c6140普通車床主軸箱傳動設(shè)計-畢業(yè)論文設(shè)計

本 科 畢 業(yè) 論 文C6140普通車床主軸箱傳動設(shè)計學(xué)院名稱：專業(yè)班級： 機械設(shè)計制造及自動化專業(yè)學(xué)生姓名：指導(dǎo)教師姓名：指導(dǎo)教師職稱：函 授 站：2016年3月畢業(yè)設(shè)計目錄1.車床參數(shù)的擬定--------------------------------------------------21.1概述--------------------------------------------------------------21.2參數(shù)的擬定--------------------------------------------------------22.運動設(shè)計----------------------------------------------------------32.1傳動結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇確定---------------------------------------32.1.1傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目----------------------------------32.1.2傳動系統(tǒng)擴大順序的安排-----------------------------------------32.1.3繪制結(jié)構(gòu)網(wǎng)------------------------------------------------------42.1.4傳動組的變速范圍的極限值----------------------------------------42.1.5最大擴大組的選擇------------------------------------------------52.2轉(zhuǎn)速圖的擬定------------------------------------------------------52.2.1主電機的選定----------------------------------------------------52.3齒輪齒數(shù)的確定及傳動系統(tǒng)圖的繪制---------------------------------52.3.1齒輪齒數(shù)的確定的要求--------------------------------------------52.3.2變速傳動組中齒輪齒數(shù)的確定--------------------------------------6強度計算和結(jié)構(gòu)草圖設(shè)計----------------------------------------93.1確定計算轉(zhuǎn)速------------------------------------------------------93.1.1主軸的計算轉(zhuǎn)速--------------------------------------------------93.1.2中間傳動件的計算轉(zhuǎn)速--------------------------------------------93.1.3齒輪的計算轉(zhuǎn)速-------------------------------------------------103.2傳動軸的估算和驗算-----------------------------------------------103.2.1傳動軸直徑的估算-----------------------------------------------103.2.2主軸的設(shè)計與計算-----------------------------------------------113.2.3主軸材料與熱處理-----------------------------------------------123.3齒輪模數(shù)的估算和計算---------------------------------------------143.3.1齒輪模數(shù)的估算-------------------------------------------------143.3.2齒輪模數(shù)的驗算-------------------------------------------------173.4軸承的選擇與校核-------------------------------------------------191畢業(yè)設(shè)計3.4.1一般傳動軸上的軸承選擇 -----------------------------------------193.4.2主軸軸承的類型-------------------------------------------------203.4.3軸承間隙調(diào)整---------------------------------------------------203.4.4軸承的校核-----------------------------------------------------213.5摩擦離合器的選擇與驗算 -------------------------------------------223.5.1按扭矩選擇-----------------------------------------------------223.5.2外摩擦片的內(nèi)徑 d----------------------------------------------22總結(jié)--------------------------------------------------------------23參考文獻(xiàn)---------------------------------------------------------- -24致謝--------------------------------------------------------------252畢業(yè)設(shè)計車床參數(shù)的擬定1.1概述車床的規(guī)格系列和用處普通機床的規(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/Z143-79）正轉(zhuǎn)最高轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)工件最大電機功速公比速回轉(zhuǎn)直徑率反轉(zhuǎn)nmax(N（kw）級Dmax(mm))數(shù)Zrmin級數(shù)Z反=Z正/2；40014005.51.4112n反max≈1.1n正max1.2參數(shù)的擬定1.2.1 確定極限轉(zhuǎn)速nmax=Rn，Rn=z1nmin又∵=1.41∴得Rn=43.79.取Rn=45；nmin=nmax/Rn=1400/45r/min=31.1r/min，去標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速列nmin=31.5r/min.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3畢業(yè)設(shè)計定功率5.5kw，滿載轉(zhuǎn)速1440rmin，最大額定轉(zhuǎn)距 2.2。4畢業(yè)設(shè)計運動設(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=2 a 3b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 ×33) 12=3 ×2×2 4) 12=2 ×3×212=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Ⅰ軸的軸向尺寸過大，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=21×32×262)12=21×34×223)12=23×31×264)12=26×31×235)12=22×34×216)12=26×32×21根據(jù)級比指數(shù)分配要“前密后疏”的原則，應(yīng)選用Z=21×32×26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Ⅰ軸上的齒輪直徑不能太小，Ⅱ軸上的齒輪則會成倍增大。這樣，不僅使Ⅰ -Ⅱ軸間中心距加大，而且Ⅰ-Ⅱ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。5畢業(yè)設(shè)計如果第一變速組采用升速傳動，則Ⅰ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=23×31×26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)2.1.4 傳動組的變速范圍的極限值齒輪傳動最小傳動比Umin≥1/4,最大傳動比Umax≤2,決定了一個傳動組的最大變速范圍rmax=umax/umin≤8。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=1/4x4X,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：6畢業(yè)設(shè)計Z=Z1[1]?Z2[Z1]?Z3[Z1?Z2]最后擴大組的變速范圍按照r 8原則，導(dǎo)出系統(tǒng)的最大級數(shù) Z和變速范圍Rn為：表2.2Z3231.41Z=12Rn=44Z=9Rn=15.6最后擴大組的傳動副數(shù)目 Z3=2時的轉(zhuǎn)速范圍遠(yuǎn)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。根據(jù)機床切削能力的要求確定電機功率：2）電機轉(zhuǎn)速n

N=5.5KW：選用時，要使電機轉(zhuǎn)速 nd與主軸最高轉(zhuǎn)速nmax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。nd=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=nmin/nE=28/1440=1/51.47畢業(yè)設(shè)計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。決定軸Ⅲ-Ⅳ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，所以最后一個變速組的最小降速傳動比取極限 1/4，公比ψ=1.41，1.414=4，因此從Ⅳ軸的最下點向上 4格，找到Ⅲ上對應(yīng)的點，連接對應(yīng)的兩點即為Ⅲ -Ⅳ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Ⅱ -Ⅲ間變速組取umin=1/ψ3，即從Ⅲ軸向上 3格，同理，軸Ⅰ-Ⅱ間取u=1/ψ3，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和初步定出的傳動副齒數(shù)和 SZ，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) Zmin Zmin=178畢業(yè)設(shè)計2.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SZ≤100-120，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)用計算法確定第一個變速組中各齒輪的齒數(shù)Zj+Z’=SZjZj/Zj’=uj其中Zj——主動齒輪的齒數(shù)Zj’——被動齒輪的齒數(shù)uj——一對齒輪的傳動比SZ——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2Z1=20Z=u2=581/2.85齒數(shù)和SZ=Z1+Z2=20+58=78同樣根據(jù)公式9畢業(yè)設(shè)計Z3=Z4=39用查表法確定第二變速組的齒數(shù)首先在u1、u2、u3中找出最小齒數(shù)的傳動比u1為了避免根切和結(jié)構(gòu)需要，取Zmin=24c查表找到13的倒數(shù)2.82的行找到Zmin=24查表最小齒數(shù)和為92u=1/1.41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)和有SZ=92 96 99 102確定合理的齒數(shù)和SZ=102依次可以查得Z5=27Z6=75Z7=34Z8=68Z9=42Z10=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(ψ-1)%。主軸各級實際轉(zhuǎn)速值用下式計算n實=nE×(1-ε)×ua×ub×uc×ud其中ε——滑移系數(shù)ε=0.2uaubucud分別為各級的傳動比 12/4510畢業(yè)設(shè)計轉(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=｜n實際 n標(biāo)準(zhǔn)∣≤±10(ψ-1)%n實際n實1=1440×0.625×0.98×0.35×0.35×0.25=27.8⊿n=∣(27.8-28)/28∣=0.7%同樣其他的實際轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)速誤差如下:表2.4主軸n1n2n3n4n5n6n7n8n9n10n11n12轉(zhuǎn)速標(biāo)準(zhǔn)284056801121602243154506309001250轉(zhuǎn)速實際27.839.855.779.6111.2159.3223.6314.5445.6628.4897.81244.9轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)速誤差轉(zhuǎn)速誤差滿足要求。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11畢業(yè)設(shè)計圖2.5主傳動系統(tǒng)圖12畢業(yè)設(shè)計3.強度計算和結(jié)構(gòu)草圖設(shè)計3.1確定計算轉(zhuǎn)速3.1.1主軸的計算轉(zhuǎn)速nj=nminψz/3-1z=12nj=nminψ3=28 ×2.82=79r/min3.1.2中間傳動件的計算轉(zhuǎn)速Ⅲ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。Ⅲ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Ⅲ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：Ⅱ軸為315r/min,Ⅰ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Ⅲ軸上，從轉(zhuǎn)速圖可見 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。同樣可以確定其余齒輪的轉(zhuǎn)速如下表 3.1所示：表3.1齒輪ZZZZZZZZZZZZZZ1２３４５６７８９1０1１1２1３1４計算轉(zhuǎn)速9003159009003151123151123151121501601121123.2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：Nmmd=944nj[]其中：N—該傳動軸的輸入功率N=NdηKWNd—電機額定功率；η—從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積13畢業(yè)設(shè)計nj—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 主 軸 一般的傳動軸 較低的傳動軸允許的扭轉(zhuǎn)角[]0.5—11—1.51.5—2對于一般的傳動軸，取 [ ]=1.5=Ndη=5.5×0.96=5.28KWnj=900r/min5.28=28.5mmd1=9141000取d1=32mmN2=Ndη=5.5×0.96×0.995=5.25KWnj=425r/min5.25=37mmd2=9141000取d2=36N3=Ndη=5.5×0.96×0.995×0.99=5.20KWnj=1505.20=42.2mmd3=9141000d3=46采用花鍵軸結(jié)構(gòu)，即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ZD×d×b(GB114474)分別為d1軸取6-28×32×714畢業(yè)設(shè)計d2軸取8-32×36×6d3軸取8-42×46×803.2.2 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=90mm后支承軸頸直徑D2=(0.7～0.85)D1=63～77mm選取D2=70mm2）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)=0.55～0.6其中——主軸的平均直徑，D=(D1+D2)/2d1——前軸頸處內(nèi)孔直徑d=(0.55～0.6)D=44～48mm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。15畢業(yè)設(shè)計主軸懸伸量與前軸頸直徑之比 a/D=0.6～1.5a=(0.6～1.5)D1=54～135mm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 KA。前后軸承均用3182100系列軸承，并采用前端定位的方式。查表KA=1700×D11.41.45KA=1700×90=9.26×10N/mm因為后軸承直徑小于前軸承，取 KA=1.4KBKB=6.61×105N/mmη=(L0)3 1a6(L0+KA+1)aKB其中 KA為參變量KB綜合變量η=EIKAa3其中E52——彈性模量，取E=2.0×10N/mmI444464——轉(zhuǎn)動慣量，I=π(D-d)/64=3.14×(80-45)=1.81×10mmη=EI=2.0×105×1.81×106KAa39.26×105×1003=0.3909由圖3-34中，在橫坐標(biāo)上找出η=0.3909的點向上作垂線與 KA=1.4的斜線相KB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L0L0=2.5a=2.5×100=250mm16畢業(yè)設(shè)計又因為合理跨距的范圍L合理=(0.75～1.5)L0=187.5～375mm所以取L=260mm6）主軸剛度的驗算對于一般機床主軸，主要進(jìn)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(jìn)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θA。切削力Fz=3026N2撓度 y A=Fza(L+a)3026×1002×(260+100)=3×2.0×105×1.81×106=0.01[y]=0.0002L=0.0002 ×260=0.052yA＜[y]傾角θA=Fa(2L+3a)6EI+=3026××××100(22603100)6××5××62.01018110=0.00011前端裝有圓柱滾子軸承，查表 [θA]=0.001radA＜[θA]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 220～250HBS，主軸端部錐孔、定心軸頸或定心圓錐面等部位局部淬硬至HRC50～55，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：Nmω≥323 mm17畢業(yè)設(shè)計齒面點蝕的估算：A≥3703Nmmnj其中nj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)z1、z2求出模數(shù)：mj=2Ammz1+z2根據(jù)估算所得m和mj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=5.28KW5.28=1.85mmmω≥32332×425NA≥3703nj37035.28=85.5mm425mj=2A×=285.5=1.78mmz1+z232+64取模數(shù)為22）齒數(shù)為56與40的齒輪mω≥3235.28=1.54mm56×850A≥3703

Nnj37035.28=68mm1850mj=2A×=268=1.42mmz1+z256+40取模數(shù)為218畢業(yè)設(shè)計3）齒數(shù)為27與75的齒輪N=5.25KWmω≥3235.25=2.48mm75×150NA≥3703nj37035.25=121mm150mj=2A×=2121=2.37mmz1+z227+75A≥3703

N

取模數(shù)為2.5nj4）齒數(shù)為34與68的齒輪N=525KW5.25=2.29mmmω≥32368×212A≥3703Nnj=5.25107.8212mj=2A×=2107.8=2.11mmz1+z234+68取模數(shù)為2.55）齒數(shù)為42與60的齒輪N=5.25KWω35.25=2.12mmm≥3260×300A≥3703N=37035.25=96.1mmnj30019畢業(yè)設(shè)計mj=2A×=296.1=1.88mmz1+z242+60取模數(shù)為2.56）齒數(shù)為23與91的齒輪N=5.20KW5.20=2.32mmmω≥32391×15037035.20=121.0mm150mj=2A×=2121.0=2.12mmz1+z223+91取模數(shù)為2.57）齒數(shù)為76與38的齒輪N=5.20KW≥35.20=2.46mmmω3276×150A≥3703Nnj=37035.20=120.6mm150mj=2A=2×120.6=2.12mmz1+z276+38取模數(shù)為 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：20畢業(yè)設(shè)計(i±1)K1K2K3KSNmj=163003 mmΨmz12i[σj]2nj根據(jù)齒輪的彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù)公式為：mω=275K1K2K3KsNmmz1YΨmnj[σ]ω式中：N---計算齒輪傳遞的額定功率NJ--計算齒輪（小齒輪）的計算轉(zhuǎn)速r/minΨm---齒寬系數(shù)Ψm=b，Ψm常取6～10；mz1---計算齒輪的齒數(shù)，一般取傳動中最小齒輪的齒數(shù)；i---大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比，i=z2≥1；“+”用于外嚙合，“-”號用于內(nèi)z1嚙合；Ks---壽命系數(shù)，Ks=KrKnKNKq；3.5KT---工作期限系數(shù)，KT=m60nT；3.6C0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=15000～20000h;Kn---轉(zhuǎn)速變化系數(shù)KN---功率利用系數(shù)Kq---材料強化系數(shù)。幅值低的交變我荷可使金屬材料的晶粒邊界強化， 起著阻止疲勞細(xì)縫擴展的作用；KS（壽命系數(shù)）的極限 KSmax,KSmin當(dāng)KS≥Kmax時，則取KS<KSmin時，取KS=KSmin；K1---工作情況系數(shù)。中等沖擊的主運動：K1=1.2～1.6；K2---動載荷系數(shù)K3---齒向載荷分布系數(shù)Y----齒形系數(shù)；[σ]、[σ]---許用彎曲、接觸應(yīng)力 MPaω j1)齒數(shù)為32與64的齒輪N=5.28KW21畢業(yè)設(shè)計d=mz=2×32=64mm節(jié)圓速度V=πdn=π×64×850=2.85m/s6000060000由表8可得：取精度等級為7級。K2=1.2K1=1.21170.2132z由表9得：K3=1Ks=KrKnKNKqKT=m60nT=KT=360×850×17000=4.43C0107Kn=0.71Kw=0.60Kq=0.78Ks=4.43×0.71×0.60×0.78=1.47由表可知KS>Kmax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[σ]=1100MPa[σj]=320MPaω由表10可知可查得Y=0.45(i±1)K1K2K3KSN(64+1)×1.2×1.2×1×0.6×5.2832=1.89mj=163003mj=1630037×322×64×11002×850Ψmz12i[σj]2nj32mω=275K1K2K3KsNz1YΨmnj[σω]mω=2751.2×1.2×1×0.6×5.28=1.5132×0.45×7×850×320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。空載功率和噪音等方面，球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越。而且滾錐軸承對軸的剛度、支承孔的加工精度22畢業(yè)設(shè)計要求都比較高，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(dá)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ⅠⅡⅢ軸承型號620572067207軸承尺寸25×5230×5535×723.4.2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 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(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、噪聲和抗振性23畢業(yè)設(shè)計也有改善。預(yù)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)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軸承的較核滾動軸承的疲勞壽命驗算Cfnε()h500≥L=KAKHpKHnKlFTh或Cj=fhKAKHpKHnKlF≤C(N)fnLh—額定壽命(h)C—額定動載荷(N)Cj—動載荷(N)T—滾動軸承的許用壽命(h)，一般取10000～15000(h)—壽命指數(shù)，對球軸承=3，對滾子軸承=10/3fn—速度系數(shù)，fn=ε100n—軸承的計算轉(zhuǎn)數(shù)r/min3nc24畢業(yè)設(shè)計fh—壽命系數(shù)， fh=εLh KA—使用系數(shù) KHp—功率利用系數(shù)500KHn—轉(zhuǎn)化變化系數(shù) Kl—齒輪輪換工作系數(shù) F—當(dāng)量動負(fù)荷(N)滾動軸承的靜負(fù)荷驗算C0j=K0F0≤C0C0j—靜負(fù)荷(N)C0—額定靜負(fù)荷(N)K0—安全系數(shù)F0—當(dāng)量靜載荷(N)F0=X0F0+Y0Fa或F0=Fr取其中較大值Fr—徑向負(fù)荷(N)X0、Y0—靜徑向，軸向系數(shù)校驗第Ⅰ根軸上的軸承T=10000h查軸承樣本可知，6205軸承的基本額定動載荷C=212000Nε=3nj=850r/minfn=ε100=0.343×850KA=1.1KHn=096KHp=0.8Kl=0.8εCfnLh=500KAKHpKHnKlF3212000×0.34=5001.1×0.96×0.8×0.8×3026=21437500≥T(h)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Mj KMmax=Kx9550ny Nmnj式中Mj—離合器的額定靜力矩 (Kgm) K—安全系數(shù)Mmax—運轉(zhuǎn)時的最大負(fù)載力矩25畢業(yè)設(shè)計查《機械設(shè)計手冊》表，取K=2η=0.96Nη0.96Nm則MfKMmax=K×9550×=2.0×9550×5.5×=118.8nj8503.5.2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2～6mm,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計算摩擦面的對數(shù)ZZ=120MnKKzd3)KVKmπf[p](D3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；Kv----速度修正系數(shù)；Kz-----接合面數(shù)修正系數(shù)；Km-----接個次數(shù)修正系數(shù)；K------安全系數(shù)。分別查表f=0.06[P]=1.0～1.2D=90mmd=35mmKV=0.94KZ=0.85Km=1.012×118.8×2×0.85()Z=3.14×0.06×1.0×903353×0.94×1.0=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QQ=40π(D12D22)[P]KV26畢業(yè)設(shè)計=3.14×1.0×125×9045×0.9422=5073N27畢業(yè)設(shè)計總結(jié)經(jīng)過大學(xué)四年艱苦學(xué)習(xí)，我們順利的完成了機械設(shè)計制造及自動化專業(yè)所學(xué)的全部課程，初步已具備了一個機械工程技術(shù)人員所具備的基本知識和技能，今后還需要進(jìn)一步在實踐中不斷地探索與積累。這次畢業(yè)設(shè)計是我們零件課程設(shè)計和工藝課程設(shè)計之后的一次對我們更全面更綜合的考核是一次綜合的訓(xùn)練.我們畢業(yè)設(shè)計題目是 C6140普通車床主軸箱傳動設(shè)計。通過畢業(yè)設(shè)計學(xué)到了很多知識，收獲很大。經(jīng)過設(shè)計，分析得出了以下結(jié)論：1）進(jìn)行了主傳動設(shè)計2）對傳動件進(jìn)行了估算和驗算3）對各部件斷行了結(jié)構(gòu)設(shè)計4）對主軸組件進(jìn)行了驗算這次畢業(yè)設(shè)計為我們走向工作崗位尊定了基礎(chǔ)。28畢業(yè)設(shè)計參考文獻(xiàn)上海紡織工學(xué)院編.機床設(shè)計圖冊.上?？萍汲霭嫔?，1997孫桓，陳作模主編.機械原理.第六版.北京：高等教育出版社，2002成大先主編.機械設(shè)計手冊.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2004張玉峰等主編.機床主軸變速箱設(shè)計指導(dǎo).機械工業(yè)出版社，2000《機械制造裝備設(shè)計》.馮辛安主編.機械工業(yè)出版社《機械設(shè)計》.吳宗澤主編.高等教育出版社《機械原理》.鄒慧君等主編.高等教育出版社《機械制造技術(shù)基礎(chǔ)》.曾志新主編.武漢理工大學(xué)出版社《理論力學(xué)》.陳昭儀.航空工業(yè)出版社《材料力學(xué)》.戴少度.國防工業(yè)出版社《機械加工手冊》.陳心昭.機械工業(yè)出版社毛謙德李振清主編.《袖珍機械設(shè)計師手冊》第二版.機械工業(yè)出版社,2002《機床設(shè)計手冊》編寫組主編.機床設(shè)計手冊.北京:機械工業(yè)出版社,1980華東紡織工學(xué)院哈爾濱工業(yè)大學(xué)天津大學(xué)主編.機床設(shè)計圖冊.上海:上?？茖W(xué)技術(shù)出版社,1979年6月YeZhonghe,LanZhaohui.MechanismsandMachineTheory.HigherEducationPress,2001.7[18] PETRIHELO,QIANLIXU,KRISTIANTO,ROGERJIANXINJIAO.PRODUCTFAMILYDESIGNANDLOGISTICSDECISIONSUPPORTSYSTEM.[19]SOONCHONGJOHNSONLIM,YINGLIU,WINGBUNLEE.USINGSEMANTICANNOTATIONFORONTOLOGYBASEDDECISIONSUPPORTINPRODUCTFAMILYDESIGN29畢業(yè)設(shè)計[20]BRUNOAGARD,BERNARDPENZ.ASIMULATEDANNEALINGMETHODBASEDONACLUSTERINGAPPROACHTODETERMINEBILLSOFMATERIALSFORALARGEPRODUCTFAMILY.INT.J.PRODUCTIONECONOMICS117(2009)389–401.[21] SOONCHONGJOHNSONLIM,YINGLIU,WINGBUNLEE.AMETHODOLOGYFORBUILDINGASEMANTICALLYANNOTATEDMULTI-FACETEDONTOLOGYFORPRODUCTFAMILYMODELLING.ADVANCEDENGINEERINGINFORMATICS25(2011)147–161.[16]HENGLIU,OZALPOZER.MANAGINGAPRODUCTFAMILYUNDERSTOCHASTICTECHNOLOGICALCHANGES.INT.J.PRODUCTIONECONOMICS122(2009)567–580.[17]SOONCHONGJOHNSONLIM,YINGLIU,WINGBUNLEE.MULTI-FACETPRODUCTINFORMATIONSEARCHANDRETRIEVALUSINGSEMANTICALLYANNOTATEDPRODUCTFAMILYONTOLOGY.INFORMATIONPROCESSINGANDMANAGEMENT46(2010)479–493.30畢業(yè)設(shè)計致 謝在論文完成之際，我要特別感謝我的指導(dǎo)老師戴亞春老師的熱情關(guān)懷和悉心指導(dǎo)。戴老師平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設(shè)計的每個階段，從外出實習(xí)到查閱資料，設(shè)計草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細(xì)設(shè)計，程序調(diào)試等整個過程中都給予了我悉心的指導(dǎo)。我的設(shè)計較為復(fù)雜煩瑣，但是戴老師仍然細(xì)心地糾正程序中的錯誤。除了敬佩戴老師的專業(yè)水平外，他的治學(xué)嚴(yán)謹(jǐn)和科學(xué)研究的精神也是我永遠(yuǎn)學(xué)習(xí)的榜樣，并將積極影響我今后的學(xué)習(xí)和工作。同時也要感謝和我一組的同學(xué)們，在論文的寫作過程中，正是有了他們的幫助和指導(dǎo)，才使得我的畢業(yè)論文能夠快速順利的完成。然后還要感謝所有關(guān)心、支持、幫助過我的良師益友。最后，向在百忙中抽出時間對本文進(jìn)行評審并提出寶貴意見的各位老師表示衷心地感謝！基于C8051F單片機直流電動機反饋控制系統(tǒng)的設(shè)計與研究基于單片機的嵌入式Web服務(wù)器的研究究基于模糊控制的電阻釬焊單片機溫度控制系統(tǒng)的研制基于MCS-51系列單片機的通用控制模塊的研究基于單片機實現(xiàn)的供暖系統(tǒng)最佳啟停自校正（STR）調(diào)節(jié)器單片機控制的二級倒立擺系統(tǒng)的研究基于增強型51系列單片機的TCP/IP協(xié)議棧的實現(xiàn)基于單片機的蓄電池自動監(jiān)測系統(tǒng)基于32位嵌入式單片機系統(tǒng)的圖像采集與處理技術(shù)的研究基于單片機的作物營養(yǎng)診斷專家系統(tǒng)的研究基于單片機的交流伺服電機運動控制系統(tǒng)研究與開發(fā)基于單片機的泵管內(nèi)壁硬度測試儀的研制基于單片機的自動找平控制系統(tǒng)研究基于C8051F040單片機的嵌入式系統(tǒng)開發(fā)基于單片機的液壓動力系統(tǒng)狀態(tài)監(jiān)測儀開發(fā)模糊Smith智能控制方法的研究及其單片機實現(xiàn)一種基于單片機的軸快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于雙單片機沖床數(shù)控系統(tǒng)的研究基于CYGNAL單片機的在線間歇式濁度儀的研制基于單片機的噴油泵試驗臺控制器的研制基于單片機的軟起動器的研究和設(shè)計基于單片機控制的高速快走絲電火花線切割機床短循環(huán)走絲方式研究基于單片機的機電產(chǎn)品控制系統(tǒng)開發(fā)基于PIC單片機的智能手機充電器基于單片機的實時內(nèi)核設(shè)計及其應(yīng)用研究基于單片機的遠(yuǎn)程抄表系統(tǒng)的設(shè)計與研究基于單片機的煙氣二氧化硫濃度檢測儀的研制基于微型光譜儀的單片機系統(tǒng)單片機系統(tǒng)軟件構(gòu)件開發(fā)的技術(shù)研究基于單片機的液體點滴速度自動檢測儀的研制基于單片機系統(tǒng)的多功能溫度測量儀的研制基于PIC單片機的電能采集終端的設(shè)計和應(yīng)用基于單片機的光纖光柵解調(diào)儀的研制氣壓式線性摩擦焊機單片機控制系統(tǒng)的研制基于單片機的數(shù)字磁通門傳感器基于單片機的旋轉(zhuǎn)變壓器-數(shù)字轉(zhuǎn)換器的研究基于單片機的光纖Bragg光柵解調(diào)系統(tǒng)的研究單片機控制的便攜式多功能乳腺治療儀的研制基于C8051F020單片機的多生理信號檢測儀基于單片機的電機運動控制系統(tǒng)設(shè)計Pico專用單片機核的可測性設(shè)計研究基于