最大加工直徑250的普通車床的主軸箱部件設(shè)計(jì)功率4轉(zhuǎn)速160050公比1.41

目錄一．設(shè)計(jì)目的1二．普通車床主動傳動系統(tǒng)參數(shù)的擬定11．已知條件12．車床參數(shù)和電動機(jī)的選擇13．確定轉(zhuǎn)速級數(shù)14．車床的規(guī)格2三．運(yùn)動設(shè)計(jì)2擬定傳動方案2確定結(jié)構(gòu)式2設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)網(wǎng)34.確定各軸轉(zhuǎn)速45．確定轉(zhuǎn)速圖66.確定各變速組傳動副齒輪齒數(shù)67．繪制傳動系統(tǒng)圖8四．動力設(shè)計(jì)9帶傳動設(shè)計(jì)9齒輪傳動設(shè)計(jì)12軸的設(shè)計(jì)與校核17主軸主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定245.片式摩擦離合器的選擇和計(jì)算276．軸承的選用及校核297．鍵的選用及校核30五．軸承端蓋設(shè)計(jì)31六．箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)321．箱體材料322．箱體結(jié)構(gòu)32七．潤滑與密封331．潤滑設(shè)計(jì)332．潤滑油的選擇34八．總結(jié)錯(cuò)誤！未定義書簽。九．參考文獻(xiàn)錯(cuò)誤！未定義書簽。一．設(shè)計(jì)目的通過機(jī)床主運(yùn)動機(jī)械變速傳動系統(tǒng)得結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，在擬定傳動和變速的結(jié)構(gòu)方案過程中，得到設(shè)計(jì)構(gòu)思、方案分析、結(jié)構(gòu)工藝性、機(jī)械制圖、零件計(jì)算、編寫技術(shù)文件和查閱技術(shù)資料等方面的綜合訓(xùn)練，樹立正確的設(shè)計(jì)思想，掌握基本的設(shè)計(jì)方法，并具有初步的結(jié)構(gòu)分析、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和計(jì)算能力。二．普通車床主動傳動系統(tǒng)參數(shù)的擬定1．已知條件最大加工直徑為D=?250mm；主軸最高轉(zhuǎn)速1600r/min，最低轉(zhuǎn)速=50r/min；電動機(jī)的功率為4KW。2．車床參數(shù)和電動機(jī)的選擇此經(jīng)濟(jì)型數(shù)控車床根據(jù)任務(wù)書上提供的條件，電動機(jī)的功率為4KW,選擇電動機(jī)的型號為Y112M-4，電動機(jī)具體數(shù)據(jù)如下表所示：電動機(jī)參數(shù)表[表2-1] 電動機(jī)信號額定功率滿載轉(zhuǎn)速 級數(shù)同步轉(zhuǎn)速 Y112M-4 4KW 1440r/min4級1500r/min3．確定轉(zhuǎn)速級數(shù)根據(jù)任務(wù)書提供的條件，可知傳動公比φ=1.41。變速范圍則有：由此可知機(jī)床主軸共有11級。因?yàn)棣?1.41=，根據(jù)《機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)》查表標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列。首先找到最小極限轉(zhuǎn)速50，再每跳過5個(gè)數(shù)（1.41≈1.066）取一個(gè)轉(zhuǎn)速，即可得到公比為1.41的數(shù)列：50r/min、71r/min、100r/min、140r/min、200r/min、280r/min、400r/min、560r/min、800r/min、1120r/min、1600r/min。4．車床的規(guī)格根據(jù)以上的計(jì)算和設(shè)計(jì)任務(wù)書可得到本次設(shè)計(jì)車床的基本參數(shù)：車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)表[表2-2]最大加工直最大加工直徑maxD最高轉(zhuǎn)速(r/min)最低轉(zhuǎn)速(r/min)電機(jī)功率P(KW)公比轉(zhuǎn)速級數(shù)Z25016005041.4111三．運(yùn)動設(shè)計(jì)1.擬定傳動方案擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱等整個(gè)傳動系統(tǒng)的確定。傳動型式則指傳動和變速的元件、機(jī)構(gòu)以及其組成、安排不同特點(diǎn)的傳動型式、變速類型。傳動方案和型式與結(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，確定傳動方案和型式，要從結(jié)構(gòu)、工藝、性能及經(jīng)濟(jì)性等多方面統(tǒng)一考慮。2.確定結(jié)構(gòu)式11=3×2×2-1由Z=12可得：11=2×3×2-111=2×2×3-1主變速傳動系從電動機(jī)到主軸，通常為降速傳動，接近電動機(jī)的傳動轉(zhuǎn)速較高，傳動的轉(zhuǎn)矩較小，尺寸小一些，反之，靠近主軸的傳動件轉(zhuǎn)速較低，傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，尺寸就較大。因此在擬定主變速傳動系時(shí)，應(yīng)盡可能將傳動副較多的變速組安排在前面，傳動副數(shù)少的變速組放在后面，使主變速傳動系中更多的傳動件在高速范圍內(nèi)工作，尺寸小一些，以節(jié)省變速箱的造價(jià)，減小變速箱的外形尺寸；也就是滿足傳動副前多后少的原則，因此確定傳動方案為：11=3×2×2-1；由12=3×2×2傳動式可得4種結(jié)構(gòu)式和對應(yīng)的結(jié)構(gòu)網(wǎng)。分別為：-1；依據(jù)傳動順序與擴(kuò)大順序相一致的原則選擇方案為：-1；3.設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)網(wǎng)傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍：在降速傳動時(shí)，為防止被動齒輪的直徑過大而使進(jìn)徑向尺寸過大，常限制最小傳動比，1/4，升速傳動時(shí)，為防止產(chǎn)生過大的振動和噪音，常限制最大傳動比，斜齒輪比較平穩(wěn)，可取，故變速組的最大變速范圍為/8～10。/檢查變速組的變速范圍是否超過極限值時(shí)，只需檢查最后一個(gè)擴(kuò)大組。因?yàn)槠渌兯俳M的變速范圍都比最后擴(kuò)大組的小，只要最后擴(kuò)大組的變速范圍不超過極限值，其他變速組就不會超過極限值。依據(jù)中間軸變速范圍小的原則設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下所示：系統(tǒng)結(jié)構(gòu)網(wǎng)圖[圖3-1]檢查傳動組的變速范圍時(shí)，只檢查最后一個(gè)擴(kuò)大組：其中φ=1.41，，；，最后一個(gè)擴(kuò)大組轉(zhuǎn)速符合要求，則其他變速組的變速范圍肯定也符合要求。4.確定各軸轉(zhuǎn)速1>.分配總降速變速比總降速變速比由電動機(jī)轉(zhuǎn)速n1440r/min不符合轉(zhuǎn)速數(shù)列標(biāo)準(zhǔn)，因而增加一定比變速副。d2>.確定傳動軸數(shù)變速軸軸數(shù)=變速組數(shù)+定比變速副數(shù)+1=3+1+1=5。3>.確定各軸轉(zhuǎn)速在五根軸中，除去電動機(jī)軸，其余四軸按變速順序依次設(shè)為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ(主軸）。Ⅰ與Ⅱ、Ⅱ與Ⅲ、Ⅲ與Ⅳ軸之間的變速組分別設(shè)為a、b、c?，F(xiàn)由Ⅳ(主軸）開始，確定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸的轉(zhuǎn)速。已知各級轉(zhuǎn)速如下：1600、1120、800、560、400、280、200、140、100、71、50r/min。⑴先來確定Ⅲ軸的轉(zhuǎn)速變速組c的變速范圍為，故兩個(gè)傳動副的傳動比是：、、結(jié)合結(jié)構(gòu)式，初定Ⅲ軸的轉(zhuǎn)速為：140、200、280、400、560、800。⑵確定軸Ⅱ的轉(zhuǎn)速變速組b的級比指數(shù)為3，希望中間軸轉(zhuǎn)速較小，因而為了避免升速，又不致變速比太小，可取、、400、560、800。⑶定軸Ⅰ的轉(zhuǎn)速對于軸Ⅰ，其級比指數(shù)為1,確定軸Ⅰ轉(zhuǎn)速為800；電動機(jī)與軸Ⅰ的定變傳動比；5．確定轉(zhuǎn)速圖轉(zhuǎn)速圖[圖3-2]6.確定各變速組傳動副齒輪齒數(shù)確定齒輪齒數(shù)的原則和要求：為保證主軸結(jié)構(gòu)緊湊，兩軸間相互嚙合的一對齒輪的齒數(shù)和不大于100～120；為保證齒輪不產(chǎn)生根切，直齒輪；為保證齒輪有足夠的強(qiáng)度，齒輪槽槽底與孔壁間或鍵槽間壁厚大于2mm；為保證三聯(lián)滑移齒輪的順利滑移，其最大和次大兩齒輪齒數(shù)應(yīng)大于4；為保證主軸轉(zhuǎn)速誤差不致過大，由傳動比誤差所造成的主軸轉(zhuǎn)速相對誤差一般不應(yīng)超過±10（φ-1）%。即：n-要求的主軸轉(zhuǎn)速；理n-齒輪傳動實(shí)現(xiàn)的主軸轉(zhuǎn)速；實(shí)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)、帶輪直徑。對于定比傳動的齒輪齒數(shù)和帶輪直徑，可依據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》推薦的計(jì)算方法確定。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(shí)，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《機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)》表2-8中選取。根據(jù)表2-8（《機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)》主編關(guān)慧珍）查得變速組a；變速組a有三個(gè)傳動副，其傳動比分別是：，,，,=…,56,58,60,62,64,66,68,70,72,74,76,….41=…,55,58,60,63,65,67,68,70,72,73,75,…=…,54,57,60,63,66,69,72,75,78,81,84,…可取=72,于是可得Ⅰ軸齒輪齒數(shù)分別為：36、30、24。于是，,，,變速組a[表3-1]齒輪齒輪1ia2ia3iazSI軸齒數(shù)36302472Ⅱ軸齒數(shù)364248變速組b：變速組b有兩個(gè)傳動副，其傳動比分別是：，。，=…,60,62,64,66,68,70,72,74,76,78,80…=…,61,65,68,69,72,73,76,77,80,81,84,…可取80，于是可得軸Ⅱ上雙聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為：40,21。于是40/40,21/59，得軸Ⅲ上兩齒輪的齒數(shù)分別為：40、59。變速組b[表3-2]齒輪齒輪1ib2ibzSⅡ軸齒數(shù)Ⅱ軸齒數(shù)402180Ⅲ軸齒數(shù)4059變速組c:變速組c有兩個(gè)傳動副，其傳動比分別是：，。，=…,98,101,102,104,105,107,108,110,111,113…=…,95,97,102,103,104,106,107,108,110,111…取102，為升速傳動，取軸Ⅳ齒輪齒數(shù)為34；為降速傳動，取軸Ⅲ齒輪齒數(shù)為27。于是68/34,27/75，得Ⅳ軸上兩齒輪的齒數(shù)分別為：34、27。變速組c[表3-3]齒輪齒輪1ic2iczSⅢ軸齒數(shù)6827102Ⅳ軸齒數(shù)34757．繪制傳動系統(tǒng)圖傳動系統(tǒng)圖[圖3-2]四．動力設(shè)計(jì)1.帶傳動設(shè)計(jì)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(jī)床中常用作電機(jī)輸出軸的定比傳動。電動機(jī)轉(zhuǎn)速=1440r/min,傳遞功率P=4kW,傳動比i=1.8，兩班制，一天運(yùn)轉(zhuǎn)16小時(shí)，工作年數(shù)10年。(1)確定計(jì)算功率：由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8-7工作情況系數(shù)查得=1.2。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》公式（8-21）得：(kW)式中：—計(jì)算功率，kW；—工作情況系數(shù)；P—電動機(jī)額定功率，kW。因此根據(jù)、由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖8-11普通V帶輪選型圖選用A型。(2)確定帶輪的基準(zhǔn)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=75mm。查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8-9、圖8-11和表8-7取主動小帶輪基準(zhǔn)直徑=125mm。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》公式(8-15a)得式：式中：n-小帶輪轉(zhuǎn)速，n-大帶輪轉(zhuǎn)速，-帶的滑動系數(shù)，一般取0.02。故：由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8-9取圓整為224mm。(3)驗(yàn)算帶速度v，按《機(jī)械設(shè)計(jì)》式（8-13）驗(yàn)算帶的速度所以，故帶速合適。(4)初定中心距a帶輪的中心距，通常根據(jù)機(jī)床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內(nèi)選?。焊鶕?jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》P152經(jīng)驗(yàn)公式（8-20）初定中心距。0.7×(125+224)2×(125+224)即：244.3698；取=600mm.(5)計(jì)算相應(yīng)的帶長由《機(jī)械設(shè)計(jì)》公式（8-22）計(jì)算帶輪的基準(zhǔn)長度：代入數(shù)據(jù)為：由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8-2，圓整到標(biāo)準(zhǔn)的基準(zhǔn)長度，取整為=1750mm(6)計(jì)算中心距a及其變動范圍按《機(jī)械設(shè)計(jì)》公式（8-23）傳動的實(shí)際中心距近似為考慮帶輪的制造誤差、帶長誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而產(chǎn)生的補(bǔ)充張緊的需要，常給出中心距的變動范圍如下：(7)驗(yàn)算小帶輪上的包角1根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》公式（8-25）故主動輪上包角合適。(8)確定三角帶根數(shù)Z根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》式（8-26）得由《機(jī)械設(shè)計(jì)》查表8-2得查表8-4得查表8-5得查表8-6得取整即帶數(shù)Z=3根；(9)確定帶的初拉力查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8-3，V帶單位長度的質(zhì)量q=0.105kg/m由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式（8-27）式中：—計(jì)算功率，kW；v—帶速，m/s；(10)計(jì)算帶傳動的壓軸力根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》式（8-31）式中：為小帶輪的包角。(11)帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)V帶輪的結(jié)構(gòu)形式與基準(zhǔn)直徑有關(guān)，因?yàn)榍?，所以采用腹板式結(jié)構(gòu)，查《機(jī)械設(shè)計(jì)機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)》表9-1可得出大帶輪結(jié)構(gòu)尺寸如下：2.齒輪傳動設(shè)計(jì)1.確定模數(shù)：（1）Ⅰ-Ⅱ軸：按齒輪彎曲疲勞計(jì)算：按接觸疲勞計(jì)算：式中：P—所傳遞的額定功率，kW，P=；—電動機(jī)功率，kW；—齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速，400r/min；—寬度系數(shù)，,取7；—小齒輪齒數(shù),=24;i—大齒輪對小齒輪齒數(shù)比,i=2；和—變動工作用量下，材料在彎曲和接觸應(yīng)力狀態(tài)下的壽命系數(shù)，有極限值；—工作狀態(tài)系數(shù)，取=1.5;—?jiǎng)虞d荷系數(shù)，按表1-19取=1.2；—齒向載荷分布系數(shù)，按表1-20取=1.04；y—齒形系數(shù)y=0.420；[]—許用彎曲應(yīng)力,354MPa；[]—許用接觸應(yīng)力,1370MPa。傳動裝置效率η=；V帶傳動=0.96，滾動軸承=0.99，則η=0.96×=0.941；P==0.941×4≈3.8kW；應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： 由于 按查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-22得彎曲疲勞壽命系數(shù) =0.87，查圖10-23得接觸疲勞壽命系數(shù)=0.90；由上得：模數(shù)m取m和m中較大值。故第一變數(shù)組齒輪模數(shù)取m=3；w j(2)Ⅱ-Ⅲ軸：按齒輪彎曲疲勞計(jì)算：按接觸疲勞計(jì)算：得：模數(shù)m取m和m中較大值。故第二變數(shù)組齒輪模數(shù)因取m=3；w j(3)Ⅲ-Ⅳ軸：按齒輪彎曲疲勞計(jì)算：按接觸疲勞計(jì)算：得：模數(shù)m取m和m中較大值。故齒輪模數(shù)因取m=4；w j齒輪模數(shù)[表4-1]變速組變速組Ⅰ-Ⅱ軸Ⅱ-Ⅲ軸Ⅲ-Ⅳ軸模數(shù)m3342.確定齒寬：由公式Bm(5~10；m為模數(shù))得：m m第一套嚙合齒輪B（5~10）315~30mmⅠ第二套嚙合齒輪B（5~10）315~30mmⅡ第三套嚙合齒輪B（5~10）420~40mmⅢ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(cuò)位時(shí)導(dǎo)致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設(shè)計(jì)上，應(yīng)使小齒輪齒寬比相齒合的另一齒輪寬寬(5～10)mm。3.確定齒輪參數(shù)：標(biāo)準(zhǔn)齒輪參數(shù)：20度，h*1，c*0.25從《機(jī)械原理》表5-1查得以下公式齒頂圓直徑d=(z+2h*)m；a 1 a齒根圓直徑d(z2h2c)mf 1 a分度圓直徑d=mz；齒頂高h(yuǎn)=h*m； a a齒根高h(yuǎn)=(h*+c*)m； f a；齒輪的具體值[表4-2]模數(shù)模數(shù)齒數(shù)齒寬分度圓直徑齒頂圓直徑ad齒根圓直徑fd齒頂高ah齒根高fh32420727867.533.753020909685.53620108117103.54815144150139.54215126132121.53615108114103.534020120126115.533.752120636958.54015120126115.55915177183172.54682027228026245272510811698342513614412675203003082904.確定軸間中心距：3.軸的設(shè)計(jì)與校核確定主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速：由轉(zhuǎn)速圖可知：主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速是低速第一個(gè)三分之一變速范圍的最高一級轉(zhuǎn)速，即同理可得各傳動軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速：計(jì)算轉(zhuǎn)速表[表4-3]軸軸ⅠⅡⅢⅣ計(jì)算轉(zhuǎn)速r/min800400140140確定各齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速：傳動組c中，27/75只需計(jì)算z=27的齒輪，計(jì)算轉(zhuǎn)速為140r/min,68/34只需計(jì)算z=34的齒輪，計(jì)算轉(zhuǎn)速為140r/min；傳動組b計(jì)算z=21的齒輪，計(jì)算轉(zhuǎn)速為400r/min；傳動組a應(yīng)計(jì)算z=24的齒輪，計(jì)算轉(zhuǎn)速為800r/min。核算主軸轉(zhuǎn)速誤差：即主軸轉(zhuǎn)速合適。各軸的功率：取各傳動件效率如下：帶傳動效率：10.96軸承傳動效率：20.990.97齒輪傳動效率：3則有各傳動軸傳遞功率計(jì)算如下：計(jì)算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：由機(jī)械原理可知轉(zhuǎn)矩計(jì)算公式為：以上計(jì)算數(shù)據(jù)總結(jié)如下：[表4-4]傳動軸傳動軸電機(jī)軸ⅠⅡⅢⅣ傳動功率傳動功率kw43.83.653.513.37傳遞轉(zhuǎn)矩mN26.5345.3887.16239.14229.65傳動軸的直徑估算：當(dāng)軸上有鍵槽時(shí)，d值應(yīng)相應(yīng)增大4～5%;當(dāng)軸為花鍵軸時(shí)，可將估算的d值減小7%為花鍵軸的小徑;空心軸時(shí)，d需乘以計(jì)算系數(shù)b，b值見《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》表7-12。Ⅰ軸有鍵槽，Ⅱ軸和Ⅲ軸因?yàn)橐惭b滑移齒輪所以都采用花鍵軸,Ⅳ有鍵槽并且軸Ⅳ為空心軸.根據(jù)以上原則各軸的直徑取值：a.Ⅰ軸的設(shè)計(jì)計(jì)算:選擇軸的材料由《機(jī)械設(shè)計(jì)》中的表15-1選?。狠S材料[表4-5]材料牌號材料牌號熱處理硬度HBS抗拉強(qiáng)度極限屈服強(qiáng)度極限彎曲疲勞極限剪切疲勞極限許用彎曲應(yīng)力45調(diào)質(zhì)217～255Mpa64035527515560按扭矩初算軸徑根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》中式（15-2），并查表15-3，取，則考慮有鍵槽和軸承，軸加大5%：d=(1+5%)×19.33=20.30mm所以最小取d=21mmb.Ⅱ軸的設(shè)計(jì)計(jì)算:選擇軸的材料由《機(jī)械設(shè)計(jì)》中的表15-1選?。狠S材料[表4-6]材料牌號材料牌號熱處理硬度HBS抗拉強(qiáng)度極限屈服強(qiáng)度極限彎曲疲勞極限剪切疲勞極限許用彎曲應(yīng)力45調(diào)質(zhì)217～255Mpa64035527515560按扭矩初算軸徑根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》中式（15-2），并查表15-3，取，則考慮Ⅱ軸有花鍵，將估算的d值減小7%為花鍵軸的小徑：d=(1-7%)×24.03=22.35mm所以最小取d=23mmc.Ⅲ軸的設(shè)計(jì)計(jì)算:（1）選擇軸的材料由《機(jī)械設(shè)計(jì)》中的表15-1選取：軸材料[表4-5]材料牌號材料牌號熱處理硬度HBS抗拉強(qiáng)度極限屈服強(qiáng)度極限彎曲疲勞極限剪切疲勞極限許用彎曲應(yīng)力45調(diào)質(zhì)217～255Mpa64035527515560(2）按扭矩初算軸徑根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》中式（15-2），并查表15-3，取，則考慮Ⅲ軸有花鍵，將估算的d值減小7%為花鍵軸的小徑：d=(1-7%)×33.66=32.65mm所以最小取d=33mm根據(jù)以上計(jì)算各軸的直徑取值如下表示：軸直徑取值[表4-6]軸軸軸軸軸最小軸徑值(mm)212333（7）Ⅱ軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及校核計(jì)算：（1）確定軸各段直徑和長度：[圖4-1]L段：安裝圓錐滾子軸承，d30mm；L21mm； 1 1 1L段：安裝兩個(gè)個(gè)雙聯(lián)齒輪塊，同時(shí)利用軸肩定位軸承，由軸肩計(jì)算公式2h(0.07~0.1)d(0.07~0.1)302.1~3(mm)所以取d36mm；有結(jié)構(gòu)確定L260mm；； 2 2L段：安裝圓錐滾子軸承，d30mm；L21mm； 3 3 3（2）軸的強(qiáng)度校核：軸的校核主要校核危險(xiǎn)截面已知Ⅱ軸齒輪6、齒輪8數(shù)據(jù)如下：T98.21KN； T298.21KN；dmz342126mm；dmz32266mm；L105mm； L8左250mm； L177mm； L32mm；2 6 86左 6右 8右2T求圓周力：Ftd；徑向力FrFttan；2T298210F1558.89KN；t6d 126FFtan1558.89tan20567.39KN；2T298210 r6t F2976.06KN；t8d 66FFtan2976.06tan201083.20KN；r8t軸承支反力： L LFF b；FF a；t左 tLL t右 tLL a b a b齒輪6對軸的支反力： L 177FFb1558.89978.45KN；t左tLL105177L 105 a b FFa1558.89580.44KN；t右tLL105177 a b齒輪8對軸的支反力： L 32 FF b2976.06337.71KN； t左 tLaLb 25032 L 250FFa2976.062638.35KN；t右tLL32250a b垂直面的彎矩：齒輪6：MLF105978.45102737.25KN；齒輪8：MLF322638.3584427.2KN； c2 a t左 c2 a t右由以上計(jì)算可知危險(xiǎn)截面在軸的右端齒輪6處，，跨距282mm；直徑為48mm段；軸承的支反力： L 177FFb567.39356.13KN；r左rLL105177a b105 FF a567.39211.26KN；r右 rLL 105177a b水平面彎矩：LF105356.1337393.65KN；c1 a r左 合成彎矩：MCMCC2221c37393.652102737.252109330.81KN；已知轉(zhuǎn)矩為：T98.21KN；轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的剪力按脈動循環(huán)變化，取20.6；截面C處的當(dāng)量彎矩：M [M2(T)2]124199.43KN; cc C校核危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度M /(0.1d)124199.43(0.1363)26.62KN[]55MPa； cc 6 1則有該軸強(qiáng)度滿足要求。同理可知，按照此方法校核其他傳動軸，經(jīng)檢驗(yàn)，傳動軸設(shè)計(jì)均符合要求。轉(zhuǎn)矩圖[4-2]4.4.主軸主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定主軸的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)有軸前、后軸頸直徑和，以及主軸內(nèi)孔直徑d、主軸前端懸伸量a和主軸主要支承間的跨距L，如下圖所示。主軸結(jié)構(gòu)圖[圖4-3]1.主軸前后軸頸直徑的選擇：主軸的外徑尺寸，關(guān)鍵是主軸前軸頸直徑。一般按照機(jī)床類型、主軸傳遞的功率或最大加工直徑，參考《機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)》表3-1選取D。最大回轉(zhuǎn)1直徑400mm車床，P=4KW查《機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)》表3-7，前軸頸應(yīng),初選,后軸頸取。取2.主軸內(nèi)孔直徑的確定：很多機(jī)床的主軸是空心的，為了不過多地削弱主軸的剛度，一般主軸孔徑d通常不小于主軸平均直徑的55%～60%。取d=D×(55%～60%)；經(jīng)計(jì)算選取內(nèi)孔直徑d=45mm。3.主軸前端伸長量a減小主軸前端伸長量對提高提高主軸組件的旋轉(zhuǎn)精度、剛度、和抗震性有顯著效果，因此在主軸設(shè)計(jì)時(shí)，在滿足結(jié)構(gòu)的前提下，應(yīng)最大限度的縮短主軸懸伸量a。根據(jù)結(jié)構(gòu),定懸伸長度a=(0.6～1.25)×90=54～112.5mm取a=100mm。4.支承間跨距L:最佳跨距；取值L300mm0合理跨距L(0.75~3.5)a225~1050mm；取值L600mm。5.主軸剛度校驗(yàn)：機(jī)床在切削加工過程中，主軸的負(fù)荷較重，而允許的變形很小，因此決定主軸結(jié)構(gòu)尺寸的主要因素是它的變形大小。對于普通機(jī)床的主軸，一般只進(jìn)行剛度驗(yàn)算。通常能滿足剛度要求的主軸，也能滿足強(qiáng)度要求。只有重載荷的機(jī)床的主軸才進(jìn)行強(qiáng)度驗(yàn)算。對于高速主軸，還要進(jìn)行臨界轉(zhuǎn)速的驗(yàn)算，以免發(fā)生共振。主軸彎曲剛度的驗(yàn)算；驗(yàn)算內(nèi)容有兩項(xiàng)：其一，驗(yàn)算主軸前支撐處的變形轉(zhuǎn)角θ，是否滿足軸承正常工作的要求；其二，驗(yàn)算主軸懸伸端處的變形位移y，是否滿足加工精度的要求。對于粗加工機(jī)床需要驗(yàn)算θ、y值；對于精加工或半精加工機(jī)床值需驗(yàn)算y值；對于可進(jìn)行粗加工由能進(jìn)行半精的機(jī)床（如臥式車床），需要驗(yàn)算θ值，同時(shí)還需要按不同加工條件驗(yàn)算y值。支撐主軸組件的剛度驗(yàn)算，可按兩支撐結(jié)構(gòu)近似計(jì)算。如前后支撐為緊支撐、中間支撐位松支撐，可舍棄中間支撐不計(jì)（因軸承間隙較大，主要起阻尼作用，對剛度影響較小）；若前中支撐位緊支撐、后支撐為松支撐時(shí)，可將前中支距L1當(dāng)做兩支撐的之距計(jì)算，中后支撐段主軸不計(jì)。機(jī)床粗加工時(shí)，主軸的變形最大，主軸前支撐處的轉(zhuǎn)角有可能超過允許值，故應(yīng)驗(yàn)算此處的轉(zhuǎn)角。因主軸中(后)支撐的變形一般較小，故可不必計(jì)算。主軸在某一平面內(nèi)的受力情況如圖：主軸受力情況圖[圖4-4]在近似計(jì)算中可不計(jì)軸承變形的影響，則該平面內(nèi)主軸前支撐處的轉(zhuǎn)角用下式計(jì)算；3EI1FaL0.5Qbc(1Lc)MALML1)0.5Qbc(1c)ML(1) FaL(1 L 3EI切削力F'的作用點(diǎn)到主軸前支承支承的距離S=a+W，對于普通車床，W=0.4H，（H是車床中心高，設(shè)H=200mm)。當(dāng)量切削力的計(jì)算：主軸慣性矩I0.05(d4d4)e式中：F主軸傳遞全部功率時(shí)，作用于主軸端部的當(dāng)量切削力（N）；Q主軸傳遞全部功率時(shí)，作用于主軸上的傳動力（N）;M軸向切削力引起力偶矩(Ncm),若軸向切削力較?。ㄈ畿嚧?、磨床），M可忽略不計(jì)；M主軸前支撐反力矩；支撐反力系數(shù)；a主軸懸伸量(cm)；L、b、c主軸有關(guān)尺寸（cm);E主軸材料的彈性模量（MPa）,鋼E2.1107MPa;D主軸當(dāng)量外徑（cm）,L主軸支撐段的慣性矩（cm4）;I(D4d4);64d主軸孔徑；∴1FaL(1)0.5Qbc(1Lc)ML(1)3EI 1 26.686550.331218.480.53736.75.427.8(132.08)32.11072.631065.67104rad 因?yàn)?.001rad；所以可知主軸前支承轉(zhuǎn)角滿足要求。5.片式摩擦離合器的選擇和計(jì)算片式摩擦離合器目前在機(jī)床中應(yīng)用廣泛，因?yàn)樗梢栽谶\(yùn)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(diǎn)，部分零件已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，多用于機(jī)床主傳動。(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(jié)構(gòu)和性能。一般外摩擦片的外徑可取：Dd(2~6)mm1d為軸的直徑，取d=25，所以D25+5=30mm1特性系數(shù)是外片內(nèi)徑D與內(nèi)片外徑D之比取=0.69，則內(nèi)摩擦片外徑TOC\o"1-2"\h\z\u\h1 2\hD 30D144mm20.69(2)按扭矩選擇摩擦片結(jié)合面的數(shù)目一般應(yīng)使選用和設(shè)計(jì)的離合器的額定靜扭矩M和額定動扭矩M滿足工作 j d要求，由于普通機(jī)床是在空載下啟動反向的，故只需按離合器結(jié)合后的靜負(fù)載扭矩來計(jì)算。根據(jù)《機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》有公式。即：式中——速度修正系數(shù)，由表10.7?！啃r(shí)結(jié)合數(shù)修正系數(shù)，干式取1；濕式按表10.8選取?！Σ撩鎸?shù)修正系數(shù)。123.651.41000KZ6.57Z 3.140.061(443303)10.84 取Z=7故摩擦片總數(shù)為Z+1=8片，內(nèi)摩擦片為9片。用同樣的方法可以算出反轉(zhuǎn)摩擦片數(shù)：外摩擦片4片，內(nèi)摩擦片5片。(3)離合器的軸向拉緊力由得：3.14 Q (442302)11406.638查《機(jī)床零件手冊》，摩擦片的型號如下：內(nèi)片：Dp=72.85，查表?。篋=44mm，d=26mmb=3mm,B=9.7mmH=23.5mm,=0.5mm外片：Dp=72.85，查表?。篋=86mm，d=30mmb=2mm,B=20mmH=48mm,H1=42mm=0.5mm內(nèi)外片的最小間隙為：0.2～0.46．軸承的選用及校核(1)各傳動軸軸承選取的型號：①主軸前支承：NN3018K型圓錐孔雙列圓柱滾子軸承:dDB9014037；后支撐：352214雙列圓錐滾子軸承:dDB7012535；Ⅰ軸帶輪處：6308深溝球軸承軸dDB409023；軸與箱體處：6305GB276-89:dDB256217；齒輪：7305C角接觸軸承GB292-83:dDB255215；Ⅱ軸前、后支承：7306E圓錐滾子軸承GBT297-84:dDB307219；Ⅲ軸前、后支承：7308E圓錐滾子軸承GBT297-84:dDB409023；(2)各傳動軸軸承的校核：假定：按兩班制工作，工作期限10年，每年按300天計(jì)，T=48000h。依據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》軸承校核公式如下： Cf fL500(n)T或ChKKKKPC(N) h p h jfA HP f HO 0PKKKKP；L定壽命h；C額定動載荷N； A HP F HO 0 hT滾動軸承的許用壽命h，一般取10000~15000h；壽命指數(shù)，對球軸承3，對滾子軸承103；100f速度系數(shù)，f；n軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速r/min；n n 3nLf壽命系數(shù)，fh； h h 500 K使用系數(shù)；K功率利用系數(shù)；K 轉(zhuǎn)化變化系數(shù)； A HP HOK齒輪輪換工作系數(shù)； f P-當(dāng)量動載荷（N），PXFYF； 0 0 r aF徑向負(fù)荷（N）；F軸向負(fù)荷（N）；X、Y徑向、軸向系數(shù)； r aⅠ軸軸承校核已知選用軸承為：深溝球軸承305GB276-89:dDB256217；基本額定動載荷C17.2KN；由于該軸的轉(zhuǎn)速為定值800r/min；依據(jù)設(shè)計(jì)r要求應(yīng)對Ⅰ軸末端軸承進(jìn)行校核。最小齒輪直徑d28384mm；28 P 40.960.99Ⅰ軸傳遞轉(zhuǎn)矩T9550d12955051.13(Nm) n 710m 2T 251.131000FⅠ1217.38KN 齒輪受到的切向力t d 84 齒輪受到的軸向力FFtan1217.3800N a ttanFF1217.38tan20443.09KN 齒輪受到的徑向力r tcos 因此軸承當(dāng)量動載荷PXFYFF443.09KN 0 r a r 100 100 f 3 0.36； n 3n 37101.1；K 0.96；K0.8；K0.8； A HO HP fCf500(n) h p17.210000.36500（）31.10.960.80.8443.094420336.4hT103001648000hh因此該軸承符合要求，選取合適。同理可校核其他傳動軸軸承，經(jīng)校核各軸軸承選取均合適。7．鍵的選用及校核<1>Ⅲ軸上的鍵的選用和強(qiáng)度校核：Ⅲ軸與齒輪的聯(lián)接采用普通平鍵聯(lián)接，軸徑d=48mm；齒輪快厚度L=78.5mm；傳遞扭矩T267840Nmm；選用A型平鍵，初選鍵型號為1470,GB109679，Ⅲl70(mm)。查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表7-9得[]100MPa,[]90MPa。由《機(jī)械設(shè)p計(jì)》式（7-14）和式（7-15）得4T/dhl4267840/(481470)22.86MPa[]110MPap Ⅲ P由上式計(jì)算可知擠壓強(qiáng)度滿足。2T/dbl2267840/(481470)11.43MPa[]110MPaⅢ P由上式計(jì)算可知抗剪切強(qiáng)度滿足。<2>主軸上的鍵的選用和強(qiáng)度校核主軸與齒輪的聯(lián)接采用普通平鍵聯(lián)接，軸徑d=80mm；齒輪快厚度L=95mm；傳遞扭矩T357230Nmm；選用A型平鍵，由于主軸空心所以選擇鍵ⅣB221480,GB109679，l80(mm)。查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表7-9得[]100MPa,[]90MPa。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式（7-14）和式（7-15）得p4T/dhl4357230/(801480)13.43MPa[]110MPaP Ⅳ P由上式計(jì)算可知擠壓強(qiáng)度滿足。2T/dbl2357230/(802280)5.07MPa[]110MPaⅣ P由上式計(jì)算可知抗剪切強(qiáng)度滿足。五．軸承端蓋設(shè)計(jì)dd1；DD2.5d；DD2.5d；e1.2d； 0 3 0 3 2 0 3 3DD3d； 5 0 3DD(10~15)；4DD(2~4)； m結(jié)構(gòu)確定；D為軸承外徑；d為螺釘直徑；3軸承端蓋尺寸圖[軸承端蓋尺寸圖[圖5-1](依據(jù)該參數(shù)設(shè)計(jì)各軸承端蓋，詳見裝配圖紙圖案)六．箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1．箱體材料箱體多采用鑄造方法獲得，也有用鋼板焊接而成。鑄造箱體常用材料為HT15-33,強(qiáng)度要求較高的箱體用HT20-40，只有熱變形要求小的情況下才采用合金鑄鐵，采用HT20-40。與床身做成一體的箱體材料應(yīng)根據(jù)床身或?qū)к壍囊蠖?。箱體要進(jìn)行時(shí)效處理。2．箱體結(jié)構(gòu)箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)要點(diǎn)根據(jù)齒輪傳動的中心距、齒頂圓直徑、齒寬等幾何尺寸，確定減速器的箱體的內(nèi)部大小。由中心距確定箱體的長度，由齒頂圓直徑確定箱體的高度。由齒寬來確定箱體的寬度。依據(jù)鑄造（或焊接）箱體的結(jié)構(gòu)尺寸