中型普通車(chē)床主軸變速箱設(shè)計(jì)

《中型普通車(chē)床主軸變速箱設(shè)計(jì)》由會(huì)員分享，可在線(xiàn)閱讀，更多相關(guān)《中型普通車(chē)床主軸變速箱設(shè)計(jì)（30頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、 機(jī)械工程學(xué)院機(jī)制專(zhuān)業(yè) 機(jī)械加工設(shè)備課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) 一、 設(shè)計(jì)題目：中型普通車(chē)床主軸變速箱設(shè)計(jì) 二、 設(shè)計(jì)參數(shù)： 床身上最大工件回轉(zhuǎn)直徑：320mm 主電機(jī)功率：5.5KW 主軸最高轉(zhuǎn)速：1900r/min 主軸最低轉(zhuǎn)速：42.5r/min 三、 設(shè)計(jì)要求 1、 主軸變速箱傳動(dòng)設(shè)計(jì)及計(jì)算 2、 主軸變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 3、 繪制主軸變速箱裝配圖 4、 編寫(xiě)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 四、 設(shè)計(jì)時(shí)間 開(kāi)始：2012年01月02日 結(jié)束：2012年01 月13 日 學(xué)生姓名：

2、 指導(dǎo)教師： 一、傳動(dòng)設(shè)計(jì) 1.1電機(jī)的選擇 （1）床身上最大回轉(zhuǎn)直徑：320mm （2）主電機(jī)功率：5.5KW （3）主軸最高轉(zhuǎn)速：1900r/min 參考《機(jī)床主軸變速箱設(shè)計(jì)指導(dǎo)》（以下簡(jiǎn)稱(chēng)《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》）P16選擇Y132S-4型三相異步電動(dòng)機(jī)。 1.2運(yùn)動(dòng)參數(shù) 變速范圍 Rn=＝1900/42.5=44.7＝ 對(duì)于中型車(chē)床，＝1.26或＝1.41 此處?。?.41 得轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)Z=12。查《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》P6

3、標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列表得轉(zhuǎn)速系列為：42.5、60、85、118、170、236、335、475、670、950、1320、1900。 1.3擬定結(jié)構(gòu)式 1.3.1 確定變速組傳動(dòng)副數(shù)目 實(shí)現(xiàn)12級(jí)主軸轉(zhuǎn)速變化的傳動(dòng)系統(tǒng)可以寫(xiě)成多種傳動(dòng)副組合： 12＝34 12＝43 12＝322 12＝232 12＝223 在上列兩行方案中，第一行的方案有時(shí)可以節(jié)省一根傳動(dòng)軸，缺點(diǎn)是有一個(gè)傳動(dòng)組內(nèi)有四個(gè)傳動(dòng)副。如用一個(gè)四聯(lián)滑移齒輪，則會(huì)增加軸向尺寸；如果用兩個(gè)雙聯(lián)滑移齒輪，操縱機(jī)構(gòu)必須互鎖以防止兩個(gè)雙聯(lián)滑移齒輪同時(shí)嚙合，所以少用。 根據(jù)傳動(dòng)副數(shù)目分配應(yīng)“前多后少”的原則，方案12＝

4、322是可取的。但是，由于主軸換向采用雙向離合器結(jié)構(gòu)，致使Ⅰ軸尺寸加大，此方案也不宜采用，而應(yīng)選用方案12＝232。 1.3.2確定變速組擴(kuò)大順序 12=232的傳動(dòng)副組合，其傳動(dòng)組的擴(kuò)大順序又可以有以下6種形式： A、12=213226 B、12=213422 C、12 =233126 D、12=263123 E、12=223421 F、12=263221 根據(jù)級(jí)比指數(shù)要“前疏后密”的原則，應(yīng)選用方案A。然而，然而，對(duì)于所設(shè)計(jì)的機(jī)構(gòu)，將會(huì)出現(xiàn)兩個(gè)問(wèn)題： ① 第一變速組采用降速傳動(dòng)（圖

5、a）時(shí)，由于摩擦離合器徑向結(jié)構(gòu)尺寸限制，在結(jié)構(gòu)上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑，使得Ⅰ軸上的齒輪直徑不能太小，Ⅱ軸上的齒輪則會(huì)成倍增大。這樣，不僅使Ⅰ-Ⅱ軸間中心距加大，而且Ⅱ-Ⅲ軸間的中心距也會(huì)加大，從而使整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)尺寸增大。這種傳動(dòng)不宜采用。 ② 如果第一變速組采用升速傳動(dòng)（圖b），則Ⅰ軸至主軸間的降速傳動(dòng)只能由后兩個(gè)變速組承擔(dān)。為了避免出現(xiàn)降速比小于允許的極限值，常常需要增加一個(gè)定比降速傳動(dòng)組，使系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜。這種傳動(dòng)也不是理想的。 如果采用方案C、12 =233126（圖c） 則可解決上述存在的問(wèn)題。 其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下圖所示： 1.4擬定轉(zhuǎn)速圖 1.4.1

6、驗(yàn)算傳動(dòng)組變速范圍 第二擴(kuò)大組的變速范圍R2＝＝8，符合設(shè)計(jì)原則要求，方案可用。 由第二擴(kuò)大組的變速范圍R2＝＝8＝ 可知第二擴(kuò)大組兩個(gè)傳動(dòng)副的傳動(dòng)必然是傳動(dòng)比的極限值。所以轉(zhuǎn)速圖擬定如下： 1.5確定齒輪齒數(shù) 查《金屬切削機(jī)床》表8－1各種傳動(dòng)比的適用齒數(shù)求出各傳動(dòng)組齒輪齒數(shù)如下表： 變速組 第一變速組a 第二變速組b 第三變速組c 齒數(shù)和 72 72 90 齒輪 Z1 齒數(shù) 24 48 42 30 19 53 24 48 30 42 60 30 18 72 傳動(dòng)過(guò)程中，會(huì)采用

7、三聯(lián)滑移齒輪，為避免齒輪滑移中的干涉，三聯(lián)滑移齒輪中最大和次大齒輪之間的齒數(shù)差應(yīng)大于4。所選齒輪的齒數(shù)符合設(shè)計(jì)要求。 1.6確定帶輪直徑 1.6.1確定計(jì)算功率Pca 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8－7查得工作情況系數(shù)=1.1故 Pca ＝P＝1.15.5＝6.05KW 1.6.2選擇V帶類(lèi)型 據(jù)Pca、的值由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖8－11選擇A型帶。 1.6.3確定帶輪直徑并驗(yàn)算帶速V 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8－6、表8－8，取基準(zhǔn)直徑＝100mm。 驗(yàn)算帶速V V ＝π/(601000)＝π1001440/(601000)＝7.54m/s 因?yàn)?m/s＜V＜30m/s,所以

8、帶輪合適。 定大帶輪直徑 ＝i（1－ε）＝（1440/950）125（1－0.02）＝148.55mm ε――帶的滑動(dòng)系數(shù)，一般取0.02 據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8－8，取基準(zhǔn)直徑＝150mm。 1.7驗(yàn)算主軸轉(zhuǎn)速誤差 主軸各級(jí)實(shí)際轉(zhuǎn)速值用下式計(jì)算： n = nE(1-ε)u1 u2 u3 式中 u1 u2 u3 分別為第一、第二、第三變速組齒輪傳動(dòng)比； nE 為電機(jī)的滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速 ；ε取0.02。 轉(zhuǎn)速誤差用主軸實(shí)際轉(zhuǎn)速與標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速相對(duì)誤差的絕對(duì)值表示： △ n

9、= | |≤10（Φ-1）%10（1.41－1）%=4.1% 其中主軸理想轉(zhuǎn)速 把數(shù)據(jù)依次代入公式得出下表 主軸轉(zhuǎn)速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 理想轉(zhuǎn)速 42.5 60 85 118 170 236 實(shí)際轉(zhuǎn)速 42.16 58.80 84.00 118.04 164.64 235.20 轉(zhuǎn)速誤差% 0.8 2 1.18 0.03 3.15 0.34 主軸轉(zhuǎn)速 n7 n8 n9 n10 n11 n12 理想轉(zhuǎn)速 335 475 670 950 1320 1900 實(shí)際轉(zhuǎn)速 337.27 470

10、.40 672.00 944.35 1317.12 1881.6 轉(zhuǎn)速誤差% 0.68 0.30.97 0.30 0.59 0.22 0.97 轉(zhuǎn)速誤差滿(mǎn)足要求，數(shù)據(jù)可用。 1.8繪制傳動(dòng)系統(tǒng)圖 二、估算主要傳動(dòng)件，確定其結(jié)構(gòu)尺寸 2.1確定傳動(dòng)件計(jì)算轉(zhuǎn)速 2.1.1主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速 主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速是第一個(gè)三分之一轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的最高一級(jí)轉(zhuǎn)速，即 nj = nmin=119.14r/min 即n4=118r/min; 2.1.2各傳動(dòng)軸計(jì)算轉(zhuǎn)速 軸Ⅲ可從主軸為118r/min按18/72的傳動(dòng)副找上去，似應(yīng)為475r/min。但是由于軸Ⅲ上的最低轉(zhuǎn)速170r/

11、min經(jīng)傳動(dòng)組c可使主軸得到42.5r/min和335r/min兩種轉(zhuǎn)速。335r/min要傳遞全部功率，所以軸Ⅲ的計(jì)算轉(zhuǎn)速應(yīng)為170r/min。軸Ⅱ的計(jì)算轉(zhuǎn)速可按傳動(dòng)副b推上去，得475r/min。軸Ⅰ的計(jì)算轉(zhuǎn)速為950r/min。 各軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速列表如下 軸 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 計(jì)算轉(zhuǎn)速nj 950 475 170 118 2.1.3各齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速 齒輪 Z1 齒數(shù) 24 48 42 30 19 53 24 48 30 42 60 30 18 72 nj 950 475 9

12、50 1320 475 170 475 236 475 335 170 335 475 118 2.2初估軸直徑 2.2.1確定主軸支承軸頸直徑 據(jù)電機(jī)的功率參考《機(jī)械制造工藝金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指南》（以下簡(jiǎn)稱(chēng)《設(shè)計(jì)指南》）表2.3－2，取主軸前軸頸直徑D1 = 80mm，后軸頸直徑D2 = （0.7～0.85）D1，取D2 = 60 mm。 2.2.2初估傳動(dòng)軸直徑 按扭轉(zhuǎn)剛度初步計(jì)算傳動(dòng)軸直徑 d = 式中d —— 傳動(dòng)軸危險(xiǎn)截面處直徑； N —— 該軸傳遞功率（KW）； N=η； η——從電機(jī)

13、到該傳動(dòng)軸間傳動(dòng)件的傳動(dòng)效率（不計(jì)軸承上的效率），對(duì)估算傳動(dòng)軸直徑影響不大可忽略； ——該軸計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）； []—— 該軸每米長(zhǎng)度允許扭轉(zhuǎn)角 這些軸都是一般傳動(dòng)軸，據(jù)《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》P32取[]=1deg/m。 根據(jù)傳動(dòng)系統(tǒng)圖上的傳動(dòng)件布置情況初步估計(jì)各軸長(zhǎng)度如下表 軸 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 長(zhǎng)度 640 600 740 840 對(duì)Ⅰ軸 d＝ ＝＝28mm 對(duì)Ⅱ軸 d＝ ＝＝38mm 對(duì)Ⅲ軸 d＝ ＝＝46mm 考慮到軸是花鍵軸所以軸直徑作為花鍵軸小徑,據(jù)《設(shè)計(jì)指南》附表2.3－1取d1＝32mm，花鍵規(guī)格NdDB(鍵數(shù)小徑大徑鍵

14、寬)＝832366；d2＝42mm，花鍵規(guī)格NdDB(鍵數(shù)小徑大徑鍵寬)＝842468；d3＝46mm，花鍵規(guī)格NdDB(鍵數(shù)小徑大徑鍵寬)＝846509。 綜上對(duì)傳動(dòng)軸直徑估算結(jié)果如下 軸 Ⅰ Ⅱ Ⅲ 直徑 32 42 46 花鍵 832366 842468 846509 2.3估算傳動(dòng)齒輪模數(shù) 參考《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》P36中齒輪模數(shù)的初步計(jì)算公式初定齒輪的模數(shù) 按齒輪彎曲疲勞的估算 mw ≥ 32 mm 按齒面點(diǎn)蝕的估算 A ≥ 370 mm mj = 式中 N

15、 —— 該軸傳遞功率（KW）； N=η； η——從電機(jī)到該傳動(dòng)軸間傳動(dòng)件的傳動(dòng)效率（不計(jì)軸承上的效率）； ——大齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）； Z —— 所算齒輪的齒數(shù)； A——齒輪中心距 同一變速組中的齒輪取同一模數(shù)，按工作負(fù)荷最重（通常是齒數(shù)最?。┑凝X輪進(jìn)行計(jì)算，然后取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)值作為該變速組齒輪的模數(shù)。據(jù)《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》P32取每?jī)蓚鲃?dòng)軸間傳動(dòng)件的傳動(dòng)效率η＝0.96 傳動(dòng)組a中 按齒輪彎曲疲勞的估算 mw ≥ 32 mm = 32 ＝9.12mm 按齒面點(diǎn)蝕的估算 A ≥ 370 mm＝370＝82.57mm

16、 mj＝ mm＝ ＝2.29mm 取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m＝3mm 傳動(dòng)組b中 按齒輪彎曲疲勞的估算 mw≥ 32 mm = 32 ＝2.65mm 按齒面點(diǎn)蝕的估算 A ≥ 370 mm＝370＝115.13mm mj＝ mm＝ ＝3.20mm 取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m＝4mm 傳動(dòng)組c中 按齒輪彎曲疲勞的估算 mw ≥ 32 mm = 32 ＝2.68 mm 按齒面點(diǎn)蝕的估算 A ≥ 370 mm＝370＝129.16mm

17、 mj＝ mm＝ ＝2.87 取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m＝3mm 2.4片式摩擦離合器的選擇及計(jì)算 2.4.1決定外摩擦片的內(nèi)徑 結(jié)構(gòu)為軸裝式，則外摩擦片的內(nèi)徑比安裝軸的軸徑D大2～6 mm有 ＝D+(2～6)＝36+(2～6) ＝38～42mm ?。?2mm 2.4.2選擇摩擦片尺寸 參考《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》P41表摩擦片尺寸及花鍵規(guī)格自行設(shè)計(jì)摩擦片的尺寸如圖所示 2.4.3計(jì)算摩擦面對(duì)數(shù)Z Z 式中Mn――額定動(dòng)扭矩；Mn＝9550＝9550＝80.04Nm K＝1.3～1.5；取 K＝1.3；

18、 f——摩擦片間的摩擦系數(shù)；查《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表12 f＝0.08（摩擦片材料10鋼，油潤(rùn)） [P]——摩擦片基本許用比壓；查《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表12 [P]＝0.8MPa（摩擦片材料10鋼，油潤(rùn)）； D——摩擦片內(nèi)片外徑 mm； ――外摩擦片的內(nèi)徑mm； ——速度修正系數(shù)；根據(jù)平均圓周速度（1.62m/s）查《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表13近似取為1.2； ——結(jié)合次數(shù)修正系數(shù)；查《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表13取為0.84； ――接合面修正系數(shù)； 把數(shù)據(jù)代入公式得Z＝10.8 查《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表13取Z＝14 2.4.4計(jì)算摩擦片片數(shù) 摩擦片總片數(shù)（Z＋1）＝15片 2.4.5計(jì)算軸向壓

19、力Q Q＝［p］Kv ＝0.81.2 ＝478N 2.5V帶的選擇及計(jì)算 2.5.1初定中心距 由前面部分V帶輪直徑的選擇結(jié)合公式有 ＝（0.6～2）（＋） ＝（0.6～2）（100+150） ＝150~500mm ?。?50mm 2.5.2確定V帶計(jì)算長(zhǎng)度L及內(nèi)周長(zhǎng) ＝2＋ ＝+2450 ＝1294.09mm 據(jù)《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》P30表計(jì)算長(zhǎng)度取L＝1275mm. 2.5.3驗(yàn)算V帶的撓曲次數(shù) μ＝≤40次/s 式中m――帶輪個(gè)數(shù)； 把數(shù)據(jù)代入上式得μ＝8.23≤40次/s，數(shù)據(jù)可用。 2.5.4確定中心距a a＝＋＝＋450=440

20、.455mm 取a＝440mm 2.5.5驗(yàn)算小帶輪包角 ≈－ ＝－ ＝≥ 滿(mǎn)足要求。 2.5.6計(jì)算單根V帶的額定功率 由＝100min和＝1440r/min,查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8－4a得=1.32KW； 據(jù)＝1440r/min和i＝1.50和A型帶，查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8－4b得△=0.13KW； 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8－5得＝0.99； 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8－2得＝0.93； 有 ＝（＋△） ＝（1.32＋0.13）0.990.93 ＝1.34 2.5.7計(jì)算V帶的根數(shù) Z＝/=6.05/1.34＝

21、4.5 取Z＝5根 三、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 3.1帶輪的設(shè)計(jì) 根據(jù)V帶計(jì)算，選用5根A型V帶。由于Ⅰ軸安裝摩擦離合器及傳動(dòng)齒輪，為了改善它們的工作條件，保證加工精度，采用卸荷式帶輪結(jié)構(gòu)輸入。如圖所示，帶輪支承在軸承外圓上，而兩軸承裝在與箱體固定的法蘭盤(pán)上，扭矩從端頭花鍵傳入。 3.2主軸換向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 主軸換向比較頻繁，才用雙向片式摩擦離合器。這種離合器由內(nèi)摩擦片、外摩擦片、滑動(dòng)套筒、螺母、鋼球和空套齒輪等組成。離合器左右兩部門(mén)結(jié)構(gòu)是相同的。左離合器傳動(dòng)主軸正轉(zhuǎn)，用于切削加工。需要傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，片數(shù)較多。右離合器用來(lái)傳動(dòng)主軸反轉(zhuǎn)，主要用于退回，片數(shù)較少。 這種離合器的工作原理是

22、，內(nèi)摩擦片的花鍵孔裝在軸Ⅰ的花鍵上，隨軸旋轉(zhuǎn)。外摩擦片的孔為圓孔，直徑略大于花鍵外徑。外圓上有4個(gè)凸起，嵌在空套齒輪的缺口之中。內(nèi)外摩擦片相間安裝。移動(dòng)套筒4時(shí)，鋼球沿斜面向中心移動(dòng)并使滑塊3、螺母1向左移動(dòng)，將內(nèi)片與外片相互壓緊。軸Ⅰ的轉(zhuǎn)矩便通過(guò)摩擦片間的摩擦力矩傳遞給齒輪，使主軸正傳。同理，當(dāng)滑塊7、螺母8向右時(shí)，使主軸反轉(zhuǎn)。處于中間位置時(shí)，左、右離合器都脫開(kāi)，軸Ⅱ以后的各軸停轉(zhuǎn)。摩擦片的間隙可通過(guò)放松銷(xiāo)6和螺母8來(lái)進(jìn)行調(diào)整。 摩擦片的軸向定位是由兩個(gè)帶花鍵孔的圓盤(pán)實(shí)現(xiàn)。其中一個(gè)圓盤(pán)裝在花鍵上，另一個(gè)裝在花鍵軸的一個(gè)環(huán)形溝槽里，并轉(zhuǎn)過(guò)一個(gè)花鍵齒，和軸上的花鍵對(duì)正，然后用螺釘把錯(cuò)開(kāi)的兩個(gè)圓

23、盤(pán)連接起來(lái)。 結(jié)構(gòu)如下圖所示 3.3制動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 根據(jù)制動(dòng)器的設(shè)計(jì)原理，將其安裝在靠近主軸的較高轉(zhuǎn)速的軸Ⅲ，在離合器脫開(kāi)時(shí)制動(dòng)主軸，以縮短輔助時(shí)間。此次設(shè)計(jì)采用帶式制動(dòng)器。該制動(dòng)器制動(dòng)盤(pán)是一個(gè)鋼制圓盤(pán)，與軸用花鍵聯(lián)接，周邊圍著制動(dòng)帶。制動(dòng)帶是一條剛帶，內(nèi)側(cè)有一層酚醛石棉以增加摩擦。制動(dòng)帶的一端與杠桿連接。另一端與箱體連接。為了操縱方便并保證離合器與制動(dòng)器的聯(lián)鎖運(yùn)動(dòng)，采用一個(gè)操縱手柄控制。當(dāng)離合器脫開(kāi)時(shí)，齒條處于中間位置，將制動(dòng)帶拉緊。齒條軸凸起的左、右邊都是凹槽。左、右離合器中任一個(gè)結(jié)合時(shí)，杠桿都按順時(shí)針?lè)较驍[動(dòng)，使制動(dòng)帶放松。 3.4齒輪塊的設(shè)計(jì) 機(jī)床的變速系統(tǒng)采用了

24、滑移齒輪變速機(jī)構(gòu)。根據(jù)各傳動(dòng)軸的工作特點(diǎn)，基本組(傳動(dòng)組b)滑移齒輪采用平鍵聯(lián)接裝配式齒輪，固定齒輪用獨(dú)立式；第一擴(kuò)大組(傳動(dòng)組a)的滑移齒輪采用了整體式滑移齒輪；第二擴(kuò)大組(傳動(dòng)組c)傳動(dòng)轉(zhuǎn)矩較大用平鍵聯(lián)接裝配式齒輪，此時(shí)平鍵傳遞轉(zhuǎn)矩，彈性擋圈軸向固定，簡(jiǎn)單、工藝性好、結(jié)構(gòu)方便。所有滑移齒輪與傳動(dòng)軸間均采用花鍵聯(lián)接。 從工藝角度考慮，其他固定齒輪（主軸上的齒輪除外）也采用花鍵聯(lián)接。由于主軸直徑較大，為了降低加工成本而采用了單鍵聯(lián)接。 由各軸的圓周速度參考《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》P53,Ⅰ～Ⅲ軸間傳動(dòng)齒輪精度為8－7－7Dc，Ⅲ～Ⅳ軸間齒輪精度為7－6－6 Dc。 齒輪材料為45鋼，采用整體淬火處理

25、。 根據(jù)前面初估的模數(shù)計(jì)算齒輪直徑由于Ⅱ軸基本組的大齒輪會(huì)和離合器相干涉（相碰），因而對(duì)第一擴(kuò)大組的齒輪模數(shù)進(jìn)行調(diào)整，調(diào)為m=4mm,各齒輪參數(shù)如下表 齒輪 Z1 齒數(shù) 24 48 42 30 19 53 24 nj 950 475 950 1320 475 170 475 分度圓直徑 96 192 168 120 76 212 96 齒頂圓直徑 104 200 176 128 84 220 104 齒底圓直徑 86 182 158 110 66 202 86 齒輪寬 32 30

26、 30 32 32 30 32 齒輪 齒數(shù) 48 30 42 60 30 18 72 nj 236 475 335 170 335 475 118 分度圓直徑 192 120 168 240 120 72 288 齒頂圓直徑 200 128 176 248 128 80 296 齒底圓直徑 182 110 158 230 110 62 278 齒輪寬 30 32 30 30 32 33 30 3.5軸承的選擇 為了方便安裝，Ⅰ軸上傳動(dòng)件的外徑均小于箱

27、體左側(cè)支承孔直徑，均采用深溝球軸承。為了便于裝配和軸承間隙調(diào)整，Ⅱ、Ⅲ軸均采用圓錐滾子軸承。滾動(dòng)軸承均采用E級(jí)精度。 3.6主軸組件的設(shè)計(jì) 3.6.1各部分尺寸的選擇 3.6.1.1主軸通孔直徑 參考《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》P5，取主軸通孔直徑d＝37mm。 3.6.1.2軸頸直徑 據(jù)前面的估算主軸前軸頸直徑D1 = 80mm，后軸頸直徑D2 =60mm。 3.6.1.3前錐孔尺寸 據(jù)車(chē)床最大回轉(zhuǎn)直徑320mm，參考《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》P61表莫氏錐度號(hào)選5；其標(biāo)準(zhǔn)莫氏錐度尺寸如下 簡(jiǎn)圖 莫氏號(hào) 大端直徑D 錐度 長(zhǎng)度 5 44.399 1：19.022

28、 130 3.6.1.4頭部尺寸的選擇 采用短圓錐式的頭部結(jié)構(gòu)，懸伸短，剛度好。參考《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》P63的圖及P64表的主軸頭部尺寸如下圖所示 3.6.1.5支承跨距及懸伸長(zhǎng)度 為了提高剛度，應(yīng)盡量縮短主軸的懸伸長(zhǎng)度a，適當(dāng)選擇支承跨距L。取L/a＝3.24，由頭部尺寸取a＝100mm則L＝324mm。 3.6.2主軸軸承的選擇 為提高剛度，主軸采用三支承，前支承和中支承為主要支承，后支承為輔助支承。這是因?yàn)橹鬏S上的傳動(dòng)齒輪集中在前部；容易滿(mǎn)足主軸的最佳跨距要求；箱體上前、中支承的同軸度加工容易保證，尺寸公差也易控制。 前軸承選用一個(gè)型號(hào)為32316的圓錐滾子軸承，中軸

29、承選一個(gè)用型號(hào)為30214的圓錐滾子軸承，后軸承選用一個(gè)型號(hào)為6312深溝球軸承。前軸承D級(jí)精度，中軸承E級(jí)精度，后軸承E級(jí)精度。前軸承內(nèi)圈配合為k5，外圈配合為M6；中軸承內(nèi)圈配合為js5，外圈配合為K6；后軸承內(nèi)圈配合為js6，外圈配合為H7。 3.7潤(rùn)滑系統(tǒng)的設(shè)計(jì) 主軸箱內(nèi)采用飛濺式潤(rùn)滑，油面高度為65mm左右，甩油環(huán)浸油深度為10mm左右。潤(rùn)滑油型號(hào)為：IIJ30。 卸荷皮帶輪軸承采用脂潤(rùn)滑方式。潤(rùn)滑脂型號(hào)為：鈣質(zhì)潤(rùn)滑脂。 3.8密封裝置的設(shè)計(jì) Ⅰ軸軸頸較小，線(xiàn)速度較低，為了保證密封效果，采用皮碗式接觸密封。而主軸直徑大、線(xiàn)速度較高，則采用了非接觸式密封。卸荷皮帶輪的潤(rùn)滑采用

30、毛氈式密封，以防止外界雜物進(jìn)入。詳見(jiàn)展開(kāi)圖。 四、傳動(dòng)件的驗(yàn)算 4.1傳動(dòng)軸的驗(yàn)算 Ⅰ軸的剛度較低，故而在此處進(jìn)行驗(yàn)算。其受力簡(jiǎn)化如下圖所示 ＝=9.55＝9.55＝80038 Nmm 齒輪受到的徑向力 ＝2tanα/＝280038tan/96＝606.9 N 對(duì)于傳動(dòng)軸Ⅰ主要驗(yàn)算軸上裝齒輪和軸承處的撓度y和傾角θ。Ⅰ軸上有一段為花鍵軸，但長(zhǎng)度在軸上的比例不大，全軸按圓軸算。Ⅰ軸平均直徑求的d＝31mm，則 截面慣性矩I＝＝＝45333.2 按《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》P34有關(guān)公式計(jì)算 對(duì)B點(diǎn) y＝/3EI ＝ ＝1.28mm 查《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》P33表 對(duì)一

31、般傳動(dòng)軸許用撓度[Y]＝（0.0003～0.0005）＝（0.0003～0.0005）448＝0.1464～0.244 mm； 對(duì)裝有齒輪的軸許用撓度[Y]＝（0.01～0.03）m＝（0.01～0.03）4＝0.04～0.12 mm； 滿(mǎn)足要求。 ＝ ＝ ＝－3.56rad 查《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》P33表許用[θ]＝0.001rad 滿(mǎn)足要求。 對(duì)A點(diǎn) ＝ ＝ ＝7.44rad 對(duì)C點(diǎn) ＝－ ＝ ＝－9.46rad 查《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》P33表許用[θ]＝0.001rad 滿(mǎn)足要求。 綜上，Ⅰ軸的剛度滿(mǎn)足要求。 4.2鍵的驗(yàn)算 4.2.1花鍵的

32、驗(yàn)算 花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為 ≤[] 式中：――計(jì)算擠壓應(yīng)力；Mp ——花鍵傳遞的最大扭矩；Nm m ＝，N――該軸傳遞的最大功率，――該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速； D、d —— 花鍵的外徑和內(nèi)徑；mm z —— 花鍵的齒數(shù)； ――工作長(zhǎng)度；mm —— 載荷分布不均勻系數(shù)，＝0.7～0.8；?。?.75 []――許用擠壓應(yīng)力，查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表6－3，[]＝100～140Mp，取[]＝130 Mp； 對(duì)Ⅰ軸花鍵 ＝＝80

33、038 Nm m 對(duì)Ⅰ軸裝離合器處花鍵 D＝36mm d＝32 mm z＝8 ＝18 mm 則 ＝21.8 Mp≤[] 滿(mǎn)足要求。 對(duì)Ⅰ軸裝帶輪處花鍵 D＝30mm d＝26mm z＝6 ＝40 mm 則 ＝12.7Mp≤[] 滿(mǎn)足要求。 所以Ⅰ軸花鍵滿(mǎn)足要求。 對(duì)Ⅱ軸花鍵 ＝＝155274 Nm m D＝46mm d＝42mm z＝8 ＝76 mm 則 ＝7.7Mp≤[] 滿(mǎn)足要求。 對(duì)Ⅲ軸花鍵 ＝＝427974 Nm m D＝50mm

34、d＝46mm z＝8 ＝126mm 則 ＝11.8Mp≤[] 滿(mǎn)足要求。 4.2.2平鍵的驗(yàn)算 普通平鍵的強(qiáng)度條件 ＝≤[] 式中：――計(jì)算擠壓應(yīng)力；Mp ——傳遞的轉(zhuǎn)矩；Nm —— 鍵與輪轂槽的接觸高度，＝0.5h，此處h為鍵的高度；mm —— 鍵的工作長(zhǎng)度；mm ――軸的直徑；mm []――鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力，查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表6－2，此處鍵、軸、輪轂三者材料都是鋼[]＝100～120M Mp，取[]＝110 Mp； 對(duì)Ⅱ軸三聯(lián)齒輪出A型平鍵 ＝155.274 Nm ＝0.5h＝0

35、.54＝2 mm ＝46 mm ＝53 mm 則 ＝ ＝31.8 Mp≤[] 滿(mǎn)足要求。 對(duì)Ⅲ軸三聯(lián)齒輪出A型平鍵 ＝427.974 Nm ＝0.5h＝0.57＝3.5mm ＝62mm ＝63 mm 則 ＝ ＝62.6 Mp≤[] 滿(mǎn)足要求。 對(duì)Ⅳ軸三聯(lián)齒輪出A型平鍵 ＝＝1677Nm ＝0.5h＝0.514＝7mm ＝78mm ＝75 mm 則 ＝ ＝81.9Mp≤[] 滿(mǎn)足要求。 4.3齒輪模數(shù)的驗(yàn)算 按接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算齒輪模數(shù)mj mj = 16300mm

36、 式中：N —— 傳遞的額定功率KW； —— 計(jì)算轉(zhuǎn)速（小齒輪）；r/min —— 齒寬系數(shù)； z1 —— 計(jì)算齒輪齒數(shù)； i —— 大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，“+”用于外嚙合，“—”用于內(nèi)嚙合，此處為外嚙合，故取“+”; —— 壽命系數(shù)： = KTK nKNKq KT —— 工作期限系數(shù)： KT = T——預(yù)定的齒輪工作期限，對(duì)中型機(jī)床 T = 15000～20

37、000h； n —— 齒輪的最低轉(zhuǎn)速；r/min c0 —— 基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，查《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表3； m —— 疲勞曲線(xiàn)指數(shù)，查《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表3； K n —— 轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，查《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表4； KN—— 功率利用系數(shù)，查《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表5； Kq —— 材料強(qiáng)化系數(shù)，查《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表6； Kc —— 工作狀況系數(shù)，中等沖擊主運(yùn)動(dòng)，Kc = 1.2～1.6； Kd —— 動(dòng)載荷

38、系數(shù)，查《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表8； Kb —— 齒向載荷分布系數(shù)，查《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表9； —— 許用接觸應(yīng)力，查《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表11；Mp 齒輪按彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算齒輪模數(shù)mw mw = 275 其中 Y —— 齒形系數(shù)由《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表10查得； —— 許用彎曲應(yīng)力，查《設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表11；Mp 驗(yàn)算結(jié)果如下表 按接觸疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算算齒輪模數(shù) 參數(shù) 傳動(dòng)組a 傳動(dòng)組b 傳動(dòng)組c N

39、 5.28 5.12 5.02 630 315 315 7.5 7.5 7.5 z1 24 19 18 i 2 2.8 4 m 3 3 3 n 630 315 112 T 15000 15000 15000 KT 3.84 3.05 2.16 1.44 0.88 0.81 c0 K n 0.85 0.68 0.89 KN 0.58 0.58 0.58 Kq 0.76 0.73 0.73 Kc 1.2 1.2 1.2 Kd 1.3

40、1.4 1.2 Kb 1.02 1.04 1.04 1100 1100 1100 mj 2.02 3.55 3.29 結(jié)論 估算值可用 估算值可用 估算值可用 齒輪按彎曲疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算齒輪模數(shù) 參數(shù) 傳動(dòng)組a 傳動(dòng)組b 傳動(dòng)組c N 5.28 5.12 5.02 630 315 315 7.5 7.5 7.5 z1 24 19 18 m 6 6 6 n 630 315 112 T 15000 15000 15000 KT 2.56 2.28 1.92 0.9 0.

41、9 0.9 c0 K n 0.95 0.85 0.86 KN 0.78 0.78 0.78 Kq 0.77 0.75 0.75 Kc 1.2 1.2 1.2 Kd 1.3 1.4 1.2 Kb 1.02 1.04 1.04 320 320 320 Y 0.42 0.386 0.378 mw 1.83 3.09 3.01 結(jié)論 估算值可用 估算值可用 估算值可用 綜上，估算的模數(shù)值可用。 4.4軸承壽命的驗(yàn)算 Lh=500≥[T

42、] 式中，Lh —— 額定壽命；h C —— 滾動(dòng)軸承的額定動(dòng)負(fù)荷；查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》第五章第三節(jié)常用滾動(dòng)軸承部分；N —— 速度系數(shù)， = ； —— 使用系數(shù)；查《設(shè)計(jì)指南》表2.4－19； ε—— 壽命系數(shù)，對(duì)于球軸承：ε= 3 ；對(duì)于滾子軸承：ε=10/3； ――功率利用系數(shù)；查《設(shè)計(jì)指南》表2.4－20； ―― 轉(zhuǎn)速變化系數(shù)；查《設(shè)計(jì)指

43、南》表2.4－21； —— 齒輪輪換工作系數(shù)，查《設(shè)計(jì)指南》表2.4－27； P —— 當(dāng)量動(dòng)載荷N ; T ——滾動(dòng)軸承許用使用壽命，一般取10000～15000h； 對(duì)Ⅰ軸的6406軸承受力如下圖 ＝＝＝398N ＝＝＝208.9N 附加軸向力 ＝0.2＝79.6N ＝0.2＝41.78N 軸向載荷 ＝＝79.6N ＝＝41.78N /＝0.2 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表13－5 X＝1 Y＝0 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表13－6

44、 ＝1.5 得 ＝（X＋Y） ＝1.5398 ＝597N 同理得 ＝312N 按計(jì)算 查表及計(jì)算有 C＝47500N ＝0.375 ＝1.1 ＝0.80 ε＝3 ＝0.97 ＝0.85 代入公式得 Lh＝34769756h≥[T] 滿(mǎn)足要求 對(duì)Ⅱ軸的30208軸承受力如下圖 通過(guò)分析計(jì)算有 ＝588.7N ＝1487.2N 且兩者相互垂直 ＝＝400N ＝＝550.6N 則 ＝＝680.6N 同理

45、 ＝955.4N 附加軸向力 ＝0.4＝272.2N ＝0.4＝382.2N 軸向載荷 ＝＝272.2N ＝＝382.2N /＝0.4 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表13－5 X＝1 Y＝0 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表13－6 ＝1.5 得 ＝（X＋Y） ＝1.5680.6 ＝1020.9N 同理得 ＝1433.1N 按計(jì)算 查表及計(jì)算有 C＝63000N ＝0.5098 ＝1.1 ＝0.80 ε＝10/3 ＝0.97 ＝0.85 代

46、入公式得 Lh＝78259622h≥[T] 滿(mǎn)足要求 同理對(duì)Ⅲ軸的30208軸承滿(mǎn)足要求。 對(duì)主軸軸承當(dāng)主（垂直）切削力與齒輪傳遞的力在同一平面內(nèi)且同向時(shí)主軸前軸承受力最大，如下圖所示，顯然驗(yàn)算主軸的軸承壽命只驗(yàn)算前軸承的32316型軸承。 由 108 ＋424 ＝324 得 ＝4632.9N 附加軸向力 ＝0.4＝1853.16N＝ 對(duì)32316型軸承C＝388000N =0.35 Y=1 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表13－5 X＝0.4 Y＝1 查《機(jī)械

47、設(shè)計(jì)》表13－6 ＝1.5 得 ＝（X＋Y） ＝1.5(0.44632.9＋1853.16) ＝5559.48N 查表及計(jì)算有 ＝0.769 ＝1.1 ＝0.80 ε＝10/3 ＝0.97 ＝0.85 代入公式得 Lh＝879306355h≥[T] 滿(mǎn)足要求 五、設(shè)計(jì)小結(jié) 這次機(jī)械加工設(shè)備課程設(shè)計(jì)是對(duì)車(chē)床主軸變速箱進(jìn)行設(shè)計(jì)，是我們第一次較全面的金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)知識(shí)的綜合運(yùn)用，通過(guò)這次練習(xí)，使得我們對(duì)金屬切削機(jī)床基礎(chǔ)知識(shí)有了一個(gè)

48、較為系統(tǒng)全面的認(rèn)識(shí)，加深了對(duì)所學(xué)知識(shí)的理解和運(yùn)用，將原來(lái)看來(lái)比較抽象的內(nèi)容實(shí)現(xiàn)了具體化，初步掊養(yǎng)了我們理論聯(lián)系實(shí)際的設(shè)計(jì)思想，訓(xùn)練了綜合運(yùn)用相關(guān)課程的理論，結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際分析和解決工程實(shí)際問(wèn)題的能力，鞏固、加深和擴(kuò)展了有關(guān)方面的知識(shí)。 通過(guò)制訂設(shè)計(jì)方案，合理選擇各種參數(shù)，以及針對(duì)課程設(shè)計(jì)中出現(xiàn)的問(wèn)題查閱資料、相互討論、向老師請(qǐng)教等大大擴(kuò)展了我們的知識(shí)面，培養(yǎng)了我們?cè)诒緦W(xué)科方面的興趣及實(shí)際動(dòng)手能力，對(duì)將來(lái)我們?cè)诖朔矫娴陌l(fā)展起了一個(gè)重要的作用。本次課程設(shè)計(jì)是我們對(duì)所學(xué)知識(shí)運(yùn)用的一次嘗試，是我們?cè)诮饘偾邢鳈C(jī)床知識(shí)學(xué)習(xí)方面的一次有意義的實(shí)踐。 在本次課程設(shè)計(jì)中，我獨(dú)立完成了自己的設(shè)計(jì)任務(wù)，通過(guò)這次設(shè)

49、計(jì)，弄懂了一些以前書(shū)本中難以理解的內(nèi)容，對(duì)以前所學(xué)知識(shí)的進(jìn)行了鞏固。在設(shè)計(jì)中，通過(guò)老師的指導(dǎo)，使自己在設(shè)計(jì)思想、設(shè)計(jì)方法和設(shè)計(jì)技能等方面都得到了一次良好的訓(xùn)練。 六、參考文獻(xiàn) 1.《機(jī)床主軸變速箱設(shè)計(jì)指導(dǎo)》 曹金榜 張玉峰等 編 2.《機(jī)械制造工藝金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)指南》 李洪 主編 東北工學(xué)院出版社 1989.3 3.《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》 4.《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》 機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)編寫(xiě)組 編 機(jī)械工業(yè)出版社 1978.12 5.《金屬切削機(jī)床》 戴曙 主編 機(jī)械工業(yè)出版社 2008.4 6.《機(jī)械設(shè)計(jì)》 濮良貴 紀(jì)名剛 主編 高等教育出版社 2008.4 7.《機(jī)械制圖》 王蘭美 主編 高等教育出版社 2006.2 8.《材料力學(xué)》 劉鴻文 主編 高等教育出版社 2003.3 9.《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》 周元康等 主編 重慶大學(xué)出版社 2007.2 10.《機(jī)械原理》 孫桓 陳作模 葛文杰 主編 高等教育出版社 2005.12 11.《機(jī)床設(shè)計(jì)圖冊(cè)》 上海紡織工學(xué)院編 1979.6 30