普通型車床C6140主軸課程設計說明書

1、目錄1、前言 21.1 金屬切削機床在國民經(jīng)濟中的地位 21.2 機床課程設計的目的 21.3 設計內(nèi)容和要求 22、參數(shù)的擬定 31.1 車床的規(guī)格系列和用處 31.2 確定極限轉(zhuǎn)速 31.3 主電機選擇 33 .傳動設計 33.1 主傳動方案擬定 33.2 傳動結構式、結構網(wǎng)的選擇 43.2.1 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目 43.2.2 傳動式的擬定 43.2.3 結構式的擬定 43.3 轉(zhuǎn)速圖的擬定 54 .傳動件的估算 64.1 v帶傳動的計算 64.2 傳動軸的估算 84.2.1 確定各軸轉(zhuǎn)速 84.2.2 傳動軸直徑的估算 94.3 齒輪齒數(shù)的確定和模數(shù)的計算 104.3.

2、1 齒輪齒數(shù)的確定 104.3.2 齒輪模數(shù)的計算 114.3.4 齒寬確定 134.4 帶輪結構設計 145 . 動力設計 145.3 主軸剛度驗算 145.1.1 選定前端懸伸量c 145.1.2 主軸支承跨距l(xiāng)的確定 145.1.3 計算c點撓度 錯誤！未定義書簽。5.2 齒輪校驗 錯誤！未定義書簽。5.3 軸承的校驗 166、結構設計及說明 186.1 i軸（輸入軸）的設計 186.2 齒輪塊設計 186.3 傳動軸的設計 196.4 主軸組件設計 206.4.1 各部分尺寸的選擇 206.4.2 主軸軸承 216.4.3 潤滑與密封 227、總結 228、參考文獻 231、刖百1.1

3、 金屬切削機床在國民經(jīng)濟中的地位裝備制造業(yè)是保證國民經(jīng)濟發(fā)展建設的基礎，裝備制造業(yè)的技術水平和現(xiàn)代化水平?jīng)Q定著整個國民經(jīng)濟水平的發(fā)展，肩機床的屬性決定了它在國民經(jīng)濟中的重要地位， 負著 為國民經(jīng)濟各部門提供現(xiàn)代化裝備的任務，它為工業(yè)、農(nóng)業(yè)、運輸業(yè)、科研和國防等部 門提供各種機器、儀器和工具，是國民經(jīng)濟賴以發(fā)展的基礎，機床的種類、質(zhì)量和加工 效率直接影響著其他機械產(chǎn)品的生產(chǎn)技術水平和經(jīng)濟效益。因此，機床工業(yè)的現(xiàn)代化水 平和規(guī)模，以及所擁有機床的數(shù)量和質(zhì)量是一個國家工業(yè)發(fā)達程度的重要標志之一。1.2 機床課程設計的目的1、課程設計屬于機械系統(tǒng)設計課的延續(xù)，通過設計實踐，進一步學習和掌握機械系統(tǒng)設計

4、的一般方法。2、培養(yǎng)綜合運用機械制圖、機械設計基礎、精度設計、金屬工藝學、材料熱處理及結構 工藝等相關知識，進行工程設計的能力。3、培養(yǎng)實用手冊、圖冊、有關資料及設計標準規(guī)則的能力。4、提高技術總結及編制技術文件的能力。1.3 設計內(nèi)容和要求設計內(nèi)容：獨立完成變速級數(shù)為12的機床主傳動系統(tǒng)主軸變速箱的設計?；疽螅?、課程設計必須獨立的進行，每人必須完成展開圖、截面圖圖樣設計各一張，能夠較清楚地表達各軸和傳動件的空間位置及有關結構。2、根據(jù)設計任務書要求，合理的確定尺寸、運動及動力等相關參數(shù)。3、正確利用結構式、轉(zhuǎn)速圖等設計工具，認真進行方案分析。4、正確的運用手冊、標準，設計圖樣必須符合國

5、家標準規(guī)定。說明書要求用工程術語, 文字通順簡練，字跡工整。完成任務：1) 課程設計說明書一份2) 主軸箱展開圖一張(a1)2、參數(shù)的擬定2.1 車床的規(guī)格系列和用處普通機床的規(guī)格和類型有系列型譜作為設計時應該遵照的基礎。因此，對這些基本知 識和資料作些簡要介紹。本次設計的是普通型車床c6140主軸變速箱。主要用于加工回轉(zhuǎn)體。車床的主參數(shù)(規(guī)格尺寸)和基本參數(shù)( gb1582-79, jb/z143-79)工件最 大回轉(zhuǎn)直 徑dmax(mm)止轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn) 速nmin(4n)電機功 率n (kw)公比邛轉(zhuǎn)速級數(shù)z3204541.41122.2 確定極限轉(zhuǎn)速由 nmin=45, *=1.41,z=1

6、2 確定各級轉(zhuǎn)速，分別為 1970、1400、1000、710、500、 355、250、180、125、90、63、45、r/min。2.3 主電機選擇合理的確定電機功率n,使機床既能充分發(fā)揮其使用性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使 電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。已知電動機的功率是4kw根據(jù)機械設計基礎課程設計指導附錄表2-4選y112m-4, 額定功率4kw,滿載轉(zhuǎn)速1440 r/in ,最大額定轉(zhuǎn)距2.2。3) 傳動設計3.1 主傳動方案擬定擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以及開停、幻想、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、機構以及組成、安排不同特點的傳動型式、變速

7、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(jīng)濟等多方面統(tǒng)一考慮。傳動方案有多種，傳動型式更是眾多，比如：傳動型式上有集中傳動，分離傳動；擴 大變速范圍可用增加傳動組數(shù)，也可用背輪結構、分支傳動等型式；變速箱上既可用多速 電機，也可用交換齒輪、滑移齒輪、公用齒輪等。顯然，可能的方案有很多，優(yōu)化的方案也因條件而異。此次設計中，我們采用集中傳 動型式的主軸變速箱。3.2 傳動結構式、結構網(wǎng)的選擇結構式、結構網(wǎng)對于分析和選擇簡單的串聯(lián)式的傳動不失為有用的方法，但對于分析復雜的傳動并想由此導出實際的方案，就并非十分有效。3.2.1

8、 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目級數(shù)為z的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳動組組成，各傳動組分別有z傳1 n動副。即z =ziz2z3傳動副中由于結構的限制以 2或3為合適，即變速級數(shù) z應為2和3的因子:z =2am 3b ,可以有三種方案：12=3x 2x2; 12=2 x 3x2; 12=2x 2x3;3.2.2 傳動式的擬定12級轉(zhuǎn)速傳動系統(tǒng)的傳動組，選擇傳動組安排方式時，考慮到機床主軸變速箱的具體 結構、裝置和性能。在i軸如果安置換向摩擦離合器時，為減少軸向尺寸，第一傳動組的傳動副數(shù)不能多, 以2為宜。主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大，因此主軸上齒輪少些為好。最后一個傳動 組的傳動副

9、常選用2。綜上所述，傳動式為12=2x 3x2。3.2.3 結構式的擬定對于12=2x 3x2傳動式，有6種結構式和對應的結構網(wǎng)。分別為：12=2乂32乂26,12=23乂3乂2 &12 =4 1512 = 2乂 34x 2212 = ?6乂 3乂 2312 = 2 3 由于本次設計的機床i軸裝有摩擦離合器，在結構上要求有一齒輪的齒根圓大于離合 器的直徑。初選12 =21m32 m26的方案。43.3轉(zhuǎn)速圖的擬定ii iii圖3-1正轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速圖iv (r/min)197014001000 710 500355 250 180 1259063455圖3-2主動系圖4.傳動件的估算4.1 v

10、帶傳動的計算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。(1)選才¥ v帶的型號根據(jù)公式pc = kap =1.1 4 = 4.4kw式中p-電動機額定功率，ka-工作情況系數(shù)(此處取為1.1)。查機械設計圖5-10,因此選擇a型帶，尺寸參數(shù)為b=48mm bd =11mm h=8,中=40°(2)確定帶輪的計算直徑di，d2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di不宜過小,即d±dmin。查機械設計取主動輪基準直徑 d

11、100mm。由公式d2 =叫 di 1 -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0.02 所以1440d2 =100 1 -0.02 = 141.1mm1000由機械設計v帶帶輪基準直徑的標準系列，取圓整為 140mmd2140mm實際傳動比 i =21.431 - ； d11 -0.02 100mm傳動比誤差相對值 ，i =二 j43".44 =-0.69%i 1.44一般允許誤差5%所選大帶輪直徑可選。(3)確定三角帶速度按公式一二 dmv 二60 10003.14 100 144060 1000=7.54m/s23v在525m/s之間，滿足帶速要求。初定中

12、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)經(jīng)驗公式0.7 d1 d2 :二a 2 2 d1 d2 mm即 0.7x(100+140 )=168mm< 凡 <2x(100+140)=480mm,取 a0 =320mm.(5)v帶的計算基準長度l0二d - d ：lof .二 d d二一丁一 一a3.14140 -100 2l0 =2 320 100 1401018.05mm24 320由機械設計表5-4,選取帶輪的基準長度為l = 1000mm。(6)確定實際中心距aa a l -l01000-1018.05a = a0 0 = 320311mm2

13、2(7)驗算小帶輪包角a120d2 - d1140 -100d2 - d11 =180 -1 57.3 =18057.3 =180 -1 57.3 = 172.6a311a,主動輪上包角合適。(8)確定v帶根數(shù)z由式 z二qpop0 k： ki查表 5-6 , 5-5 得 ip0= 0.15kw, p0= 1.32kw查表 5-7 , ka=0.99 ；查表 5-8 , kl =0.96= 3.15z =1.32 0.15 0.99 0.964.4所以取z=4根.(10)計算帶的張緊力和壓軸力查機械設計表 5-1 , q=0.1kg/mf0 =500 pa 空，-1qv2單根帶的張緊力vz k

14、-4.42.52二 500 -10.1 7.54 -1116.94n7.54 4 0.99<5帶輪軸的壓軸力f =2zf°sin匚=2 3 116.94 sin 172.6 = 700.2n224.2 傳動軸的估算傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反復載荷和扭 載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大變形。因此疲 勞強度一般不失是主要矛盾，除了載荷很大的情況外，可以不必驗算軸的強度。剛度要求 保證軸在載荷下不至發(fā)生過大的變形。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。4.2.1 確定各軸轉(zhuǎn)速(1)確定主軸計算轉(zhuǎn)速：主軸的計算轉(zhuǎn)速為-

15、1 4n1v =nmin 3 =45 1.413 =125r/min(2)各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速：軸田可從主軸90r/min按22/88的傳動副找上去，軸田的計算轉(zhuǎn)速 125r/min ；軸ii的計算轉(zhuǎn)速為 500r/min ；軸i的計算轉(zhuǎn)速為 710r/min (3)核算主軸轉(zhuǎn)速誤差主軸各級實際轉(zhuǎn)速值用下式計算：di ,n 三口電1 , u1u2u3d2式中up山、u3分別為第一、第二、第三變速組齒輪傳動比，e取 0.02n1 = 45.76r / min, n2 = 64.52r/min, n3 = 90.97r / min, n4 =128.28r/min 正轉(zhuǎn)實際轉(zhuǎn)速 n5 =180.87

16、r/min, n6 = 255.03r/min, n7 = 359.59r/min,n8 =507.02/minn9 = 714.89r / min, n10 = 1008r/min, n11 = 1421.28r/min, n12 = 2004.00r /min轉(zhuǎn)速誤差用主軸實際轉(zhuǎn)速與標準轉(zhuǎn)速相對誤差的絕對值表示：其中n標為主軸標準轉(zhuǎn)速。正轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速誤差表主軸轉(zhuǎn)速n1n 2n3n4n15n16標準轉(zhuǎn)速456390125180250實際轉(zhuǎn)速45.7664.5290.97128.28180.87255.03轉(zhuǎn)速誤差 10.302.340.382.370.42p 2.37 主軸轉(zhuǎn)速n7nsn9n10n

17、nn12標準轉(zhuǎn)速355500710100014001970實際轉(zhuǎn)速1359.59507.02714.8910081421.282004.00轉(zhuǎn)速誤差0.942.300.942.300.940.94轉(zhuǎn)速誤差滿足要求4.2.2 傳動軸直徑的估算pd - ka4mmnj其中：p-電動機額定功率k-鍵槽系數(shù)a-系數(shù)n -從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積；nj-該傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。計算轉(zhuǎn)速nj是傳動件能傳遞全部功率的最低轉(zhuǎn)速。 各傳動件的計算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖 上，按主軸的計算轉(zhuǎn)速和相應的傳動關系確定。查機械制造裝備設計表3-11 , i、ii、iii軸都是花鍵軸，】=1.5： a=83,k =

18、1.07;iv 軸是單鍵軸，】=1：a=92,k =1.05。(1) i 軸的直徑："1 =0.96,n1 =1000r/min4 0 96d1 > 831.07 4 4 0.96 = 22.11mm,取 25mm.1000(2) ii軸的直徑： 2 ="i 父0.98父0.99mo.99 = 0.922,5 =710r/min4 0922一d2 >(83x1.07= 23.84mm,取 27mm.(3)田軸的直徑： % =% m0.98x0.98 = 0.885,” =180r/min4 0885一d3 > 83x1.07 b=33.26mm,取 38m

19、m.180(4) 主軸：選擇主軸前端直徑 d1=90 mm后端直徑d2 = (0.75|_ 0.85) d1=63 76.5mm 取d2=76mm則平均直徑d=83mmtf于普通車床，主軸內(nèi)孔直徑 d = (0.55 0.6)d ,考 慮為增強主軸的彎矩適當縮小內(nèi)孔徑故本例之中，主軸內(nèi)孔直徑取為d=48mm,選擇平鍵連接b xh=22x 14 此軸徑為平均軸徑，設計時可相應調(diào)整。4.3齒輪齒數(shù)的確定和模數(shù)的計算4.3.1 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(nèi)齒輪的齒數(shù)，如傳動比是標準公比的整數(shù)次方 時，

20、變速組內(nèi)每對齒輪的齒數(shù)和 sz及小齒輪的齒數(shù)可以從表3-9 (機械制造裝備設計)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,以保證滑移是齒輪外圓不相碰。 第一組齒輪：1傳動比：u10 =1,11.41查機械制造裝備設計表 3-9 ,齒數(shù)和sz取60z =25, z2=30, z3=35, z4=30;第二組齒輪：傳動比：u1 =4 =1, u2 =4 =1 , u2=4齒數(shù)和sz取90:z5=30, z6=45, z7=18, z8=60, zg=45, zi0=72;第三組齒輪：傳動

21、比：u1 =11=2, u24-齒數(shù)和sz取99:zn=66, zi2=20,乙3=33, zi4=79,4.3.2 齒輪模數(shù)的計算i - n齒輪彎曲疲勞的計算：n1 n nd =4 0.96kw =3.84kwm .- 323zn-mm = 32j3.84； 35 710mm = 1.72mm（機床主軸變速箱設計指導p36, nj為大齒輪的計算轉(zhuǎn)速，可根據(jù)轉(zhuǎn)速圖確定）齒面點蝕的計算:n3.84a -3703mm =3703 mm 64.95mm；nj' 710取a=65,由中心距a及齒數(shù)計算出模數(shù)：mj2a乙z32 65= 2.16760根據(jù)計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數(shù)

22、取mj =2.167,所以取m=3 h-m齒輪彎曲疲勞的計算：n2 =p 2 =4 0.922kw =3.69kw2 32伊舊篙= 2.11齒面點蝕的計算:a >3703ln-mm = 37031369mm =101.26mm nj. 180取a=127,由中心距a及齒數(shù)計算出模數(shù):mj2az - zz7 z102 102= 2.2790根據(jù)計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數(shù) 取mj =2.27 ，所以取m = 3m- iv齒輪彎曲疲勞的計算：n3=p 3 =4 0.885kw =3.54kw一 n_3.54m , 323.mm = 323 mm = 2.27mmznj79 12

23、5齒面點蝕的計算：，a >3703mm =3703.13.54mm =112.8mm :nj. 125取a=113,由中心距a及齒數(shù)計算出模數(shù)：2a2 113mj=2.28乙z299根據(jù)計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數(shù) 取mj =2.28 ,所以取m=3 標準齒輪：« =20度，h*1m = 1, c* =0.25 從機械原理表5-3查得以下公式： 齒頂圓da = d , 2ha齒根圓df=d-2hf分度圓d = mz齒頂高 ha=h*am齒根高 hf = (h*a +c*)m 齒輪的具體值見表齒輪尺寸表齒輪齒數(shù)z模數(shù)m分度圓d齒頂圓 da齒根圓 df齒頂局ha齒根高

24、 hf1253758167.533.752303909682.533.75335310511197.533.754303909682.533.755303909682.533.756453135141127.533.757183546046.533.758603180186172.533.759453135141127.533.7510723216222208.533.7511663198204190.533.7512203606652.533.75133339910591.533.7514793237243229.533.754.3.4 齒寬確定由公式b=mm(m =610,m為模數(shù))得：第

25、一套嚙合齒輪bi = 6|_10 3=18_30mm第二套嚙合齒輪 bii = 6|_10 3 = 18 _ 30mm第三套嚙合齒輪biii = 6|_10 3 =18_ 30mm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，應主動輪比小齒輪齒寬大所以 b1 =20mm,b2 =20mm, b3=18mm, b4=18mm,b5 = 25mm, b6 = 25mm, b7 = 25mm, b8 = 20mm, b9 = 20mm, b10 = 20,b11 =20mm,b12 =25mm,b13 =25mm,巳4 = 20mm,4.3.5 齒輪

26、結構設計當160mmmda m500mm時，可做成腹板式結構，再考慮到加工問題，現(xiàn)敲定把齒輪14做成腹板式結構。其余做成實心結構。齒輪 14計算如下：da14 = 243mmd1 =1.6 ds =1.6 42 = 67.2mmd1 =da -(10-12)mn =243-11 3-210mm_1 _1 一 一 一d0 =一(d +d)= 一(210 +67.2) =138.6mm ,22l =(1.21.3)d3 =1.2 42 = 50.4mmc = 0.3b = 6mmd0 =0.25(d1 -d1) = 35.7mm4.4帶輪結構設計查機械設計p156頁，當dd m 300mm寸，采用

27、腹板式。d是軸承外徑，查機械零件手冊確定選用深溝球軸承6211 ,d=55mm,d=100mmf輪內(nèi)孔尺寸是軸承外徑尺寸 100mm 齒機械設計表8-10確定參數(shù)得：bd =8.5,ha =2.0,hf =9.0,e=12, f =8,、min =5.5, =38帶輪寬度：b=z-1e 2f = 5-1 8 2 7 = 64mm分度圓直徑：dd = 280mm,. ，一 ' . ，一d1 =1.9d = 1.8 x 100mm = 180mm,c =5/28父 b =11.4 定 12mm,l = b = 64mm,5.動力設計5.1 主軸剛度驗算5.1.1 選定前端懸伸量c參考機械裝

28、備設計p121,根據(jù)主軸端部的結構，前支承軸承配置和密封裝置的型 式和尺寸，這里選定 c=120mm.5.1.2 主軸支承跨距l(xiāng)的確定一般最佳跨距l(xiāng)0 =(213)c =2401420mm，考慮到結構以及支承剛度因磨損會不斷降低，應取跨距l(xiāng)比最佳支承跨距l(xiāng)o大一些，再考慮到結構需要，這里取 l=600mm5.1.3 計算c點撓度2 955 104 ndpt =(1 )周向切削力p的計算:djnj其中 nd =4kw, =0.96 0.987,dj = 0.5 0.6 dmax = 0.5 _ 0.6 320 =160 192mm,m dj =180,6 =45r/min52 9 55 1 04

29、 0.82 433故 pt =7.734m103n ,故 p=1.12r=8.662m103n。180 45pr =0.45r = 3.48父 103n,pf =0.35r = 2.706>d03n(2)驅(qū)動力q的計算：參考車床主軸箱指導書，-7 nq=2.12 107-nzn其中n=nd =54 0.96 0.987 = 3.33kw,z = 72,m = 3,n = 45r / min所以q =2.12 107 一阻3 = 7.262 1 03 n3 72 45(3)軸承剛度的計算：這里選用4382900系列雙列圓柱子滾子軸承根據(jù) c = 22.222 乂1.50.103 黑 d0.

30、8 = 512.76n / mm 求得：ca =22.222 1.50.103 700.8 = 6.93 105n /mm acb =22.222 ib0,03 1000.8 =9.224 105 n/mm(4)確定彈性模量，慣性距i ； ic;和長度a,b,s。軸的材產(chǎn)選用40cr,查簡明機械設計手冊p6,有_ 一 5_e =2.1 10 mpa主軸的慣性距i為：n(d-d)64i = =2.31 106 mm464主軸c段的慣性距ic可近似地算： 444二 d i -0.6 d i64ic = =4.27 106 mm464切削力p的作用點到主軸前支承支承的距離 s=c+vv對于普通車床，

31、w=0.4h(h是車床中心高，設 h=200mm>)貝u: s =120 + 0.4 黑 200 = 200mm根據(jù)齒輪、軸承寬度以及結構需要，取 b=60mm計算切削力p作用在s點引起主軸前端c點的撓度ycsp_ 3sc2 -c3 lsc (l+s'l+c) sc=p +-j +2 mm1 6eic 3ei cal cal代入數(shù)據(jù)并計算得ycsp =0.03525mmc點子的撓度ycmci mqq -be 2l-b l -b l c l-b ycmq =q6eecp一bc i6eilcblmm計算得：ycmq =-0.002192mm ci mq求主軸前端c點的終合撓度yc水平

32、坐標y軸上的分量代數(shù)和為ycy = ycsp cos% + 丫加cos% + y cos9m, 其中 6p =66",% =270，% =180：',計算得：ycy =0.0396mm.ycz = 0.091mm。綜合 撓度 yc = jycy2 + ycz2 = 0.0992 mm。綜合撓度方向角久 yc = arctg xz = 73.33 ,又 y = 0.0002l =0.0002父600 = 0.12mm。因為 yc<y,所以此車廂足要求。5.2齒輪校驗在驗算算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)最小的齒輪進接 觸應力和彎曲應力的驗算。這里要驗算

33、的是齒輪 2,齒輪7,齒輪12這三個齒輪。 齒輪12的齒數(shù)為20,模數(shù)為3,齒輪的應力：(1 )接觸應力：_42088 10qf 二zmu 1 k*vkaksnubnju-大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比；kp-齒向載荷分布系數(shù)；kv-動載荷系數(shù)；ka-工況系數(shù)；ks-壽命系數(shù)查機械裝備設計表10-4及圖10-8及表10-2分布得khb -1.15,kfb -1.20;kv -1.05,ka -1.25假定齒輪工作壽命是48000h,故應力循環(huán)次數(shù)為9、，n =60njlh =60父710父1父48000 = 2.044父10 次查機械裝備設計圖10-18得kfn =0.9,khn =0.9,所以:

34、2088 10318 4 72 11.15 1.05 1.25 0.9 7.5 0.96 0.982118j= 1.024 1 03mpa(2 )彎曲應力:<21 500 18計算驅(qū)動力q作用在兩支承之間時，主軸前端_5191 105k kvkaksnqw 二2zm bynj查金屬切削手冊有 y=0.378,代入公式求得：qw=158.5mpa查機械設計圖 10-21e,齒輪的材產(chǎn)選40cr（滲碳）,大齒輪、小齒輪的硬度為60hrc故有of=1650mpa ,從圖 10-21e 讀出ow=920mpa。因為:二 f :二2w<bw,故滿足要求，另外兩齒輪計算方法如上，均符合要求。5

35、.3軸承的校驗i軸選用的是角接觸軸承7206其基本額定負荷為30.5kn由于該軸的轉(zhuǎn)速是定值n =1000r / min所以齒輪越小越靠近軸承，對軸承的要求越高。根據(jù)設計要求，應該對i軸未端的滾子軸承進行校核齒輪的直徑d = 20 3 = 60mmi軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 c c pt =9550 n齒輪受力7.5 0.96一t =955068.76 nm1000型=2_=2292 nd 60 103根據(jù)受力分析和受力圖可以得出軸承的徑向力為frl1 =1720 l1 l2nrv2 = 2292 -1720 = 572 n因軸承在運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，又由于不受軸向力，按機械設計表 10-5查得fp為

36、1.2 至ij 1.8 ,取fp =1.3,則有:p = fpx1r =1.3 1720 =2236 np2 = fpx2r2 =1.3 572 =743.6 n軸承的壽命因為p1ap2 ,所以按軸承1的受力大小計算:10660n(c)p1106(17200)360 850 1378= 38309.1故該軸承能滿足要求6、結構設計及說明6.1 i軸（輸入軸）的設計將運動帶入變速箱的帶輪一般都安裝在軸端，軸變形較大，結構上應注意加強軸的剛 度或使軸部受帶的拉力（采用卸荷裝置）。i軸上裝有摩擦離合器，由于組成離合器的零件 很多，裝配很不方便，一般都是在箱外組裝好 i軸在整體裝入箱內(nèi)。我們采用的卸荷

37、裝置 一般是把軸承裝載法蘭盤上，通過法蘭盤將帶輪的拉力傳遞到箱壁上。車床上的反轉(zhuǎn)一般用于加工螺紋時退刀。車螺紋時，換向頻率較高。實現(xiàn)政反轉(zhuǎn)的變 換方案很多，我們采用正反向離合器。正反向的轉(zhuǎn)換在不停車的狀態(tài)下進行，常采用片式 摩擦離合器。由于裝在箱內(nèi)，一般采用濕式。在確定軸向尺寸時，摩擦片不壓緊時，應留有 0.20.4 mm的間隙，間隙應能調(diào)整。離合器及其壓緊裝置中有三點值得注意：1）摩擦片的軸向定位：由兩個帶花鍵孔的圓盤實現(xiàn)。其中一個圓盤裝在花鍵上，另一個裝在花鍵軸上的一個環(huán)形溝槽里，并轉(zhuǎn)過一個花鍵齒，和軸上的花鍵對 正，然后用螺釘把錯開的兩個圓盤連接在一起。這樣就限制了軸向和周向德兩個自由度

38、， 起了定位作用。2）摩擦片的壓緊由加力環(huán)的軸向移動實現(xiàn)，在軸系上形成了彈性力的封閉 系統(tǒng)，不增加軸承軸向復合。3）結構設計時應使加力環(huán)推動擺桿和鋼球的運動是不可逆的，即操縱力撤 消后，有自鎖作用。i軸上裝有摩擦離合器，兩端的齒輪是空套在軸上，當離合器接通時才和軸一起轉(zhuǎn)動。 但脫開的另一端齒輪，與軸回轉(zhuǎn)方向是相反的，二者的相對轉(zhuǎn)速很高（約為兩倍左右） 結構設計時應考慮這點。齒輪與軸之間的軸承可以用滾動軸承也可以用滑動軸承?；瑒虞S承在一些性能和維修 上不如滾動軸承，但它的徑向尺寸小?？仗X輪需要有軸向定位，軸承需要潤滑。6.2 齒輪塊設計齒輪是變速箱中的重要元件。齒輪同時嚙合的齒數(shù)是周期性變化的

39、。也就是說，作用 在一個齒輪上的載荷是變化的。同時由于齒輪制造及安裝誤差等，不可避免要產(chǎn)生動載荷 而引起振動和噪音，常成為變速箱的主要噪聲源，并影響主軸回轉(zhuǎn)均勻性。在齒輪塊設計 時，應充分考慮這些問題。齒輪塊的結構形式很多，取決于下列有關因素：1）是固定齒輪還是滑移齒輪；2）移動滑移齒輪的方法；3）齒輪精度和加工方法；變速箱中齒輪用于傳遞動力和運動。它的精度選擇主要取決于圓周速度。采用同一精 度時，圓周速度越高，振動和噪聲越大，根據(jù)實際結果得知，圓周速度會增加一倍，噪聲 約增大6db。工作平穩(wěn)性和接觸誤差對振動和噪聲的影響比運動誤差要大，所以這兩項精度應選高 一級。為了控制噪聲，機床上主傳動齒

40、輪都要選用較高的精度。大都是用 766,圓周速 度很低的，才選877。如果噪聲要求很嚴，或一些關鍵齒輪，就應選 655。當精 度從766提高到6-5-5時，制造費用將顯著提高。不同精度等級的齒輪，要采用不同的加工方法，對結構要求也有所不同。8級精度齒輪，一般滾齒或插齒就可以達到。7級精度齒輪，用較高精度滾齒機或插齒機可以達到。但淬火后，由于變形，精度將 下降。因此，需要淬火的7級齒輪一般滾（插）后要剃齒，使精度高于 7,或者淬火后在 衍齒。6級精度的齒輪，用精密滾齒機可以達到。淬火齒輪，必須磨齒才能達到6級。機床主軸變速箱中齒輪齒部一般都需要淬火。6.3 其他問題滑移齒輪進出嚙合的一端要圓齒，

41、有規(guī)定的形狀和尺寸。圓齒和倒角性質(zhì)不同，加工方法和畫法也不一樣，應予注意。選擇齒輪塊的結構要考慮毛坯形式（棒料、自由鍛或模鍛）和機械加工時的安裝和定位基面。盡可能做到省工、省料又易于保證精度。齒輪磨齒時，要求有較大的空刀（砂輪）距離，因此多聯(lián)齒輪不便于做成整體的，一 般都做成組合的齒輪塊。有時為了縮短軸向尺寸，也有用組合齒輪的。要保證正確嚙合，齒輪在軸上的位置應該可靠?；讫X輪在軸向位置由操縱機構中的 定位槽、定位孔或其他方式保證，一般在裝配時最后調(diào)整確定。6.4 傳動軸的設計機床傳動軸，廣泛采用滾動軸承作支撐。軸上要安裝齒輪、離合器和制動器等。傳動 軸應保證這些傳動件或機構能正常工作。首先傳

42、動軸應有足夠的強度、剛度。如撓度和傾角過大，將使齒輪嚙合不良，軸承工 作條件惡化，使振動、噪聲、空載功率、磨損和發(fā)熱增大；兩軸中心距誤差和軸芯線間的 平行度等裝配及加工誤差也會引起上述問題。傳動軸可以是光軸也可以是花鍵軸。成批生產(chǎn)中，有專門加工花鍵的銃床和磨床，工 藝上并無困難。所以裝滑移齒輪的軸都采用花鍵軸，不裝滑移齒輪的軸也常采用花鍵軸?；ㄦI軸承載能力高，加工和裝配也比帶單鍵的光軸方便。軸的部分長度上的花鍵，在終端有一段不是全高，不能和花鍵空配合。這是加工時的過濾部分。一般尺寸花鍵的滾刀直徑 d刀為6585mm。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，

43、 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(nèi)外圈可以分開，裝配方便，間隙容易調(diào)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。同一軸心線的箱體支撐直徑安排要充分考慮鏈孔工藝。成批生產(chǎn)中，廣泛采用定徑鏈 刀和可調(diào)鏈刀頭。在箱外調(diào)整好鏈刀尺寸，可以提高生產(chǎn)率和加工精度。還常采用同一鍵 刀桿安裝多刀同時加工幾個同心孔的工藝。下面分析幾種鏈孔方式：對于支撐跨距長的箱 體孔，要從兩邊同時進行加工；支撐跨距比較短的，可以從一邊（叢大孔方面進刀）伸進 鍵桿，同時加工各孔；對

44、中間孔徑比兩端大的箱體，鏈中間孔必須在箱內(nèi)調(diào)刀，設計時應 盡可能避免。既要滿足承載能力的要求，又要符合孔加工工藝，可以用輕、中或重系列軸承來達到 支撐孔直徑的安排要求。兩孔間的最小壁厚，不得小于 510mm,以免加工時孔變形。花鍵軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個應小于花鍵的內(nèi)徑。一般傳動軸上軸承選用g級精度。傳動軸必須在箱體內(nèi)保持準確位置，才能保證裝在軸上各傳動件的位置正確性，不論 軸是否轉(zhuǎn)動，是否受軸向力，都必須有軸向定位。對受軸向力的軸，其軸向定位就更重要回轉(zhuǎn)的軸向定位（包括軸承在軸上定位和在箱體孔中定位）在選擇定位方式時應注意:1）軸的長度。長軸要考慮熱伸長的問題，宜由一端定位。2）軸承

45、的間隙是否需要調(diào)整。3）整個軸的軸向位置是否需要調(diào)整。4）在有軸向載荷的情況下不宜采用彈簧卡圈。5）加工和裝配的工藝性等。6.5 主軸組件設計主軸組件結構復雜，技術要求高。安裝工件（車床）或者刀具（銃床、鉆床等）的主 軸參予切削成形運動，因此它的精度和性能直接影響加工質(zhì)量（加工精度和表面粗糙度） 設計時主要圍繞著保證精度、剛度和抗振性，減少溫升和熱變形等幾個方面考慮。6.5.1 各部分尺寸的選擇主軸形狀與各部分尺寸不僅和強度、剛度有關，而且涉及多方面的因素。1）內(nèi)孔直徑車床主軸由于要通過棒料，安裝自動卡盤的操縱機構及通過卸頂尖的頂桿，必須是空 心軸。為了擴大使用范圍，加大可加工棒料直徑，車床主

46、軸內(nèi)孔直徑有增大的趨勢。2）軸頸直徑前支撐的直徑是主軸上一主要的尺寸，設計時，一般先估算或擬定一個尺寸，結構確定后再進行核算。3）前錐孔直徑前錐孔用來裝頂尖或其他工具錐柄，要求能自鎖，目前采用莫氏錐孔。4）支撐跨距及懸伸長度為了提高剛度，應盡量縮短主軸的外伸長度 a。選擇適當?shù)闹慰缇鄉(xiāng), 一般推薦取：l/ =35,跨距l(xiāng)小時，軸承變形對軸端變形的影響大。所以，軸承剛度小時，%應選大值，軸剛度差時，則取小值。跨距l(xiāng)的大小，很大程度上受其他結構的限制，常常不能滿足以上要求。安排結構時 力求接近上述要求。6.5.2 主軸軸承1）軸承類型選擇主軸前軸承有兩種常用的類型：雙列短圓柱滾子軸承。承載能力大

47、，可同時承受徑向力和軸向力，結構比較簡單，但 允許的極限轉(zhuǎn)速低一些。與雙列短圓柱滾子軸承配套使用承受軸向力的軸承有三種：600角雙向推力向心球軸承。是一種新型軸承，在近年生產(chǎn)的機床上廣泛采用。 具有承 載能力大，允許極限轉(zhuǎn)速高的特點。外徑比同規(guī)格的雙列圓柱滾子軸承小一些。 在使用中， 這種軸承不承受徑向力。推力球軸承。承受軸向力的能力最高，但允許的極限轉(zhuǎn)速低，容易發(fā)熱。向心推力球軸承。允許的極限轉(zhuǎn)速高，但承載能力低，主要用于高速輕載的機床。2）軸承的配置大多數(shù)機床主軸采用兩個支撐，結構簡單，制造方便，但為了提高主軸剛度也有用三 個支撐的了。三支撐結構要求箱體上三支撐孔具有良好的同心度，否則溫升

48、和空載功率增 大，效果不一定好。三孔同心在工藝上難度較大，可以用兩個支撐的主要支撐，第三個為 輔助支撐。輔助支撐軸承（中間支撐或后支撐）保持比較大的游隙（約0.030.07 mm）,只有在載荷比較大、軸產(chǎn)生彎曲變形時，輔助支撐軸承才起作用。軸承配置時，除選擇軸承的類型不同外，推力軸承的布置是主要差別。推力軸承布置 在前軸承、后軸承還是分別布置在前、后軸承，影響著溫升后軸的伸長方向以及結構的負 責程度，應根據(jù)機床的實際要求確定。在配置軸承時，應注意以下幾點：每個支撐點都要能承受經(jīng)向力。兩個方向的軸向力應分別有相應的軸承承受。徑向力和兩個方向的軸向力都應傳遞到箱體上，即負荷都由機床支撐件承受。3）

49、軸承的精度和配合主軸軸承精度要求比一般傳動軸高。前軸承的誤差對主軸前端的影響最大，所以前軸 承的精度一般比后軸承選擇高一級。普通精度級機床的主軸，前軸承的選 c或d級，后軸承選d或e級。選擇軸承的精度 時，既要考慮機床精度要求，也要考慮經(jīng)濟性。軸承與軸和軸承與箱體孔之間，一般都采用過渡配合。另外軸承的內(nèi)外環(huán)都是薄壁件， 軸和孔德形狀誤差都會反映到軸承滾道上去。如果配合精度選的太低，會降低軸承的回轉(zhuǎn) 精度，所以軸和孔的精度應與軸承精度相匹配。1）軸承間隙的調(diào)整為了提高主軸的回轉(zhuǎn)精度和剛度，主軸軸承的間隙應能調(diào)整。把軸承調(diào)到合適的負問 隙，形成一定的預負載，回轉(zhuǎn)精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗震

50、性也有改善。預負 載使軸承內(nèi)產(chǎn)生接觸變形，過大的預負載對提高剛度沒有明顯的小果，而磨損發(fā)熱量和噪 聲都會增大，軸承壽命將因此而降低。軸承間隙的調(diào)整量，應該能方便而且能準確地控制，但調(diào)整機構的結構不能太復雜。雙列短圓柱滾子軸承內(nèi)圈相對外圈可以移動，當內(nèi)圈向大端軸向移動時，由于 1: 12的內(nèi) 金隹孔，內(nèi)圈將脹大消除間隙。其他軸承調(diào)整也有與主軸軸承相似的問題。特別要注意：調(diào)整落幕的端面與螺紋中心 線的垂直度，隔套兩個端面的平行度都由較高要求，否則，調(diào)整時可能將軸承壓偏而破壞 精度。隔套越長，誤差的影響越小。螺母端面對螺紋中心線垂直度、軸上和孔上套簡兩端平行度等均有嚴格的精度要求。6.5.3 主軸與齒輪的連接齒輪與主軸的連接可以用花鍵或者平鍵；軸做成圓柱體，或者錐面（錐度一般取1：15左右）。錐面配合對