機(jī)床主軸變速箱課程設(shè)計(jì)

1、機(jī)床主軸變速箱課程設(shè)計(jì)沈陽工程學(xué)院機(jī)床主軸變速箱課程設(shè)計(jì)班級：機(jī)械本 112姓名：學(xué)號：專業(yè)：機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化指導(dǎo)教師：日期 :2015/01/12 2015-01-23沈陽工程學(xué)院機(jī)床主軸變速箱設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)成績評定表系（部）：機(jī)械工程系班級：機(jī)學(xué)生姓名：指導(dǎo)教師評審意見評價(jià)具體要求權(quán)內(nèi)重容調(diào)能獨(dú)立查閱文獻(xiàn), 收集資研0.料；能制定課程設(shè)計(jì)方案論1和日程安排。證工作工作態(tài)度認(rèn)真， 遵守紀(jì)律，能0.出勤情況是否良好，能夠力2獨(dú)立完成設(shè)計(jì)工作，態(tài)度工 按期圓滿完成規(guī)定的設(shè)計(jì)0.作 任務(wù)，工作量飽滿，難度2加評分權(quán)分543254325432- 1 -量 適宜。說說明書立論正確，論述充明分，結(jié)論

2、嚴(yán)謹(jǐn)合理，文字書0.5 4 32通順，技術(shù)用語準(zhǔn)確，符的5號統(tǒng)一，編號齊全，圖表質(zhì)完備，書寫工整規(guī)范。量指導(dǎo)教師評審成績分加權(quán)分合計(jì)（加權(quán)分合計(jì)乘以 12）指導(dǎo)教師簽名：年月日評閱教師評審意見評價(jià)具體要求權(quán)內(nèi)重容查閱查閱文獻(xiàn)有一定廣泛性；0.文有綜合歸納資料的能力2獻(xiàn)工0.作工作量飽滿，難度適中。5量說說明書立論正確，論述充明分，結(jié)論嚴(yán)謹(jǐn)合理，文字0.書通順，技術(shù)用語準(zhǔn)確，符3的 號統(tǒng)一，編號齊全，圖表質(zhì) 完備，書寫工整規(guī)范。加評分權(quán)分543254325432- 2 -量評閱教師評審成績加權(quán)分合計(jì)（加權(quán)分合計(jì)乘以分8）評閱教師簽名：年月日課程設(shè)計(jì)總評成績分目錄第一章課程設(shè)計(jì)的目的和內(nèi)容 .-

3、4 -第二章課程設(shè)計(jì)的步驟 .- 5 -第一節(jié)運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì) .- 5 -一、確定主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)：.- 5 -二、確定轉(zhuǎn)速數(shù)列： .- 6 -三、求出主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)Z：.- 6 -四、確定結(jié)構(gòu)式： .- 6 -五、繪制轉(zhuǎn)速圖 .- 7 -六、繪制傳動(dòng)系統(tǒng)簡圖 .- 8 -七、確定各變速組齒輪傳動(dòng)副的齒數(shù) .- 9 -第二節(jié)傳動(dòng)零件的初步計(jì)算 .-10-一、求各軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速 .-10-二、傳動(dòng)軸直徑的估算 .-11-三、齒輪模數(shù)的估算 .-12-四、計(jì)算各齒輪的參數(shù) .-13-五、三聯(lián)滑移齒輪設(shè)計(jì)：.-14-五、確定各軸間距 .-14-六、帶輪的選擇 .-14-七、片式摩擦離合器的計(jì)算 .-15-八、主軸

4、軸承 : .-16-九、主軸和齒輪的連接 : .-17-十、潤滑與密封 :.-17- 3 -十一、其它問題 :.-18-第三章課程設(shè)計(jì)的驗(yàn)算 .-18-一、直齒圓柱齒輪的強(qiáng)度驗(yàn)算 .-18-二、主軸的彎曲剛度驗(yàn)算 .-21-三、主軸組件的靜剛度驗(yàn)算 .-22-四、滾動(dòng)軸承的驗(yàn)算 .-25-設(shè)計(jì)小結(jié).-25-參考文獻(xiàn).-26-第一章課程設(shè)計(jì)的目的和內(nèi)容一、題目：機(jī)床主軸變速箱設(shè)計(jì)二、主要技術(shù)參數(shù)：320mm。1、臥式車床，最大回轉(zhuǎn)直徑為2、原始數(shù)據(jù)：nmin公工件 刀具電動(dòng)機(jī)nmax功率（r m（ rmi比材料 材料P/kwin-1）n-1）1.2鋼鐵 硬質(zhì)5.513201066材料 合金反轉(zhuǎn)：

5、 Z反Z正 / 2； n反 max1.1n正max三、設(shè)計(jì)內(nèi)容：1、運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)：根據(jù)給定的轉(zhuǎn)速范圍及公比，擬定傳動(dòng)方案，確定結(jié)構(gòu)形式，畫轉(zhuǎn)速圖，畫傳動(dòng)系統(tǒng)圖（研究分析齒輪排列方案），計(jì)算帶輪直徑和齒輪齒數(shù)。2、動(dòng)力計(jì)算：根據(jù)電動(dòng)機(jī)功率，確定各傳動(dòng)件的計(jì)算轉(zhuǎn)速，對主要零件（如帶、齒輪、主軸、傳動(dòng)軸、軸承等）進(jìn)行計(jì)算（初算和驗(yàn)算） 。3、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：進(jìn)行傳動(dòng)軸系，變速機(jī)構(gòu)，主軸組件，操縱機(jī)構(gòu)，換向和制動(dòng)裝置，箱體，潤滑和密封的布置和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。4、編寫設(shè)計(jì)計(jì)算說明書四、應(yīng)完成的任務(wù)本學(xué)期第 18、19、20 周課程設(shè)計(jì)，以設(shè)計(jì)- 4 -說明書數(shù)據(jù)為依據(jù)，繪制：1、主軸變速箱草圖一張（A2）手繪；2、展開

6、圖一張（A0）計(jì)算機(jī) CAD 繪圖，主軸零件圖 1 張。3、三維立體圖 pro/e 仿真；五、要求1、設(shè)計(jì)計(jì)算說明書字體端正，層次分明，格式排版準(zhǔn)確。2、圖紙圖面清潔，標(biāo)注準(zhǔn)確，符合國家標(biāo)準(zhǔn)；六、設(shè)計(jì)說明書主要內(nèi)容及裝訂順序1、封皮2、設(shè)計(jì)任務(wù)書；3、成績評審意見表4、中文摘要和關(guān)鍵詞5、目錄（標(biāo)題及頁次）；6、機(jī)床用途和性能（簡要） ；7、運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)和擬定（簡要方案比較分析；畫傳動(dòng)系統(tǒng)圖要規(guī)范）；8、主要零件的估算或計(jì)算和驗(yàn)算 （主軸組件剛度計(jì)算）；9、重要結(jié)構(gòu)的選擇分析；10、設(shè)計(jì)小結(jié)；11、參考文獻(xiàn)（列序號、作者、書名、出版社及年月）；至少 6 篇第二章課程設(shè)計(jì)的步驟第一節(jié)運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)一、確定

7、主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)：由給定的參數(shù)，主軸的極限轉(zhuǎn)速為nmax=1320 r/min，nmin=106r/min由公式： Rnnmaxz 1 且 =1.26nmin- 5 -lg Rn可得 Rn =12.878 ， z=+1=12.008lg取 Z=12二、確定轉(zhuǎn)速數(shù)列：6由給定的參數(shù)，=1.41=1.06 ，Z=12 級106， 132,170,210,265,315,425,530,670,856,1060,1320,三、求出主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)Z：因兩軸間變速組的傳動(dòng)副數(shù)多采用 2 或 3，在設(shè)計(jì)簡單變速系統(tǒng)時(shí)， 變速級數(shù)應(yīng)選為 Z=3m2n 的形式， m、 n 為正整數(shù)。四、確定結(jié)構(gòu)式：級轉(zhuǎn)速傳動(dòng)系統(tǒng)的

8、傳動(dòng)組，選擇傳動(dòng)組安排方式時(shí)，考慮到機(jī)床主軸變速箱的具體結(jié)構(gòu)、裝置和性能。在軸如果安置換向摩擦離合器時(shí)， 為減少軸向尺寸， 第一傳動(dòng)組的傳動(dòng)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(gè)傳動(dòng)組的傳動(dòng)副常選用 2。綜上所述，傳動(dòng)式為 12=232。對于 12 2 3 2 傳動(dòng)式有 6 種結(jié)構(gòu)式對應(yīng)的結(jié)構(gòu)網(wǎng)，分別為：122132261223312612233126122134221226312312263221按照傳動(dòng)副 “前多后少 ”的原則選擇 Z=322 這一方案，但主軸換向采用雙向片式摩擦離合器結(jié)構(gòu)， 致使軸的軸向尺寸過大， 所以此方案

9、不宜采用， 而應(yīng)先擇 12=232。根據(jù)級比指數(shù)分配要 “前密后疏 ”的原則，應(yīng)選用Z= 21 32 2 6 這一方案。驗(yàn)算結(jié)構(gòu)式中的最末擴(kuò)大組（按擴(kuò)大順序的最末、非傳動(dòng)順序的最末）的調(diào)整范圍 Rn = 1.416 ( 2 1) =7.88 ，其最后擴(kuò)大組的變速范圍肯定也符合要求，因此所選結(jié)構(gòu)式比較合理。（一）選定電動(dòng)機(jī)- 6 -合理的確定電機(jī)功率N，使機(jī)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(jī)經(jīng)常輕載而降低功率因素。電動(dòng)機(jī)的功率是5.5kW，根據(jù)機(jī)械工程及自動(dòng)化簡明設(shè)計(jì)手冊表22選取 Y132M-4 型電動(dòng)機(jī)，額定功率 5.5kW,滿載轉(zhuǎn)速 1440 r/min，額定轉(zhuǎn)距 2.3

10、。（二）分配總降速比分配降速比時(shí)，應(yīng)注意傳動(dòng)比的取值范圍：齒輪傳動(dòng)副中最大傳動(dòng)比umax 2， 最小傳動(dòng)比 umin1 傳動(dòng)比過大，引起振動(dòng)和噪音，傳動(dòng)比過小，4使動(dòng)齒輪與傳動(dòng)齒輪的直徑相差太大，將導(dǎo)致結(jié)構(gòu)龐大。最末一級間的數(shù)相隔6 極（總6 ）：i c1 = 21.4122ic2 = 14中間軸傳動(dòng)比可按先慢后快原則，確定最小傳動(dòng)比，根據(jù)級此指數(shù)確定其他轉(zhuǎn)動(dòng)比：軸小傳動(dòng)比為 ia minibminic minic min = 141ib 1 =1ib 2 =11 ib min 取31ib3 = 2軸傳動(dòng)比為ia min 取1i11i 21323（三）確定傳動(dòng)軸的軸數(shù)傳動(dòng)軸數(shù) =變速組數(shù) +定

11、比傳動(dòng)副數(shù) +1 =3+0+1=4五、繪制轉(zhuǎn)速圖先按傳動(dòng)軸數(shù)及主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)求格數(shù)，畫出網(wǎng)格，用以繪制轉(zhuǎn)速圖，在轉(zhuǎn)速圖上，先分配從電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速到主軸最低轉(zhuǎn)速的總降速比，在串聯(lián)的雙軸傳動(dòng)間畫上 u(k k+1)min 。再按結(jié)構(gòu)式級比分配規(guī)律畫上各變速組的傳動(dòng)比射線，從而確定了各傳動(dòng)副的傳動(dòng)比。轉(zhuǎn)速圖：- 7 -六、繪制傳動(dòng)系統(tǒng)簡圖如下簡圖所示。- 8 -七、確定各變速組齒輪傳動(dòng)副的齒數(shù)確定各變速組齒輪傳動(dòng)副的齒數(shù)時(shí)應(yīng)根據(jù)以下原則：1、受齒輪最小齒數(shù)Zmin 的限制，機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)一般只取Z min 1820，以避免產(chǎn)生根切現(xiàn)象。2、套裝在軸上的小齒輪還考慮到齒根圓到它的鍵槽深處的最小尺寸應(yīng)大于基圓

12、齒厚，以防斷裂，則其最小齒數(shù)Zmin 應(yīng)為 Z min 1.03D/m +5.6，式中 D齒輪花鍵孔的外徑（ mm）,單鍵槽的取其孔中心至鍵槽槽底的尺寸兩倍；m齒輪模數(shù)（ mm）。3、 Smin 還受最小傳動(dòng)比umin 和允許的最大齒數(shù)Szmax 的約束，機(jī)床主傳動(dòng)的最小極限傳動(dòng)比取umin 1/4。中型機(jī)床一般取Sz=70100， SZmax=120；4、 Sz 的選取不要使兩軸中心距過小，否則可能導(dǎo)致兩軸軸承過近，在等長的多軸變速系統(tǒng)中，還可能使前后變速組的齒輪頂圓與軸相碰，即k 軸上前一個(gè)變速組中的最大被動(dòng)齒輪 Z max 的齒頂圓與（ k+1）軸的外徑 dk+1 相碰，或（k+1）軸上

13、的后一個(gè)變速組中的最大主動(dòng)齒輪 Zmax 的齒頂圓與 k 軸外徑 dk 相碰。5、三聯(lián)滑移齒輪的相鄰兩輪的齒數(shù)差應(yīng)大于 4。避免齒輪右左移動(dòng)時(shí)齒輪右相碰，能順利通過。6、在同一變速組內(nèi)，盡量選用模數(shù)相同的齒輪。由上述原則，傳動(dòng)比已知，傳動(dòng)比的適用齒數(shù)表查表2-8，查出：ia1 =1Sz =60,66,72,78,84,90.1.412ia 2 =1Sz =76,84,92,98,10631.41由于可知選用 Sz =84，從表查出小齒輪的齒數(shù)為28， 22。大齒輪的齒數(shù)則為56，62。ib1 =1.41Sz =77,80,84,90,92,96ib 2 =11Sz =77,80,84,90,9

14、2,96111.41ib 311Sz =76,84,92,98,106331.41可選用 Sz =92 從表中查出小齒論的齒數(shù)38， 38,24。大齒輪的齒數(shù)則為54，54,68。2- 9 -11ic 2 = 4Sz =100,108,114.4選用 Sz =108 從表中查出小齒輪的齒數(shù)36，22。大齒輪的齒數(shù)則為72， 86?？傻靡韵碌凝X數(shù)1）ua1=1/1 ； ua2=1/1.26； SZa=842）ub1=1.26 ； ub2=1/1.26； ub3=1.263 /1； SZb =813）uc1=1.262/1 ； uc2=1/1.264； SZc=70第二節(jié)傳動(dòng)零件的初步計(jì)算一、求各

15、軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（ 1）、主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速由表 2-9 可知，主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速度是低速第一個(gè)三分之一變速范圍的最高一級轉(zhuǎn)速，即nj 主=210r/min。2）、各傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速軸 III 有 6 級轉(zhuǎn)速，其最低轉(zhuǎn)速 265r/min ，通過雙聯(lián)齒輪使主軸獲得兩級轉(zhuǎn)速： 106 r/min 和 425 r/min。425 r/min 比主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速高，需傳遞全部功率，故軸 III 的 1265r/min 轉(zhuǎn)速也能傳遞全部功率， 即 njIII =265 r/min同理可得： njII =530r/min同理可得： njI =670 r/min（ 3）、各齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速各變速組內(nèi)一般只計(jì)算組內(nèi)最小的，

16、也是強(qiáng)度最薄弱的齒輪， 故也只需要確定最小齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速。（ 1）軸 III IV 間變速組的最小齒輪是Z=20，該齒輪使主軸獲得6 級轉(zhuǎn)速r/min，335 r/min，425 r/min，530 r/min，670r/min，856 r/min，主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速是 210 r/min，故該齒輪在 530 r/min 時(shí)應(yīng)傳遞功率，是計(jì)算轉(zhuǎn)速；2）同理可得，軸 II III 間 Z=20 的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 530 r/min；3）同理可得，軸 I II 間 Z=37 的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 670 r/min。-10-二、傳動(dòng)軸直徑的估算按扭轉(zhuǎn)剛度估算軸的直徑d914nJNd 電機(jī)額定功率； N= N d 從

17、電機(jī)到該傳動(dòng)軸之間傳動(dòng)件的傳動(dòng)效率的乘積；n1該傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速 r/min ；每米長度上的轉(zhuǎn)角（deg/m），可根據(jù)傳動(dòng)軸的要求選?。罕?3.2剛 度 主一般的傳動(dòng) 較低的傳動(dòng)要求軸軸軸允許的扭轉(zhuǎn)角 0.5111.51.5 2對于一般的傳動(dòng)軸，取 =1.5傳動(dòng)效率nmk =1231直齒傳動(dòng)效率取 0.982V 帶傳動(dòng)效率取 0.963軸承傳動(dòng)效率取 0.98I 軸： d914=9145.5 * 0.98* 0.96 * 0.9824.253mm 取 dI =225mmnJ670 * 1.5II 軸 : d9145.5 * 0.982 * 0.96* 0.9824nJ530* 1.5mmIII

18、軸 ： d914= 914 5.5 * 0.983 * 0.96 * 0.98329,971mm 取 dIIInJ265* 1.5=30mmIV軸：根據(jù)電動(dòng)機(jī)功率為 5.5 kw，最大加工直徑為400 mm，初選主軸前軸頸直徑 D1=105 mm而主軸后軸頸直徑 D2（0.75 0.85）D1， 取2D =84 mm普通車床內(nèi)孔直徑 d（ 0.550.6）D1 ，取 d=63 mm由3表 3-13 ，得主軸前端懸伸量 a（0.6 1.5）D1取 a=105 mm-11-主軸平均直徑 D= D1D2 = 105 8494.5mm22三、齒輪模數(shù)的估算根據(jù) mj 和 mw 計(jì)算齒輪模數(shù)，根據(jù)其中較

19、大值取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：(t 1)k1k2 k3 ksj pm j =1633832j njmmm z1N 齒輪的最低轉(zhuǎn)速r/min；T 頂定的齒輪工作期限，中型機(jī)床推存： T =1520 kn 轉(zhuǎn)速變化系數(shù)；kN 功率利用系數(shù)；kq 材料強(qiáng)化系數(shù)。ks （壽命系數(shù)）的極值 ksmax， ks min齒輪等轉(zhuǎn)動(dòng)件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數(shù)m 和基準(zhǔn)順環(huán)次數(shù) C0k1 工作情況系數(shù)。中等中級的主運(yùn)動(dòng)：k2 動(dòng)載荷系數(shù)；k3 齒向載荷分布系數(shù)；Y 齒形系數(shù)；根據(jù)彎曲疲勞計(jì)算齒輪模數(shù)公式為：式中： N計(jì)算齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)遞的額定功率N=? N d kwn j 計(jì)算齒輪（小齒輪）的計(jì)算轉(zhuǎn)速r/minZ

20、m 齒寬系數(shù) m b / m ,m8計(jì)算齒輪的齒數(shù)，一般取轉(zhuǎn)動(dòng)中最小齒輪的齒數(shù)：1i 大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比，i = Z 21；（ +）用于外嚙合，（- ）號用Z1于內(nèi)嚙合： ks： kskT kN knkq 命系數(shù)；kskmin 時(shí)，取 ks = ksmax ，當(dāng) ks ks min 時(shí)，取 ks =ksmin；ks = ks max =0.85k1 =1.5；k2 =1.2k3 =1Y =0.378第一組齒輪和反轉(zhuǎn)組齒輪材料選用40Cr，調(diào)質(zhì)加表面淬火處理， 工作年限為 10 年，每天 12 小時(shí)，由 4式 10-12 和表 10-21 得f1370 Mpa其它組齒輪材料選用 20CrMn

21、 ，滲碳淬火處理，工作年限為 10 年，每天 12 小時(shí)，由 4式 10-12 和表 10-21 得f1750 Mpa（ 1）第一組齒輪中，取齒輪Z=20-12-(t1)k1k2 k3k s j pmfI-II =163383=1.993m z1 2jn j圓整模數(shù)取 mfI-II =2（ 2）第二組齒輪中，取齒輪Z=20m=16338(t 1)k1k 2k3 ksj pfII-III3圓整模數(shù)取 mfII-III =3（ 3）第三組齒輪中，取齒輪Z=37mfIII-IV =163383(t 1)k1k 2 k3 ks j p=3.943m z12j n j圓整模數(shù)取 mfIII-IV =4四

22、、計(jì)算各齒輪的參數(shù)第一組： m=2ZDdadfB3774786922.24794988928.2第二組： m=2ZDdadfB4284887925.24284887925.2第三組： m=3ZDdadfB45135141127.540.536108114100.532.4第四組： m=3ZDdadfB36108114100.532.445135141127.540.5第五組： m=3ZDdadfB54162168154.532.427818773.516.2第六組： m=4ZDdadfB4322423221451.6271041129432.4第七組： m=4ZDdadfB2014014813

23、0245026026825060-13-五、三聯(lián)滑移齒輪設(shè)計(jì)：由上述計(jì)算可得 D5=135， D6=108，D7=108，D8 =108， D9=135，D10=54。根據(jù)公式： B= ddn其中d 取 0.3.計(jì)算如下得：B5=40.5B6=33；B7=33B8=33；B9=41B10=17；根據(jù)工藝及精度要求，用插齒空刀槽法切齒槽。其寬度查表得b=6。故三聯(lián)滑移齒輪總寬度計(jì)算如下：B 空 1=33+41+6+1=81B 空=41+17+6+1=65B=22+41+17=80故 B 和=81+65+80=226五、確定各軸間距m(Z1 Z 2 )a=2aI-II =2 424284mmaII

24、-III =3 45362121.5mm2III-IV443 27140mm2六、帶輪的選擇由表 8-7 查得 K A=1.1 ，故 Pca=KAP=1.1 5.5=6.05 kw根據(jù) Pca、n1，查得 V 帶采用普通 A 型，初選主動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑 dd1，則從動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑 dd2d13，取d2=125mm125=250.047mmd=250mm.=id=1.26帶的速度 v=dd 1n11251440，帶的速度合適。60 * 1000=6010209.42 m根據(jù) 0.7(dd1s 25 m/s+ d )a120 ,主動(dòng)輪上的1=180-a578包角合適。V帶根數(shù)z=Pca，由 n1d1查4

25、表P0)K KL=1250r/min,d=200mm,i=2.82,(P0P=0.17kW,查表 8-5 得 K =0.96,查表 8-28-4a 和表 8-4b ，得 P =1.92kW00得 K L =1.00,則z=6.05=3.01535所以，選取 V 帶 z=4 根。0.17)0.96(1.921.00查 4表 8-4 得 q=0.18kg/m預(yù)緊力Pca(2.51)qv22.5 0.96 6.052=138NF0= 500K=500*0.185 9.42vz0.964 9.42壓軸力 Fp0sin1=24sin 167.57o138 1098 N 。=2zF22七、片式摩擦離合器的

26、計(jì)算為保證 II 軸上的第二個(gè)變速組中的最大主動(dòng)齒輪外徑不碰I 軸上的離 合器 外徑 D ， AI-IImin(Z*m+2m+D)/2,AI-II=126mm，Z=54maxmaxm=3可得： D84mm， 取 D=90mm正轉(zhuǎn)靜負(fù)載扭矩 M=974N=9745.50.970.98mn j670=7.601 kgf中型機(jī)床取 K=1.5，正轉(zhuǎn)時(shí)，離合器所能傳遞扭矩M jMk=7.601m1.5= 11.4015kgf取 M j=12kgf m0.4N5.50.970.98反轉(zhuǎn)靜負(fù)載扭矩 M=974=9746700.4nj=3.04 kgfm反轉(zhuǎn)時(shí)，離合器所能傳遞扭矩M jM k=3.041.5

27、=4.56 kgfm取 M j=5kgf mI 軸 d=25mm，采用軸裝式摩擦片D1外片內(nèi)徑 D1=d+5=30mm，選取 = =0.6，則內(nèi)片外徑 D2 =50mm D 2中徑 DpD1 D240mm，=2nD p平均線速度 vp670 40=1.88m/s，由p，查60000600006下表 5.13-21 選 K v=1.08，安全系數(shù)K 取 1.4，結(jié)合次數(shù)修正系數(shù)K m=1，摩擦面對數(shù)修正系數(shù)K z=0.97，查 6下表 5.13-49，選鋼 -鋼 摩擦系數(shù) f = 0.08，許用比壓 p=11 kgfm-15-正轉(zhuǎn)時(shí)摩擦面對數(shù) z=12 M n K10 5f p ( D23D13

28、 ) K vK m K z=12121.4103=11.1620.080.75033031.080.971正轉(zhuǎn)時(shí)，取 z=1212M n K105反轉(zhuǎn)時(shí)摩擦面對數(shù) z=f p( D23D13 )K v K m K z=1251.4103=4.6510.080.75033031.080.971反轉(zhuǎn)時(shí)，取 z=6正轉(zhuǎn)主動(dòng)片（內(nèi)片）數(shù) i1=z/2+1=7片，被動(dòng)片（外片）數(shù)i2=z/2=6 片反轉(zhuǎn)主動(dòng)片（內(nèi)片）數(shù)i1=z/2+1=4 片，被動(dòng)片（外片）數(shù)i1=z/2= 3 片軸向壓力 Q=(D23D13 ) pK v =450 330 30.71.08 =5818.86N400八、主軸軸承 :軸承

29、類型的選擇主軸軸承的軸承類型選擇：前后內(nèi)孔有1：12 的錐度 , 前端選用的軸承類型是：GB/T285-64雙列圓柱滾子軸承NN3024K 和 234424；其參數(shù)如下：一、d=120，D=180，B=46，Rmin=2。二、d=120，D=180，T=72，B=18，C=36，Rmin=0.6。后端選用的軸承類型是： 雙列圓柱滾子軸承NN3016 。其參數(shù)如下：d=80，D=125，B=34， Rmin=1.1。軸向定位用雙向推力角接觸球軸承軸承的位置機(jī)床主軸采用兩個(gè)支承，結(jié)構(gòu)簡單，制造方便。軸承的精度和配合主軸軸承精度要求比一般傳動(dòng)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

30、般比后軸承選擇高一級。普通精度級機(jī)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(shí)，既要考慮機(jī)床精度要求，也要考慮經(jīng)濟(jì)性主軸軸承精度要求比一般傳動(dòng)軸高，所以前軸承的精度選C 級，后軸承選 D 級。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-16-選的太低，會降低軸承的回轉(zhuǎn)精度，所以軸和孔的精度應(yīng)與軸承精度相匹配。4、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(yīng)能調(diào)整。 把軸承調(diào)到合適的負(fù)間隙，形成一定的預(yù)負(fù)載，回轉(zhuǎn)精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗震性也有改善。預(yù)

31、負(fù)載使軸承內(nèi)產(chǎn)生接觸變形，過大的預(yù)負(fù)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(yīng)該能方便而且能準(zhǔn)確地控制， 但調(diào)整機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)不能太復(fù)雜。雙列短圓柱滾子軸承內(nèi)圈相對外圈可以移動(dòng)，當(dāng)內(nèi)圈向大端軸向移動(dòng)時(shí)，由于 1：12 的內(nèi)錐孔，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(gè)端面的平行度都由較高要求，否則，調(diào)整時(shí)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(yán)格的精度要求。九、主軸和齒輪的連接:采齒輪與主軸的

32、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）。錐面配合對中性好，但加工較難。平鍵一般用一個(gè)或者兩個(gè)（相隔 180 度布置），兩國特鍵不但平衡較好，而且平鍵高度較低，避免因齒輪鍵槽太深導(dǎo)致小齒輪輪轂厚度不夠的問題。所以用花鍵連接。十、潤滑與密封 :主軸轉(zhuǎn)速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨(dú)的油管將油引到軸承處。主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種：）堵加密封裝置防止油外流。主軸轉(zhuǎn)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 0.3 mm的間隙（間隙越小，密封效果越好，但工藝?yán)щy）。還有一種是在軸承蓋的孔內(nèi)開一個(gè)或

33、幾個(gè)并列的溝槽（圓弧形或v 形），效果比上一種好-17-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(shí)，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(fù)雜。（ 2）疏導(dǎo)在適當(dāng)?shù)牡胤阶龀龌赜吐?，使油能順利地流回到油箱。十一、其它問題 :主軸上齒輪應(yīng)盡可能靠近前軸承，大齒輪更應(yīng)靠前，這樣可以減小主軸的扭轉(zhuǎn)變形。主軸的直徑主要決定于主軸需要的剛度、結(jié)構(gòu)等。各種牌號的彈性模量基本一樣，對剛度影響不大。主軸一般選優(yōu)質(zhì)中碳鋼既可。精度較高的機(jī)床主軸考慮到熱處理變形的影響，可以選用45 號鋼。主軸端部錐孔，定心軸頸或定心圓錐面等部位局

34、部淬硬至HRC5055。其他部分經(jīng)調(diào)質(zhì)處理后硬度為HB 220250。第三章課程設(shè)計(jì)的驗(yàn)算一、直齒圓柱齒輪的強(qiáng)度驗(yàn)算（ 1）第一組齒輪強(qiáng)度校驗(yàn)取齒輪 Z=42精度 7 級 Hlim=800Mpa Flim=320Mpa FE =640Mpa按接觸疲勞強(qiáng)度校驗(yàn)傳遞功率 P=5.50.97 0.98=5.23 kW傳遞扭矩 T 1=9549P =95495.23 =74.54N.mn1670分度圓切向力 Ft=2000T1 =2000 74.54=1461.6Nd1102由 7表 9.1-26 查得，使用系數(shù) K A=1.25 則 K AP=6.54 kW由 4圖 10-8 查得，動(dòng)載系數(shù) K V

35、=1.07按 u=1.26， n1=670r/min，查 7圖 9.1-3，得 CH1 =30 根據(jù)直齒齒輪，由 7圖 9.1-4，得 CH2=0.21-18-按 b=25.2mm，d=0.8，K H =1.1，由 7圖 9.1-6，得 CH3=0.22因?yàn)?K A KV Ft = 1.251.05 1461.6 =28.21 K A P1.07189.8212接觸疲勞強(qiáng)度校驗(yàn)通過。按彎曲疲勞強(qiáng)度校驗(yàn)n1，由圖得，F(xiàn)1按 Z=42m=2mm79.1-14C=8按重合度 =1.7=670r/min，由 7圖 9.1-15 得， CF2=1.45CF3=103 CH 3=1030.154=0.01

36、6d121022由 7圖 9.1-18 和圖 9.1-16 得， CF4=1 1 1=1 ，壽命系數(shù) Y NT =1 按 Z1=42 Z 2=37，由 7圖 9.1-18 得， Y Fs=4.02PFP= CF1 CF 2 CF 3 CF 4FE YNTKV YFs SF lim81.450.01616401=24.34kW K A P1.074.021.4彎曲疲勞強(qiáng)度校驗(yàn)通過。（ 2）第二組齒輪強(qiáng)度校驗(yàn)取齒輪 Z=54精度 7級 Hlim=1500MpaFlim =400MpaFE =800Mpa按接觸疲勞強(qiáng)度校驗(yàn)傳遞功率 P2 =5.5 0.970.98=5.23 kW傳遞扭矩 T 2=9

37、549P2=95495.23 =94.20 N.mn2530分度圓切向力 Ft= 2000T2 = 2000 94.20 = 2242.8Nd284由 7表 9.1-26 查得，使用系數(shù) K A=1.25則 K AP=6.54 kW由 4表 10-8 查得，動(dòng)載系數(shù) K V=1.05按 u=1.26， n1=530r/min，查 7圖 9.1-3，得 CH1 =20 根據(jù)直齒齒輪， 2 由 H7 圖 9.1-4，得 CH2 =0.21按 b=32.4mm，d=0.8， KH =1.1，由 7圖 9.1-6，得 CH3=0.1-19-因?yàn)?K A KV Ft = 1.251.05 2242.8

38、=90.85 K AP1.05189.8212接觸疲勞強(qiáng)度校驗(yàn)通過。按彎曲疲勞強(qiáng)度校驗(yàn)，由圖得，F(xiàn)1按 Z=54m=3mm n179.1-14C=5按重合度 =1.7=530r/min，由 7圖 9.1-15 得， CF2=1.45CF3= 103 CH 3 = 1030.077 =0.0147d12842由 7圖 9.1-18 和圖 9.1-16 得， CF4=1 1 1=1 ，壽命系數(shù) Y NT =1 按 Z1=54 Z 2=27，由 7圖 9.1-18 得， Y Fs=4.32PFP= CF1 CF 2 CF 3 CF 4FE YNTKV YFs SF lim5 1.45 0.0147

39、1 800 1 =14.6kW K A P 1.05 4.32 1.4彎曲疲勞強(qiáng)度校驗(yàn)通過。（ 3）第三組齒輪強(qiáng)度校驗(yàn)取齒輪 Z=45精度 7級 Hlim=1500MpaFlim =400MpaFE =800Mpa按接觸疲勞強(qiáng)度校驗(yàn)傳遞功率 P=5.5 0.97 0.98=5.23 kW傳遞扭矩 T 3=954935.23 =188.46N.mP =9549n326.5分度圓切向力Ft= 2000T3 = 2000 188.46 =3141Nd3120由 7表 9.1-26 查得，使用系數(shù) K A=1.25則 K AP=6.54kW由 4表 10-8 查得，動(dòng)載系數(shù) K V=1.05按 u=1

40、.26， n1=265r/min，查 7圖 9.1-3，得 CH1 =18 根據(jù)直齒齒輪， 2 由 7圖 9.1-4，得 CH2 =0.21按 b=70mm，d=0.8，K H =1.0，由 7圖 9.1-6，得 CH3 =0.06-20-因?yàn)?K A KV Ft = 1.251.05 3141 =101.79 K A P1.05189.8212接觸疲勞強(qiáng)度校驗(yàn)通過。按彎曲疲勞強(qiáng)度校驗(yàn)，由圖得，F(xiàn)1按 Z=45 m=4mmn179.1-14C=10=365r/min按重合度 =1.7 ，由 7圖 9.1-15 得， CF2=1.45CF3= 103 CH 3 = 1030.044 =0.005

41、2d321202由 7圖 9.1-18 和圖 9.1-16 得， CF4=1 1 1=1 ，壽命系數(shù) Y NT =1 按 Z1=45 Z 2=36 ，由 7圖 9.1-18 得， Y Fs=4.47PFP= CF1 CF 2 CF 3 CF 4FE YNTKV YFs SF lim101.450.005218001=1.054.471.4=10.92 kW K AP彎曲疲勞強(qiáng)度校驗(yàn)通過。二、主軸的彎曲剛度驗(yàn)算（一）主軸上的彎曲載荷齒輪傳動(dòng)軸同時(shí)受輸入扭矩的齒輪驅(qū)動(dòng)力 Qa 和輸出扭矩的齒輪驅(qū)動(dòng)阻力 Qb 的作用而產(chǎn)生彎曲變形。當(dāng)齒輪為直齒圓柱齒輪，其嚙合角齒面摩擦角 =20，齒面摩擦角 5.7

42、2時(shí)則：Qa 或b)=2.127Nmzn式中N 該齒輪傳遞的全功率（kW ）m、 z 該齒輪的模數(shù)（ mm）、齒數(shù)n 該傳動(dòng)軸入扭矩的齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min ）Z=36 的77.50.970.9830.98 3Qa=2.12 10336315=9756.5N)（二）驗(yàn)算兩支承傳動(dòng)軸的彎曲變形-21-機(jī)床齒輪變速箱里的傳動(dòng)軸， 如果抗彎剛度不足， 將破壞軸及齒輪、軸承的正常工作條件，引起軸的橫向振動(dòng)，齒輪的輪齒偏載，軸承內(nèi)、外圈相互傾斜，加劇零件的磨損，降低壽命。齒輪傳動(dòng)軸的抗彎剛度驗(yàn)算， 包括軸的最大撓度、 滾動(dòng)軸承處及齒輪安裝處的傾角的驗(yàn)算。由 8表 6-1-42 查得，主軸 y 0.00

43、02l=0.0002500=0.1 (mm) 0.001(rad)圓柱滾子軸承處 0.0025(rad)向心球軸承處 0.005(rad)在單一彎曲載荷作用下，其中點(diǎn)撓度為：ya=8.08 10-6Qa l 3 (0.75 x x 3 )D 4式中 l 兩支承間的跨距（ mm）D 該軸的平均直徑（ mm）x=ai/l ，ai 齒輪的工作位置至較近支承點(diǎn)的距離（mm）由展開圖可知， l=500mm , a1=70mm , a2=150mm , D=102mm-65003 0.7570(70) 3則 ya=8.089756.5500500=0.031 mm101024ya y，即主軸設(shè)計(jì)滿足要求。

44、三、主軸組件的靜剛度驗(yàn)算（一）求兩支承主軸組件的最佳支承距最大加工直徑為400mm，主軸前軸頸直徑D1=105 mm主軸后軸頸直徑 D2 =84 mm普通車床內(nèi)孔直徑d=63 mm主軸前端懸伸量 a=105 mm主軸平均直徑 D= D1D 2 =94.5 mm2由 C 22.222 1.50.103d 0.8 有：C A22.2221.50.103 840.87.338105 N / mmC B22.2221.50.10310589.59110 5 N / mm取材料的彈性模量 E=2 105 N/mm軸慣性矩 I=(D 4d 4 ) =3.523 106 mm464EI綜合變量 =3 =5.

45、67由3圖 3-34 得 L0 =6.0 a則 L 0，L合理 =(0.751.5)L 0=6.0100=630 mm=450 900 mm-22-主軸跨距在合理的跨距范圍內(nèi)。（二）切削力的確定Pz= 2955 104N d（N）D jn j式中 Nd 電動(dòng)機(jī)額定功率（ kW ）nj 主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（ r/min ）max，Dmax 為最大加工直徑j(luò) 計(jì)算直徑，車床j=(0.50.6)DDD 主傳動(dòng)系統(tǒng)總效率295510 40.970.9830.9837.5則 Pz=0.6400210=2444（N）徑向切削力（）y 0.5PzP=0.52444=1222N合成 P=Pz2Py2 =2444

46、21222 2=2732 （ N）（三）切削力作用點(diǎn)設(shè)切削力 P 的作用點(diǎn)到主軸前支承的距離為s，則s=c+w(mm)式中c 主軸前端的懸伸長度w 對于普通車床w=0.4H， H 為車床中心高則 s=105+0.4 200=185 mm（四）兩支承主軸組件的靜剛度驗(yàn)算計(jì)算主軸組件前端撓度 ycPz切削合力 P 與水平坐標(biāo) y 軸的逆時(shí)夾角 P=tg-1=63.43 Py驅(qū)動(dòng)力 Q 與水平坐標(biāo) y 軸的逆時(shí)夾角 Q= +90 + + =135.7 主軸前端 c 點(diǎn)有力偶 M 作用下，變形后所在的象限角M=180（ 1）計(jì)算切削力 P 作用在 s 點(diǎn)引起主軸前端 c 點(diǎn)的撓度 ycspycsp=

47、P 3sc2c3lsc(l s)(l2c)sc 2 (mm)6EIC3EICB lC Al=-23-3180 10021003500 180 100500 180500100180 100273221052.385 106321052.358 1069.591 10550027.338 1052.3581066=0.0263mm（ 2）計(jì)算力偶 M 作用在主軸前端 c 點(diǎn)產(chǎn)生的撓度 ycsMM=Pw=2732 85=232220N.mc2lclcc2 )(mm)ycsM= M (3EICB l2C Al2EI c=2322201002500100500100100221052.35810632

48、1052.3581069.59110550022.3381055002=0.0116 mm（ 3）計(jì)算驅(qū)動(dòng)力 Q作用在兩支承之間時(shí)，主軸前端c 點(diǎn)的撓度 ycmQ齒輪傳動(dòng)軸同時(shí)受輸入扭矩的齒輪驅(qū)動(dòng)力Qa 和輸出扭矩的齒輪驅(qū)動(dòng)阻力Q b 的作用而產(chǎn)生彎曲變形。 當(dāng)齒輪為直齒圓柱齒輪， 其嚙合角齒面摩擦角 =20，齒面摩擦角 5.72 時(shí)則：Qa ( 或 Qb)=2.12107N(N)mzn式中N 該齒輪傳遞的全功率（ kW ）m、 z 該齒輪的模數(shù)（ mm）、齒數(shù)n 該傳動(dòng)軸入扭矩的齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min ）ycmQ= Qbc(2lb)(lb)(lc)(l b)bc6EIlC B l 2C A l 2 =2385.570100250070500705001005007070100621052.3