中型普通車床主軸箱設(shè)計(jì)說明書

目錄TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument".車床參數(shù)的擬定 2\o"CurrentDocument"車床主參數(shù)和基本參數(shù) 21.1.1擬定參數(shù)的步驟和方法 21）主軸的極限轉(zhuǎn)速 22）主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)Z和公比 33）主電機(jī)功率——?jiǎng)恿?shù)的確定 3\o"CurrentDocument".運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì) 4傳動(dòng)結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇確定 4傳動(dòng)組及各傳動(dòng)組中傳動(dòng)副的數(shù)目 4\o"CurrentDocument"傳動(dòng)系統(tǒng)擴(kuò)大順序的安排 4\o"CurrentDocument"繪制結(jié)構(gòu)網(wǎng) 5\o"CurrentDocument"傳動(dòng)組的變速范圍的極限值 5\o"CurrentDocument"最大擴(kuò)大組的選擇 5\o"CurrentDocument"轉(zhuǎn)速圖的擬定 6\o"CurrentDocument"主電機(jī)的選定 61）電機(jī)功率N： 6電機(jī)轉(zhuǎn)速nd： 63）分配降速比: 6\o"CurrentDocument"齒輪齒數(shù)和帶輪直徑的確定及傳動(dòng)系統(tǒng)圖的繪制 7\o"CurrentDocument"2.3.2變速傳動(dòng)組中齒輪齒數(shù)的確定 81）確定齒輪齒數(shù) 82）驗(yàn)算主軸轉(zhuǎn)速誤差 93）帶輪直徑的確定 10\o"CurrentDocument".強(qiáng)度計(jì)算和結(jié)構(gòu)草圖設(shè)計(jì) 13確定計(jì)算轉(zhuǎn)速 13主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速 13\o"CurrentDocument"中間傳動(dòng)件的計(jì)算轉(zhuǎn)速 13\o"CurrentDocument"齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速 13傳動(dòng)軸的估算和驗(yàn)算 13傳動(dòng)軸直徑的估算 133.2齒輪模數(shù)的估算和計(jì)算 15\o"CurrentDocument"齒輪模數(shù)的估算 15齒輪模數(shù)的驗(yàn)算 16齒輪的寬度的確定 183.4摩擦離合器的選擇與驗(yàn)算 18按扭矩選擇 18\o"CurrentDocument"外摩擦片的內(nèi)徑d 19\o"CurrentDocument"選擇摩擦片尺寸（自行設(shè)計(jì)） 19\o"CurrentDocument"計(jì)算摩擦面的對(duì)數(shù)Z 19\o"CurrentDocument"摩擦片片數(shù) 194、主軸箱的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 20\o"CurrentDocument"齒輪的布置 20\o"CurrentDocument"繪制主傳動(dòng)系統(tǒng)草圖 20\o"CurrentDocument"主軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算 211）主軸直徑的選擇 212）主軸內(nèi)徑的選擇 213）前錐孔尺寸 224）主軸前端懸伸量的選擇 22\o"CurrentDocument"主軸材料與熱處理 22\o"CurrentDocument"4.3軸承的選擇與校核 22\o"CurrentDocument"一般傳動(dòng)軸上的軸承選擇 22\o"CurrentDocument"主軸軸承的類型 22\o"CurrentDocument"軸承間隙調(diào)整 23\o"CurrentDocument".4軸承的較核 23\o"CurrentDocument"制動(dòng)器的選擇 24\o"CurrentDocument"反向裝置的選擇 25參考文獻(xiàn) 25機(jī)床課程設(shè)計(jì)的目的課程設(shè)計(jì)是在學(xué)生學(xué)完相應(yīng)課程及先行課程之后進(jìn)行的實(shí)習(xí)性教學(xué)環(huán)節(jié)，是大學(xué)生的必修環(huán)節(jié)，其目的在于通過機(jī)床運(yùn)動(dòng)機(jī)械變速傳動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，使學(xué)生在擬定傳動(dòng)和變速的結(jié)構(gòu)的結(jié)構(gòu)方案過程中，得到設(shè)計(jì)構(gòu)思，方案分析，結(jié)構(gòu)工藝性，機(jī)械制圖，零件計(jì)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(jì)思想，掌握基本的設(shè)計(jì)方法，并培養(yǎng)學(xué)生具有初步的結(jié)構(gòu)分析，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和計(jì)算能力.車床參數(shù)的擬定車床主參數(shù)和基本參數(shù)本次設(shè)計(jì)的是中型普通車床主軸變速箱，主要用于加工回轉(zhuǎn)體。表1車床的主參數(shù)和基本參數(shù)工件最大正轉(zhuǎn)最高轉(zhuǎn)正轉(zhuǎn)最高電機(jī)功率回轉(zhuǎn)直徑速轉(zhuǎn)速N(kw)DmaxNmaxNmin(mm)(/4in)（Min）320140031.54擬定參數(shù)的步驟和方法1）主軸的極限轉(zhuǎn)速nmax=1400r/minn.=31.5r/min轉(zhuǎn)速范圍Rn=nmaxn_.min

轉(zhuǎn)速范圍Rn=nmax轉(zhuǎn)速范圍Rn=nmax=nmin1400=44.4r/min31.5取①=1.411g44=1+—g——=121g1.41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)。并選級(jí)數(shù)Z=12,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：31.5，45，63，90，125，180，250，355，500，710，1000，14002）主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)Z和公比①已知nRn=-^axn_.minRn=①z-i且Z=2ax3ba、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=22x3nRnR=①z-1=-max

n nmin1.4112-i=Rn=44.4nnmax=1400 nmin=31.5Rn=_max=44.4n_.min3）主電機(jī)功率一一動(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。由給定參數(shù)：額定功率為4KW，可選取電機(jī)為：Y112M-4,滿載轉(zhuǎn)速為1440r/min.

2.運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)傳動(dòng)結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇確定傳動(dòng)組及各傳動(dòng)組中傳動(dòng)副的數(shù)目級(jí)數(shù)為Z的傳動(dòng)系統(tǒng)由若干個(gè)順序的傳遞組組成，各傳動(dòng)組分別有Z1、Z2、Z3、…個(gè)傳動(dòng)副.即Z=ZZZ…傳動(dòng)副數(shù)由于結(jié)構(gòu)的限制以2或3為適合，即變速級(jí)數(shù)Z應(yīng)為2和3的因子：即Z=2a3b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)副的組合：12=3X4 2) 12=4X33) 12=3X2X2 4) 12=2X3X25) 12=2X2X3按照傳動(dòng)副“前多后少”的原則選擇Z=3X2X2這一方案，但主軸換向采用雙向片式摩擦離合器結(jié)構(gòu)，致使I軸的軸向尺寸過大，所以此方案不宜采用，而應(yīng)先擇12=2X3X2。方案4)是比較合理的12=2X3X2傳動(dòng)系統(tǒng)擴(kuò)大順序的安排12=2X3X2的傳動(dòng)副組合，其傳動(dòng)組的擴(kuò)大順序又可以有6種形式:1)3)5)2) 12=21X31)3)5)2) 12=21X34X224) 12=26X31X236) 12=26X32X2112=23X31X2612=22X34X21根據(jù)級(jí)比指數(shù)分配要“前密后疏”的原則,應(yīng)選用Z=21X32X26這一方案,然而對(duì)于我們所設(shè)計(jì)的結(jié)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)時(shí)，由于摩擦離合器徑向結(jié)構(gòu)尺寸限制，使得I軸上的齒輪直徑不能太小，11軸上的齒輪則會(huì)成倍增大。這樣，不僅使I-II軸間中心距加大，而且I-II軸間的中心距也會(huì)輥大，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)，則I軸至主軸間的降速傳動(dòng)只能同后兩個(gè)變速組承擔(dān)。為了避免出現(xiàn)降速比小于允許的杉限值，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Z=23X31X26這一方案則可解決上述存在的問題。繪制結(jié)構(gòu)網(wǎng)圖2.1結(jié)構(gòu)網(wǎng)傳動(dòng)組的變速范圍的極限值齒輪傳動(dòng)最小傳動(dòng)比Umin>1/4，最大傳動(dòng)比Umax<2，決定了一個(gè)傳動(dòng)組的最大變速范圍rmax=umax/umin<8。因此，要按照下表，淘汰傳動(dòng)組變速范圍超過極限值的所有傳動(dòng)方案。極限傳動(dòng)比及指數(shù)X,X,值為：表2.1公比平極限傳動(dòng)比指數(shù)，一1.41X值：Umin=—=1/4甲x4X,值：Umax=①x,=22(X+X)值：rmin=px+x、=86最大擴(kuò)大組的選擇正常連續(xù)的順序擴(kuò)大組的傳動(dòng)的傳動(dòng)結(jié)構(gòu)式為：Z=Z1[1]?Z2[Z1]?Z3[Z1?Z2]最后擴(kuò)大組的變速范圍按照r<8原則，導(dǎo)出系統(tǒng)的最大級(jí)數(shù)Z和變速范圍Rn為:表2.2』、『_- Z3231.41Z=12R=44Z=9R=15.6最后擴(kuò)大組的傳動(dòng)副數(shù)目Z3=2時(shí)的轉(zhuǎn)速范圍遠(yuǎn)比Z3=3時(shí)大因此，在機(jī)床設(shè)計(jì)中，因要求的R較大，最后擴(kuò)大組應(yīng)取2更為合適。同時(shí)，最后傳動(dòng)組與最后擴(kuò)大組往往是一致的。安裝在主軸與主軸前一傳動(dòng)軸的具有極限或接近傳動(dòng)比的齒輪副承受最大扭距，在結(jié)構(gòu)上可獲得較為滿意的處理，這也就是最后傳動(dòng)組的傳動(dòng)副經(jīng)常為2的另一原因。轉(zhuǎn)速圖的擬定運(yùn)動(dòng)參數(shù)確定以后，主軸各級(jí)轉(zhuǎn)速就已知，切削耗能確定了電機(jī)功率。在此基礎(chǔ)上，選擇電機(jī)型號(hào)，確定各中間傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速，這樣就擬定主運(yùn)動(dòng)的轉(zhuǎn)速圖，使主運(yùn)動(dòng)逐步具體化。主電機(jī)的選定1）電機(jī)功率N：中型機(jī)床上，一般都采用三相交流異步電動(dòng)機(jī)作為動(dòng)力源。根據(jù)已知主電機(jī)功率為4KW。電機(jī)轉(zhuǎn)速nd：選用時(shí)，要使電機(jī)轉(zhuǎn)速nd與主軸最高轉(zhuǎn)速nmax?I軸轉(zhuǎn)速相近或相宜，以免采用過大的升速或過小的降速傳動(dòng)。 maxn=1440r/min3）分配降速比:該車床主軸傳動(dòng)系統(tǒng)共設(shè)有四個(gè)傳動(dòng)組其中有一個(gè)是帶傳動(dòng)。根據(jù)降速比分配應(yīng)“前慢后快”的原則以及摩擦離合器的工作速度要求，確定各傳動(dòng)組最小傳動(dòng)比。u總二ni/nE=31.5/1440=1/46分配總降速傳動(dòng)比時(shí)，要考慮是否增加定比傳動(dòng)副，以使轉(zhuǎn)速數(shù)列符合標(biāo)準(zhǔn)和有利于減小齒數(shù)和減小徑向與軸向尺寸，必須按“前慢后快”的原則給串聯(lián)的各變速器分配最小傳動(dòng)比。a決定軸ni-w的最小降速傳動(dòng)比主軸上的齒輪希望大一些，能起到飛輪的作用，所以最后一個(gè)變速組的最小降速傳動(dòng)比取極限1/4,公比3=1.41,1.414=4,因此從w軸的最下點(diǎn)向上4格，找到n上對(duì)應(yīng)的點(diǎn)，連接對(duì)應(yīng)的兩點(diǎn)即為n-w軸的最小傳動(dòng)比。

b決定其余變速組的最小傳動(dòng)比根據(jù)“前慢后快”的原則，軸n-in間變速組取umin=1/v3,即從ni軸向上3格，同理，軸ITI間取u=1/^3,連接各線，畫出傳動(dòng)系統(tǒng)圖如2.2所示。圖2.2圖2.2轉(zhuǎn)速圖圖2.3圖2.3齒輪的壁厚齒輪齒數(shù)和帶輪直徑的確定及傳動(dòng)系統(tǒng)圖的繪制齒輪齒數(shù)的確定的要求可用計(jì)算法或查表確定齒輪齒數(shù)，后者更為簡(jiǎn)便，根據(jù)要求的傳動(dòng)比u和初步定出的傳動(dòng)副齒數(shù)和Sz，查表即可求出小齒輪齒數(shù)。選擇時(shí)應(yīng)考慮：.傳動(dòng)組小齒輪應(yīng)保證不產(chǎn)生根切。對(duì)于標(biāo)準(zhǔn)齒輪，其最小齒數(shù)zmin>[zmJ=17.齒輪的齒數(shù)和Sz不能太大，以免齒輪尺寸過大而引起機(jī)床結(jié)構(gòu)增大，一般推薦齒數(shù)和SzW100-120,常選用在100之內(nèi)。.同一變速組中的各對(duì)齒輪，其中心距必須保證相等。.保證強(qiáng)度和防止熱處理變形過大，齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚.保證主軸的轉(zhuǎn)速誤差在規(guī)定的范圍之內(nèi)。

2.3.2變速傳動(dòng)組中齒輪齒數(shù)的確定1）確定齒輪齒數(shù)=u.j.=u.j其中Z.——主動(dòng)齒輪的齒數(shù)Zj’——被動(dòng)齒輪的齒數(shù)u———對(duì)齒輪的傳動(dòng)比SZ——一對(duì)齒輪的齒數(shù)和為了保證不產(chǎn)生根切以及保證最小齒輪裝到軸上或套筒上具有足夠的強(qiáng)度，最小齒輪必然是在降速比最大的傳動(dòng)副上出現(xiàn)。把Z1的齒數(shù)取大些:取4=3。則Z2=『Z2=『20

1/2.8=56齒數(shù)和Sz=Z1+Z2=20+56=76同樣根據(jù)公式Z3=z4=38.用查表法確定第二變速組的齒數(shù)a首先在u1、u2、u3中找出最小齒數(shù)的傳動(dòng)比u1b為了避免根切和結(jié)構(gòu)需要，取c查表找到u1=1/1.413的倒數(shù)2.8的行找到Zmin=22查表最小齒數(shù)和為84d找出可能的齒數(shù)和sz的各種數(shù)值，這些數(shù)值必須同時(shí)滿足各傳動(dòng)比要求的齒輪齒數(shù)能同時(shí)滿足三個(gè)傳動(dòng)比要求的齒數(shù)和有SZ=929699102e確定合理的齒數(shù)和SZ=102依次可以查得Z5=27 Z6=75Z7=34 Z8=68Z9=42 ZE同理可得其它的齒輪如下表所示:表2.3變速組第一變速組第二變速組第二變速組齒數(shù)和76102114齒輪Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14齒數(shù)20563838277534684260239176382)驗(yàn)算主軸轉(zhuǎn)速誤差由于確定的齒輪齒數(shù)所得的實(shí)際轉(zhuǎn)速與傳動(dòng)設(shè)計(jì)的理論轉(zhuǎn)速難以完全相符，需要驗(yàn)算主軸各級(jí)轉(zhuǎn)速，最大誤差不得超過±10紳-1)%。主軸各級(jí)實(shí)際轉(zhuǎn)速值用下式計(jì)算n實(shí)=nEX(1-￡)XuaXubXucXud其中￡ 滑移系數(shù)￡=0.2uubuud分別為各級(jí)的傳動(dòng)比轉(zhuǎn)速誤差用主軸實(shí)際轉(zhuǎn)速與標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速相對(duì)誤差的絕對(duì)值表示力口=In實(shí)際 n標(biāo)準(zhǔn)|W±10(w-1)%n實(shí)際n…=1440X0.71X0.98X0.35X0.35X0.25=29.68實(shí)1,， ,力口二|(29.68-30)/30|=1%同樣其他的實(shí)際轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)速誤差如下：表2.4主軸轉(zhuǎn)速n1n2n3n4n5n6n7n8n9n10n11n12標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速(r/min)31.545639012518025035550071010001400實(shí)際轉(zhuǎn)速(r/min)30.6843.862.287.7125.2177.7245.5350.7497.4701.41001.91421.2轉(zhuǎn)速誤差(%)2.62.61.32.60.21.31.51.20.51.20.21.5轉(zhuǎn)速誤差應(yīng)小于10x0.41=4.1%,比較后轉(zhuǎn)速誤差滿足要求。3)帶輪直徑的確定三角帶傳動(dòng)中，軸間距A可以加大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會(huì)有打滑，宜可緩和沖擊及隔離振動(dòng)，使傳動(dòng)平穩(wěn)。帶輪結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但尺寸大，機(jī)床中常用作電機(jī)輸出軸的定比傳動(dòng)。(1)選擇三角帶的型號(hào)根據(jù)公式：Pca=KaP=1.1X4=4.4KW式中P---電動(dòng)機(jī)額定功率，K「-工作情況系數(shù)查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖8-8因此選擇A型帶，尺寸參數(shù)為B=80mm,bjllmm,h=10,甲=40。。(2)確定帶輪的計(jì)算直徑%,D2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]2D血.查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8-6,8-8取主動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑D=140m由公式D="D(1-8)2n12式中：n-小帶輪轉(zhuǎn)速，n2-大帶輪轉(zhuǎn)速，8-帶的滑動(dòng)系數(shù)，一般取0.02。由公式D=”D(1-8)=1440/1000義140義(1-0.02)=198mm2n12，由《機(jī)械設(shè)計(jì)A》表8-8取園整為200mm。(3)確定三角帶速度f 電也按公式60x1000 3.14X140X1440/(60X1000)=10.6m/s(4)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)選取A=(0.6?02)(D1+D2)=204?680,中心距過小，將降低帶的壽命，過大時(shí)，會(huì)引起振動(dòng)。中型車床電機(jī)軸至變速箱帶輪軸的中心距一般為750?850,取Ao=700mm.10⑸三角帶的計(jì)算基準(zhǔn)長(zhǎng)度乙0L=2A+—VZ)+DJ+—s 1—oo2i24AoL=2x700+^x(140+200)+頡一—。)2=1935mm0 2 4X700由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8-2,圓整到標(biāo)準(zhǔn)的計(jì)算長(zhǎng)度L=2000mm⑹驗(yàn)算三角帶的撓曲次數(shù)1000mvg//小升/---10.6<40 ,符合要求。(7)確定實(shí)際中心距AA=A+(L-L)/2=700+(2000-1935)+2=733mm0 0⑻驗(yàn)算小帶輪包角aD-Da?18Oo-2——x57.5o=175.3>120。，主動(dòng)輪上包角合適。A(9)確定三角帶根數(shù)Z根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》式8-26得_PZ= 微 p-\-Apkk0 0a1傳動(dòng)比I=2^=1400/1000=1.4v2查表8-4A,8-4B得Ap=0.13KW,p=2.28KW0 0查表8-5,J=0.99；查表8-2,々二1.0311

=1.79=1.79(2.28+0.13)x0.99x1.03所以取Z=4根(10)計(jì)算預(yù)緊力查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8-3,查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8-3,q=0.1kg/mF0F0=500P(25一0-co-( -1)+qv2vzka=500x4.42.510.6x=500x4.42.510.6x2(0.99—1)+0.1x10.62=169.5N123.強(qiáng)度計(jì)算和結(jié)構(gòu)草圖設(shè)計(jì)確定計(jì)算轉(zhuǎn)速主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速n=nmin^z/3-1z=12n=nmin^3=31.5X2.8=88.2r/min中間傳動(dòng)件的計(jì)算轉(zhuǎn)速III軸上的6級(jí)轉(zhuǎn)速分別為：125、180、250、355、500、710r/min.主軸在88.2r/min以上都可以傳遞全部功率。I軸經(jīng)Z-Z傳遞到主軸，這時(shí)從125r/min以上的轉(zhuǎn)速全部功率，所以確定最低轉(zhuǎn)速125r/min為II軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速。按上述的方法從轉(zhuǎn)速圖中分別可找到計(jì)算轉(zhuǎn)速：II軸為335r/min,I軸為1000r/min,電動(dòng)機(jī)軸為1440r/min.齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速z1安裝在ni軸上，從轉(zhuǎn)速圖可見Z1。齒輪本身有6種轉(zhuǎn)速，其要傳遞全部的功率的計(jì)算轉(zhuǎn)速為250r/min。同樣可以確定其余齒輪的轉(zhuǎn)速如下表3.1所示：表3.1齒輪Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14計(jì)算轉(zhuǎn)速1003551000100035512535518035525035590125250傳動(dòng)軸的估算和驗(yàn)算傳動(dòng)軸直徑的估算傳動(dòng)軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下列公式估算傳動(dòng)軸直徑:Nd=914三mm其中：N—該傳動(dòng)軸的輸入功率N=Nj］KWN—電機(jī)額定功率；d］一從電機(jī)到該傳動(dòng)軸之間傳動(dòng)件的傳動(dòng)效率的乘積n.一該傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速r/min/］一每米長(zhǎng)度上允許的扭轉(zhuǎn)角(deg/m),可根據(jù)傳動(dòng)軸的要求選取如表13

表3.2、 剛度要求 、允許的扭轉(zhuǎn)角'主 軸一般的傳動(dòng)軸較低的傳動(dòng)軸即］0.5—11—1.51.5—23.23.2所示對(duì)于一般的傳動(dòng)軸，取即］=1.5,\=0.961N=匕n=4.4x0.96=4.22KWn.二1000r/min911000x4.225001Wx911000x4.225001Wx1.5=24.92mm取d=30mmN2=Ndn=4.4x0.96x0.995=4.20KWn=355r/min914.201355x5001W914.201355x5001Wx1.5=31.25mm取d2=35=Ndn=4.4x0.96x0.995x0.99=4.16KWn=1184.16絲n=1184.16絲x1.51000=41.77mmd=45采用花鍵軸結(jié)構(gòu)，即將估算的傳動(dòng)軸直徑d減小7%為花鍵軸的直徑，在選相近的標(biāo)準(zhǔn)花鍵。d「=24.92X0.93=23d2’=31.25X0.93=29d；=41.77X0.93=39查表可以選取花鍵的型號(hào)其尺寸Z-Dxdxb(GB1144-74)分別為d］軸取6-30X26X6d2軸取6-35X30X1014

d/由取6-45X40X123.2齒輪模數(shù)的估算和計(jì)算齒輪模數(shù)的估算根據(jù)齒輪彎曲疲勞的估算:m>32:—mmznj齒面點(diǎn)蝕的估算:，…—A>370，——mm3，其中nj為大齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速，A為齒輪中心距。由中心距A由中心距A及齒數(shù)z1、z2求出模數(shù)：勺2A mmz1+z2根據(jù)估算所得根據(jù)估算所得m①和m,中較大的值，選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。1）齒數(shù)為20與356的齒輪N=4.22KWm>324.223m>324.22320*355=2.69mm取模數(shù)為3—A>370一1nj3703：'4^2取模數(shù)為3—A>370一1nj3703：'4^2=84.4mm33552A 2x84.4 = =2.22mmz+z20+561 22）齒數(shù)為24與78的齒輪N=4.2KWm>323；————=2.42mm① \'78x125A>370——\nj15=370：4.2=370：4.2 =119.4mm1252x119.424+78=2.34mm取模數(shù)為33）齒數(shù)為23與91的齒輪N=4.16KW-32-323；94Xfo=2.6mmA>370'N

“j=3701416=132.8mm3902A 2x132.8 = =2.3mmz+z23+911 2取模數(shù)為33.2.2齒輪模數(shù)的驗(yàn)算結(jié)構(gòu)確定以后，齒輪的工作條件、空間安排、材料和精度等級(jí)等都已確定，才可能核驗(yàn)齒輪的接觸疲勞和彎曲疲勞強(qiáng)度值是否滿足要求。根據(jù)齒輪的接觸疲勞計(jì)算齒輪模數(shù)公式為：m=16300（土-K1KK3K.NmmjX￥z2i［。］2nmm1jj根據(jù)齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算齒輪模數(shù)公式為:m=275:m=275:,KKKKNmm式中：N---計(jì)算齒輪傳遞的額定功率N一計(jì)算齒輪（小齒輪）的計(jì)算轉(zhuǎn)速r/min?一、.一b￥m內(nèi)寬系數(shù)+m=一，￥m吊取6?10；mz「一計(jì)算齒輪的齒數(shù)，一般取傳動(dòng)中最小齒輪的齒數(shù);L--大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比，i=4>1；“+”用于外嚙合，“-”號(hào)用于內(nèi)嚙z116

合；Ks---壽命系數(shù)，Ks=KKKNK；Kj一工作期限系數(shù)，K「但亞；T°。齒輪等傳動(dòng)件在接觸和彎曲交變載荷下的疲勞曲線指數(shù)m和基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)Con 齒輪的最低轉(zhuǎn)速r/min;T---預(yù)定的齒輪工作期限，中型機(jī)床推薦：T=15000?20000h;Kj--轉(zhuǎn)速變化系數(shù)K；-―功率利用系數(shù)K、--材料強(qiáng)化系數(shù)。幅值低的交變我荷可使金屬材料的晶粒邊界強(qiáng)化，起著阻止疲勞細(xì)縫擴(kuò)展的作用；KS（壽命系數(shù)）的極限KSmax,KSmin當(dāng)K>K時(shí)，則取K<K時(shí)，取K=K；K1---工作情況系數(shù)。中等沖擊的主運(yùn)動(dòng)：K:二2?1.6；K2---動(dòng)載荷系數(shù) 1K3---齒向載荷分布系數(shù)Y 齒形系數(shù)；［。①］、［。.］-―許用彎曲、接觸應(yīng)力MPa1）齒數(shù)為20與56的齒輪N=4.22KWd=mz=3x20=60mm兀x60x100060000兀x60x100060000=3.14m/s節(jié)圓速度V=—60000由表8可得：取精度等級(jí)為7級(jí)。K2=1.2 K1=1.23=—乎=—x7=0.351nzm20由表9得：K3=1Ks=KKKNK4.7160nr 叱,'60x1000x170004.7: 二K=3' ,CT\ 1070K=0.71K=0.60K=0.78Ks=4,7x0.71x0.60x0.78=1.5617

由表7可知 KS>K所以取Ks=0.6由表11許用應(yīng)力知，可取齒輪材料為45整淬[。[。]=1100MPa

j[。]=320MPa

w由表10可知可查得Y=0.395m「16300（i土1）KK2K3KsNj 3￥z2i[o.]2n.（一+1）x1.2x1,2x1x0.6x4.22m:16300 -^0 56 二1.64j 3 10x202x—x11002x100020m=275'K1K2K3”① \z1y￥n[c]m=275=0.0978:1.2x1.2x1xm=275=0.0978\'20x0.45x10x1000x320所以模數(shù)取3適合要求。同樣可以校核其它齒輪的模數(shù)也符合要求。3.2.3齒輪的寬度的確定b齒寬系數(shù)取10由￥m=，各齒輪寬度如下表:m變速組第一變速組第二變速組第二變速組齒輪Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14齒數(shù)2056383824783468426023917638齒輪直徑601681141147223410220412618069273228114圓整寬度30303030303030303030303030303.4摩擦離合器的選擇與驗(yàn)算按扭矩選擇M.>KM=Kx9550竺Nmjmax nj式中18

M/一離合器的額定靜力矩(Kgm) K—安全系數(shù)Mmax一運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)的最大負(fù)載力矩查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表，取K=2丑=0.96_ Nn_ _0.96則M>KM=Kx9550x =2.0x9550x4.4x=80.7Nmfmax n. 1000外摩擦片的內(nèi)徑d ,根據(jù)結(jié)構(gòu)需要采用軸裝式摩擦片，摩擦片的內(nèi)徑d應(yīng)比安裝在軸的軸徑大2?6mm,取d=35mm選擇摩擦片尺寸(自行設(shè)計(jì))尺寸如下表3.4所示表3.4片數(shù)靜力矩dDD1Bb17100359098301012M?Kx103計(jì)算摩擦面的對(duì)數(shù)12M?Kx103冗f[p](D3—d3)KK?KVmz式中：f_—摩擦片間的摩擦系數(shù)；[p]——許用壓強(qiáng)MPa；D 摩擦片內(nèi)片外徑mm；d 摩擦片外片內(nèi)徑mm；Kj—速度修正系數(shù)；Kz-----接合面數(shù)修正系數(shù);Km-----接個(gè)次數(shù)修正系數(shù)； K------安全系數(shù)。分別查表f=0.06 P]=1.0?1.2 D=90mmd=35mm %=0.86K=K=0.85K=1.0x1000摩擦片片數(shù)摩擦片總數(shù)為(z+1)片，即11片，根據(jù)具體情況設(shè)內(nèi)為6片，外5片。計(jì)算軸向壓力Q19

——D2125、/90-45=3.14X1.0X——X 義0.8620 2二380N且摩擦離合器選擇和兩級(jí)減速齒輪做成一體的方案。操作方式為機(jī)械式，詳情見展開圖。4、主軸箱的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)齒輪的布置為了使變速箱結(jié)構(gòu)緊湊以及考慮主軸適當(dāng)?shù)闹С芯嚯x和散熱條件，其齒輪的布置如下圖2.4所示。圖2.4齒輪結(jié)構(gòu)的布置繪制主傳動(dòng)系統(tǒng)草圖按照主傳動(dòng)轉(zhuǎn)速圖以及齒輪齒數(shù)繪制主傳動(dòng)系統(tǒng)草圖如下2.5所示I20I20圖2.5主傳動(dòng)系統(tǒng)草圖1圖2.5主傳動(dòng)系統(tǒng)草圖2主軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算主軸組件結(jié)構(gòu)復(fù)雜，技術(shù)要求高。安裝工件的主軸參與切削成形運(yùn)動(dòng)，此，它的精度和性能性能直接影響加工質(zhì)量(加工精度與表面粗糙度)。1)主軸直徑的選擇查《機(jī)床主軸設(shè)計(jì)指導(dǎo)》P33的表選取前支承軸頸直徑為D=90mm1后支承軸頸直徑Dj(0.7?0.9)D163?81mm選取D=80mm22)主軸內(nèi)徑的選擇車床主軸由于要通過棒料，安裝自動(dòng)卡盤的操縱機(jī)構(gòu)及通過卸頂尖的頂桿必須是空心軸。確定孔徑的原則是在滿足對(duì)空心主軸孔徑要求和最小壁厚要求以及不削弱主軸剛度的要求盡可能取大些。推薦：普通車床d/D(或d/Di)=0.55?0.6其中 「D——主軸的平均直徑，D=(Di+D2)/2di——前軸頸處內(nèi)孔直徑 12d二(0.55?0.6)D=47?51mm21所以，內(nèi)孔直徑取50mm3)前錐孔尺寸前錐孔用來裝頂尖或其它工具錐柄，要求能自鎖，目前采用莫氏錐孔。根據(jù)《機(jī)床主軸設(shè)計(jì)指導(dǎo)》5-6表選擇如下：莫氏錐度號(hào)取5號(hào)標(biāo)準(zhǔn)莫氏錐度尺寸大端直徑D=44.3994)主軸前端懸伸量的選擇確定主軸懸伸量a的原則是在滿足結(jié)構(gòu)要求的前提下，盡可能取小值。主軸懸伸量與前軸頸直徑之比a/D=0.6?1.5a二(0.6?1.5)D154?135mm所以，懸伸量取100mm4.2.2主軸材料與熱處理材料為45鋼，調(diào)質(zhì)到220?250HBS,主軸端部錐孔、定心軸頸或定心圓錐面等部位局部淬硬至HRC50?55,軸徑應(yīng)淬硬。4.3軸承的選擇與校核機(jī)床傳動(dòng)軸常用的滾動(dòng)軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升。空載功率和噪音等方面，球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越。而且滾錐軸承對(duì)軸的剛度、支承孔的加工精度要求都比較高，異常球軸承用得更多。但滾錐軸承的內(nèi)外圈可以公開。裝配方便，間隙容易調(diào)整。所以有時(shí)在沒有軸向力時(shí)，也常采用這種軸承。選擇軸承的型式和尺寸，首先取決于承載能力，但也要考慮其它結(jié)構(gòu)條件。即要滿足承載能力要求，又要符合孔的加工工藝，可以用輕、中、或重系列的軸承來達(dá)到支承孔直徑的安排要求?；ㄦI軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個(gè)應(yīng)小于花鍵的內(nèi)徑，一般傳動(dòng)軸承選用G級(jí)精度。一般傳動(dòng)軸上的軸承選擇在傳動(dòng)軸上選擇6200系列的深溝球軸承，其具體的型號(hào)和尺寸如下表3.3所示表3.3傳動(dòng)軸IIIIII軸承型號(hào)6206,620762076209軸承尺寸30X62