1、機械制造裝備設(shè)計課程設(shè)計車床的主傳動系統(tǒng)設(shè)計任務書專業(yè)機械設(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）進行計算（初算和驗算）。3）繪制下列圖紙： 機床主傳動系統(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

2、。4）編寫設(shè)計說明書1份。設(shè)計指導教師目錄 11. 已知條件；12. 車床參數(shù)和電動機的選擇；13. 確定轉(zhuǎn)速級數(shù)；14. 車床的規(guī)格；2 21. 擬定傳動方案；22. 確定結(jié)構(gòu)式；23. 設(shè)計結(jié)構(gòu)網(wǎng)；34. 確定各軸轉(zhuǎn)速；35. 確定轉(zhuǎn)速圖；46. 確定各變速組傳動副齒輪齒數(shù)；47. 繪制傳動系統(tǒng)圖；6 61. 帶傳動設(shè)計；62. 齒輪傳動設(shè)計；93. 軸的設(shè)計與校核；144. 主軸的設(shè)計計算及校核；195. 片式摩擦離合器的選擇和計算；226. 軸承的選用及校核；23五軸承端蓋設(shè)計7. 鍵的選用及校核；2526六箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計 261. 箱體材料 262. 箱體結(jié)構(gòu) 26七潤滑與密封 27

3、1. 潤滑設(shè)計 272. 潤滑油的選擇28八總結(jié) 29參考文獻緒論主傳動系統(tǒng)的設(shè)計是機床設(shè)計中非常重要的組成部分，本次設(shè)計主要從機床的級數(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)重進行傳動軸組件、主軸組件、變速機構(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。本次突出了機構(gòu)設(shè)計的要求，在保證機床的基本要求下，根據(jù)機床設(shè)計的原則擬 定結(jié)構(gòu)式和結(jié)構(gòu)網(wǎng)，對機床的機構(gòu)進行精簡，力求降低生產(chǎn)成本；主軸和齒輪設(shè)計在 滿足強度要求的同時材料的選擇也應采用折中的原則，不選擇過

4、高強度的材料從而造成浪費。1 .設(shè)計目的通過機床主運動機械變速傳動系統(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。2 .普通車床主動傳動系統(tǒng)參數(shù)的擬定1 .已知條件：主軸最大轉(zhuǎn)速=1800r/min;電動機的功率P=3kW.最大加工直徑為 D=D 250mm最小車t速=355/min ;2 .車床參數(shù)和電動機的選擇:此經(jīng)濟型數(shù)控車床根據(jù)任務書上提供的條件，電動機的功率為3kW,選擇電動機的型號為Y100L2-

5、4,電動機具體數(shù)據(jù)如下表所示：電動機參數(shù)表電動機信號額定功率滿載轉(zhuǎn)速級數(shù)同步轉(zhuǎn)速Y100L2-43kW1420r/min4級1500r/min3 .確定轉(zhuǎn)速級數(shù):根據(jù)任務書提供的條件，可知傳動公比中=1.26.根據(jù)機械制造裝備設(shè)計由公式：Rn = "418005355則有：Z=©Rn 1g :轉(zhuǎn)速范圍Rn = nmax = n min,人 廣lg Rn1g 5,一由上述綜合可得 Z = -一- + 1 = - + 1 = 8由此可知機床主軸共有1g :1g 1.268級.因為=1.26=, P2 =2 ,根據(jù)機械制造裝備設(shè)計查表標準數(shù)列。首先找到最小極限轉(zhuǎn)速355,再每跳過

6、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、1800 r/min 。4 .車床的規(guī)格：根據(jù)以上的計算和設(shè)計任務書可得到本次設(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)表取大力口 工直徑D max最高轉(zhuǎn)速n max（r/min）最低轉(zhuǎn)速nmin（r/min）電機功率P（kVV公比平轉(zhuǎn)速級數(shù)Z250180035531.268三.運動設(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、機構(gòu)以及其組成、安排不同特點的傳動 型式、變

7、速類型。傳動方案和型式與結(jié)構(gòu)的復雜程度密切相關(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)濟性等多方面統(tǒng)一考慮。2 .確定結(jié)構(gòu)式：8=222由Z=8可得：8=2x48=4 2主變速傳動系從電動機到主軸，通常為降速傳動，接近電動機的傳動轉(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

8、動方案為：8=2X2X2;由8=2 X 2X 2傳動式可得6種結(jié)構(gòu)式和對應的結(jié)構(gòu)網(wǎng)。分別為：8=222248 =2421%8=2221248 = 2124228 = 2422218 = 222421依據(jù)傳動順序與擴大順序相一致的原則選擇方案為：8 = 21M 22 M 24;3 .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 的直徑過大而使進徑向尺寸過大，常限制最小傳動比， 洛心之1/4 ,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imax -2 ,斜齒輪比較平穩(wěn)，可取imax -2.5 ,故變速組的最大變速范圍為Rmax = imax /路

9、仁.810。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大組。因為其他變速組的變速范圍都 比最后擴大組的小，只要最后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。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，只檢查最后一個擴大組:入maxu主ma/u 主min2/0.25其中中=1.26, X2 = 4, P2 = 2 ；最后一個擴大組轉(zhuǎn)速符合要求，則其他變速組的變速范圍肯定也符合要求。4 .確定各軸轉(zhuǎn)速：(1) .分配總降速變速比總降速變速比=355/1420=0.25。由電動機轉(zhuǎn)速不符合轉(zhuǎn)速數(shù)列標準，因而增加一定比變速副。(

10、2) .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(3) .確定各軸轉(zhuǎn)速在五根軸中，除去電動機軸，其余四軸按變速順序依次設(shè)為I、n、出、W （主 軸）。I與n、n與出、出與W軸之間的變速組分別設(shè)為a、b、c。現(xiàn)由iv （主軸）開始，確定I、n、出軸的轉(zhuǎn)速。已知各級轉(zhuǎn)速如下：1800 、1400、1120、900、710、560、450、355r/min 。1）先來確定出軸的轉(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，出軸的轉(zhuǎn)速可能：450、560、710、900.2）確定軸n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

11、了避免升速，又不致變1 速比太小，可取，g2 =一軸n的轉(zhuǎn)速確定為：710、900.13）定軸I的轉(zhuǎn)速對于軸I ,其級比指數(shù)為 1,可?。篿 a1 =、=確定軸I轉(zhuǎn)速為 900 ；電動機與軸I的定變傳動比 i = 1420/900 =1.585 .確定轉(zhuǎn)速圖:6 .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sz不應過大；齒輪的齒數(shù)和sz過大會加大兩軸之間的中心距,使機床結(jié)構(gòu)龐大，一般推薦 Sz <100- 200.（2）最小齒輪的齒數(shù)要盡可能少；但同時要考慮：zm in最小齒輪不產(chǎn)生根切，機床變速箱中標準直圓柱齒輪，一般最小齒數(shù) 18;派受結(jié)構(gòu)限制的最小齒輪

12、最小齒數(shù)應大于18,20 ;齒輪齒數(shù)應符合轉(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，一般不應超過 ±10 （邛-1） %即：式中n實一主軸實際轉(zhuǎn)速；n標一主軸的標準轉(zhuǎn)速；中一公比。齒輪齒數(shù)的確定，當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)應大于1820。采用三聯(lián)滑移齒輪時，應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) 差應大于或等于4

13、,以保證滑移是齒輪外圓不相碰。根據(jù)表2-8（機械制造裝備設(shè)計主編關(guān)慧貞）查得動組a:由，an =1ai2 =1.26 .時：Sz1 =59、61、63、65、66、68、70、72、74、75時：Sz2 =58、60、62、64、66、68、70、72、74、76可取Sz = 72,于是可得軸I齒輪齒數(shù)分別為：32、36。于是，；齒輪SzI軸齒數(shù)323672n軸齒數(shù)4036動組b:由，bi1 =1bi2 =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 Sz =72,于是可得軸n

14、上雙聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為：28、36。于是，是，得軸出上兩齒輪的齒數(shù)分別為：44、36。齒輪Szn軸齒數(shù)283672出軸齒數(shù)4436動組c:由，Cii=2.52c i2 =1.26 ；時：Szi =78、80、81、84、85、87、88、91、92時：Sz2 =75、77、79、81、82、83、84、86、88取Sz =81,為降速傳動，取軸出齒輪齒數(shù)為23;為升速傳動，取軸IV齒輪齒數(shù)為36。于是得，；齒輪數(shù)據(jù)如下表所示：齒輪Sz出軸齒數(shù)234581IV軸齒數(shù)58367.繪制傳動系統(tǒng)圖四.動力設(shè)計1.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

15、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，機床中常用作電機輸 出軸的定比傳動。電動機轉(zhuǎn)速n=1420r/min,傳遞功率P=3kW傳動比i=1.26、兩班制， 一天運轉(zhuǎn)16小時，工作年數(shù)10年。(1)確定計算功率：由機械設(shè)計表 8-8工作情況系數(shù) KA查得KA=1.2。由機械設(shè)計公式(8-21 )得：Pca =3.6KWP-電動機額定功率，Ka -工作情況系數(shù)因此根據(jù)Pca、n1由機械設(shè)計P157圖8-11普通V帶輪選型圖選用 A型。(2)確定帶輪的基準直徑Di，D?帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑D1不宜過小，即D之Dmin=75mm查機械設(shè)計P157

16、表8-9、圖8-11和P55表8-7取主動 小帶輪基準直徑 D=125mm由機械設(shè)計P,50公式(8-15a)得式：D2 = " D1 (1 6 )&式中：n1小帶輪車t速，n7大帶輪轉(zhuǎn)速，£-帶的滑動系數(shù)，一般取 0.015。故 200mm由機械設(shè)計 P157表8-8取圓整為。(3)驗算帶速度V,按機械設(shè)計Rs。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)機床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內(nèi)選 取： 根據(jù)機械設(shè)計中心距公式(8-20)0.7(D1 D2) <ao &l

17、t;2(D1 D2)即：227.5 Ma。E650 ,取 ao=400.V帶的計算基準長度Lo由機械設(shè)計公式(8-22)計算帶輪的基準長度：代入數(shù)據(jù)為：L0 =2a0 (Di D2) (D1 D2)=1314mm 24a0由機械設(shè)計表 8-2 ,圓整到標準的基準長度Ld ,取整為Ld =1430mm(6)確定實際中心距a按機械設(shè)計P158公式(8-23 )計算實際中心距a : a0，( Li，L 2) / 2 = 458 mm(7)驗算小帶輪包角5根據(jù)機械設(shè)計Pi58公式(8-25 )二 i=180 -(di-d2)57.3 /a =170 ,120故主動輪上包角合適。(8)確定三角帶根數(shù)Z根

18、據(jù)機械設(shè)計P158式(8-26 )得Peacaz =P0p0k：ki3.6= 1.79z =(1.92 0.13) 0.98 1.0查表機械設(shè)計表 8-4由和得。P0 =1.92查表機械設(shè)計 年3表8-5由和n=1420r/min得p0= 0.11kW。查表機械設(shè)計表 8-5 ,;查表機械設(shè)計表 8-2 ,長度系數(shù)取整即帶數(shù)Z=2根。(9)計算預緊力查機械設(shè)計表 8-3 , q=0.105kg/m 由機械設(shè)計式(8-27)(2.5-Ka)pca2F0 = 500 zv qvK：Fo=500 3.6/9.3 2 (2.5 -0.98)-： 0.98) 0.1 9.32 =158.74N 其中：P

19、ca-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。F 0 =158.74N(10)計算作用在軸上的壓軸力根據(jù)機械設(shè)計式(8-31 )Fp =2zF°sin 二 i/2Fp ： 2ZF0sin：2 2 158.74 sin170 / 2 = 634.96N2(11)帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計：V帶輪的結(jié)構(gòu)形式與基準直徑有關(guān)，因為且，所以采用孔板式結(jié)構(gòu)，查3機械設(shè)計機械設(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：bd =11=6d。=49ha =2.75=38Di =238hfmin =8.7B =

20、50D0 =140e =15da =255.5d1 =42f =10dd =250d =222 .齒輪傳動設(shè)計：.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)，即3 2KF1Y； ,YFaYsa、mj-. 2()dZ10 F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 0750 75= 0 25 +*75 =0.6881.711YFaYsa 計算二F由圖由圖由圖10-17 查得齒形系數(shù) YFa1 =2.65,YFa2=2.2310-18查得應力修正系數(shù) Ysa1 =1.58,Ysa2=1.7610-24c查得小齒輪和大齒輪

21、的齒根彎曲疲勞極限分別為二 FLim 1 =500MP ,二F lim 2 = 380MP由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfni =0.85, Kfn2 =0.88取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4有式（10-14）得KFN1E_im1 0 fi = = 303.57MPSKFN 2CFLim 2 尸2 = =238.86MPSYFa1Ysa10.0138二F1YFa2Ysa20.0164二 F2YFaYsa因為大齒輪的Y大于小齒輪，所以取 河YFaYsa =YFa2Ysa2 =0.0164 二 F二 F2試算模數(shù)mj -2KfiTiY;YFaYsadz；（訂 L12A251ZiZ272=1.

22、41 圓整為m =2 ;模數(shù)m取mw和mj中較大值，故第一變數(shù)組齒輪模數(shù)因取m=22） n-in 軸：按齒輪彎曲疲勞計算：由式（10-7）試算模數(shù)，即3 mj 一2KF1Y； /YFaYsa（ 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 0750 75= 0 25 +*75 =0.6881.711YFaYsa 計算二F由圖由圖由圖10-17 查得齒形系數(shù) YFa1 =2.65,YFa2=2.2310-18查得應力修正系數(shù) Ysa1 =1.58,Ysa2=1.7610-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為二 FLim 1 =500MP ,二F

23、lim 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0 F1 -KFN1E_im1 =303.57MP戶2 =SKFN 2CFLim 2238.86MPSYFa1Ysa10.0138二F1YFa2Ysa20.0164二 F2YFaYsa因為大齒輪的Y大于小齒輪，所以取 河YFaYsa =YFa2Ysa2 =0.0164二 F二 F2mj -3 ,2KF1T1Y；YFaY5a試算模數(shù)dz12由中心距A及齒數(shù)計算模數(shù):2Am 二Z1 Z22 54721. 5 圓整為m=2. 0；模數(shù)m取mw和mj中

24、較大值。故第一變數(shù)組齒輪模數(shù)因取m=2.0；3）m-IV軸:按齒輪彎曲疲勞計算：由式（10-7 ）試算模數(shù)，即2KF1T1Y； /YFaYsa、mj- . 2()三:dZ1CF試選 Kf1 =1.3由式(10-5)計算彎曲疲勞度用重合度系數(shù)0 750 75Y； = 0.25 S =0.25 -075 =0.688二1.711YFaYsa計算二F由圖由圖由圖由圖10-17 查得齒形系數(shù) YFal =2.65,YFa2=2.2310-18查得應力修正系數(shù) Y5a1 =1.58,Ysa2 = 1.7610-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:FLim 1 = 500MP,二 Flim

25、2 = 380MP10-22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KFN 1 ；TFLim 1O f1303.57MPSKfN 2”-'FLim 2O f2238.86MPSYFa1Ysa10.0138二 F1YFa2Ysa2Y =0.0164S2YFaYsa因為大齒輪的一大于小齒輪，所以取二 FYFaYsaYFa2Ysa2 2! =0.0164S2試算模數(shù)mj -2KF1T1Y ；YFaYa()=1.33CF由以上計算可知：Pm=2.66kV(由中心距A及齒數(shù)計算模數(shù)：2A 2 125mj z1Z2-3.09

26、 圓整為 m：=4.0 ；81j模數(shù)m取mw和mj中較大值。故齒輪模數(shù)因取 m=2變速組I - n軸n -m軸m- iv軸模數(shù)m2242) .確定齒寬：由公式B =mm(9m =510; 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)生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小 而增大輪齒的載荷，設(shè)計上，應使小齒輪齒寬比相齒合的另一齒輪寬一些。3) .確定齒輪參數(shù)：標準齒輪參數(shù)：a =20度，h a = 1, c =0.25從機械原理表 5-1查得以下公式» J -I-1 一 t .一1KI._ I *.齒頂圓直徑 da = (z1 + 2h a

27、)m ;齒根圓直徑 df =(z, -2h；-2c*)m；分度圓直徑 d = mz ；齒頂局 h = h am -a* 、齒根局 hf = (h a + c)m ；齒輪的具體值見下表：模數(shù)齒數(shù)分度圓 直徑d齒頂圓直徑da齒根圓 直彳仝df齒頂局ha齒根高hf2322064685922.54015808475362072766736157276672282056605122.5441588928336207276673615727667423209210082455815232240222451518018817036201441521344) .確定軸問中心距：(4 Z2)m (32 40)

28、2d - 廣2 = 2 = 72(mm)d -!H(28 44) 2=72(mm)(23 58) 2 ' , 2 cos15.42o= 231.42(mm)d3.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InmW計算轉(zhuǎn)速n(r/min)9007105604501(2)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 90

29、0r/min ;傳動組a計算z =28的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為 710r/min 。(3)核算主軸轉(zhuǎn)速誤差：g=1420 125/ 200 36/36 44/28 45/36 =1743.30r / min=1800r/min(n實一n標)(1743 1800) M100% = ) M 100% =0.31% <5%n標1800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：1 =0.96軸承傳動效率：2 =。99齒輪傳動效率：3 =0.97則有各傳動軸傳遞功率計算如下：p . = Pd 1 = 30. 96 = 2. 88kWp 一 = Pd 1 2 3 = 3 0. 96

30、0. 990. 97 = 2. 77kWp = Pd 1 2 2 = 3 0. 96 0. 992 0. 972 = 2. 66kW3 333p1V = RI"? =3x0. 96父 0.99 m 0. 97 = 2. 55kW(5)計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：由機械原理可知轉(zhuǎn)矩計算公式為：Td =9550 PnmP3一Td = 9550- = 9550 =20. 18( N m)nm1420Pd 13 0.96T =9550 -1=9550 =30.56(N m)nm900Pd 1 2 33 0.96 0.99 0.97= 37.26(N m)710T u 9550Pd1 2 2TV =

31、9550nmPd 1 3 32_230. 96 0. 9920. 9729550 560=95503 0. 96 0. 9930. 973450-45. 29( N m)=54. 13( N m)傳動軸電機軸InmIV傳動功率kw3P 2.882.772.662.55傳遞轉(zhuǎn)矩N m20.1830.5637.2645.2954.13n m以上計算數(shù)據(jù)總結(jié)如下：(6)傳動軸的直徑估算：當軸上有鍵槽時，d值應相應增大45%;當軸為花鍵軸時，可將估算的 d值減小T - 9550 二 9550 7%為花鍵軸的小徑；空心軸時，d需乘以計算系數(shù) b, b值見機械設(shè)計手冊表7-12。I軸有鍵槽，II軸和III

32、軸因為要安裝滑移齒輪所以都采用花鍵軸，1V有鍵槽并且軸IV為空心軸.根據(jù)以上原則各軸的直徑取值：a. I軸的設(shè)計計算：1）選擇軸的材料由文獻1中的表11-1和表11-3選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度，口 1】=55Mpa , 仃 b = 650MPa，仃 s = 36OMPa o2）按扭矩初算軸徑根據(jù)文獻1中式（11-2）,并查表11-2,取C=115,則考慮有鍵槽和軸承，軸加大 5%，所以取d=20mm b. n軸的設(shè)計計算：1）選擇軸的材料由文獻1中的表11-1和表11-3選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度，0 -l】=55Mpa , 仃 b = 650MPa，仃 s = 36OMPa o2 ）按

33、扭矩初算軸徑根據(jù)文獻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=25mmc.出軸的設(shè)計計算：1）選擇軸的材料由文獻1中的表11-1和表11-3選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度，口 l】=55MPa , 仃 b = 650MPa 仃 s = 36OMPa ）O2）按扭矩初算軸徑根據(jù)文獻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I軸II軸皿軸最小軸徑值2025130（7） II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：Li段：安裝圓錐滾子軸承，di

34、= 25mm Li = 20mmL2段：安裝兩個個雙聯(lián)齒輪塊，同時利用軸肩定位軸承，由軸肩計算公式所以取d2 = 30 mm有結(jié)構(gòu)確定 L2 = 200 mm；L3段：安裝圓錐滾子軸承，d3 = 25 mm L3 = 20mm2 ）軸的強度校核：軸的校核主要校核危險截面已知n軸齒輪6、齒輪8數(shù)據(jù)如下：T2 = 98.21KN ;T2 = 98.21KN；d6=mz= 3 42 = 126mm; d& = mz= 3 22= 66mm;L6左=105 mm ;L8左=250mm;L6 右=177 mm;L&右=32mm;求圓周力：f t = 2T ；徑向力Fr=Ft tan p

35、； d軸承支反力:Ft62T _ 2 98210d -126= 1558.89KN ；Fr6 = Ft tan P =1558.89 乂 tan 20 =567.39KN ；2T 2 98210Ft8 =2976.06KN ；d 66Fr8 = Ft tan P = 2976.06 父 tan 20 = 1083.20KN ；耳左=l lLa一，F(xiàn)t 右二 Ft；LbLaLb齒輪6對軸的支反力:Lk177Ft左=Ftb= 1558.89 父=978.45KN ;tLa Lb105 177La105Ft右=Fta=1558.89 乂= 580.44KN ;tLa+Lb105 十 177齒輪8對軸

36、的支反力：Lu32Ft左=Ftb一=2976.06 父=337.71KN;La Lb250 32Ft右=FtLaLaLb250=2976.06 父=2638.35KN ;32 250垂直面的彎矩：齒輪 6: Mc2 = La Ft左=105 父 978.45 = 102737.25KN;齒輪 8: Mc2 = La Ft右=32 父 2638.35 = 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直彳仝為48m禊;軸承的支反力：Lh177Fr左=Fr =567.39x= 356.13KN ；La +Lb105 + 177a bLa105Fr右=Fr-a = 56

37、7.39 父= 211.26KN；La Lb105 177水平面彎矩:Mc1 = La Fr左=105> 356.13= 37393.65KN ；合成彎矩：M c = M C 1 M C 2=J37393 .65 2 + 102737 .25 2 = 109330 .81 KN ；已知轉(zhuǎn)矩為：T2 = 98.21 KN ;轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的剪力按脈動循環(huán)變化，取覆=0.6；截 面c處的當量彎矩：M cc = J M c2 (1 T )2 = 124199 .43 KN ;校核危險截面C的強度二=M cc /(。.孫)=124199 .43 + (0.1 乂 363) = 26.62 KN <

38、; 仃=55 MPa ;則有該軸強度滿足要求。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4.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D孔徑d、懸伸量a和支撐跨距L。(1) .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。一般按照機床類型、主軸傳遞的功率或最大加工直徑，參考表3-7選取Di。最大回轉(zhuǎn)直徑 400mm床，P=4KM機械制造裝備設(shè)計表 3-7 ,前軸頸應 D1 = 70 105,初選Di = 90mm ,后軸頸 D2 =(0.6 0.85丹取 D2 =60mm。(2) .主軸內(nèi)孔直徑的確定：很多機床的主軸

39、是空心的，為了不過多的削主軸剛度，一般應保證d/D <0.7 。Di D290 60 . =75mm2取d = D父(0.55 0.6)；經(jīng)計算選取內(nèi)孔直徑 d=40mm(3) .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 =(0.61.25)父90 =54112.5m； 取 a=100mm(4) .支撐跨距L:最佳跨距 L0 =(2 3.5)a=200 350；取值 L0 = 300mm合理后距 L =(0.75 3.5)a =225 1050m

40、m；取值 L=600mm。(5) .主軸剛度校驗：機床在切削加工過程中，主軸的負荷較重，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。對于普通機床的主軸，一般只進行剛度驗算。 通常能滿足剛度要求的主軸，也能滿足強度要求。只有重載荷的機床的主軸才進行強 度驗算。對于高速主軸，還要進行臨界轉(zhuǎn)速的驗算，以免發(fā)生共振。一彎曲變形為主的機床主軸 (如車床、銃床)，需要進行彎曲剛度驗算，以扭轉(zhuǎn) 變形為主的機床(如鉆床)，需要進行扭轉(zhuǎn)剛度驗算。當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

41、件剛度，計算較為復雜?，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9 ,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。對于粗加工機床需要驗算日、y值；對于精加工或半精加工機床值需驗算y值；對于可進行粗加工由能進行半精的機床(如臥式車床)，需要驗算日值，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

42、中支距L1當做兩支撐的之距計算，中后支撐段主軸不計。機床粗加工時，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 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)角用下式計管八,FaL -0.5Qbc(1 c) -M AL ML3EI _L13EIFaL(1 一 ；) -0.5Qbc(1 c) ML(1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：S =120+0.4x200 = 200mm當量切削力的計算

43、：F =a一WF' = 120 80 3732.2 = 6220.33Na120主軸慣性矩I =0.05（de4 -d4）式中:F -主軸傳遞全部功率時，Q -主軸傳遞全部功率時， M -軸向切削力引起力偶矩 M A -主軸前支撐反力矩； 注一支撐反力系數(shù)； a 主軸懸伸量（cm）;L、b、c 一主軸有關(guān)尺寸（ E 一主軸材料的彈性模量（ D -主軸當量外徑（cm）,L 主軸支撐段的慣性矩（d 一主軸孔徑；作用于主軸端部的當量 切削力（N）;作用于主軸上的傳動力（N）;（N cm）,若軸向切削力較?。ㄈ?車床、磨床），cm);MPa),鋼 E =2.1 M107MPa;444 cm )

44、; I = (D -d );64M可忽略不計;2668)3208，一擊 FaL(1 一 ；) - 0.5Qbc(1 -c) ML (1 -；)76 6550B3 12 1848-0.5 373& 54 278 (13 2.1 10 2.63 10 _4.=5.67 10rad 因為e < ®】=0.001rad ;所以可知主軸前支撐轉(zhuǎn)角滿足要求。5.片式摩擦離合器的選擇和計算：片式摩擦離合器目前在機床中應用廣泛，因為它可以在運轉(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)標準化，多用于機床主傳動。(1)摩擦片的徑向尺寸摩擦片的外徑尺寸受到輪廓空間

45、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：D1 =:d (26)mmd為軸的直徑，取 d=25,所以D1 =25+5=30mm特性系數(shù)邛是外片內(nèi)徑D1與內(nèi)片外徑D2之比取邛=0.69,則內(nèi)摩擦片外徑 d2 = D1 = 30定44mm0.69(2)按扭矩選擇摩擦片結(jié)合面的數(shù)目一般應使選用和設(shè)計的離合器的額定靜扭矩M j和額定動扭矩 Md滿足工作要求，由于普通機床是在空載下啟動反向的，故只需按離合器結(jié)合后的靜負載扭矩來計 算。根據(jù)機械制造裝備設(shè)計課程設(shè)計有公式。即：式中一一速度修正系數(shù)，由表 10.7。每小

46、時結(jié)合數(shù)修正系數(shù)，干式取1 ;濕式按表10.8選取。摩擦面對數(shù)修正系數(shù)。,12 3.65 1.4 1000 rK ZZ =33二 6.5 : 73.14 0.06 1 (44 -30 ) 1 0.84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。離合器的軸向拉緊力由得：3.14 o oQ=(442 -302) 1 1 =406.638查機床零件手冊，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,=0.5mm外片：Dp=72.85,查表取：D=86mm

47、d=30mm b=2mm,B=20mm H=48mm,H1=42mm=0.5mm內(nèi)外片的最小間隙為：0.20.46.軸承的選用及校核:(1)各傳動軸軸承選取的型號：1)主軸前支承：NN3018K型 圓錐孔雙列圓柱滾子軸承：d父D m B =90父140X37;后支撐：352212雙列圓錐滾子軸承：d m D X B =60黑110X66;2) I軸帶輪處：308深溝球軸承軸d mDmB=40m90m23;軸與箱體處：305 GB276-89: d x D x B =25X62X17;齒輪：7305C 角接觸軸承 GB292-83: dx D xB =25><52><15

48、;3) n軸前、后支承：7306E 圓錐滾子軸承 GBT297-84 : d x D x B =30x72x 19;4)出軸前、后支承：7308E圓錐滾子軸承 GBT297-84 : d父D父B = 40X 90黑23;(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)機械設(shè)計軸承校核公式如下：Cfn . afhLh =500()*之Th或Cj =KaKhpK£ KhoPo <C(N) pfnP =KaKhpKf KhoPo； Lh-額定壽命h； C-額定動載荷 N；Th -滾動軸承的許用壽命 h, 一般取100001500

49、0h； 名-壽命指數(shù)，對球軸承 & = 3,對滾子軸承6=10/3；fn -速度系數(shù)，fnfh -壽命系數(shù)，fh100，出；n-軸承的計算轉(zhuǎn)速 r / min ; 3n、500.LhKA 使用系數(shù)；KHP 功率利用系數(shù)；KHO 轉(zhuǎn)化變化系數(shù)；Kf 齒輪輪換工作系數(shù)；Po-當量動載荷（N）, Po=XFr +YFa；Fr 徑向負荷（n） ； Fa 軸向負荷（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305 GB276-89: d父D父B = 25父62父17;基本額定動載荷 Cr =17.2KN ；由于該軸的轉(zhuǎn)速為定值710r/min ;依據(jù)設(shè)計要求應對I軸

50、末端軸承進行校核。最小齒輪直徑d28 = 28父3 = 84mm ；i軸傳遞轉(zhuǎn)矩50£2 =9550產(chǎn)詈產(chǎn)-四.齒輪受到的切向力Ft2Tl2 51.13 100084= 1217.38KN齒輪受到的軸向力Fa =Ft tan : =1217.38 0 =0N_ tan ：_Fr =Ft一 =1217.38 tan20 =443.09KN齒輪受到的徑向力cos :因此軸承當量動載荷 P0 = XFr - YFa = Fr =443.09KN100 _3 1003n - 3 710=0.36;KA =1.1； Kho= 0.96; Khp =0.8; Kf =0.8;= 500(17.2

51、 1000 0.361.1 0.96 0.8 0.8 443.09= 44203364hTh =10 300 16 =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）田軸上的鍵的選用和強度校核:出軸與齒輪的聯(lián)接采用普通平鍵聯(lián)接，軸徑d=48mm齒輪快厚度L=78.5mm；傳遞扭矩丁皿=267840N，mm；選用A型平鍵，初選鍵型號為14父70,GB1096 - 79 ,l =70(mm)。查機械設(shè)計表7-9得2p =100MPaM=90MPa。由機械設(shè) 計式(7-14 )和式(7-15)得<yp =4丁皿 /dhl =4 m 267840/(48 父14父 70) = 22.86MPa <aP =110MPa 由上式計算可知擠壓強度滿足。t =2Tw /dbl =2x267840/(48x 14m 70)=11.43MPa <仃=110MPa 由上式計算可知抗剪切強度滿足。(2)主軸上的鍵的選用和強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