普通車床的主軸箱部件設計P=8kw轉速160公比12,z=8

1、機械制造裝備設計課程設計車床主軸箱設計院專班學姓系:業(yè):級:號:名:指導老師：日期:目錄第1章機床用途、性能及結構簡單說明1第2章設計部分的基本技術特性和結構分析22.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù)22.2 確定傳動公比中22.3 擬定參數(shù)的步驟和方法22.3.1 極限切肖U速度Vmax、Vmin22.3.2 主軸的極限轉速3第3章運動設計33.1 主電機功率一一動力參數(shù)的確定33.2 確定結構式33.3 確定結構網(wǎng)33.4 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖43.5 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)53.6 核算主軸轉速誤差6第4章設計部分的動力計算64.1 帶傳動設計64.1.1 計算設計功率Pd64.1.2 選

2、擇帶型74.1.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速84.1.4 確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角94.1.5 確定帶的根數(shù)z104.1.6 確定帶輪的結構和尺寸104.1.7 確定帶的張緊裝置104.1.8 計算壓軸力104.2 計算轉速的計算124.3 齒輪模數(shù)計算及驗算134.4 傳動軸最小軸徑的初定184.5 主軸合理跨距的計算194.6 軸承的選擇204.7 鍵的規(guī)格204.8 變速操縱機構的選擇274.9 主軸合理跨距的計算274.10 軸承壽命校核28第5章主軸箱結構設計及說明305.1 結構設計的內(nèi)容、技術要求和方案305.2 展開圖及其布置30結束語32參考文獻33第1章

3、機床用途、性能及結構簡單說明機床技術參數(shù)有主參數(shù)和基本參數(shù)，他們是運動傳動和結構設計的依據(jù)，影響到機床是否滿足所需要的基本功能要求，參數(shù)擬定就是機床性能設計。主參數(shù)是直接反映機床的加工能力、決定和影響其他基本參數(shù)的依據(jù)，如車床的最大加工直徑，一般在設計題目中給定，基本參數(shù)是一些加工件尺寸、機床結構、運動和動力特性有關的參數(shù)，可歸納為尺寸參數(shù)、運動參數(shù)和動力參數(shù)。通用車床工藝范圍廣，所加工的工件形狀、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬質合金刀具又用高速鋼刀具。因此，必須對所設計的機床工藝范圍和使用情況做全面的調研和統(tǒng)計，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

4、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(nèi)外同類機床的對比,使擬定的參數(shù)最大限度地適應各種不同的工藝要求和達到機床加工能力下經(jīng)濟合理。機床主傳動系因機床的類型、性能、規(guī)格和尺寸等因素的不同，應滿足的要求也不一樣。設計機床主傳動系時最基本的原則就是以最經(jīng)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，如機床主軸油足夠的轉速范圍和轉速級數(shù)；滿足機床傳遞動力的要求。主電動機和傳動機構能提供足夠的功率和轉矩，具有較高的傳動效率；滿足機床工作性能要求。主傳動中所有零部件有足夠的剛度、精度和抗震性，熱變形特性穩(wěn)

5、定；滿足產(chǎn)品的經(jīng)濟性要求。傳動鏈盡可能簡短，零件數(shù)目要少，以便節(jié)約材料，降低成本。第2章設計部分的基本技術特性和結構分析2.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù)車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：原始數(shù)據(jù)：主要技術參數(shù)題目主電動機功率P/kw2.8最小轉速160轉速級數(shù)Z=8公比1.122.2 確定傳動公比中根據(jù)【1】P78公式（3-2）因為已知nmax=Rn'nmin,Rnh爐z,=1.12.nmax=1.128,160=353.709根據(jù)【11P77表3-5標準公比中。這里我們?nèi)藴使认盗衝max=355因為*1.12=1.066,根據(jù)【1】P77表3-6標準數(shù)列。首先找到最小極限轉速1

6、42，可得到公比為1.12的數(shù)列：160,180,200,224,250,280,315,3552.3 擬定參數(shù)的步驟和方法2.3.1 極限切削速度Vmax、Vmin根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：允許的切速極限參考值如下：表2.1加工條件Vmax(m/min)Vmin(m/min)硬質合金刀具粗加工鋼鐵工件3050硬質合金刀具半精或精加工碳鋼，件1503002螺紋加工和較孔2.3.2 主軸的極限轉速計算車床主軸極限轉速時的加工直徑，則主軸極限轉速應為結合題目條件，取標準數(shù)列數(shù)值，取=1.12考慮到設計的結構復雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉速數(shù)列可直接從標準的數(shù)列表中

7、查出，按標準轉速數(shù)列為：160,180,200,224,250,280,315,355第3章運動設計3.1 主電機功率一一動力參數(shù)的確定合理地確定電機功率N,使機床既能充分發(fā)揮其性能，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。根據(jù)題設條件電機功率為2.8KW可選取電機為：Y132M-4額定功率為2.8KW,滿載轉速為1440r/min.3.2 確定結構式可以按照Z=8進行分配已知Z=2ax3ba,b為正整數(shù)，即Z應可以分解為2和3的因子，以使用2、3聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速。確定變速組傳動副數(shù)目對于Z=8可分解為：Z=2iX22X24o綜合上述可得：主傳動部件的運動參數(shù)max=355,nmi

8、n=160,Z=8,=1.123.3 確定結構網(wǎng)根據(jù)“前多后少”，“先降后升”，前密后疏，結構緊湊的原則，選取傳動方案Z=21X22X24,易知第二擴大組的變速范圍r=(P3-1)x=1.214=2.148,滿足要求滿足要求,其結構網(wǎng)如圖2-103.4 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖(1)選擇電動機：采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。(2)繪制轉速圖:1440圖3.2轉速圖(3)畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖3.3:1-2軸最小中心距：Ai_2min>1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和：Szmin>(Zmax+2+D/m)3.5 確定各

9、變速組此論傳動副齒數(shù)(1)Sz£100-124，普通機床Sz=70-100(2)直齒圓柱齒輪Zmin>18-24,m<4圖3.3主傳動系統(tǒng)圖(7)齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設計要求Zmin>1824,齒數(shù)和Sz0100124,由表4.1,根據(jù)各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表(8)3.1。表3.1齒輪齒數(shù)傳動基本組第一擴大組第二擴大組比1:11:1.211:11:21:11:4代號乙乙Z2Z2Z3'Z3Z4ZZ5Z5Z6Z6齒數(shù)3030253542422856454518723.6核算主軸轉速誤差實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，

10、一般不應超過土10(9-1)%,即實際轉速n-標準轉速n標準轉速n10（中-1）%=4.1%第4章設計部分的動力計算4.1 帶傳動設計輸出功率P=2.8kW,轉速n1=1440r/min,n2=355r/min4.1.1 計算設計功率PdPd二KAPed表4.1工作情況系數(shù)Ka工作機原動機i類ii類f工作時間/h<101016>16<101016>16載荷液體攪拌機；離心式水泵；1.01.11.21.11.21.36平穩(wěn)通風機和鼓風機（7.5kW）;離心式壓縮機；輕型運輸機載荷變動小帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（7.5kW）;發(fā)電機；旋轉式水泵；金屬切削機床；剪

11、床；壓力機；印刷機；振動篩1.11.21.31.21.31.4載荷變動較大螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械1.21.31.41.41.51.6載荷變動很大破碎機（旋轉式、顆式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輾壓機1.31.41.51.51.61.8根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時），查機械設計由6表4,取Ka=1.10即P=3.08KW4.1.2 選擇帶型普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設計功率Pd和小帶輪的轉速n1按機械設計P297圖13-11選取。1L62.54631016254063100160250計算功率尸J（kW圖4.

12、1帶輪轉速圖根據(jù)算出的Pd=3.08kW及小帶輪轉速ni=1440r/min，查圖得：dd=80100可知應選取A型V帶4.1.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速由機械設計P298表137查得，小帶輪基準直徑為80100mm貝取dd1=100mm>ck.=75mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得）表4.2V帶帶輪最小基準直徑ddmin槽型YZABCDEddmin205075125200355500d1440i1=1.44,dd2=1001.44=144mmdd11000由機械設計的95表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得dd2=140mm誤差驗算傳動比：i=dd2=1.42（君為彈性滑動

13、率）dd1（1-；）100（1-2%）帶速v=7Tdd1n601000二1001440r,=7.43m/s601000滿足5m/s<v<2530m/s的要求，故驗算帶速合適。4.1.4確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角由式0.7dd1dd2<a0<2dd1dd2可得0.7(100+140)Ea。M2(100+140)即168<a0.480,選取a°=300mm所以有：2(dd2-dd1)Ldo=2a0-(dd1dd2)%比24aO=2300-(100140)(140100)mm|L24300二1022mm由機械設計P293表132查得Ld=1000

14、mm實際中心距a：a0Ld-Ldo=300+1022T000=311mm22oodd2-dd1oo140-100ooa1=180-57.3d2d1=180-57.3172.63120a311符合要求。表4.3包角修正系數(shù)Ka包角“22021020019018015017016014013012011010090Ka1.201.151.101.051.000.920.980.950.890.860.820.780.730.68表4.4彎曲影響系數(shù)KbKbZ0.2925M10二A0.7725M107B1.9875父10*C_35.625父10D19.95-10.E37.35x10-4.1.5 確定

15、帶的根數(shù)z查機械設計手冊，取Pi=0.35KWPi=0.03KW由機械設計P299表138查得，取Ka=0.95由機械設計P293表132查得，Kl=1.16則帶的根數(shù)z=P=825=3(P1R)KaKL(0.350.03)0.951.16所以z取整數(shù)為3根。4.1.6 確定帶輪的結構和尺寸根據(jù)V帶輪結構的選擇條件，電機的主軸直徑為d=28mm由機械設計P293,“V帶輪的結構”判斷：當3d<dd1(90mm)<300mm可采用H型孔板式或者P型輻板式帶輪，這次選擇H型孔板式作為小帶輪。由于dd2>300mm所以宜選用E型輪輻式帶輪?？傊л嗊xH型孔板式結構，大帶輪選擇E

16、型輪輻式結構。帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT2004.1.7 確定帶的張緊裝置選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。4.1.8 計算壓軸力由機械設計P303表1312查得，A型帶的初拉力F0=117.83N,上面已得到aa172.63oa1=172.63o,z=3,貝UF=2zFosin亙=2父3M117.83Msin17N=940.72N22對帶輪的主要要求是質量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應力要小，帶輪由輪緣、腹板(輪輻)和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以

17、安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側面間的夾角是40。，為了適應V帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角為32。、34。、36。、380(按帶的型號及帶輪直徑確定)，輪槽尺寸見表7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅(腹板)，用來聯(lián)接輪緣與10輪轂成一整體。表4.5普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）項目個Jt槽型YZABCDE基準寬度bphamin5.38.511.014.019.027.032.0基準線上槽深1.62.02.753.54.88.19.6基準線下槽深hfmin7.08.710.814.319.9

18、23.4槽間距8±0.312±0.315±0.319±0.425.5士0.537±0.644.5士0.7第一槽對稱面至端面的距離min67911.5162328最小輪緣厚J55.567.5101215帶輪寬BB=(z-1)e+2fz一輪槽數(shù)外徑da十輪槽角，例。32對應的基準直徑dd<60,-340-<80<118<190<315-36°60-<475<60038°->80118190315>475600極限偏差±1±0.5V帶輪按腹板（輪輻）結構的不

19、同分為以下幾種型式：（1）實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪（dd（2.53）d時），如圖7-6a（2）腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪（dd0300mm時），如圖7-6b。11(3)孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪(ddd)>100mm時)，如圖7-6cQ(4)橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd>500mm時)，如圖7-6d(a)(b)(c)(d)圖4.2帶輪結構類型圖根據(jù)設計結果，可以得出結論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖(a),大帶輪選擇腹板帶輪如圖(b)4.2計算轉速的計算(z/3q一(1)主軸的計算轉速nj,由公式nj=nminG得，主軸的計算轉速nj=251.7r/min,取255r/

20、min。(2).傳動軸的計算轉速軸3=280r/min軸2=280r/min,軸1=355r/min。(2)確定各傳動軸的計算轉速。各計算轉速入表4.6。表4.6各軸計算轉速軸號I軸n軸m軸計舁轉速r/min355280280(3)確定齒輪副的計算轉速。齒輪Z6裝在主軸上其中只有250r/min傳遞全功率,'故Z6j=250r/min。依次可以得出其余齒輪的計算轉速，如表4.7。表4.7齒輪副計算轉速廳P乙Z2Z3ZjZ512nj3552802802802504.3齒輪模數(shù)計算及驗算（1）模數(shù)計算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算

21、，即mj=163383匚耳亙二可得各組的模數(shù)，如.mZiu二jnj表3-3所小。根據(jù)mj和mw計算齒輪模數(shù)，根據(jù)其中較大值取相近的標準模數(shù)：（u_1）Pu_1KiK2K3KsXmj=1633832）=1633832mm.mZ1uCj2nj'PmZ12i：FnJN齒輪的最低轉速r/min；T頂定的齒輪工作期BM,中型機床推存：T=1524kn轉速變化系數(shù)；kN功率利用系數(shù)；kq材料強化系數(shù)。qks（壽命系數(shù)）的極值ksmax,ksmin齒輪等轉動件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數(shù)m和基準順環(huán)次數(shù)CoK工作情況系數(shù)。中等中級的主運動：k2動載荷系數(shù)；k3齒向載荷分布系數(shù)；Y齒形系數(shù)；根

22、據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)公式為：式中：N計算齒輪轉動遞的額定功率N=?Ndkwnj計算齒輪（小齒輪）的計算轉速r/min'm齒寬系數(shù)，m-b/m,'m=8Z1計算齒輪的齒數(shù)，一般取轉動中最小齒輪的齒數(shù)：i大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比，i=1;（十）用于外嚙合，（-）號用Zi13于內(nèi)嚙合:ks：ks=kTkNknkq命系數(shù);kT:工作期限，kT=m6221；,C。,。6035520000,k-=3v10000000=3.4960355200002106=1.8kn=0.84kn接=0.58kn彎=0.90kq接=0.55kq彎=0.72ks接=3.49父0.840.580.55=0.94

23、=1.80.840.900.72=0.99ks之kmin時，取ks=ksmax,當ks<ksmin時，取ks=ksmin；ks=ksmax=0.85k1=1.5;k2=1.2k3=1Y=0.378許用彎曲應力，接觸應力，（Mpa）%1=354Mpa匕1=1750MDajpa6級材料的直齒輪材料選；24CrM3工熱處理S-C59按接觸疲勞計算齒輪模數(shù)m1-2軸由公式m=163383（U±1）P2可得,mZ1u二jnjmj=2.7mm取m=3mm2-3軸由公式m=16338a|（U±1）P2可得mZ1U二jnjmj=2.4mm取m=3mm3-4軸由公式m=163383mj

24、=3.4mm取m=3.5mm由于一般同一變速組內(nèi)的齒輪盡量取同一模數(shù)，所以為了統(tǒng)一和方便如下取:表4.8模數(shù)組號基本組第一擴大組第二擴大組14模數(shù)mm333.5(2)基本組齒輪計算?；窘M齒輪幾何尺寸見下表表4.9基本組齒輪計算表齒輪Z1Z1'Z2Z2'齒數(shù)30302040分度圓直徑909060120齒頂圓直徑969666126齒根圓直徑82.582.552.5112.524242424按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr,調質處理，硬度241HB246HB,平均取260HB,大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB246HB,平均取240HB。計算如下:齒面接觸疲勞強度計算

25、：接觸應力驗算公式為二上.2088108.(u-DKiK2K3KsN(Mpa)jJzm,uBnfJ彎曲應力驗算公式為:_5(MPa-t-w119110K1K2K3KsN2_zmBYn式中N-傳遞的額定功率(kW,這里取N為電動機功率，N=5kW;15nj計算轉速(r/min);m初算的齒輪模數(shù)(mm),m=3(mm);B-齒寬(mm；B=24(mm；z-小齒輪齒數(shù)；u-小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比；Ks壽命系數(shù)；Ks=KtKnKnKqKt-工作期限系數(shù)；mKt二七TT齒輪工作期限，這里取T=15000h.;n1齒輪的最低轉速(r/min),n1=500(r/min)Co-基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取

26、Co=107,彎曲載荷取Co=2父10m-疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取m=3彎曲載荷取m=6;Kn-轉速變化系數(shù)，查【5】2上，取Kn=0.60Kn-功率利用系數(shù)，查【5】2上，取Kn=0.78Kq-材料強化系數(shù)，查【5】2上，Kq=0.60qqK3-工作狀況系數(shù)，取K3=1.1K2-動載荷系數(shù)，查【5】2上，取K2=1Ki-齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2上，Ki=1Y齒形系數(shù)，查【5】2上，丫=0.386;:L-許用接觸應力(MPa),查【4】，表4-7,取j1=650Mpa；16bw】-許用彎曲應力(MPa),查【4】，表4-7,取入=275Mpa；根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：二j=63

27、5Mpa_Lj1二w二78Mpa<tw1(3)第一擴大組齒輪計算。擴大組齒輪幾何尺寸見下表4.10第一擴大組齒輪幾何尺寸齒輪Z3Z3'Z4Z4'齒數(shù)42422856分度圓直徑12612684168齒頂圓直根圓直徑118.5118.576.5160.524242424(4)第二擴大組齒輪計算。擴大組齒輪幾何尺寸見下表4.11第二擴大組齒輪幾何尺寸齒輪Z5Z5'Z6Z6'齒數(shù)45451872分度圓直徑157.5157.563252齒頂圓直徑164.5164.570259齒根圓直徑148.75148.7554.25243.2524242

28、424按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr,調質處理，硬度241HB246HB,平均17取260HB,大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB246HB,平均取240HB同理根據(jù)基本組的計算，查文獻【6】，可得Kn=0.62,Kn=0.77,K=0.60,K3=1.1,11qK2=1,Ki=1,m=3.5;可求得：Oj=619Mpa-L1二w=135Mpa,w14.4 傳動軸最小軸徑的初定由【5】式6,傳動軸直徑按扭轉剛度用下式計算:式中d-傳動軸直徑（mm）Tn-該軸傳遞的額定扭矩（N*mm）_NT=9550000M一；njN-該軸傳遞白功率（KW）%-該軸的計算轉速依L-該軸每米長度的允

29、許扭轉角，卜】=1°。各軸最小軸徑如表4.13。表4.13最小軸徑軸號I軸n軸III軸最小軸徑mm253030184.5 主軸合理跨距的計算由于電動機功率P=7.5kw,根據(jù)【1】表3.24,前軸徑應為6090mm。初步選取di=80mm。后軸徑的d2=(0.70.9)di,取d2=60mm。根據(jù)設計方案，前軸承為NN3016K型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量a=124mm,主軸孔徑為30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉矩T=9550=424.44N.mn設該機床為車床的最大加工直徑為400mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟加工直徑約為最大回轉直徑的50%這里取75%即180m

30、m故半徑為0.09m；，一.一424.44切削力(沿y軸)Fc=4716N0.09背向力(沿x軸)Fp=0.5Fc=2358N總作用力F=FC2Fp2=5272.65N此力作用于工件上，主軸端受力為F=5272.65NO先假設l/a=2,l=3a=240mm。前后支承反力Ra和Rb分別為la120240Ra=FX=5272.65X=7908.97Nl240Rb=FXa=5272.65X120=2636.325Nl240根據(jù)文獻【1】式3.7得：Kr=3.39Fr0.1La0.8(iz)0.9cos1.9a得前支承的剛度：Ka=1689.69ka1689.69,N/Nm;Kb=785.57N/N

31、m;=2.15Kb785.57主軸的當量外徑de=(80+60)/2=70mm,故慣性矩為，一一4一一4、二(0.07-0.03)-84=113.8X10m64-一11-一8=0.14EI2.110113.810=3=36Kaa31689.690.13106查【1】圖3-38得5=2.0,與原假設接近，所以最佳跨距l(xiāng)0=124X2.0=240mma合理跨距為(0.75-1.5)l0,取合理跨距l(xiāng)=360mm。根據(jù)結構的需要，主軸的實際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施19增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑D=100mm,后軸徑d=80mm。前軸承采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用背對背安裝的角接觸

32、球軸承。4.6 軸承的選擇I軸：6206D=65B=18深溝球軸承II軸：30206CD=65B=17角接觸球軸承田軸：30206CD=65B=17角接觸球軸承IV軸：7208CD=80B=18角接觸球軸承4.7 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，因為它可以在運轉中接通或脫開，具有結合乎穩(wěn)、沒有沖擊、結構緊湊的特點，部分零件已經(jīng)標準化，多用于機床主傳動。4.7.1 摩擦片的徑向尺寸摩擦片的外徑尺寸受到輪廓空間的限制，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構和性能。一般外摩擦片的外徑可?。篋1=d(26)mmd為軸的

33、直徑，取d=55,所以D1=55+5=60mm特性系數(shù)中是外片內(nèi)徑D1與內(nèi)片外徑D2之比取中=0.7,則內(nèi)摩擦片外徑D2=D=-6085.7mm2:0.74.7.2 按扭矩選擇摩擦片結合面的數(shù)目一般應使選用和設計的離合器的額定靜扭矩Mj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，故只需按離合器結合后的靜負載扭矩來計算。即：_2MnK1000一.：fD2blpl_7.031.4100003.140.06757536.41.0=8.89取Z=94.7.3 離合器的軸向拉緊力20由Q=SpKv,得：Q=2939.41.10.94-3315.6N查機床零件手冊，摩擦片的型號如下：內(nèi)

34、片：Dp=72.85,查表?。篋=85mmd=55mmb=1.5mm,B=9.7mmH=23.5mm,=0.5mm外片：Dp=72.85,查表取：D=87mmd=56mmb=1.5mm,B=20mmH=48mm,H1=42mm=0.5mm內(nèi)外片的最小間隙為：0.20.4mm4.7.4 反轉摩擦片數(shù)Mj_KM"K9550Nmnj7.50.96=1.395500.960.988004=2.8104Nm2MnK1000Z二-nc一二fDblpl2.810000-3.140.06757536.41.0=3.55取Z=45.動力設計5.1 傳動軸的驗算由于變速箱各軸的應力都比較小，驗算時，通常

35、都是用復合應力公式進行計算:O".M20.572工%(MPa210b為復合應力(MPa仃b為許用應力(MPaw為軸危險斷面的抗彎斷面模數(shù)da頭心軸：W(mm)32空心軸：W=漢1-(魚)4(mm3)32D4_2dZb(D-d)(Dd)/3、化鍵軸：W=-(mm)32-：D32; d為空心軸直徑，花鍵軸內(nèi)徑 D為空心軸外徑，花鍵軸外徑d0為空心軸內(nèi)徑 b為花鍵軸的鍵寬 Z為花鍵軸的鍵數(shù)M為在危險斷面的最大彎矩M=,Mj+M：NmmT為在危險斷面的最大扭矩4NT=95510NjN為該軸傳遞的最大功率N為該軸的計算轉速齒輪的圓周力：Pt=紅D齒輪的徑向力：Pr=0.5Pt5.1.1 I軸的

36、強度計算I軸：pi=7.50.8720.96=6.26nI=9.55104Nj46.26=9.55104800=74728.75Nm225.1.2 作用在齒輪上的力的計算已知大齒輪的分度圓直徑：圓角力:Ft=274728.75D297.5二1532.9N徑向力：Fr=0.5屋=0.51532.9=766.45N軸向力：Fa=Ft=1532.9N方向如圖所示:JlJL,1r1f由受力平衡：F拉F2FiFr=0F拉=1759.2NFr=766.45N所以F2+弓=(1759.2+766.45)=-2525.65N以a點為參考點，由彎矩平衡得：105F1+Fr(105+40)-F2(300+40+1

37、05)=0所以：F1=2245.5NF2=280.1N23在V面內(nèi)的受力情況如下:41-4受力平衡：FeFt-F1-F2-0即：1759.2+1532.9-F1-F2=0以a點為參考點，由彎矩平衡：FiX105-FtX(105+40)+F2(300+105+40)=0所以F二3629NF2=3653N在V面的彎矩圖如下：(1)支撐剛度，包括軸承的彈性變形和坐圈接觸變形向心推力球軸承：二(0.7-0.002)d24圓錐孔雙列向力短圓柱滾子軸承：0.4Q、=X10R(mm)d前軸承處d=100,d'=100,R=5400kgf,R'=12500kgf所以：、r=0.0108mmri

38、=0.0251mm坐圓外變形：=竺(19)二dbD對于向心球軸承：D=150,d=100,b=60,取k=0.01所以：對于短圓柱滾子軸承：D=150,d=100,b=37,取k=0.01,R=12500kgf所以:=0.053mm4125000.0137、（1）3.1410037150所以軸承的徑向變形:、r='r、r=0.060.016=0.076mmr1=r1+r1=0.05+0.053=0.103mm支撐徑向剛度：,R5400k=71052.63kgf、r0.076k1R,11125000.103=121359.22kgf(2)量主要支撐的剛度折算到切削點的變形Yz=P9.8k

39、A（W1）其中L=419mm,KA=121359.2kg/mm所以：KJ（1卑1）25_22940r/d121359.2212522125二(1)21)9.8121359.2278709.894192419=0.0045mm(3)主軸本身引起的切削點的變形Pa321073163377.253=4.2510mm(4)主軸部件剛度P2940K=336000N/mm=336N/mYzYs0.00450.00425(5)驗算抗振性K_Kcdblimcos1；(1,；)則：_2K；(1；)blim-L工二斬其中：P=2940N,a=125mm,L=419mm,E=2X10Kcdcos一26N/cm,D=

40、91mmI=0.05(D-dKcdcos-所以：_2K；(1；)blim一7)=0.05X(914-464)=3163377.25mrfi所以:3FI22940125241923360.03(10.03)一2.46cos68.822.6mm0.02Dmax=10mm所以主軸抗振性滿足要求。4.8 變速操縱機構的選擇選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪4.9 主軸合理跨距的計算圖4.3主軸合理跨距圖設機床最大加工回轉直徑為？400mm電動機功率P=7.5kw,主軸計算轉速為180r/min。已選定的前后軸徑為：d1=62mmd2=（0.70.85）d1=

41、55mm定懸伸量a=85mm軸承剛度，主軸最大輸出轉矩：75錯誤！未找到引用源。=9.55乂106m=250346Nmm180設該車床的最大加工直徑400mm床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟加工直徑約為最大回轉直徑的50%即200mm切削力（沿y軸）Fc=400.346/0.2=2001.8N背向力（沿x軸）Fp=0.5Fc=1000.9N總作用力F=.Fc2-Fp2=3109NCp此力作用于工件上，主軸端受力為F=3109N先假設l/a=2,l=3a=255mm前后支承反力R和R分別為R=FXa=3109X85255=4145Nl25527a85Rb=FX-=3109x-85=1036Nl

42、255根據(jù)主軸箱設計得：Kr=3.39Fr0.1La0.8(iz)0.9cos1、得前支承白剛度：&=1376.69N/km;&=713.73N/Nm；KA=1376.69=1.93Kb713.73主軸的當量外徑de=(85+65)/2=75mm,故慣性矩為二0.075464=1.55X10-6n4EI2.110111.55104=7=36=0.38Kaa31376.690.08510A查主軸箱設計圖得應=2.5,與原假設接近，所以最佳跨距l(xiāng)0=85X2.5=212.5mma合理跨距為(0.75-1.5)l0,取合理跨距l(xiāng)=400mm根據(jù)結構的需要，主軸的實際跨距大于合理跨距，

43、因此需要采取措施增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑D=85mm后軸徑d=55mm后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。4.10軸承壽命校核I軸選用的是角接觸軸承6206其基本額定負荷為30.5KN由于該軸的轉速是定值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。I軸傳遞的轉矩T=9550-n75096T=9550一06=59.3Nm1000,2T2593齒輪受力Fr=幺=U9=1412Nd60103根據(jù)受力分析和受力圖可以得出軸承的徑向力為R1=-=1060N1il2Rv2=1412-1060=352N28因軸承在運轉中有中等沖擊載荷，又由于不受軸向力，按機械設計表10-5查行fp為1.2到1.8,取fp=1.3,則有：P1=fpXR=1.31062=1378NP2VfpX2R2V1.3352=457.6N軸承的壽命因為P|>P2,所以按軸承1的受力大小計算：106C,106172003,Lh()()3=38309.1h60npi608501378由n軸最小軸徑可取軸承為故該軸承能滿足要求。30206c角接觸球軸承，&=3P=XFr+YFaX=1,Y