鄭州科技學院機械制造裝備課程設計題目最大加工直徑為250mm的普通車床的主軸箱部件設計姓名陳陽輝專業(yè)機械設計制造及其自動化學號201233339指導教師孑L玉強鄭州科技學院機械工程學院二零一六年一月八日2016年1月8日目錄TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"1緒論5\o"CurrentDocument"2普通車床主動傳動系統(tǒng)參數(shù)的擬定6\o"CurrentDocument"2.1電動機的選擇6\o"CurrentDocument"2.2確定轉速級數(shù)6\o"CurrentDocument"3.1擬定傳動方案8\o"CurrentDocument"3.2確定結構式8\o"CurrentDocument"3.3設計結構網9\o"CurrentDocument"3.4繪制轉速圖10\o"CurrentDocument"3.6繪制傳動統(tǒng)圖16傳動件設計16\o"CurrentDocument"4.1帶傳動設計16\o"CurrentDocument"4.2齒輪傳動設計21\o"CurrentDocument"4.3軸的設計計算26\o"CurrentDocument"4.4軸承的選用31\o"CurrentDocument"4.5鍵的選用32\o"CurrentDocument"4.6圓盤摩擦離合器的選擇和計算33\o"CurrentDocument"4.7軸承端蓋設計35動力計算35\o"CurrentDocument"5.1齒輪的強度校核35\o"CurrentDocument"5.2各傳動軸軸承的校核40\o"CurrentDocument"5.3主軸的校核43\o"CurrentDocument"5.4鍵的校核466箱體的結構設計466.1箱體材料46\o"CurrentDocument"6.2箱體結構477潤滑設計及潤滑油選擇48\o"CurrentDocument"7.1潤滑設計48\o"CurrentDocument"7.2潤滑油的選擇50\o"CurrentDocument"8總結51\o"CurrentDocument"參考文獻521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》、《簡明材料力學》、《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》等大學大部分課程后進行的實踐性教學環(huán)節(jié)，是對我們大學幾年所學知識的一次深入地綜合性地考核，也是一次理論聯(lián)系實際的訓練。其目的在于通過機床運動機械變速傳動系統(tǒng)的結構設計，使學生在擬定傳動和變速的結構方案過程中，得到設計構思，方案分析，結構工藝性，機械制圖，零件計算，編寫技術文件和查閱技術資料等方面的綜合訓練，樹立正確的設計思想，掌握基本的設計方法，培養(yǎng)學生具有初步的結構分析，結構設計和計算能力。機床主傳動系統(tǒng)因機床的類型、性能、規(guī)格和尺寸等因素的不同，應滿足的要求也不一樣。設計機床主傳動系統(tǒng)時最基本的原則就是以最經濟、合理的方式滿足既定的要求。在設計時應結合具體機床進行具體分析，一般應滿足的基本要求有：滿足機床使用性能要求。首先應滿足機床的運動特性，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要求。本次課程設計的為普通車床的傳動系統(tǒng)，根據(jù)不同的加工條件，對傳動系統(tǒng)的要求也不盡相同，依據(jù)某些典型工藝和加工對象，兼顧其他的可能工藝加工的要求，擬定機床技術參數(shù)，擬定參數(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。毫無疑問，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，希望通過這次課程設計，可以對未來將要從事的工作有很大的幫助，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，解決問題的能力，為將來的工作發(fā)展打下一個良好的基礎。2普通車床主動傳動系統(tǒng)參數(shù)的擬定2.1電動機的選擇根據(jù)任務書提供的條件電動機的主功率為3KW，選取電動機的超載系數(shù)K=1.1（對間斷工作的機床，K=1.1-1.25，間斷時間長，取較大值。），錯誤！未找到引用源。，選擇電動機的型號為Y100L2-4,電動機具體參數(shù)如下表所示：表2-1電動機參數(shù)表電動機型號額定功率滿載轉速級數(shù)同步轉速Y100L2-431420r/min4級1500r/min2.2確定轉速級數(shù)已知條件：主軸錯誤！未找到引用源。，錯誤！未找到引用源。電動機P=3KW，最大加工直徑250mm，公比錯誤！未找到引用源。由公式錯誤！未找到引用源。，錯誤！未找到引用源。則轉速范圍錯誤！未找到引用源。綜上可知Z=8，故機床主軸為8級變速。因為錯誤！未找到引用源。根據(jù)《機械制造裝備設計》查表2-4標準公比和表2-5標準數(shù)列，首先找到最小極限轉速400，再每跳過3個數(shù)取一個轉速，即可得到公比為1.26的等比數(shù)列：400r/min、500r/min、630r/min、800r/min、1000r/min、1250r/min、1600r/min、2000r/min、。3傳動設計3.1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構的復雜程度密切相關，和工作性能也有關系。因此，確定傳動方案和型式，要從結構、工藝、性能及經濟性等多方面統(tǒng)一考慮。3.2確定結構式因為我的級數(shù)是8級，固可以選擇一種常用的。(1)8=2X2X2(2)8錯誤！未找到引用源。2錯誤！未找到引用源。4(1)8=4X2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速較高，傳動的轉矩較小，尺寸小一些，反之，靠近主軸的傳動件轉速較低，傳遞的轉矩較大，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，方案(2)和(3)可以減少一根軸但有一個傳動組有四個傳動副增加了傳動軸的軸向長度因此確定傳動方案為：8=2X2X2。根據(jù)前密后疏原則確定結構式為錯誤！未找到引用源。。3.3設計結構網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，常限制最小傳動比錯誤！未找到引用源。，升速傳動時，為防止產生過大的振動和噪音，常限制最大傳動比錯誤！未找到引用源。，斜齒輪比較平穩(wěn)，可取錯誤！未找到引用源。，故變速組最大的變速范圍為錯誤！未找到引用源。。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，設計結構網如下所示

圖3-1系統(tǒng)結構網圖3-1系統(tǒng)結構網主軸的變速范圍應等于變速傳動系中各個變速組變速范圍的乘積，即: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。最后擴大組的變速范圍是錯誤！未找到引用源。符合要求。3.4繪制轉速圖選擇Y11212-4型Y系列籠式三相異步電動機分配總降速變速比:總降速變速比錯誤！未找到引用源。。又電動機轉速錯誤！未找到引用源。=1420r/min不符合轉速數(shù)列標準，因而要增加一定比變速副。確定變速軸軸數(shù)變速軸軸數(shù)二變速組數(shù)+定比變速副數(shù)+1=3+1+1=5。確定各級轉速由前面計算已知：400，500，630，800，1000，1250，1600，2000r/min。繪制轉速圖在五根軸中，除去電動機軸，其余四軸按變速順序依次設為I、II、III、W(主軸)。1與II、II與III、III與W軸之間的變速組分別設為a、b、c。現(xiàn)由W(主軸)開始，確定I、II、III軸的轉速：先來確定III軸的轉速變速組c的變速范圍為錯誤！未找到引用源。，取最小值傳動比為1/錯誤！未找到引用源。結合結構式，III軸的轉速取：630，800，1000,1250r/min。確定軸II的轉速變速組b的級比指數(shù)為2,希望中間軸轉速較小，因而為了避免升速，又不致變速比太小，可取錯誤！未找到引用源。，錯誤！未找到引用源。，軸II的轉速確定為：800，1000r/min。確定軸I的轉速對于軸I,其級比指數(shù)為1,可取錯誤！未找到引用源。，確定軸I轉速為：1000r/min。由此也可確定加在電動機與主軸之間的定變速比i=1420/1000=1.42。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)確定齒輪齒數(shù)的原則和要求齒輪的齒數(shù)和錯誤！未找到引用源。不應過大；齒輪的齒數(shù)和錯誤！未找到引用源。過大會加大兩軸之間的中心距，使機床結構龐大，一般推薦錯誤！未找到引用源。。最小齒輪的齒數(shù)要盡可能少；但同時要考慮：最小齒輪不產生根切，機床變速箱中標準直圓柱齒輪，一般最小齒數(shù)錯誤！未找到引用源。；受結構限制的最小齒輪最小齒數(shù)應大于18?20；齒輪齒數(shù)應符合轉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(轉速圖上要求的傳動比)之間有誤差，但不能過大，確定齒輪數(shù)所造成的轉速誤差，一般不應超過％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)。對于定比傳動的齒輪齒數(shù)可依據(jù)《機械設計手冊》推薦的方法確定。對于變速組內齒輪的齒數(shù)，如傳動比是標準公比的整數(shù)次方時，變速組內每對齒輪的齒數(shù)和錯誤！未找到引用源。及小齒輪的齒數(shù)可以從《機械制造裝備設計》表2-8中選取。一般在主傳動中，最小齒數(shù)應大于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)差應大于或等于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..?錯誤！未找到引用源。，錯誤！未找到引用源。；錯誤！未找到引用源。時：錯誤！未找到引用源。……、60、62、64、66、68、70、72……錯誤！未找到引用源。時：錯誤！未找到引用源?！?9、61、63、65、65、68、70、72、74、……取錯誤！未找到引用源。，于是可得軸I齒輪齒數(shù)分別為：35、39。于是錯誤！未找到引用源。，錯誤！未找到引用源。；齒輪數(shù)據(jù)如下表所示：表3-1各變速組齒輪齒數(shù)

TOC\o"1-5"\h\z齒輪二］WI軸齒數(shù)353970II軸齒數(shù)3531傳動組b：由錯誤！未找到引用源。，錯誤！未找到引用源。時：錯誤！未找到引用源。……、59、61、63、65、68、70……錯誤！未找到引用源。時：錯誤！未找到引用源。、59、61、63、65、68、錯誤！未找到引用源。時：錯誤！未找到引用源。、59、61、63、65、68、70取錯誤！未找到引用源。，于是可得軸11上雙聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為：39、31。于是錯誤！未找到引用源。，；齒輪數(shù)據(jù)如下表所示:表3-2各變速組齒輪齒數(shù)齒輪源。313970III軸齒數(shù)III軸齒數(shù)3931傳動組c:由錯誤！未找到引用源。，錯誤！未找到引用源。時：錯誤！未找到引用源?！?7、68、70、73、82、83、86、120……錯誤！未找到引用源。時：錯誤！未找到引用源。……67、68、70、73、82、83、86、120……取錯誤！未找到引用源。，于是可得軸m上的齒數(shù)分別為：32、50。于是錯誤！未找到引用源。、錯誤！未找到引用源。；齒輪數(shù)據(jù)如下表所示：表3-3各變速組齒輪齒數(shù)TOC\o"1-5"\h\z齒輪「：】WIII軸齒數(shù)325082W軸齒數(shù)50323.6繪制傳動統(tǒng)圖根據(jù)前邊計算數(shù)據(jù)繪制傳動系統(tǒng)圖：圖3-3變速傳動系統(tǒng)圖4傳動件設計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)。帶輪結構簡單，但尺寸大，機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。電動機轉速n=1420r/min，傳遞功率P=3KW,i錯誤！未找到引用源。。確定計算功率：由《機械設計》表8-7工作情況系數(shù)錯誤！未找到引用源。查得錯誤！未找到引用源。。由《機械設計》公式(8-21)得錯誤！未找到引用源。選取V帶型根據(jù)錯誤！未找到引用源。、錯誤！未找到引用源。由《機械設計》圖8-11普通V帶輪選型圖選用A型。⑶確定帶輪的基準直徑錯誤！未找到引用源。帶輪的直徑越小，帶的彎曲應力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑錯誤!未找到引用源。不宜過小，即錯誤！未找到引用源。(查《機械設計》表8-6取最小基準直徑為75mm)。查《機械設計》表8-8、圖8-11選取主動小帶輪基準直徑錯誤！未找到引用源。。由《機械設計》公式(8-14)、(8-15a)得式：錯誤！未找到引用源。式中：錯誤！未找到引用源。-帶的滑動系數(shù)，一般取0.02；錯誤！未找到引用源。-小帶輪轉速，1420r/min；錯誤！未找到引用源。-大帶輪轉速，1000r/min；錯誤！未找到引用源。-小帶輪直徑，125mm；錯誤！未找到引用源。-大帶輪直徑，mm。故錯誤！未找到引用源。驗算帶速度V，按《機械設計》式(8-13)驗算帶的速度錯誤！未找到引用源。錯誤！未找到引用源。，故帶速合適。⑸初定中心距錯誤！未找到引用源。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選?。焊鶕?jù)《機械設計》經驗公式(8-20)0.7(I\+D2)<a0<2(Dt+D2)0.7(125+180)<a0<2(125+180)即：錯誤！未找到引用源。；取錯誤！未找到引用源。。V帶的計算基準長度錯誤！未找到引用源。由《機械設計》公式(8-22)計算帶輪的基準長度：錯誤！未找到引用源。代入數(shù)據(jù)：錯誤！未找到引用源。由《機械設計》表8-2，圓整到標準的基準長度錯誤！未找到引用源。，取整為錯誤！未找到引用源。。確定實際中心距a按《機械設計》公式(8-23)計算實際中心距錯誤！未找到引用源。。⑻驗算小帶輪包角錯誤！未找到引用源。根據(jù)《機械設計》公式(8-25)錯誤！未找到引用源。故主動輪上包角合適。確定帶的根數(shù)z根據(jù)《機械設計》式(8-26)得錯誤！未找到引用源。由i=1.42.錯誤！未找到引用源。、錯誤！未找到引用源。和錯誤！未找到引用源。，查《機0械設計》表8-4a與8-4b，得錯誤！未找到引用源。，；查《機械設計》表8-5,取包角修正系數(shù)錯誤！未找到引用源。查《機械設計》表8-2,取長度系數(shù)錯誤！未找到引用源。Pr=1.75可得錯誤！未找到引用源。取整即帶數(shù)z=2根;（10）計算預緊力由《機械設計》式（8-27）其中：q-V帶單位長度的質量，kg/m；查《機械設計》表8-3，取q=0.17kg/m。3.3(2.5-0.9)”F.=500——+0.17X9.422=211N°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），壓軸力的最小值為a172.9Fp=2zF0sin—=2X2X211Xsin—-—=842N4.2齒輪傳動設計1）確定模數(shù):按齒輪彎曲疲勞計算:按接觸疲勞計算HL=16338；——"J廿甲蝦回］，其中：P為所傳遞的功率錯誤！未找到引用源。為齒輪的計算轉速；錯誤！未找到引用源。為小齒輪齒數(shù)；錯誤！未找到引用源。齒寬系數(shù)取6-10;錯誤！未找到引用源。為工作狀態(tài)系數(shù)；錯誤！未找到引用源。動載荷系數(shù)；錯誤！未找到引用源。齒向載荷系數(shù)；錯誤！未找到引用源。、錯誤！未找到引用源。變動工作用量下，材料在彎曲和接觸應力狀態(tài)下的壽命系數(shù)，有極限值；錯誤！未找到引用源。許用彎曲應力；錯誤！未找到引用源。許用接觸應力；y為齒形系數(shù)。齒輪材料選取45鋼齒面高頻淬火熱處理，查得錯誤！未找到引用源。，錯誤!未找到引用源。，錯誤！未找到引用源。，錯誤！未找到引用源。，錯誤！未找到引用源。，錯誤！未找到引用源。，錯誤！未找到引用源。由以上可知：i-n軸：錯誤！未找到引用源。錯誤！未找到引用源。模數(shù)m取錯誤！未找到引用源。和錯誤！未找到引用源。中較大值。故齒輪模數(shù)圓整為m=3；II-III軸：錯誤！未找到引用源。錯誤！未找到引用源。模數(shù)m取錯誤！未找到引用源。和錯誤！未找到引用源。中較大值，故齒輪模數(shù)圓整為m=3III-W軸：錯誤！未找到引用源。錯誤！未找到引用源。模數(shù)m取錯誤！未找到引用源。和錯誤！未找到引用源。中較大值，故齒輪模數(shù)為m=4；表4-1各變速組齒輪模數(shù)變速組I-I軸ii-m軸m-w軸模數(shù)m334.確定齒寬：由公式錯誤！未找到引用源。得：第一傳動組嚙合齒輪錯誤！未找到引用源。第二傳動組嚙合齒輪錯誤！未找到引用源。第三傳動組嚙合齒輪錯誤！未找到引用源。一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產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的另一齒輪寬一些。.確定齒輪參數(shù)：標準齒輪參數(shù)：錯誤！未找到引用源。從《機械原理》表5-1查得以下公式齒頂圓直徑錯誤！未找到引用源。；齒根圓直徑錯誤！未找到引用源。；分度圓直徑d=mz；齒頂高錯誤！未找到引用源。；齒根高錯誤！未找到引用源。；齒輪的具體值見下表：

4.35324126132118.533.755.39324144150136.533.756.31324108114100.533.757.31424168176158458.394249610486459.324321201281104510.504321922001824511.50432200205193.7543.12512.3243210010593.7543.1254).確定軸間中心距:砧=5加=印+羽鬟3=1站響山頃=色三迦=竺三性=]05響(今+勺)111(32+50)X4==164mm224.3軸的設計計算.確定主軸的計算轉速:計算轉速錯誤！未找到引用源。是傳動件能傳遞全部功率的最低轉速。各傳動件的計算轉速可以從轉速圖上，按主軸的計算轉速和相應的傳動關系確定。根據(jù)《機械制造裝備設計》表2-9，主軸的計算轉速為巧=nmin炳一'由轉速圖可知：主軸的計算轉速是低速第一個三分之一變速范圍的最高以轉速，即：錯誤！未找到引用源。同理可得各傳動軸的計算轉速：表4-3各軸計算轉速軸IIImw計算轉速r/min900450224315.核算主軸轉速誤差：錯誤！未找到引用源。錯誤！未找到引用源。錯誤！未找到引用源。即主軸轉速合適。.各軸的功率：取各傳動件效率如下：帶傳動效率:錯誤！未找到引用源。軸承傳動效率:錯誤！未找到引用源。齒輪傳動效率:錯誤！未找到引用源。則有各傳動軸傳遞功率計算如下:Pl=Pj^1T1^=3X0.96X0.99=2.85KW烏=馬門］門「門3=3X0.96X0.992X0.97=2.74KW鳥=咤門1門「門」=3X0.96X0.993X0.972=2.63KW馬=馬門］門「門：=3X0.96X0.994X0.973=2.S2KW.計算各軸的輸入轉矩：由機械原理可知轉矩計算公式為：錯誤！未找到引用源。TOC\o"1-5"\h\zTh=9550X—=9550X-^―=20.18N-mdn1440R2.58T,=9550X—=9550X——=21.54N-m1n900R2.74%=9550X—=9550X=26.17N-m］1n630Tn】=9550X—=9550X=39.8N?m9550X—=9550X=38.2N?m

n160.傳動軸的直徑估算:I軸的設計計算：選擇軸的材料選用45號鋼，調質處理。按扭矩初算軸徑根據(jù)機《機械設計》式(15-2)錯誤！未找到引用源。，并查得A=91，則錯誤！未找到引用源。=24mm考慮有鍵槽，軸加大10%，所以取d=25mmII軸的設計計算：選擇軸的材料選用45號鋼，調質處理。按扭矩初算軸徑根據(jù)機《機械設計》式(15-2)錯誤！未找到引用源。，并查得A=91，則錯誤！未找到引用源。=27mm取最小d=30mmIII軸的設計計算：選擇軸的材料選用45號鋼，調質處理按扭矩初算軸徑根據(jù)機《機械設計》式(15-2)錯誤！未找到引用源。，并查得A=91，則錯誤！未找到引用源。=29mm有鍵槽，軸加大5%，所以取最小d=30mm根據(jù)以上計算各軸的直徑取值如下表示:表4-4各軸直徑尺寸軸I軸II軸III軸最小軸徑值253030主軸的設計計算主軸前后軸頸直徑的選擇主軸前軸頸直徑錯誤！未找到引用源。選取，一般按照機床類型、主軸傳遞的功率或最大加工直徑選取。最大回轉直徑250mm車床，P=4KW，前軸頸應錯誤！未找到引用源。，初選錯誤！未找到引用源。，后軸頸錯誤！未找到引用源。取錯誤！未找到引用源。。主軸內孔直徑的確定很多機床的主軸是空心的，為了不過多的削主軸剛度，一般應保證，d/D<0.7臥式車床的主軸孔徑d通常不小于主軸平均直徑的錯誤！未找到引用源。。錯誤！未找到引用源。經計算選取內孔直徑d=40mm。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的旋轉精度、剛度、和抗震性有顯著效果，因此在主軸設計時，在滿足結構的前提下，應最大限度的縮短主軸懸伸量a。由《實用機床設計手冊》查的錯誤！未找到引用源。故懸伸長度錯誤！未找到引用源。，取a=70mm。支撐跨距L最佳跨距錯誤！未找到引用源。；考慮結構以及支承剛度因磨損會不斷降低，應取跨距L比最佳支承跨距錯誤！未找到引用源。大一些，取L=700mm。4.4軸承的選用機床傳動軸常采用的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。而且滾錐軸承對軸的剛度、支撐孔的加工精度要求都比較高。因此球軸承用的更多。但是滾錐軸承內外圈可以分開，裝配方便，間隙容易調整。所以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，但也要考慮其他結構條件。根據(jù)《機械設計課程設計》表15-3、表15-6、表15-7可查的各傳動軸軸承選取的型號如下：.各傳動軸軸承選取的型號：⑴主軸前支承：NN3017K型圓錐孔雙列圓柱滾子軸承：錯誤！未找到引用源。；后支撐：352212雙列圓錐滾子軸承:錯誤！未找到引用源。；I軸齒輪:6205深溝球軸承：錯誤！未找到引用源。；軸與箱體處：6305深溝球軸承：錯誤！未找到引用源。；II軸前、后支承：30206圓錐滾子軸承:錯誤！未找到引用源。；⑷III軸前、后支承：30206圓錐滾子軸承:錯誤！未找到引用源。；帶輪7208C角接觸球軸承：錯誤！未找到引用源。。

4.5鍵的選用主軸上有鍵槽并且為空心軸，11和III為花鍵軸。I軸采用光軸，11軸和III軸因為要安裝滑移齒輪所以都采用花鍵軸。因為矩形花鍵定心精度高，定心穩(wěn)定性好，能用磨削的方法消除熱處理變形，定心直徑尺寸公差和位置公差都能獲得較高的精度，故采用矩形花鍵連接。按GB/T1144-1987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的矩形花鍵的基本尺寸系列：II軸花鍵軸的規(guī)格錯誤！未找到引用源。；111軸花鍵軸的規(guī)格錯誤！未找到引用源。。查《機械設計課程設計》表14-1選擇主軸上齒輪處的鍵，根據(jù)軸的直徑d>44錯誤！未找到引用源。55mm，齒輪寬95mm，選用A型平鍵，鍵的尺寸錯誤！未找到引用源。；1軸上齒輪處的鍵，根據(jù)軸的直徑選取鍵的尺寸為錯誤！未找到引用源。4.6盤摩擦離合器的選擇和計算:1).摩擦面的徑向尺寸摩擦面的內徑可?。哄e誤！未找到引用源。d為軸段的直徑，所以錯誤！未找到引用源。，取錯誤！未找到引用源。摩擦面的外徑：錯誤！未找到引用源。錯誤！未找到引用源。，取錯誤！未找到引用源。2).摩擦片數(shù)目由公式錯誤！未找到引用源。錯誤！未找到引用源。式中：K為工作系數(shù)

錯誤！未找到引用源。一摩擦面對數(shù)修正系數(shù)。錯誤！未找到引用源。一滑動速度系數(shù)—離合器合頻系數(shù)P--摩擦工作錯誤！未找到引用源。面的平均壓強。錯誤！未找到引用源。一摩擦面的內外半徑。T--離合器的計算轉矩。錯誤！未找到引用源。一摩擦系數(shù)。選用摩擦副材料匹配為淬火鋼-淬火鋼，查的，K=1.3,Kz=1,,P=1,錯誤!未找到引用源。，K=1.3,錯誤！未找到引用源。，錯誤！未找到引用源。=0.84.由上式求的Z=4.3，取Z=5故摩擦片總數(shù)為Z+1=6片，內摩擦片為8片。4.7軸承端蓋設計錯誤！未找到引用源。錯誤！未找到引用源。;錯誤！未找到引用源。錯誤！未找到引用源。;錯誤！未找到引用源。;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HT250，依據(jù)軸承外徑確定各端蓋的結構尺寸，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，選相同模數(shù)中承受載荷最大、齒數(shù)最小的齒輪進行接觸應力和彎曲應力的校核計算。根據(jù)錯誤！未找到引用源。公式(10-6)錯誤！未找到引用源。1).校核第一傳動組齒輪校核齒數(shù)為31的即可，確定各項參數(shù)：⑴錯誤！未找到引用源。，錯誤！未找到引用源。，錯誤！未找到引用源。(2)確定動載系數(shù)：錯誤！未找到引用源。齒輪精度為7級，由《機械設計》表10-2查使用系數(shù)錯誤！未找到引用源。，圖10-8查動載系數(shù)錯誤！未找到引用源。⑶錯誤！未找到引用源。確定齒向載荷分配系數(shù)：取齒寬系數(shù)錯誤！未找到引用源。查《機械設計》表10-4得錯誤！未找到引用源。由錯誤！未找到引用源。，查《機械設計》圖10-13得錯誤！未找到引用源。確定齒間載荷分配系數(shù)：錯誤！未找到引用源。由錯誤！未找到引用源。，查《機械設計》表10-3得=KPn=1-4(6)確定動載系數(shù)：錯誤！未找到引用源。查《機械設計》表10-5，取齒形系數(shù)錯誤！未找到引用源。，應力校正系數(shù)錯誤！未找到引用源。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錯誤！未找到引用源。，圖10-18得錯誤！未找到引用源。，S=1.4則：錯誤！未找到引用源。，錯誤！未找到引用源。，錯誤！未找到引用源。，故合適。.校核第二傳動組齒輪校核齒數(shù)為39的即可，確定各項參數(shù)：錯誤！未找到引用源。，錯誤！未找到引用源。，錯誤！未找到引用源。確定動載系數(shù)：錯誤！未找到引用源。齒輪精度為7級，由《機械設計》表10-2查使用系數(shù)錯誤！未找到引用源。，圖10-8查動載系數(shù)錯誤！未找到引用源。⑶錯誤！未找到引用源。確定齒向載荷分配系數(shù)：取齒寬系數(shù)錯誤！未找到引用源。查《機械設計》表10-4得錯誤！未找到引用源。由錯誤！未找到引用源。，查《機械設計》圖10-13得錯誤！未找到引用源。確定齒間載荷分配系數(shù)：錯誤！未找到引用源。由錯誤！未找到引用源。，查《機械設計》表10-3得』=KFc=1-38確定動載系數(shù)：錯誤！未找到引用源。2.46查《機械設計》表10-5，取齒形系數(shù)錯誤！未找到引用源。，應力校正系數(shù)錯誤！未找到引用源。(8)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錯誤！未找到引用源。，圖10-18得錯誤！未找到引用源。，S=1.4，則：錯誤!未找到引用源。，錯誤！未找到引用源。，錯誤！未找到引用源。，故合適。.校核第三傳動組齒輪校核齒數(shù)為32的即可，確定各項參數(shù)：⑴錯誤！未找到引用源。，錯誤！未找到引用源。，錯誤！未找到引用源。(2)確定動載系數(shù)：錯誤！未找到引用源。齒輪精度為7級，由《機械設計》表10-2查使用系數(shù)錯誤！未找到引用源。，圖10-8查動載系數(shù)錯誤！未找到引用源。⑶錯誤！未找到引用源。確定齒向載荷分配系數(shù)：取齒寬系數(shù)錯誤！未找到引用源。查《機械設計》表10-4得錯誤！未找到引用源。由錯誤！未找到引用源。，查《機械設計》圖10-13得錯誤！未找到引用源。確定齒間載荷分配系數(shù)：錯誤！未找到引用源。由錯誤！未找到引用源。，查《機械設計》表10-3得K血=KFc=1-4確定動載系數(shù)：錯誤！未找到引用源。2.5查《機械設計》表10-5，取齒形系數(shù)錯誤！未找到引用源。，應力校正系數(shù)錯誤！未找到引用源。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錯誤！未找到引用源。，圖10-18得錯誤！未找到引用源。，S=1.4,則：錯誤！未找到引用源。，錯誤！未找到引用源。，錯誤！未找到引用源。，故合適。5.2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)《機械設計》軸承校核公式如下：錯誤！未找到引用源。錯誤！未找到引用源。；錯誤！未找到引用源。；孔一滾動軸承的許用壽命h；—般取10000-15000hw-壽命指數(shù)，對球軸承e=3,對滾子軸承e=10/3錯誤！未找到引用源。；錯誤！未找到引用源。；錯誤！未找到引用源。；錯誤！未找到引用源。；I軸軸承校核已知選用軸承為：深溝球軸承6305GB276-89:錯誤！未找到引用源。;基本額定動載荷錯誤！未找到引用源。；由于該軸的轉速為定值900r/min；最小齒輪直徑d=60mmI軸傳遞轉矩錯誤！未找到引用源。R3.8T,=9550X—=9550X——=40.32N-mn900齒輪受到的切向力錯誤！未找到引用源。齒輪受到的軸向力錯誤！未找到引用源。齒輪受到的徑向力錯誤！未找到引用源。因此軸承當量動載荷錯誤！未找到引用源。查《機械設計》知錯誤！未找到引用源。，查《機械設計》表13-5知X=1,Y=0錯誤！未找到引用源。；錯誤！未找到引用源。；/CfnXEZ17.2X1000X0.3X3Lb=500—=500X(\P7\1.25X0.8X0.8X0.96X489.2/=1288882錯誤！未找到引用源。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，經校核各軸軸承選取均合適。5.3主軸的校核主軸剛度校驗：機床在切削加工過程中，主軸的負荷較重，而允許的變形量很小，因此決定主軸結構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，還要進行臨界轉速的驗算，以免發(fā)生共振。以彎曲變形為主的機床主軸（如車床、銑床），需要進行彎曲剛度驗算，以扭轉變形為主的機床（如鉆床），需要進行扭轉剛度驗算。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)部產生切削顫動條件來確定主軸組件剛度，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；驗算內容有兩項：其一，驗算主軸前支撐處的變形轉角，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。對于粗加工機床需要驗算錯誤！未找到引用源。、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），需要驗算錯誤！未找到引用源。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，可按兩支撐結構近似計算。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?。蝗羟爸兄挝痪o支撐、后支撐為松支撐時，可將前中支距錯誤！未找到引用源。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，主軸前支撐處的轉角有可能超過允許值，故應驗算此處的轉角。因主軸后支撐的變形一般較小，故可不必計算。主軸在某一平面內的受力情況如圖：

在近似計算中可不計軸承變形的影響，則該平面內主軸前支撐處的轉角用下式計算：錯誤！未找到引用源。二錯誤！未找到引用源。切削力錯誤！未找到引用源。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H=200mm）。則：S=120+0.4X200=200mm當量切削力的計算:錯誤！未找到引用源。當量切削力的計算:錯誤！未找到引用源。主軸慣性矩錯誤！未找到引用源。式中：F一主軸傳遞全部功率時，作用于主軸端部的當量切削力（N）；Q--主軸傳遞全部功率時，作用于主軸上的傳動力（N）；M一軸向切削力引起的力偶矩（N錯誤！未找到引用源。），若軸向切削力較?。ㄈ畿嚧病⒛ゴ玻㎝可以忽略不計；錯誤！未找到引用源。一主軸的前支撐反向力矩；錯誤！未找到引用源。一支撐反力系數(shù)；a—主軸懸伸量（cm）；L、a、c—主軸有關尺寸（cm）；E一主軸材料的彈性模量（錯誤！未找到引用源。），鋼E二錯誤！未找到引用源。；D—主軸當量外徑（cm）L一主軸支撐段的慣性矩（錯誤！未找到引用源。），錯誤！未找到引用源。；d一主軸孔徑。所以：錯誤！未找到引用源。二錯誤！未找到引用源。=5.67錯誤！未找到引用源。rad因為錯誤！未找到引用源。；所以可知主軸前支撐轉角滿足要求。5.4鍵的校核主軸上鍵的強度校核：主軸與齒輪的聯(lián)接采用普通平鍵聯(lián)接，軸徑d=70mm；齒輪寬度L=95mm；傳遞扭；選用A型平鍵，由于主軸空心所以選擇鍵尺寸:22X14X80,l=80mm。需傳遞的轉矩為：3.37TV[=9550X—=9550X=38.2N-m查《機械設計》表6-2得錯誤！未找到引用源。。由《機械設計》式（6-1）可得

1000一一—1000一一—=2.41MPa<[a]p%=NTX=2X201Xpkid7X70X80由上式計算可知擠壓強度滿足。同理可校核其他鍵，經校核各鍵選取均合適。6箱體的結構設計6.1箱體材料箱體多采用鑄造方法獲得，也有用鋼板焊接而成。鑄造箱體常用材料為HT15-33,強度要求較高的箱體用HT20-40，只有熱變形要求小的情況下才采用合金鑄鐵，采用HT20-40。與床身做成一體的箱體材料應根據(jù)床身或導軌的要求而定。箱體要進行時效處理。6.2箱體結構箱體結構設計要點（1）根據(jù)齒輪傳動的中心距、齒頂圓直徑、齒寬等幾何尺寸，確定減速器的箱體的內部大小。由中心距確定箱體的長度，由齒頂圓直徑確定箱體的高度。由齒寬來確定箱體的寬度。（2）依據(jù)鑄造（或焊接）箱體的結構尺寸、工藝要求，確定箱體的結構尺寸，繪制箱體。如箱蓋，箱座及螺栓的尺寸。（3）根據(jù)齒輪的轉速確定軸承潤滑的方法與裝置，選擇軸承端蓋的類型。（4）附件設計與選擇。同時，可以進行軸系的結構設計，選擇軸承。表6-1箱體的尺寸名稱符號尺寸關系名稱符號尺寸關系箱座壁厚35主軸左側凸緣厚bi74箱座凸緣厚b30主軸右側凸緣厚37外箱壁至軸承端面距離Ca+C3+(S-10)齒輪頂圓與內箱壁距離30齒輪端面與內箱壁距離157潤滑設計及潤滑油選擇7.1潤滑設計.主軸轉速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨的油管將油引到軸承處。.主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要且困難。防漏的措施有兩種：堵一一加密封裝置防止油外流。主軸轉速高，多采用非接觸式的密封裝置，形式很多，一種軸與軸承蓋之間留0.1?0.3mm的間隙(間隙越小，密封效果越好，但工藝困難)。還有一種是在軸承蓋的孔內開一個或幾個并列的溝槽(圓弧形或v形)，效果比上一種好些。在軸上增開了溝槽(矩形或鋸齒形)，效果又比前兩種好。在有大量切屑、灰塵和冷卻液的環(huán)境中工作時，可采用曲路密封，曲路可做成軸向或徑向。徑向式的軸承蓋要做成剖分式，較為復雜。疏導一一在適當?shù)牡胤阶龀龌?/p>