中型車床的主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)【Nmin=33.5rmin Nmax=1700rmin Z=18 φ=1.26 P=4KW】

中型車床的主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)【Nmin=33.5rmin Nmax=1700rmin Z=18 φ=1.26 P=4KW】,Nmin=33.5rmin Nmax=1700rmin Z=18 φ=1.26 P=4KW,中型車床的主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)【Nmin=33.5rmin,Nmax=1700rmin,Z=18,φ=1.26,P=4KW】,中型 寧XX學(xué)院 課程設(shè)計(jì)(論文) 中型車床的主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)【參數(shù)28】 所在學(xué)院 專 業(yè) 班 級(jí) 姓 名 學(xué) 號(hào) 指導(dǎo)老師 年 月 日 摘 要 社會(huì)主義市場(chǎng)經(jīng)濟(jì)的發(fā)展為我國(guó)工業(yè)生產(chǎn)創(chuàng)造了條件，在現(xiàn)代一體化生產(chǎn)模式中運(yùn)用了很多先進(jìn)的設(shè)備。對(duì)于普通車床而言，主軸箱是其最為核心的組織結(jié)構(gòu)，整個(gè)主軸箱影響著普通車床的變速情況。大部分制造企業(yè)在實(shí)行技術(shù)改造時(shí)把重點(diǎn)放在了主軸箱變速器上，這是調(diào)整機(jī)床運(yùn)行速度的重點(diǎn)。在設(shè)計(jì)過(guò)程中必須要對(duì)主軸箱的每個(gè)部件加以控制，這樣才能確保車床主軸變速性能的良好。 關(guān)鍵詞：普通車床，主軸箱，變速 目 錄 摘 要 II 1.車床參數(shù)和基本參數(shù) 1 2.運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì) 3 2.1傳動(dòng)結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇確定 3 2.1.1結(jié)構(gòu)分析式 3 2.1.3 繪制結(jié)構(gòu)網(wǎng) 3 2.1.4 傳動(dòng)組的變速范圍的極限值 4 2.2繪制轉(zhuǎn)速圖 5 2.3 由轉(zhuǎn)速圖確定各軸及各齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速 9 3 帶輪的選擇和直徑計(jì)算 10 3.1計(jì)算設(shè)計(jì)功率Pd 10 3.2選擇帶型 11 3.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速 11 3.4確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度并驗(yàn)算小輪包角 12 3.5確定帶的根數(shù)z 13 3.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 13 3.7確定帶的張緊裝置 15 3.8計(jì)算壓軸力 15 4 齒輪齒數(shù)的確定及計(jì)算 16 4.1 第一變速組齒輪的結(jié)構(gòu)尺寸 16 4.2 第二變速組齒輪結(jié)構(gòu)尺寸的設(shè)計(jì) 19 4.3 第三變速組齒輪結(jié)構(gòu)尺寸的設(shè)計(jì) 23 5 主軸及其組件的設(shè)計(jì) 26 6 傳動(dòng)軸的估算和軸承計(jì)算校核 28 6.1 傳動(dòng)軸直徑計(jì)算 28 6.2 Ⅰ軸上的軸承校核 29 6.3Ⅱ軸上的軸承校核 30 6.4 III軸上的軸承校核 31 6.5主軸上的軸承校核 31 7 鍵的選用和強(qiáng)度校核 32 7.1 Ⅰ軸上的鍵的選用和強(qiáng)度校核 32 7.2 II軸上的鍵的選用和強(qiáng)度校核 32 7.3 Ⅲ軸上的鍵的選用和強(qiáng)度校核 33 7.4 主軸上的鍵的選用和強(qiáng)度校核 33 8 片式摩擦離合器的選擇和計(jì)算 34 參考文獻(xiàn) 36 36 1.車床參數(shù)和基本參數(shù) 1、 主軸的極限轉(zhuǎn)速 由設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)可知：機(jī)床主軸的極限轉(zhuǎn)速為： 設(shè)計(jì)參數(shù)￠max=400mm 主軸轉(zhuǎn)速 主軸轉(zhuǎn)速 級(jí)數(shù)z=18 公比=1.26 主電機(jī)功率P=4KW 則其最大轉(zhuǎn)速 查標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列取 考慮到設(shè)計(jì)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(dòng)分級(jí)變速，并選取級(jí)數(shù)z=12,設(shè)其轉(zhuǎn)速公比為。則由式： 各級(jí)轉(zhuǎn)速數(shù)列由標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列表中查出，因=1.26=，首先找到33.5，然后每隔4個(gè)數(shù)取一個(gè)值，可得如下轉(zhuǎn)速數(shù)列:33.5、42.5、53、67、85、106、132、170、212、265、335、425、530、670、850、1060、1320、1700共18級(jí)轉(zhuǎn)速。 2、主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)Z和公比 已知 = = 且Z=x3b a、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。（如取4或5的因子，則要用兩個(gè)互鎖的滑移齒輪，以確保只有一對(duì)齒輪嚙合。使得結(jié)構(gòu)過(guò)于復(fù)雜且不易控制。） 取Z=18級(jí) 則Z=22 =1700 =33.5 ==50.85 綜合上述可得：主傳動(dòng)部件的運(yùn)動(dòng)參數(shù) =1700 =33.5 Z=18 =1.26 2.運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì) 2.1傳動(dòng)結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇確定 2.1.1結(jié)構(gòu)分析式 級(jí)數(shù)為Z的傳動(dòng)系統(tǒng)由若干個(gè)順序的傳遞組組成，各傳動(dòng)組分別有Z1、Z2、Z3、…個(gè)傳動(dòng)副.即 Z=Z1Z2Z3… 傳動(dòng)副數(shù)為使結(jié)構(gòu)盡量簡(jiǎn)單以2或3為適合，即變速級(jí)數(shù)Z應(yīng)為2和3的因子： 即 Z=2a3b (1) 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，及在降速傳動(dòng)中，防止齒輪直徑過(guò)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(guò)大的噪音和震動(dòng)常限制最大轉(zhuǎn)速比。故（3）方案最為合適。在主傳動(dòng)鏈任一傳動(dòng)組的最大變速范圍的原則。在設(shè)計(jì)時(shí)必須保證中間傳動(dòng)軸的變速范圍最小，檢查方案（3）傳動(dòng)組的變速范圍時(shí)，只檢查最后一個(gè)擴(kuò)大組： 其中，， 值，符合要求，其他變速組的變速范圍肯定也符合要求。因此取方案。 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 2.1.3 繪制結(jié)構(gòu)網(wǎng) 由上選擇的結(jié)構(gòu)式 畫(huà)其結(jié)構(gòu)圖如下： Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 圖2-1 結(jié)構(gòu)網(wǎng) 2.1.4 傳動(dòng)組的變速范圍的極限值 齒輪傳動(dòng)最小傳動(dòng)比Umin1/4,最大傳動(dòng)比Umax,決定了一個(gè)傳動(dòng)組的最大變速范圍rmax=umax/umin。 因此，要按照下表，淘汰傳動(dòng)組變速范圍超過(guò)極限值的所有傳動(dòng)方案。 極限傳動(dòng)比及指數(shù)X,X,值為： 表2.1 公比 極限傳動(dòng)比指數(shù) 1.26 X值：Umin==1/4 4 X'值：Umax=x, =2 2 (X+ X')值：rmin=x+x｀=8 6 2.2繪制轉(zhuǎn)速圖 1) 選擇電動(dòng)機(jī)類型 根據(jù)已知工作條件和要求，選擇一般用途的Y系列三相鼠籠式異步電動(dòng)機(jī)，臥式封閉結(jié)構(gòu)。 2) 機(jī)械傳動(dòng)效率 式中分別為傳動(dòng)裝置中每一件傳動(dòng)副（齒輪、渦輪、帶或者鏈傳動(dòng)等）每對(duì)軸承和每個(gè)齒輪的效率根據(jù)以上公式可得 傳動(dòng)副效率的概略值可按表2-3選取（參考《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程指導(dǎo)》主編林遠(yuǎn)艷、下面簡(jiǎn)稱文獻(xiàn)[11]）（齒輪8級(jí)精度） 于是 3) 電動(dòng)機(jī)所需的輸出功率為： 其中： 所以 4) 確定電動(dòng)機(jī)的型號(hào) 根據(jù)已知條件選擇最低轉(zhuǎn)速33.5r/min，最高轉(zhuǎn)速1700r/min,功率4kW，所以選擇Y112M-4的Y系列三相鼠籠式異步電動(dòng)機(jī) 表3-1 Y112M-4電動(dòng)機(jī)性能 電機(jī)型號(hào) 額定功率/kW 電機(jī)轉(zhuǎn)速/(r/min) 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 Y112M-4 4 1500 1440 5) 分配總降速傳動(dòng)比 總降速傳動(dòng)比 又電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速不符合轉(zhuǎn)速數(shù)列標(biāo)準(zhǔn)，因此需增加定比傳動(dòng)副。 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)。 確定各級(jí)轉(zhuǎn)速并繪制轉(zhuǎn)速圖 由 確定各級(jí)轉(zhuǎn)速：33.5、42.5、53、67、85、106、132、170、212、265、335、425、530、670、850、1060、1320、1700共18級(jí)轉(zhuǎn)速。 在五根軸中，除去電動(dòng)機(jī)軸，其余四軸按傳動(dòng)順序依次設(shè)為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ。Ⅰ與Ⅱ、Ⅱ與Ⅲ、Ⅲ與Ⅳ軸之間的傳動(dòng)組分別設(shè)為a、b、c。在降速傳動(dòng)中，防止齒輪直徑過(guò)大而使徑向尺寸 常限制最小傳動(dòng)比 ，現(xiàn)取最后的變速組的最小降速傳動(dòng)比為1/4；查表，可得。根據(jù)降速前慢后快的原則，決定其余變速組的最小降速傳動(dòng)比，變速組c的最小傳動(dòng)比=；變速組b的最小傳動(dòng)比=；變速組a的最小傳動(dòng)比=. Ⅲ軸的轉(zhuǎn)速：132、170、212、265、335、425、530、670、850r/min。 Ⅱ軸的轉(zhuǎn)速：425、530、670r/min。 Ⅰ的轉(zhuǎn)速：670r/min。 由此也可確定加在電動(dòng)機(jī)與主軸之間的定傳動(dòng)比。 下面畫(huà)出轉(zhuǎn)速圖（電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與主軸最高轉(zhuǎn)速相近） <3> 確定各變速組傳動(dòng)副齒數(shù) 根據(jù)參考文獻(xiàn)[7]表2-8查得 ① 傳動(dòng)組a: ，， 時(shí)：……57、60、63、66、69、72、75、78…… 時(shí)：……58、60、63、65、67、68、70、72、73、77…… 時(shí)：……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，， 可得軸Ⅱ上的三聯(lián)滑移齒輪數(shù)分別為：44、40、36。 ① 動(dòng)組b: ，, 時(shí)：……69、72、73、76、77、80、81、84、87…… 時(shí)：……70、72、74、76、78、80、82、84、86…… 時(shí)，……66、70、71、74、83、84、87…… 可取 83，于是可得軸Ⅱ上三聯(lián)滑移齒輪的齒數(shù)分別為：46、32、20。 于是 ，，得軸Ⅲ上三齒輪的齒數(shù)分別為：37、51、63。 ② 傳動(dòng)組c: , 時(shí)：……84、85、89、90、94、95…… 時(shí)： ……72、75、78、81、84、87、89、90…… 可取 99.為降速傳動(dòng)，取軸Ⅲ齒輪齒數(shù)為20；為升速傳動(dòng)，取軸Ⅳ齒輪齒數(shù)為33。于是得,得軸Ⅲ兩聯(lián)動(dòng)齒輪的齒數(shù)分別為20，66；得軸Ⅳ兩齒輪齒數(shù)分別為79，33。 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（圖3-3）： 圖3-3 傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)圖+ 2.3 由轉(zhuǎn)速圖確定各軸及各齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速 計(jì)算轉(zhuǎn)速是指主軸或各傳動(dòng)件傳遞全功率時(shí)的最低轉(zhuǎn)速。由《金屬切削機(jī)床》表8—2可查得主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速 [1]確定主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速 由轉(zhuǎn)速圖可知：主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速是低速第一個(gè)三分之一變速范圍的最高以轉(zhuǎn)速，即 [2]各傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速： 軸Ⅲ可從主軸106r/min按79/20的傳動(dòng)副找上去，軸Ⅲ的計(jì)算轉(zhuǎn)速為132r/min；軸Ⅱ的計(jì)算轉(zhuǎn)速為425r/min；軸Ⅰ的計(jì)算轉(zhuǎn)速為672r/min。 [3]各齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速 傳動(dòng)組c中，20/79只需計(jì)算z = 20 的齒輪，計(jì)算轉(zhuǎn)速為106r/min；66/33只需計(jì)算z = 33的齒輪，計(jì)算轉(zhuǎn)速為132/min；傳動(dòng)組b計(jì)算z = 20的齒輪，計(jì)算轉(zhuǎn)速為425r/min；傳動(dòng)組a應(yīng)計(jì)算z = 28的齒輪，計(jì)算轉(zhuǎn)速為675r/min。 [4]核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 所以合適。 [5]各軸的功率 [6]計(jì)算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 3 帶輪的選擇和直徑計(jì)算 3.1計(jì)算設(shè)計(jì)功率Pd 輸出功率P=4kW,轉(zhuǎn)速n1=1440r/min,n2=670r/min 表4 工作情況系數(shù) 工作機(jī) 原動(dòng)機(jī) ⅰ類 ⅱ類 一天工作時(shí)間/h 10~16 10~16 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)（）；離心式壓縮機(jī)；輕型運(yùn)輸機(jī) 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 載荷 變動(dòng)小 帶式運(yùn)輸機(jī)（運(yùn)送砂石、谷物），通風(fēng)機(jī)（）；發(fā)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(dòng)篩 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 載荷 變動(dòng)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(dòng)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(shí)），查《機(jī)械設(shè)計(jì)》P296表4， 取KA＝1.1。即 3.2選擇帶型 普通V帶的帶型根據(jù)傳動(dòng)的設(shè)計(jì)功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按《機(jī)械設(shè)計(jì)》P297圖13－11選取。 根據(jù)算出的Pd＝4.4kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n1＝1440r/min ，查圖得：dd=80～100可知應(yīng)選取A型V帶。 3.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P298表13－7查得，小帶輪基準(zhǔn)直徑為80～100mm 則取dd1=100mm> ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得） 表3 V帶帶輪最小基準(zhǔn)直徑 槽型 Y Z A B C D E 20 50 75 125 200 355 500 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P295表13-4查“V帶輪的基準(zhǔn)直徑”，得=212mm ① 誤差驗(yàn)算傳動(dòng)比： （為彈性滑動(dòng)率） 誤差 符合要求 ② 帶速 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。 對(duì)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(shí)要進(jìn)行動(dòng)平衡，對(duì)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(dòng)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(shí)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(hào)及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見(jiàn)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(lái)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） 項(xiàng)目 ? 符號(hào) 槽型 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 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(duì)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 輪 槽 角 32° 對(duì)應(yīng)的基準(zhǔn)直徑 d d ≤ 60 - - - - - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 36° 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38° - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 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(shí))，如圖7 -6a。  （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時(shí))，如圖7-6b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時(shí))，如圖7 -6c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時(shí))，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(jì)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） 3.7確定帶的張緊裝置 選用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。 3.8計(jì)算壓軸力 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝123.75N，上面已得到=171.2o，z=4，則 4 齒輪齒數(shù)的確定及計(jì)算 4.1 第一變速組齒輪的結(jié)構(gòu)尺寸 已知：V帶效率為,軸承(對(duì))效率為傳遞功率，主動(dòng)輪轉(zhuǎn)速，最大傳動(dòng)比，載荷平穩(wěn)，單向回轉(zhuǎn)，單班制工作，工作期限10年，每年按300天計(jì)，原動(dòng)機(jī)為電動(dòng)機(jī)。 解：材料、熱處理方法?？蛇x一般齒輪材料如下：小齒輪選用45號(hào)鋼，調(diào)制處理，；大齒輪選用45號(hào)鋼，正火處理，，硬質(zhì)差40,在規(guī)定的30～50范圍內(nèi)。 選擇精度等級(jí)。減速器為一般齒輪傳動(dòng)，估計(jì)圓周速度不大于6，根據(jù)參考文獻(xiàn)[1]中的表8-4，初選8級(jí)精度。 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)齒輪，齒輪承載能力應(yīng)由齒面接觸疲勞強(qiáng)度決定。 1) 載荷系數(shù)K：查參考文獻(xiàn)[1]中表8-5，取K=1.2. 2) 轉(zhuǎn)矩： 3) 接觸疲勞許用應(yīng)力: 由參考文獻(xiàn)[1]的圖8-12查得： 950 ，850。 接觸疲勞壽命系數(shù):由公式N=得 查參考文獻(xiàn)[1]的圖8-11，得 按一般可靠性要求，查參考文獻(xiàn)[2]的表8-8，取=1.1,則 4) 計(jì)算小齒輪分度圓直徑： 查參考文獻(xiàn)[1]中的表8-10，取 取 5) 計(jì)算圓周速度： 因，故所取的八級(jí)精度合適。 ① 確定主要參數(shù)， 第一對(duì)齒輪(齒數(shù)28/44)主要幾何尺寸 1) 模數(shù): ，取m=3. 2) 分度圓直徑： 3) 中心距: 4) 齒根圓直徑： 5) 齒頂圓直徑： 6) 齒寬B： 經(jīng)處理后取，則 第二對(duì)齒輪(齒數(shù)32/40)的主要幾何尺寸 1) 分度圓直徑： 2) 齒根圓直徑： 3) 齒頂圓直徑： 4) 齒寬： 經(jīng)處理后取，則 第三對(duì)齒輪（36/36）的主要幾何尺寸 1) 分度圓直徑： 2) 齒根圓直徑： 3) 齒頂圓直徑： 4) 齒寬： 經(jīng)處理取 ② 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。 由參考文獻(xiàn)[1]中的式（8-5）得出，若則校核合格。 齒形系數(shù)：由考文獻(xiàn)[1]；查表8-6得： 應(yīng)力修正系數(shù)：查文獻(xiàn)[1]中表8-7得： 由文獻(xiàn)[1]中圖8-8查得: 由文獻(xiàn)[1]表8-8查得： 由文獻(xiàn)[1]圖8-8查得： 所以： 故 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核合格。 4.2 第二變速組齒輪結(jié)構(gòu)尺寸的設(shè)計(jì) 已知：V帶效率為,軸承(對(duì))效率為傳遞功率,主傳動(dòng)輪最低轉(zhuǎn)速，傳動(dòng)比，載荷平穩(wěn)，但想回轉(zhuǎn)，單班制工作，工作期限10年，每年按300天計(jì)，原動(dòng)機(jī)為電動(dòng)機(jī)。 解： ①小齒輪選用45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理，；大齒輪選用45號(hào)鋼正火處理，，硬質(zhì)差，在規(guī)定的30～50范圍內(nèi)。 ②選擇精度等級(jí)。估計(jì)圓周速度不大于，根據(jù)參考文獻(xiàn)[1]中的表8-4，初選8級(jí)精度。 ③ 齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)齒輪，齒輪承載能力應(yīng)由齒面解除疲勞強(qiáng)度決 0定。 1) 載荷系數(shù)K：參考文獻(xiàn)[1]中的表8-5，取。 2) 轉(zhuǎn)矩: 3) 接觸疲勞許用應(yīng)力 ： 由參考文獻(xiàn)[1]中的圖8-12查得：， 接觸疲勞壽命系數(shù):由公式N=得 查參考文獻(xiàn)[1]的圖8-11，得 按一般可靠性要求，查參考文獻(xiàn)[1]的表8-8，取=1.1,則 4) 計(jì)算小齒輪分度圓直徑： 查參考文獻(xiàn)[1]中的表8-10，取 取 5) 計(jì)算圓周速度： 因，故所取的八級(jí)精度合適。 ④ 確定主要參數(shù)， 第一對(duì)齒輪(齒數(shù)20/63)主要幾何尺寸 1)模數(shù): 2)分度圓直徑： 3) 中心距: 4) 齒根圓直徑： 5)齒頂圓直徑： 6)齒寬： 經(jīng)處理后取，則 第二對(duì)齒輪(齒數(shù)32/51)的主要幾何尺寸 1) 分度圓直徑： 2) 齒根圓直徑： 3) 齒頂圓直徑： 4) 齒寬： 經(jīng)處理后取 第三對(duì)齒輪（46/37）的主要幾何尺寸 1) 分度圓直徑： 2) 齒頂圓直徑： 3) 齒根圓直徑 4) 齒寬b 經(jīng)處理后，取 ⑤ 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。 由參考文獻(xiàn)[1]中的式（8-5）得出，若則校核合格。 齒形系數(shù)：由文獻(xiàn)[1]查表8-6得： 應(yīng)力修正系數(shù)：查文獻(xiàn)[1]中表8-7得： 由文獻(xiàn)[1]圖8-8查得: 由文獻(xiàn)[1]表8-8查得： 由文獻(xiàn)[1]圖8-8查得： 所以： 故 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核合格。 4.3 第三變速組齒輪結(jié)構(gòu)尺寸的設(shè)計(jì) 已知：V帶效率為,軸承(對(duì))效率為傳遞功率,主傳動(dòng)輪最低轉(zhuǎn)速，傳動(dòng)比，載荷平穩(wěn)，但想回轉(zhuǎn)，單班制工作，工作期限10年，每年按300天計(jì)，原動(dòng)機(jī)為電動(dòng)機(jī)。 解：小齒輪選用45號(hào)鋼，高頻淬火，;大齒輪選用45號(hào)鋼，高頻淬火，，硬質(zhì)差，在規(guī)定的30～50的范圍內(nèi)。選擇精度等級(jí)。估計(jì)圓周速度不大于，根據(jù)參考文獻(xiàn)[1]中的表8-4，初選八級(jí)精度。 載荷系數(shù)K：參考文獻(xiàn)[1]中的表8-5，取。 轉(zhuǎn)矩: 接觸疲勞許用應(yīng)力 ： 由參考文獻(xiàn)[1]的圖8-12查得 ：， 接觸疲勞壽命系數(shù):由公式N=得 查參考文獻(xiàn)[1]的圖8-11，得 按一般可靠性要求，查參考文獻(xiàn)[1]的表8-8，取 按一般可靠性要求，查參考文獻(xiàn)[2]表 8-8，取， 則 計(jì)算小齒輪分度圓直徑： 查參考文獻(xiàn)[1]中的表8-10，取 取 計(jì)算圓周速度： 因，故所取的八級(jí)精度合適。 確定主要參數(shù)， 第一對(duì)齒輪(齒數(shù)20/79)主要幾何尺寸 1) 模數(shù): 2) 分度圓直徑： 3)中心距: 4) 齒根圓直徑： 5) 齒頂圓直徑： 6) 齒寬： 經(jīng)處理后取，則 第二對(duì)齒輪(齒數(shù)66/33)的主要幾何尺寸 1)分度圓直徑： 2) 齒根圓直徑： 3) 齒頂圓直徑： 4) 齒寬： 經(jīng)處理后取, 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。 齒形系數(shù)：由《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》劉孝民主編；查表8-6得： 應(yīng)力修正系數(shù)：查《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》劉孝民主編中表8-7得： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》劉孝民主編；由圖8-8查0得: 由《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》劉孝民主編；由表8-8查得： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》劉孝民主編；由圖8-8查得： 所以： 故 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核合格。 5 主軸及其組件的設(shè)計(jì) 主軸組件結(jié)構(gòu)復(fù)雜，技術(shù)要求高。安裝工件的主軸參與切削成形運(yùn)動(dòng)，因此，它的精度和性能性能直接影響加工質(zhì)量（加工精度與表面粗糙度）。 1）主軸直徑的選擇 由車床功率N=4kw,查表可以選取前支承軸頸直徑:,考慮到軸承的直徑系列均為5的倍數(shù)，故取 后支承軸頸直徑 D2=(0.7～0.85)D1=70～85mm 選取 D2=80 mm 2）主軸內(nèi)徑的選擇 車床主軸由于要通過(guò)棒料，安裝自動(dòng)卡盤(pán)的操縱機(jī)構(gòu)及通過(guò)卸頂尖的頂桿，必須是空心軸。 確定孔徑的原則是在滿足對(duì)空心主軸孔徑要求和最小壁厚要求以及不削弱主軸剛度的要求盡可能取大些。由車床主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)（GB1582-79,JB/Z143-79）查得最大工件回轉(zhuǎn)直徑D=400mm的主軸通孔直徑d≧50 推薦：普通車床d/D(或d1/D1)=0.55～0.6 其中 D—主軸的平均直徑，D=(D1+D2)/2==90 d1—前軸頸處內(nèi)孔直徑d=(0.55～0.6)D=49.5～54mm 所以，內(nèi)孔直徑取d=50mm 3）前錐孔尺寸 前錐孔用來(lái)裝頂尖或其它工具錐柄，要求能自鎖，目前采用莫氏錐孔。選擇如下：莫氏錐度號(hào)取5號(hào)、標(biāo)準(zhǔn)莫氏錐度尺寸為： 大端直徑 D=63.348mm、錐度、長(zhǎng)度L=181mm 4）主軸前端懸伸量的選擇 確定主軸懸伸量a的原則是在滿足結(jié)構(gòu)要求的前提下，盡可能取小值。 主軸懸伸量與前軸頸直徑之比a/D=0.6～1.5 a=(0.6～1.5)D1=60～150 mm 所以，懸伸量取100mm 5）支承跨距及懸伸長(zhǎng)度 為了提高主軸剛度，應(yīng)盡量縮短主軸的外伸長(zhǎng)度a，選擇適當(dāng)?shù)闹С锌缇郘。一般推薦取 跨距L小時(shí)，軸承變形對(duì)軸端變形影響大。所以軸承剛度小時(shí)，應(yīng)選大值，軸剛性差時(shí)，則取小值。其大小很大程度上受其他結(jié)構(gòu)的限制，常常不能滿足以上要求。在安排結(jié)構(gòu)時(shí)力求接近即可。 6）頭部尺寸的選擇 對(duì)機(jī)床主軸的頭部廣泛采用短圓周式結(jié)構(gòu)，懸伸短，剛度好。在此選擇B型，主軸前端軸徑D1=100mm,故選代號(hào)為6的B型結(jié)構(gòu)。其公稱直徑D=106.375,、偏差為+0.010、D1=170、D2=133.4、d1=19.05、d2=14、d3=M6、B=25、=14、h=5。 7）主軸材料與熱處理 材料為45鋼，調(diào)質(zhì)到220～250HBS，主軸端部錐孔、定心軸頸或定心圓錐面等部位局部淬硬至HRC50～55，軸徑應(yīng)淬硬。 8） 主軸軸承 主軸的前軸承選取3182100系列雙列向心短圓柱滾子軸承。這種軸承承載能力大，內(nèi)孔有1：12錐度，磨擦系數(shù)小，溫升低，但不能承受軸向力，必須和能承受軸向力的軸承配合使用，因此整個(gè)部件支承結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜。 6 傳動(dòng)軸的估算和軸承計(jì)算校核 6.1 傳動(dòng)軸直徑計(jì)算 傳動(dòng)軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下列公式估算傳動(dòng)軸直徑： mm 其中：N—該傳動(dòng)軸的輸入功率 KW Nd—電機(jī)額定功率； —從電機(jī)到該傳動(dòng)軸之間傳動(dòng)件的傳動(dòng)效率的乘積 —該傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速r/min —每米長(zhǎng)度上允許的扭轉(zhuǎn)角(deg/m) 對(duì)Ⅰ軸有： 1) 選擇軸的材料 由文獻(xiàn)[1]中的表11-1和表11-3選用45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度，，，。 2) 按扭矩初算軸徑 根據(jù)文獻(xiàn)[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 對(duì)Ⅱ軸有：選擇軸的材料 由文獻(xiàn)[1]中的表11-1和表11-3選用45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度，，，。 2) 按扭矩初算軸徑 根據(jù)文獻(xiàn)[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 對(duì)Ⅲ軸有：1) 選擇軸的材料 由文獻(xiàn)[1]中的表11-1和表11-3選用45號(hào)鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度，，，。 2) 按扭矩初算軸徑 根據(jù)文獻(xiàn)[1]中式（11-2），并查表11-2，取C=115，則 有鍵槽和軸承，軸加大5%： 采用花鍵軸結(jié)構(gòu)，即將估算的傳動(dòng)軸直徑d減小7%為花鍵軸的直徑，在選相近的標(biāo)準(zhǔn)花鍵。 =32×0.93=29.76 =38×0.93=35.34 =46×0.93=42.78 查表可以選取花鍵的型號(hào)其尺寸分別為 軸取 6-30×26×6 軸取 6-38×33×10 軸取 6-43×40×12 6.2 Ⅰ軸上的軸承校核 1) 確定參數(shù) 已知計(jì)算轉(zhuǎn)速為670r/min,兩軸承徑向反力為。 初選圓錐滾子軸承30205型，額定動(dòng)載荷，額定靜載荷。 根據(jù)文獻(xiàn)[1]中表（12-6）按減速器，取，由文獻(xiàn)中表12-8的溫度系數(shù)。 根據(jù)根據(jù)文獻(xiàn)[1]中式（12-1）及表12-7得壓緊端軸承當(dāng)量載荷 滾子軸承的壽命系數(shù)10/3，取3。 2) 軸承的壽命計(jì)算 由文獻(xiàn)[1]中式（12-6）得 預(yù)期壽命滿足 6.3Ⅱ軸上的軸承校核 1）確定參數(shù) Ⅱ軸上一共三個(gè)軸承， 已知計(jì)算轉(zhuǎn)速為425r/min,左，中間軸承從Ⅰ軸上齒輪傳遞徑向反力為，中間和右邊軸承承受徑向反力為。 初選承受圓錐滾子軸承30206型，額定動(dòng)載荷，額定靜載荷。而承受的軸承是NN3007E型，額定動(dòng)載荷，額定靜載荷。初選承受圓錐滾子軸承30206型，額定動(dòng)載荷，額定靜載荷。 根據(jù)文獻(xiàn)[1]中表（12-6）按減速器，取，由文獻(xiàn)中表12-8的溫度系數(shù)。 根據(jù)根據(jù)文獻(xiàn)[1]中式（12-1）及表12-7得 當(dāng)量載荷 滾子軸承的壽命系數(shù)10/3，取3。 2）軸承的壽命計(jì)算 由文獻(xiàn)[1]中式（12-6）得 預(yù)期壽命滿足 6.4 III軸上的軸承校核 1) 確定參數(shù) Ⅲ軸上一共兩個(gè)軸承， 已知計(jì)算轉(zhuǎn)速為132r/min,從Ⅱ軸上齒輪傳遞徑向反力為。 初選承受圓錐滾子軸承30208型，額定動(dòng)載荷，額定靜載荷。 根據(jù)文獻(xiàn)[1]中表（12-6）按減速器，取，由文獻(xiàn)中表12-8的溫度系數(shù)。 根據(jù)根據(jù)文獻(xiàn)[1]中式（12-1）及表12-7得 壓緊端軸承當(dāng)量載荷 滾子軸承的壽命系數(shù)10/3，取3。 2) 軸承的壽命計(jì)算 由文獻(xiàn)[1]中式（12-6）得 預(yù)期壽命滿足 6.5主軸上的軸承校核 主軸上一共三個(gè)軸承， 已知計(jì)算轉(zhuǎn)速為106r/min,左，， 總體來(lái)說(shuō)主軸軸承承受齒輪傳動(dòng)的力不大，按一般的校核一定滿足要求壽命要求，但是主軸是的要求很高，必須保證主軸的傳動(dòng)穩(wěn)定，和剛度要求，所以主軸雙排圓柱滾子軸承及單排圓柱滾子軸承，左邊的選擇NN3013E，額定動(dòng)載荷，額定靜載荷。中間的軸承是N214E型，額定動(dòng)載荷，額定靜載荷。右邊圓柱滾子軸承NN3016型，額定動(dòng)載荷，額定靜載荷。而且預(yù)期壽命滿足。 7 鍵的選用和強(qiáng)度校核 7.1 Ⅰ軸上的鍵的選用和強(qiáng)度校核 <1> Ⅰ軸與大帶輪鏈接采用平鍵鏈接 1) 軸徑，，傳遞扭矩。 2) 選用C型平鍵，鍵，。 3) 由文獻(xiàn)[1]中表7-9得。 4) 根據(jù)文獻(xiàn)[1]中式（7-14）和式（7-15）得 擠壓強(qiáng)度滿足 抗剪切強(qiáng)度滿足。 <2>Ⅰ軸與齒輪的聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 1) 軸徑，，傳遞扭矩。 2) 選用B型平鍵，鍵，。 3) 由文獻(xiàn)[1]中表7-9得。 4) 根據(jù)文獻(xiàn)[1]中式（7-14）和式（7-15）得 擠壓強(qiáng)度滿足 抗剪切強(qiáng)度滿足。 由于Ⅰ軸與齒輪的聯(lián)接情況一樣，所以另外的兩個(gè)齒輪與Ⅰ軸同樣選用C型平鍵，鍵，也滿足要求。無(wú)需重復(fù)校核。 7.2 II軸上的鍵的選用和強(qiáng)度校核 1)軸與齒輪的聯(lián)接采用花鍵聯(lián)接，軸徑，傳遞扭矩 2)選用花鍵。 3) 由文獻(xiàn)[1]中表7-9得。 4) 根據(jù)文獻(xiàn)[1]中式（7-14）得 擠壓強(qiáng)度滿足 抗剪切強(qiáng)度滿足。 7.3 Ⅲ軸上的鍵的選用和強(qiáng)度校核 1)軸與齒輪的聯(lián)接采用花鍵聯(lián)接，軸徑，傳遞扭矩。 2)選用花鍵。 3) 由文獻(xiàn)[1]中表7-9得。 4) 根據(jù)文獻(xiàn)[1]中式（7-14）得 擠壓強(qiáng)度滿足 抗剪切強(qiáng)度滿足。 7.4 主軸上的鍵的選用和強(qiáng)度校核 1) 軸與齒輪的聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接，軸徑，，，傳遞扭矩。 2) 齒寬為,選用B型平鍵,由于主軸空心所以選擇鍵，。選用B型平鍵，鍵,。 3) 由文獻(xiàn)[1]中表7-9得。 4) 根據(jù)文獻(xiàn)[1]中式（7-14）和式（7-15）得 擠壓強(qiáng)度滿足 抗剪切強(qiáng)度滿足。 8 片式摩擦離合器的選擇和計(jì)算 片式摩擦離合器可以在運(yùn)轉(zhuǎn)中接通或斷開(kāi)，且具有結(jié)合平穩(wěn)、沒(méi)有沖擊、結(jié)構(gòu)緊湊等特點(diǎn)，部分零件已標(biāo)準(zhǔn)化。在機(jī)床主軸箱變速傳動(dòng)中用于主軸的啟動(dòng)和正、反轉(zhuǎn)。 1、 摩擦離合器上扭矩的計(jì)算 由上可知軸Ⅰ取 6-32×28×7，直徑為32mm、轉(zhuǎn)速為。 摩擦離合器所在軸（Ⅰ軸）的扭矩由下式計(jì)算： 式中：—離合器的額定靜扭矩 K—安全系數(shù) —運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)最大扭矩 N—電動(dòng)機(jī)額定功率 —Ⅰ軸計(jì)算轉(zhuǎn)速 —電動(dòng)機(jī)軸到Ⅰ軸傳動(dòng)效率 由上知：N=7.5KW、=800、=0.96。查《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》表得 K=1.5。則 由表查的摩擦離合器外片外徑D=110mm，內(nèi)片內(nèi)徑d=40mm， 則其平均圓周速度 2、 計(jì)算摩擦面對(duì)數(shù)Z 式中：f—摩擦片間摩擦系數(shù) [p]—許用壓強(qiáng)MPa D—摩擦片外片外徑mm d—摩擦片內(nèi)片內(nèi)徑mm Kv—速度修正系數(shù) Kz— 結(jié)合面數(shù)修正系數(shù) Km— 接觸系數(shù)修正系數(shù) 查表12得f=0.06、[p]=1.2.；查表13得Kv =0.94、Km =0.84 將以上數(shù)據(jù)代入上式得。由于值不大，故可通過(guò)增加摩擦片片數(shù)以減小摩擦片直徑，進(jìn)而減小軸徑，從而可使軸的徑向尺寸減小?，F(xiàn)取摩擦離合器外片外徑D=90mm，內(nèi)片內(nèi)徑d=30mm。則 查表13得Kv =0.94、Km =0.84 將以上數(shù)據(jù)代入上式得≈15×0.64=9.6.故可取摩擦片片數(shù)為15 3 計(jì)算軸向壓力Q 軸向壓力可由下式計(jì)算： 將D=90mm、d=30mm、 [p]=1.2、Kv =1代入上式得 Q=6782.4 N 參考文獻(xiàn) [1]《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)》主編:林遠(yuǎn)艷,華南理工大學(xué)出版社,2008年8月; [2]《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》主編:劉孝民,華南理工大學(xué)出版社,2006年8月; [3]《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》編寫(xiě)組主編.機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè).北京:機(jī)械工業(yè)出版社,1980年8月; [4]《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)》主編:林遠(yuǎn)艷,華南理工大學(xué)出版社,2008年8月; [5]《機(jī)械設(shè)計(jì)》主編:濮良貴.紀(jì)名剛,高等教育出版社,2010年9月; [6]《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》主編:劉孝民.黃衛(wèi)萍,華南理工大學(xué)出版社,2006 年8月; [7]《現(xiàn)代機(jī)械設(shè)計(jì)》主編:楊汝清,上海科科學(xué)技術(shù)文獻(xiàn)出版社,2000年; [8]《機(jī)械系統(tǒng)學(xué)》主編:黃天鉻.鄧先禮.梁錫昌,重慶出版社,1997年; [9]《機(jī)械零件手冊(cè)》主編:周開(kāi)勤,第五版,高等教育出版社,2001年7月; [10]《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》編寫(xiě)組主編:機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè),北京:機(jī)械工業(yè)出版社,1980年8月;