C6140普通車床主軸箱傳動設(shè)計說明書

1、河南機電高等?？茖W(xué)校畢業(yè)設(shè)計說明書河南機電高等專科學(xué)校畢業(yè)設(shè)計說明書設(shè)計題目：C6140普通車床主軸箱傳動設(shè)計系 部 機電工程系 專 業(yè) 數(shù)控技術(shù) 班 級 數(shù)控093 學(xué)生姓名 索林韜 學(xué) 號 091009109 指導(dǎo)教師 段翠芳 2012年 5 月 10日摘要目前機床主軸變速箱的設(shè)計還是以經(jīng)驗或類比為基礎(chǔ)的傳統(tǒng)（經(jīng)驗）設(shè)計方法。本文探索科學(xué)理論的應(yīng)用，科學(xué)地分析的處理經(jīng)驗，數(shù)據(jù)和資料，確定設(shè)計方案：1. 參數(shù)擬定根據(jù)機床類型，規(guī)格和其他特點，了解典型工藝的切削用量，結(jié)合實際條件和情況，并與同類機床對比分析后確定：極限轉(zhuǎn)速和，公比（或級數(shù) Z ），主傳動電機功率N。2. 傳動設(shè)計根據(jù)擬定的參數(shù)

2、，通過結(jié)構(gòu)網(wǎng)和轉(zhuǎn)速圖的分析，確定轉(zhuǎn)動結(jié)構(gòu)方案和轉(zhuǎn)動系統(tǒng)圖，計算各轉(zhuǎn)動副的傳動比及齒輪的齒數(shù)，并驗算主軸的轉(zhuǎn)速誤差。3. 動力計算和結(jié)構(gòu)草圖設(shè)計估算齒輸模數(shù)m和直徑d，選擇和計算反向離合器，制動器。將各傳動件及其它零件在展開圖和剖面圖上做初步的安排，布置和設(shè)計。4. V帶的設(shè)計在結(jié)構(gòu)草圖的基礎(chǔ)上，進行V帶和帶輪的設(shè)計和計算。5. 主軸變速箱裝配設(shè)計主軸變速箱裝配圖是以結(jié)構(gòu)草圖為“底稿”，進行設(shè)計和會制的。圖上各零件要表達清楚，并標(biāo)注尺寸和配合。這樣既能提高機床設(shè)計和制造水平，也將促進設(shè)計方法的現(xiàn)代化。關(guān)鍵詞： 齒輪； 結(jié)構(gòu)設(shè)計； 箱體AbstractThe machine tool spindl

3、e gear box design or to experience or analogy based on traditional design method ( experience ).This paper explores the application of scientific theory, scientific analysis of the processing experience, data and information, the determination of design scheme:According to the machine type, size and

4、 other characteristics, understanding the typical process of cutting parameters, with the world's terms and conditions, and with a similar machine after the comparative analysis to determine: speed and, common ratio ( or series Z ), the main drive motor power N.The 2transmission designAccording

5、to the parameter drafted, through the structure of network and speed chart analysis, determine the rotational structure scheme and the rotation system diagram, calculation of the rotation pairs of transmission ratio and gear teeth, and checking the spindle speed error.3dynamic calculation and struct

6、ure sketch designEstimation of gear modulus m and D diameter, selection and calculation of reverse clutch, brake.The transmission parts and other parts in the expansion plans and sections do preliminary arrangement, layout and design.4shaft and bearing calculationIn the structure of the draft on the

7、 basis, a transmission shaft stiffness and the shafting bearing life checking.5spindle gear box assembly designMain gearbox assembly drawing is the structure sketch for" papers", design and system. Map all parts to express clearly, and dimensioning and coordination.This can enhance the mac

8、hine tool design and manufacturing level, also will promote the modernization design method.Key words: gear box; structure design; 目錄1.車床參數(shù)的擬定31.1概述 31.2參數(shù)的擬定 32.傳動設(shè)計 52.1傳動結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇確定52.2 轉(zhuǎn)速圖的擬定 72.3齒輪齒數(shù)的確定及傳動系統(tǒng)圖的繪制93.動力計算和結(jié)構(gòu)草圖設(shè)計133.1計算轉(zhuǎn)速133.2傳動軸的估算和驗算133.3齒輪模數(shù)的估算和計算183.4軸承的選擇和校核233.5摩擦離合器的選擇與校核26

9、4.V帶的設(shè)計294.1V帶的傳動計算294.2傳動軸的估算314.3齒輪模數(shù)的確定和模數(shù)的計算334.4帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計384.5片式摩擦離合器的選擇和計算385.主軸變速箱裝配設(shè)計415.1主軸剛度驗算415.2齒輪校驗435.3軸承的校驗445.4軸輪塊的設(shè)計455.5傳動軸的設(shè)計465.6主軸組件的設(shè)計47結(jié)束語5253致謝53參考文獻541.車床參數(shù)的擬定1.1概述普通機床的規(guī)格和類型有系列型譜作為設(shè)計時應(yīng)該遵照的基礎(chǔ)。因此，對這些基本知識和資料作些簡要介紹。本次設(shè)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/Z1

10、43-79）工件最大回轉(zhuǎn)直徑D(mm)正轉(zhuǎn)最高轉(zhuǎn)速nmax( )電機功率N（kw）公比轉(zhuǎn)速級數(shù)Z反轉(zhuǎn)40014005.51.4112級數(shù)Z反=Z正/2；n反max1.1n正max1.2參數(shù)的擬定1.2.1 確定極限轉(zhuǎn)速 ， 又=1.41 得Rn=43.79. 取 Rn=45；，去標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速列.1.2.2 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5.5KW，根據(jù)車床設(shè)計手冊附錄表2選Y132S-4，額定功率5.5，滿載轉(zhuǎn)速1440 ，最大額定轉(zhuǎn)距2.2。2.運動設(shè)計2.1傳動結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇確定2.1.1

11、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)由若干個順序的傳遞組組成，各傳動組分別有Z1、Z2、Z3、個傳動副.即Z=Z1Z2Z3傳動副數(shù)由于結(jié)構(gòu)的限制以2或3為適合，即變速級數(shù)Z應(yīng)為2和3的因子： 即 Z=2a3b實現(xiàn)12級主軸轉(zhuǎn)速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副的組合:(1) 12=3×4 (2) 12=4×3(3) 12=3×2×2 (4) 12=2×3×2(5) 12=2×2×3按照傳動副“前多后少”的原則選擇Z=3×2×2這一方案，但主軸換向采用雙向片式摩擦離合器結(jié)構(gòu)，致使軸的軸向

12、尺寸過大，所以此方案不宜采用，而應(yīng)先擇12=2×3×2。方案(4）是比較合理的 12=2×3×22.1.2 傳動系統(tǒng)擴大順序的安排12=2×3×2的傳動副組合，其傳動組的擴大順序又可以有6種形式：(1) 12=21×32×26 (2) 12=21×34×22(3) 12=23×31×26 (4) 12=26×31×23(5) 12=22×34×21 (6) 12=26×32×21根據(jù)級比指數(shù)分配要“前密后疏”的原則，

13、應(yīng)選用Z=21×32×26這一方案，然而對于我們所設(shè)計的結(jié)構(gòu)將會出現(xiàn)兩個問題：第一變速組采用降速傳動時，由于摩擦離合器徑向結(jié)構(gòu)尺寸限制，使得軸上的齒輪直徑不能太小，軸上的齒輪則會成倍增大。這樣，不僅使-軸間中心距加大，而且-軸間的中心距也會輥大，從而使整個傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)尺寸增大。這種傳動不宜采用。如果第一變速組采用升速傳動，則軸至主軸間的降速傳動只能同后兩個變速組承擔(dān)。為了避免出現(xiàn)降速比小于允許的杉限值，常常需要增加一個定比降速傳動組，使系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜。這種傳動也不是理想的。如果采用Z=××這一方案則可解決上述存在的問題。2.1.3 繪制結(jié)構(gòu)網(wǎng)圖2.1結(jié)構(gòu)網(wǎng)

14、2.1.4 傳動組的變速范圍的極限值齒輪傳動最小傳動比Umin1/4,最大傳動比Umax2,決定了一個傳動組的最大變速范圍rmax=umax/umin8。因此，要按照下表，淘汰傳動組變速范圍超過極限值的所有傳動方案。極限傳動比及指數(shù)X,X,值為：表2.1 公比極限傳動比指數(shù)1.41X值：Umin=1/44X,值：Umax=x, =22(X+ X,)值：rmin=x+x=862.1.5最大擴大組的選擇正常連續(xù)的順序擴大組的傳動的傳動結(jié)構(gòu)式為：Z=Z11Z2Z1Z3Z1Z2最后擴大組的變速范圍，按照r8原則，導(dǎo)出系統(tǒng)的最大級數(shù)Z和變速范圍Rn為：表2.2 Z3 2 3 1.41 Z=12 Rn=4

15、4 Z=9 Rn=15.6最后擴大組的傳動副數(shù)目Z3=2時的轉(zhuǎn)速范圍遠比Z3=3時大因此，在機床設(shè)計中，因要求的R較大，最后擴大組應(yīng)取2更為合適。同時，最后傳動組與最后擴大組往往是一致的。安裝在主軸與主軸前一傳動軸的具有極限或接近傳動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，這也就是最后傳動組的傳動副經(jīng)常為2的另一原因。2.2 轉(zhuǎn)速圖的擬定運動參數(shù)確定以后，主軸各級轉(zhuǎn)速就已知，切削耗能確定了電機功率。在此基礎(chǔ)上，選擇電機型號，確定各中間傳動軸的轉(zhuǎn)速，這樣就擬定主運動的轉(zhuǎn)速圖，使主運動逐步具體化。2.2.1主電機的選定1電機功率N：中型機床上，一般都采用三相交流異步電動機作為動力源。

16、根據(jù)機床切削能力的要求確定電機功率：N=5.5KW電機轉(zhuǎn)速：選用時，要使電機轉(zhuǎn)速與主軸最高轉(zhuǎn)速和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。=1440r/min3）分配降速比: 該車床主軸傳動系統(tǒng)共設(shè)有四個傳動組其中有一個是帶傳動。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，確定各傳動組最小傳動比。u總=/ =28/1440=1/51.4分配總降速傳動比時，要考慮是否增加定比傳動副，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比。a 決定軸-的最小降速傳動比主軸上的齒輪希望大一些，能起到飛輪的作用

17、，所以最后一個變速組的最小降速傳動比取極限1/4，公比=1.41，1.414=4，因此從 軸的最下點向上4格，找到上對應(yīng)的點，連接對應(yīng)的兩點即為-軸的最小傳動比。b 決定其余變速組的最小傳動比根據(jù)“前慢后快”的原則，軸-間變速組取umin=1/3，即從軸向上3格，同理，軸-間取u=1/3，連接各線。c 根據(jù)個變速組的傳動比連線按基本組的級比指數(shù)x0=3，第一擴大組的級比指數(shù)x1=1，第二擴大組的級比指數(shù)x3=6,畫出傳動系統(tǒng)圖如2.2所示 圖2.2轉(zhuǎn)速圖2.3 齒輪齒數(shù)的確定及傳動系統(tǒng)圖的繪制2.3.1齒輪齒數(shù)的確定的要求可用計算法或查表確定齒輪齒數(shù)，后者更為簡便，根據(jù)要求的傳動比u和初步定出

18、的傳動副齒數(shù)和，查表即可求出小齒輪齒數(shù)。選擇時應(yīng)考慮：1.傳動組小齒輪應(yīng)保證不產(chǎn)生根切。對于標(biāo)準(zhǔn)齒輪，其最小齒數(shù)=172.齒輪的齒數(shù)和SZ不能太大，以免齒輪尺寸過大而引起機床結(jié)構(gòu)增大，一般推薦齒數(shù)和SZ100-120，常選用在100之內(nèi)。3.同一變速組中的各對齒輪，其中心距必須保證相等。4.保證強度和防止熱處理變形過大，齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚5. 保證主軸的轉(zhuǎn)速誤差在規(guī)定的范圍之內(nèi)。 圖2.3 齒輪的壁厚 2.3.2 變速傳動組中齒輪齒數(shù)的確定 1）確定齒輪齒數(shù) 1. 用計算法確定第一個變速組中各齒輪的齒數(shù) Zj+Zj= Zj/Zj =uj其中 Zj主動齒輪的齒數(shù) Zj被動齒輪的齒數(shù) uj一對

19、齒輪的傳動比 一對齒輪的齒數(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度，最小齒輪必然是在降速比最大的傳動副上出現(xiàn)。把Z1的齒數(shù)取大些：取Z1=Zmin=20則 Z2= =58齒數(shù)和SZ=Z1+Z2=20+58=78同樣根據(jù)公式 Z3=Z4=39 2. 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)的傳動比u1b 為了避免根切和結(jié)構(gòu)需要，取Zmin=24c 查表找到u1=1/1.413的倒數(shù)2.82的行找到Zmin=24查表最小齒數(shù)和為92d 找出可能的齒數(shù)和Sz的各種數(shù)值，這些數(shù)值必須同時滿足各傳動比要求的齒輪齒數(shù) 能同時滿足三個傳動比要求的齒數(shù)和

20、有SZ=92 96 99 102e 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 Z10=60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三變速組齒數(shù)和78102114齒輪Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14齒數(shù)20583939247834684260239176382）驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差由于確定的齒輪齒數(shù)所得的實際轉(zhuǎn)速與傳動設(shè)計的理論轉(zhuǎn)速難以完全相符，需要驗算主軸各級轉(zhuǎn)速，最大誤差不得超過±10(-1)%。主軸各級實際轉(zhuǎn)速值用下式計算n實=nE×(1-)×ua

21、×ub×uc×ud其中 滑移系數(shù)=0.2ua ub uc ud分別為各級的傳動比12/45 轉(zhuǎn)速誤差用主軸實際轉(zhuǎn)速與標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速相對誤差的絕對值表示n=±10(-1)%n實1=1440×0.625×0.98×0.35×0.35×0.25=27.8n=(27.8-28)/28=0.7%3） 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。4）繪制主傳動系統(tǒng)圖按照主傳動轉(zhuǎn)速圖以及齒輪齒數(shù)繪制主傳動系統(tǒng)圖如下2.5所示 圖2.4 齒輪結(jié)構(gòu)的布置圖2.5主傳動系統(tǒng)圖3

22、 .強度計算和結(jié)構(gòu)草圖設(shè)計3.1 計算轉(zhuǎn)速3.1.1主軸的計算轉(zhuǎn)速nj=nminz/3-1z=12nj=nmin3=28×2.82=79r/min3.1.2中間傳動件的計算轉(zhuǎn)速軸上的6級轉(zhuǎn)速分別為：112、160、224、315、450、630r/min.主軸在79r/min以上都可以傳遞全部功率。軸經(jīng)Z13-Z14傳遞到主軸，這時從112r/min以上的轉(zhuǎn)速全部功率，所以確定最低轉(zhuǎn)速112r/min為軸的計算轉(zhuǎn)速。按上述的方法從轉(zhuǎn)速圖中分別可找到計算轉(zhuǎn)速：軸為315r/min,軸為900r/min,電動機軸為1440r/min.3.1.3齒輪的計算轉(zhuǎn)速Z10安裝在軸上，從轉(zhuǎn)速圖可見

23、Z10齒輪本身有6種轉(zhuǎn)速，其要傳遞全部的功率的計算轉(zhuǎn)速為112r/min。3.2傳動軸的估算和驗算3.2.1傳動軸直徑的估算傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下列公式估算傳動軸直徑： mm其中：N該傳動軸的輸入功率KWNd電機額定功率；從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積該傳動軸的計算轉(zhuǎn)速r/min每米長度上允許的扭轉(zhuǎn)角(deg/m),可根據(jù)傳動軸的要求選取如表3.2所示表3.2 剛度要求允許的扭轉(zhuǎn)角 主 軸 一般的傳動軸較低的傳動軸0.5111.51.52對于一般的傳動軸，取=1.5 KW=900 r/min mm取mmKW=425 r/min =37 mm取 KW=150 mm采用花鍵軸結(jié)構(gòu)，即

24、將估算的傳動軸直徑d減小7%為花鍵軸的直徑，在選相近的標(biāo)準(zhǔn)花鍵。d1=29.3×0.93=27.0d2=34.5×0.93=32.0d3=42.2×0.93=40.0查表可以選取花鍵的型號其尺寸分別為軸取 6-28×32×7軸取 8-32×36×6軸取 8-42×46×80 3.2.2 主軸的設(shè)計與計算主軸組件結(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動，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）主軸直徑的選擇查表可以選取前支承軸頸直徑D1=90 mm后支承軸頸直徑 D2

25、=(0.70.85)D1=6377 mm 選取 D2=70 mm2）主軸內(nèi)徑的選擇車床主軸由于要通過棒料，安裝自動卡盤的操縱機構(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d1/D1)=0.550.6其中 D主軸的平均直徑，D=(D1+D2)/2 d1前軸頸處內(nèi)孔直徑d=(0.550.6)D=4448 mm所以，內(nèi)孔直徑取45mm3）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。選擇如下：莫氏錐度號取5號標(biāo)準(zhǔn)莫氏錐度尺寸大端直徑 D=44.3994）主軸前端懸伸量的

26、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=0.61.5a=(0.61.5)D1=54135 mm所以，懸伸量取100mm5）主軸合理跨距和最佳跨距選擇 根據(jù)表3-14 見機械設(shè)計手冊計算前支承剛度。 前后軸承均用3182100系列軸承，并采用前端定位的方式。查表 =1700×901.4=9.26×105 N/mm因為后軸承直徑小于前軸承，取KB =6.61×105N/mm其中 為參變量綜合變量其中 E彈性模量，取E=2.0×105 N/mm2 I轉(zhuǎn)動慣量，I=(D4-d4)/64=3.14

27、5;(804-454)=1.81×106mm =0.3909由圖3-34中，在橫坐標(biāo)上找出=0.3909的點向上作垂線與的斜線相交，由交點向左作水平線與縱坐標(biāo)軸相交，得L0/a=2.5。所以最佳跨距L0 L0=2.5a=2.5×100=250 mm又因為合理跨距的范圍 L合理=(0.751.5)L0=187.5375 mm所以取L=260 mm6）主軸剛度的驗算對于一般機床主軸，主要進行剛度驗算，通常能滿足剛度要求的主軸也能滿足強度要求。對于一般受彎矩作用的主軸，需要進行彎矩剛度驗算。主要驗算主軸軸端的位移y和前軸承處的轉(zhuǎn)角A。圖3.1 主軸支承的簡化 切削力 Fz=302

28、6N撓度 yA= = =0.01 y=0.0002L=0.0002×260=0.052 yAy傾角 A= = =0.00011前端裝有圓柱滾子軸承，查表A=0.001rad AA 符合剛度要求。3.2.3 主軸材料與熱處理材料為45鋼，調(diào)質(zhì)到220250HBS，主軸端部錐孔、定心軸頸或定心圓錐面等部位局部淬硬至HRC5055，軸徑應(yīng)淬硬。3.3 齒輪模數(shù)的估算和計算3.3.1齒輪模數(shù)的估算根據(jù)齒輪彎曲疲勞的估算：mm齒面點蝕的估算：mm其中為大齒輪的計算轉(zhuǎn)速，A為齒輪中心距。由中心距A及齒數(shù)、求出模數(shù)：mm根據(jù)估算所得和中較大的值，選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。1）齒數(shù)為32與64的齒輪N=5

29、.28KW mm= mm mm取模數(shù)為22）齒數(shù)為56與40的齒輪 mm=mmmm取模數(shù)為23）齒數(shù)為27與75的齒輪 N=5.25KWmm =mmmm取模數(shù)為2.54）齒數(shù)為34與68的齒輪N=525KW mm=10.8 mm mm取模數(shù)為2.55）齒數(shù)為42與60的齒輪 N=5.25KW mm=mmmm取模數(shù)為2.56）齒數(shù)為23與91的齒輪N=5.20KWmm =mmmm取模數(shù)為2.57）齒數(shù)為76與38的齒輪 N=5.20KW mm =mmmm取模數(shù)為2.53.3.2 齒輪模數(shù)的驗算結(jié)構(gòu)確定以后，齒輪的工作條件、空間安排、材料和精度等級等都已確定，才可能核驗齒輪的接觸疲勞和彎曲疲勞強度

30、值是否滿足要求。根據(jù)齒輪的接觸疲勞計算齒輪模數(shù)公式為：mm根據(jù)齒輪的彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù)公式為：mm式中：N-計算齒輪傳遞的額定功率 -計算齒輪（小齒輪）的計算轉(zhuǎn)速r/min-齒寬系數(shù)，常取610；-計算齒輪的齒數(shù)，一般取傳動中最小齒輪的齒數(shù)；-大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比，；“+”用于外嚙合，“-”號用于內(nèi)嚙合；-壽命系數(shù)，；3.5-工作期限系數(shù)，；3.6齒輪等傳動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，中型機床推薦：T=1500020000h;-轉(zhuǎn)速變化系數(shù)-功率利用系數(shù)-材料強化系數(shù)。幅值低的交變我荷可使金屬材料的晶粒

31、邊界強化，起著阻止疲勞細縫擴展的作用；（壽命系數(shù)）的極限當(dāng)；-工作情況系數(shù)。中等沖擊的主運動：=1.21.6；-動載荷系數(shù)-齒向載荷分布系數(shù)Y-齒形系數(shù)；、-許用彎曲、接觸應(yīng)力MPa1)齒數(shù)為32與64的齒輪KWmm節(jié)圓速度m/s由表8可得：取精度等級為7級 。 =1.2 由表9得：=1 =0.71 由表可知 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 =320MPa由表10可知 可查得 Y=0.45 所以 模數(shù)取2適合要求。同樣可以校核其它齒輪的模數(shù)也符合要求。3.4 軸承的選擇與校核機床傳動軸常用的滾動軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升?？蛰d功率和噪音等

32、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。所以有時在沒有軸向力時，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應(yīng)小于花鍵的內(nèi)徑，一般傳動軸承選用G級精度。3.4.1一般傳動軸上的軸承選擇在傳動軸上選擇6200系列的深溝球軸承，其具體的型號和尺寸如下表3.3所示表3.3 傳動軸 軸承型號620572067207

33、 軸承尺寸 25×52 30×5535×723.4.2主軸軸承的類型主軸的前軸承選取3182100系列雙列向心短圓柱滾子軸承。這種軸承承載能力大，內(nèi)孔有1：12錐度，磨擦系數(shù)小，溫升低，但不能承受軸向力，必須和能承受軸向力的軸承配合使用，因此整個部件支承結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜。 圖3.13.4.3 軸承間隙調(diào)整為了提高主軸回轉(zhuǎn)精度和剛度，主軸軸承的間隙應(yīng)能調(diào)整。把軸承調(diào)到合適的負間隙，形成一定的預(yù)負載，回轉(zhuǎn)精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗振性也有改善。預(yù)負載使軸承內(nèi)產(chǎn)生接觸變形，過大的預(yù)負載對提高剛度沒有明顯效果，而磨損發(fā)熱量和噪聲都會增大，軸承壽命將因此而降低。調(diào)整結(jié)構(gòu)

34、形式如下圖所示： 圖3.2調(diào)整說明：轉(zhuǎn)動調(diào)整螺母，使內(nèi)圈向大端移動。特點：結(jié)構(gòu)簡單。移動量完全靠經(jīng)驗，一旦調(diào)整過緊，難以把內(nèi)圈退回。3.4.4軸承的較核1) 滾動軸承的疲勞壽命驗算或額定壽命 (h) 額定動載荷(N) 動載荷(N)滾動軸承的許用壽命(h)，一般取1000015000(h)壽命指數(shù)，對球軸承 =3 ，對滾子軸承=10/3速度系數(shù)， 軸承的計算轉(zhuǎn)數(shù) r/min壽命系數(shù)， 使用系數(shù) 轉(zhuǎn)化變化系數(shù) 齒輪輪換工作系數(shù) 當(dāng)量動負荷(N)2)滾動軸承的靜負荷驗算 靜負荷 (N) 額定靜負荷 (N)安全系數(shù) 當(dāng)量靜載荷 (N) (N)、靜徑向，軸向系數(shù)校驗第根軸上的軸承T=10000h查軸承樣

35、本可知，6205軸承的基本額定動載荷=212000N =850 r/min =096 =0.8 =0.8 = =21437500同樣可以較核其它軸承也符合要求。3.5 摩擦離合器的選擇與驗算3.5.1按扭矩選擇K=Kx9550 Nm式中離合器的額定靜力矩(Kgm) K安全系數(shù) 運轉(zhuǎn)時的最大負載力矩查機械設(shè)計手冊表，取K=2 =0.96K= =118.8 Nm3.5.2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26mm,取d=35mm3.5.3選擇摩擦片尺寸(自行設(shè)計)尺寸如下表3.4所示 表3.4片數(shù)靜力矩dDD1Bb96035909830103.5.4計

36、算摩擦面的對數(shù)Z 式中：f-摩擦片間的摩擦系數(shù)； p-許用壓強MPa；D-摩擦片內(nèi)片外徑 mm； d-摩擦片外片內(nèi)徑 mm；-速度修正系數(shù)； -接合面數(shù)修正系數(shù)； -接個次數(shù)修正系數(shù)； K-安全系數(shù)。分別查表 1.2 mm =35mm 1.0 =103.5.5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。計算軸向壓力Q=3.14×1.0××=5073N4V帶的設(shè)計4.1 V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(jié)構(gòu)簡單，但尺寸大，機床中常用作電機輸出軸的

37、定比傳動。(1) 選擇V帶的型號根據(jù)公式式中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(shè)計圖5-10，因此選擇A型帶，尺寸參數(shù)為B=80mm，bd =11mm，h=10，。(2)確定帶輪的計算直徑，帶輪的直徑越小帶的彎曲應(yīng)力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑不宜過小，即。查機械設(shè)計取主動輪基準(zhǔn)直徑=125。由公式 式中：-小帶輪轉(zhuǎn)速，-大帶輪轉(zhuǎn)速，-帶的滑動系數(shù)，一般取0.02。所以 ，由機械設(shè)計V帶帶輪基準(zhǔn)直徑的標(biāo)準(zhǔn)系列，取圓整為250mm。實際傳動比 傳動比誤差相對值 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 在525m/s之間，滿足帶速

38、要求。(4)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)經(jīng)驗公式 即 ，取A0=500mm.(5)V帶的計算基準(zhǔn)長度 由機械設(shè)計表5-4，選取帶輪的基準(zhǔn)長度為。(6)確定實際中心距(7)驗算小帶輪包角，主動輪上包角合適。(8)確定V帶根數(shù)由式 查表5-9，5-6 得p0= 0.17KW,p0 = 1.92KW查表5-11，k =0.98；查表5-12，kl =0.99 所以取根.(9)驗算V帶的撓曲次數(shù) ，符合要求。(10)計算帶的張緊力和壓軸力查機械設(shè)計表5-2，q=0.1kg/m 單根帶的張緊力 帶輪軸的壓軸力 4.2 傳動軸的估算傳動軸除應(yīng)滿足強

39、度要求外，還應(yīng)滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反復(fù)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(2) 各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速： 軸可從主軸90r/min按22/88的傳動副找上去，軸的計算轉(zhuǎn)速125r/min；軸的計算轉(zhuǎn)速為500r/min；軸的計算轉(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：式中 分別為第一、第

40、二、第三變速組齒輪傳動比，取0.02 。 反轉(zhuǎn)實際轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)速誤差用主軸實際轉(zhuǎn)速與標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速相對誤差的絕對值表示：%其中為主軸標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速。正轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速誤差表主軸轉(zhuǎn)速標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速31.5456390125180實際轉(zhuǎn)速31.3843.9362.7687.87125.52175.73轉(zhuǎn)速誤差%0.302.340.382.370.422.37主軸轉(zhuǎn)速n7n8n9n10n11n12標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速25035550071010001400實際轉(zhuǎn)速247.66346.72495.31693.44990.631386.88轉(zhuǎn)速誤差%0.942.300.942.300.940.94 轉(zhuǎn)速誤差滿足要求。反轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速誤差表主軸轉(zhuǎn)速標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速4

41、7.5951903757501500實際轉(zhuǎn)速46.6093.19186.38367.73735.461470.93轉(zhuǎn)速誤差%1.901.901.901.901.901.90 轉(zhuǎn)速誤差滿足要求。4.2.2 傳動軸直徑的估算其中：P-電動機額定功率 K-鍵槽系數(shù) A-系數(shù)-從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積；-該傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。計算轉(zhuǎn)速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(yīng)的傳動關(guān)系確定。查機械制造裝備設(shè)計表3-11，I、II、III軸都是花鍵軸，;軸是單鍵軸，。1軸的直徑：，取28mm.2軸的直徑：，取30mm.3軸的直徑：,取42.

42、5mm.4主軸的直徑：,取50mm.此軸徑為平均軸徑，設(shè)計時可相應(yīng)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(dāng)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(shè)計手冊推薦的方法確定。對于變速組內(nèi)齒輪的齒數(shù)，如傳動比是標(biāo)準(zhǔn)公比的整數(shù)次方時，變速組內(nèi)每對齒輪的齒數(shù)和及小齒輪的齒數(shù)可以從表3-9（機械制造裝備設(shè)計）中選取。一般在主傳動中，最小齒數(shù)應(yīng)大于1820。采用三聯(lián)滑移齒輪時，應(yīng)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(yīng)大于或等于4，以保證滑移是齒輪外圓不相碰。第一組齒輪：傳動比：, 查機械制造裝備設(shè)計表3-9，齒數(shù)和取84

43、=42，=42，=35，=49；第二組齒輪：傳動比：,，齒數(shù)和取90：=18，=72，=45，=45，=30，=60；第三組齒輪：傳動比：,齒數(shù)和取110：=73，=37，=22，=88，反轉(zhuǎn)齒輪： 傳動比：， 取，得 4.3.2 齒輪模數(shù)的計算(1)- 齒輪彎曲疲勞的計算： （機床主軸變速箱設(shè)計指導(dǎo)P36，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： 取A=81，由中心距A及齒數(shù)計算出模數(shù)： 根據(jù)計算選取兩個中的較大值，選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。取，所以取(2) -齒輪彎曲疲勞的計算：齒面點蝕的計算： 取A=127，由中心距A及齒數(shù)計算出模數(shù)： 根據(jù)計算選取兩個中的較大值，選取相近的標(biāo)準(zhǔn)

44、模數(shù)。取 ，所以取(3)- 齒輪彎曲疲勞的計算：齒面點蝕的計算：，取A=140，由中心距A及齒數(shù)計算出模數(shù)： 根據(jù)計算選取兩個中的較大值，選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。取，所以取(4)標(biāo)準(zhǔn)齒輪：從機械原理 表5-3查得以下公式：齒頂圓 齒根圓 分度圓 齒頂高 齒根高 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齒頂圓齒根圓齒頂高齒根高1423126132118.533.752423126132118.533.75335310511197.533.754493147153139.533.755183546046.533.756723216222198.533.757453135141127.533.

45、758453135141127.533.759303909682.533.7510603180186172.533.7511733219225211.533.7512373111117103.533.7513223667258.533.7514883264270256.533.751535310511197.533.7516233697561.533.75173339910591.533.754.3.4齒寬確定 由公式(610,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 反轉(zhuǎn)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(dǎo)致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設(shè)計上

46、，應(yīng)主動輪比小齒輪齒寬大所以，4.3.5 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 當(dāng)時，可做成腹板式結(jié)構(gòu)，再考慮到加工問題，現(xiàn)敲定把齒輪14做成腹板式結(jié)構(gòu)。其余做成實心結(jié)構(gòu)。齒輪14計算如下： ， 4.4 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 查機械設(shè)計P156頁，當(dāng)。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=100mm。帶輪內(nèi)孔尺寸是軸承外徑尺寸100mm。齒機械設(shè)計表8-10確定參數(shù)得： 帶輪寬度： 分度圓直徑：，4.5 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(yīng)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(biāo)準(zhǔn)化，多用于機床主傳動。(1) 確定摩擦片

47、的徑向尺寸：摩擦片的外徑尺寸受到外形輪廓的限制，內(nèi)徑又由安裝它的軸徑d來決定，而內(nèi)外徑的尺寸決定著內(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)與性能。表示這一特性系數(shù)是外片內(nèi)徑D1與內(nèi)片外徑D2之比，即一般外摩擦片的內(nèi)徑可?。篋1=1.5d=1.536=42mm;機床上采用的摩擦片值可在0.570.77范圍內(nèi)，此處取=0.6，則內(nèi)摩擦片外徑D2=70mm。(2) 按扭矩確定摩擦離合面的數(shù)目Z：Z其中T為離合器的扭矩； K安全系數(shù)，此處取為1.3；P摩擦片許用比壓，取為1.2MPa；f摩擦系數(shù)，查得f=0.06；S內(nèi)外片環(huán)行接觸面積，S（D22 D12）=2461.76mm2;誘導(dǎo)摩擦半徑，假設(shè)摩擦表面壓力均勻分布，則=28.58mm；KV速度修正系數(shù)，根據(jù)平均圓周速度查表取為1.08；結(jié)合次數(shù)修正系數(shù)，查表為1.5；摩擦結(jié)合面數(shù)修正系數(shù)， 查表取為1；將以上數(shù)據(jù)代入公式計算得Z11.1，圓整為整偶數(shù)12，離合器內(nèi)外摩擦片總數(shù)i=Z+1=13。(3) 計算摩擦離合器的軸向壓力Q： (4) 摩擦片厚度b = 1，1.5，1.75，2毫米，一般