1課程設(shè)計主軸箱部件院 系：機(jī)械工程學(xué)院專 業(yè)：機(jī)械設(shè)計制造及其自動化專業(yè)班 級：學(xué) 號：姓 名：指導(dǎo)老師： 日 期： 2目 錄目 錄 .3第 1 章 機(jī)床用途、性能及結(jié)構(gòu)簡單說明 .1第 2 章 設(shè)計部分的基本技術(shù)特性和結(jié)構(gòu)分析 .22.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù) .22.2 確定傳動公比 2?2.3 擬定參數(shù)的步驟和方法 .32.3.1 極限切削速度 Vmax、Vmin .32.3.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速 .3第 3 章 運(yùn)動設(shè)計 .53.1 主電機(jī)功率—— 動力參數(shù)的確定 53.2 確定結(jié)構(gòu)式 .53.3 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 63.4 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 63.5 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 83.6 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 9第 4 章 設(shè)計部分的動力計算 .94.1 帶傳動設(shè)計 94.1.1 計算設(shè)計功率 Pd 94.1.2 選擇帶型 104.1.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速 114.1.4 確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長度并驗(yàn)算小輪包角 114.1.5 確定帶的根數(shù) z.124.1.6 確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 124.1.7 確定帶的張緊裝置 134.1.8 計算壓軸力 134.2 計算轉(zhuǎn)速的計算 144.3 齒輪模數(shù)計算及驗(yàn)算 1534.4 傳動軸最小軸徑的初定 204.5 主軸合理跨距的計算 21第 5 章 摩擦離合器(多片式)的計算 23第 6 章 主要零部件的選擇 .256.1 電動機(jī)的選擇 .256.2 軸承的選擇 256.3 變速操縱機(jī)構(gòu)的選擇 .256.4 軸的校核 256.5 軸承壽命校核 286.6 鍵的選用及校核： 296.7 軸承端蓋設(shè)計 .29第 7 章 箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計 .31第 8 章 潤滑與密封 .32第 9 章 主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明 .339.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案 339.2 展開圖及其布置 33結(jié)束語 .35參考文獻(xiàn) .360第 1 章 機(jī)床用途、性能及結(jié)構(gòu)簡單說明機(jī)床技術(shù)參數(shù)有主參數(shù)和基本參數(shù)，他們是運(yùn)動傳動和結(jié)構(gòu)設(shè)計的依據(jù)，影響到機(jī)床是否滿足所需要的基本功能要求，參數(shù)擬定就是機(jī)床性能設(shè)計。主參數(shù)是直接反映機(jī)床的加工能力、決定和影響其他基本參數(shù)的依據(jù)，如車床的最大加工直徑，一般在設(shè)計題目中給定，基本參數(shù)是一些加工件尺寸、機(jī)床結(jié)構(gòu)、運(yùn)動和動力特性有關(guān)的參數(shù)，可歸納為尺寸參數(shù)、運(yùn)動參數(shù)和動力參數(shù)。通用車床工藝范圍廣，所加工的工件形狀、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬質(zhì)合金刀具又用高速鋼刀具。因此，必須對所設(shè)計的機(jī)床工藝范圍和使用情況做全面的調(diào)研和統(tǒng)計，依據(jù)某些典型工藝和加工對象，兼顧其他的可能工藝加工的要求，擬定機(jī)床技術(shù)參數(shù)，擬定參數(shù)時，要考慮機(jī)床發(fā)展趨勢和同國內(nèi)外同類機(jī)床的對比，使擬定的參數(shù)最大限度地適應(yīng)各種不同的工藝要求和達(dá)到機(jī)床加工能力下經(jīng)濟(jì)合理。機(jī)床主傳動系因機(jī)床的類型、性能、規(guī)格和尺寸等因素的不同，應(yīng)滿足的要求也不一樣。設(shè)計機(jī)床主傳動系時最基本的原則就是以最經(jīng)濟(jì)、合理的方式滿足既定的要求。在設(shè)計時應(yīng)結(jié)合具體機(jī)床進(jìn)行具體分析，一般應(yīng)滿足的基本要求有：滿足機(jī)床使用性能要求。首先應(yīng)滿足機(jī)床的運(yùn)動特性，如機(jī)床主軸油足夠的轉(zhuǎn)速范圍和轉(zhuǎn)速級數(shù)；滿足機(jī)床傳遞動力的要求。主電動機(jī)和傳動機(jī)構(gòu)能提供足夠的功率和轉(zhuǎn)矩，具有較高的傳動效率；滿足機(jī)床工作性能要求。主傳動中所有零部件有足夠的剛度、精度和抗震性，熱變形特性穩(wěn)定；滿足產(chǎn)品的經(jīng)濟(jì)性要求。傳動鏈盡可能簡短，零件數(shù)目要少，以便節(jié)約材料，降低成本。第 2 章 設(shè)計部分的基本技術(shù)特性和結(jié)構(gòu)分析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)如下原始數(shù)據(jù)：主要技術(shù)參數(shù) 主電動機(jī)功率 P/kw 5.5 主電動機(jī)轉(zhuǎn)速 1440 最小轉(zhuǎn)速 25 公比 1.41 級數(shù) z=12 2.2 確定傳動公比 ?根據(jù)【1】 公式（3-2）因?yàn)橐阎?， ， =1.4178Pmaxin120R?????zn?∴Z= +1=12lgnR根據(jù)【1】 表 3-5 標(biāo)準(zhǔn)公比 。這里我們?nèi)?biāo)準(zhǔn)公比系列 =1.417?因?yàn)?=1.41=1.06 ，根據(jù)【1】 表 3-6 標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列。首先找到最小極限轉(zhuǎn)速?67P50，再每跳過 5 個數(shù)（1.26～1.06 ）取一個轉(zhuǎn)速，即可得到公比為 1.41 的數(shù)列：625,35.5,50，71，100，140，200，200，400，560，800，112022.3 擬定參數(shù)的步驟和方法2.3.1 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 2.1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 3～82.3.2 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)為結(jié)合題目條件，取標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列數(shù)值，取 41.??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(kuò)大傳動。各級轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標(biāo)準(zhǔn)的數(shù)列表中查出，按標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速數(shù)列為：25,35.5,50，71，100，140，200，200，400，560，800，112034第 3 章 運(yùn)動設(shè)計3.1 主電機(jī)功率——動力參數(shù)的確定合理地確定電機(jī)功率 N，使機(jī)床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機(jī)經(jīng)常輕載而降低功率因素。在這里就近選擇一個 5.5KW 的電機(jī)，可選取電機(jī)為：Y132S-4 額定功率為5.5KW，滿載轉(zhuǎn)速為 1440r/min.3.2 確定結(jié)構(gòu)式可以按照 Z=12 進(jìn)行分配已知 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(shí)現(xiàn)變速。確定變速組傳動副數(shù)目實(shí)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組合：a）12=3 b） 12=4 3 4??c）12=3 d）12=22212=2 3在上述的方案中 1 和 2 有時可以省掉一根軸。缺點(diǎn)是有一個傳動組內(nèi)有四個傳動副。如果用一個四聯(lián)滑移齒輪的話則會增加軸向尺寸；如果用兩個滑移雙聯(lián)齒輪，則操縱機(jī)構(gòu)必須互梭以防止兩個滑移齒輪同時嚙合。所以一般少用。3，4，5 方案可根據(jù)下面原則比較：從電動機(jī)到主軸，一般為降速傳動。接近電動機(jī)處的零件，轉(zhuǎn)速較高從而轉(zhuǎn)矩較小，尺寸也較小。如使傳動副較多的傳動組放在接近電動機(jī)處，則可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就可少些，就省材料了。這就是“前多后少”的原則。從這個角度考慮，以取 12=3 的方案為2?好。在 12=2 中，又因基本組和擴(kuò)大組排列順序的不同而有不同的方案?？赡艿牧N方案，其結(jié)構(gòu)網(wǎng)和結(jié)構(gòu)式見下面的圖。在這些方案中可根據(jù)下列原則選擇最佳方案。1）傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍 在降速傳動時，為防止5被動齒輪的直徑過大而使徑向尺寸太大，常限制最小傳動比 1/4。在升速時，為防止產(chǎn)生過大的震動和噪聲，常限制最大傳動比。因此主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍一般為。方案 a b c d 是可行的。方案 d f 是不可行的。同時，最后傳動組與最后擴(kuò)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極限傳動比的齒輪副承受最大扭矩，在結(jié)構(gòu)設(shè)計上可以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。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加箱體的徑向尺寸，在降速變速中，一般限制限制最小變速比 ；為避免擴(kuò)大傳動誤差，減少震動噪聲，41min?u在升速時一般限制最大轉(zhuǎn)速比 。斜齒圓柱齒輪傳動較平穩(wěn)，可取2ax?。因此在主變速鏈任一變速組的最大變速范圍5.2max?u。在設(shè)計時必須保證中間變速軸的變速??)10~8(5.)2~(minax?uR范圍最小。3.3 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)緊湊的原則易知第二擴(kuò)大組的變速范圍 r=φ (P3-1)x=1.414=3.95〈8 滿足要求6312??圖 3.1 結(jié)構(gòu)網(wǎng)63.4 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖（1）選擇電動機(jī)：采用 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機(jī)。（2）繪制轉(zhuǎn)速圖：圖 3.2 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 2-3：1-2 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)73.5 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)(1)Sz 100-124,中型機(jī)床 Sz70-100?(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-24,m 4??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≥18~24,齒數(shù)和Sz≤100～124，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 3-1。表 3-1 齒輪齒數(shù)基本組 第一擴(kuò)大組 第二擴(kuò)大組傳動比 1:1 1:2 1:1.41 1:1 1:2.8 2:1 1：4代號 Z1Z 'Z 2Z 'Z3Z 'Z4Z ’ Z5 Z5’ Z6Z 'Z7 Z7’齒數(shù) 30 30 20 40 25 35 42 42 22 62 60 30 18 723.6 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差實(shí)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)％=4.1％n標(biāo) 準(zhǔn) 轉(zhuǎn) 速標(biāo) 準(zhǔn) 轉(zhuǎn) 速實(shí) 際 轉(zhuǎn) 速 ?經(jīng)過計算都能小于 4.1％，轉(zhuǎn)速都能滿足設(shè)計要求。第 4 章 設(shè)計部分的動力計算4.1 帶傳動設(shè)計輸出功率 P=5.5kW,轉(zhuǎn)速 n1=1440r/min,n2=560r/min4.1.1 計算設(shè)計功率 Pd edAdPK?表 4-1 工作情況系數(shù) AK原動機(jī)ⅰ類 ⅱ類一天工作時間/h工作機(jī) 10?10~16 16?0?10~16 16?載荷平穩(wěn)液體攪拌機(jī)；離心式水泵；通風(fēng)機(jī)和鼓風(fēng)機(jī)（ ）；7.5kW?離心式壓縮機(jī)；輕型運(yùn)輸機(jī)1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.39載荷變動小帶式運(yùn)輸機(jī)（運(yùn)送砂石、谷物），通風(fēng)機(jī)（ ）；發(fā)7.5kW?電機(jī)；旋轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機(jī)床；剪床；壓力機(jī)；印刷機(jī)；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(yùn)輸機(jī)；斗式上料機(jī)；往復(fù)式水泵和壓縮機(jī)；鍛錘；磨粉機(jī)；鋸木機(jī)和木工機(jī)械；紡織機(jī)械1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6載荷變動很大破碎機(jī)（旋轉(zhuǎn)式、顎式等）；球磨機(jī)；棒磨機(jī)；起重機(jī)；挖掘機(jī)；橡膠輥壓機(jī)1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8根據(jù) V 帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16 小時），查《機(jī)械設(shè)計》P 296表 4，取 KA＝1.1。即 1.56.05kWdAedPK???4.1.2 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(jī)械設(shè)計》P297圖 13－11 選取。圖 4-1 V 帶型功率轉(zhuǎn)速圖10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。4.1.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速由《機(jī)械設(shè)計》P 298表 13－7 查得，小帶輪基準(zhǔn)直徑為 80～100mm則取 dd1=100mm ddmin.=75 mm（d d1根據(jù) P295表 13-4 查得）表 4-2 V 帶帶輪最小基準(zhǔn)直徑 mind槽型 Y Z A B C D Emind20 50 75 125 200 355 500 21 240=.5,10.5=6dd??由《機(jī)械設(shè)計》P 295表 13-4 查“V 帶輪的基準(zhǔn)直徑”，得 =250mm2d① 誤差驗(yàn)算傳動比： （ 為彈性滑動率）210.5()(12%)di??????A ?誤差 符合要求1.5.0%0.452i????A② 帶速 114v=7.3/66dnms??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。4.1.7 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。4.1.8 計算壓軸力由《機(jī)械設(shè)計》P303 表 13－12 查得，A 型帶的初拉力 F0＝117.83N，上面已得到 =172.63o，z=4，則1a172.632sin=4.8sinN=940.72ooFz???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(jìn)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 4-5 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(zhǔn)寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 13基準(zhǔn)線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準(zhǔn)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 - - 36° 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38° 對應(yīng)的基準(zhǔn)直徑 d d - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 輪 槽 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(shí)心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d 時)，如圖 4-2a。 （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖 4-2b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖 4-2c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖 4-2d。（a） （b） （c） （d）圖 4-2 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(shí)心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）4.2 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jmi)13/(??z14nj=125r/min，取140r/min。(2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 軸3=180r/min 軸2=180 r/min，軸1=355r/min。（2）確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。各計算轉(zhuǎn)速入表 4-6。表 4-6 各軸計算轉(zhuǎn)速（3） 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。齒輪 Z 裝在主軸上其中只有 140r/min 傳遞全'6功率，故 Z j=140 r/min。'6依次可以得出其余齒輪的計算轉(zhuǎn)速，如表 4-7。表 4-7 齒輪副計算轉(zhuǎn)速序號 Z1Z 2Z3Z `4Z5n j800 400 400 400 1404.3 齒輪模數(shù)計算及驗(yàn)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(fù)荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強(qiáng)度公式進(jìn)行計算，即 mj=16338 可得各321][)(jjmnuzP???組的模數(shù)，如表 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(zhǔn)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(jī)床推存： =15～24T T——轉(zhuǎn)速變化系數(shù)； nk——功率利用系數(shù)；N——材料強(qiáng)化系數(shù)。 q軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計算轉(zhuǎn)速 r/min 800 400 40015——（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(zhǔn)順環(huán)次數(shù) C0——工作情況系數(shù)。中等中級的主運(yùn)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/minjn——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i i12?Z用于內(nèi)嚙合： 命系數(shù)； sTNnqkk?：：工作期限 ， = ； TTmCn06= =3.49Tk接 310256?= =1.8T彎 96103=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 23Y16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；24 熱處理 S-C59irTC3按接觸疲勞計算齒輪模數(shù) m 1-2 軸由公式 mj=16338 可得 mj=2.7mm，取 m=3mm321][)(jjnuzP???2-3 軸由公式 mj=16338 可得 mj=2.4mm，取 m=3mm321][)(jjm3-4 軸由公式 mj=16338 可得 mj=3.4mm，取 m=3.5mm321][)(jjnuzP???由于一般同一變速組內(nèi)的齒輪盡量取同一模數(shù)，所以為了統(tǒng)一和方便如下?。罕?4-8 模數(shù)（2）基本組齒輪計算。表 4-9 基本組齒輪幾何尺寸表組號 基本組 第一擴(kuò)大組 第二擴(kuò)大組模數(shù) mm 3 3 3.5齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2` Z3 Z3`齒數(shù) 30 30 25 35 20 40分度圓直徑 90 90 75 105 60 120齒頂圓直徑 96 96 81 111 66 126齒根圓直徑 82.5 82.5 67.5 97.5 52.5 112.5齒寬 24 24 24 24 24 2417按基本組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度 241HB～246HB，平均取 260HB，大齒輪用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 229HB～246HB ，平均取240HB。計算如下：① 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算：接觸應(yīng)力驗(yàn)算公式為??jfsj MPauBnNKzm??????)()1(02832彎曲應(yīng)力驗(yàn)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(jī)功率，N=4kW;-----計算轉(zhuǎn)速（r/min）;jnm-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=3（mm）;B----齒寬（mm）;z----小齒輪齒數(shù)；u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比;-----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）1n----基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取 =0C0C710C612?18m----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(qiáng)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?=78 Mpaww（3）第一擴(kuò)大組齒輪計算。擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見下表 表 4-10 擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸表齒輪 Z4 Z4` Z5 Z5`齒數(shù) 42 42 22 62分度圓直徑 126 126 66 186齒頂圓直徑 132 132 72 192齒根圓直徑 118.5 118.5 58.5 178.5齒寬 24 24 24 24（4）第二擴(kuò)大組齒輪計算。19表 4-11 擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸表齒輪 Z6 Z6` Z7 Z7`齒數(shù) 60 30 18 72分度圓直徑 210 105 63 252齒頂圓直徑 217 112 70 259齒根圓直徑 201.25 96.25 54.25 243.25齒寬 24 24 24 24按擴(kuò)大組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～246HB，平均取 260HB，大齒輪用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～246HB，平均取 240HB。同理根據(jù)基本組的計算，查文獻(xiàn)【6】，可得 =0.62， =0.77， =0.60， =1.1，nKNqK3=1， =1，m=3.5， =355；2K1j可求得：=619 Mpa j????j?=135Mpa ww4.4 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?20N----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 4-12。表 4-12 最小軸徑4.5 主軸合理跨距的計算由于電動機(jī)功率 P=5.5kw，根據(jù)【1】表 3.24，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=124mm，主軸孔徑為30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩 T=9550 =424.44N.mnP設(shè)該機(jī)床為車床的最大加工直徑為 250mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟(jì)加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的 50%，這里取 75%，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(xiàn)【1】式 3.7 得：Kr=3.39 得前支承的剛度：1.0Fr8.La9.0)(iza.1cosKA= 1689.69 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.(???軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸最小軸徑 mm 35 4022η= = =0.143aKEIA63810.968.2??查【1】圖 3-38 得 =2.0，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距 =124×2.0=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(shí)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 5 章 摩擦離合器(多片式)的計算設(shè)計多片式摩擦離合器時，首先根據(jù)機(jī)床結(jié)構(gòu)確定離合器的尺寸，如為軸裝式時，外摩擦片的內(nèi)徑 d 應(yīng)比花鍵軸大 2～6mm，內(nèi)摩擦片的外徑 D 的確定，直接影響離合器的徑向和軸向尺寸，甚至影響主軸箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)布局，故應(yīng)合理選擇。摩擦片對數(shù)可按下式計算Z≥2MnK/ f b[p]?20D式中 Mn——摩擦離合器所傳遞的扭矩（N·mm）；Mn＝955 × η/ ＝955× ×3×0.98/800＝ 1.28× （N·mm）;410djn410510Nd——電動機(jī)的額定功率（kW）；——安裝離合器的傳動軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min）；jη——從電動機(jī)到離合器軸的傳動效率；K——安全系數(shù)，一般取 1.3～1.5；f——摩擦片間的摩擦系數(shù)，由于磨擦片為淬火鋼，查《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》表 2-15，取 f=0.08；——摩擦片的平均直徑（mm）;0D=（D+d）/2＝67mm;b——內(nèi)外摩擦片的接觸寬度（mm）；b=（D-d）/2=23mm；——摩擦片的許用壓強(qiáng)（N/ ）；??p2m＝ ＝1.1 ×1.00×1.00×0.76＝0.8360t????vKmz——基本許用壓強(qiáng)（MPa），查《 機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》表 2-15，取0t1.1；——速度修正系數(shù)v＝ n/6× =2.5（m/s ）p?02D41根據(jù)平均圓周速度 查《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》表 2-16，取 1.00；pv24——接合次數(shù)修正系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》表 2-17，取 1.00；mK——摩擦結(jié)合面數(shù)修正系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》表 2-18，取z0.76。所以 Z≥2MnK/ f b[p]?20D＝2×1.28× ×1.4/（3.14×0.08× ×23×0.836＝11 510267臥式車床反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗 確定，一般取kP＝ 0.4 ＝0.4×11＝4.4 kPdN最后確定摩擦離合器的軸向壓緊力 Q，可按下式計算：Q= b (N)＝1.1×3.14× ×23×1.00＝3.57×0tp?????2DvK267510式中各符號意義同前述。摩擦片的厚度一般取 1、1.5、1.75、2（mm），內(nèi)外層分離時的最大間隙為0.2～0.4（mm）,摩擦片的材料應(yīng)具有較高的耐磨性、摩擦系數(shù)大、耐高溫、抗膠合性好等特點(diǎn)，常用 10 或 15 鋼，表面滲碳 0.3～0.5（mm）,淬火硬度達(dá)HRC52～62。圖 5.1 多片式摩擦離合器第 6 章 主要零部件的選擇 6.1 電動機(jī)的選擇轉(zhuǎn)速n＝1440r/min，功率P＝5.5kW選用Y系列三相異步電動機(jī) 6.2 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6009III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7012C6.3 變速操縱機(jī)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。6.4 軸的校核（1）主軸剛度符合要求的條件如下：a 主軸的前端部撓度 []0.250.1sy????b 主軸在前軸承處的傾角 []rad??容 許 值 軸 承c 在安裝齒輪處的傾角 .容 許 值 齒(2)計算如下：前支撐為雙列圓柱滾子軸承，后支撐為角接觸軸承架立放圓柱滾子軸承跨距L=450mm.當(dāng)量外徑 de= =21D?m2851045?主軸剛度：因?yàn)?di/de=25/285=0.0880.7,所以孔對剛度的影響可忽略；26ks= =2kN/mm344424 10)5(1.023)(1034 ????????aldAie剛度要求：主軸的剛度可根據(jù)機(jī)床的穩(wěn)定性和精度要求來評定（a） 主軸的前端部撓度 [].25.sy??（b） 主軸在前軸承處的傾角 []01rad??容 許 值 軸 承（c） 在安裝齒輪處的傾角 .容 許 值 齒65170850236851095D1.07 879il mL??????? ??平 均 總E 取為 ，52.10MPa??44 40875(1)(1)3690()66dI????????4349.9253.9282zpF Ndn?主 計件 （ ），0.57()yzN?0.17()xzFN?由于小齒輪的傳動力大，這里以小齒輪來進(jìn)行計算 442912953.852)QPFmzn???主計主 主 （將其分解為垂直分力和水平分力由公式 ,tatanQynQzyF?????可得 2105(),647()zyFN801352)3ZMl Nm??A件25764(yyl?件131025)xxFd??A件主軸載荷圖如下所示 6.1：