的主軸，一般只進(jìn)行剛度驗算。通常能滿足剛度要求的主軸，也能滿足強(qiáng)度要求。只有重載荷的機(jī)床的主軸才進(jìn)行強(qiáng)度驗算。對于高速主軸，還要進(jìn)行臨界轉(zhuǎn)速的驗算，以免發(fā)生共振。一彎曲變形為主的機(jī)床主軸(如車床、銑床)，需要進(jìn)行彎曲剛度驗算，以扭轉(zhuǎn)變形為主的機(jī)床(如鉆床)，需要進(jìn)行扭轉(zhuǎn)剛度驗算。當(dāng)前主軸組件剛度驗算方法較多，沒能統(tǒng)一，還屬近似計算，剛度的允許值也未做規(guī)定。考慮動態(tài)因素的計算方法，如根據(jù)部產(chǎn)生切削顫動條件來確定主軸組件剛度，計算較為復(fù)雜?，F(xiàn)在仍多用靜態(tài)計算法，計算簡單，也較適用。主軸彎曲剛度的驗算；驗算內(nèi)容有兩項：其一，驗算主軸前支撐處的變形轉(zhuǎn)角。，是否滿足軸承正常工作的要求；其二，驗算主軸懸伸端處的變形位移y，是否滿足加工精度的要求。對于粗加工機(jī)床需要驗算°、y值；對于精加工或半精加工機(jī)床值需驗算y值；對于可進(jìn)行粗加工由能進(jìn)行半精的機(jī)床(如臥式車床)，需要驗算。值，同時還需要按不同加工條件驗算y值。支撐主軸組件的剛度驗算，可按兩支撐結(jié)構(gòu)近似計算。如前后支撐為緊支撐、中間支撐位松支撐，可舍棄中間支撐不計(因軸承間隙較大，主要起阻尼作用，對剛度影響較小)；若前中支撐位緊支撐、后支撐為松支撐時，可將前中支距L［當(dāng)做兩支撐的之距計算，中后支撐段主軸不計。機(jī)床粗加工時，主軸的變形最大，主軸前支撐處的轉(zhuǎn)角有可能超過允許值，故應(yīng)驗算此處的轉(zhuǎn)角。因主軸中(后)支撐的變形一般較小，故可不必計算。主軸在某一平面內(nèi)的受力情況如圖：

在近似計算中可不計軸承變形的影響，則該平面內(nèi)主軸前支撐處的轉(zhuǎn)角用下式計cFaL(1-8)-0.5Qbc(1+-)+ML(1-8)L0=搭FaL-0.5Qbc（1+在近似計算中可不計軸承變形的影響，則該平面內(nèi)主軸前支撐處的轉(zhuǎn)角用下式計cFaL(1-8)-0.5Qbc(1+-)+ML(1-8)L切削力F'的作用點到主軸前支承支承的距離S=a+W，對于普通車床，W=0.4H，（H是車床中心高，設(shè)H=200mm）。則上S=120+0.4X200=200mm當(dāng)量切削力的計算：F=a^WF'=120+80x3732.2=6220.33N

a120主軸慣性矩I=0.05以4-d4）e式中：F-主軸傳遞全部功率時，作用于主軸端部的當(dāng)量切削力（N）；Q-主軸傳遞全部功率時，作用于主軸上的傳動力（N）;M-軸向切削力引起力偶矩（N-cm）,若軸向切削力較?。ㄈ畿嚧病⒛ゴ玻?，M可忽略不計;Ma-主軸前支撐反力矩；E-支撐反力系數(shù)；a-主軸懸伸量（cm）；L、b、c-主軸有關(guān)尺寸（cm）;E-主軸材料的彈性模量（MPa）,鋼E=2.1x107MPa;D-主軸當(dāng)量外徑（cm）,冗L-王軸支撐段的慣性矩（cm4）;I=—（D4-d4）;64d-主軸孔徑；。=上FaL(1-&)-0.5Qbc(1+-)+ML(1-8)3EIL=1655(33x12x1848-0.5x3739x5.4x278x(1+26653x21x10x2.63x10)L3208=5.67x10-4rad因為9<b]=0.001rad；所以可知主軸前支撐轉(zhuǎn)角滿足要求。片式摩擦離合器的選擇和計算：片式摩擦離合器目前在機(jī)床中應(yīng)用廣泛，因為它可以在運(yùn)轉(zhuǎn)中接通或脫開，具有結(jié)合平穩(wěn)、沒有沖擊、結(jié)構(gòu)緊湊的特點，部分零件已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，多用于機(jī)床主傳動。(1)摩擦片的徑向尺寸摩擦片的外徑尺寸受到輪廓空間的限制，且受制于軸徑d，而摩擦片的內(nèi)外徑又決定著內(nèi)外摩擦片的環(huán)形接觸面積的大小，直接影響離合器的結(jié)構(gòu)和性能。一般外摩擦片的外徑可取：氣=d+(2~6)mmd為軸的直徑，取d=25，所以'D=25+5=30mm特性系數(shù)甲是外片內(nèi)徑D1與內(nèi)片外徑D2之比取甲=0.69，則內(nèi)摩擦片外徑D=—1=-3^牝44mm2中0.69按扭矩選擇摩擦片結(jié)合面的數(shù)目一般應(yīng)使選用和設(shè)計的離合器的額定靜扭矩M.和額定動扭矩Md滿足工作要求，由于普通機(jī)床是在空載下啟動反向的，故只需按離合器結(jié)合后的靜負(fù)載扭矩來計算。根據(jù)《機(jī)械制造裝備設(shè)計課程設(shè)計》有公式。即：式中——速度修正系數(shù)，由表10.7?！啃r結(jié)合數(shù)修正系數(shù)，干式取1；濕式按表10.8選取?！Σ撩鎸?shù)修正系數(shù)。KZ=12x3.65x1.4xI000=6.5.7Z3.14x0.06x1x(443-303)x1x0.84取Z=7故摩擦片總數(shù)為Z+1=8片，內(nèi)摩擦片為9片。用同樣的方法可以算出反轉(zhuǎn)摩擦片數(shù)：外摩擦片4片，內(nèi)摩擦片5片。(3)離合器的軸向拉緊力由得：3.14Q=—x(442-302)x1x1=406.638

查《機(jī)床零件手冊》，摩擦片的型號如下：內(nèi)片：Dp=72.85，查表?。篋=44mm,d=26mmb=3mm,B=9.7mmH=23.5mm,Y=0.5mm外片：Dp=72.85，查表?。篋=86mm，d=30mmb=2mm,B=20mmH=48mm,H1=42mmY=0.5mm內(nèi)外片的最小間隙為：0.2?0.4軸承的選用及校核：(1)各傳動軸軸承選取的型號：主軸前支承：NN3018K型圓錐孔雙列圓柱滾子軸承：dxDxB=90x140x37；后支撐：352212雙列圓錐滾子軸承：dxDxB=60x110x66；TOC\o"1-5"\h\zI軸帶輪處：308深溝球軸承軸dxDxB=40x90x23；軸與箱體處：305GB276-89:dxDxB=25x62x17；齒輪：7305C角接觸軸承GB292-83:dxDxB=25x52x15；II軸前、后支承：7306E圓錐滾子軸承GBT297-84:dxDxB=30x72x19；m軸前、后支承：7308E圓錐滾子軸承GBT297-84:dxDxB=40x90x23；(2)各傳動軸軸承的校核：假定：按兩班制工作，工作期限10年，每年按300天計，T=48000h。依據(jù)《機(jī)械設(shè)計》軸承校核公式如下：L=500(Cn)8>T或C=LkKKKP<C(N)hPhjfAHPfHO0nP=KKKKP；L-額定壽命h；C-額定動載荷N；AHPFHO0hT-滾動軸承的許用壽命h，一般取10000~15000h；8-壽命指數(shù)，對球軸承8=3，對滾子軸承8=103；f-速度系數(shù)，f=/—；3nf-速度系數(shù)，f=/—；3nf-壽命系數(shù)，f=8；—IhJh\500n-軸承的計算轉(zhuǎn)速,/min；KA-使用系數(shù)；KHp-功率利用系數(shù)；Kho-轉(zhuǎn)化變化系數(shù)；K：—齒輪輪換工作系數(shù)；H°P-當(dāng)量動載荷(N),P=XF+YF；F-徑向負(fù)荷(N)；F-軸向「負(fù)荷'(N)；X、Y-徑向、軸向系數(shù)；I軸軸承校核：已知選用軸承為：深溝球軸承305GB276-89:dxDxB=25x62x17；基本額定動載荷C」=\7.2KN；由于該軸的轉(zhuǎn)速為定值710r/min；依據(jù)設(shè)計要求應(yīng)對I軸末端軸承進(jìn)行校核。最小齒輪直徑d28=28X3=84mm；I軸傳遞轉(zhuǎn)矩T=9550xPdn\n2=9550x4X0.96X0.99=5\.\3(N-m)in7\0齒輪受到的切向力Ft=夷=2必\.\3Xi。0。川口就knd齒輪受到的切向力Ft=夷=2必\.\3Xi。0。川口就knd84齒輪受到的軸向力Fa=Ftanp=\2\7.38x0=0N齒輪受到的徑向力七=F=\2\7.38xtan20。=443.09KN1cosp因此軸承當(dāng)量動載荷P=XFr+YFa=F=443.09KNf=/匝=3；衛(wèi)=0.36；*3n33x7\0Ka=\.\；Kho=0.96；Khp=0.8；Kf=0.8；Lh=500（土）8\7.2x\000x0.36=500（\.\x0.96x0.8x0.8x443.09)3=4420336.4龍>T=\0x300x\6=48000h因此該軸承符合要求，選取合適。同理可校核其他傳動軸軸承，經(jīng)校核各軸軸承選取均合適。7.鍵的選用及校核:(1)111軸上的鍵的選用和強(qiáng)度校核:Ill軸與齒輪的聯(lián)接采用普通平鍵聯(lián)接，軸徑d=48mm；齒輪快厚度L=78.5mm；傳遞扭矩T[廣267840N-mm；選用A型平鍵，初選鍵型號為14x70,GB1096-79,l=70(mm)。查《機(jī)械設(shè)計》表7-9得Q]=100MPa,[T]=90MPa。由《機(jī)械設(shè)p計》式(7-14)和式(7-15)得。=4T田/dhl=4x267840/(48x14x70)=22.86MPa<[a]p=110MPa由上式計算可知擠壓強(qiáng)度滿足。t=2T田/dbl=2x267840/(48x14x70)=11.43MPa<[a]p=110MPa由上式計算可知抗剪切強(qiáng)度滿足。(2)主軸上的鍵的選用和強(qiáng)度校核主軸與齒輪的聯(lián)接采用普通平鍵聯(lián)接，軸徑d=80mm；齒輪快厚度L=95mm；傳遞扭矩孔=357230N-mm；選用A型平鍵，由于主軸空心所以選擇鍵B22x14x80,GB1096-79，l=80(mm)。查《機(jī)械設(shè)計》表7-9得[a]廣100MPa，[t]=90MPa。由《機(jī)械設(shè)計》式(7-14)和式(7-15)得ap=4孔/dhl=4x357230/(80x14x80)=13.43MPa<[a]尸=110MPa由上式計算可知擠壓強(qiáng)度滿足。由上式計算可知抗剪切強(qiáng)度滿足。五.軸承端蓋設(shè)計t=2T四/dbl=2x357230/(80x22x80)=5.07MPa<[a]尸=110由上式計算可知抗剪切強(qiáng)度滿足。五.軸承端蓋設(shè)計d=d+1；D=D+2.5d；D=D+2.5d；e=1.2d；D=D-3d；503D=D-(10?15)；4D=D-(2-4)；6m由結(jié)構(gòu)確定；D為軸承外徑；?為螺釘直徑；參照《機(jī)械設(shè)計及機(jī)械制造基礎(chǔ)課程設(shè)計》減速器端蓋設(shè)計方案來設(shè)計主軸箱端蓋，材料采用HT150，依據(jù)軸承