C616主軸箱的設(shè)計

C616主軸箱的設(shè)計前言制造業(yè)是我國國民經(jīng)濟的支柱產(chǎn)業(yè),其增加值約占我國國內(nèi)生產(chǎn)總值的40%以上,而先進的制造技術(shù)室振興制造業(yè)系統(tǒng)工程的重要組成部分。21世紀時科學(xué)計數(shù)突飛猛進、不斷取得新突破的世紀,它是機床技術(shù)全面發(fā)展的時代。機床代表ー個民族制造工業(yè)現(xiàn)代化的水平,隨著現(xiàn)代化科學(xué)技術(shù)的迅速發(fā)展,制造技術(shù)和自動化水平的高低已成為衡量一個國家或地區(qū)經(jīng)濟發(fā)展水平的重要標志。車床是目前使用最廣泛的機床之一。車床主要用于加工軸類等回轉(zhuǎn)體零件。通過數(shù)控加工程序的運行,可自動完成內(nèi)外圓柱面、圓錐面、成型表面、螺紋和斷面等エ序的切削加工,并能進行車槽、鉆孔、擴孔、絞孔等動作。能夠在一次裝夾過程中完成更多的加工エ序,提高加工進度和生產(chǎn)效率,特別適合于復(fù)雜形狀回轉(zhuǎn)類零件的加エ。機床是制造工業(yè)的基本生產(chǎn)設(shè)備，機床工業(yè)是我國國計民生,國防建設(shè)的基礎(chǔ)エ業(yè)和戰(zhàn)略性產(chǎn)業(yè),在世界范圍內(nèi)備受各方密切關(guān)注。我國機床工業(yè)在國家正確方針政策指引下。經(jīng)歷經(jīng)濟恢復(fù)時期及“十五”計劃階段，特別是改革開放20年來的艱巨努力,建立起較大規(guī)模,較完整的體系,奠定了有力的技術(shù)基礎(chǔ),具備相當?shù)母偁帉崶?。增加機床加工精度，提高機床加工效率。變速箱中包括的機構(gòu)大致有:作為傳動鏈連接用的定比傳動副,變速機構(gòu),操縱機構(gòu)和潤滑裝置。面操縱機構(gòu)的選擇和設(shè)計對車床的構(gòu)造和性能的發(fā)揮有著直接影響。機床設(shè)計,是設(shè)計人員根據(jù)使用部門的要求和制造部門的可能,運用有關(guān)科學(xué)技術(shù)知識,所進行的創(chuàng)造性的勞動。機床エ業(yè)是機器制造業(yè)的重要部門,擔(dān)負著為農(nóng)業(yè),工業(yè),科學(xué)技術(shù)和國防現(xiàn)代化提供技術(shù)裝備的任務(wù)，在整個國民經(jīng)濟中占有重要地位。ー個國家機床工業(yè)的技術(shù)水平,機床的擁有量和現(xiàn)代化程度是這個國家工業(yè)生產(chǎn)能力和技術(shù)水平的重要標志之ー。希望可以通過對C616普通車床變速箱及操作機構(gòu)的設(shè)計,來進ー步提高專業(yè)和理論知識水平,提高解決實際問題能力。普通中型車床主軸箱設(shè)計,主要包括三方面的設(shè)計,即:根據(jù)設(shè)計題目所給定的機床用途、規(guī)格、主軸極限轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)速數(shù)列公比或級數(shù),確定其他有關(guān)運動參數(shù),選定主軸各級轉(zhuǎn)速值;通過分析比較，選擇傳動方案;擬定結(jié)構(gòu)式或結(jié)構(gòu)網(wǎng)，擬定轉(zhuǎn)速圖；確定齒輪齒數(shù)及帶輪直徑；繪制傳動系統(tǒng)圖。其次,根據(jù)機床類型和電動機功率,確定主軸及各傳動件的計算轉(zhuǎn)速,初定傳動軸直徑、齒輪模數(shù),確定傳動帶型號及根數(shù)，摩擦片尺寸及數(shù)目；裝配草圖完成后要驗算傳動件（傳動軸、主軸、齒輪、滾動軸承）的剛度、強度或壽命。最后,完成運動設(shè)計和動カ設(shè)計后,要將主傳動方案“結(jié)構(gòu)化”,設(shè)計主軸變速箱裝配圖及零件圖,側(cè)重進行傳動軸組件、主軸組件、變速機構(gòu)、箱體、潤滑與密封、傳動軸及滑移齒輪零件的設(shè)計?！娟P(guān)鍵詞】車床、主軸箱、變速系統(tǒng)、主軸組件。AbstractOrdinarymedium-sizedlatheheadstockdesign,includingthethreeaspectsofthedesign,namely:Accordingtoadesignbytheuseofagivenmachine,specifications,spindlespeedlimit,speedseriesofcommonratioorseries,todetermineotherrelevantmotionparameters,theselectedaxisofthegradespeedvalue;throughanalysisandcomparison,selectthedrivescheme;proposedstructureorstructurenetwork,developmentofspeeddiagram;determinegearandpulleydiameter;drawingtransmissionsystemmap.Secondly,accordingtomachinetypeandmotorpower,andthetransmissionpartstodeterminethecalculationofthespindlespeed,aninitialdiameterofshaft,gearmoduletodeterminethebelttypeandrootnumber,sizeandnumberoffrictionplate;AssemblyDraftCheckingtransmissionpartsaftercompletionof(shaft,spindle,gear,bearing)stiffness,strengthorlife.Finally,thecompletedesignanddynamicdesignexercise,themaintransmissionschemetothe"structural',thedesignofspindlegearboxassemblydrawingandpartdrawings,focusingonthedriveshaftassembly,spindleassembly,transmissionorganizations,box,lubricationandsealing,driveshaftandtheslidinggearwiththedesign.Keywords：lathe,thespindlebox,transmission,shaftcomponents.TOC\o"1-5"\h\z>L —.摘 要 ii\o"CurrentDocument"第一篇機床的參數(shù) 1\o"CurrentDocument"第一章機床主要技術(shù)參數(shù) 1\o"CurrentDocument"第一節(jié)尺寸參數(shù) 1\o"CurrentDocument"第二節(jié)運動參數(shù) 1\o"CurrentDocument"第三節(jié)動カ參數(shù) 2\o"CurrentDocument"第二章結(jié)構(gòu)方案確定 2\o"CurrentDocument"第二篇機床運動的設(shè)計 2\o"CurrentDocument"第三章主傳動系統(tǒng)運動設(shè)計 3\o"CurrentDocument"第一節(jié)結(jié)構(gòu)式的擬訂 3\o"CurrentDocument"第二節(jié)分配降速比 3\o"CurrentDocument"第三節(jié)結(jié)構(gòu)網(wǎng)的擬定 4\o"CurrentDocument"第四章齒輪齒數(shù)的確定 5\o"CurrentDocument"第一節(jié)確定齒輪齒數(shù) 6\o"CurrentDocument"第二節(jié)驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差 7\o"CurrentDocument"第三節(jié)繪制傳動系統(tǒng)圖 8\o"CurrentDocument"第三篇機床動カ的設(shè)計 8\o"CurrentDocument"第五章傳動件參數(shù)估算 9\o"CurrentDocument"第一節(jié)確定傳動件計算轉(zhuǎn)速 9\o"CurrentDocument"第二節(jié)估算主軸支承軸頸直徑 9\o"CurrentDocument"第三節(jié)估算傳動軸直徑 9\o"CurrentDocument"第四節(jié)軸的校核 12\o"CurrentDocument"第五節(jié)鍵的選擇與校核 14\o"CurrentDocument"第六節(jié)花鍵的校核 15\o"CurrentDocument"第七節(jié)齒輪模數(shù)的確定和校核 15\o"CurrentDocument"第ハ節(jié)齒輪的校核 23\o"CurrentDocument"第九節(jié)軸承的選用與校核 28\o"CurrentDocument"第六章帶輪設(shè)計 30\o"CurrentDocument"第一節(jié)型號的選擇 30\o"CurrentDocument"第二節(jié)帶輪節(jié)圓直徑的選擇 30\o"CurrentDocument"第三節(jié)帶速的驗算 31\o"CurrentDocument"第四節(jié)確定帶的參數(shù) 31\o"CurrentDocument"第七章離合器的確定 32\o"CurrentDocument"第一節(jié)確定摩擦片的徑向尺寸 33\o"CurrentDocument"第二節(jié)確定摩擦片的數(shù)目 34\o"CurrentDocument"第八章?lián)Q向與制動機構(gòu)設(shè)計 35\o"CurrentDocument"第四篇機床結(jié)構(gòu)的設(shè)計 36\o"CurrentDocument"第九章主運動傳動軸系 36\o"CurrentDocument"第十章變速機 37\o"CurrentDocument"第H一章主軸組件 37\o"CurrentDocument"第一節(jié)主軸材料和熱處理 37\o"CurrentDocument"第二節(jié)主軸軸承 38\o"CurrentDocument"第三節(jié)主軸與齒輪的連接 39\o"CurrentDocument"第四節(jié)主軸組件設(shè)計 40\o"CurrentDocument"第五節(jié)支撐跨距L 40\o"CurrentDocument"第六節(jié)主軸最佳跨距ル的確定 41\o"CurrentDocument"第七節(jié)主軸剛度驗算 43\o"CurrentDocument"第八節(jié)主軸前支撐轉(zhuǎn)角的驗算 44\o"CurrentDocument"第九節(jié)主軸前端位移的驗算 45\o"CurrentDocument"第十二章主軸變速箱 47\o"CurrentDocument"第十三章展開圖及其布置 47\o"CurrentDocument"第十四章潤滑與密封 48\o"CurrentDocument"第十五章其他問題 49\o"CurrentDocument"參考文獻 50\o"CurrentDocument"總結(jié) 51\o"CurrentDocument"外文資料 52\o"CurrentDocument"外文翻譯 58\o"CurrentDocument"致謝 60第一篇機床的參數(shù)第一章機床主要技術(shù)參數(shù)普通機床的規(guī)格和類型有系列型號作為設(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)計的是普通型車床主軸變速箱。主要用于加工回轉(zhuǎn)體。機床的主要技術(shù)參數(shù)包括尺寸參數(shù),運動參數(shù)及動カ參數(shù)。第一節(jié)尺寸參數(shù)床身上最大回轉(zhuǎn)直徑:320mm刀架上的最大回轉(zhuǎn)直徑:200mm主軸通孔直徑:30mm主軸前錐孔: 莫式5號最大加工エ件長度：1000mm第二節(jié)運動參數(shù)根據(jù)工況，確定主軸最高轉(zhuǎn)速有采用YT15硬質(zhì)合金刀車削碳鋼エ件獲得,主軸最低轉(zhuǎn)速有采用W.oCr.V高速鋼刀車削鑄鐵件獲得。機床的最高轉(zhuǎn)速為1400r/min,公比シ取1.41,轉(zhuǎn)速級數(shù)Z=12o正轉(zhuǎn)各級轉(zhuǎn)速如下:Di=31.5r/min II2=45r/min II3=63r/min II4=90r/minII5=125r/min De=180r/min II7=250r/min Ms=355r/minII9=500r/min Dio=710r/min Du=1000r/min II12=1400r/min.第三節(jié)動カ參數(shù)電動機功率4KW,nlU=1450r/mino電動機的選定:一般金屬切削機床的驅(qū)動,如無特殊性能要求,多采用丫系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。丫系列電動機高效、節(jié)能、起動轉(zhuǎn)矩大、噪聲低、振動小、運行安全可靠。根據(jù)機床所需功率選擇丫112M-4,其同步轉(zhuǎn)速為1450r/min。第二章結(jié)構(gòu)方案確定a）主軸傳動系統(tǒng)采用V帶、齒輪傳動;b）傳動形式采用集中式傳動;c）主軸換向制動采用雙向片式摩擦離合器和帶式制動器;d）變速系統(tǒng)采用多聯(lián)滑移齒輪變速。e）主軸的變速由變速手柄完成。第二篇機床運動的設(shè)計根據(jù)給定的機床的用途、規(guī)格、極限轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)速數(shù)列公比,通過分析比較擬定傳動的結(jié)構(gòu)方案（包括結(jié)構(gòu)式、轉(zhuǎn)速圖）和傳動系統(tǒng)圖,確定傳動副的傳動比及齒輪的齒數(shù)，計算主軸的實際轉(zhuǎn)速與標準轉(zhuǎn)速的相對誤差。第三章主傳動系統(tǒng)運動設(shè)計第一節(jié)結(jié)構(gòu)式的擬訂ー、12級轉(zhuǎn)速變速系統(tǒng)的變速組,選擇變速組安排方式時,考慮到機床主軸變速箱的具體結(jié)構(gòu)、裝置和性能。在I軸裝有雙向磨擦片式離合器,軸向尺寸較長,為便于結(jié)構(gòu)緊湊,第一變速組采用雙聯(lián)齒輪不按前多后少的原則。為減少軸向尺寸,第一變速組的變速副數(shù)不能多,以2為宜。根據(jù)以上的原則:可選擇以下兩種傳動結(jié)構(gòu):12=2X3X2 12=2X2X3二、按傳動順序與擴大順序相一致的原則，變速組擴大順序有以下兩種:(1)12=2.x3,x2fi (2)12=2.x22x34/?,=1.416(2-1)=8 &=1.414("り=16>8三、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。最后一個變速組的變速副數(shù)常選用20又因為第二組最后擴大組變速范圍超過極限值,所以最終確定結(jié)構(gòu)式為：12=2jx32x26第二節(jié)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=4皿=1/1.41"ルmin1_1丄丄丄第三節(jié)結(jié)構(gòu)網(wǎng)的擬定正轉(zhuǎn)圖:反轉(zhuǎn)圖:r/min電動機jy單位:r/minIIIII'III正轉(zhuǎn)圖:反轉(zhuǎn)圖:r/min電動機jy單位:r/minIIIII'III1450r/min第四章齒輪齒數(shù)的確定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。也就是說,作用在ー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(shè)計時,應(yīng)充分考慮這些問題。齒輪塊的結(jié)構(gòu)形式很多,取決于下列有關(guān)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カ和運動。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(jié)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(yīng)選高ー級。為了控制噪聲，機床上主傳動齒輪都要選用較高的精度。大都是用7—6—6,圓周速度很低的,オ選8—7—70如果噪聲要求很嚴,或ー些關(guān)鍵齒輪,就應(yīng)選6—5—5〇當精度從7—6—6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(jié)構(gòu)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。滑移齒輪進出嚙合的一端要圓齒,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(yīng)予注意。選擇齒輪塊的結(jié)構(gòu)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。盡可能做到省エ、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(yīng)該可靠。滑移齒輪在軸向位置由操縱機構(gòu)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。第一節(jié)確定齒輪齒數(shù)從機械制造裝備設(shè)計書中查表3-9的基本組的傳動比為:Ual=l Sz= ,48,58,60,68,70,72 レ=1.41 Sz= ,48,58,60,68,70,72 取Sz=70,兩個傳動副的主動齒輪齒數(shù)分別為35、29〇則可算出兩個傳動副的齒輪齒數(shù)比分別為し=35/35,し=29/41。第一擴大組的傳動比為:Ubl=l.41Sz= 67,68,70,72,73,75. ,Ub2=l.41 Sz= 67,68,70,72,73,75 ,Um=2.82 Sz= 68,69,72,73,76,77-取Sz=72,三個傳動副的主動齒輪齒數(shù)分別為42、30、19.則可算出三個傳動副的齒輪齒數(shù)比分別為:U*42/30,レ=30/42,U,3=19/53第二擴大組的傳動比為:Uci=2 Sz= ,86,87,89,90,92, ,Uc2=3.98 Sz= ,86,89,90,91,94, ,取Sz=90,一個傳動副的主動齒輪齒數(shù)分別為60、18。則可算出三個傳動副的齒輪齒數(shù)比分別為:1尸60/30,Uc2=18/72o傳動過程中,會采用三聯(lián)滑移齒輪,為避免齒輪滑移中的干涉,三聯(lián)滑移齒輪中最大和次大齒輪之間的齒數(shù)差應(yīng)大于4.上述所選齒輪的齒數(shù)符合設(shè)計要求。

變速組第一變速組第二變速組第三變速組齒數(shù)和707290齒輪Z1z2Z3Z5z6z7z8z9ZioZuZ12Z13Zu齒數(shù)3535294142303042195360301872第二節(jié)驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差主軸各級實際轉(zhuǎn)速值用下式計算:4n=nE-Uiu2u3ム式中:u,U2U3分別為第一、第二、第三變速組齒輪傳動比。d,dz分別表示帶輪的直徑。nK為電機轉(zhuǎn)速。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:n=|セノ-|W10(^-1)%=4.1%n其中：“主軸標準轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)速誤差表主軸轉(zhuǎn)速01n2n3n4n5n6標準轉(zhuǎn)速31.5456390125180實際轉(zhuǎn)速31.0644.9863.3989.63124.25175.67轉(zhuǎn)速誤差％1.40.040.60.40.62.4主軸轉(zhuǎn)速n7n8n9BioHun12標準轉(zhuǎn)速25035550071010001400實際轉(zhuǎn)速254.55359.87507.17717.03994.041405.39轉(zhuǎn)速誤差％0.181.41.40.990.590.39轉(zhuǎn)速誤差滿足要求。

第三節(jié)繪制傳動系統(tǒng)圖第三篇機床動カ的設(shè)計根據(jù)給定的電動機的功率和傳動件的計算轉(zhuǎn)速,初算傳動軸直徑、齒輪模數(shù);確定皮帶型號以及根數(shù)、摩擦片式離合器的尺寸和摩擦片數(shù)及制動器尺寸。完成裝配圖草圖后,要驗算傳動件（軸、齒輪、軸承）的應(yīng)カ;變形或者壽命是否在允許范圍內(nèi),還要驗算主軸組件的靜剛度。第五章傳動件參數(shù)估算第一節(jié)確定傳動件計算轉(zhuǎn)速ー、主軸:主軸計算轉(zhuǎn)速是第一個三分之一轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的最高ー級轉(zhuǎn)速,即rij=90r/min；二、各傳動軸:軸III可從主軸為90r/min按72/18的傳動副找上去,似應(yīng)為35517min。但是由于軸III上的最低轉(zhuǎn)速12517min經(jīng)傳動組C可使主軸得到31.5r/min和250r/min兩種轉(zhuǎn)速。25017min要傳遞全部功率,所以軸IH的計算轉(zhuǎn)速應(yīng)為125r/min；軸!!的計算轉(zhuǎn)速可按傳動副B推上去，得355r/min；軸I的計算轉(zhuǎn)速可按傳動副A推上去,得50017min。三、各齒輪:傳動組C中,18/72只需計算z=18的齒輪,計算轉(zhuǎn)速為355r/min；傳動組B中應(yīng)計算z=19的齒輪,計算轉(zhuǎn)速為35517min。傳動組A中應(yīng)計算z=29的齒輪,計算轉(zhuǎn)速為50017min。第二節(jié)估算主軸支承軸頸直徑參考《金屬切削機床課程設(shè)計指導(dǎo)書》表2,取通用機床鋼質(zhì)主軸前軸頸直徑01=85mm,后軸頸直徑あ=(0.7—0.85)D,,MZD2=55mm?主軸內(nèi)孔直徑d=0.1Dmax±10mm,其中Dmax為最大加工直徑。取d=30mID。第三節(jié)估算傳動軸直徑機床傳動軸,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(yīng)保證這些傳動件或機構(gòu)能正常工作。首先傳動軸應(yīng)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,エ藝上并無困難。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65?85山機。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(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(jié)構(gòu)條件。同一軸心線的箱體支撐直徑安排要充分考慮鍵孔エ藝。成批生產(chǎn)中,廣泛采用定徑饉刀和可調(diào)饉刀頭。在箱外調(diào)整好像刀尺寸,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エ藝。下面分析幾種鏡孔方式: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）伸進鏤桿，同時加工各孔；對中間孔徑比兩端大的箱體，饉中間孔必須在箱內(nèi)調(diào)刀,設(shè)計時應(yīng)盡可能避免。既要滿足承載能力的要求,又要符合孔加工エ藝,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5?10m機，以免加工時孔變形?；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,是否受軸向カ,都必須有軸向定位。對受軸向カ的軸,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(yīng)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。傳動軸除應(yīng)滿足強度要求外,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。ー、按扭轉(zhuǎn)剛度初步計算傳動軸直徑:J>914式中:d 傳動軸直徑（mm）；N——該軸傳遞功率（KW）；rij- 該軸計算轉(zhuǎn)速（r/min）；該軸每米長度允許扭轉(zhuǎn)角這些軸都是一般傳動軸,取:a）、I軸的直徑:取ル=0.96,勺j=500r/min耳=91：U=26.93領(lǐng)巧岡V500x1b）、n軸的直徑:取％=りx0.98x0.99x0.99=0.922,nj2=355r/min,c,「4クペZ4x0.922c…355x1J>914/—=91J =29.05mm355x1マ“［刃V355x1

c)、ni軸的直徑:取ワ3=ク2x098x0.99=0.89,nj3=125〃mindwdw臣印、府竺マ丐⑷V125x1=37.38/7?/??當軸上有鍵槽時,d值應(yīng)相應(yīng)增大4?5紀當軸為花鍵軸時,可將估算的d值減小7%為花鍵軸的小徑;空心軸時，d需乘以計算系數(shù)b。I和!V為由鍵槽并且軸!V為空心軸，II和IH為花鍵軸。根據(jù)以上原則各軸的直徑取值:d,=2Smm,1軸采用光軸，II軸和山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,故我采用矩形花鍵連接。按G8/T1144-1987規(guī)定,矩形花鍵的定心方式為小徑定心。查矩形花鍵的基本尺寸系列,II軸花鍵軸的規(guī)格NxdxOxB^g8x36x42x7Nxdx￡)x8為6x28x34x7；HI軸花鍵軸的規(guī)格Nxdx0x8^x36x42x7。二、各軸間的中心距的確定:, (35+35)x3［ー”= =105mm；, (42+30)x3dH_m= =1Oomm；, (60+30)x3..."ni-vi= =135mm；第四節(jié)軸的校核按照抗彎剛度驗算軸的直徑需要驗算傳動軸薄弱環(huán)節(jié)處的傾角荷撓度。驗算傾角時，若支撐類型相同則只需驗算支反カ最大支撐處傾角;當此傾角小于安裝齒輪處規(guī)定的許用值時,則齒輪處傾角不必驗算。驗算撓度時,要求驗算受力最大的齒輪處,但通常可驗算傳動軸中點處撓度(誤差く%3).當軸的各段直徑相差不大,計算精度要求不高時,可看做等直徑,采用平均直徑4進行計算,計算花鍵軸傳動軸一般只驗算彎曲剛度,花鍵軸還應(yīng)進行鍵側(cè)擠壓驗算。彎曲剛度驗算;的剛度時可采用平均直徑&或當量直徑ら。一般將軸化為集中載荷下的簡支梁,根據(jù)撓度或者傾角計算公式分別求出各載荷作用下所產(chǎn)生的撓度或者傾角,然后疊加,注意方向符號,在同一平面上進行代數(shù)疊加,不在同一平面上進行向量疊加。ー、!軸的校核:通過受カ分析,在ー軸的三對嚙合齒輪副中,中間的兩對齒輪對I軸中點處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進行校核T=9.55xl()6xP/〃=9.55x106x4x0.96/500=73.34N?6￡=2xT/d=2x73.34/(87xl0-3)=i686N最大撓度:Fxb(3l2-4b2}co= -3 48E/1686x226x(3x376? -4x2262)x(10-3)448x2.10x109x^|^-x(10-3)4=0.0275"加式中;E一材料彈性模量;E=2.1x109M尸ス,砧的,兀d&3.14x284”，“二 4/ーキ田的;I= = =30156.6〃"律;64 64查表得:許用撓度為［y］=(0.01~0.03)x3=0.03?0.09/m?トメレ］,所以合格。二、II軸的校核:通過受カ分析,在二軸的五對嚙合齒輪副中,中間的兩對齒輪對二軸中點處的撓度影響最大,所以，選擇中間齒輪嚙合來進行校核T=9.55xIO,xP/〃=9.55x106x4x0.922/355=99.2N〃7￡=2xT/d=2x99.2/(126x10-3)=i575N最大撓度:Fx/?(3/2-4/?2)41ax 48E/1575x190x(3x3602-4x1902)x(10-3)448x2.10x1()9x萬デx(10ソ=0.0141m〃z查表得:許用撓度為［y］=(0.01~0.03)x3=0.03?0.09,加%＜［旦所以合格三、III軸的校核:通過受カ分析,在二軸的五對嚙合齒輪副中,中間的兩對齒輪對二軸中點處的撓度影響最大,所以,選擇中間齒輪嚙合來進行校核T=9.55x1〇6xP/〃=9.55xl06x4x0.922/355=99.2^?mェ=2xT/d=2x99.2/(126xl0-3)=i575N最大撓度:/x.3/2—4b2)(0 = g48E/1575x190x(3x3602-4x1902)x(10-3)448x2.10x109x^|^x(10-3)4=0.0141/n/n查表得許用撓度為［y］=(0.01~0.03)x3=0.03?0.09mmYb＜レ］所以合格。第五節(jié)鍵的選擇與校核ー、鍵的選擇選擇軸1上的鍵，根據(jù)軸的直徑d＞22?30,鍵的尺寸選擇鍵寬ルx鍵高/I取8x7,鍵的長度L取22。二、鍵的校核鍵和軸的材料都是鋼，查表的許用擠壓應(yīng)カ匕/,］=10〇?120WPa,取其中間值,

[円,]=1lOMPa〇鍵的工作長度/=ムーb=22mm-8m/n=16mm,鍵與輪穀鍵槽的接觸W?k-0.5h=0.5x1mm=3.5mm〇可得2TX1Q3

kid2TX1Q3

kid2x86x1g33.5x16x30MPa=1023MPa<[o-?]=l1OMPa式中:Tー傳遞的轉(zhuǎn)矩N?肛女一鍵與輪轂鍵槽的接觸麒/=0.5〃,此處〃為鍵的高度“加/ー鍵的工作長度,mm,圓頭平鋪=乙一6,厶為鍵的公稱長度,加以わ為鍵的寬度,mm；dー鍵的直徑，mm；［%］ー鍵、軸、輪轂三者中最勻材料的許用擠壓應(yīng)カMPa,鍵［4］表6-2；可見連接的擠壓強度足夠了,鍵的標記為:鍵10x8GB/T1096-2003第六節(jié)花鍵的校核驗算花鍵鍵側(cè)壓應(yīng)カ花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)カ為:(y8ム(y8ム(D2-d2)lz(p[MPa]式中:Laxーー花鍵傳遞的最大扭矩;D、d 花鍵的外徑和內(nèi)徑;z——花鍵的齒數(shù);(P——載荷分布不均勻系數(shù),通常取為0.75。使用上述公式對三傳動軸上的花鍵校核,結(jié)果符合設(shè)計要求。第七節(jié)齒輪模數(shù)的確定和校核齒輪模數(shù)的估算。通常同一變速組內(nèi)的齒輪取相同的模數(shù),如齒輪材料相同時,選擇負荷最重的小齒輪,根據(jù)齒面接觸疲勞強度和齒輪彎曲疲勞強度條件,進行估算模數(shù)和并按其中較大者選取相近的標準模數(shù),為簡化工藝變速傳動系統(tǒng)內(nèi)各變速組的齒輪模數(shù)最好一樣，通常不超過2?3種模數(shù)。

先計算最小齒數(shù)齒輪的模數(shù),齒輪選用直齒圓柱齒輪及斜齒輪傳動,查表齒輪精度選用7級精度,選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）,硬度為280HBS。根據(jù)下列公式:①齒面接觸疲勞強度:>1602Q ——、囚ノJz〇"帆"②齒輪彎曲疲勞強度：叫V。,ノノZb。ー、a變速組：分別計算各齒輪模數(shù),先計算最小齒數(shù)29的齒輪a）、齒面接觸疲勞強度：ヽ之1602Q y。,ノノz0"依ル其中:〃ー公比;〃=1.41；Pー齒輪傳遞的名義功率;P=0.96x4=3.84KW；の“ー齒寬系數(shù)0,“="m=5-10；力肥ー齒輪許允接觸應(yīng)カの"=0.%7“5;b"lim按MQ線查取;〃廠計算齒輪計算轉(zhuǎn)速;Kー載荷系數(shù)取1.2。b/“im=650MPa,[〃山>16020;, 1.2x3.84x2.41[〃山>16020;, 1.2x3.84x2.41

10x292xl.41x5852x500=2.8mm將齒輪模數(shù)圓整為3mm〇b）、齒輪彎曲疲勞強度:m.>43ft(PmnjZ(7FP其中:pー齒輪傳遞的名義功率;P=0.96x3.84=3.68KW；外,ー齒寬系數(shù)。,“=5-10；b。ー齒輪許允齒根應(yīng)カ(yFP=1.4crflim；%1加按MQ線査取;〃「計算齒輪計算轉(zhuǎn)速;Kー載荷系數(shù)取1.2〇叫=3OQWPax1.4=420MPa>43031.2x3.68>43031.2x3.68

10x500x29x420=1.19mm將齒輪模數(shù)圓整為2mm。?加”］>m尸］;所以町=3mm〇于是變速組a的齒輪模數(shù)取:m=3mm。軸I上主動輪齒輪的直徑:へ=3x29=81mm；da2=3x35=105/wm軸n上從動輪齒輪的直徑分別為:服=3x35=105〃"ねda2=3x41=\23mm二、b變速組：確定軸n上三聯(lián)齒輪的模數(shù),先計算最小齒數(shù)19的齒輪。a)、齒面接觸疲勞強度:ゝ,zccclKP(〃+1)>1602Q -2忸%zPhp"其中:〃■"公比;〃=2.78；Pー齒輪傳遞的名義功率;P=0.922x3.84=3.54KW；化,ー齒寬系數(shù)%="6=5—10；びむー齒輪許允接觸應(yīng)カび必=〇9び川而;

び川加按MQ線查取;〃「計算齒輪計算轉(zhuǎn)速;Kー載荷系數(shù)取1.2〇b”iim=800MPa,/.aHP=SOOMPax0.9=IlGMPa:.K=K、KaKh=1.0x1.0x1.0x1.42=1.42Rvrcinot將齒輪模數(shù)圓整為3mm〇b）、齒輪彎曲疲勞強度:mF>430 V外,〃/zo>p其中:Pー齒輪傳遞的名義功率;P=0.922x3.84=3.54KW；〇,“ー齒寬系數(shù)。,“=6/m=5-10；ぴ。ー齒輪許允齒根應(yīng)カ07ア=L4o7iim;分所按MQ線查取;〃廠計算齒輪計算轉(zhuǎn)速；Kー載荷系數(shù)取1.2〇crFlim=300MPa,aFP=30(MPax1.4=42(JMPatrierLtrierLノ礪焉為=2.3mm將齒輪模數(shù)圓整為3mm,:tnH2=mF2所以祖2=3mm于是變速組b的齒輪模數(shù)取:m=3mm軸n上主動輪齒輪的直徑:41=3x19=57tw/22；dh2=3x30=90?w〃;4,3=3x42=126/wn軸HI上三聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為:

dbl=3x30=9O〃〃7adh2=3x53=159シ〃なdh3=3x42=126mm三、c變速組:確定軸in上齒輪的模數(shù),先計算最小齒數(shù)18的齒輪。a)、齒面接觸疲勞強度:ゝ KP(〃+1)mH>1602Q ——y屮酒jz-OhpN其中:〃??公比;〃=4；pー齒輪傳遞的名義功率;P=0.89x3.54=3.15KW；夕,“ー齒寬系數(shù)9?,=ム/加=5-10；びれー齒輪許允接觸應(yīng)カ0?依=0.9o-Hlim；b〃um按MQ線查取;〃「計算齒輪計算轉(zhuǎn)速;Kー載荷系數(shù)取1.2〇bmim=900MPa,<yHP=900MRzx0.9=81OMPa1.2x3.15x510x182x4x8101.2x3.15x510x182x4x8102x355將齒輪模數(shù)圓整為3mm〇b)、齒輪彎曲疲勞強度:mE>430,1^~M——"jZO>p其中:Pー齒輪傳遞的名義功率;P=P=0.89x3.54=3.15KW；外一齒寬系數(shù)。“尸わ/小=5-10；b。ー齒輪許允齒根應(yīng)カび松=140.;0?円加按MQ線查取;〃廠計算齒輪計算轉(zhuǎn)速；Kー載荷系數(shù)取1.2〇

-400MM，aFP=400Mpax1.4=560M&>1.2x3.150x355x18x560=2.0mm齒輪模數(shù)為2mm■:mH2>mF2所以の=3mm于是變速組c的齒輪模數(shù)取:m=3mm軸in上主動輪齒輪的直徑:dc]=3x60=18O//7/77；dc2=3x18=54mm；主軸上從動輪齒輪的直徑分別為:dcl=3x30=90/277/7；de2=3x72=216/77/77四、齒輪參數(shù)的確定由以下公式:齒頂圓直徑da=(Z]+2/?\)/77；齒根圓直徑ル=(Z]—2/7*-2c ；分度圓直徑d=mzx齒頂高ha=h\m；齒根高hf=(力ン+ゼレ77；標準齒輪:a=20度,ha=1,c*=0.25可得齒輪的具體參數(shù)見下表:(單位:mm)

ヰ西輪齒數(shù)Z模數(shù)m/分度圓直徑d齒頂圓直徑團齒根圓直徑叫齒頂高ル齒根高hf1.35310511197.533.752.293879379.533.753.35310511197.533.754.413123129115.533.755.193576349.533.756.303909682.533.757.423126132118.533.758.303909682.533.759.533159165151.533.7510.423126132118.533.7511.603180186172.533.7512.183546046.533.7513.303909682.533.7514.723216222208.533.75五、齒寬的確定:按照公式わ=%「",選取小齒輪的齒寬,大齒輪的齒寬比小齒輪小5Tomm。此處取已“=0.35.

齒數(shù)分度圓直徑齒寬3510536.75298730.4535105364112325.45195718.9309031.54212626.5309031.55315913.94212626.560180271854483090327221643六、齒輪14結(jié)構(gòu)尺寸計算dQ<500J切ホt,り=1.64；2=4,ー1°叫;2=0.5（2+の;do=0.25（。—D｝）;c=0.3b

則:則:D.=104/n/n;4=189/77/77；Do-146.5/72/w;b=13/77/72；d()=21mm第ハ節(jié)齒輪的校核在驗算算速箱中的齒輪應(yīng)カ時,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(yīng)カ和彎曲應(yīng)カ的驗算。這里要驗算的是齒輪2,齒輪5,齒輪12這三個齒輪。齒輪強度校核:計算公式:①彎曲疲勞強度:bm②接觸疲勞強度:"%嚼?誓ゴ%]"%嚼?誓ゴ%]ー、校核a變速組齒輪a)、彎曲疲勞強度の=處孕せ&ト/;校核齒數(shù)為28的齒輪,確定各項參bm數(shù)⑴、4=Px0.96=3.84ZW,n=500r/min,T=9.55xl06xP/n=9.55xl0f,x3.84/500=0.73xl0^/mz(2)、確定動載系數(shù)Ky??7tdn乃x87x500C0,?v= = =2.3m/s60x1000 60x1000齒輪精度為7級,查得動載系數(shù)K.=1.08。由【4】使用系數(shù)。Ka=1.0(3)、わ=30.45機機。(4)、確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)あ=1.0查表得:

非對稱齒向載荷分配系數(shù)K”夕=1.417；b/h=30.45/(3x2.25)=4.6,得=1.27⑸、確定齒間載荷分配系數(shù):由表查得:使用儲=1.0,由表查得:齒間載荷分配系數(shù)KHa=KFa=\⑹、確定載荷系數(shù):K=KaKyKFa =1.0x1.08x1x1.27=1.372⑺、查表得齒形系數(shù)及應(yīng)カ校正系數(shù)ルa=2.55;厶=1.61⑻、計算彎曲疲勞許用應(yīng)カ查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限;%=54曬“。查得壽命系數(shù);Kn=0.9,取疲勞強度安全系數(shù);S=1.30.9x540=0.9x540=374班"YfKYfK2.55x1.612T_2T_2xQ,86xlQ5=153571(N)b)、接觸疲勞強度び”=2.5Z⑴、載荷系數(shù)K的確定;K=KAK、,KFaK%=1.0x1.08x1x1.417=1.53

⑵、彈性影響系數(shù)的Ze確定;査表得厶=189.8⑶、查得:=670WPa,ロ“]=0.9x670=603WPaへ口11.53x1535712+1イ“ズ…ハ ,ハ…ハcrH=2.5x189.81 ? =47Q55A/P^<602MPaV32x112 2故齒輪2合適。二、校核b變速組齒輪a)、彎曲疲勞強度叫=2"ハハ4ロノ;校核齒數(shù)為19的齒輪,確定各項參bm數(shù)⑴、ス=Px0.922=3.54kW,n=355r/min,T=9.55xl06xP/M=9.55xl06x3.54/355=0.952xl05?；mw⑵、確定動載系數(shù):丫二叔〃ー二x57x355=]59—s60x1000 60x1000齒輪精度為7級,查得動載系數(shù)K.=1.04(3)、b=20mm(4)、確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)%=1.0插值法得非對稱齒向載荷分配系數(shù):31.419ろ//?=20/(3x2.25)=2.96,查得K“=1.27(5)、確定齒間載荷分配系數(shù):由表查得：使用K,=1.0;空二2x0.952x105=3340.35''d57=1由表查得：=1齒間載荷分配系數(shù)K.=長ル

⑹、確定動載系數(shù):K=KAKvKHpKHa=1.0x1.04x1x1.27=1.32⑺、查表得齒形系數(shù)及應(yīng)カ校正系數(shù)ム=2.91、&=1.53⑻、計算彎曲疲勞許用應(yīng)カ查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限:Ofe=54OWp“。查得壽命系數(shù):Kn=0.9,疲勞強度安全系數(shù):S=1.3rゝ0.9x540…ソ[<Tf]=———=374畫[電]厶な2.91x1.53[電]厶な2.91x1.53374———=83.14,1.32x366667=1.32x366667=24.2<83.14bm40x5b）、接觸疲勞強度：%=2%應(yīng). <[aH]⑴、載荷系數(shù)K的確定:K=KaKv^=1.0x1.04x1x1.419=1.475⑵、彈性影響系數(shù)的Ze確定查表得;ZF=189.8⑶、查得:b〃iim=670MP?,[crH]=0.9x670=60?MPacu,onoM-475x3666674+1cocn..__(yH=2.5x189.8J ? =585.23MPa<603A/P。V40x90 4故齒輪5合適。三、校核C變速組齒輪a)、彎曲疲勞強度0=勢必くb」;校核齒數(shù)為18的齒輪,確定各項參bm數(shù)⑴、當=PxO.89=3.15%W,n=355r7min,r=9.55xl06xP/n=9.55xl0f,x3.15/355=0.85x10^/7^7⑵、確定動載系數(shù):Tvdn 萬x54x355Iハヘー,v= = =1,(X)3zn/s60x1000 60x1000齒輪精度為7級,查得動載系數(shù)K”=1.0(3)、b-48mm(4),確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)為=1.0插值法得非對稱齒向載荷分布系數(shù):K砂=1.419人/〃=48/(3x225)=7.1,查得Kア夕=1.42⑸、確定齒間載荷分配系數(shù):>30.85x1^=3148*'d54齒間載荷分布系數(shù)：もむら=1。⑹、確定荷載系數(shù)：K=KAKvKFaKHa=1.0x1.0x1.0x1.42=1.42⑺、查表得齒形系數(shù)及應(yīng)カ校正系數(shù)。ル(=2.72 厶=1.57⑻、計算彎曲疲勞許用應(yīng)カ由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限：o-FE=54QMpa〇查得壽命系數(shù):

Kn=0.9疲勞強度安全系數(shù):S=1.30.9x540=374Mp00]0.9x540=374Mp00]證3742.72x1.57=87.58,1.27x39958 _7446<,o7s?bm40x5x—?—cosl5.42"b)、接觸疲勞強度:び”=25Ze恤「 4[び”]⑴、載荷系數(shù)K的確定：K=KAKvKFaKFp=1.0x1.0x1.0x1.419=1.419⑵、彈性影響系數(shù)的Ze確定;查得Ze=189.8(3)、查得び“l(fā)im=670MPa,\aH]=0.9x670=603MPacuiOno11.419x399584+1“い…ハ Wへメハ=2.5x189.8J ? =59\25MPa<6034/P。“ V40x11412 4故齒輪12合適。第九節(jié)軸承的選用與校核ー、各軸軸承的選用①主軸 前支承：NN3010;中支承：N212J后支撐N219E②I軸 離合器及齒輪處支承均用:61806:帶輪處支承:6206、61908。③II軸 前支承:302055后支承:30205④HI軸 前支承:30207;后支承:30207二、各軸軸承的校核a）、I軸軸承的校核I軸選用的是深溝球軸承6206,其基本額定負荷為19.5KN,由于該軸的轉(zhuǎn)速是定值〃=500r/min,所以齒輪越小越靠近軸承,對軸承的要求越高。根據(jù)設(shè)計要

求,應(yīng)該對I軸未端的滾子軸承進行校核。①齒輪的直徑d=29x3=87ノ〃〃，②I軸傳遞的轉(zhuǎn)矩7=955にnT=9550xT=9550x4x0.96500=73.3N-m③齒輪受カ2x73.387x10:32x73.387x10:3=1685.06^根據(jù)受力分析和受カ圖可以得出軸承的徑向カ為:FrFr赫受カ分析圖15357x42638+426在水平面:15357x42638+426=141(W在水平面:156326x54638+426156326x54638+42618395NZ.Fa=個七+Fav=>/14102+1839.52=2317.7^④因軸承在運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷,又由于不受軸向カ,【4】表13-6查得載荷系數(shù)ル,取ル=1.2,則有:P=fpFA=1.2x23177=278L24N⑤軸承的壽命計算:所以按軸承的受カ大小計算壽命L,=—(―)￡=我(19500尸=718038//>5840s60n片60x800278L24故該軸承6206能滿足要求。b)、其他軸的軸承校核同上,均符合要求。第六章帶輪設(shè)計第一節(jié)型號的選擇確定計算功率P.,選擇膠帶型號:Pc=KaP式中:P——額定功率(KW)；Ka——工作情況系數(shù),此處取為1.1。帶入數(shù)據(jù)計算得Pc=4.4(KW),根據(jù)計算功率Pc和小輪轉(zhuǎn)數(shù)m,即可從三角膠帶選型圖上選擇膠帶的型號。此次設(shè)計選擇的為A型膠帶。第二節(jié)帶輪節(jié)圓直徑的選擇為了使帶的彎曲應(yīng)カ。.不致過大,應(yīng)使小輪直徑&》へg也也不要過大,否則外輪廓尺寸太大。此次設(shè)計選擇&=90mmo大輪直徑dク由d2=(1-e)—dxn2￡為帶傳動的滑動率,取0.01.計算得帶輪直徑為258.39mm,取265mm.第三節(jié)帶速的驗算驗算帶速,一般應(yīng)使帶速V在5?25m/s的范圍內(nèi)。v=—7LJh—《=6.82956/s,符合設(shè)計要求。60x1000第四節(jié)確定帶的參數(shù)ー、確定中心距a、帶長L、驗算包角a：中心距過大回引起帶的顫動,過小則單位時間內(nèi)帶的應(yīng)カ循環(huán)次數(shù)過多,疲勞壽命降低;包角a減小,帶的傳動能力降低。一般按照下式初定中心距a。2(d,+d2)2ao20.55(di+dz+h),此次設(shè)計定為450mm〇由幾何關(guān)系按下式初定帶長L。:Dm=(di+d2)/2=177.5mm△=(di-d2)/2=87.5mmLo5^nDm+2a。+△'/ao(mm)=1462.55mm即帶長為1462.55mm,按相關(guān)資料選擇與L。較接近的節(jié)線長度L”取L4為1400mm。按下式計算所需中心距:a-KLd-iDj+拖イ?Dm)2-8A2]/4=416.58mm即由以上計算得中心距a=416.58mm<520mm,符合要求。驗算包角:a=180°ーユユー?60°=167.04°2120°,a符合設(shè)計要求.二、計算膠帶的彎曲次數(shù)u：式中:帶輪的個數(shù);代入相關(guān)的數(shù)據(jù)計算得:u=4.9[s']^40[s-,]

符合設(shè)計要求。三、確定三角膠帶的根數(shù)Z：根據(jù)計算功率れ,可求得膠帶根數(shù)Z,(R)+坐)汰國查表可得P0=l.07kw,APo=O.17kw,ka=0.98,ki=O.96〇帶入各參數(shù)值計算得:z=3.77,圓整結(jié)果為4,即需用4根膠帶。四、確定初拉カF。和對軸的壓カQ：查《機床課程設(shè)計指導(dǎo)書》表15知,A型膠帶的初拉カFo的范圍為100?150[N],此處Fo=500—(— )+qv2vZk@查表得:q=0.1 k0=0.98帶入各參數(shù)計算得:FO=128.3No作用在軸上的壓カ：Q=2Fo?Z?sinセ=1022.09N2根據(jù)V帶計算,選用4根A型V帶。由于I軸安裝摩擦離合器及傳動齒輪,為了改善它們的工作條件,保證加工精度,采用卸荷式帶輪結(jié)構(gòu)。第七章離合器的確定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(jié)構(gòu)上應(yīng)注意加強軸的剛度或使軸部受帶輪的拉カ(采用卸荷裝置)。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。軸在整體裝入箱內(nèi)。我們采用的卸荷裝置一般是把軸承裝載法蘭盤上,通過法蘭盤將帶輪的拉カ傳遞到箱壁上。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)正反轉(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(yīng)留有0.2?0.4mm的間隙,間隙應(yīng)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ー起。這樣就限制了軸向和周向的兩個自由度,起了定位作用。2）摩擦片的壓緊由加カ環(huán)的軸向移動實現(xiàn),在軸系上形成了彈性カ的封閉系統(tǒng),不增加軸承軸向復(fù)合。3）結(jié)構(gòu)設(shè)計時應(yīng)使加カ環(huán)推動擺桿和鋼球的運動是不可逆的,即操縱カ撤消后,有自鎖作用。軸上裝有摩擦離合器,兩端的齒輪是空套在軸上,當離合器接通時オ和軸ー起轉(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(jié)構(gòu)設(shè)計時應(yīng)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承在ー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。第一節(jié)確定摩擦片的徑向尺寸確定摩擦片的徑向尺寸: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。表示這ー特性系數(shù)。是外片內(nèi)徑立與內(nèi)片外徑る之比,即。=202一般外摩擦片的內(nèi)徑可取:Di=d+(2?6)=30+6=36mm;機床上采用的摩擦片。值可在0.57?0.77范圍內(nèi),此處取。=0.6,則內(nèi)摩擦片外徑る=—!■=36/0.65=55mmo(P內(nèi)摩擦片內(nèi)經(jīng)為32mm,外摩擦片外徑為76mm。第二節(jié)確定摩擦片的數(shù)目ー、按扭矩確定摩擦片的數(shù)目Z：Z2 Z2 TK

[P]fSrfKvKmKz其中:T為離合器的扭矩T=9.55xl06-^--7=5.1x10^mm；njK 安全系數(shù),此處取為L2；[P]——摩擦片許用比壓,取為L2MPa；f——摩擦系數(shù),查得f=0.08；S 內(nèi)外片環(huán)行接觸面積,TT jrs=-(D22-D,2)=-(552-362)=2932.76加2rf——誘導(dǎo)摩擦半徑,假設(shè)摩擦表面壓カ均勻分布,則(耳":)

3(D(耳":)

3(D2-D2)=10.68；Kv——速度修正系數(shù),根據(jù)平均圓周速度查表取為1.3；Km——結(jié)合次數(shù)修正系數(shù),查表為1.35；Kzーー摩擦結(jié)合面數(shù)修正系數(shù),查表取為1.1；將以上數(shù)據(jù)代入公式計算得:Z213.71,圓整后為!4,取離合器內(nèi)外摩擦片總數(shù)i=16。二、、計算摩擦離合器的軸向壓カQQ=S[P]KV=2932.76xl.2xl.3=4575.11N三、摩擦片厚度b=2毫米,一般隨摩擦面中徑增大而加大。內(nèi)外片分離時的最小間隙為(0.2~0.4)mm。四、反轉(zhuǎn)時摩擦片數(shù)的確定:普通車床主軸反轉(zhuǎn)時一般不切削,故反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗確定。普通車床主軸高速空轉(zhuǎn)功率Pk一般為額定功率え的20-60%,取Pk=0.6P(1,計算反轉(zhuǎn)靜扭矩為Pk=2.4KW,代入公式計算出Z28.22,圓整為整偶數(shù)9,離合器內(nèi)外摩擦片總數(shù)為10o第八章?lián)Q向與制動機構(gòu)設(shè)計本機床是適用于機械加工車間和維修車間的普通車床。主軸換向比較頻繁,オ用雙向片式摩擦離合器。這種離合器由內(nèi)摩擦片、外摩擦片、止推片、壓塊和空套齒輪組成。離合器左右兩部門結(jié)構(gòu)是相同的。左離合器傳動主軸正轉(zhuǎn),用于切削加工。需要傳遞的轉(zhuǎn)矩較大,片數(shù)較多。右離合器用來傳動主軸反轉(zhuǎn),主要用于退回,片數(shù)較少。這種離合器的工作原理是,內(nèi)摩擦片的花鍵孔裝在軸I的花鍵上,隨軸旋轉(zhuǎn)。外摩擦片的孔為圓孔,直徑略大于花鍵外徑。外圓上有4個凸起,嵌在空套齒輪的缺口之中。內(nèi)外摩擦片相間安裝。用桿通過銷向左推動壓塊時,將內(nèi)片與外片相互壓緊。軸I的轉(zhuǎn)矩便通過摩擦片間的摩擦力矩傳遞給齒輪,使主軸正傳。同理,當壓塊向右時,使主軸反轉(zhuǎn)。壓塊處于中間位置時,左、右離合器都脫開,軸II以后的各軸停轉(zhuǎn)。制動器安裝在軸HI,在離合器脫開時制動主軸,以縮短輔助時間。此次設(shè)計采用帶式制動器。該制動器制動盤是ー個鋼制圓盤，與軸用花鍵聯(lián)接，周邊圍著制動帶。制動帶是一條剛帶,內(nèi)側(cè)有一層酚醛石棉以增加摩擦。制動帶的一端與杠桿連接。另一端與箱體連接。為了操縱方便并保證離合器與制動器的聯(lián)鎖運動，采用ー個操縱手柄控制。當離合器脫開時,齒條處于中間位置,將制動帶拉緊。齒條軸凸起的左、右邊都是凹槽。左、右離合器中任一個結(jié)合時,杠桿都按順時針方向擺動,使制動帶放松。第四篇機床結(jié)構(gòu)的設(shè)計進行主運動傳動軸系、變速機構(gòu)、主軸組件、箱體、操縱機構(gòu)、潤滑與密封等的布置和結(jié)構(gòu)設(shè)計,即繪制裝配圖（包括展開圖、剖視圖）和零件工作圖。第九章主運動傳動軸系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(jié)構(gòu)上應(yīng)注意加強軸的剛度或使軸部受帶輪的拉カ（采用卸荷裝置）。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,軸在整體裝入箱內(nèi)。我們采用的卸荷裝置一般是把軸承裝載法蘭盤上,通過法蘭盤將帶輪的拉カ傳遞到箱壁上。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)正反轉(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(yīng)留有0.2?〇.4mm的間隙,間隙應(yīng)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,另ー個裝在花鍵軸上的ー個環(huán)形溝槽里,并轉(zhuǎn)過ー個花鍵齒,和軸上的花鍵對正,然后用螺釘把錯開的兩個圓盤連接在ー起。這樣就限制了軸向和周向的兩個自由度,起了定位作用。2）摩擦片的壓緊由加カ環(huán)的軸向移動實現(xiàn),在軸系上形成了彈性カ的封閉系統(tǒng),不增加軸承軸向復(fù)合。3）結(jié)構(gòu)設(shè)計時應(yīng)使加カ環(huán)推動擺桿和鋼球的運動是不可逆的，即操縱カ撤消后,有自鎖作用。軸上裝有摩擦離合器,兩端的齒輪是空套在軸上,當離合器接通時オ和軸ー起轉(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(jié)構(gòu)設(shè)計時應(yīng)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承在ー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。第十章變速機ー、擬定變速方案擬定變速方案包括變速型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱等整個變速系統(tǒng)的確定。變速型式則指變速結(jié)構(gòu)和變速的元件、機構(gòu)以及組成、安排不同特點的變速型式、變速類型。變速方案和型式與結(jié)構(gòu)的復(fù)雜程度密切相關(guān)，和工作性能也有關(guān)系。因此，確定變速方案和型式,要從結(jié)構(gòu)、エ藝、性能及經(jīng)濟等多方面統(tǒng)一考慮。變速方案有多種，變速型式更是眾多,比如:變速型式上有集中變速,分離變速;擴大變速范圍可用增加變速組數(shù),也可采用背輪結(jié)構(gòu)、分支變速等型式;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(shè)計中,我們采用集中變速型式的主軸變速箱。二、結(jié)構(gòu)式對于分析和選擇簡單的串聯(lián)式的變速不失為有用的方法,但對于分析復(fù)雜的變速并想由此導(dǎo)出實際的方案，就并非十分有效。第十一章主軸組件第一節(jié)主軸材料和熱處理在主軸結(jié)構(gòu)形狀和尺寸一定的條件下,材料的彈性模量E越大,主軸的剛度也越高,由于鋼材的E值較大,故一般采用鋼質(zhì)主軸，一般機床的主軸選用價格便宜、性能良好的45號鋼。提高主軸有關(guān)表面硬度,增加耐磨性,在長期使用中不至于喪失精度,這是對主軸熱處理的根本要求。機床主軸都在一定部位上承受著不同程度的摩擦,主軸與滾動軸承配合使用時,軸頸表面具有適當?shù)挠捕瓤筛纳蒲b配工藝并保證裝配精度，通常硬度為HRC40-50即可滿足要求。一般機床的主軸,淬火時要求無裂紋,硬度均勻;淬硬層深度不小于1mm,最好1.5-2mm,使精磨后仍能保留一點深度的淬硬層,主軸熱處理后變形要小。螺紋表面一般不淬火;淬火部位的空刀槽不能過深,臺階交接處應(yīng)該倒角;滲氮主軸的銳邊、棱角必須倒圓R>0.5mm,可避免滲氮層穿透剝落。第二節(jié)主軸軸承ー、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，可同時承受徑向カ和軸向カ,結(jié)構(gòu)比較簡單,但允許的極限轉(zhuǎn)速低ー些。與雙列短圓柱滾子軸承配套使用承受軸向カ的軸承有三種:60°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カ。推力球軸承。承受軸向カ的能力最高,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。二、軸承的配置大多數(shù)機床主軸采用兩個支撐,結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)要求箱體上三支撐孔具有良好的同心度,否則溫升和空載功率增大,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0.03?0.07機/n）,只有在載荷比較大、軸產(chǎn)生彎曲變形時,輔助支撐軸承オ起作用。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(jié)構(gòu)的負責(zé)程度，應(yīng)根據(jù)機床的實際要求確定。在配置軸承時,應(yīng)注意以下幾點:①每個支撐點都要能承受經(jīng)向カ。②兩個方向的軸向カ應(yīng)分別有相應(yīng)的軸承承受。③徑向力和兩個方向的軸向カ都應(yīng)傳遞到箱體上,即負荷都由機床支撐件承受。三、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ー級。普通精度級機床的主軸,前軸承的選C或。級,后軸承選。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(yīng)與軸承精度相匹配。四、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、噪聲和抗震性也有改善。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)該能方便而且能準確地控制,但調(diào)整機構(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,當內(nèi)圈向大端軸向移動時,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。第三節(jié)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）。錐面配合對中性好,但加工較難。平鍵一般用ー個或者兩個（相隔180度布置）,兩鍵不但平衡較好，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。第四節(jié)主軸組件設(shè)計主軸組件結(jié)構(gòu)復(fù)雜,技術(shù)要求高。安裝エ件（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(shè)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。1）外徑尺寸D主軸的外徑尺寸,關(guān)鍵是主軸前軸頸的（前支撐處）的直徑A。ユ選