數(shù)控車床有級變速主軸箱設計含開題及11張CAD圖

數(shù)控車床有級變速主軸箱設計含開題及11張CAD圖,數(shù)控車床,變速,主軸,設計,開題,11,十一,cad 數(shù)控車床有級變速主軸箱設計 摘要 現(xiàn)代社會科技發(fā)展是非?？斓?，競爭壓力也是越來越大，產(chǎn)品更新?lián)Q代的速度比原來快了很多，零部件的結構復雜程度更高，產(chǎn)品的精確度要求也是更高?，F(xiàn)在，數(shù)控技術的發(fā)展面臨關鍵的改變，數(shù)控技術包含的相關技術是比較多的，都是比較新穎的技術，有微電子，電腦，信息處理等等。數(shù)控技術的精確度更高，效率也更高，柔性更好，并且在進行使用的時候是自動化的。 本次設計的題目是數(shù)控車床有級變速主軸箱設計。這篇論文在進行設計的時候從總的方案開始，之后又設計了設備里面的主傳動系統(tǒng)。一開始先分析的數(shù)控車床在進行加工時候特征有哪些，有哪些好處，這樣一來就可以明白在加工過程里面數(shù)控車床有多重要。在設計機床的時候，主軸箱這個部分是非常重要的，對它進行設計的時候先要設計機床的級數(shù)，機床的結構，機床轉(zhuǎn)動的速度，之后在對齒輪進行設計，再設計軸，最后對齒輪還有軸的有關數(shù)據(jù)進行計算。之后再確定下來電動機，以及對標準件進行選擇與確定等等。利用AutoCAD對機構裝配圖和主要零件圖進行繪制，以及本設計說明書的編寫等。 關鍵詞：數(shù)控車床；主軸箱；設計； ABSTRACT Modern social science and technology development is very fast, competitive pressure is also growing, the product replacement speed much faster than the original, parts of the structure of a higher degree of complexity, product accuracy requirements are higher. Now, the development of numerical control technology is facing a critical change, CNC technology contains more relevant technology, are relatively innovative technology, microelectronics, computers, information processing and so on. CNC technology is more accurate, more efficient, more flexible, and in the use of the time is automated. The design of the title is CNC lathe variable speed spindle box design. This paper is designed from the beginning of the program, and then designed the equipment inside the main drive system. At first, the first analysis of the CNC lathe in the processing of what characteristics, what benefits, so that you can understand the process of CNC lathes inside the process of how important. In the design of machine tools, this part of the spindle box is very important, when it is designed to design the machine before the series, the machine structure, machine speed, after the gear design, and then design the shaft, and finally The gear and the shaft of the relevant data to calculate. And then determine the motor down, as well as the selection and determination of standard parts and so on. Using AutoCAD on the assembly diagram and the main parts of the drawing, as well as the preparation of the design specifications. Keywords：CNC lathe; spindle box; design; 目 錄 摘要 I ABSTRACT II 第1章 緒論 1 1.1 數(shù)控車床的概述 1 1.2 數(shù)控車床主軸箱的特點 2 1.3 主軸箱的設計要求 2 1.4 本課題設計的目的 2 第2章 設計參數(shù)、轉(zhuǎn)速范圍及電機的確定 3 2.1 設計參數(shù)的確定 3 2.2 轉(zhuǎn)速級數(shù)的確定 3 2.3 電機型號的確定 3 第3章 主傳動方案、傳動結構式和結構網(wǎng)及轉(zhuǎn)速圖的擬定 5 3.1 主傳動方案擬定 5 3.2 確定結構式 5 3.3 設計結構網(wǎng) 5 3.4 確定各軸轉(zhuǎn)速 6 3.5 確定轉(zhuǎn)速圖 7 3.6 確定各變速組傳動副齒輪齒數(shù) 8 3.7 繪制傳動系統(tǒng)圖 10 第4章 傳動件的設計與計算 11 4.1 帶傳動的設計與計算 11 4.1.1 確定計算功率 12 4.1.2 確定帶輪的基準直徑 12 4.1.3 驗算帶速度 12 4.1.4 初定中心距 12 4.1.5 V帶的計算基準長度 13 4.1.6 確定實際中心距 13 4.1.7 驗算小帶輪包角 13 4.1.8 確定三角帶根數(shù) 13 4.1.9 計算預緊力 13 4.1.10 計算作用在軸上的壓軸力 14 4.1.11 帶輪結構設計 14 4.2齒輪及軸的設計與計算 14 4.2.1 齒輪的設計與計算 14 4.2.2 軸的設計與計算 19 4.3 片式摩擦離合器的選擇和計算 26 第5章 標準件的選擇與確定 28 5.1 軸承的選用、校核及潤滑 28 5.1.1 軸承的選用 28 5.1.2 軸承的校核 28 5.1.3 軸承的潤滑 30 5.2 鍵的選用及校核 31 第六章 箱體的結構設計及潤滑方式的選擇 33 6.1 箱體材料的確定 33 6.2 箱體結構的設計 33 6.3 箱體的尺寸的設計 33 6.4 鑄造工藝性要求 34 6.5 加工工藝性對結構的要求 34 6.6 裝配工藝對結構的要求 34 6.7 潤滑方式的選擇 34 結論 36 致謝 37 參考文獻 38 I 第1章 緒論 1.1 數(shù)控車床的概述 1946年誕生了世界上第一臺電子計算機，這表明人類創(chuàng)造了可增強和部分代替腦力勞動的工具。它與人類在農(nóng)業(yè)、工業(yè)社會中創(chuàng)造的那些只是增強體力勞動的工具相比，起了質(zhì)的飛躍，為人類進入信息社會奠定了基礎。6年后，即在1952年，計算機技術應用到了機床上，在美國誕生了第一臺數(shù)控機床。從此，傳統(tǒng)機床產(chǎn)生了質(zhì)的變化。近半個世紀以來，數(shù)控系統(tǒng)經(jīng)歷了兩個階段和六代的發(fā)展。 1、數(shù)控（NC）階段（1952～1970年） 早期計算機的運算速度低，對當時的科學計算和數(shù)據(jù)處理影響還不大，但不能適應機床實時控制的要求。人們不得不采用數(shù)字邏輯電路"搭"成一臺機床專用計算機作為數(shù)控系統(tǒng)，被稱為硬件連接數(shù)控（HARD-WIRED NC），簡稱為數(shù)控（NC）。隨著元器件的發(fā)展，這個階段歷經(jīng)了三代，即1952年的第一代--電子管；1959年的第二代--晶體管；1965年的第三代--小規(guī)模集成電路。 2、計算機數(shù)控（CNC）階段（1970年～現(xiàn)在） 到1970年，通用小型計算機業(yè)已出現(xiàn)并成批生產(chǎn)。于是將它移植過來作為數(shù)控系統(tǒng)的核心部件，從此進入了計算機數(shù)控（CNC）階段（把計算機前面應有的"通用"兩個字省略了）。到1971年，美國INTEL公司在世界上第一次將計算機的兩個最核心的部件-運算器和控制器，采用大規(guī)模集成電路技術集成在一塊芯片上，稱之為微處理器（MICROPROCESSOR），又可稱為中央處理單元（簡稱CPU）。 到1974年微處理器被應用于數(shù)控系統(tǒng)。這是因為小型計算機功能太強，控制一臺機床能力有富裕（故當時曾用于控制多臺機床，稱之為群控），不如采用微處理器經(jīng)濟合理。而且當時的小型機可靠性也不理想。早期的微處理器速度和功能雖還不夠高，但可以通過多處理器結構來解決。由于微處理器是通用計算機的核心部件，故仍稱為計算機數(shù)控。 到了1990年，PC機（個人計算機，國內(nèi)習慣稱微機）的性能已發(fā)展到很高的階段，可以滿足作為數(shù)控系統(tǒng)核心部件的要求。數(shù)控系統(tǒng)從此進入了基于PC的階段。 總之，計算機數(shù)控階段也經(jīng)歷了三代。即1970年的第四代--小型計算機；1974年的第五代--微處理器和1990年的第六代--基于PC（國外稱為PC-BASED）。雖然還要指出的是國外早已改稱為計算機數(shù)控（即CNC）了，而我國仍習慣稱數(shù)控（NC）。所以我們?nèi)粘Ｖv的"數(shù)控"，實質(zhì)上已是指"計算機數(shù)控"了。 1.2 數(shù)控車床主軸箱的特點 與普通機床比較，數(shù)控車床主軸箱具有下列特點。 1、轉(zhuǎn)速高、功率大。它能使數(shù)控機床進行大功率切削和高速切削，實現(xiàn)高效率加工。 2、變速范圍寬。數(shù)控機床的主傳動系統(tǒng)有較寬的調(diào)速范圍，一般Ra>100，以保證加工時能選用合理的切削用量，從而獲得最佳的生產(chǎn)率、加工精度和表面質(zhì)量。 3、主軸變速迅速可靠，數(shù)控機床的變速是按照控制指令自動進行的，因此變速機構必須適應自動操作的要求。由于直流和交流主軸電動機的調(diào)速系統(tǒng)日趨完善，所以不僅能夠方便地實現(xiàn)寬范圍無級變速，而且減少了中間傳遞環(huán)節(jié)，提高了變速控制的可靠性。 4、主軸組件的耐磨性高，使傳動系統(tǒng)具有良好的精度保持性。凡有機械摩擦的部位，如軸承、錐孔等都有足夠的硬度，軸承處還有良好的潤滑。 1.3 主軸箱的設計要求 1、主軸具有一定的轉(zhuǎn)速和足夠的轉(zhuǎn)速范圍、轉(zhuǎn)速級數(shù)，能夠?qū)崿F(xiàn)運動的開停、變速、換向和制動，以滿足機床的運動要求。 2、主電機具有足夠的功率，全部機構和元件具有足夠的強度和剛度，以滿足機床的動力要求。 3、主傳動的有關結構，特別是主軸組件要有足夠高的精度、抗震性，熱變形和噪聲要小，傳動效率高，以滿足機床的工作性能要求。 4、操作靈活可靠，維修方便，潤滑密封良好，以滿足機床的使用要求。 1.4 本課題設計的目的 1、培養(yǎng)學生綜合運用所學的基礎理論和專業(yè)知識，獨立進行設計的能力，并結合設計或?qū)嶒炑芯空n題進一步鞏固和擴大知識領域。 2、培養(yǎng)學生搜集、閱讀和綜合分析參考資料，運用各種標準和工具書籍以及編寫技術文件的能力，提高計算、繪圖等基本技能。 3、培養(yǎng)學生掌握機械設計的方法，進行工程師基本素質(zhì)的訓練。 4、樹立正確的設計思想及嚴肅認真的工作作風。為將來立足社會夯實基礎。 13 第2章 設計參數(shù)、轉(zhuǎn)速范圍及電機的確定 2.1 設計參數(shù)的確定 本次設計的數(shù)控車床有級變速主軸箱，其設計參數(shù)如下： 1、主軸最小轉(zhuǎn)速31.5r/min； 2、主軸最大轉(zhuǎn)速1400r/min； 3、主軸最大輸出功率5Kw； 4、電機轉(zhuǎn)速1440r/min，公比1.41。 2.2 轉(zhuǎn)速級數(shù)的確定 根據(jù)任務書提供的條件，可知傳動公比=1.41。 根據(jù)《機械制造裝備設計》由公式： 則有： Z=+1 轉(zhuǎn)速范圍===44.44 由上述綜合可得 由此可知機床主軸共有12級。 因為=1.41=1.06，根據(jù)《機械制造裝備設計》查表標準數(shù)列。首先找到最小極限轉(zhuǎn)速31.5，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：31.5、45、63、90、125、180、250、355、500、710、1000、1400 r/min。 2.3 電機型號的確定 合理的確定電機功率，使機床能夠充分發(fā)揮其使用要求，既滿足生產(chǎn)要求，又不致于使電機長時間輕載工作而降低功率因數(shù)。 已知主軸最大輸出功率為5Kw，電機轉(zhuǎn)速1440r/min。本主軸箱其傳動類型為電動機將動力傳送至帶傳動，帶傳動將動力傳送至三對齒輪傳動，最后傳送至主軸。通過后面的設計，能夠知道這其中經(jīng)過一對帶傳動，四對軸承傳動，三對齒輪傳動。因此，得到電動機的計算公式： 其中：。帶傳動效率：，軸承傳動效率：，齒輪傳動效率： 通過查詢機械設計手冊，選擇電動機型號Y2-132M-4，，電機功率為7.5kw，額定轉(zhuǎn)速為1440r/min。同步轉(zhuǎn)速1500r/min。Y系列電動機具體介紹如下： Y系列電動機是一般用途的全封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。安裝尺寸和功率等級符合IEC標準，外殼防護等級為IP44，冷卻方法為IC411，連續(xù)工作制（S1）。適用于驅(qū)動無特殊要求的機械設備，如機床、泵、風機、壓縮機、攪拌機、運輸機械、農(nóng)業(yè)機械、食品機械等。 Y系列電動機效率高、節(jié)能、堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩高、噪音低、振動小、運行安全可靠。Y80~315電動機符合Y系列（IP44）三相異步電動機技術條件JB/T9616-1999。Y355電動機符合Y系列（IP44）三相異步電動機技術條件JB5274-91。Y80~315電動機采用B級絕緣。Y355電動機采用F級絕緣。額定電壓為380V，額定頻率為50Hz。功率3kW及以下為Y接法；其它功率均為△接法。電動機運行地點的海拔不超過1000m；環(huán)境空氣溫度隨季節(jié)變化，但不超過40℃；最低環(huán)境空氣溫度為-15℃；最濕月月平均最高相對濕度為90%；同時該月月平均最低溫度不高于25℃。 電動機有一個軸伸，按用戶需要，可制成雙軸伸，第二軸伸亦能傳遞額定功率，但只能用聯(lián)軸器傳動。 按用戶需要，還可供應其他功率、電壓、頻率、濕熱帶型（TH）、防護等級等電動機。具體參數(shù)如下： 表2.1 Y2-132M-4電機主要技術參數(shù)表 型號 額定 功率 額定 電流 轉(zhuǎn)速 效率 功率 因數(shù) 最大 轉(zhuǎn)矩 最小 轉(zhuǎn)矩 堵轉(zhuǎn)電流 噪聲 振動 速度 重量 額定 轉(zhuǎn)矩 額定 轉(zhuǎn)矩 額定電流 空載 2級 kW A r/min % COSФ 倍 倍 倍 dB(A) mm/s kg Y2-132M-4 7.5 15.6 1440 87 0.84 2.3 1.4 7 71 74 1.8 67 第3章 主傳動方案、傳動結構式和結構網(wǎng)及轉(zhuǎn)速圖的擬定 3.1 主傳動方案擬定 擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱等整個傳動系統(tǒng)的確定。傳動型式則指傳動和變速的元件、機構以及其組成、安排不同特點的傳動型式、變速類型。傳動方案和型式與結構的復雜程度密切相關，和工作性能也有關系。因此，確定傳動方案和型式，要從結構、工藝、性能及經(jīng)濟性等多方面統(tǒng)一考慮。 機床的主傳動系統(tǒng)實現(xiàn)機床的主運動，其模鍛件直接參與切削加工，形成所需的工件表面和加工精度，且變速范圍寬，傳動功率大，是機床中最主要的傳動鏈。傳動方案復雜多樣，各有利弊，綜合考慮機床的使用要求，傳遞動力的要求，工作性能要求，以及經(jīng)濟性要求，本次設計采用有級變速主傳動系統(tǒng)，集中傳動主軸箱。 3.2 確定結構式 由Z=12可得： 主變速傳動系從電動機到主軸，通常為降速傳動，接近電動機的傳動轉(zhuǎn)速較高，傳動的轉(zhuǎn)矩較小，尺寸小一些，反之，靠近主軸的傳動件轉(zhuǎn)速較低，傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，尺寸就較大。因此在擬定主變速傳動系時，應盡可能將傳動副較多的變速組安排在前面，傳動副數(shù)少的變速組放在后面，使主變速傳動系中更多的傳動件在高速范圍內(nèi)工作，尺寸小一些，以節(jié)省變速箱的造價，減小變速箱的外形尺寸；也就是滿足傳動副前多后少的原則，因此確定傳動方案為：12=3×2×2； 由12=3×2×2傳動式可得6種結構式和對應的結構網(wǎng)。分別為： 、、 依據(jù)傳動順序與擴大順序相一致的原則選擇方案為：； 3.3 設計結構網(wǎng) 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，為防止被動齒輪的直徑過大而使進徑向尺寸過大，常限制最小傳動比，1/4，升速傳動時，為防止產(chǎn)生過大的振動和噪音，常限制最大傳動比，斜齒輪比較平穩(wěn)，可取，故變速組的最大變速范圍為/≤8～10。檢查變速組的變速范圍是否超過極限值時，只需檢查最后一個擴大組。因為其他變速組的變速范圍都比最后擴大組的小，只要最后擴大組的變速范圍不超過極限值，其他變速組就不會超過極限值。 依據(jù)中間軸變速范圍小的原則設計設計結構網(wǎng)如下所示： 圖3.1 系統(tǒng)結構網(wǎng)圖 檢查傳動組的變速范圍時，只檢查最后一個擴大組： 其中，，； 最后一個擴大組轉(zhuǎn)速符合要求，則其他變速組的變速范圍肯定也符合要求。 3.4 確定各軸轉(zhuǎn)速 1、分配總降速變速比 總降速變速比 由電動機轉(zhuǎn)速不符合轉(zhuǎn)速數(shù)列標準，因而增加一定比變速副。 2、確定傳動軸數(shù) 變速軸軸數(shù)=變速組數(shù)+定比變速副數(shù)+1=3+1+1=5。 3、確定各軸轉(zhuǎn)速 在五根軸中，除去電動機軸，其余四軸按變速順序依次設為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ（主軸）。Ⅰ與Ⅱ、Ⅱ與Ⅲ、Ⅲ與Ⅳ軸之間的變速組分別設為a、b、c?，F(xiàn)由Ⅳ（主軸）開始，確定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸的轉(zhuǎn)速。 已知各級轉(zhuǎn)速如下： 1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5r/min。 （1）先來確定Ⅲ軸的轉(zhuǎn)速 變速組c的變速范圍為，故兩個傳動副的傳動比必然是兩個極限值：、結合結構式，Ⅲ軸的轉(zhuǎn)速只有一種可能：125、180、250、355、500、710。 （2）確定軸Ⅱ的轉(zhuǎn)速 變速組b的級比指數(shù)為3，希望中間軸轉(zhuǎn)速較小，因而為了避免升速，又不致變速比太小，可取軸Ⅱ的轉(zhuǎn)速確定為：355、500、710。 （3）定軸Ⅰ的轉(zhuǎn)速 對于軸Ⅰ，其級比指數(shù)為1，可?。?====確定軸Ⅰ轉(zhuǎn)速為710； 電動機與軸Ⅰ的定變傳動比； 3.5 確定轉(zhuǎn)速圖 1、因為零件的參數(shù)尚未確定，一般根據(jù)轉(zhuǎn)速圖，先按傳動副的傳動比擬定一個主傳動系統(tǒng)草圖。待裝配圖完成后再修改草圖為證實系統(tǒng)傳動圖，傳動軸上的出路軸向位置大致展開圖相對應，畫出軸承符號，標上軸號，齒輪齒數(shù)及模數(shù)，皮帶輪直徑，電動機型號，功率和轉(zhuǎn)速。 2、要有利降低齒輪變速箱的噪聲 （1）主軸高轉(zhuǎn)速范圍的傳動比排列，可采用先降速后升速的傳動，使總轉(zhuǎn)速和減小，以期降低噪聲。這種高速傳動采用先降后升，可使同一變速組的傳動比有升速有降速，有利于減小齒數(shù)和，齒輪線速度及中心距。 （2）主軸高速傳動時，應縮短傳動鏈，以減小傳動副數(shù)。 （3）不采用噪聲大的錐齒輪傳動副，如立銑可全部采用垂直排列的傳動軸。 （4）前邊的變速組中的降速傳動比不宜采用極限值，以避免增加徑向尺寸。最末變速組中可采用最小傳動比。 圖3.2 主傳動轉(zhuǎn)速圖 3.6 確定各變速組傳動副齒輪齒數(shù) 確定齒輪齒數(shù)的原則和要求： 1、齒輪的齒數(shù)和不應過大；齒輪的齒數(shù)和過大會加大兩軸之間的中心距，使機床結構龐大，一般推薦≤100～200. 2、最小齒輪的齒數(shù)要盡可能少；但同時要考慮： 最小齒輪不產(chǎn)生根切，機床變速箱中標準直圓柱齒輪，一般最小齒數(shù)≥18； （1）受結構限制的最小齒輪最小齒數(shù)應大于18～20； （2）齒輪齒數(shù)應符合轉(zhuǎn)速圖上傳動比的要求：實際傳動比（齒數(shù)之比）與理論傳動比（轉(zhuǎn)速圖上要求的傳動比）之間又誤差，但不能過大，確定齒輪數(shù)所造成的轉(zhuǎn)速誤差，一般不應超過10%（-1）%， 即：% -要求的主軸轉(zhuǎn)速； -齒輪傳動實現(xiàn)的主軸轉(zhuǎn)速； 齒輪齒數(shù)的確定，當各變速組的傳動比確定以后，可確定齒輪齒數(shù)。對于定比傳動的齒輪齒數(shù)可依據(jù)機械設計手冊推薦的方法確定。對于變速組內(nèi)齒輪的齒數(shù)，如傳動比是標準公比的整數(shù)次方時，變速組內(nèi)每對齒輪的齒數(shù)和及小齒輪的齒數(shù)可以從《機械制造裝備設計》表3-9中選取。一般在主傳動中，最小齒數(shù)應大于18～20。采用三聯(lián)滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪之間的齒數(shù)關系：三聯(lián)滑移齒輪的最大齒輪之間的齒數(shù)差應大于或等于4，以保證滑移是齒輪外圓不相碰。 根據(jù)表3-4（《機械制造裝備設計》主編趙雪松、任小中、于華）查得 ①傳動組a： 由，， 時： ……57、60、63、66、69、72、75、78…… 時： ……63、65、67、68、70、72、73、77…… 時： ……58、60、62、64、66、68、70、72、74、76…… 可取72，于是可得軸Ⅰ齒輪齒數(shù)分別為：24、30、36。 于是，，； 表3.1 齒輪與齒數(shù)對照表 齒輪 I軸齒數(shù) 28 35 42 84 Ⅱ軸齒數(shù) 56 49 42 ②傳動組b： 由， 時：……69、72、73、76、77、80、81、84、87…… 時：……70、72、74、76、78、80、82、84、86…… 可取84，于是可得軸Ⅱ上雙聯(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。 表3.2 齒輪與齒數(shù)對照表 齒輪 Ⅱ軸齒數(shù) 22 42 84 Ⅲ軸齒數(shù) 62 42 ③傳動組c： 查表8-1，， 時：……84、85、89、90、94、95…… 時：……72、75、78、81、84、87、89、90…… 取90.為降速傳動，取軸Ⅲ齒輪齒數(shù)為18；為升速傳動，取軸Ⅳ齒輪齒數(shù)為30。于是得，；齒輪數(shù)據(jù)如下表所示： 表3.3 齒輪與齒數(shù)對照表 齒輪 Ⅲ軸齒數(shù) 18 60 90 Ⅳ軸齒數(shù) 72 30 3.7 繪制傳動系統(tǒng)圖 圖3.3 傳動系統(tǒng)圖 第4章 傳動件的設計與計算 4.1 帶傳動的設計與計算 帶傳動的彈性是很好的，在進行傳動的時候穩(wěn)定性是很好的，產(chǎn)生的噪音也沒有多大，可以將震動減少，還能進行緩沖。過載時帶和帶輪間會出現(xiàn)打滑現(xiàn)象，可以保護其他的重要零件，此外帶輪結構簡單，安裝與調(diào)試都方便。V帶傳動中，有許多帶型，常用的帶型有A型和B型。依據(jù)機械設計基礎，能夠知道帶傳動具有下面的優(yōu)缺點： 1、帶傳動的優(yōu)點： （1）適用于中心距較大的； （2）傳動帶的彈性是很好的，可以減少震動，減低緩沖，特別是這種V帶上面不會有接頭出現(xiàn)，在進行傳動的時候是比較穩(wěn)定的，產(chǎn)生的噪音也么有多大； （3）出現(xiàn)過載時候帶子在帶輪上面出現(xiàn)打滑的情況，有效的保護別的零部件不被損壞； （4）它的結構相對來說不復雜，在進行制造還有維護的時候非常方便，價格也比較低。 2、帶傳動的缺點： （1）傳動的外廓尺寸較大； （2）因為要進行張緊，所以在這個軸上面受到的力量就比較大； （3）在生產(chǎn)過程中，因為有彈性，所以會有滑動出現(xiàn)，那么這個時候主動軸跟從東洲轉(zhuǎn)速的比值就沒有辦法保證了； （4）帶的壽命短； V帶傳動，軸間距可以加大，由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會打滑，可以緩和沖擊及隔離振動，使傳動平穩(wěn)。帶輪結構簡單，但尺寸較大，機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。 查《機械設計手冊》確定以下參數(shù)：電動機轉(zhuǎn)速n=1440r/min，傳遞功率P=7.5kW，傳動比i=2.03，兩班制，一天運轉(zhuǎn)16小時，工作年數(shù)10年。 4.1.1 確定計算功率 由《機械設計》表8-7工作情況系數(shù)查得=1.2。 由《機械設計》公式（8-21）得： 其中：P--電動機額定功率，--工作情況系數(shù) 因此根據(jù)、由《機械設計》圖8-11普通V帶輪選型圖選用A型。 4.1.2 確定帶輪的基準直徑 帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑不宜過小，即=75mm。查《機械設計》表8-8、圖8-11和表8-6取主動小帶輪基準直徑=125mm。 由《機械設計》公式(8-15a)得式： 式中：-小帶輪轉(zhuǎn)速，-大帶輪轉(zhuǎn)速，-帶的滑動系數(shù)，一般取0.02。 故， 由《機械設計》表8-8取圓整為250mm。 4.1.3 驗算帶速度 按《機械設計》式（8-13）驗算帶的速度 V= 所以，故帶速合適。 4.1.4 初定中心距 帶輪的中心距，通常根據(jù)機床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內(nèi)選 ?。焊鶕?jù)《機械設計》經(jīng)驗公式（8-20） 0.7ｘ（125+250）≤≤2ｘ（125+250），即：263≤≤750；取=600mm. 4.1.5 V帶的計算基準長度 由《機械設計》公式（8-22）計算帶輪的基準長度： 代入數(shù)據(jù)為：=1795.25mm 由《機械設計》表8-2，圓整到標準的基準長度，取整為=1800mm 4.1.6 確定實際中心距 按《機械設計》公式（8-23）計算實際中心距 =+=600+=602.38mm 4.1.7 驗算小帶輪包角 根據(jù)《機械設計》公式（8-25） ，故主動輪上包角合適。 4.1.8 確定三角帶根數(shù) 根據(jù)《機械設計》式（8-26）得 查表《機械設計》表8-4d由i=2.03和得=0.03KW 查表《機械設計》表8-5，=0.98；查表《機械設計》表8-2，長度系數(shù)=0.92 ，取整即帶數(shù)Z=5根； 4.1.9 計算預緊力 查《機械設計》表8-3，q=0.1kg/m 由《機械設計》式（8-27）： 其中：-帶的變速功率，kw； v-帶速，m/s； q-每米帶的質(zhì)量，kg/m；取q=0.1kg/m。 v=1440r/min=9.42m/s。 4.1.10 計算作用在軸上的壓軸力 根據(jù)《機械設計》式（8-28） 4.1.11 帶輪結構設計 V帶輪的結構形式與基準直徑有關，因為，所以采用孔板式結構，查[3]機械設計機械設計基礎課程設計表9-1可得出大帶輪結構尺寸如下： 4.2齒輪及軸的設計與計算 4.2.1 齒輪的設計與計算 1、各軸的功率： 取各傳動件效率如下： 帶傳動效率： 軸承傳動效率： 齒輪傳動效率： 則有各傳動軸傳遞功率計算如下： （5）計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 由機械原理可知轉(zhuǎn)矩計算公式為： 以上計算數(shù)據(jù)總結如下： 表4.1 軸的傳動功率和傳遞扭矩對照表 傳動軸 電機軸 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 傳動功率kw 7.5 7.128 6.85 6.57 5.94 傳遞轉(zhuǎn)矩 49.74 95.9 184.1 502.2 669.8 2、齒輪材料的確定 按照閉式軟齒面齒輪齒面接觸強度設計齒輪，按齒根彎曲強度校核。設計過程如下： 使用的傳動是齒輪傳動，這種傳動是在機械的工作里面用的最多的一種。它的優(yōu)點是傳動的時候工作的效率是很高的，而且工作起來比較可靠，使用的年限也比較長，傳動比很準確，它的結構是比較緊湊的而且使用的領域很多。我們要進行齒輪傳動的話，要達到幾點要求。 （1）在進行傳動工作的時候穩(wěn)定，在每一個瞬間的傳動比是不能改變的，對于鋼筋的沖擊要小一點，震動也要小一點，噪音要盡可能的降低，在運動的時候精確度還要高。 （2）設備本身的額定承載的負荷要大一點，這個設備的體積不大，重量也不重，齒輪的強度要比較高，耐磨的性能要好一點，要能夠達到我們設定的工作年限。 在對齒輪進行設計的時候，只要設計的比較合理，制作齒輪的材料還有在進行熱處理的時候選擇正確，加工出來的產(chǎn)品質(zhì)量過關，而且精度也很高，這樣就能達到了預期的效果。 根據(jù)齒輪失效形式可以知道，在設計齒輪進行傳動的時候，應當讓齒輪的表面的耐磨性高一點，而且要能夠抗腐蝕，還有抗膠合等等，并且齒輪的根不能容易斷。于是在確定齒輪的使用材料的時候，這個材料的硬度一定要高，韌性也要達到要求。 因為機器在工作的時候受到的沖擊是中等的，查閱了材料力學和熱處理的資料后，45鋼作為齒輪的材料。 對他的表面進行調(diào)質(zhì)處理，所以選擇的精度就是八級。小齒輪的原材料要進行調(diào)質(zhì)處理，大齒輪使用的原材料也要進行調(diào)質(zhì)處理。 3、確定模數(shù)： （1）Ⅰ-Ⅱ軸： 按齒輪彎曲疲勞計算： 其中：為大齒輪的計算轉(zhuǎn)速；Z為大齒輪齒數(shù)； 由以上計算可知： = 按齒面點蝕計算：；取A=82； 由中心距A及齒數(shù)計算模數(shù)：圓整為； 模數(shù)取和中較大值。故第一變數(shù)組齒輪模數(shù)因取m=3； (2)Ⅱ-Ⅲ軸： 按齒輪彎曲疲勞計算： 其中：為大齒輪的計算轉(zhuǎn)速；Z為大齒輪齒數(shù)； = 按齒面點蝕計算：；取A=114； 由中心距A及齒數(shù)計算模數(shù)：圓整為； 模數(shù)取和中較大值。故第一變數(shù)組齒輪模數(shù)因取m=3.0； (3)Ⅲ-Ⅳ軸： 按齒輪彎曲疲勞計算： 其中：為大齒輪的計算轉(zhuǎn)速；Z為大齒輪齒數(shù)； 由以上計算可知： = 按齒面點蝕計算：；取A=125； 由中心距A及齒數(shù)計算模數(shù)： 模數(shù)取和中較大值。故齒輪模數(shù)因取m=4； 表4.2 各齒輪模數(shù)表 變速組 Ⅰ-Ⅱ軸 Ⅱ-Ⅲ軸 Ⅲ-Ⅳ軸 模數(shù)m 3 3 4 4、確定齒寬： 由公式得： 第一套嚙合齒輪 第二套嚙合齒輪 第三套嚙合齒輪 一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設計上，應使小齒輪齒寬比相齒合的另一齒輪寬一些。 5、確定齒輪參數(shù)： 標準齒輪參數(shù)： 從《機械原理》表5-1查得以下公式 齒頂圓直徑； 齒根圓直徑； 分度圓直徑； 齒頂高； 齒根高； 齒輪的具體值見下表： 表4.3 各齒輪參數(shù)計算表 模數(shù) 齒數(shù) 齒寬 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒頂高 齒根高 3 36 24 108 114 100.5 3 3.75 36 24 108 114 100.5 24 24 72 78 64.5 48 24 144 150 136.5 30 24 90 96 82.5 42 24 126 132 118.5 3 22 24 66 72 58.5 3 3.75 42 24 126 132 118.5 62 24 186 192 178.5 42 24 126 132 118.5 4 18 24 72 80 62 4 5 60 24 240 248 230 72 24 288 296 278 30 24 120 128 110 6、確定軸間中心距： ；；； 4.2.2 軸的設計與計算 1、確定主軸的計算轉(zhuǎn)速： 由轉(zhuǎn)速圖可知：主軸的計算轉(zhuǎn)速是低速第一個三分之一變速范圍的最高轉(zhuǎn)速，即 同理可得各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速： 表4.4 各軸的轉(zhuǎn)速表 軸 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 計算轉(zhuǎn)速r/min 710 355 125 90 2、確定各齒輪的計算轉(zhuǎn)速： 傳動組c中，18/72只需計算z=18的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為355r/min；60/30只需計算z=30的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為250r/min； 傳動組b計算z=22的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為355r/min； 傳動組a應計算z=24的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為710r/min。 3、核算主軸轉(zhuǎn)速誤差： ，即主軸轉(zhuǎn)速合適。 4、傳動軸的直徑估算： 當軸上有鍵槽時，d值應相應增大4～5%;當軸為花鍵軸時，可將估算的d值減小7%為花鍵軸的小徑；空心軸時，d需乘以計算系數(shù)b，b值見《機械設計手冊》表7-12。軸有鍵槽，軸和軸因為要安裝滑移齒輪所以都采用花鍵軸，Ⅳ有鍵槽并且軸Ⅳ為空心軸。根據(jù)以上原則各軸的直徑取值： （1）Ⅰ軸的設計計算： 1）選擇軸的材料 由文獻[1]中的表11-1和表11-3選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度，，，。 2）按扭矩初算軸徑 根據(jù)文獻[1]中式（11-2），并查表11-2，取C=115，則 考慮有鍵槽和軸承，軸加大5%：，所以取d=22mm （2）Ⅱ軸的設計計算： 1）選擇軸的材料 由文獻[1]中的表11-1和表11-3選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度，，，。 2）按扭矩初算軸徑 根據(jù)文獻[1]中式（11-2），并查表11-2，取C=115，則 考慮有鍵槽，軸加大5%：，所以取最小d=30mm （3）Ⅲ軸的設計計算： 1）選擇軸的材料 由文獻[1]中的表11-1和表11-3選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度，，，。 2）按扭矩初算軸徑 根據(jù)文獻[1]中式（11-2），并查表11-2，取C=115，則 有鍵槽和軸承，軸加大5%：；取d=38mm. 根據(jù)以上計算各軸的直徑取值如下表示： 表4.5 各軸最小軸徑表 軸 軸 軸 軸 最小軸徑值 22 30 38 （7）Ⅱ軸的結構設計及校核計算： （1）確定軸各段直徑和長度： 圖4.1 軸各段直徑和長度簡圖 段：安裝圓錐滾子軸承， 段：安裝兩個個雙聯(lián)齒輪塊，同時利用軸肩定位軸承，由軸肩計算公式所以取 ； 段：安裝圓錐滾子軸承， （2）軸的強度校核： 軸的校核主要校核危險截面已知Ⅱ軸齒輪6、齒輪8數(shù)據(jù)如下： 求圓周力：；徑向力； 軸承支反力： 齒輪6對軸的支反力： 齒輪8對軸的支反力： 垂直面的彎矩： 由以上計算可知危險截面在軸的右端齒輪6處，，跨距282mm；直徑為48mm段； 軸承的支反力： 水平面彎矩： 合成彎矩： 已知轉(zhuǎn)矩為：轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的剪力按脈動循環(huán)變化，取截面C處的當量彎矩： 校核危險截面C的強度 則有該軸強度滿足要求。 同理可知，按照此方法校核其他傳動軸，經(jīng)檢驗，傳動軸設計均符合要求。 轉(zhuǎn)矩圖 圖4.2 軸的轉(zhuǎn)矩圖 5、主軸設計計算及校核 主軸上的結構尺寸雖然很多，但起決定作用的尺寸是：外徑D、孔徑d、懸伸量a和支撐跨距L。 圖4.3 主軸結構簡圖 （1）主軸前后軸頸直徑的選擇： 主軸的外徑尺寸，關鍵是主軸前軸頸直徑。一般按照機床類型、主軸傳遞的功率或最大加工直徑，參考表3-7選取。選擇最大回轉(zhuǎn)直徑為400mm車床，P=7.5KW查《機械制造裝備設計》表3-7，前軸頸應，初選，后軸頸取。 （2）主軸內(nèi)孔直徑的確定： 很多機床的主軸是空心的，為了不過多的削主軸剛度，一般應保證d/D<0.7。 ?。唤?jīng)計算選取內(nèi)孔直徑d=40mm。 （3）主軸前端伸長量a： 減小主軸前端伸長量對提高提高主軸組件的旋轉(zhuǎn)精度、剛度、和抗震性有顯著效果，因此在主軸設計時，在滿足結構的前提下，應最大限度的縮短主軸懸伸量a。根據(jù)結構，定懸伸長度；取a=100mm。 （4）支撐跨距L： 最佳跨距；取值 合理跨距；取值。 （5）主軸剛度校驗： 機床在切削加工過程中，主軸的負荷較重，而允許的變形由很小，因此決定主軸結構尺寸的主要因素是它的變形大小。對于普通機床的主軸，一般只進行剛度驗算。通常能滿足剛度要求的主軸，也能滿足強度要求。只有重載荷的機床的主軸才進行強度驗算。對于高速主軸，還要進行臨界轉(zhuǎn)速的驗算，以免發(fā)生共振。 一彎曲變形為主的機床主軸，需要進行彎曲剛度驗算，以扭轉(zhuǎn)變形為主的機床，需要進行扭轉(zhuǎn)剛度驗算。當前主軸組件剛度驗算方法較多，沒能統(tǒng)一，還屬近似計算，剛度的允許值也未做規(guī)定。考慮動態(tài)因素的計算方法，如根據(jù)部產(chǎn)生切削顫動條件來確定主軸組件剛度，計算較為復雜?，F(xiàn)在仍多用靜態(tài)計算法，計算簡單，也較適用。 主軸彎曲剛度的驗算；驗算內(nèi)容有兩項：其一，驗算主軸前支撐處的變形轉(zhuǎn)角，是否滿足軸承正常工作的要求；其二，驗算主軸懸伸端處的變形位移y，是否滿足加工精度的要求。對于粗加工機床需要驗算、y值；對于精加工或半精加工機床值需驗算y值；對于可進行粗加工由能進行半精的機床，需要驗算值，同時還需要按不同加工條件驗算y值。 支撐主軸組件的剛度驗算，可按兩支撐結構近似計算。如前后支撐為緊支撐、中間支撐位松支撐，可舍棄中間支撐不計（因軸承間隙較大，主要起阻尼作用，對剛度影響較小）；若前中支撐位緊支撐、后支撐為松支撐時，可將前中支距當做兩支撐的之距計算，中后支撐段主軸不計。 機床粗加工時，主軸的變形最大，主軸前支撐處的轉(zhuǎn)角有可能超過允許值，故應驗算此處的轉(zhuǎn)角。因主軸中(后)支撐的變形一般較小，故可不必計算。 在近似計算中可不計軸承變形的影響，則該平面內(nèi)主軸前支撐處的轉(zhuǎn)角用下式計算； 切削力的作用點到主軸前支承支承的距離S=a+W，對于普通車床，W=0.4H，（H是車床中心高，設H=200mm)。則： 當量切削力的計算： 主軸慣性矩，式中： 因為；所以可知主軸前支撐轉(zhuǎn)角滿足要求。 6、軸的裝配 在對軸進行設計就是設計外面的形狀還有全部的內(nèi)部還有外部結構的大小。軸的內(nèi)部結構有下面幾點：在這個軸的里面安裝的零部件種類是哪一種，零部件的尺寸，還有有多少個零部件，以及軸跟零部件連接的時候是什么方式來進行連接的；軸所承受的力量的性質(zhì)，大小，還有力的方向，還有分布的具體的情況；軸是用什么工藝來進行加工。我們看到，對于軸有影響的因素實在是太多了，并且軸的結構要根據(jù)實際的需要又有不一樣，所以對于軸是沒有一個標準的形狀的。 所以，在進行涉設計的時候，要先根據(jù)不同的軸系，然后再將每個部分來進行思考，在根據(jù)他們之間的關系，同時也要把加工，還有安裝，后期的拆卸，維修都要考慮進去，之后在對設備調(diào)整一下，確定軸的構造還有軸的外部尺寸是多少。 7、軸上的零件定位 （1）軸向定位：軸上面的零件都是按照軸的肩，套筒來進行保證的。 （2）周向定位：不允許軸上面的零件跟軸之間有相對的轉(zhuǎn)動，我們這個論文里面使用的是鍵來進行固定的。 4.3 片式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用廣泛，因為它可以在運轉(zhuǎn)中接通或脫開，具有結合平穩(wěn)、沒有沖擊、結構緊湊的特點，部分零件已經(jīng)標準化，多用于機床主傳動。 1、摩擦片的徑向尺寸 摩擦片的外徑尺寸受到輪廓空間的限制，且受制于軸徑d，而摩擦片的內(nèi)外徑又決定著內(nèi)外摩擦片的環(huán)形接觸面積的大小，直接影響離合器的結構和性能。 一般外摩擦片的外徑可?。? d為軸的直徑，取d=25，所以25+5=30mm 特性系數(shù)是外片內(nèi)徑與內(nèi)片外徑D2之比 取=0.69，則內(nèi)摩擦片外徑 2、按扭矩選擇摩擦片結合面的數(shù)目 一般應使選用和設計的離合器的額定靜扭矩和額定動扭矩滿足工作要求，由于普通機床是在空載下啟動反向的，故只需按離合器結合后的靜負載扭矩來計算。根據(jù)《機械制造裝備設計課程設計》有公式。即： 式中：—速度修正系數(shù)，由表10.7。 —每小時結合數(shù)修正系數(shù)，干式取1；濕式按表10.8選取。 —摩擦面對數(shù)修正系數(shù)。 取Z=7 故摩擦片總數(shù)為Z+1=8片，內(nèi)摩擦片為9片。 用同樣的方法可以算出反轉(zhuǎn)摩擦片數(shù)：外摩擦片4片，內(nèi)摩擦片5片。 3、離合器的軸向拉緊力 由得： 查《機床零件手冊》，摩擦片的型號如下： 內(nèi)片：Dp=72.85，查表?。篋=44mm，d=26mm b=3mm，B=9.7mm，H=23.5mm，=0.5mm 外片：Dp=72.85，查表取：D=86mm，d=30mm b=2mm，B=20mm，H=48mm，H1=42mm，=0.5mm 內(nèi)外片的最小間隙為：0.2～0.4 41 第5章 標準件的選擇與確定 5.1 軸承的選用、校核及潤滑 5.1.1 軸承的選用 在進行軸承的選用和選擇的時候，首先要作的就是依據(jù)相應的型號了解它所受載荷的方向，所受載荷的數(shù)字的大小，轉(zhuǎn)動的速度、工作環(huán)境的影響等指標。 通過查閱資料后我們曉得，在轉(zhuǎn)動的速度比較高，并且所受的載荷比較的小的地方，我們應該選用以點接觸的球軸承作為選取的對象；如果安裝軸承的地方其承受的載荷或者力比較的大，轉(zhuǎn)動的速度又比較的小的時候，我們應該選用以線進行接觸的滾子軸承；如果安裝軸承的地方是既承載軸線方向的力又承受直徑方向上的力，那我們就應該選擇以線接觸的圓錐滾子軸承否則是以點接觸的軸承；還有一種情況就是軸線方向所受的力比較的大，直徑方向受的力比較的小。 滾動軸承是標準件，生產(chǎn)廠家是專業(yè)的生產(chǎn)廠家。滾動軸承的種類，大小、公差等級都有相應的國家的標準，我們在機械設計的時候，只要根據(jù)我們實際的需要，就可以選擇符合條件的軸承，然后在對軸承進行組合設計。具體型號的選擇如下： （1）主軸 前支承：NN3018K型圓錐孔雙列圓柱滾子軸承:9014037； 后支撐：352212雙列圓錐滾子軸承:6011066； （2）Ⅰ軸 帶輪處：308深溝球軸承軸409023； 軸與箱體處：305GB276-89:256217； 齒輪：7305C角接觸軸承GB292-83:255215； （3）Ⅱ軸 前、后支承：7306E圓錐滾子軸承GBT297-84:307219； （4）Ⅲ軸 前、后支承：7308E圓錐滾子軸承GBT297-84:409023； 5.1.2 軸承的校核 假定：按兩班制工作，工作期限10年，每年按300天計，T=48000h。 依據(jù)《機械設計》軸承校核公式如下： Ⅰ軸軸承校核： 已知選用軸承為：深溝球軸承305GB276-89:256217； 基本額定動載荷；由于該軸的轉(zhuǎn)速為定值710r/min；依據(jù)設計要求應對Ⅰ軸末端軸承進行校核。 最小齒輪直徑； Ⅰ軸傳遞轉(zhuǎn)矩 齒輪受到的切向力 齒輪受到的軸向力 齒輪受到的徑向力 因此軸承當量動載荷 因此該軸承符合要求，選取合適。同理可校核其他傳動軸軸承，經(jīng)校核各軸軸承選取均合適。 5.1.3 軸承的潤滑 1、軸承潤滑的選擇 在進行工作的時候既有滾動又有滑動，所以這樣以后就摩擦和磨損都少了很多，這樣就可以很好的降低了燒傷還有銹蝕的可能性，所以我們一定要進行潤滑。我們經(jīng)常用的潤滑劑有油還有脂狀的還有固體狀的。油比脂要好，可以在高溫的情況下使用，在脂不能滿足的情況下我們都是使用油。但是脂比油好在密封性好而且不容易流失，加一次可以用好久，所以脂用的也是比較多的。我們論文里面需要的軸承轉(zhuǎn)動的速度要低一點而且要能夠承受一定的重量，并且在工作的時候是不間斷的，所以我們在對它進行潤滑的時候，還是潤滑脂更好一點。 2、軸承的預緊 預緊的意思就是我們把軸承撞到座和軸的上面以后，我們通過一定的方式讓里面滾動的物體和里面還有外面的全之間保持壓緊的狀態(tài)。 我們對軸承進行預緊的目的：在支撐的時候剛性更好，震動和噪音能夠有效的降低，也要防止?jié)L動體因為慣性在圈內(nèi)和圈外進行滑動。 3、經(jīng)濟性要求 我們對軸承的價格進行比較，正常情況下深溝球的這種軸承價格比較低，磙子軸承比球軸承的價格要高一點。軸承的精度高的話那么價格就更高。我們在選使用什么軸承的時候，需要仔細的對軸承的價格進行了解一下，在滿足各種需要的前提，盡量使用成本低的。 我們這篇論文里面的密封就是對軸承的密封，在進行密封的時候我們用的是氈圈來進行的，這樣能夠有效的防止灰塵進到軸承里面，讓軸承始終保持干凈。 我們使用氈圈來對軸承進行密封主要是因為這樣的密封裝置結構非常的簡單，成本也很低而且使用的范圍非常的廣泛，是用矩形氈圈裝在梯形槽然后產(chǎn)生徑向壓力來達到密封的效果的。 5.2 鍵的選用及校核 我們在選擇使用什么樣的鍵的時候我們要考慮實際的工作要求還有工作情況。我們還要考慮傳遞的時候轉(zhuǎn)矩是多大的，連接的時候?qū)τ谥行允鞘裁匆?，是不是要求軸的方向是固定的，連接在軸上面的連接是不是需要軸來進行滑動，還有滑動的話，距離是多少，還有鍵在軸上面處在一個什么位置等等。我們的鍵的大小就是橫截面長度。鍵由標準并應符合系列。 所以按照我們上面說的還有這個機器在工作時候的工作需要，所以我們就選擇的鍵的型號是A型普通平鍵。下面將對限制小帶輪周向運動的平鍵進行設計和校核。 1、Ⅲ軸上的鍵的選用和強度校核： Ⅲ軸與齒輪的聯(lián)接采用普通平鍵聯(lián)接，軸徑d=48mm；齒輪快厚度L=78.5mm；傳遞扭矩；選用A型平鍵，初選鍵型號為，。查《機械設計》表7-9得。由《機械設計》式（7-14）和式（7-15）得 由上式計算可知擠壓強度滿足。 由上式計算可知抗剪切強度滿足。 2、主軸上的鍵的選用和強度校核 主軸與齒輪的聯(lián)接采用普通平鍵聯(lián)接，軸徑d=80mm；齒輪快厚度L=95mm；傳遞扭矩；選用A型平鍵，由于主軸空心所以選擇鍵，。查《機械設計》表7-9得 。由《機械設計》式（7-14）和式（7-15）得 由上式計算可知擠壓強度滿足。 由上式計算可知抗剪切強度滿足。另外：在選擇鍵的使用材料的時候，因為表面被壓爛或者磨損都會讓鍵失去了工作能力，所以我們選擇鍵的材料的時候，硬度的要求很高。按照國家的標準的規(guī)定，鍵能夠承受的強度應該不能低于的鋼制造，材質(zhì)有45鋼 Q275 等等。 第六章 箱體的結構設計及潤滑方式的選擇 6.1 箱體材料的確定 箱體多采用鑄造方法獲得，也有用鋼板焊接而成。鑄造箱體常用材料為HT15-33,強度要求較高的箱體用HT20-40，只有熱變形要求小的情況下才采用合金鑄鐵，采用HT20-40。與床身做成一體的箱體材料應根據(jù)床身或?qū)к壍囊蠖?。箱體要進行時效處理。 6.2 箱體結構的設計 1、箱體結構設計要點 2、 根據(jù)齒輪傳動的中心距、齒頂圓直徑、齒寬等幾何尺寸，確定減速器的箱體的內(nèi)部大小。由中心距確定箱體的長度，由齒頂圓直徑確定箱體的高度。由齒寬來確定箱體的寬度。 3、 依據(jù)鑄造（或焊接）箱體的結構尺寸、工藝要求，確定箱體的結構尺寸，繪制箱體。如箱蓋，箱座及螺栓的尺寸。 4、 根據(jù)齒輪的轉(zhuǎn)速確定軸承潤滑的方法與裝置，選擇軸承端蓋的類型。 5、 附件設計與選擇。同時，可以進行軸系的結構設計，選擇軸承。 6.3 箱體的尺寸的設計 表6.1 箱體尺寸確定表 名稱 符號 尺寸關系 箱座壁厚 15 主軸左側(cè)凸緣厚 73 箱座凸緣厚 32 主軸右側(cè)凸緣厚 37 外箱壁至軸承端面距離 齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 18 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 10 6.4 鑄造工藝性要求 為了便于鑄造以及防止鑄件冷卻時產(chǎn)生縮孔或裂紋，箱體的結構應有良好的鑄造工藝性。 6.5 加工工藝性對結構的要求 由于生產(chǎn)批量和加工方法不同，對零件結構有不同要求，因此設計時要充分注意加工工藝對結構的要求。 6.6 裝配工藝對結構的要求 為了更快更省力地裝配機器，必須充分注意裝配工藝對接否設計的要求。 6.7 潤滑方式的選擇 1、潤滑設計 （1）普通機床主軸變速箱多用潤滑油，其中半精加工、精加工和沒有油式摩擦離合器的機床，采用油泵進行強制的箱內(nèi)循環(huán)或箱外循環(huán)潤滑效果好。粗加工機床多采用結構簡單的飛濺潤滑點。 （2）飛濺潤滑 要求賤油件的圓周速度為0.6～8米/秒，賤油件浸油深為10～20毫米（不大于2～3倍輪齒高）。速度過低或浸油深度過淺，都達不到潤滑目的，速度過高或浸油深度過深，攪油功率損失過大產(chǎn)生熱變形大，且油液容易氣化，影響機床的正常工作。油的深度要足夠，以免油池底部雜質(zhì)被攪上來。 （3）進油量的大小和方向 回油要保證暢通，進油方向要注意角接觸軸承的泵油效應，即油必須從小端進大端出。 箱體上的回油孔的直徑應盡可能的大些，一般應大于進油孔的直徑。箱體上放置油標，一邊及時檢查潤滑系統(tǒng)工作情況。 （4）放油孔 應在箱體適當位置上設置放油孔，放油孔應低于油池底面，以便放凈油，為了便于接油最好在放油孔處接長管。 （5