1寧XX 大學(xué)課 程 設(shè) 計 (論 文 )中型普通車床主軸箱設(shè)計(題目 12)所 在 學(xué) 院專 業(yè)班 級姓 名學(xué) 號指 導(dǎo) 老 師年 月 日2摘 要設(shè)計機床得主傳動變速系統(tǒng)時首先利用傳動系統(tǒng)設(shè)計方法求出理想解和多個合理解。根據(jù)數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)及主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性要求,分析了機電關(guān)聯(lián)分級調(diào)速主傳動系統(tǒng)的設(shè)計原理和方法。從主傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)網(wǎng)入手,確定最佳機床主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性匹配方案,計算和校核相關(guān)運動參數(shù)和動力參數(shù)。本說明書著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設(shè)計步驟和設(shè)計方法,根據(jù)已確定的運動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標(biāo),擬定變速系統(tǒng)的變速方案,以獲得最優(yōu)方案以及較高的設(shè)計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中,為減少齒輪數(shù)目,簡化結(jié)構(gòu),縮短軸向尺寸,用齒輪齒數(shù)的設(shè)計方法是試算,湊算法,計算麻煩且不易找出合理的設(shè)計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動特點的分析與研究,繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。關(guān)鍵詞 分級變速;傳動系統(tǒng)設(shè)計,傳動副,結(jié)構(gòu)網(wǎng),結(jié)構(gòu)式,齒輪模數(shù),傳動比4目 錄摘 要.2目 錄.4第 1 章 緒論.61.1 課程設(shè)計的目的 61.2 課程設(shè)計的內(nèi)容 .61.2.1 理論分析與設(shè)計計算 .61.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計 .61.2.3 編制技術(shù)文件 61.3 課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 6第 2 章 車床參數(shù)的擬定.82.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù) .82.2 擬定參數(shù)的步驟和方法 .82.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin .82.2.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速 82.2.3 主電機功率—— 動力參數(shù)的確定 .92.2.4 確定結(jié)構(gòu)式 92.2.5 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 92.1.5 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 102.2 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 112.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 11第 3 章 傳動件的計算.133.1 帶傳動設(shè)計 133.2 選擇帶型 .143.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 .143.4 確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 .153.5 確定帶的根數(shù) z163.6 確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 .1653.7 確定帶的張緊裝置 .163.8 計算壓軸力 .163.9 計算轉(zhuǎn)速的計算 183.10 齒輪模數(shù)計算及驗算 193.11 傳動軸最小軸徑的初定 243.12 主軸合理跨距的計算 24第 4 章 摩擦離合器的選擇和計算.25第 5 章 主要零部件的選擇.285.1 軸承的選擇 285.2 鍵的規(guī)格 295.3 變速操縱機構(gòu)的選擇 .29第 6 章 校核.296.1 剛度校核 296.2 軸承壽命校核 30結(jié) 論.32參考文獻.33致 謝.346第 1 章 緒論1.1 課程設(shè)計的目的課程設(shè)計是在學(xué)完本課程后,進行一次學(xué)習(xí)設(shè)計的綜合性練習(xí)。通過課程設(shè)計,使學(xué)生能夠運用所學(xué)過的基礎(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課和專業(yè)課的有關(guān)理論知識,及生產(chǎn)實習(xí)等實踐技能,達到鞏固、加深和拓展所學(xué)知識的目的。通過課程設(shè)計,分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構(gòu),進行選擇和改進;結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計,進行設(shè)計計算并編寫技術(shù)文件;完成系統(tǒng)主傳動設(shè)計,達到學(xué)習(xí)設(shè)計步驟和方法的目的。通過設(shè)計,掌握查閱相關(guān)工程設(shè)計手冊、設(shè)計標(biāo)準和資料的方法,達到積累設(shè)計知識和設(shè)計技巧,提高學(xué)生設(shè)計能力的目的。通過設(shè)計,使學(xué)生獲得機械系統(tǒng)基本設(shè)計技能的訓(xùn)練,提高分析和解決工程技術(shù)問題的能力,并為進行機械系統(tǒng)設(shè)計創(chuàng)造一定的條件。1.2 課程設(shè)計的內(nèi)容課程設(shè)計內(nèi)容由理論分析與設(shè)計計算、圖樣技術(shù)設(shè)計和技術(shù)文件編制三部分組成。1.2.1 理論分析與設(shè)計計算(1)機械系統(tǒng)的方案設(shè)計。設(shè)計方案的分析,最佳功能原理方案的確定。(2)根據(jù)總體設(shè)計參數(shù),進行傳動系統(tǒng)運動設(shè)計和計算。(3)根據(jù)設(shè)計方案和零部件選擇情況,進行有關(guān)動力計算和校核。1.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計(1)選擇系統(tǒng)中的主要機件。(2)工程技術(shù)圖樣的設(shè)計與繪制。1.2.3 編制技術(shù)文件(1)對于課程設(shè)計內(nèi)容進行自我經(jīng)濟技術(shù)評價。(2)編制設(shè)計計算說明書。1.3 課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求題目:中型普通車床主軸箱設(shè)計技術(shù)參數(shù):7題目 12 車床的主參數(shù)(規(guī)格尺寸)和基本參數(shù)如下:工件最大回轉(zhuǎn)直徑D (mm)max正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )mir電機功率N(kw) 公比 ?轉(zhuǎn)速級數(shù) Z320 200 5.5 1.26 88第 2 章 車床參數(shù)的擬定2.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù)車床的主參數(shù)(規(guī)格尺寸)和基本參數(shù)如下:工件最大回轉(zhuǎn)直徑D (mm)max正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )mir電機功率N(kw) 公比 ?轉(zhuǎn)速級數(shù) Z320 200 5.5 1.26 82.2 擬定參數(shù)的步驟和方法2.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮:允許的切速極限參考值如下:表 1.1加 工 條 件 Vmax(m/min) Vmin(m/min)硬質(zhì)合金刀具粗加工鑄鐵工件 30~50硬質(zhì)合金刀具半精或精加工碳鋼工件150~300螺紋加工和鉸孔 3~82.2.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速計算車床主軸極限轉(zhuǎn)速時的加工直徑,則主軸極限轉(zhuǎn)速應(yīng)為:在 中考慮車螺紋和鉸孔時,其加工的最大直徑應(yīng)根據(jù)實際加工情況選取 0.1Dmmmin左右。即 =200r/min,取in 26.1??依據(jù)題目要求選級數(shù) Z=8, =1.26=1.064考慮到設(shè)計的結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度要適中,故采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標(biāo)準的數(shù)列表中查出,按標(biāo)準轉(zhuǎn)速數(shù)列為:9200,250,315,400,500,630,800,10002.2.3 主電機功率——動力參數(shù)的確定合理地確定電機功率 N,使機床既能充分發(fā)揮其性能,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。根據(jù)題設(shè)條件電機功率為 5.5KW可選取電機為:Y132S-4 額定功率為 5.5KW,滿載轉(zhuǎn)速為 1440r/min.2.2.4 確定結(jié)構(gòu)式已知 Z= x3b2aa、b 為正整數(shù),即 Z 應(yīng)可以分解為 2 和 3 的因子,以便用 2、3 聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速。取 Z=8 級 則 Z=22 對于 Z=8 可分解為:Z=2 1×22×24。?綜合上述可得:主傳動部件的運動參數(shù) =200 Z=8 =1.26max10n?min?2.2.5 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結(jié)構(gòu)緊湊的原則,選取傳動方案 Z=21×22×24,易知第二擴大組的變速范圍 r=φ (P3-1)x=1.264=2.52〈8 滿足要求,其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖 2-1。10圖 2-1 結(jié)構(gòu)網(wǎng) Z=21×22×242.1.5 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖(1)選擇電動機:采用 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。(2)繪制轉(zhuǎn)速圖:(3)畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù),畫主傳動系統(tǒng)圖如圖 2-113:1-2 軸最小中心距:A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和:S zmin(Zmax+2+D/m)2.2 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)(1)Sz 100-120,中型機床 Sz=70-100?(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-20,m 4??圖 2-3 主傳動系統(tǒng)圖(7)齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等,據(jù)設(shè)計要求 Zmin≥18~20,齒數(shù)和Sz≤100~120,由表 4.1,根據(jù)各變速組公比,可得各傳動比和齒輪齒數(shù),各齒輪齒數(shù)如表 2-2。表 2-2 齒輪齒數(shù)基本組 第一擴大組 第二擴大組傳動比1:1 1:58 1:1.26 1:1 1.26:1 1:2代號 Z1Z 'Z 2Z 'Z3Z 'Z4Z ’ Z5 Z5’ Z6Z '齒數(shù) 48 48 37 59 36 46 41 31 50 40 30 60122.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差,一般不應(yīng)超過±10( -1)%,即?〈10( -1)%n標(biāo) 準 轉(zhuǎn) 速標(biāo) 準 轉(zhuǎn) 速實 際 轉(zhuǎn) 速 ?因此滿足要求。各級轉(zhuǎn)速誤差n 1000 800 630 500 400 315 250 200n` 1000 782.6 630 491.3 400 311.5 250 196.8誤差 0% 2.1% 0% 2.1% 0% 2.1% 0% 2.1%轉(zhuǎn)速誤差小于〈2.6%,因此不需要修改齒數(shù)。13第 3 章 傳動件的計算3.1 帶傳動設(shè)計輸出功率 P=5.5kW,轉(zhuǎn)速 n1=1440r/min,n2=850r/min3.1.1 計算設(shè)計功率 Pd edAdPK?表 4 工作情況系數(shù) AK原動機ⅰ類 ⅱ類一天工作時間 /h工作機 10?10~16 16?0?10~16 16?載荷平穩(wěn)液體攪拌機;離心式水泵;通風(fēng)機和鼓風(fēng)機() ;離心式壓縮機;7.5kW?輕型運輸機1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3載荷變動小帶式運輸機(運送砂石、谷物) ,通風(fēng)機( ) ;發(fā)電機;旋7.5k?轉(zhuǎn)式水泵;金屬切削機床;剪床;壓力機;印刷機;振動篩1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4載荷變動較大螺旋式運輸機;斗式上料機;往復(fù)式水泵和壓縮機;鍛錘;磨粉機;鋸木機和木工機械;紡織機械1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6載荷變動很破碎機(旋轉(zhuǎn)式、顎式等) ;球磨機;棒磨機;起重機;1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.814大 挖掘機;橡膠輥壓機根據(jù) V 帶的載荷平穩(wěn),兩班工作制(16 小時) ,查《機械設(shè)計》P 296表 4,取 KA=1.1。即 1.56.05kWdAedPK???3.2 選擇帶型普通 V 帶的帶型根據(jù)傳動的設(shè)計功率 Pd 和小帶輪的轉(zhuǎn)速 n1 按《機械設(shè)計》P297 圖13-11 選取。根據(jù)算出的 Pd=6.05kW 及小帶輪轉(zhuǎn)速 n1=1440r/min ,查圖得:d d=80~100 可知應(yīng)選取 A 型 V 帶。3.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速由《機械設(shè)計》P 298表 13-7 查得,小帶輪基準直徑為 80~100mm則取 dd1=100mm ddmin.=75 mm(d d1根據(jù) P295表 13-4 查得)表 3 V 帶帶輪最小基準直徑 mind槽型 Y Z A B C D Emind20 50 75 125 200 355 5001521 240=1.8,10.8=mddi??所 以 由《機械設(shè)計》P 295表 13-4 查“V 帶輪的基準直徑” ,得 =180mm2d① 誤差驗算傳動比: ( 為彈性滑動率)21 .04()0(12%)di?????誤 ?誤差 符合要求1.40%.5i???誤 <② 帶速 110v=7.4/66dnms??滿足 5m/s300mm,所以宜選用 E 型輪輻式帶輪。總之,小帶輪選 H 型孔板式結(jié)構(gòu),大帶輪選擇 E 型輪輻式結(jié)構(gòu)。帶輪的材料:選用灰鑄鐵,HT200。3.7 確定帶的張緊裝置選用結(jié)構(gòu)簡單,調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。3.8 計算壓軸力由《機械設(shè)計》P303 表 13-12 查得,A 型帶的初拉力 F0=119.87N,上面已得到=153.36o,z=6,則1a1a168.32sin=49.7sinN=954.27ooFz???17對帶輪的主要要求是質(zhì)量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高,以減少帶的磨損。轉(zhuǎn)速高時要進行動平衡,對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應(yīng)力要小, 帶輪由輪緣、腹板(輪輻)和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣,輪緣是帶輪的工作部分,用以安裝傳動帶,制有梯形輪槽。由于普通 V 帶兩側(cè)面間的夾角是 40°,為了適應(yīng) V 帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小,故規(guī)定普通 V 帶輪槽角 為 32°、34°、36°、38°(按帶的型號及帶輪直徑確定) ,輪槽尺寸見表 7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂,是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅(腹板) ,用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。表 普通 V 帶輪的輪槽尺寸(摘自 GB/T13575.1-92) 槽型 項目 符號 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 ± 0.3 12 ± 0.3 15 ± 0.3 19 ± 0.4 25.5 ± 0.5 37 ± 0.6 44.5 ± 0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f z —輪槽數(shù) 外徑 d a 32° ≤ 60 - - - - - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 輪 槽 36° 對應(yīng)的基準直60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 1838° 徑 d d - > 80 > 118 > 190 > 315 > 475 > 600 角 極限偏差 ± 1 ± 0.5 V 帶輪按腹板(輪輻)結(jié)構(gòu)的不同分為以下幾種型式: (1) 實心帶輪:用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5 ~3)d 時),如圖 7 -6a。 (2) 腹板帶輪:用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時),如圖 7-6b。 (3) 孔板帶輪:用于尺寸較大的帶輪((dd-d)> 100 mm 時),如圖 7 -6c 。 (4) 橢圓輪輻帶輪:用于尺寸大的帶輪(dd> 500mm 時),如圖 7-6d。(a) (b) (c ) (d)圖 7-6 帶輪結(jié)構(gòu)類型根據(jù)設(shè)計結(jié)果,可以得出結(jié)論:小帶輪選擇實心帶輪,如圖(a),大帶輪選擇腹板帶輪如圖(b)3.9 計算轉(zhuǎn)速的計算(1)主軸的計算轉(zhuǎn)速n j,由公式n =n 得,主軸的計算轉(zhuǎn)速n j=294r/min,jmin)13/(??z取315 r/min。(2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 軸3=500 r/min,軸2=500r/min,軸1=800r/min。(2)確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。表 3-1 各軸計算轉(zhuǎn)速(3) 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計算轉(zhuǎn)速 r/min 800 500 50019表 3-2 齒輪副計算轉(zhuǎn)速序號 Z1Z 2Z3Z `4Z5n j800 800 500 500 5003.10 齒輪模數(shù)計算及驗算(1)模數(shù)計算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù),選取負荷最重的小齒輪,按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算,即 mj=16338 可得各組的模數(shù),如321][)(jjmnuzP???表 3-3 所示。根據(jù) 和 計算齒輪模數(shù),根據(jù)其中較大值取相近的標(biāo)準模數(shù):jmw=16338 =16338 mmj321][)(jjnuzP???????3213JmsniZKu????——齒輪的最低轉(zhuǎn)速 r/min;N——頂定的齒輪工作期限,中型機床推存: =15~20T T——轉(zhuǎn)速變化系數(shù); nk——功率利用系數(shù);N——材料強化系數(shù)。 q——(壽命系數(shù))的極值skmaxinssk,齒輪等轉(zhuǎn)動件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數(shù) m 和基準順環(huán)次數(shù) C0——工作情況系數(shù)。中等中級的主運動: 1——動載荷系數(shù);2k——齒向載荷分布系數(shù);3——齒形系數(shù); Y根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)公式為: 式中:N——計算齒輪轉(zhuǎn)動遞的額定功率 N=? dwNk——計算齒輪(小齒輪)的計算轉(zhuǎn)速 r/minjn20——齒寬系數(shù) ,m?mb/??8Z1——計算齒輪的齒數(shù),一般取轉(zhuǎn)動中最小齒輪的齒數(shù):——大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比, = ;(+)用于外嚙合, (-)號用i i12?Z于內(nèi)嚙合: 命系數(shù); sTNnqkk?::工作期限 , = ; TTmCn06= =3.49Tk接 310256?= =1.8T彎 96=0.84 =0.58 nknk接=0.90 =0.55 =0.72 彎 q接 qk彎=3.49 0.84 0.58 0.55=0.94sk接 ??=1.8 0.84 0.90 0.72=0.99 時,取 = ,當(dāng) 時,取 = ;s?minskmaxskminskmin= =0.85 =1.5; kax1=1.2 =1 =0.378 23Y許用彎曲應(yīng)力,接觸應(yīng)力,( )paM=354 =1750 ??W?pa??J?6 級材料的直齒輪材料選;20 熱處理 S-C59irTC3=16338 mmjm????213JmsniZK????根據(jù)標(biāo)準齒輪模數(shù)系數(shù)選用模數(shù)為: 基本組齒輪模數(shù)為 2.5,第一擴大組齒輪模數(shù)m=2.5,第二擴大組齒輪模數(shù) m=3; 表 3-3 模數(shù)21(2)基本組齒輪計算?;窘M齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2`齒數(shù) 48 48 37 59分度圓直徑 120 120 92.5 147.5齒頂圓直徑 125 125 97.5 152.5齒根圓直徑 113.75 113.75 86.25 141.25齒寬 20 20 20 20按基本組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr,調(diào)質(zhì)處理,硬度 241HB~286HB,平均取260HB,大齒輪用 45 鋼,調(diào)質(zhì)處理,硬度 229HB~286HB ,平均取 240HB。計算如下:① 齒面接觸疲勞強度計算:接觸應(yīng)力驗算公式為??jfsj MPauBnNKzm??????)()1(02832彎曲應(yīng)力驗算公式為:??wswPaBYnz?????)(109235式中 N----傳遞的額定功率(kW) ,這里取 N 為電動機功率,N=5kW;-----計算轉(zhuǎn)速( r/min). =500(r/min);jnjm-----初算的齒輪模數(shù)(mm), m=2.5(mm);B----齒寬(mm);B=25(mm);組號 基本組 第一擴大組 第二擴大組模數(shù) mm 2.5 2.5 322z----小齒輪齒數(shù);z=19;u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2.78;-----壽命系數(shù);sK=sTnNKq----工作期限系數(shù);TmTC016?T------齒輪工作期限,這里取 T=15000h.;-----齒輪的最低轉(zhuǎn)速(r/min), =500(r/min)1n1n----基準循環(huán)次數(shù),接觸載荷取 = ,彎曲載荷取 =0C0C70C612?m----疲勞曲線指數(shù),接觸載荷取 m=3;彎曲載荷取 m=6;----轉(zhuǎn)速變化系數(shù),查【5】2 上,取 =0.60nKnK----功率利用系數(shù),查 【5】2 上,取 =0.78N N-----材料強化系數(shù),查【5】2 上, =0.60q q-----工作狀況系數(shù),取 =1.13K3K-----動載荷系數(shù),查【5】2 上,取 =12------齒向載荷分布系數(shù),查【5】2 上, =1 1 1KY------齒形系數(shù),查 【5】2 上,Y=0.386;----許用接觸應(yīng)力( MPa),查【4】 ,表 4-7,取 =650 Mpa;??j? ??j?---許用彎曲應(yīng)力( MPa) ,查【4】 ,表 4-7,取 =275 Mpa;w w根據(jù)上述公式,可求得及查取值可求得:=635 Mpa j????j?23=78 Mpaw????w(3)第一擴大組齒輪計算。擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z3 Z3` Z4 Z4`齒數(shù) 41 41 36 46分度圓直徑 102.5 102.5 90 115齒頂圓直徑 107.5 107.5 95 120齒根圓直徑 96.25 96.25 83.75 108.75齒寬 20 20 20 20(4)第二擴大組齒輪計算。擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z5 Z5` Z6 Z6`齒數(shù) 50 40 30 60分度圓直徑 150 120 90 180齒頂圓直徑 156 126 96 186齒根圓直徑 142.5 112.5 82.5 172.5齒寬 24 24 24 24按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr,調(diào)質(zhì)處理,硬度 241HB~286HB,平均取 260HB,大齒輪用 45 鋼,調(diào)質(zhì)處理,硬度 229HB~286HB ,平均取 240HB。同理根據(jù)基本組的計算,查文獻【6】 ,可得 =0.62, =0.77, =0.60, =1.1,nKNqK3=1, =1,m=3.5, =355;2K1j可求得:24=619 Mpa j????j?=135Mpa ww3.11 傳動軸最小軸徑的初定由【5】式 6,傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計算:d=1.64 (mm)??4?Tn或 d=91 (mm)4njN式中 d---傳動軸直徑(mm)Tn---該軸傳遞的額定扭矩(N*mm) T=9550000 ;JnN?N----該軸傳遞的功率(KW)----該軸的計算轉(zhuǎn)速jn---該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角, == 。??????01各軸最小軸徑如表 3-3。表 3-3 最小軸徑3.12 主軸合理跨距的計算由于電動機功率 P=5.5kw,根據(jù)【1】表 3.20,前軸徑應(yīng)為 60~90mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的 d2=( 0.7~0.9)d 1,取 d2=60mm。根據(jù)設(shè)計方案,前軸承為NN3016K 型,后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量 a=120mm,主軸孔徑為 30mm。軸承剛度,主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩 T=9550 =9550× =424.44N.mnP5.31軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸最小軸徑 mm 35 4025設(shè)該機床為車床的最大加工直徑為 320mm。床身上最常用的最大加工直徑,即經(jīng)濟加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的 50%,這里取 55%,即 180mm,故半徑為 0.09m;切削力(沿 y 軸) Fc= =4716N09.42背向力(沿 x 軸) Fp=0.5 Fc=2358N總作用力 F= =5272.65N2pC?此力作用于工件上,主軸端受力為 F=5272.65N。先假設(shè) l/a=2,l=3a=240mm。前后支承反力 RA 和 RB 分別為RA=F× =5272.65× =7908.97Nla?2401?RB=F× =5272.65× =2636.325Nl根據(jù) 文獻【1】式 3.7 得:Kr=3.39 得前支承的剛度:K A= 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos1689.69 N/ ;K B= 785.57 N/ ; = =2.15m?m?BAK57.6主軸的當(dāng)量外徑 de=(80+60)/2=70mm,故慣性矩為I= =113.8×10-8m464)03.7.(???η= = =0.143aKEA6381.980.2??查【1】圖 3-38 得 =2.0,與原假設(shè)接近,所以最佳跨距 =120×2.0=240mml0 0l合理跨距為(0.75-1.5) ,取合理跨距 l=360mm。0l根據(jù)結(jié)構(gòu)的需要,主軸的實際跨距大于合理跨距,因此需要采取措施增加主軸的剛度,增大軸徑:前軸徑 D=100mm,后軸徑 d=80mm。前軸承采用雙列圓柱滾子軸承,后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。第 4 章 摩擦離合器的選擇和計算 片式摩擦離合器目前在機床中應(yīng)用廣泛,因為它可以在運轉(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,部分零件已經(jīng)標(biāo)準化,多用于機床主傳動。26按扭矩選擇,即: 根據(jù)成大先主編《機械設(shè)計手冊第四版第二卷》和機械設(shè)計手冊編委會主編《機械設(shè)計手冊 單行本聯(lián)軸器、離合器與制動器》表 6-3-20,①計算轉(zhuǎn)矩 ,tcT?? mNt ????86.09.604.950查《成大先主編機械設(shè)計手冊第四版第二卷》表 6-3-21 得 4.1?∴ mNc ??2.134.860②摩擦盤工作面的平均直徑 PDdDP 817)~5.()(212 ????式中 d 為軸的直徑。③摩擦盤工作面的外直徑 1mP25.08251???④摩擦盤工作面的內(nèi)直徑 DdP7.61.7.02⑤摩擦盤寬度 b m25.02.5.21 ????⑥摩擦面對數(shù) m,查《成大先主編機械設(shè)計手冊第四版第二卷》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210cmN度120℃.∴m78.610.8)75.602.1(4.33)(81 221 ????????PcDTz??圓整為 7.∴摩擦面片數(shù) z=7+1=8.⑦摩擦片脫開時所需的間隙,因為采用濕式所以 5.0~2??⑧許用傳遞轉(zhuǎn)矩 cpTcTvPcp KmD???121)(8??? mNTcp ??????? 2.1345.6318.008.7654.327因為 smnDvpm49.360814.360????,.,8.1TvKK⑨壓緊力 Q NmDTpc 2.491708.132????⑩摩擦面壓強 p p??)(421?22109.65.3. cmNcp????Tc需 傳 遞 的 轉(zhuǎn) 矩 , 136??械 設(shè) 計 手 冊 】 表工 作 儲 備 系 數(shù) , 見 【 機? ~15~m??, 干 式摩 擦 面 對 數(shù) , 通 常 濕 式外 摩 擦 盤 數(shù)1i內(nèi) 摩 擦 盤 數(shù)?2 1mizz21??摩 擦 盤 總 數(shù) , 736?計 手 冊 】 表摩 擦 因 數(shù) , 查 【 機 械 設(shè)? 1cp2?查 【 機 械 設(shè) 計 手 冊 】 表許 用 壓 強 , N21 機 械 設(shè) 計 手 冊 】 表摩 擦 片 修 正 系 數(shù) , 見 【K36?械 設(shè) 計 手 冊 】 表速 度 修 正 系 數(shù) , 見 【 機v?【 機 械 設(shè) 計 手 冊 】 表結(jié) 合 次 數(shù) 修 正 系 數(shù) , 見T根據(jù)機械設(shè)計手冊編委會主編《機械設(shè)計手冊 單行本聯(lián)軸器、離合器與制動器》表 22.7-7 選用帶滾動軸承的多片雙聯(lián)摩擦離合器,因為安裝在箱內(nèi),所以采取濕式。結(jié)構(gòu)形式見機械設(shè)計手冊編委會主編《機械設(shè)計手冊 單行本聯(lián)軸器、離合器與制動器》表 22.7-7 圖(a) 。表 4.1特征參數(shù)圖 許用轉(zhuǎn)距 重量/kg 轉(zhuǎn)動慣量/ 2mkg?接合 脫開28號 mNT? 內(nèi)部 外部 力/N 力/N圖 a 120 4.7 0.0035 0.0050 170 100表 4.2主要尺寸B圖號許用轉(zhuǎn)矩 mNT?][D maxA閉式開式c maxE F G圖 a 120 18 32 - 108 100 18 32 60 45 70表 4.3主要尺寸圖號H J 1l2L 12L3R S a 1s圖 a 85 47 51 81 152 65 64 35 - 10 20 11第 5 章 主要零部件的選擇 5.1 軸承的選擇I軸:與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸:對稱布置深溝球軸承600929III軸:后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C中間布置角接觸球軸承代號7012C5.2 鍵的規(guī)格I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格:BXL=10X56 II軸選擇花鍵規(guī)格:N d =8X36X40X7 × ×??×??III軸選擇鍵規(guī)格:BXL=14X90 5.3 變速操縱機構(gòu)的選擇選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。第 6 章 校核6.1 剛度校核(1)П 軸撓度校核單一載荷下,軸中心處的撓度采用文獻【5】中的公式計算::30??????YmZnDxNLYba ???43375.09.1L-----兩支承的跨距;D-----軸的平均直徑;X= /L; -----齒輪工作位置處距較近支承點的距離;iaiN-----軸傳遞的全功率;校核合成撓度??YYbabah ?????cos22-----輸入扭距齒輪撓度;-------輸出扭距齒輪撓度b;)(2???????---被演算軸與前后軸連心線夾角; =144°?嚙合角 =20°,齒面摩擦角 =5.72°。?代入數(shù)據(jù)計算得: =0.026; =0.084; =0.160;2ay3ay1ay=0.205; =0.088; =0.025。5b4b6b合成撓度 =0.238?cos251521aahY???查文獻【6】 ,帶齒輪軸的許用撓度 =5/10000*L??y即 =0.268。??y因合成撓度小于許用撓度,故軸的撓度滿足要求。(2)П 軸扭轉(zhuǎn)角的校核傳動軸在支承點 A,B 處的傾角 可按下式近似計算:BA?,????????radlyhA3將上式計算的結(jié)果代入得:rBA052.由文獻【6】 ,查得支承處的 =0.001???因 〈0.001,故軸的轉(zhuǎn)角也滿足要求。.??BA?1寧XX 大學(xué)課 程 設(shè) 計 (論 文 )中型普通車床主軸箱設(shè)計(題目 12)所 在 學(xué) 院專 業(yè)班 級姓 名學(xué) 號指 導(dǎo) 老 師年 月 日2摘 要設(shè)計機床得主傳動變速系統(tǒng)時首先利用傳動系統(tǒng)設(shè)計方法求出理想解和多個合理解。根據(jù)數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)及主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性要求,分析了機電關(guān)聯(lián)分級調(diào)速主傳動系統(tǒng)的設(shè)計原理和方法。從主傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)網(wǎng)入手,確定最佳機床主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性匹配方案,計算和校核相關(guān)運動參數(shù)和動力參數(shù)。本說明書著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設(shè)計步驟和設(shè)計方法,根據(jù)已確定的運動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標(biāo),擬定變速系統(tǒng)的變速方案,以獲得最優(yōu)方案以及較高的設(shè)計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中,為減少齒輪數(shù)目,簡化結(jié)構(gòu),縮短軸向尺寸,用齒輪齒數(shù)的設(shè)計方法是試算,湊算法,計算麻煩且不易找出合理的設(shè)計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動特點的分析與研究,繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。關(guān)鍵詞 分級變速;傳動系統(tǒng)設(shè)計,傳動副,結(jié)構(gòu)網(wǎng),結(jié)構(gòu)式,齒輪模數(shù),傳動比4目 錄摘 要.2目 錄.4第 1 章 緒論.61.1 課程設(shè)計的目的 61.2 課程設(shè)計的內(nèi)容 .61.2.1 理論分析與設(shè)計計算 .61.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計 .61.2.3 編制技術(shù)文件 61.3 課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 6第 2 章 車床參數(shù)的擬定.82.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù) .82.2 擬定參數(shù)的步驟和方法 .82.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin .82.2.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速 82.2.3 主電機功率—— 動力參數(shù)的確定 .92.2.4 確定結(jié)構(gòu)式 92.2.5 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 92.1.5 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 102.2 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 112.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 11第 3 章 傳動件的計算.133.1 帶傳動設(shè)計 133.2 選擇帶型 .143.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 .143.4 確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 .153.5 確定帶的根數(shù) z163.6 確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 .1653.7 確定帶的張緊裝置 .163.8 計算壓軸力 .163.9 計算轉(zhuǎn)速的計算 183.10 齒輪模數(shù)計算及驗算 193.11 傳動軸最小軸徑的初定 243.12 主軸合理跨距的計算 24第 4 章 摩擦離合器的選擇和計算.25第 5 章 主要零部件的選擇.285.1 軸承的選擇 285.2 鍵的規(guī)格 295.3 變速操縱機構(gòu)的選擇 .29第 6 章 校核.296.1 剛度校核 296.2 軸承壽命校核 30結(jié) 論.32參考文獻.33致 謝.346第 1 章 緒論1.1 課程設(shè)計的目的課程設(shè)計是在學(xué)完本課程后,進行一次學(xué)習(xí)設(shè)計的綜合性練習(xí)。通過課程設(shè)計,使學(xué)生能夠運用所學(xué)過的基礎(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課和專業(yè)課的有關(guān)理論知識,及生產(chǎn)實習(xí)等實踐技能,達到鞏固、加深和拓展所學(xué)知識的目的。通過課程設(shè)計,分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構(gòu),進行選擇和改進;結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計,進行設(shè)計計算并編寫技術(shù)文件;完成系統(tǒng)主傳動設(shè)計,達到學(xué)習(xí)設(shè)計步驟和方法的目的。通過設(shè)計,掌握查閱相關(guān)工程設(shè)計手冊、設(shè)計標(biāo)準和資料的方法,達到積累設(shè)計知識和設(shè)計技巧,提高學(xué)生設(shè)計能力的目的。通過設(shè)計,使學(xué)生獲得機械系統(tǒng)基本設(shè)計技能的訓(xùn)練,提高分析和解決工程技術(shù)問題的能力,并為進行機械系統(tǒng)設(shè)計創(chuàng)造一定的條件。1.2 課程設(shè)計的內(nèi)容課程設(shè)計內(nèi)容由理論分析與設(shè)計計算、圖樣技術(shù)設(shè)計和技術(shù)文件編制三部分組成。1.2.1 理論分析與設(shè)計計算(1)機械系統(tǒng)的方案設(shè)計。設(shè)計方案的分析,最佳功能原理方案的確定。(2)根據(jù)總體設(shè)計參數(shù),進行傳動系統(tǒng)運動設(shè)計和計算。(3)根據(jù)設(shè)計方案和零部件選擇情況,進行有關(guān)動力計算和校核。1.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計(1)選擇系統(tǒng)中的主要機件。(2)工程技術(shù)圖樣的設(shè)計與繪制。1.2.3 編制技術(shù)文件(1)對于課程設(shè)計內(nèi)容進行自我經(jīng)濟技術(shù)評價。(2)編制設(shè)計計算說明書。1.3 課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求題目:中型普通車床主軸箱設(shè)計技術(shù)參數(shù):7題目 12 車床的主參數(shù)(規(guī)格尺寸)和基本參數(shù)如下:工件最大回轉(zhuǎn)直徑D (mm)max正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )mir電機功率N(kw) 公比 ?轉(zhuǎn)速級數(shù) Z320 200 5.5 1.26 88第 2 章 車床參數(shù)的擬定2.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù)車床的主參數(shù)(規(guī)格尺寸)和基本參數(shù)如下:工件最大回轉(zhuǎn)直徑D (mm)max正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )mir電機功率N(kw) 公比 ?轉(zhuǎn)速級數(shù) Z320 200 5.5 1.26 82.2 擬定參數(shù)的步驟和方法2.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮:允許的切速極限參考值如下:表 1.1加 工 條 件 Vmax(m/min) Vmin(m/min)硬質(zhì)合金刀具粗加工鑄鐵工件 30~50硬質(zhì)合金刀具半精或精加工碳鋼工件150~300螺紋加工和鉸孔 3~82.2.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速計算車床主軸極限轉(zhuǎn)速時的加工直徑,則主軸極限轉(zhuǎn)速應(yīng)為:在 中考慮車螺紋和鉸孔時,其加工的最大直徑應(yīng)根據(jù)實際加工情況選取 0.1Dmmmin左右。即 =200r/min,取in 26.1??依據(jù)題目要求選級數(shù) Z=8, =1.26=1.064考慮到設(shè)計的結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度要適中,故采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標(biāo)準的數(shù)列表中查出,按標(biāo)準轉(zhuǎn)速數(shù)列為:9200,250,315,400,500,630,800,10002.2.3 主電機功率——動力參數(shù)的確定合理地確定電機功率 N,使機床既能充分發(fā)揮其性能,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。根據(jù)題設(shè)條件電機功率為 5.5KW可選取電機為:Y132S-4 額定功率為 5.5KW,滿載轉(zhuǎn)速為 1440r/min.2.2.4 確定結(jié)構(gòu)式已知 Z= x3b2aa、b 為正整數(shù),即 Z 應(yīng)可以分解為 2 和 3 的因子,以便用 2、3 聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速。取 Z=8 級 則 Z=22 對于 Z=8 可分解為:Z=2 1×22×24。?綜合上述可得:主傳動部件的運動參數(shù) =200 Z=8 =1.26max10n?min?2.2.5 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結(jié)構(gòu)緊湊的原則,選取傳動方案 Z=21×22×24,易知第二擴大組的變速范圍 r=φ (P3-1)x=1.264=2.52〈8 滿足要求,其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖 2-1。10圖 2-1 結(jié)構(gòu)網(wǎng) Z=21×22×242.1.5 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖(1)選擇電動機:采用 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。(2)繪制轉(zhuǎn)速圖:(3)畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù),畫主傳動系統(tǒng)圖如圖 2-113:1-2 軸最小中心距:A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和:S zmin(Zmax+2+D/m)2.2 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)(1)Sz 100-120,中型機床 Sz=70-100?(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-20,m 4??圖 2-3 主傳動系統(tǒng)圖(7)齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等,據(jù)設(shè)計要求 Zmin≥18~20,齒數(shù)和Sz≤100~120,由表 4.1,根據(jù)各變速組公比,可得各傳動比和齒輪齒數(shù),各齒輪齒數(shù)如表 2-2。表 2-2 齒輪齒數(shù)基本組 第一擴大組 第二擴大組傳動比1:1 1:58 1:1.26 1:1 1.26:1 1:2代號 Z1Z 'Z 2Z 'Z3Z 'Z4Z ’ Z5 Z5’ Z6Z '齒數(shù) 48 48 37 59 36 46 41 31 50 40 30 60122.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差,一般不應(yīng)超過±10( -1)%,即?〈10( -1)%n標(biāo) 準 轉(zhuǎn) 速標(biāo) 準 轉(zhuǎn) 速實 際 轉(zhuǎn) 速 ?因此滿足要求。各級轉(zhuǎn)速誤差n 1000 800 630 500 400 315 250 200n` 1000 782.6 630 491.3 400 311.5 250 196.8誤差 0% 2.1% 0% 2.1% 0% 2.1% 0% 2.1%轉(zhuǎn)速誤差小于〈2.6%,因此不需要修改齒數(shù)。13第 3 章 傳動件的計算3.1 帶傳動設(shè)計輸出功率 P=5.5kW,轉(zhuǎn)速 n1=1440r/min,n2=850r/min3.1.1 計算設(shè)計功率 Pd edAdPK?表 4 工作情況系數(shù) AK原動機ⅰ類 ⅱ類一天工作時間 /h工作機 10?10~16 16?0?10~16 16?載荷平穩(wěn)液體攪拌機;離心式水泵;通風(fēng)機和鼓風(fēng)機() ;離心式壓縮機;7.5kW?輕型運輸機1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3載荷變動小帶式運輸機(運送砂石、谷物) ,通風(fēng)機( ) ;發(fā)電機;旋7.5k?轉(zhuǎn)式水泵;金屬切削機床;剪床;壓力機;印刷機;振動篩1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4載荷變動較大螺旋式運輸機;斗式上料機;往復(fù)式水泵和壓縮機;鍛錘;磨粉機;鋸木機和木工機械;紡織機械1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6載荷變動很破碎機(旋轉(zhuǎn)式、顎式等) ;球磨機;棒磨機;起重機;1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.814大 挖掘機;橡膠輥壓機根據(jù) V 帶的載荷平穩(wěn),兩班工作制(16 小時) ,查《機械設(shè)計》P 296表 4,取 KA=1.1。即 1.56.05kWdAedPK???3.2 選擇帶型普通 V 帶的帶型根據(jù)傳動的設(shè)計功率 Pd 和小帶輪的轉(zhuǎn)速 n1 按《機械設(shè)計》P297 圖13-11 選取。根據(jù)算出的 Pd=6.05kW 及小帶輪轉(zhuǎn)速 n1=1440r/min ,查圖得:d d=80~100 可知應(yīng)選取 A 型 V 帶。3.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速由《機械設(shè)計》P 298表 13-7 查得,小帶輪基準直徑為 80~100mm則取 dd1=100mm ddmin.=75 mm(d d1根據(jù) P295表 13-4 查得)表 3 V 帶帶輪最小基準直徑 mind槽型 Y Z A B C D Emind20 50 75 125 200 355 5001521 240=1.8,10.8=mddi??所 以 由《機械設(shè)計》P 295表 13-4 查“V 帶輪的基準直徑” ,得 =180mm2d① 誤差驗算傳動比: ( 為彈性滑動率)21 .04()0(12%)di?????誤 ?誤差 符合要求1.40%.5i???誤 <② 帶速 110v=7.4/66dnms??滿足 5m/s300mm,所以宜選用 E 型輪輻式帶輪??傊?,小帶輪選 H 型孔板式結(jié)構(gòu),大帶輪選擇 E 型輪輻式結(jié)構(gòu)。帶輪的材料:選用灰鑄鐵,HT200。3.7 確定帶的張緊裝置選用結(jié)構(gòu)簡單,調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。3.8 計算壓軸力由《機械設(shè)計》P303 表 13-12 查得,A 型帶的初拉力 F0=119.87N,上面已得到=153.36o,z=6,則1a1a168.32sin=49.7sinN=954.27ooFz???17對帶輪的主要要求是質(zhì)量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高,以減少帶的磨損。轉(zhuǎn)速高時要進行動平衡,對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應(yīng)力要小, 帶輪由輪緣、腹板(輪輻)和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣,輪緣是帶輪的工作部分,用以安裝傳動帶,制有梯形輪槽。由于普通 V 帶兩側(cè)面間的夾角是 40°,為了適應(yīng) V 帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小,故規(guī)定普通 V 帶輪槽角 為 32°、34°、36°、38°(按帶的型號及帶輪直徑確定) ,輪槽尺寸見表 7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂,是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅(腹板) ,用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。表 普通 V 帶輪的輪槽尺寸(摘自 GB/T13575.1-92) 槽型 項目 符號 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 ± 0.3 12 ± 0.3 15 ± 0.3 19 ± 0.4 25.5 ± 0.5 37 ± 0.6 44.5 ± 0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f z —輪槽數(shù) 外徑 d a 32° ≤ 60 - - - - - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 輪 槽 36° 對應(yīng)的基準直60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 1838° 徑 d d - > 80 > 118 > 190 > 315 > 475 > 600 角 極限偏差 ± 1 ± 0.5 V 帶輪按腹板(輪輻)結(jié)構(gòu)的不同分為以下幾種型式: (1) 實心帶輪:用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5 ~3)d 時),如圖 7 -6a。 (2) 腹板帶輪:用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時),如圖 7-6b。 (3) 孔板帶輪:用于尺寸較大的帶輪((dd-d)> 100 mm 時),如圖 7 -6c 。 (4) 橢圓輪輻帶輪:用于尺寸大的帶輪(dd> 500mm 時),如圖 7-6d。(a) (b) (c ) (d)圖 7-6 帶輪結(jié)構(gòu)類型根據(jù)設(shè)計結(jié)果,可以得出結(jié)論:小帶輪選擇實心帶輪,如圖(a),大帶輪選擇腹板帶輪如圖(b)3.9 計算轉(zhuǎn)速的計算(1)主軸的計算轉(zhuǎn)速n j,由公式n =n 得,主軸的計算轉(zhuǎn)速n j=294r/min,jmin)13/(??z取315 r/min。(2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 軸3=500 r/min,軸2=500r/min,軸1=800r/min。(2)確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。表 3-1 各軸計算轉(zhuǎn)速(3) 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計算轉(zhuǎn)速 r/min 800 500 50019表 3-2 齒輪副計算轉(zhuǎn)速序號 Z1Z 2Z3Z `4Z5n j800 800 500 500 5003.10 齒輪模數(shù)計算及驗算(1)模數(shù)計算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù),選取負荷最重的小齒輪,按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算,即 mj=16338 可得各組的模數(shù),如321][)(jjmnuzP???表 3-3 所示。根據(jù) 和 計算齒輪模數(shù),根據(jù)其中較大值取相近的標(biāo)準模數(shù):jmw=16338 =16338 mmj321][)(jjnuzP???????3213JmsniZKu????——齒輪的最低轉(zhuǎn)速 r/min;N——頂定的齒輪工作期限,中型機床推存: =15~20T T——轉(zhuǎn)速變化系數(shù); nk——功率利用系數(shù);N——材料強化系數(shù)。 q——(壽命系數(shù))的極值skmaxinssk,齒輪等轉(zhuǎn)動件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數(shù) m 和基準順環(huán)次數(shù) C0——工作情況系數(shù)。中等中級的主運動: 1——動載荷系數(shù);2k——齒向載荷分布系數(shù);3——齒形系數(shù); Y根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)公式為: 式中:N——計算齒輪轉(zhuǎn)動遞的額定功率 N=? dwNk——計算齒輪(小齒輪)的計算轉(zhuǎn)速 r/minjn20——齒寬系數(shù) ,m?mb/??8Z1——計算齒輪的齒數(shù),一般取轉(zhuǎn)動中最小齒輪的齒數(shù):——大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比, = ;(+)用于外嚙合, (-)號用i i12?Z于內(nèi)嚙合: 命系數(shù); sTNnqkk?::工作期限 , = ; TTmCn06= =3.49Tk接 310256?= =1.8T彎 96=0.84 =0.58 nknk接=0.90 =0.55 =0.72 彎 q接 qk彎=3.49 0.84 0.58 0.55=0.94sk接 ??=1.8 0.84 0.90 0.72=0.99 時,取 = ,當(dāng) 時,取 = ;s?minskmaxskminskmin= =0.85 =1.5; kax1=1.2 =1 =0.378 23Y許用彎曲應(yīng)力,接觸應(yīng)力,( )paM=354 =1750 ??W?pa??J?6 級材料的直齒輪材料選;20 熱處理 S-C59irTC3=16338 mmjm????213JmsniZK????根據(jù)標(biāo)準齒輪模數(shù)系數(shù)選用模數(shù)為: 基本組齒輪模數(shù)為 2.5,第一擴大組齒輪模數(shù)m=2.5,第二擴大組齒輪模數(shù) m=3; 表 3-3 模數(shù)21(2)基本組齒輪計算。基本組齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2`齒數(shù) 48 48 37 59分度圓直徑 120 120 92.5 147.5齒頂圓直徑 125 125 97.5 152.5齒根圓直徑 113.75 113.75 86.25 141.25齒寬 20 20 20 20按基本組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr,調(diào)質(zhì)處理,硬度 241HB~286HB,平均取260HB,大齒輪用 45 鋼,調(diào)質(zhì)處理,硬度 229HB~286HB ,平均取 240HB。計算如下:① 齒面接觸疲勞強度計算:接觸應(yīng)力驗算公式為??jfsj MPauBnNKzm??????)()1(02832彎曲應(yīng)力驗算公式為:??wswPaBYnz?????)(109235式中 N----傳遞的額定功率(kW) ,這里取 N 為電動機功率,N=5kW;-----計算轉(zhuǎn)速( r/min). =500(r/min);jnjm-----初算的齒輪模數(shù)(mm), m=2.5(mm);B----齒寬(mm);B=25(mm);組號 基本組 第一擴大組 第二擴大組模數(shù) mm 2.5 2.5 322z----小齒輪齒數(shù);z=19;u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2.78;-----壽命系數(shù);sK=sTnNKq----工作期限系數(shù);TmTC016?T------齒輪工作期限,這里取 T=15000h.;-----齒輪的最低轉(zhuǎn)速(r/min), =500(r/min)1n1n----基準循環(huán)次數(shù),接觸載荷取 = ,彎曲載荷取 =0C0C70C612?m----疲勞曲線指數(shù),接觸載荷取 m=3;彎曲載荷取 m=6;----轉(zhuǎn)速變化系數(shù),查【5】2 上,取 =0.60nKnK----功率利用系數(shù),查 【5】2 上,取 =0.78N N-----材料強化系數(shù),查【5】2 上, =0.60q q-----工作狀況系數(shù),取 =1.13K3K-----動載荷系數(shù),查【5】2 上,取 =12------齒向載荷分布系數(shù),查【5】2 上, =1 1 1KY------齒形系數(shù),查 【5】2 上,Y=0.386;----許用接觸應(yīng)力( MPa),查【4】 ,表 4-7,取 =650 Mpa;??j? ??j?---許用彎曲應(yīng)力( MPa) ,查【4】 ,表 4-7,取 =275 Mpa;w w根據(jù)上述公式,可求得及查取值可求得:=635 Mpa j????j?23=78 Mpaw????w(3)第一擴大組齒輪計算。擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z3 Z3` Z4 Z4`齒數(shù) 41 41 36 46分度圓直徑 102.5 102.5 90 115齒頂圓直徑 107.5 107.5 95 120齒根圓直徑 96.25 96.25 83.75 108.75齒寬 20 20 20 20(4)第二擴大組齒輪計算。擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z5 Z5` Z6 Z6`齒數(shù) 50 40 30 60分度圓直徑 150 120 90 180齒頂圓直徑 156 126 96 186齒根圓直徑 142.5 112.5 82.5 172.5齒寬 24 24 24 24按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr,調(diào)質(zhì)處理,硬度 241HB~286HB,平均取 260HB,大齒輪用 45 鋼,調(diào)質(zhì)處理,硬度 229HB~286HB ,平均取 240HB。同理根據(jù)基本組的計算,查文獻【6】 ,可得 =0.62, =0.77, =0.60, =1.1,nKNqK3=1, =1,m=3.5, =355;2K1j可求得:24=619 Mpa j????j?=135Mpa ww3.11 傳動軸最小軸徑的初定由【5】式 6,傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計算:d=1.64 (mm)??4?Tn或 d=91 (mm)4njN式中 d---傳動軸直徑(mm)Tn---該軸傳遞的額定扭矩(N*mm) T=9550000 ;JnN?N----該軸傳遞的功率(KW)----該軸的計算轉(zhuǎn)速jn---該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角, == 。??????01各軸最小軸徑如表 3-3。表 3-3 最小軸徑3.12 主軸合理跨距的計算由于電動機功率 P=5.5kw,根據(jù)【1】表 3.20,前軸徑應(yīng)為 60~90mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的 d2=( 0.7~0.9)d 1,取 d2=60mm。根據(jù)設(shè)計方案,前軸承為NN3016K 型,后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量 a=120mm,主軸孔徑為 30mm。軸承剛度,主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩 T=9550 =9550× =424.44N.mnP5.31軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸最小軸徑 mm 35 4025設(shè)該機床為車床的最大加工直徑為 320mm。床身上最常用的最大加工直徑,即經(jīng)濟加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的 50%,這里取 55%,即 180mm,故半徑為 0.09m;切削力(沿 y 軸) Fc= =4716N09.42背向力(沿 x 軸) Fp=0.5 Fc=2358N總作用力 F= =5272.65N2pC?此力作用于工件上,主軸端受力為 F=5272.65N。先假設(shè) l/a=2,l=3a=240mm。前后支承反力 RA 和 RB 分別為RA=F× =5272.65× =7908.97Nla?2401?RB=F× =5272.65× =2636.325Nl根據(jù) 文獻【1】式 3.7 得:Kr=3.39 得前支承的剛度:K A= 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos1689.69 N/ ;K B= 785.57 N/ ; = =2.15m?m?BAK57.6主軸的當(dāng)量外徑 de=(80+60)/2=70mm,故慣性矩為I= =113.8×10-8m464)03.7.(???η= = =0.143aKEA6381.980.2??查【1】圖 3-38 得 =2.0,與原假設(shè)接近,所以最佳跨距 =120×2.0=240mml0 0l合理跨距為(0.75-1.5) ,取合理跨距 l=360mm。0l根據(jù)結(jié)構(gòu)的需要,主軸的實際跨距大于合理跨距,因此需要采取措施增加主軸的剛度,增大軸徑:前軸徑 D=100mm,后軸徑 d=80mm。前軸承采用雙列圓柱滾子軸承,后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。第 4 章 摩擦離合器的選擇和計算 片式摩擦離合器目前在機床中應(yīng)用廣泛,因為它可以在運轉(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,部分零件已經(jīng)標(biāo)準化,多用于機床主傳動。26按扭矩選擇,即: 根據(jù)成大先主編《機械設(shè)計手冊第四版第二卷》和機械設(shè)計手冊編委會主編《機械設(shè)計手冊 單行本聯(lián)軸器、離合器與制動器》表 6-3-20,①計算轉(zhuǎn)矩 ,tcT?? mNt ????86.09.604.950查《成大先主編機械設(shè)計手冊第四版第二卷》表 6-3-21 得 4.1?∴ mNc ??2.134.860②摩擦盤工作面的平均直徑 PDdDP 817)~5.()(212 ????式中 d 為軸的直徑。③摩擦盤工作面的外直徑 1mP25.08251???④摩擦盤工作面的內(nèi)直徑 DdP7.61.7.02⑤摩擦盤寬度 b m25.02.5.21 ????⑥摩擦面對數(shù) m,查《成大先主編機械設(shè)計手冊第四版第二卷》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210cmN度120℃.∴m78.610.8)75.602.1(4.33)(81 221 ????????PcDTz??圓整為 7.∴摩擦面片數(shù) z=7+1=8.⑦摩擦片脫開時所需的間隙,因為采用濕式所以 5.0~2??⑧許用傳遞轉(zhuǎn)矩 cpTcTvPcp KmD???121)(8??? mNTcp ??????? 2.1345.6318.008.7654.327因為 smnDvpm49.360814.360????,.,8.1TvKK⑨壓緊力 Q NmDTpc 2.491708.132????⑩摩擦面壓強 p p??)(421?22109.65.3. cmNcp????Tc需 傳 遞 的 轉(zhuǎn) 矩 , 136??械 設(shè) 計 手 冊 】 表工 作 儲 備 系 數(shù) , 見 【 機? ~15~m??, 干 式摩 擦 面 對 數(shù) , 通 常 濕 式外 摩 擦 盤 數(shù)1i內(nèi) 摩 擦 盤 數(shù)?2 1mizz21??摩 擦 盤 總 數(shù) , 736?計 手 冊 】 表摩 擦 因 數(shù) , 查 【 機 械 設(shè)? 1cp2?查 【 機 械 設(shè) 計 手 冊 】 表許 用 壓 強 , N21 機 械 設(shè) 計 手 冊 】 表摩 擦 片 修 正 系 數(shù) , 見 【K36?械 設(shè) 計 手 冊 】 表速 度 修 正 系 數(shù) , 見 【 機v?【 機 械 設(shè) 計 手 冊 】 表結(jié) 合 次 數(shù) 修 正 系 數(shù) , 見T根據(jù)機械設(shè)計手冊編委會主編《機械設(shè)計手冊 單行本聯(lián)軸器、離合器與制動器》表 22.7-7 選用帶滾動軸承的多片雙聯(lián)摩擦離合器,因為安裝在箱內(nèi),所以采取濕式。結(jié)構(gòu)形式見機械設(shè)計手冊編委會主編《機械設(shè)計手冊 單行本聯(lián)軸器、離合器與制動器》表 22.7-7 圖(a) 。表 4.1特征參數(shù)圖 許用轉(zhuǎn)距 重量/kg 轉(zhuǎn)動慣量/ 2mkg?接合 脫開28號 mNT? 內(nèi)部 外部 力/N 力/N圖 a 120 4.7 0.0035 0.0050 170 100表 4.2主要尺寸B圖號許用轉(zhuǎn)矩 mNT?][D maxA閉式開式c maxE F G圖 a 120 18 32 - 108 100 18 32 60 45 70表 4.3主要尺寸圖號H J 1l2L 12L3R S a 1s圖 a 85 47 51 81 152 65 64 35 - 10 20 11第 5 章 主要零部件的選擇 5.1 軸承的選擇I軸:與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸:對稱布置深溝球軸承600929III軸:后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C中間布置角接觸球軸承代號7012C5.2 鍵的規(guī)格I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格:BXL=10X56 II軸選擇花鍵規(guī)格:N d =8X36X40X7 × ×??×??III軸選擇鍵規(guī)格:BXL=14X90 5.3 變速操縱機構(gòu)的選擇選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。第 6 章 校核6.1 剛度校核(1)П 軸撓度校核單一載荷下,軸中心處的撓度采用文獻【5】中的公式計算::30??????YmZnDxNLYba ???43375.09.1L-----兩支承的跨距;D-----軸的平均直徑;X= /L; -----齒輪工作位置處距較近支承點的距離;iaiN-----軸傳遞的全功率;校核合成撓度??YYbabah ?????cos22-----輸入扭距齒輪撓度;-------輸出扭距齒輪撓度b;)(2???????---被演算軸與前后軸連心線夾角; =144°?嚙合角 =20°,齒面摩擦角 =5.72°。?代入數(shù)據(jù)計算得: =0.026; =0.084; =0.160;2ay3ay1ay=0.205; =0.088; =0.025。5b4b6b合成撓度 =0.238?cos251521aahY???查文獻【6】 ,帶齒輪軸的許用撓度 =5/10000*L??y即 =0.268。??y因合成撓度小于許用撓度,故軸的撓度滿足要求。(2)П 軸扭轉(zhuǎn)角的校核傳動軸在支承點 A,B 處的傾角 可按下式近似計算:BA?,????????radlyhA3將上式計算的結(jié)果代入得:rBA052.由文獻【6】 ,查得支承處的 =0.001???因 〈0.001,故軸的轉(zhuǎn)角也滿足要求。.??BA?