機械加工主軸箱課程設計要點

鄭州科技學院

機械制造裝備設計

課程設計闡明書

設計題目車床的主傳動系統(tǒng)設計

院系：機械工程學院

專業(yè)：機械設計制造及其自動化專業(yè)

班級：11級本科二班

學號：

姓名：姚洪康

指導老師：劉軍

日期：2023年1月22日

車床的主傳動系統(tǒng)設計任務書

姓名姚洪康學號

專業(yè)機制本班級2班

最大加工直徑為250mm日勺一般車床的主軸箱部件設計原始數(shù)據(jù):

重要技術參數(shù)題目

主電動機功率P/kw4

最大轉速2500

最小轉速112

公比1.41

工件材料：鋼鐵材料。

刀具材料：硬質合金。

設計內容：

1）運動設計：根據(jù)給定歐I轉速范圍及公比確定變速級數(shù)，繪制構造網(wǎng)、轉速圖、

傳動系統(tǒng)圖，計算齒輪齒數(shù)。

2）動力計算：選擇電動機型號及轉速，確定各傳動件的計算轉速，對重要零件

（如帶、齒輪、主軸、傳動軸、軸承等）進行計算（初算和驗算）。

3）繪制下圖紙：

①機床主傳動系統(tǒng)圖（畫在闡明書上）。

②主軸箱部件展開圖及重要剖面圖。

③主軸零件圖。

4）編寫設計闡明書1份。

目錄

1緒論...............................................................6

2一般車床積極傳動系統(tǒng)參數(shù)的確定.....................................7

2.1電動機的選擇...................................................7

2.2確定轉速級數(shù)...................................................7

3傳動設計............................................................8

3.1確定傳動方案...................................................8

3.2確定構造式.....................................................8

3.3設計構造網(wǎng).....................................................9

3.4繪制轉速圖....................................................11

3.6繪制傳動系統(tǒng)圖................................................15

4.1帶傳動設計....................................................16

4.2齒輪傳動設計..................................................19

4.3軸的設計計算..................................................23

4.4軸承口勺選用....................................................27

4.5鍵的選用......................................................28

4.6圓盤摩擦離合器的選擇和計算...................................28

4.7軸承端蓋設計.................................................30

5動力計算...........................................................30

5.1齒輪口勺強度校核................................................30

5.2各傳動軸軸承日勺校核...........................................34

5.3主軸日勺校核....................................................35

5.4鍵的校核......................................................38

6箱體的構造設計...................................................38

6.1箱體材料......................................................38

6.2箱體構造......................................................39

7潤滑設計及潤滑油選擇.............................................40

7.1潤滑設計......................................................40

7.2潤滑油的選擇.................................................41

8總結..............................................................42

9參照文獻..........................................................43

1緒論

機械制造裝備課程設計是在學習完《機械設計》、《機械制造技術基礎》、

《機械工程材料》、《簡要材料力學》、《機械原理》、《機械制圖》、《互換

性與測量技術》、《AutoCAD》、《計算機基礎與應用》等人學人部分課程后進

行日勺實踐性教學環(huán)節(jié)，是對我們大學兒年所學知職的一次深入地綜合性地考核，

也是一次理論聯(lián)絡實際的I訓練。其目的在于通過機床運動機械變速傳動系統(tǒng)的構

造設計，使學生在確定傳動和變速日勺構造方案過程中，得到設計構思，方案分析,

構造工藝性，機械制圖，零件計算，編寫技術文獻和查閱技術資料等方面的綜合

訓練，樹立對日勺的）設計思想，掌握基本的設計措施，培養(yǎng)學生具有初步日勺構造分

析，構造設計和計算能力。

機床主傳動系統(tǒng)因機床日勺類型、性能、規(guī)格和尺寸等原因時不一樣，應滿足

的規(guī)定也不一樣樣。設計機床主傳動系統(tǒng)時最基本的原則就是以最經(jīng)濟、合理的

方式滿足既定的I規(guī)定。在設計時應結合詳細機床進行詳細分析，一?般應滿足H勺基

本規(guī)定有：滿足機床使用性能規(guī)定。首先應滿足機床日勺運動特性，如機床主軸應

有足夠的轉速范圍和轉速級數(shù)；滿足機床傳遞動力的規(guī)定。

本次課程設計日勺為一般車床的傳動系統(tǒng)，根據(jù)不一樣的J加工條件,對傳動系

統(tǒng)的規(guī)定也不盡相似，根據(jù)某些經(jīng)典工藝和加工對象，兼顧其他的也許工藝加工

的規(guī)定，確定機床技術參數(shù)，確定參數(shù)時要考慮機床發(fā)展趨勢，和同國內外同類

機床的對比，從而獲得最優(yōu)的參數(shù)，使機床主傳動系統(tǒng)的設計最為合理。

亳無疑問，這次課程設計在我們大學生活中占有重要地位。就我個人而言，

但愿通過這次課程設計，可以對未來將要從事的工作有很大n勺協(xié)助，加強與他人

溝通、與他人的合作能力，從中鍛煉自己分析問題，處理問題的能力，為未來時

工作發(fā)展打下一種良好日勺基礎。

2一般車床積極傳動系統(tǒng)參數(shù)時確定

2.1電動機的選擇

根據(jù)任務書提供的條件電動機歐I主功率為3KW,選用電動機日勺超載系數(shù)

K=1.1,6=量=&=3.6長卬，選擇電動機的型號為Y112M-4,電動機詳細參

額上K1.1

數(shù)如下表所示：

表2-1電動機參數(shù)表

電動機信號額定功率~滿載轉速同步轉速

Y112M-441440r/min4^1500r/min

2.2確定轉速級數(shù)

已知條件：

主軸“max=2500r/min,%面=112〃min,電動機P=4KW,最大加工直徑250mm,

公比<=1.41。

由公式（=⑤更=*,Z=電8+1,則轉速范圍Rn=至"=22.3

。1g。112

綜上可知Z=1O,故機床主軸為10級變速。

由于0=1.41=1.066根據(jù)《機械制造裝備設計》查表2-4原則公比和表2-5

原則數(shù)列，首先找到最小極限轉速112,再每跳過5個數(shù)取一種轉速，即可得到

公比為1.41口勺等比數(shù)列：112r/min、160r/min、224r/mi31此/min、450r/min、

630r/min>900r/min、1250r/min>1800r/min^2500r/min<>

3傳動設計

3.1確定傳動方案

確定傳動方案，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)確實定。傳動型式則指傳動和變速的I元件、機構以及其構成、安排不一樣

特點的傳動型式、變速類型。傳動方案和型式與構造的復雜程度親密有關，和工

作性能也有關系。因此，確定傳動方案和型式，要從構造、工藝、性能及經(jīng)濟性

等多方面統(tǒng)一考慮。

3.2確定構造式

由于我的級數(shù)是10級，為了實現(xiàn)10級，本次設計中，我按12級的主軸箱

來計算，讓其中兩組數(shù)據(jù)同樣，最終到達10級。

(1)10=3x2x2-2(2)10=2x2x3-2(3)10=2x3x2-2

主變速傳動系從電動機到主軸，一般為降速傳動，靠近電動機口勺傳動轉速較

高，傳動口勺轉矩較小，尺寸小某些，反之，靠近主軸口勺傳動件轉速較低，傳遞的

轉矩較大，尺寸就較大。因此在確定主變速傳動系時，應盡量將傳動副較多H勺變

速組安排在前.面，傳動副數(shù)少日勺變速組放在背面，使主變速傳動系中更多的傳動

件在高速范圍內工作，尺寸小某些，以節(jié)省變速箱的造價，減小變速箱日勺外形尺

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：10=3x2x2-2。

根據(jù)前密后疏原則確定構造式為10=3,X23X24-2O

3.3設計構造網(wǎng)

傳動副日勺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徑向尺寸過大，常限制最小傳動比，i/,hjnin>1/4,升速傳

動時?，為防止產(chǎn)生過大日勺振動和噪音，常限制最大傳動比生.ax42,斜齒輪比較

平穩(wěn)，可取〃主…42.5,故變速組的最大變速范圍

Rn=U主,皿加主強4Q~22)/0.25=8?10。檢查變速組的變速范圍與否超過極限

值時，只需檢查最終一種擴大組。由于其他變速組日勺變速范圍都比最終擴大組的

小，只要最終擴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。

根據(jù)中間軸變速范圍小口勺原則，設計設計構造網(wǎng)如下所示

圖3-1系統(tǒng)構造網(wǎng)

主軸的變速范圍應等于住變速傳動系中各個變速組變速范圍日勺乘積，即：

R〃=RoRR?.....今。

檢杳變速組的變速范圍與否超過極限值時，只需檢查最終一種擴大組。由于

其他變速組日勺變速范圍都比最終擴大組的小，只要最終擴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。

最終擴大組的變速范圍是

&=1.4嚴2-1)=4<8符合規(guī)定。

3.4繪制轉速圖

1.選擇Y112M-4型Y系列籠式三相異步電動機

分派總降速變速比：

總降速變速比i=%面/%=112/1440=0.08o

又電動機轉速力=1440"min符合轉速數(shù)列原則，因而不增長一定比變速

副。

2.確定變速軸軸數(shù)

變速軸軸數(shù)=變速組數(shù)+定比變速副數(shù)+1=3+0+1=4o

3.確定各級轉速

由前面計算已知：2500,1800,1250,900,630,45（）,315,224,160,112r/mino

4.繪制轉速圖

在五根軸中，除去電動機軸，其他四軸按變速次序依次設為【、1【、HI、IV

（主軸）。I與n、n與ni、in與w軸之間的變速組分別設為a、b、Co現(xiàn)由w

（主軸）開始,確定I、n、in軸的轉速:

（1）先來確定in軸區(qū)）轉速

變速組c的變速范圍為M=1.4〃=4E[8,10],結合構造式，

III軸向轉速只有一種也許:

224,315,450,630,900,1250r/mino

（2）確定軸n時轉速

變速組b的級比指數(shù)為2,但愿中間軸轉速較小，因而為了防止升速，又不

致變速比太小，可取

Z?.j=1/=1/4,bj-,=1/1.412=1/2,少濘=1/1=1

軸II的I轉速確定為:450,630,900r/mino

(3)確定軸I的轉速

對于軸I,其級比指數(shù)為1,可取

a”=1/(P=1/1.41,ai2=1/1=171

確定軸I轉速為:900r/mino

由此也可確定加在電動機與主軸之間的定變速比i=1440/900=1.6。下面畫

出轉速圖。

圖3-2轉速圖

3.5各傳動組傳動副齒輪齒數(shù)

1.確定齒輪齒數(shù)日勺原則和規(guī)定

(1)齒輪日勺齒數(shù)和Sz不應過大；齒輪日勺齒數(shù)和%過大會加大兩軸之間的中心

距，使機床構造龐大，一般推薦％<100-200o

(2)最小齒輪的齒數(shù)要盡量少；但同步要考慮：

最小齒輪不產(chǎn)生根切，機床變速箱中原則直圓柱齒輪，一般最小齒數(shù)

ZminN18~20;

(3)受構造限制的最小齒輪最小齒數(shù)應不小于18?20；

(4)齒輪齒數(shù)應符合轉速圖上傳動比的規(guī)定：實際傳動比(齒數(shù)之比)與理論

傳動比(轉速圖上規(guī)定口勺傳動比)之間有誤差，但不能過大，確定齒輪數(shù)所導致

H勺轉速誤差，一般不應超過±10(0-1)%,

即：區(qū)二史<±10(8?1)%

2.齒輪齒數(shù)確實定

當各變速組的傳動比確定后來，可確定齒輪齒數(shù)。對于定比傳動的齒輪齒數(shù)

可根據(jù)《機械設計手冊》推薦的措施確定。對于變速組內齒輪的齒數(shù)，如傳動比

是原則公比日勺整多次方時，變速組內每對齒輪的齒數(shù)和Sz及小齒輪的齒數(shù)可以

從《機械制造裝備設計》表2-8中選用。一般在主傳動中，最小齒數(shù)應不小于

18?20。采用三聯(lián)滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪之間的齒數(shù)關系：三聯(lián)滑移齒輪

的最大齒輪之間的齒數(shù)差應不小于或等于4，以保證滑移時齒輪外圓不相碰。

根據(jù)《機械制造裝備設計課程設計指導書》附錄I查得

傳動組a:

由=I/1.41,生?=1，6='，2,ai3=I/1；

ai}—\!(p=1/1.41時：

=57、60>63、66>69、72、75、78

62=1//=1/2時：

Sz=...58、60、63、65、67、68、70、72、73、77....

ai3=1/1時：

S7=……58,60,62,64,66,68,70,72,74,76……

取Sz=72,于是可得軸1齒輪齒數(shù)分別為：30、24、36o

于是*=30/42,心=24/48,心=%/而；齒輪數(shù)據(jù)如下表所示:

表3-1各變速組齒輪齒數(shù)

齒輪為《2《3Sz

I軸齒數(shù)302436

72

n軸齒數(shù)424836

傳動組b：

2

由b”=0/1=1.41,bP=1/^?=1/2

%二夕/1=1.41時：Sz=……70、72、74、76、78、80……

?2=1/°2=1/2時：Sz=...67、70、72、73、75、77....

取S7=72,于是可得軸H上雙聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為：42、24o

于是%1=42/30,心=24/48；齒輪數(shù)據(jù)如下表所示：

表3-2各變速組齒輪齒數(shù)

齒輪為々2Sz

II軸齒數(shù)4224

72

HI軸齒數(shù)3048

傳動組c:

1

由=/=2,ci2=M(p=1/2

0=2時：Sz=...67、68、70、73、86、120

￡?2=1/2時：S/=.......67、68、70、73、86、120........

取Sz=120,于是可得軸IH上的I齒數(shù)分別為：80、40。

于是￡[=80/40、ci2=40/80；齒輪數(shù)據(jù)如下表所示：

表3-3各變速組齒輪齒數(shù)

齒輪Jci2Sz

-HI軸齒數(shù)8040

82

IV軸齒數(shù)4080

3.6繪制傳動系統(tǒng)圖

根據(jù)前邊計算數(shù)據(jù)繪制傳動系統(tǒng)圖:

3021

r—?Zn

XX

X-XT

48

XXo

y

XX144OrAnin

圖3-3變速傳動系統(tǒng)圖

4.1帶傳動設計

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)。帶輪構造簡樸，但尺寸大，機床中常用

作電機輸出軸的I定比傳動。

電動機轉速/?=1440/7min，傳遞功率P=4KW。

(1)確定計算功率：

由《機械設計》表8-7工作狀況系數(shù)七查得儲=1.1。

由《機械設計》公式(8-21)得：

Pa=KAP=\AX4=4.4KW

⑵選用V帶型

根據(jù)匕，、力由《機械設計》圖871一般V帶輪選型圖選用A型。

⑶確定帶輪口勺基準直經(jīng)R,D2

帶輪日勺直徑越小，帶日勺彎曲應力就越大“為提高帶的壽命，小帶輪日勺直徑口不

適宜過小，即D,>Dmin=75mm(查《機械設計》表8-6取最小基準直徑為75mm)0

查《機械設計》表8-8,圖8-11選用積極小帶輪基準直徑D,=125""〃o

由《機械設計》公式(8-14)、(8T5a)得式:

n2

式中：

￡-帶H勺滑動系數(shù)，一般取0.02；

4-小帶輪轉速,r/min；

%一大帶輪轉速，r/min；

。廣小帶輪直徑，mm；

。2-大帶輪直徑，mm。

故D2=200m/n

(4)驗算帶速度V,

按《機械設計》式(8-13)驗算帶的)速度

叫幾1

v==9.42m/5

60x1000

故帶速合適。

(5)初定中心距a。

帶輪的中心距，一般根據(jù)機床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內選

?。焊鶕?jù)《機械設計》經(jīng)驗公式(8-20)

().7(。1+。2)4/<2(。+。2)

().7(l(X)+112)<6/0<2(1(X)+112)

即：227.5<a0<650：取生=480nvn。

(6)V帶的計算基準長度小

由《機械設計》公式(8-22)計算帶輪的基準長度:

D「D、

L。=2劭+/(。|+。2)+

4%

代入數(shù)據(jù)：4)=1473mm

由《機械設計》表8-2,圓整到原則的基準長度與，取整為(=1600〃〃〃。

⑺確定實際中心距。

按《機械設計》公式(8-23)計算實際中心距

L-r

。"2—=607"?〃z。

(8)驗算小帶輪包角a

根據(jù)《機械設計》公式(8-25)

aa1800--￡),5)7^3°-=172.9°>120°

a

故積極輪上包角合適。

⑼確定帶的根數(shù)Z

根據(jù)《機械設計》式(8-26)得

Z=

(PO+APOMKL

由i=1.6、Ld=1600mm>￡)〕=125"〃〃和〃]=1440r/min,查《機械設計》

表8-4a與8-4b,得%=2.19KW,A/?,=0.46/CIV；

查《機械設計》表8-5,取包角修正系數(shù)兒=0.95；

查《機械設計》表8-2,取長度系數(shù)K〃=0.90,

Z—______________________=192

-(2.19+0.46)x0.95x0.90-,

取整即帶數(shù)z=2根；

(10)計算預緊力

查《機械設計》表8-3,q=0.\7kg/m

由《機械設計》式(8-27)

ks的匕（25-崎）

=500—~~-——+qv

ZVKa

其中：Q-V帶單位長度日勺質量，kg/m：取q=U.17kg/m0

4.4x（2.5-0.9）

（7^）.=500+0.17x9.422=21W

\u/min

2x9.42x0.95

（11）計算作用在軸上的壓軸力

根據(jù)《機械設計》式（8-28）,壓軸力日勺最小值為

（%=2z優(yōu)）*si嗎=2x2x211xsin'=842N

4.2齒輪傳動設計

1）確定模數(shù)：

按齒輪彎曲疲勞計算：

%=2673卜用KK5

按接觸疲勞計算

…3383呼亙號

JVZE丐町］2

其中：P為所傳遞日勺功率

勺為齒輪日勺計算轉速；

Z1為小齒輪齒數(shù);

外齒寬系數(shù)取6-10;

K,為工作狀態(tài)系數(shù)；

K”動載荷系數(shù)；

，齒向載荷系數(shù)；

K、變動工作用量下，材料在彎曲和接觸應力狀態(tài)下日勺壽命系數(shù)，有

極限值；

匕“」許用彎曲應力；

[%]許用接觸應力；

y為齒形系數(shù)。

齒輪材料選用45鋼齒面高頻淬火熱處理，查得以=8,K,=1.2,3=1.4,

Kb=1,Ksw=0.85,K,=0.85,匕“]=280,。/=1370

由以上可知：

(1)1-1【軸：

mw=1.27

m.=2.34

模數(shù)機取加”?和嗎中較大值。故齒輪模數(shù)圓整為"3；

⑵II-IIIW：

%=3.51

ni-=3.1

模數(shù)〃7取〃2”,和功中較大值。故齒輪模數(shù)圓整為加=4;

(3)ni-rv軸：

mw=1.53

叫=2.2

模數(shù)〃?取，%.和嗎中較大值。故齒輪模數(shù)為m=2.5；為了使傳動平穩(wěn)，因此使

用斜齒輪，m=2.5mm,初選螺旋角夕=14〃

表4T各變速組齒輪模數(shù)

變速組I-H軸II-nittHI-IV軸

模數(shù)m342.5

2).確定齒寬:

由公式3=得：

第一傳動組嚙合齒輪8=8x3=24

第二傳動組嚙合齒輪5=8x4=32

第三傳動組嚙合齒輪^=8x2.5=2()

一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯位時導致嚙合齒寬

減小而增大輪齒的載荷，設計上，應使小齒輪齒寬比相齒合口勺另一齒輪寬某些。

3).確定齒輪參數(shù)：

原則齒輪參數(shù)：a=20”，〃：=l,c*=0.25

從《機械原理》表5-1查得如下公式

齒頂圓直徑4,=(Z]I2/?*)〃2；

齒根圓直徑df=(Zj-2/?*-2c)m；

分度圓直徑d=〃zz；

齒頂高ha=h：jn；

齒根高hf=(〃：+c*)〃z;

齒輪的詳細值見下表：

表4-2各齒輪尺寸表(單位：加加)

模數(shù)

齒輪齒數(shù)分度圓直齒頂圓直齒根圓直齒頂高齒杈高

%,

Z徑d徑慮徑力%hf

1.303909682.533.75

2.243727864.533.75

3.363108114100.533.75

4.423126132118.533.75

5.483144150136.533.75

6.363108114100.533.75

7.42416817615845

8.244961048645

9.30412012811045

10.48419220018245

11.802.5200205193.752.53.125

12.402.510010593.752.53.125

13.402.510010593.752.53.125

14.802.5200205193.752.53.125

4）.確定軸間中心距：

（Z）IN,）〃？（30I42）x3

4?=———=---------------=108〃〃〃；

川22

九皿=gh=（30+；2）x4=]44―

dm.K=/電=（8"X2.5=?so,由：

4.3軸的設計計算

1).確定主軸的計算轉速：

計算轉速句是傳動件能傳遞所有功率歐J最低轉速。各傳動件日勺計算轉速可

以從轉速圖上，按主軸日勺計算轉速和對應的傳動關系確定。

根據(jù)《機械制造裝備設計》表2-9,主軸的計算轉速為

--I

由轉速圖可知：主軸的計算轉速是低速第一種三分之一變速范圍日勺最高以轉速,

即：〃1V=315r/min

同理可得各傳動軸日勺計算轉速：

表4-3各軸計算轉速

軸IIIIIIIV

計算轉速r/min900450224315

2).核算主軸轉速誤差：

n..=1440x°9O/0l44x36/36x42/30x80/42=2520r/min

〃標=2500r/min

252Q25Q

九丈x100%='°xl00%=0.8%<5%.

〃標2500

即主軸轉速合適。

3).各軸日勺功率：

取各傳動件效率如下：

帶傳動效率：7=0.96

軸承傳動效率：%=。?第

齒輪傳動效率：/=。-97

則有各傳動軸傳遞功率計算如下：

片=￡力力2=4x0.96x0.99=3.8kw

2

P2=P/7同；/=4x0.96x0.99x0.97=3.65kw

A==4x0.96x0.993x0.972=3.51kw

3

P4=口小后屋=4x0.96x0.99,x0.97=3.37kw

4).計算各軸口勺輸入轉矩：

由機械原理可知轉矩計算公式為:：T&=9550x空

n,n

T.=9550x&=9550x」一=26.53(N?m)

1440

7/172

7；=9550x=9550x4x0.96x0.99=4932(jv.m)

%〃900

TnccnP"N】、】3cy八4X0.96X0.992X0.97........、

T[=9550x-=9550x=55.33(?/'m)

1勺630

T.,4x0.96x0.99,X0.972

7]11=955()x----=9550oxx-n----------------------=210(N?㈤

n

.n160

4

ToccnP/閔"QOC4x0.96x0.99xOS?

7]v=9550x----」=9550x-------------------=20l(N-m)

冊160

5).傳動軸的直徑估算：

I軸H勺設計計算：

(1)選擇軸的材料

選用45號鋼，調質處理。

(2)按扭矩初算軸徑

根據(jù)機《機械設計》式(15-2)d>，并查得A=91,則

出=24〃〃〃

d>

900

考慮有鍵槽，軸加大10%,因此取d=25mm

II軸日勺設計計算:

(1)選擇軸的材料

選用45號鋼，調質處理。

(2)按扭矩初算軸徑

根據(jù)機《機械設計》式(15-2)d>，并查得A=91,則

坨=27〃〃〃

d>=9h

450

取最小d=30mm

HI軸H勺設計計算:

(1)選擇軸日勺材料

選用45號鋼，調質處理

(2)按扭矩初算軸徑

根據(jù)機《機械設計》式(152)d>，并查得A=9L則

d>=9h—=29/77^

224

有鍵槽,軸加大5%,因此取最小d=30mm

根據(jù)以上計算各軸日勺直徑取值如下表達:

表4-4各軸直徑尺寸

軸I軸n軸m軸

最小軸徑值253030

主軸的設計計算

(1)主軸前后軸頸直徑的選擇

主軸前軸頸直徑。選用，一般按照機床類型、主軸傳遞的I功率或最大加工

直徑選用。最大回轉直徑250mm車床，PMKW,前軸頸應Q=70~90,初選

D,=85〃〃〃,后軸頸D2=(0.7?0.85)Q取D?=60步加。

(2)主軸內孔直徑確實定

諸多機床的主軸是空心日勺，為了不過多的削主軸剛度，一般應保證

"/力＜0.7,臥式車床的主軸孔徑d一般不不不小于主軸平均直徑日勺55%~60%。

D="+4=8'+60=72.5〃〃力經(jīng)計算選用內孔直徑d=40mmo

22

(3)主軸前端伸長量a

主軸前端懸伸量a是指主軸前端到軸承徑向反力作用中點的距離，減小主軸

前端伸長量對提高提高主軸組件H勺旋轉精度、剛度、和抗震性有明顯效果，因此

在主軸設計時，在滿足構造日勺前提下，應最大程度日勺縮短主軸懸仲量a。由《實

用機床設計手冊》查的。/3=0.67.25。

故懸伸長度a=(0.6~1.25)x85=51~106.25,取a=105mm。

(4)支撐跨距L

最佳跨距4=Q?3.5)。=210?367；考慮構造以及支承剛度因磨損會不停

減少.應取跨距/,比最佳支承跨距L。大某叱.取I尸766nlmc

4.4軸承的選用

機床傳動軸常采用日勺滾動軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升、空載功率和噪

聲等方面，球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越。并且滾錐軸承對軸H勺剛度、支撐孔的加工

精度規(guī)定都比較高。因此球軸承用日勺更多。不過滾錐軸承內外圈可以分開，裝配

以便，間隙輕易調整。因此有時在沒有軸向力時，也常采用這種軸承。選擇軸承

的型號和尺寸，首先取決于承載能力，但也要考慮其他構造條件。

根據(jù)《機械設計課程設計》表15-3、表15-6、表15-7可查口勺各傳動軸軸

承選用口勺型號如下：

1).各傳動軸軸承選用啊型號：

(1)主軸

前支承：NN3017K型圓錐孔雙列圓柱滾子軸承：1x0x3=85x125x34；

后支撐：352212雙列圓錐滾子軸承：1x0x3=60x110x66；

(2)I軸

齒輪:6205深溝球軸承：JxDxB=25x52xl5；

軸與箱體處：6305深溝球軸承：4x0x3=25x62x17；

(3)II軸

前、后支承:30206圓錐滾子軸承：3x0x8=30x62x16；

(4)HI軸

前、后支承:30206圓錐滾子軸承：dxOxB=30x62xl6；

(5)帶輪

7208c角接觸球軸承：6/XDX^=40X80X18O

4.5鍵的選用

主軸上有鍵槽并且為空心軸，H和in為花鍵軸。I軸采用光軸，n軸和田軸

由于要安裝滑移齒輪因此都采用花鍵軸。由于矩形花鍵定心精度高，定心穩(wěn)定性

好，能用磨削日勺措施消除熱處理變形，定心直徑尺寸公差和位置公差都能獲得較

高n勺精度，故采用矩形花鍵連接。按G8/71144-1987規(guī)定，矩形花鍵的定心方

式為小徑定心。查《機械設計課程設計》表14-2日勺矩形花鍵的|基本尺寸系列：

D軸花鍵軸的規(guī)格NxJxDxB=6x28x34x7;田軸花鍵軸口勺規(guī)格

Nxt/x/)xB=8x36x40x7。

查《機械設計課程設計》表14-1選擇主軸上齒輪處的I鍵，根據(jù)軸日勺直徑

心44~50〃〃"，齒輪寬95mm,選用A型平鍵，鍵的尺寸選擇

鍵寬力x鍵高〃取22x14,鍵的長度L取80mm；HI軸上齒輪處H勺鍵，根據(jù)軸H勺直

徑選用鍵的尺寸為鍵寬bx鍵高h為12x8,鍵時長度為l()()mm°

4.6圓盤摩擦離合器的選擇和計算

1).摩擦面口勺徑向尺寸

摩擦面口勺內徑可取：2=d+(2~6)

d為軸段的直徑，因此。=27~,取。］=30〃7/〃

摩擦面H勺外徑：D2=(1.25~2)D,

D2=37.5-60〃加？,取A=56nun

2).摩擦片數(shù)目

37；

由公式Z=

2如［〃］（R；-R；）Kz

KT

式中：K為工作系數(shù)

Kz一摩擦面對數(shù)修正系數(shù)。

（滑動速度系數(shù)

離合器合頻系數(shù)

〃一摩擦工作面日勺平均壓強。

&&一摩擦面的內外半徑。

T—離合器的計算轉矩。

"一摩擦系數(shù)。

選用摩擦副材料匹配為淬火鋼-淬火鋼，查日勺P=\

w=0.1,K=1.3,心=1,A；,=1,K,”=0.84。

由上式求時z=4.3,取z=5

故摩擦片總數(shù)為Z+l=6片，內摩擦片為8片。

4.7軸承端蓋設計

4)=4+1；DQ=D+2.54；

D2=。()+2.5公e=1.2〃3；

Z)5=D?—3d3；

僅=。-(10?15)：

。6=。_(2?4)；

〃?由結構確定；

。為軸承外徑；

4為螺釘直徑；

圖4-1軸承端蓋示意圖

參照《機械設計課程設計》減速器端蓋設計方案來設計主軸箱端蓋，材料采

用HT150,根據(jù)軸承外徑確定各端蓋的構造尺寸，詳見裝配圖紙尺寸。

5動力計算

5.1齒輪的強度校核

在驗算變速箱中的齒輪應力時，選相似模數(shù)中承受載荷最大、齒數(shù)最小fl勺齒

輪進行接觸應力和彎曲應力口勺校核計算。

計算公式外=也"典

1).校核第一傳動組齒輪

校核齒數(shù)為24的即可，確定各項參數(shù):

3X4

(1)P}=3MKW,=900/7min,T}=9550x-L=9550x^—=4O.74N?〃z

900

mln乃x25x900

確定動載系數(shù):〃

(2)60x1000=60x1000=2.826?/s

齒輪精度為7級，由《機械設計》表10-2查使用系數(shù)儲=1.0,圖10-8查

動載系數(shù)(=1.08

(3)b=(p“\Xm=8x3=24，〃〃？

(4)確定齒向載荷分派系數(shù)：取齒寬系數(shù)內=1

查《機械設計》表10-4得K砂=1.417

由。="=4.2,查《機械設計》圖1073得=1.24

h5.6

2x21,543

⑸確定齒間載荷分派系數(shù)：Ft=—=x10=478.677V

d90

由叢工=L25x478.67=249N/mm,查《機械設計》表10-3得

b24

K〃a=K%=1.4

⑹確定動載系數(shù)：K=K八xKvxxK,=1.25x1.15x1.4x1.24=2.5

⑺查《機械設計》表10-5,取齒形系數(shù)%,=2.52,應力校正系數(shù)%,=1.625

⑻計算彎曲疲勞許用應力

查《機械設計》圖10-20c得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。松二420財，圖

二KNOE-0.9x420

10-18得KN=09,5=1.4,則：二270Mp

S1.4

[cr]_270KF,_2.5x478.67

F=65.9=16.6<65.9,故合適。

%匕=2.52x1.625bm~24x3

2).校核第二傳動組齒輪

校核齒數(shù)為24H勺即可，確定各項參數(shù):

(1)A=3.65KW,/?n=450r/min,7；.=9550x^L=9550x—=26.17^

%450

小\?邳萬她雙1〃/rx30x450.與八/.

(2)確定動載系數(shù)：v=-----------=---------------=4.396^/5

60x100060x1000

齒輪精度為7級，由《機械設計》表10-2查使用系數(shù)K八=1.25,圖10-8

查動載系數(shù)5=1.15

(3)/?二夕,“x〃?=8x3=2Ainm

(4)確定齒向載荷分派系數(shù)：取齒寬系數(shù)內=1

查《機械設計》表10-4得K班=1.4134

由§±=3.6,查《機械設計》圖10T3得儲7y=1.24

h6.75/

(5)確定齒間載荷分派系數(shù)：4=紅=生%xlO'=884.4N

d90

由野二弓詈“46?06N/〃〃〃，查《機械設計》表1。-3得

"=%=\.4

⑹確定動載系數(shù)：K=K,1xK、,xK〃aXK〃=1.25x1.15x1.4x1.24=2.5

⑺查《機械設計》表10-5,取齒形系數(shù)％=2.55,應力校正系數(shù)%,=1.61

⑻計算彎曲疲勞許用應力

查《機械設計》圖10-20c得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。模=420帥，圖

K(J_0.9x420

10-18得K=0.9,5=1.4,則：[a]NFE=27GMp,

NFS

[cr,.]_270_KF,_2.5x884.4

----------------------------OD.//,-------=------------------=30.71<65.77,故合適。

%%2.55x1.61bm24x3

3).校核第三傳動組齒輪

校核齒數(shù)為40的即口J,確定各項參數(shù):

⑴4i=3.51KW,wni=224r/min,7；n=9550x^11=9550x—=39.8N-m

〃山224

⑵確定動載系數(shù)…=H=嗡需=422總

齒輪精度為7級，由《機械設計》表10-2查使用系數(shù)儲=1.25,圖10-8

查動載系數(shù)%,=1.15

(3)/?=夕,“x〃？=8x4=32nun

(4)確定齒向載荷分派系數(shù)：取齒寬系數(shù)內=1

查《機械設計》表10-4得勺%=1.4134

由§="=3.56,查《機械設計》圖10T3得KQ。=1.24

h9'

(5)確定齒間載荷分派系數(shù)：/<=—==621.W

d128

由"5.=125x621.9=2A29N/mm，查《機械設計》表10-3得

b32

得"1.4

(6)確定動載系數(shù)：K=KAxKvxKllaxKFf)=].25x]A5x\Ax].24=2.5

⑺查《機械設計》表10-5,取齒形系數(shù)4,=2.5,應力校正系數(shù)%=1.63

(8)計算彎曲疲勞許用應力

查《機械設計》圖10-20c得小齒輪的J彎曲疲勞強度極限b程=420帥，圖

5=1.4,則：[a]==09x420=270Mp,

10-18得KN=09F

S1.4

二270KF2.5x621.9

=66.26,t12.15<66.26,故合適。

%%2.5x1.63bm32x4

5.2各傳動軸軸承的校核

假定：按兩班制工作，工作期限23年，每年按300天計，T=48000h,

根據(jù)《機械設計》軸承校核公式如下:

4-500（幺＞＞7；或G-AKAKHP/KHOP。＜C（N）

Pfn

P=KAKHPKFKHOP.；4一額定壽命〃；C-額定動載荷M

7；-滾動軸承的許用壽命?，一般取10000~15000/?；

￡-壽命指數(shù)，對球軸說=3,對滾子軸檢=10/3；

速度系數(shù)，￡=不等;〃-軸承的計算轉速r/min；

力「壽命系數(shù)，/L感;

1JVz*_/

KA-使用系數(shù)