機械制造裝備課程設(shè)計普通車床主軸箱部件設(shè)計樣本

機械制造裝備設(shè)計課程設(shè)計設(shè)計題目：普通車床主軸箱部件設(shè)計起止日期：年11月26日至年12月13日學(xué)生姓名張文文班級機制七班學(xué)號成績指引教師(簽字)機械工程學(xué)院1月14日目錄1.課程設(shè)計任務(wù)書·····························································42.緒論·······································································63．設(shè)計計算···································································63.1車床規(guī)格系列和用處···················································63.2操作性能規(guī)定···························································74.積極參數(shù)參數(shù)擬定·························································74.1擬定傳動公比φ·························································74.2主電動機選取·························································75.變速構(gòu)造設(shè)計·····························································85.1主變速方案擬定··························································85.2變速構(gòu)造式、構(gòu)造網(wǎng)選取·················································85.2.1擬定變速組及各變速組中變速副數(shù)目································5.2.2變速式擬定······················································5.2.3構(gòu)造式擬定······················································5.2.4構(gòu)造網(wǎng)擬定······················································5.2.5構(gòu)造式擬定·····················································5.2.6構(gòu)造式擬定·····················································5.2.7擬定各變速組變速副齒數(shù)···········································5.2.8繪制變速系統(tǒng)圖···················································6.構(gòu)造設(shè)計··································································136.1構(gòu)造設(shè)計內(nèi)容、技術(shù)規(guī)定和方案··········································136.2展開圖及其布置·························································146.3I軸（輸入軸）設(shè)計······················································146.4齒輪塊設(shè)計·····························································146.5傳動軸設(shè)計···························································156.6主軸組件設(shè)計···························································166.6.1各某些尺寸選取·················································6.6.2主軸材料和熱解決·················································6.6.3主軸軸承·························································6.6.4主軸與齒輪連接·················································6.6.5潤滑與密封······················································6.6.6其她問題·························································7.傳動件設(shè)計······························································187.1帶輪設(shè)計·····························································187.2傳動軸直徑估算·······················································217.2.1擬定各軸轉(zhuǎn)速·····················································7.2.2傳動軸直徑估算：擬定各軸最小直徑································7.2.3鍵選取·························································7.3傳動軸校核···························································237.3.1傳動軸校核·····················································7.3.2鍵校核·························································7.4各變速組齒輪模數(shù)擬定和校核···········································247.4.1齒輪模數(shù)擬定···················································7.4.2齒寬擬定·······················································7.4.3齒輪構(gòu)造設(shè)計···················································7.5帶輪構(gòu)造設(shè)計···························································307.6片式摩擦離合器選取和計算·············································317.7齒輪強度校驗···························································337.7.1校核a變速組齒輪·················································7.7.2校核b變速組齒輪·················································7.7.3校核c變速組齒輪·················································7.8軸承選用與校核·······················································377.8.1各軸軸承選用···················································7.8.2各軸軸承校核···················································8.主軸組件設(shè)計······························································398.1主軸基本尺寸擬定·····················································398.1.1外徑尺寸D·······················································8.1.2主軸孔徑d·······················································8.1.3主軸懸伸量a·····················································8.1.4支撐跨距L·······················································8.1.5主軸最佳跨距L0擬定············································8.2主軸剛度驗算···························································438.2.1主軸前支撐轉(zhuǎn)角驗算·············································8.2.2主軸前端位移驗算···············································9.心得體會及參照文獻························································47湖南工業(yè)大學(xué)課程設(shè)計任務(wù)書—第一學(xué)期機械工程學(xué)院（系、部）機械設(shè)計制造及自動化專業(yè)機設(shè)081班級課程名稱：《機械制造裝備設(shè)計》設(shè)計題目：起止日期：自年11月26日至年12月13日共2周內(nèi)容及任務(wù)一、設(shè)計任務(wù):1、車床最大加工直徑為250mm.2、重要技術(shù)參數(shù)：主電機功率P（kw）主電機轉(zhuǎn)速n電（r·min-1）Nmax（r·min-1）Nmin（r·min-1）公比Ψ414501400631.41加工工件材料為鋼材；刀具為硬質(zhì)合金刀具；二、設(shè)計工作量運動計算：依照給定轉(zhuǎn)速擬定主傳動機構(gòu)圖、轉(zhuǎn)速圖、老式系統(tǒng)圖、計算齒輪齒數(shù)；動力計算：選取電動機型號，對重要零件（如帶、齒輪、主軸、傳動軸、軸承等）進行計算（初算和驗算）；編寫設(shè)計計算闡明書一份；繪制下列圖紙：

①機床主傳動系統(tǒng)圖（計算闡明書中）；

②主軸箱部件展開圖及重要剖面圖；

③主軸零件圖。設(shè)計闡明書及圖紙必要為計算機輸出稿；上交作業(yè)應(yīng)涉及電子稿以及打印稿，設(shè)計闡明書文獻格式為word本，平面圖紙文獻格式為autocad或如下版本，3D圖為step文獻格式（圖紙規(guī)定涉及原始零件模型數(shù)據(jù)）。*3D圖可依照學(xué)生個體狀況選取。進度安排起止日期工作內(nèi)容.11.26--.11.29參照文獻，畫圖.11.30--.12.4任務(wù)書編寫.12.05--.12.13任務(wù)書、圖紙整頓排版重要參照資料《機械制造裝備設(shè)計》

馮辛安等著

機械工業(yè)出版社《機械制造裝備設(shè)計課程設(shè)計》

陳立德編

高等教誨出版社《機械制造裝備設(shè)計》

陳立德編

高等教誨出版社《當(dāng)代實用機床設(shè)計手冊》（上下冊）機械工業(yè)出版社《金屬切削機床設(shè)計》

戴曙著

機械工業(yè)出版社

指引教師（簽字）：姚建民11月26日系（教研室）主任（簽字）：年月日摘要普通中型車床主軸箱設(shè)計普通中型車床主軸箱設(shè)計，重要涉及三方面設(shè)計，即：依照設(shè)計題目所給定機床用途、規(guī)格、主軸極限轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)速數(shù)列公比或級數(shù)，擬定其她關(guān)于運動參數(shù)，選定主軸各級轉(zhuǎn)速值；通過度析比較，選取傳動方案；擬定構(gòu)造式或構(gòu)造網(wǎng)，擬定轉(zhuǎn)速圖；擬定齒輪齒數(shù)及帶輪直徑；繪制傳動系統(tǒng)圖。另一方面，依照機床類型和電動機功率，擬定主軸及各傳動件計算轉(zhuǎn)速，初定傳動軸直徑、齒輪模數(shù)，擬定傳動帶型號及根數(shù)，摩擦片尺寸及數(shù)目；裝配草圖完畢后要驗算傳動件（傳動軸、主軸、齒輪、滾動軸承）剛度、強度或壽命。最后，完畢運動設(shè)計和動力設(shè)計后，要將主傳動方案“構(gòu)造化”，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設(shè)計。【核心詞】車床、主軸箱、變速系統(tǒng)、主軸組件。2.緒論機床技術(shù)參數(shù)有主參數(shù)和基本參數(shù)，她們是運動傳動和構(gòu)造設(shè)計根據(jù)，影響到機床與否滿足所需要基本功能規(guī)定，參數(shù)擬定就是機床性能設(shè)計。主參數(shù)是直接反映機床加工能力、決定和影響其她基本參數(shù)根據(jù)，如車床最大加工直徑，普通在設(shè)計題目中給定，基本參數(shù)是某些加工件尺寸、機床構(gòu)造、運動和動力特性關(guān)于參數(shù)，可歸納為尺寸參數(shù)、運動參數(shù)和動力參數(shù)。通用車床工藝范疇廣，所加工工件形狀、尺寸和材料各不相似，有粗加工又有精加工；用硬質(zhì)合金刀具又用高速鋼刀具。因而，必要對所設(shè)計機床工藝范疇和使用狀況做全面調(diào)研和記錄，根據(jù)某些典型工藝和加工對象，兼顧其她也許工藝加工規(guī)定，擬定機床技術(shù)參數(shù)，擬定參數(shù)時，要考慮機床發(fā)展趨勢和同國內(nèi)外同類機床對比，使擬定參數(shù)最大限度地適應(yīng)各種不同工藝規(guī)定和達到機床加工能力下經(jīng)濟合理。機床主傳動系因機床類型、性能、規(guī)格和尺寸等因素不同，應(yīng)滿足規(guī)定也不同樣。設(shè)計機床主傳動系時最基本原則就是以最經(jīng)濟、合理方式滿足既定規(guī)定。在設(shè)計時應(yīng)結(jié)合詳細機床進行詳細分析，普通應(yīng)滿足基本規(guī)定有：滿足機床使用性能規(guī)定。一方面應(yīng)滿足機床運動特性，如機床主軸油足夠轉(zhuǎn)速范疇和轉(zhuǎn)速級數(shù)；滿足機床傳遞動力規(guī)定。主電動機和傳動機構(gòu)能提供足夠功率和轉(zhuǎn)矩，具備較高傳動效率；滿足機床工作性能規(guī)定。主傳動中所有零部件有足夠剛度、精度和抗震性，熱變形特性穩(wěn)定；滿足產(chǎn)品經(jīng)濟性規(guī)定。傳動鏈盡量簡短，零件數(shù)目要少，以便節(jié)約材料，減少成本。3.設(shè)計計算3.1車床規(guī)格系列和用處普通機床規(guī)格和類型有系列型號作為設(shè)計時應(yīng)當(dāng)遵循基本。因而，對這些基本知識和資料作些簡要簡介。本次設(shè)計是普通型車床主軸變速箱。重要用于加工回轉(zhuǎn)體。表1.1車床主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)表工件最大回轉(zhuǎn)直徑(mm)最高轉(zhuǎn)速()最低轉(zhuǎn)速()電機功率P（kW）公比轉(zhuǎn)速級數(shù)Z3201120257.51.41123.2操作性能規(guī)定1）具備皮帶輪卸荷裝置2）手動操縱雙向片式摩擦離合器實現(xiàn)主軸正反轉(zhuǎn)及停止運動規(guī)定3）主軸變速由變速手柄完畢4.積極參數(shù)參數(shù)擬定4.1擬定傳動公比依照【1】公式（3-2）由于已知，∴Z=+1也即Z=12由于=1.41=1.06，一方面找到最小極限轉(zhuǎn)速31.5，再每跳過5個數(shù)取一種轉(zhuǎn)速，即可得到公比為1.41數(shù)列25，35.5，50，71，100，140，200，280，400，560，800，1120.31.5456390125180250355500710100014004.2主電動機選取合理擬定電機功率P，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)常輕載而減少功率因素。當(dāng)前以常用中碳鋼為工件材料，取45號鋼，正火解決，車削外圓，表面粗糙度=3.2mm。采用車刀具，可轉(zhuǎn)位外圓車刀，刀桿尺寸：16mm25mm。刀具幾何參數(shù)：=15，=6，=75，=15，=0，=-10，b=0.3mm，r=1mm?，F(xiàn)以擬定粗車是切削用量為設(shè)計：擬定背吃刀量和進給量f，依照【2】表8-50，取4mm，f取0.6。擬定切削速度，參【2】表8-57，取V=1.7。機床功率計算，主切削力計算依照【2】-表8-59和表8-60，主切削力計算公式及關(guān)于參數(shù)：F=9.81=9.8127040.920.95=3242（N）切削功率計算==32421.7=5.5（kW）依照普通狀況，取機床變速效率=0.8.==6.86(kW)依照【3】表12-1Y系列（IP44）電動機技術(shù)數(shù)據(jù),Y系列（IP44）電動機為普通用途全封閉自扇冷式籠型異步電動機，具備防塵埃、鐵屑或其她雜物侵入電動機內(nèi)部特點，B級絕緣，工業(yè)環(huán)境溫度不超過+40℃，相對濕度不超過95%，海拔高度不超過1000m，額定電壓380V，頻率50Hz。合用于無特殊規(guī)定機械上，如機床，泵，風(fēng)機，攪拌機，運送機，農(nóng)業(yè)機械等。依照以上規(guī)定，咱們選用Y132M-4型三相異步電動機，額定功率7.5kW,滿載轉(zhuǎn)速1440，額定轉(zhuǎn)矩2.2，質(zhì)量81kg。至此，可得到上表1.1中車床參數(shù)。5.變速構(gòu)造設(shè)計5.1主變速方案擬定擬定變速方案，涉及變速型式選取以及開停、換向、制動、操縱等整個變速系統(tǒng)擬定。變速型式則指變速和變速元件、機構(gòu)以及構(gòu)成、安排不同特點變速型式、變速類型。變速方案和型式與構(gòu)造復(fù)雜限度密切有關(guān)，和工作性能也關(guān)于系。因而，擬定變速方案和型式，要從構(gòu)造、工藝、性能及經(jīng)濟等多方面統(tǒng)一考慮。變速方案有各種，變速型式更是眾多，例如：變速型式上有集中變速，分離變速；擴大變速范疇可用增長變速組數(shù)，也可采用背輪構(gòu)造、分支變速等型式；變速箱上既可用多速電機，也可用互換齒輪、滑移齒輪、公用齒輪等。顯然，也許方案有諸多，優(yōu)化方案也因條件而異。本次設(shè)計中，咱們采用集中變速型式主軸變速箱。5.2變速構(gòu)造式、構(gòu)造網(wǎng)選取構(gòu)造式、構(gòu)造網(wǎng)對于分析和選取簡樸串聯(lián)式變速不失為有用辦法，但對于分析復(fù)雜變速并想由此導(dǎo)出實際方案，就并非十分有效。5.2.1擬定變速組及各變速組中變速副數(shù)目數(shù)為Z變速系統(tǒng)由若干個順序變速組構(gòu)成，各變速組分別有、……個變速副。即變速副中由于構(gòu)造限制以2或3為適當(dāng)，即變速級數(shù)Z應(yīng)為2和3因子：，可以有三種方案：5.2.2變速式擬定12級轉(zhuǎn)速變速系統(tǒng)變速組，選取變速組安排方式時，考慮到機床主軸變速箱詳細構(gòu)造、裝置和性能。在Ⅰ軸如果安頓換向摩擦離合器時，為減少軸向尺寸，第一變速組變速副數(shù)不能多，以2為宜。主軸對加工精度、表面粗糙度影響很大，因而主軸上齒輪少些為好。最后一種變速組變速副數(shù)常選用2。綜上所述，變速式為12=2×3×2。5.2.3構(gòu)造式擬定對于12=2×3×2傳動式，有6種構(gòu)造式和相應(yīng)構(gòu)造網(wǎng)。分別為：，，，由于本次設(shè)計機床=1\*ROMANI軸裝有摩擦離合器，在構(gòu)造上規(guī)定有一齒輪齒根圓不不大于離合器直徑。初選方案。從電動機到主軸重要為降速變速，若使變速副較多變速組放在較接近電動機處可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，節(jié)約材料，也就是滿足變速副前多后少原則，因而取12=2×3×2方案為好。設(shè)計車床主變速傳動系時，為避免從動齒輪尺寸過大而增長箱體徑向尺寸，在降速變速中，普通限制限制最小變速比；為避免擴大傳動誤差，減少震動噪聲，在升速時普通限制最大轉(zhuǎn)速比。斜齒圓柱齒輪傳動較平穩(wěn)，可取。因而在主變速鏈任一變速組最大變速范疇。在設(shè)計時必要保證中間變速軸變速范疇最小。5.2.4構(gòu)造網(wǎng)擬定依照中間變速軸變速范疇小原則選取構(gòu)造網(wǎng)。從而擬定構(gòu)造網(wǎng)如下：5.2.5構(gòu)造式擬定主軸變速范疇?wèi)?yīng)等于住變速傳動系中各個變速組變速范疇乘積，即：檢查變速組變速范疇與否超過極限值時，只需檢查最后一種擴大組。由于其她變速組變速范疇都比最后擴大組小，只要最后擴大組變速范疇不超過極限值，其她變速組就不會超過極限值。其中，，∴，符合規(guī)定。5.2.6構(gòu)造式擬定繪制轉(zhuǎn)速圖⑴、選取Y132M-4型Y系列籠式三相異步電動機。⑵、分派總降速變速比總降速變速比又電動機轉(zhuǎn)速不符合轉(zhuǎn)速數(shù)列原則，因而增長一定比變速副。⑶、擬定變速軸軸數(shù)變速軸軸數(shù)=變速組數(shù)+定比變速副數(shù)+1=3+1+1=5。⑷、擬定各級轉(zhuǎn)速由、、z=12擬定各級轉(zhuǎn)速：1120、800、560、400、280、200、140、100、71、50、35.5、25r/min。⑸、繪制轉(zhuǎn)速圖在五根軸中，除去電動機軸，別的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軸之間變速組分別設(shè)為a、b、c?，F(xiàn)由Ⅳ（主軸）開始，擬定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸轉(zhuǎn)速：先來擬定Ⅲ軸轉(zhuǎn)速變速組c變速范疇為，結(jié)合構(gòu)造式，Ⅲ軸轉(zhuǎn)速只有一種也許：100、140、200、280、400、560r/min。②擬定軸Ⅱ轉(zhuǎn)速變速組b級比指數(shù)為2，但愿中間軸轉(zhuǎn)速較小，因而為了避免升速，又不致變速比太小，可取，，軸Ⅱ轉(zhuǎn)速擬定為：400、560r/min。③擬定軸Ⅰ轉(zhuǎn)速對于軸Ⅰ，其級比指數(shù)為1,可取，擬定軸Ⅰ轉(zhuǎn)速為800r/min。由此也可擬定加在電動機與主軸之間定變速比。下面畫出轉(zhuǎn)速圖（電動機轉(zhuǎn)速與主軸最高轉(zhuǎn)速相近）5.2.7齒輪齒數(shù)擬定，當(dāng)各變速組傳動比擬定后來，可擬定齒輪齒數(shù)。對于定比傳動齒輪齒數(shù)可根據(jù)機械設(shè)計手冊推薦辦法擬定。對于變速組內(nèi)齒輪齒數(shù)，如傳動比是原則公比整多次方時，變速組內(nèi)每對齒輪齒數(shù)和及小齒輪齒數(shù)可以從【1】表3-9中選用。普通在主傳動中，最小齒數(shù)應(yīng)不不大于18～20。采用三聯(lián)滑移齒輪時，應(yīng)檢查滑移齒輪之間齒數(shù)關(guān)系：三聯(lián)滑移齒輪最大齒輪之間齒數(shù)差應(yīng)不不大于或等于4，以保證滑移是齒輪外圓不相碰。依照【1】,查表3-9各種慣用變速比使用齒數(shù)。⑴、變速組a:∵，；時：……57、60、63、66、69、72、75、78……時：……58、60、63、65、67、68、70、72、73、77……可取84,于是可得軸Ⅰ齒輪齒數(shù)分別為：28、35。于是，，可得軸Ⅱ上三聯(lián)齒輪齒數(shù)分別為：56、49。⑵、變速組b:依照【1】,查表3-9各種慣用變速比使用齒數(shù)，∵，,時：……87、89、90、91、92……時：……87、89、90、91……時：……86、88、90、91……可取90，于是可得軸Ⅱ上兩聯(lián)齒輪齒數(shù)分別為：18、30、45。于是，，，得軸Ⅲ上兩齒輪齒數(shù)分別為：72，60、45。⑶、變速組c:依照【1】,查表3-9各種慣用變速比使用齒數(shù),,時：……、85、89、90、94、95、108……時：……84、87、89、90、108……可取108.為降速變速，取軸Ⅲ齒輪齒數(shù)為22；為升速變速，取軸Ⅳ齒輪齒數(shù)為36。于是得,得軸Ⅲ兩聯(lián)動齒輪齒數(shù)分別為22，72；得軸Ⅳ兩齒輪齒數(shù)分別為86，36。5.2.8繪制變速系統(tǒng)圖依照軸數(shù)，齒輪副，電動機等已知條件可有如下系統(tǒng)圖：6.構(gòu)造設(shè)計6.1構(gòu)造設(shè)計內(nèi)容、技術(shù)規(guī)定和方案設(shè)計主軸變速箱構(gòu)造涉及傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等）、主軸組件、操縱機構(gòu)、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結(jié)件構(gòu)造設(shè)計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表達。主軸變速箱是機床重要部件。設(shè)計時除考慮普通機械傳動關(guān)于規(guī)定外，著重考慮如下幾種方面問題：精度方面規(guī)定，剛度和抗震性規(guī)定，傳動效率規(guī)定，主軸前軸承處溫度和溫升控制，構(gòu)造工藝性，操作以便、安全、可靠原則，遵循原則化和通用化原則。主軸變速箱構(gòu)造設(shè)計時整個機床設(shè)計重點，由于構(gòu)造復(fù)雜，設(shè)計中不可避免要通過重復(fù)思考和多次修改。在正式畫圖前應(yīng)當(dāng)先畫草圖。目是：布置傳動件及選取構(gòu)造方案。檢查傳動設(shè)計成果中有無干涉、碰撞或其她不合理狀況，以便及時改正。擬定傳動軸支承跨距、齒輪在軸上位置以及各軸相對位置，以擬定各軸受力點和受力方向，為軸和軸承驗算提供必要數(shù)據(jù)。6.2展開圖及其布置展開圖就是按照傳動軸傳遞運動先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一種平面上。=1\*ROMANI軸上裝摩擦離合器和變速齒輪。有兩種布置方案，一是將兩級變速齒輪和離合器做成一體。齒輪直徑受到離合器內(nèi)徑約束，齒根圓直徑必要不不大于離合器外徑，否則齒輪無法加工。這樣軸間距加大。另一種布置方案是離合器左右某些分別裝在同軸線軸上，左邊某些接通，得到一級反向轉(zhuǎn)動，右邊接通得到三級正向轉(zhuǎn)動。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。咱們采用第二種方案，通過空心軸中拉桿來操縱離合器構(gòu)造。總布置時需要考慮制動器位置。制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其她軸上。制動器不要放在轉(zhuǎn)速太低軸上，以免制動扭矩太大，使制動器尺寸增大。齒輪在軸上布置很重要，關(guān)系到變速箱軸向尺寸，減少軸向尺寸有助于提高剛度和減小體積。6.3=1\*ROMANI軸（輸入軸）設(shè)計將運動帶入變速箱帶輪普通都安裝在軸端，軸變形較大，構(gòu)造上應(yīng)注意加強軸剛度或使軸部受帶輪拉力（采用卸荷裝置）。=1\*ROMANI軸上裝有摩擦離合器，由于構(gòu)成離合器零件諸多，裝配很不以便，普通都是在箱外組裝好=1\*ROMANI軸在整體裝入箱內(nèi)。咱們采用卸荷裝置普通是把軸承裝載法蘭盤上，通過法蘭盤將帶輪拉力傳遞到箱壁上。車床上反轉(zhuǎn)普通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)變換方案諸多，咱們采用正反向離合器。正反向轉(zhuǎn)換在不斷車狀態(tài)下進行，常采用片式摩擦離合器。由于裝在箱內(nèi)，普通采用濕式。在擬定軸向尺寸時，摩擦片不壓緊時，應(yīng)留有0.2～0.4間隙，間隙應(yīng)能調(diào)節(jié)。離合器及其壓緊裝置中有三點值得注意：摩擦片軸向定位：由兩個帶花鍵孔圓盤實現(xiàn)。其中一種圓盤裝在花鍵上，另一種裝在花鍵軸上一種環(huán)形溝槽里，并轉(zhuǎn)過一種花鍵齒，和軸上花鍵對正，然后用螺釘把錯開兩個圓盤連接在一起。這樣就限制了軸向和周向兩個自由度，起了定位作用。摩擦片壓緊由加力環(huán)軸向移動實現(xiàn)，在軸系上形成了彈性力封閉系統(tǒng)，不增長軸承軸向復(fù)合。構(gòu)造設(shè)計時應(yīng)使加力環(huán)推動擺桿和鋼球運動是不可逆，即操縱力撤除后，有自鎖作用。=1\*ROMANI軸上裝有摩擦離合器，兩端齒輪是空套在軸上，當(dāng)離合器接通時才和軸一起轉(zhuǎn)動。但脫開另一端齒輪，與軸回轉(zhuǎn)方向是相反，兩者相對轉(zhuǎn)速很高（約為兩倍左右）。構(gòu)造設(shè)計時應(yīng)考慮這點。齒輪與軸之間軸承可以用滾動軸承也可以用滑動軸承?；瑒虞S承在某些性能和維修上不如滾動軸承，但它徑向尺寸小。空套齒輪需要有軸向定位，軸承需要潤滑。6.4齒輪塊設(shè)計齒輪是變速箱中重要元件。齒輪同步嚙合齒數(shù)是周期性變化。也就是說，作用在一種齒輪上載荷是變化。同步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，常成為變速箱重要噪聲源，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。齒輪塊構(gòu)造形式諸多，取決于下列關(guān)于因素：是固定齒輪還是滑移齒輪；移動滑移齒輪辦法；齒輪精度和加工辦法；變速箱中齒輪用于傳遞動力和運動。它精度選取重要取決于圓周速度。采用同一精度時，圓周速度越高，振動和噪聲越大，依照實際成果得知，圓周速度會增長一倍，噪聲約增大6dB。工作平穩(wěn)性和接觸誤差對振動和噪聲影響比運動誤差要大，因此這兩項精度應(yīng)選高一級。為了控制噪聲，機床上主傳動齒輪都要選用較高精度。大都是用7—6—6，圓周速度很低，才選8—7—7。如果噪聲規(guī)定很嚴，或某些核心齒輪，就應(yīng)選6—5—5。當(dāng)精度從7—6—6提高到6—5—5時，制造費用將明顯提高。不同精度級別齒輪，要采用不同加工辦法，對構(gòu)造規(guī)定也有所不同。8級精度齒輪，普通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。因而，需要淬火7級齒輪普通滾（插）后要剃齒，使精度高于7，或者淬火后在衍齒。6級精度齒輪，用精密滾齒機可以達到。淬火齒輪，必要磨齒才干達到6級。機床主軸變速箱中齒輪齒部普通都需要淬火?；讫X輪進出嚙合一端要圓齒，有規(guī)定形狀和尺寸。圓齒和倒角性質(zhì)不同，加工辦法和畫法也不同樣，應(yīng)予注意。選取齒輪塊構(gòu)造要考慮毛坯形式（棒料、自由鍛或模鍛）和機械加工時安裝和定位基面。盡量做到省工、省料又易于保證精度。齒輪磨齒時，規(guī)定有較大空刀（砂輪）距離，因而多聯(lián)齒輪不便于做成整體，普通都做成組合齒輪塊。有時為了縮短軸向尺寸，也有用組合齒輪。要保證對的嚙合，齒輪在軸上位置應(yīng)當(dāng)可靠。滑移齒輪在軸向位置由操縱機構(gòu)中定位槽、定位孔或其她方式保證，普通在裝配時最后調(diào)節(jié)擬定。6.5傳動軸設(shè)計機床傳動軸，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。一方面?zhèn)鲃虞S應(yīng)有足夠強度、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，有專門加工花鍵銑床和磨床，工藝上并無困難。因此裝滑移齒輪軸都采用花鍵軸，不裝滑移齒輪軸也常采用花鍵軸?；ㄦI軸承載能力高，加工和裝配也比帶單鍵光軸以便。軸某些長度上花鍵，在終端有一段不是全高，不能和花鍵空配合。這是加工時過濾某些。普通尺寸花鍵滾刀直徑為65～85。機床傳動軸常采用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。并且滾錐軸承對軸剛度、支撐孔加工精度規(guī)定都比較高。因而球軸承用更多。但是滾錐軸承內(nèi)外圈可以分開，裝配以便，間隙容易調(diào)節(jié)。因此有時在沒有軸向力時，也常采用這種軸承。選取軸承型號和尺寸，一方面取決于承載能力，但也要考慮其她構(gòu)造條件。同一軸心線箱體支撐直徑安排要充分考慮鏜孔工藝。成批生產(chǎn)中，廣泛采用定徑鏜刀和可調(diào)鏜刀頭。在箱外調(diào)節(jié)好鏜刀尺寸，可以提高生產(chǎn)率和加工精度。還常采用同一鏜刀桿安裝多刀同步加工幾種同心孔工藝。下面分析幾種鏜孔方式：對于支撐跨距長箱體孔，要從兩邊同步進行加工；支撐跨距比較短，可以從一邊（叢大孔方面進刀）伸進鏜桿，同步加工各孔；對中間孔徑比兩端大箱體，鏜中間孔必要在箱內(nèi)調(diào)刀，設(shè)計時應(yīng)盡量避免。既要滿足承載能力規(guī)定，又要符合孔加工工藝，可以用輕、中或重系列軸承來達到支撐孔直徑安排規(guī)定。兩孔間最小壁厚，不得不大于5～10，以免加工時孔變形?；ㄦI軸兩端裝軸承軸頸尺寸至少有一種應(yīng)不大于花鍵內(nèi)徑。普通傳動軸上軸承選用級精度。傳動軸必要在箱體內(nèi)保持精確位置，才干保證裝在軸上各傳動件位置對的性，無論軸與否轉(zhuǎn)動，與否受軸向力，都必要有軸向定位。對受軸向力軸，其軸向定位就更重要。回轉(zhuǎn)軸向定位（涉及軸承在軸上定位和在箱體孔中定位）在選取定位方式時應(yīng)注意：軸長度。長軸要考慮熱伸長問題，宜由一端定位。軸承間隙與否需要調(diào)節(jié)。整個軸軸向位置與否需要調(diào)節(jié)。在有軸向載荷狀況下不適當(dāng)采用彈簧卡圈。加工和裝配工藝性等。6.6主軸組件設(shè)計主軸組件構(gòu)造復(fù)雜，技術(shù)規(guī)定高。安裝工件（車床）或者刀具（銑床、鉆床等）主軸參予切削成形運動，因而它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)計時重要環(huán)繞著保證精度、剛度和抗振性，減少溫升和熱變形等幾種方面考慮。6.6.1各某些尺寸選取主軸形狀與各某些尺寸不但和強度、剛度關(guān)于，并且涉及多方面因素。內(nèi)孔直徑車床主軸由于要通過棒料，安裝自動卡盤操縱機構(gòu)及通過卸頂尖頂桿，必要是空心軸。為了擴大使用范疇，加大可加工棒料直徑，車床主軸內(nèi)孔直徑有增大趨勢。軸頸直徑前支撐直徑是主軸上一重要尺寸，設(shè)計時，普通先估算或擬定一種尺寸，構(gòu)造擬定后再進行核算。前錐孔直徑前錐孔用來裝頂尖或其她工具錐柄，規(guī)定能自鎖，當(dāng)前采用莫氏六號錐孔。支撐跨距及懸伸長度為了提高剛度，應(yīng)盡量縮短主軸外伸長度。選取恰當(dāng)支撐跨距，普通推薦?。?2～3.5，跨距小時，軸承變形對軸端變形影響大。因此，軸承剛度小時，應(yīng)選大值，軸剛度差時，則取小值?？缇啻笮。艽笙薅壬鲜芷渌龢?gòu)造限制，經(jīng)常不能滿足以上規(guī)定。安排構(gòu)造時力求接近上述規(guī)定。6.6.2主軸材料和熱解決在主軸構(gòu)造形狀和尺寸一定條件下，材料彈性模量E越大，主軸剛度也越高，由于鋼材E值較大，故普通采用鋼質(zhì)主軸，普通機床主軸選用價格便宜、性能良好45號鋼。提高主軸關(guān)于表面硬度，增長耐磨性，在長期使用中不至于喪失精度，這是對主軸熱解決主線規(guī)定。機床主軸都在一定部位上承受著不同限度摩擦，主軸與滾動軸承配合使用時，軸頸表面具備恰當(dāng)硬度可改進裝配工藝并保證裝配精度，普通硬度為HRC40-50即可滿足規(guī)定。普通機床主軸，淬火時規(guī)定無裂紋，硬度均勻；淬硬層深度不不大于1mm，最佳1.5-2mm,使精磨后仍能保存一點深度淬硬層，主軸熱解決后變形要小。螺紋表面普通不淬火；淬火部位空刀槽不能過深，臺階交接處應(yīng)當(dāng)?shù)菇?；滲氮主軸銳邊、棱角必要倒圓R>0.5mm,可避免滲氮層穿透剝落。6.6.3主軸軸承1）軸承類型選取主軸前軸承有兩種慣用類型：雙列短圓柱滾子軸承。承載能力大，可同步承受徑向力和軸向力，構(gòu)造比較簡樸，但容許極限轉(zhuǎn)速低某些。與雙列短圓柱滾子軸承配套使用承受軸向力軸承有三種：600角雙向推力向心球軸承。是一種新型軸承，在近年生產(chǎn)機床上廣泛采用。具備承載能力大，容許極限轉(zhuǎn)速高特點。外徑比同規(guī)格雙列圓柱滾子軸承小某些。在使用中，這種軸承不承受徑向力。推力球軸承。承受軸向力能力最高，但容許極限轉(zhuǎn)速低，容易發(fā)熱。向心推力球軸承。容許極限轉(zhuǎn)速高，但承載能力低，重要用于高速輕載機床。2）軸承配備大多數(shù)機床主軸采用兩個支撐，構(gòu)造簡樸，制造以便，但為了提高主軸剛度也有用三個支撐了。三支撐構(gòu)造規(guī)定箱體上三支撐孔具備良好同心度，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，可以用兩個支撐重要支撐，第三個為輔助支撐。輔助支撐軸承（中間支撐或后支撐）保持比較大游隙（約0.03～0.07），只有在載荷比較大、軸產(chǎn)生彎曲變形時，輔助支撐軸承才起作用。軸承配備時，除選取軸承類型不同外，推力軸承布置是重要差別。推力軸承布置在前軸承、后軸承還是分別布置在前、后軸承，影響著溫升后軸伸長方向以及構(gòu)造負責(zé)限度，應(yīng)依照機床實際規(guī)定擬定。在配備軸承時，應(yīng)注意如下幾點：每個支撐點都要能承受經(jīng)向力。兩個方向軸向力應(yīng)分別有相應(yīng)軸承承受。徑向力和兩個方向軸向力都應(yīng)傳遞到箱體上，即負荷都由機床支撐件承受。3）軸承精度和配合主軸軸承精度規(guī)定比普通傳動軸高。前軸承誤差對主軸前端影響最大，所此前軸承精度普通比后軸承選取高一級。普通精度級機床主軸，前軸承選或級，后軸承選或級。選取軸承精度時，既要考慮機床精度規(guī)定，也要考慮經(jīng)濟性。軸承與軸和軸承與箱體孔之間，普通都采用過渡配合。此外軸承內(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。如果配合精度選太低，會減少軸承回轉(zhuǎn)精度，因此軸和孔精度應(yīng)與軸承精度相匹配。軸承間隙調(diào)節(jié)為了提高主軸回轉(zhuǎn)精度和剛度，主軸軸承間隙應(yīng)能調(diào)節(jié)。把軸承調(diào)到適當(dāng)負間隙，形成一定預(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進。預(yù)負載使軸承內(nèi)產(chǎn)生接觸變形，過大預(yù)負載對提高剛度沒有明顯小果，而磨損發(fā)熱量和噪聲都會增大，軸承壽命將因而而減少。軸承間隙調(diào)節(jié)量，應(yīng)當(dāng)能以便并且能精確地控制，但調(diào)節(jié)機構(gòu)構(gòu)造不能太復(fù)雜。雙列短圓柱滾子軸承內(nèi)圈相對外圈可以移動，當(dāng)內(nèi)圈向大端軸向移動時，由于1：12內(nèi)錐孔，內(nèi)圈將脹大消除間隙。其她軸承調(diào)節(jié)也有與主軸軸承相似問題。特別要注意：調(diào)節(jié)落幕端面與螺紋中心線垂直度，隔套兩個端面平行度都由較高規(guī)定，否則，調(diào)節(jié)時也許將軸承壓偏而破壞精度。隔套越長，誤差影響越小。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精度規(guī)定。6.6.4主軸與齒輪連接齒輪與主軸連接可以用花鍵或者平鍵；軸做成圓柱體，或者錐面（錐度普通取1：15左右）。錐面配合對中性好，但加工較難。平鍵普通用一種或者兩個（相隔180度布置），兩國特鍵不但平衡較好，并且平鍵高度較低，避免因齒輪鍵槽太深導(dǎo)致小齒輪輪轂厚度不夠問題。6.6.5潤滑與密封主軸轉(zhuǎn)速高，必要保證充分潤滑，普通慣用單獨油管將油引到軸承處。主軸是兩端外伸軸，防止漏油更為重要而困難。防漏辦法有兩種：1）堵——加密封裝置防止油外流。主軸轉(zhuǎn)速高，多采用非接觸式密封裝置，形式諸多，一種軸與軸承蓋之間留0.1～0.3間隙（間隙越小，密封效果越好，但工藝困難）。尚有一種是在軸承蓋孔內(nèi)開一種或幾種并列溝槽（圓弧形或形），效果比上一種好些。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、灰塵和冷卻液環(huán)境中工作時，可采用曲路密封，曲路可做成軸向或徑向。徑向式軸承蓋要做成剖分式，較為復(fù)雜。2）疏導(dǎo)——在恰本地方做出回油路，使油能順利地流回到油箱。6.6.6其她問題主軸上齒輪應(yīng)盡量接近前軸承，大齒輪更應(yīng)靠前，這樣可以減小主軸扭轉(zhuǎn)變形。當(dāng)后支承采用推力軸承時，推力軸承承受著前向后軸向力，推力軸承緊靠在孔內(nèi)端面，因此，內(nèi)端面需要加工，端面和孔有較高垂直度規(guī)定，否則將影響主軸回轉(zhuǎn)精度。支承孔如果直接開在箱體上，內(nèi)端面加工有一定難度。為此，可以加一種杯形套孔解決，套孔單獨在車床上加工，保證高品位面與孔德垂直度。主軸直徑重要取決于主軸需要剛度、構(gòu)造等。各種牌號鋼材彈性模量基本同樣，對剛度影響不大。主軸普通選優(yōu)質(zhì)中碳鋼即可。精度較高機床主軸考慮到熱解決變形影響，可以選用或其她合金鋼。主軸頭部需要淬火，硬度為50～55。其她某些解決后，調(diào)節(jié)硬度為220～250。7.傳動件設(shè)計7.1帶輪設(shè)計三角帶傳動中，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)。帶輪構(gòu)造簡樸，但尺寸大，機床中慣用作電機輸出軸定比傳動。電動機轉(zhuǎn)速n=1440r/min,傳遞功率P=7.5kW,傳動比i=1.8，兩班制，一天運轉(zhuǎn)16小時，工作年數(shù)。(1)、選取三角帶型號由【4】表8-7工作狀況系數(shù)查共況系數(shù)=1.2。故依照【4】公式（8-21）式中P--電動機額定功率，--工作狀況系數(shù)因而依照、由【4】圖8-11普通V帶輪型圖選用A型。(2)、擬定帶輪基準(zhǔn)直徑，帶輪直徑越小帶彎曲應(yīng)力就越大。為提高帶壽命，小帶輪直徑不適當(dāng)過小，即。查【4】表8-8、圖8-11和表8-6取積極小帶輪基準(zhǔn)直徑=125。由【4】公式(8-15a)式中：-小帶輪轉(zhuǎn)速，-大帶輪轉(zhuǎn)速，-帶滑動系數(shù)，普通取0.02?！啵伞?】表8-8取圓整為224mm。(3)、驗算帶速度V，按【4】式（8-13）驗算帶速度∵，故帶速適當(dāng)。(4)、初定中心距帶輪中心距，普通依照機床總體布局初步選定，普通可在下列范疇內(nèi)選用：依照【4】經(jīng)驗公式（8-20）取，取=600mm.(5)、三角帶計算基準(zhǔn)長度由【4】公式（8-22）計算帶輪基準(zhǔn)長度由【4】表8-2，圓整到原則計算長度(6)、驗算三角帶撓曲次數(shù)，符合規(guī)定。(7)、擬定實際中心距按【4】公式（8-23）計算實際中心距(8)、驗算小帶輪包角依照【4】公式（8-25），故積極輪上包角適當(dāng)。(9)、擬定三角帶根數(shù)依照【4】式（8-26）得 查表【4】表8-4d由i=1.8和得=0.15KW,查表【4】表8-5，=0.98；查表【4】表8-2，長度系數(shù)=1.01∴取根(10)、計算預(yù)緊力查【4】表8-3，q=0.1kg/m由【4】式（8-27）其中：-帶變速功率,KW；v-帶速,m/s；q-每米帶質(zhì)量，kg/m；取q=0.1kg/m。v=1440r/min=9.42m/s。⑾、計算作用在軸上壓軸力傳動比 查表【4】表8-4a由和得=1.92KW7.2傳動軸直徑估算傳動軸除應(yīng)滿足強度規(guī)定外，還應(yīng)滿足剛度規(guī)定，強度規(guī)定保證軸在重復(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)精度規(guī)定較高，不容許有較大變形。因而疲勞強度普通不失是重要矛盾，除了載荷很大狀況外，可以不必驗算軸強度。剛度規(guī)定保證軸在載荷下不至發(fā)生過大變形。因而，必要保證傳動軸有足夠剛度。7.2.1擬定各軸轉(zhuǎn)速⑴、擬定主軸計算轉(zhuǎn)速：計算轉(zhuǎn)速是傳動件能傳遞所有功率最低轉(zhuǎn)速。各傳動件計算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖上，按主軸計算轉(zhuǎn)速和相應(yīng)傳動關(guān)系擬定。依照【1】表3-10，主軸計算轉(zhuǎn)速為⑵、各變速軸計算轉(zhuǎn)速：①軸Ⅲ計算轉(zhuǎn)速可從主軸71r/min按72/18變速副找上去，軸Ⅲ計算轉(zhuǎn)速為100r/min；②軸Ⅱ計算轉(zhuǎn)速為400r/min；③軸Ⅰ計算轉(zhuǎn)速為800r/min。⑶、各齒輪計算轉(zhuǎn)速各變速組內(nèi)普通只計算組內(nèi)最小齒輪，也是最薄弱齒輪，故也只需擬定最小齒輪計算轉(zhuǎn)速。變速組c中，22/86只需計算z=22齒輪，計算轉(zhuǎn)速為280r/min；變速組b計算z=18齒輪，計算轉(zhuǎn)速為400r/min；變速組a應(yīng)計算z=28齒輪，計算轉(zhuǎn)速為800r/min。⑷、核算主軸轉(zhuǎn)速誤差∵∴因此適當(dāng)。7.2.2傳動軸直徑估算：擬定各軸最小直徑依照【5】公式（7-1），，并查【5】表7-13得到取1.①Ⅰ軸直徑：?、冖蜉S直徑：?、邰筝S直徑：取其中：P-電動機額定功率（kW）；-從電機到該傳動軸之間傳動件傳動效率乘積；-該傳動軸計算轉(zhuǎn)速（）；-傳動軸容許扭轉(zhuǎn)角（）。當(dāng)軸上有鍵槽時，d值應(yīng)相應(yīng)增大4～5%;當(dāng)軸為花鍵軸時，可將估算d值減小7%為花鍵軸小徑;空心軸時，d需乘以計算系數(shù)b，b值見【5】表7-12。Ⅰ和Ⅳ為由鍵槽并且軸Ⅳ為空心軸，Ⅱ和Ⅲ為花鍵軸。依照以上原則各軸直徑取值：，和在后文給定，軸采用光軸，軸和軸由于要安裝滑移齒輪因此都采用花鍵軸。由于矩形花鍵定心精度高，定心穩(wěn)定性好，能用磨削辦法消除熱解決變形，定心直徑尺寸公差和位置公差都能獲得較高精度，故我采用矩形花鍵連接。按規(guī)定，矩形花鍵定心方式為小徑定心。查【15】表5-3-30矩形花鍵基本尺寸系列，軸花鍵軸規(guī)格；軸花鍵軸規(guī)格。④各軸間中心距擬定：；；；7.2.3鍵選取查【4】表6-1選取軸上鍵，依照軸直徑，鍵尺寸選取，鍵長度L取22。主軸處鍵選取同上，鍵尺寸為，鍵長度L取100。7.3傳動軸校核 需要驗算傳動軸薄弱環(huán)節(jié)處傾角荷撓度。驗算傾角時，若支撐類型相似則只需驗算支反力最大支撐處傾角；當(dāng)此傾角不大于安裝齒輪處規(guī)定許用值時，則齒輪處傾角不必驗算。驗算撓度時，規(guī)定驗算受力最大齒輪處，但普通可驗算傳動軸中點處撓度（誤差<%3）.當(dāng)軸各段直徑相差不大，計算精度規(guī)定不高時，可看做等直徑，采用平均直徑進行計算，計算花鍵軸傳動軸普通只驗算彎曲剛度，花鍵軸還應(yīng)進行鍵側(cè)擠壓驗算。彎曲剛度驗算；剛度時可采用平均直徑或當(dāng)量直徑。普通將軸化為集中載荷下簡支梁，其撓度和傾角計算公式見【5】表7-15.分別求出各載荷作用下所產(chǎn)生撓度和傾角，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。7.3.1傳動軸校核①Ⅰ軸校核：通過受力分析，在一軸三對嚙合齒輪副中，中間兩對齒輪對Ⅰ軸中點處撓度影響最大，因此，選取中間齒輪嚙合來進行校核最大撓度：查【1】表3-12許用撓度；。②Ⅱ軸、Ⅲ軸校核同上。7.3.2鍵校核鍵和軸材料都是鋼，由【4】表6-2查許用擠壓應(yīng)力,取其中間值，。鍵工作長度，鍵與輪榖鍵槽接觸高度。由【4】式（6-1）可得可見連接擠壓強度足夠了，鍵標(biāo)記為：7.4各變速組齒輪模數(shù)擬定和校核7.4.1齒輪模數(shù)擬定：齒輪模數(shù)估算。普通同一變速組內(nèi)齒輪取相似模數(shù)，如齒輪材料相似時，選取負荷最重小齒輪，依照齒面接觸疲勞強度和齒輪彎曲疲勞強度條件按【5】表7-17進行估算模數(shù)和，并按其中較大者選用相近原則模數(shù)，為簡化工藝變速傳動系統(tǒng)內(nèi)各變速組齒輪模數(shù)最佳同樣，普通不超過2～3種模數(shù)。先計算最小齒數(shù)齒輪模數(shù)，齒輪選用直齒圓柱齒輪及斜齒輪傳動，查【4】表10-8齒輪精度選用7級精度，再由【4】表10-1選取小齒輪材料為40C(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS：依照【5】表7-17；有公式：①齒面接觸疲勞強度：②齒輪彎曲疲勞強度：⑴、a變速組：分別計算各齒輪模數(shù)，先計算最小齒數(shù)28齒輪。①齒面接觸疲勞強度：其中：-公比；=2；P-齒輪傳遞名義功率；P=0.967.5=7.2KW；-齒寬系數(shù)=；-齒輪許允接觸應(yīng)力，由【5】圖7-6按MQ線查取;-計算齒輪計算轉(zhuǎn)速;K-載荷系數(shù)取1.2。=650MPa，∴依照【6】表10-4將齒輪模數(shù)圓整為4mm。齒輪彎曲疲勞強度：其中：P-齒輪傳遞名義功率；P=0.967.5=7.2KW；-齒寬系數(shù)=；-齒輪許允齒根應(yīng)力，由【5】圖7-11按MQ線查取；-計算齒輪計算轉(zhuǎn)速；K-載荷系數(shù)取1.2。，∴∴依照【6】表10-4將齒輪模數(shù)圓整為2.5mm?！咭虼擞谑亲兯俳Ma齒輪模數(shù)取m=4mm，b=32mm。軸Ⅰ上積極輪齒輪直徑：。軸Ⅱ上三聯(lián)從動輪齒輪直徑分別為：⑵、b變速組：擬定軸Ⅱ上另兩聯(lián)齒輪模數(shù)，先計算最小齒數(shù)18齒輪。齒面接觸疲勞強度：其中：-公比；=4；P-齒輪傳遞名義功率；P=0.9227.5=6.915KW；-齒寬系數(shù)=；-齒輪許允接觸應(yīng)力，由【5】圖7-6按MQ線查取;-計算齒輪計算轉(zhuǎn)速;K-載荷系數(shù)取1.2。=650MPa，∴∴依照【6】表10-4將齒輪模數(shù)圓整為5mm。齒輪彎曲疲勞強度：其中：P-齒輪傳遞名義功率；P=0.9227.5=6.915KW；-齒寬系數(shù)=；-齒輪許允齒根應(yīng)力，由【5】圖7-11按MQ線查?。?計算齒輪計算轉(zhuǎn)速；K-載荷系數(shù)取1.2。，∴∴依照【6】表10-4將齒輪模數(shù)圓整為3mm?！咭虼擞谑亲兯俳Mb齒輪模數(shù)取m=5mm，b=40mm。軸Ⅱ上積極輪齒輪直徑：軸Ⅲ上三聯(lián)從動輪齒輪直徑分別為：⑶、c變速組：為了使傳動平穩(wěn)，因此使用斜齒輪，取，螺旋角。計算中心距a，∴圓整為280mm。修正螺旋角，因值變化不多，因此參數(shù)，，等值不必修正。因此軸Ⅲ上兩聯(lián)動積極輪齒輪直徑分別為：軸Ⅳ上兩從動輪齒輪直徑分別為：⑷、原則齒輪參數(shù)：從【7】表5-1查得如下公式齒頂圓直徑；齒根圓直徑；分度圓直徑；齒頂高；齒根高；齒輪詳細值見表表5.1齒輪尺寸表（單位：mm）齒輪齒數(shù)z模數(shù)分度圓直徑d齒頂圓直徑齒根圓直徑齒頂高齒根高⒈28411212010245⒉35414014813045⒊56422423221445⒋49419620418645⒌1859010077.556.25⒍305150160137.556.25⒎455225235212.556.25⒏725360370347.556.25⒐605200210187.556.25⒑455225235212.556.25⒒225114.12124.5101.165.196.48⒓725373.44383.82360.485.196.48⒔365186.72197.1173.765.196.48⒕865446.06456.44433.15.196.487.4.2由公式得：①Ⅰ軸積極輪齒輪；②Ⅱ軸積極輪齒輪；③Ⅲ軸積極輪齒輪；普通一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯位時導(dǎo)致嚙合齒寬減小而增大輪齒載荷，設(shè)計上，應(yīng)積極輪比從動輪齒寬敞（5～10mm）。因此：，，，，，。7.4.3齒輪構(gòu)造設(shè)計通過齒輪傳動強度計算，只能擬定出齒輪重要尺寸，如齒數(shù)、模數(shù)、齒寬、螺旋角、分度圓直徑等，而齒圈、輪輻、輪轂等構(gòu)造形式及尺寸大小，普通都由構(gòu)造設(shè)計而定。當(dāng)齒頂圓直徑時，可以做成實心式構(gòu)造齒輪。當(dāng)時，可做成腹板式構(gòu)造，再考慮到加工問題，現(xiàn)決定把齒輪8、12和14做成腹板式構(gòu)造。別的做成實心構(gòu)造。依照【4】圖10-39（a）齒輪10、12和13構(gòu)造尺寸計算如下：①齒輪8構(gòu)造尺寸計算，；；；；；，C取12cm。②齒輪12構(gòu)造尺寸計算;；；；；；，C取12cm。③齒輪14構(gòu)造尺寸計算，；；；，C取14cm。7.5帶輪構(gòu)造設(shè)計⑴、帶輪材料慣用V帶輪材料為HT150或HT200，轉(zhuǎn)速較高時可以采用鑄鋼或鋼板沖壓焊接而成，小功略時采用鑄鋁或塑料。⑵、帶輪構(gòu)造形式V帶輪由輪緣、輪輻和輪轂構(gòu)成，依照輪輻構(gòu)造不同可以分為實心式（【4】圖8-14a）、腹板式（【4】圖8-14b）、孔板式（【4】圖8-14c）、橢圓輪輻式（【4】圖8-14d）。V帶輪構(gòu)造形式與基準(zhǔn)直徑關(guān)于，當(dāng)帶輪基準(zhǔn)直徑（d為安裝帶輪軸直徑，mm）時?？梢圆捎脤嵭氖剑?dāng)可以采用腹板式，時可以采用孔板式，當(dāng)時，可以采用輪輻式。帶輪寬度：。分度圓直徑：。D=90mm是深溝球軸承6210軸承外徑，其她尺寸見帶輪零件圖。⑶、V帶輪論槽V帶輪輪槽與所選V帶型號向相應(yīng)，見【4】表8-10.mm槽型與相相應(yīng)得A11.02.758.79——V帶繞在帶輪上后來發(fā)生彎曲變形，使V帶工作面夾角發(fā)生變化。為了使V帶工作面與大論輪槽工作面緊密貼合，將V帶輪輪槽工作面得夾角做成不大于。V帶安裝到輪槽中后來，普通不應(yīng)當(dāng)超過帶輪外圓，也不應(yīng)當(dāng)與輪槽底部接觸。為此規(guī)定了輪槽基準(zhǔn)直徑到帶輪外圓和底部最小高度。輪槽工作表面粗糙度為。⑷、V帶輪技術(shù)規(guī)定鍛造、焊接或燒結(jié)帶輪在輪緣、腹板、輪輻及輪轂上不容許有傻眼、裂縫、縮孔及氣泡；鍛造帶輪在不提高內(nèi)部應(yīng)力前提下，容許對輪緣、凸臺、腹板及輪轂表面缺陷進行修補；轉(zhuǎn)速高于極限轉(zhuǎn)速帶輪要做靜平衡，反之做動平衡。其她條件參見中規(guī)定。7.6片式摩擦離合器選取和計算片式摩擦離合器當(dāng)前在機床中應(yīng)用廣泛，由于它可以在運轉(zhuǎn)中接通或脫開，具備結(jié)合平穩(wěn)、沒有沖擊、構(gòu)造緊湊特點，某些零件已經(jīng)原則化，多用于機床主傳動。按扭矩選取，即：依照【15】和【14】表6-3-20，①計算轉(zhuǎn)矩，查【15】表6-3-21得∴②摩擦盤工作面平均直徑式中d為軸直徑。③摩擦盤工作面外直徑④摩擦盤工作面內(nèi)直徑⑤摩擦盤寬度b⑥摩擦面對數(shù)m，查【15】表6-3-17，摩擦副材料為淬火鋼，對偶材料為淬火鋼，摩擦因數(shù)取0.08，許用壓強取，許用溫度<120℃.∴m圓整為7.∴摩擦面片數(shù)z=7+1=8.⑦摩擦片脫開時所需間隙，由于采用濕式因此⑧許用傳遞轉(zhuǎn)矩由于⑨壓緊力Q⑩摩擦面壓強p依照【14】表22.7-7選用帶滾動軸承多片雙聯(lián)摩擦離合器，由于安裝在箱內(nèi)，因此采用濕式。構(gòu)造形式見【14】表22.7-7圖（a）。表5.2特性參數(shù)圖號許用轉(zhuǎn)距重量/kg轉(zhuǎn)動慣量/接合力/N脫開力/N內(nèi)部外部圖a1204.70.00350.0050170100表5.3重要尺寸圖號許用轉(zhuǎn)矩DABcEFG閉式開式圖a1201832-1081001832604570表5.4重要尺寸圖號HJLRSa圖a85475181152656435-1020117.7齒輪校驗在驗算算速箱中齒輪應(yīng)力時，選相似模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小齒輪進接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力驗算。這里要驗算是齒輪1，齒輪5，齒輪11這三個齒輪。齒輪強度校核：計算公式：①彎曲疲勞強度;②接觸疲勞強度7.7.1①彎曲疲勞強度；校核齒數(shù)為28齒輪，擬定各項參數(shù)⑴、,n=800r/min,⑵、擬定動載系數(shù)∵齒輪精度為7級，由【4】圖10-8查得動載系數(shù)。由【4】使用系數(shù)。⑶、。⑷、擬定齒向載荷分派系數(shù):取齒寬系數(shù)查【4】表10-4，得非對稱齒向載荷分派系數(shù)；,查【4】圖10-13得⑸、擬定齒間載荷分派系數(shù)：由【4】表10-2查使用，由【4】表10-3查得齒間載荷分派系數(shù)⑹、擬定載荷系數(shù)：⑺、查【4】表10-5齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)；⑻、計算彎曲疲勞許用應(yīng)力由【4】圖10-20(c)查得小齒輪彎曲疲勞強度極限。【4】圖10-18查得壽命系數(shù),取疲勞強度安全系數(shù)S=1.3，②接觸疲勞強度⑴、載荷系數(shù)K擬定：⑵、彈性影響系數(shù)擬定；查【4】表10-6得⑶、查【4】圖10-21（d）得，故齒輪1適當(dāng)。7.7.2校核b變速組齒輪①彎曲疲勞強度；校核齒數(shù)為18齒輪，擬定各項參數(shù)⑴、,n=400r/min,⑵、擬定動載系數(shù)：齒輪精度為7級，由【4】圖10-8查得動載系數(shù)⑶、⑷、擬定齒向載荷分派系數(shù):取齒寬系數(shù)查【4】表10-4，插值法得非對稱齒向載荷分派系數(shù),查【4】圖10-13得⑸、擬定齒間載荷分派系數(shù)：由【4】表10-2查使用；由【4】表10-3查得齒間載荷分派系數(shù)⑹、擬定動載系數(shù)：⑺、查【4】表10-5齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)、⑻、計算彎曲疲勞許用應(yīng)力由【4】圖10-20(c)查得小齒輪彎曲疲勞強度極限?！?】圖10-18查得壽命系數(shù),疲勞強度安全系數(shù)S=1.3，②接觸疲勞強度⑴、載荷系數(shù)K擬定：⑵、彈性影響系數(shù)擬定；查【4】表10-6得⑶、查【4】圖10-21（d）得，故齒輪8適當(dāng)。7.7.3校核c變速組齒輪①彎曲疲勞強度；校核齒數(shù)為22齒輪，擬定各項參數(shù)⑴、,n=280r/min,⑵、擬定動載系數(shù)：齒輪精度為7級，由【4】圖10-8查得動載系數(shù)⑶、⑷、擬定齒向載荷分派系數(shù):取齒寬系數(shù)查【4】表10-4，插值法得非對稱齒向載荷分布系數(shù)，,查【4】圖10-13得⑸、擬定齒間載荷分派系數(shù)：由【4】表10-3齒間載荷分布系數(shù)，⑹、擬定荷載系數(shù)：⑺、查表10-5齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)。⑻、計算彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖查得小齒輪彎曲疲勞強度極限?！?】圖10-18查得壽命系數(shù),疲勞強度安全系數(shù)S=1.3，②接觸疲勞強度⑴、載荷系數(shù)K擬定：⑵、彈性影響系數(shù)擬定；查【4】表10-6得⑶、查【4】圖10-21（d）得，故齒輪11適當(dāng)。7.8軸承選用與校核7.8.1各軸軸承選用①主軸前支承：NN3022K；中支承：NN3020K；后支撐N219E②Ⅰ軸離合器及齒輪處支承均用：6206;帶輪處支承：6210③Ⅱ軸前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207④Ⅲ軸前支承：30208;后支承：302087.8.2各軸軸承校核⑴、Ⅰ軸軸承校核Ⅰ軸選用是深溝球軸承6206，其基本額定負荷為19.5KN，由于該軸轉(zhuǎn)速是定值，因此齒輪越小越接近軸承，對軸承規(guī)定越高。依照設(shè)計規(guī)定，應(yīng)當(dāng)對Ⅰ軸未端滾子軸承進行校核。①齒輪直徑②Ⅰ軸傳遞轉(zhuǎn)矩∴③齒輪受力依照受力分析和受力圖可以得出軸承徑向力為:在水平面：在水平面：∴④因軸承在運轉(zhuǎn)中有中檔沖擊載荷，又由于不受軸向力，【4】表13-6查得載荷系數(shù)，取，則有：⑤軸承壽命計算:因此按軸承受力大小計算壽命故該軸承6206能滿足規(guī)定。⑵、其她軸軸承校核同上，均符合規(guī)定。8.主軸組件設(shè)計主軸構(gòu)造儲存應(yīng)滿足使用規(guī)定和構(gòu)造規(guī)定，并能保證主軸組件具備較好工作性能。主軸構(gòu)造尺寸影響因素比較復(fù)雜，當(dāng)前尚難于用計算法準(zhǔn)擬定出。普通，依照使用規(guī)定和構(gòu)造規(guī)定，進行同型號筒規(guī)格機床類比分析，先初步選定尺寸，然后通過構(gòu)造設(shè)計擬定下來，最后在進行必要驗算或?qū)嶒?，如不能滿足規(guī)定可重新修改尺寸，直到滿意為直。主軸上構(gòu)造尺寸雖然諸多，但起決定作用尺寸是：外徑D、孔徑d、懸伸量a和支撐跨距L。8.1主軸基本尺寸擬定8.1.1外徑尺寸D主軸外徑尺寸，核心是主軸前軸頸（前支撐處）直徑。選定后，其她部位外徑可隨之而定。普通是通過筒規(guī)格機床類比分析加以擬定。320mm車床，P=7.5KW查【1】表3-13，前軸頸應(yīng),初選,后軸頸取。8.1.2中型臥式車床主軸孔徑，已由d=48mm,增大到d=60-80mm,當(dāng)主軸外徑一定期，增大孔徑受到一下條件限制，1、構(gòu)造限制；對于軸徑尺寸由前向后遞減主軸，應(yīng)特別注意主軸后軸頸處壁厚不容許過薄，對于中型機床主軸，后軸頸直徑與孔徑之差不要不大于，主軸尾端最薄處直徑不要不大于。2、剛度限制；孔徑增大會削弱主軸剛度，由材料力學(xué)知，主軸軸端部剛度與截面慣性矩成正比，即：式中：據(jù)上式可得出主軸孔徑對偶剛度影響，有圖可見，當(dāng)時，，闡明空心主軸剛度減少較小。當(dāng)時，，空心主軸剛度減少了24%，因而為了避免過多削弱主軸剛度，普通取。主軸孔徑d擬定后，可依照主軸使用及加工規(guī)定選取錐孔錐度。錐孔僅用于定心時，則錐孔應(yīng)大些，若錐孔除用于定心，還規(guī)定自鎖，借以傳遞轉(zhuǎn)矩時，錐度應(yīng)小些，我這里選用莫氏六號錐孔。初步設(shè)定主軸孔徑d=60mm，主軸孔徑與外徑比為0.6。8.1.3主軸懸伸量a主軸懸伸量大小往往收構(gòu)造限制，重要取決于主軸端部構(gòu)造形式及尺寸、刀具或夾具安裝方式、前軸承類型及配備、潤滑與密封裝置構(gòu)造尺寸等。主軸設(shè)計時，在滿足構(gòu)造前提下，應(yīng)最大限度縮短主軸懸伸量a。依照構(gòu)造,定懸伸長度。8.1.4支撐跨距L支撐跨距L，當(dāng)前，多數(shù)機床主軸采用先后兩個支撐，構(gòu)造簡樸，制造、裝