12級(jí)主軸箱-車床主運(yùn)動(dòng)機(jī)械變速傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)-N=35.5~1600;公比1.41;Z=12；P=5.5KW
12級(jí)主軸箱-車床主運(yùn)動(dòng)機(jī)械變速傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)-N=35.5~1600;公比1.41;Z=12；P=5.5KW,12,十二,主軸,車床,運(yùn)動(dòng),機(jī)械,變速,傳動(dòng)系統(tǒng),設(shè)計(jì),公比,kw
目錄
一、設(shè)計(jì)目的 - 2 -
二、設(shè)計(jì)步驟 - 2 -
1.運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì) - 2 -
1.1已知條件 - 2 -
1.2結(jié)構(gòu)分析式 - 2 -
1.3 繪制轉(zhuǎn)速圖 - 3 -
1.4 繪制傳動(dòng)系統(tǒng)圖 - 5 -
2.動(dòng)力設(shè)計(jì) - 6 -
2.1 確定各軸轉(zhuǎn)速 - 6 -
2.2 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) - 6 -
2.3 各傳動(dòng)組齒輪模數(shù)的確定和校核 - 8 -
3. 齒輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 - 11 -
3.1校核a傳動(dòng)組齒輪 - 11 -
3.2 校核b傳動(dòng)組齒輪 - 13 -
3.3校核c傳動(dòng)組齒輪 - 14 -
4. 各軸的設(shè)計(jì)及主軸的校核 - 16 -
4.1 確定各軸最小直徑 - 16 -
4.2傳動(dòng)軸彎曲剛度驗(yàn)算 - 17 -
4.3主軸的計(jì)算及校核 - 18 -
4.4多片式摩擦離合器的設(shè)計(jì)計(jì)算 - 19 -
4.5各軸軸承選擇 - 21 -
三、總結(jié) - 21 -
四、參考文獻(xiàn) - 22 -
一、設(shè)計(jì)目的
通過機(jī)床主運(yùn)動(dòng)機(jī)械變速傳動(dòng)系統(tǒng)得結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，在擬定傳動(dòng)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、設(shè)計(jì)步驟
1.運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)
1.1已知條件
[1]公比:φ=1.41
[2] 主軸最大轉(zhuǎn)速nmax=1600r/min
主軸最小轉(zhuǎn)速:nmin=35.5r/min
[3]確定轉(zhuǎn)速范圍：
可得調(diào)速范圍：Rn=nmaxnmin=160035.5=45
變速級(jí)數(shù)：Z=lgRnlgφ+1=lg45lg1.41+1=12
[4]電動(dòng)機(jī)功率：參考現(xiàn)有車床功率P=5.5KW
1.2結(jié)構(gòu)分析式
⑴ ⑵ [3]
從電動(dòng)機(jī)到主軸主要為降速傳動(dòng)，若使傳動(dòng)副較多的傳動(dòng)組放在較接近電動(dòng)機(jī)處可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，節(jié)省材料，也就是滿足傳動(dòng)副前多后少的原則，因此取方案。在降速傳動(dòng)中，防止齒輪直徑過大而使徑向尺寸常限制最小傳動(dòng)比 ；在升速時(shí)為防止產(chǎn)生過大的噪音和震動(dòng)常限制最大轉(zhuǎn)速比。在主傳動(dòng)鏈任一傳動(dòng)組的最大變速范圍。在設(shè)計(jì)時(shí)必須保證中間傳動(dòng)軸的變速范圍最小，
根據(jù)中間傳動(dòng)軸變速范圍小的原則選擇結(jié)構(gòu)網(wǎng)。從而確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下：
檢查傳動(dòng)組的變速范圍時(shí)，只檢查最后一個(gè)擴(kuò)大組：
R2=φX2*(P2-1) 其中φ=1.41，X2=6，P2=2
所以R2=1.416*(2-1)=8 ，合適。
1.3 繪制轉(zhuǎn)速圖
⑴選擇電動(dòng)機(jī)
一般車床若無特殊要求，多采用Y系列封閉式三相異步電動(dòng)機(jī)，根據(jù)原則條件選擇Y132S-4型Y系列籠式三相異步電動(dòng)機(jī)。
其同步轉(zhuǎn)速1440r/min,額定功率5.5KW
⑵分配總降速傳動(dòng)比
總降速傳動(dòng)比 i=nminnd=35.51440=0.025
又電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速nd=1440r/min不符合轉(zhuǎn)速數(shù)列標(biāo)準(zhǔn)，因而增加一定比傳動(dòng)副。
[3]確定傳動(dòng)軸軸數(shù)
傳動(dòng)軸軸數(shù) = 變速組數(shù) + 定比傳動(dòng)副數(shù) + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。
⑷確定各級(jí)轉(zhuǎn)速并繪制轉(zhuǎn)速圖
由nmin= 35.5r/min, ?=1.41,Z=12確定各級(jí)轉(zhuǎn)速：
1600、1120、800、560、400、280、200、140、100、71、50、35.5r/min。
17:67
22:62
30:42
24:48
56:28
42:42
36:36
由此也可確定加在電動(dòng)機(jī)與主軸之間的定傳動(dòng)比i=1440/800=1.80 。下面畫出轉(zhuǎn)速圖（電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與主軸最高轉(zhuǎn)速相近）。
[5]確定各變速組傳動(dòng)副齒數(shù)
①傳動(dòng)組a:
ai1=1/φ2=1/2， ai2=1/φ=1/1.41， ai3=1/1
查《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》表2.3-4,
可取SZ=72,于是可得軸Ⅰ齒輪齒數(shù)分別為：30、24、36。
可得軸Ⅱ上的三聯(lián)齒輪齒數(shù)分別為：42、48、36。
②傳動(dòng)組b:
bi1=1/φ3=1/2.82， bi2=1/1
查《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》表2.3-4,
可取 SZ=84，于是可得軸Ⅱ上兩聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為：22、42。
于是得軸Ⅲ上兩齒輪的齒數(shù)分別為：62、42。
③傳動(dòng)組c:
ci1=1φ4=1/3.98, ci2=φ2=2
查《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》表2.3-4,
可取SZ=84,
ci1=1/3.98為降速傳動(dòng)，取軸Ⅲ齒輪齒數(shù)為17；
ci2=2為升速傳動(dòng)，取軸Ⅳ齒輪齒數(shù)為28。
得軸Ⅲ兩聯(lián)動(dòng)齒輪的齒數(shù)分別為17，56；
得軸Ⅳ兩齒輪齒數(shù)分別為67,28。
1.4 繪制傳動(dòng)系統(tǒng)圖
根據(jù)軸數(shù)，齒輪副，電動(dòng)機(jī)等已知條件可有如下系統(tǒng)圖：
236
132
42
48
67
28
17
56
62
22
42
36
36
42
30
24
2.動(dòng)力設(shè)計(jì)
2.1 確定各軸轉(zhuǎn)速
⑴確定主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速：主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為
nIV=nminφz3-1=35.5*1.41123-1=100 r/min
⑵各傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速：
軸Ⅲ可從主軸100 r/min按17/67的傳動(dòng)副找上去，軸Ⅲ的計(jì)算轉(zhuǎn)速
400 r/min；軸Ⅱ的計(jì)算轉(zhuǎn)速為400r/min；軸Ⅰ的計(jì)算轉(zhuǎn)速為800r/min。
[3]各齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速
傳動(dòng)組c中， 只需計(jì)算z =17的齒輪，計(jì)算轉(zhuǎn)速為100 *67/17=400 r/min；
傳動(dòng)組b計(jì)算z = 22的齒輪，計(jì)算轉(zhuǎn)速為400r/min；
傳動(dòng)組a應(yīng)計(jì)算z = 30的齒輪，計(jì)算轉(zhuǎn)速為800r/min。
[4]核算主軸轉(zhuǎn)速誤差
n實(shí)=1440*132236*3636*4242*5628=1611 r/min
n標(biāo)=1600r/min
n實(shí)-n標(biāo)n標(biāo)=1611 -16001600=0.68%≤10φ-1=4.1%
所以合適。
2.2 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)
電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速n=1440r/min,傳遞功率P=5.5KW,傳動(dòng)比i=1440/800=1.80 ，兩班制，
一天運(yùn)轉(zhuǎn)16.1小時(shí)，工作年數(shù)10年。
1 定計(jì)算功率 取KA=1.1，則Pca=KAP=6.05KW
⑵選取V帶型
根據(jù)小帶輪的轉(zhuǎn)速和計(jì)算功率，選A型帶。
⑶確定帶輪直徑和驗(yàn)算帶速
查表小帶輪基準(zhǔn)直徑d1=132mm,d2=132*i=132*1.80 =236mm
驗(yàn)算帶速成v=πd1n160*1000
其中 -小帶輪轉(zhuǎn)速(r/min)；
-小帶輪直徑(mm)；
v=3.14*132*144060*1000=9.95 m/s∈[5,25]，合適。
[4]確定帶傳動(dòng)的中心距和帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度
設(shè)中心距為,則
0.55(d1+d2)≤a0≤2(d1+d2)
于是 202.4 ≤a0≤736 ,初取中心距為a0=400mm。
帶長(zhǎng)L0=2a0+π2d1+d2+d2-d124a0
=2*400+3.142132+236+236-13224*400=1385 mm
查表取相近的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld，Ld=1400mm。
帶傳動(dòng)實(shí)際中心距a=a0+Ld-L02=400+1400-1385 2=408 mm
[5]驗(yàn)算小帶輪的包角
一般小帶輪的包角不應(yīng)小于。
α1≈180-d2-d1a*57.3=165 °>120°, 合適
[6]確定帶的根數(shù)
Z=PcaP0+?P0kαkL
其中：
P0=1.93
P0為α1=180°，載荷平穩(wěn)，i=1，特定基準(zhǔn)長(zhǎng)度時(shí)單根V帶的額定功率，由《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》圖3.2-3，3.2-4得：
?P0=0.08
?P0 為時(shí)傳遞功率的增量，由《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》圖3.2-3，3.2-4得：
kα=0.96
kα為按小輪包角；由《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》表3.2-6查得
kL=0.96
kL為長(zhǎng)度系數(shù)；由《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》表3.2-6查得
為避免V型帶工作時(shí)各根帶受力嚴(yán)重不均勻，限制根數(shù)不大于10。
Z=6.051.93+0.08*0.96*0.96 =3.27 取4
[7]計(jì)算帶的張緊力
F0=500pcavZ2.5-kαkα+qv2
其中： -帶的傳動(dòng)功率,6.05KW；
v-帶速,9.95 m/s；
q-每米帶的質(zhì)量，kg/m；取q=0.1kg/m。
由《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》表3.2-1查得
F0=500*6.059.95 *4*2.5-0.960.96+0.1*9.95 2=131.85 N
[8]計(jì)算作用在軸上的壓軸力
FQ≈2ZF0sinα12≈2*4*131.85 *sin165 2 =1045.80 N
2.3 各傳動(dòng)組齒輪模數(shù)的確定和校核
⑴模數(shù)的確定(按齒面接觸疲勞計(jì)算齒輪模數(shù))：
a傳動(dòng)組：只需計(jì)算齒數(shù)最小齒輪模數(shù)
計(jì)算30齒齒輪的模數(shù)：
mj=163003(i+1)k1k2k3Pφmz12i nj[σj]2
其中: i-公比 ； i=2；
k1-工況系數(shù)；取1.2
k2-動(dòng)載荷系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表28
按精度等級(jí)7，≤HB350,取k2=1.4
k3-齒向載荷分布系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表29
取k3=1.12
P-齒輪所傳遞的額定功率；P =Pdη=5.5*0.95=5.225Kw
η=η帶η軸承=0.96*0.99=0.95
φm-齒寬系數(shù)；取8
z1-小齒輪齒數(shù)；取30
nj-齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速；800r/min
[σj]-齒輪許用接觸應(yīng)力； 按45#整體淬火[σj]=1100MPa
mj=1630032+1*1.2*1.4*1.12*5.2258*302*2*800*11002=2.09
取m =3 mm。
于是傳動(dòng)組a的齒輪模數(shù)取m =3 mm，b =24mm。
軸Ⅰ上齒輪的直徑：
da1=3 *36=108mm, da2=3 *24=72mm, da3=3 *30=90mm
軸Ⅱ上三聯(lián)齒輪的直徑分別為：
da1'=3 *36=108mm, da2'=3 *48=144mm,da3'=3 *42=126mm
b傳動(dòng)組：
按最小齒數(shù)22的齒輪計(jì)算：
mj=163003(i+1)k1k2k3Pφmz12i nj[σj]2
其中: i-公比 ； i=2.82；
k1-工況系數(shù)；取1.2
k2-動(dòng)載荷系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表28
按精度等級(jí)7，≤HB350,取k2=1.4
k3-齒向載荷分布系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表29
取k3=1.12
P-齒輪所傳遞的額定功率；P =Pdη=5.5*0.92=5.06Kw
η=η帶η軸承η軸承η齒輪=0.96*0.99*0.99*0.98=0.92
φm-齒寬系數(shù)；取8
z1-小齒輪齒數(shù)；取22
nj-齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速；400 r/min
[σj]-齒輪許用接觸應(yīng)力； 按45#整體淬火[σj]=1100MPa
mj=1630032.82+1*1.2*1.4*1.12*5.068*222*2.82*400*11002=3.10
2.09
取m =3.5 mm。
于是傳動(dòng)組b的齒輪模數(shù)取m =3.5 mm，b =28mm。
軸II上齒輪的直徑：
db1=3.5 *42=147mm, db2=3.5 *22=77mm
軸III上三聯(lián)齒輪的直徑分別為：
db1'=3.5 *42=147mm, db2'=3.5 *62=217mm
c傳動(dòng)組：
按最小齒數(shù)17的齒輪計(jì)算：
mj=163003(i+1)k1k2k3Pφmz12i nj[σj]2
其中: i-公比 ； i=3.98；
k1-工況系數(shù)；取1.2
k2-動(dòng)載荷系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表28
按精度等級(jí)7，≤HB350,取k2=1.4
k3-齒向載荷分布系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表29
取k3=1.12
P-齒輪所傳遞的額定功率；P =Pdη=5.5*0.89=4.895Kw
η=η帶η軸承3η齒輪2=0.96*0.993*0.982=0.89
φm-齒寬系數(shù)；取8
z1-小齒輪齒數(shù)；取17
nj-齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速；400 r/min
[σj]-齒輪許用接觸應(yīng)力； 按45#整體淬火[σj]=1100MPa
mj=1630033.98+1*1.2*1.4*1.12*4.8958*172*3.98*400*11002=3.45
取m =3.5 mm。
于是傳動(dòng)組c的齒輪模數(shù)取m =3.5 mm，b =28mm。
軸III上齒輪的直徑：
dc1=3.5 *56=196mm, dc2=3.5 *17=59.5mm
軸IV上三聯(lián)齒輪的直徑分別為：
dc1'=3.5 *28=98mm, dc2'=3.5 *67=234.5mm
3. 齒輪齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核：
3.1校核a傳動(dòng)組齒輪
校核最小齒輪齒數(shù)為30的即可，確定各項(xiàng)參數(shù)
計(jì)算公式:mw=275K1K2K3KSPZ1Yφmnj[σw]
mw≤m
式中，k1-工況系數(shù)；取1.2
k2-動(dòng)載荷系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表28
按精度等級(jí)7，≤HB350,取k2=1.4
k3-齒向載荷分布系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表29
取k3=1.12
ks-壽命系數(shù)；ks=kTknkpkq=2.29 *0.72*0.78*0.77=0.99
其中， kT=m60n1TC0=660*800*60002*106=2.29
n1-齒輪的最低轉(zhuǎn)速；經(jīng)前面計(jì)算，取800r/min
T-齒輪的平均工作時(shí)間；T=TSN ,查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表30，得T=18000/3=6000
C0-基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》
表31，得C0=2x106
m-疲勞曲線指數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表31得m=6
kn-轉(zhuǎn)速變化系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》
表31得，kn=0.72
kp-功率利用系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》
表33得，kp=0.78
kq-材料強(qiáng)化系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》
表34得，kq=0.77
P-齒輪所傳遞的額定功率；P =Pdη=5.5*0.95=5.225
η=η帶η軸承=0.96*0.99=0.95a
Z-小齒輪齒數(shù)；取最小齒輪齒數(shù)30
Y-齒形系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表27
得Y=0.444
B-齒寬；經(jīng)前面計(jì)算得B=24mm
nj-齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速；800r/min
m-齒輪模數(shù)；經(jīng)前面計(jì)算得m=3
σw-齒輪齒根許用彎曲應(yīng)力；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表37
得σw=320MPa
mw=275K1K2K3KSPZ1Yφmnj[σw]=2751.2*1.4*1.12*0.99 *5.22530*0.444*8*800*320=0.16
mw≤m,故齒輪通過校核。
3.2 校核b傳動(dòng)組齒輪
校核最小齒輪齒數(shù)為22的即可，確定各項(xiàng)參數(shù)
計(jì)算公式：mw=275K1K2K3KSPZ1Yφmnj[σw]
mw≤m
式中，k1-工況系數(shù)；取1.2
k2-動(dòng)載荷系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表28
按精度等級(jí)7，≤HB350,取k2=1.4
k3-齒向載荷分布系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表29
取k3=1.12
ks-壽命系數(shù)；ks=kTknkpkq=2.04 *0.72*0.78*0.77=0.88
其中， kT=m60n1TC0=660*355*60002*106=2.04
n1-齒輪的最低轉(zhuǎn)速；經(jīng)前面計(jì)算，取400r/min
T-齒輪的平均工作時(shí)間；T=TSN ,查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表30，得T=18000/3=6000
C0-基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》
表31，得C0=2x106
m-疲勞曲線指數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表31得m=6
kn-轉(zhuǎn)速變化系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》
表31得，kn=0.72
kp-功率利用系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》
表33得，kp=0.78
kq-材料強(qiáng)化系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》
表34得，kq=0.77
P-齒輪所傳遞的額定功率；P =Pdη=5.5*0.92=5.06
η=η帶η軸承η軸承η齒輪=0.96*0.99*0.99*0.98=0.92
Z-小齒輪齒數(shù)；取最小齒輪齒數(shù)22
Y-齒形系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表27
得Y=0.408
B-齒寬；經(jīng)前面計(jì)算得B=28mm
nj-齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速；400r/min
m-齒輪模數(shù)；經(jīng)前面計(jì)算得m=3.5
σw-齒輪齒根許用彎曲應(yīng)力；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表37
得σw=320MPa
mw=275K1K2K3KSPZ1Yφmnj[σw]=2751.2*1.4*1.12*0.88 *5.0622*0.408*8*400*320=0.26
mw≤m,故齒輪通過校核。
3.3校核c傳動(dòng)組齒輪
校核齒數(shù)為17的即可，確定各項(xiàng)參數(shù)
計(jì)算公式：mw=275K1K2K3KSPZ1Yφmnj[σw]
mw≤m
式中，k1-工況系數(shù)；取1.2
k2-動(dòng)載荷系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表28
按精度等級(jí)7，≤HB350,取k2=1.4
k3-齒向載荷分布系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表29
取k3=1.12
ks-壽命系數(shù)；ks=kTknkpkq=2.04 *0.72*0.78*0.77=0.88
其中， kT=m60n1TC0=660*355 *60002*106=2.04
n1-齒輪的最低轉(zhuǎn)速；經(jīng)前面計(jì)算，取400 r/min
T-齒輪的平均工作時(shí)間；T=TSN ,查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表30，得T=18000/3=6000
C0-基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》
表31，得C0=2x106
m-疲勞曲線指數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表31得m=6
kn-轉(zhuǎn)速變化系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》
表31得，kn=0.72
kp-功率利用系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》
表33得，kp=0.78
kq-材料強(qiáng)化系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》
表34得，kq=0.77
P-齒輪所傳遞的額定功率；P =Pdη=5.5*0.89=4.895
η=η帶η軸承3η齒輪2=0.96*0.993*0.982=0.89
Z-小齒輪齒數(shù)；取最小齒輪齒數(shù)17
Y-齒形系數(shù)；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表27
得Y=0.37
B-齒寬；經(jīng)前面計(jì)算得B=28mm
nj-齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速；400 r/min
m-齒輪模數(shù)；經(jīng)前面計(jì)算得m=3.5
σw-齒輪齒根許用彎曲應(yīng)力；查《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表37
得σw=320MPa
mw=275K1K2K3KSPZ1Yφmnj[σw]=2751.2*1.4*1.12*0.88 *4.89517*0.408*8*400 *320=0.31
mw≤m,故齒輪通過校核。
4. 各軸的設(shè)計(jì)及主軸的校核
4.1 確定各軸最小直徑
計(jì)算公式：d≥914Pnj
式中：d—軸的危險(xiǎn)斷面處的直徑（mm），當(dāng)軸上有一個(gè)鍵槽時(shí)，
d值應(yīng)增大4%-5%；當(dāng)同一斷面上有兩個(gè)鍵槽時(shí)，d值應(yīng)增大7%-10%。當(dāng)軸為花鍵時(shí)，則軸的內(nèi)徑可比
d值減小7%。
P—該軸傳遞的額定功率（KW）。
nj—該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）。
取傳遞效率，η帶=0.96，η軸承=0.99，η齒=0.98
（1）I軸的直徑：
I軸傳遞功率PI=Pdη帶η軸承=5.5*0.96*0.99=5.23 KW
d≥914PInj=9145.23 800=25.87 mm，
考慮鍵槽故增大5%并圓整取d=30mm
（2）II軸的直徑：
II軸傳遞功率PII=PIη齒η軸承=5.23 *0.98*0.99=5.07 KW
d≥914PIInj=9145.07 400=30.54 mm，
考慮鍵槽故增大5%并圓整取d=35mm
（3）III軸的直徑：
III軸傳遞功率PIII=PIη齒η軸承=5.07 *0.98*0.99=4.92 KW
d≥914PIIInj=9144.92 400 =30.31 mm，
考慮鍵槽故增大5%并圓整取d=35mm
（4）IV軸（主軸）的直徑：
IV軸傳遞功率PIV=PIIIη齒η軸承=4.92 *0.96*0.99=4.77 KW
d≥914PIVnj=9144.77 100 =42.54 mm，
圓整取d=48mm
4.2傳動(dòng)軸彎曲剛度驗(yàn)算
以傳動(dòng)軸2為例驗(yàn)算彎曲剛度：
撓度驗(yàn)算公式：y<[y]
式中[y]為軸的允許變形量：差表得：
對(duì)于一般傳動(dòng)軸的許用撓度：[y]=(0.0003-0.0005)l
對(duì)于有齒輪的傳動(dòng)軸許用撓度：[y]=(0.01-0.03)m=0.035-0.105
ya=171.39l2N(0.75x-x2)D4mzn
l—兩支撐之間的跨距（mm）
D—該軸的平均直徑（mm）
x—x=l1/l,l1齒輪距較近支撐點(diǎn)的距離（mm）
N-該軸的全功率（KW）
m,z—該軸的齒輪模數(shù)(mm)，齒數(shù)
n—該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）
ya=171.39*8652*5.5*(0.75*0.15 -0.15 2)354*3.5 *42*400=
0.00072
yb=171.398652*5.5*(0.75*0.47 -0.47 2)354*3.5 *42*400 =
0.00105463
yh=ya2+yb2-2yaybcosβ=0.000533
β—在剖面圖上，驅(qū)動(dòng)力Qa和阻力Qb兩向量合成的夾角；β=σ-2（α+ρ）
σ—在剖面圖上，被驗(yàn)算的軸與其前后軸連心線夾角，齒合角α=20°，齒面摩擦角ρ=5.72°
yh<錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。錯(cuò)誤!鏈接無效。[y]所以合理
4.3主軸的計(jì)算及校核
（1）選擇主軸軸頸直徑,軸承型號(hào)和最佳跨距
最大加工直徑320mm，P=5.5KW.經(jīng)查《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》表3.11-6：得：
前軸頸應(yīng)為70-105mm,
初選D1=85mm,
后軸頸D2=(0.7-0.85)D1,取D2=65mm,
取主軸中空孔直徑為0.5D2=32mm,
前軸承為NN3017K,后軸承為NN3013K,
根據(jù)結(jié)構(gòu),初定懸伸長(zhǎng)度a1=75mm
根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，主軸的跨距L=3~5a1，初定l=350mm
（2）主軸前端位移驗(yàn)算：
為了保證機(jī)床的加工精度，必須限制主軸懸伸端處的位移不能超過允許值，近似計(jì)算中可不計(jì)軸承變形的影響。通過計(jì)算和實(shí)驗(yàn)可知，主軸端部由主軸變形引起的位移占總位移的50%~80%，一般可取60%。由軸承變形引起的位移占20%~40%。
主軸受力簡(jiǎn)圖如下：
計(jì)算公式：KS'≥1.66KA
其中 KS'=300D4aA2(L+aA) ，KA=KB0.6aB2aA2+0.4(1+aBL)2(1+aAL)2
式中：D-主軸當(dāng)量外徑,簡(jiǎn)化計(jì)算為D=(D1+D2)/2=7.5mm
aA=75mm
aB=0.4Dmax=0.4*320=128mm
L=350mm
KB=Kcbblim2ξ(1+ξ)cosβcosα
查表9-8取當(dāng)V=50m/min,f=0.1mm/r時(shí)，Kcb=2.46N/μm.mm,
β=68.8°，blim=0.015Dmax=4.8mm。
查表9-9取ξ=0.03
車削外圓式一般取α=45°
故：KB=Kcbblim2ξ(1+ξ)cosβcosα=2.46*4.82*0.025（1+0.025）cos68.8*cos45=44.79 N/μm
KS'=300D4aA2(L+aA)=300*7.547.52*(35+7.5)=397.06 N/μm
KA=KB0.6aB2aA2+0.4(1+aBL)2(1+aAL)2=44.79 *0.6*1282752+0.4*1+12835021+753502=100.93 N/μm
KS'≥1.66KA
可以看出，主軸的剛度是合格的。
4.4多片式摩擦離合器的設(shè)計(jì)計(jì)算
查取教材10.6，選用材料為銅-銅基粉末冶金材料，并選擇干式型離合器。
（1）確定外離合器的直徑D1
對(duì)于軸裝式，D1=d+2-6mm=85+(2-6)=87-91
最終取D1=88mm
（2）確定內(nèi)摩擦片的外徑D2
D2=D1φ
其中φ取0.57-0.75，此處取0.6
則D2=D10.6=880.6=117.33 mm
圓整取D2=118mm
（3）計(jì)算摩擦面中徑Dm及摩擦面平均線速度Vm
Dm=D1+D22=88+1182=103mm
v=πnDm60000=3.14*800*10360000=4.31 m/s
（4）計(jì)算摩擦片對(duì)數(shù)Z
KZZ=12MnK103πf[p]（D23-D13)KvKm
式中K-安全系數(shù)，取1.3-1.5，此處取1.4
f-摩擦系數(shù)，查表10.6，取0.28
p-材料的許用壓強(qiáng)，查表10.6，取1
Kv-速度修正系數(shù)，查表10.7得：0.8
Km-每小時(shí)結(jié)合數(shù)修正系數(shù)，對(duì)于干式型離合器，取1
KZ-摩擦面對(duì)數(shù)修正系數(shù)
Mn-離合器傳遞的扭矩。
Mn=9550*Pn=9550*5.5800=65.66 N.m
KZZ=12MnK103πf[p]（D23-D13)KvKm=12*65.66 *1.4*1033.14*0.28*1*1183-883*0.8*1=1.63
查表10.9取Z=3
（5）計(jì)算主動(dòng)片數(shù)i1和被動(dòng)片數(shù)i2
i1=Z2+1=32+1=2.5，取3
i2=Z2=32=1.5，取2
總片數(shù)i=i1+i2=3+2=5
（6）計(jì)算軸向壓力
Q=π4(D22-D12)[p] Kv=3.144*1182-882*1* 0.8=3881.04 N
4.5各軸軸承選擇
主軸：根據(jù)外徑D1=85，D2=65
前端選擇雙列圓柱滾子軸承NN3017K,其內(nèi)徑為85，外徑為130
后端選擇雙列圓柱滾子軸承NN3013K,其內(nèi)徑為65，外徑為100
I軸：根據(jù)計(jì)算I軸外徑為30
選擇圓錐滾子軸承30206,其內(nèi)徑為30，外徑為62
II軸：根據(jù)計(jì)算II軸外徑為35
選擇圓錐滾子軸承30206,其內(nèi)徑為30，外徑為62
III軸：根據(jù)計(jì)算III軸外徑為35
選擇圓錐滾子軸承30206,其內(nèi)徑為30，外徑為62
三、總結(jié)
金屬切削機(jī)床的課程設(shè)計(jì)任務(wù)完成了，雖然設(shè)計(jì)的過程比較繁瑣，而且剛開始還有些不知所措，但是在同學(xué)們的共同努力下，再加上老師的悉心指導(dǎo)，我終于順利地完成了這次設(shè)計(jì)任務(wù)。本次設(shè)計(jì)鞏固和深化了課堂理論教學(xué)的內(nèi)容，鍛煉和培養(yǎng)了我綜合運(yùn)用所學(xué)過的知識(shí)和理論的能力，是我獨(dú)立分析、解決問題的能力得到了強(qiáng)化.
四、參考文獻(xiàn)
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［2］濮良貴 紀(jì)名剛主編.機(jī)械設(shè)計(jì)(第七版).北京:高等教育出版社,2001年6月
[3］毛謙德 李振清主編.《袖珍機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊(cè)》第二版.機(jī)械工業(yè)出版社,2002年5月
［4］《減速器實(shí)用技術(shù)手冊(cè)》編輯委員會(huì)編.減速器實(shí)用技術(shù)手冊(cè).北京:機(jī)械工業(yè)出版社,1992年
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［7］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(jī)床設(shè)計(jì)圖冊(cè).上海:上海科學(xué)技術(shù)出版社,1979年6月
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