自動攻絲機設計
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畢業(yè)設計(論文)
題 目： 自動攻絲機設計
摘 要
本文主要進行的是自動攻絲機設計，該自動攻絲機在普通的小臺式鉆床機床上進行設計，設計機床得主傳動變速系統(tǒng)時首先利用傳動系統(tǒng)設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)及主軸功率與轉矩特性要求，分析了機電關聯(lián)分級調速主傳動系統(tǒng)的設計原理和方法。從主傳動系統(tǒng)結構網(wǎng)入手，確定最佳機床主軸功率與轉矩特性匹配方案，計算和校核相關運動參數(shù)和動力參數(shù)。本說明書著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設計步驟和設計方法，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，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡化結構，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設計方案。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。
關鍵詞：分級變速;傳動系統(tǒng)設計;傳動副;結構網(wǎng);結構式;齒輪模數(shù);傳動比
29
Abstract
First, in order to obtain the ideal and more understanding of the design method of transmission system design of machine tool transmission system when the winner. According to the requirements of the main drive system of CNC machine tool and spindle power and torque characteristics, analysis of the design principle and method of mechanical and electrical connection and speed of main transmission system. Starting from the main drive system structure network, determine the optimum matching scheme of machine tool spindle power and torque characteristics, the calculation and verification of relevant motion parameters and dynamic parameters. Design steps and design method of this specification focuses on the main drive system of machine tool, according to the motion parameters have been determined by transmission center distance of expansion graph of the minimum as the goal, formulate transmission scheme transmission system, in order to obtain the optimal scheme and high design efficiency. In the main drive system of machine tool, in order to reduce the number of gears, simplify the structure, reduce the axial size, design method of the number of gear teeth is trial, join algorithm, design calculation of trouble and is not easy to find a reasonable. Through the research and analysis of the main drive system of triple slide gear characteristics, draw the part drawing and the spindle box expansion plan and section view.
Key Words: classification of transmission; the transmission system; design; transmission; network structure; structure type; the module of gear; transmission ratio
目 錄
摘 要 II
Abstract III
1 緒論 1
1.1 鉆床簡介 1
1.2 鉆床的發(fā)展及趨勢 1
1.3 自動攻絲機介紹 2
1.4 本課題設計內容及要求 3
2 自動攻絲機總體方案設計 4
2.1 自動攻絲機的動力選擇 4
2.2 自動攻絲機的驅動方式 4
2.3 自動攻絲機的動力性能比較 5
2.4 自動攻絲機動力的計算與選擇 6
3 自動攻絲機設計 8
3.1 運動參數(shù)及轉速圖的確定 8
3.1.1轉速范圍 8
3.1.2轉速數(shù)列 8
3.1.3確定結構式 9
3.1.4確定結構網(wǎng) 9
3.1.5繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 10
3.2 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 10
4 自動攻絲機動力計算 12
4.1 帶傳動設計 12
4.2 計算轉速的計算 13
4.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 14
4.4 常用材料及熱處理 14
4.5 傳動軸最小軸徑的初定 19
4.6 主軸合理跨距的計算 20
5 主要零部件的選擇 22
5.1 軸承的選擇 22
5.2 鍵的規(guī)格 22
5.3 變速操縱機構的選擇 22
6 校核 23
6.1 剛度校核 23
6.2 軸承壽命校核 24
7 結構設計及說明 26
7.1 結構設計的內容、技術要求和方案 26
7.2 展開圖及其布置 26
結 論 27
參考文獻 28
致 謝 29
1 緒論
1.1 鉆床簡介
目前將機床分為12大類：車床、鉆床、鏜床、磨床、齒輪加工機床、螺紋加工機床、銑床、刨插床、拉床、特種加工機床、鋸床及其他機床。在每一類機床中，又可以按照工藝范圍、步型型式和結構等等，可以分為若干組，每一組又可以分為若干系列。如鉆床又包括：坐標鏜鉆床、深孔鉆床、搖臂鉆床、臺式鉆床、立式鉆床、臥式鉆床、中心孔鉆床及其他鉆床。在上述的基本分類方法的基礎上，還可以根據(jù)機床的其他特征進一步進行分類。同類型機床按照應用范圍（通用性程度），可以分為通用機床（或者稱萬能機床）、專門化機床和專用機床三大類。其中通用機床是可以加工多種工件，完成多種多樣工序的加工范圍較廣的機床，如臥式車床、搖臂鉆床等等。
搖臂鉆床主要由立柱，搖臂，主軸箱，和底座等部分組成。主軸箱裝在搖臂上，可沿立柱上下移動，以適應加工不同高度工件的要求。此外，搖臂還可以隨外立柱在360°范圍回轉，因此主軸很容易調整到所需要的加工位置。為了使主軸在加工時保持確定的位置，搖臂鉆床還具有內立柱，搖臂及主軸箱的夾緊機構，當主軸的位置調整確定后，可以快速將它們夾緊。 搖臂鉆床的其他變形如萬向搖臂鉆床搖臂和主軸箱可以回轉或傾斜，使主軸可在空間任意方向都可以進行鉆削，適用于重型機器，機車車輛，船舶和鍋爐等制造業(yè)中加工大型工件。車式搖臂鉆床的底座有車輪，可以在軌道上移動，適用于橋梁和機床等行業(yè)窄長形工件的孔加工。
1.2 鉆床的發(fā)展及趨勢
進入市場經(jīng)濟后，國內機床行業(yè)競爭日趨激烈，與中捷搖臂鉆廠生產(chǎn)相同型號產(chǎn)品的企業(yè)有40多家，中捷搖臂鉆廠產(chǎn)品領先優(yōu)勢受到挑戰(zhàn)。為了應對挑戰(zhàn)，中捷搖臂鉆廠在產(chǎn)品賣得正火的時候，提出了進行跨越產(chǎn)品結構調整。第一，用先進技術改造傳統(tǒng)產(chǎn)品。如普通搖臂鉆床實現(xiàn)了五軸聯(lián)動，價格由幾萬元上升到幾十萬元，達到中國搖臂鉆床最高水平。第二，向國際先進水平靠攏，不斷擴大產(chǎn)品領先優(yōu)勢。ZK系列、橋式和動橋系列產(chǎn)品，十幾項技術居國內領先地位。ZK3050獲得自主知識產(chǎn)權，并成為國家重點新產(chǎn)品；Z3580A萬向搖臂鉆，在任何空間、任意方向、任意位置上實現(xiàn)鉆削功能，不僅填補了國內空白，在國外也不多見。在國際著名的芝加哥機床展覽會上，中捷搖臂鉆廠參展產(chǎn)品被一位美籍華商相中并當場拉走。德國、意大利、西臘、瑞典、伊朗等國家和地區(qū)紛紛提出做中捷牌搖臂鉆的代理經(jīng)銷商。在上海國際機床展覽會上，沈陽機床股份有限公司參展的數(shù)控鉆銑床，同時被國內三家企業(yè)看好。搖臂鉆床和大多數(shù)機床一樣，將向數(shù)控自動化、機電一體化和智能化方向發(fā)展。搖臂鉆床未來的發(fā)展趨勢是：應用電子計算機技術，簡化機械結構，提高和擴大自動化工作的功能，使機床適應于納入柔性制造系統(tǒng)工作；提高功率主運動和進給運動的速度，相應提高結構的動、靜剛度以適應采用新型刀具的需要，提高切削效率；提高加工精度并發(fā)展超精密加工機床，以適應電子機械、航天等新興工業(yè)的需要。
1.3 自動攻絲機介紹
加工定制：否
類型：工業(yè)臺鉆
品牌：雙龍
型號：XX
主電機功率：0.37（kw）
軸數(shù)量：單軸
鉆孔直徑范圍：1-13（mm）
主軸轉速范圍：480-4100（rpm）
主軸孔錐度：B16
控制形式：人工
適用行業(yè)：通用
布局形式：立式
適用范圍：通用
作用對象材質：金屬
產(chǎn)品類型：全新
項目
Z512-2
最大鉆孔直徑
12.7mm
最大主軸行程
100mm
主軸端錐度
B16
主軸中心至立柱表面距離
193mm
工作臺面尺寸
165*265mm
底座臺面尺寸
250*300mm
主軸端至工作臺面距離
0~330mm
主軸端至底座面距離
188~556mm
工作臺升降行程
—
主軸箱升降行程
—
工作臺在垂直平面內回轉角度
±45°
主軸轉速
480,800,1400,2400,4100r/min
電機*
370或550
外形尺寸(長×寬×高)
688*380*1037mm
凈重
97Kg
1.4 本課題設計內容及要求
1.完成自動攻絲機的結構設計，要求結構精小簡單，外形尺寸控制在80×50×100（mm）內，2.軸數(shù)量:單軸；3.鉆孔直徑范圍:13（mm）；4.主軸轉速范圍:480－4100（rpm）5.控制形式:人工；6.適用行業(yè):通用，7.布局形式:立式。
2 自動攻絲機總體方案設計
機械系統(tǒng)通常是由原動機、傳動裝置、工作機和控制操縱部件及其它輔助部件組成。工作機是機械系統(tǒng)中的執(zhí)行部分，原動機是機械系統(tǒng)的中的驅動部分，傳動裝置則是把原動機和工作機有機地聯(lián)系起來，實現(xiàn)能量傳遞和運動形式轉換不可缺少的部分，而其中原動機在機械系統(tǒng)中所起的作用是：（1）把自然界的能源變成機械能；（2）把發(fā)電機等變能機所產(chǎn)生的各種形態(tài)的能量轉換為機械能。
2.1 自動攻絲機的動力選擇
常用原動機有以下三種運動形式，具體見表2-1：
表2-1 原動機運動形式
運動形式
實例
連續(xù)運動
電動機、液壓馬達、氣壓馬達、柴油機、汽油機
往復運動
直線電動機、汽缸、液壓缸
往復擺動
擺動油缸、擺動汽缸
2.2 自動攻絲機的驅動方式
由一臺原動機通過傳動裝置驅動執(zhí)行機構工作，叫做單機集中驅動。而多機分別驅動自然而然是用多臺原動機來驅動各執(zhí)行機構工作。兩種驅動方式中，單機集中驅動傳動裝置復雜，操作麻煩，功率大，但價格便宜。而多機分別驅動傳動裝置簡單，電動機功率小，但成本比較高。
1）必須考慮到工作機對原動機所提出的起動、過載、運轉平穩(wěn)性等方面的要求；
2）必須考慮到其經(jīng)濟效益及其成本，這也是非常重要的一項。
3）必須考慮到現(xiàn)場能源的供應情況及工作環(huán)境因素；
4）必須考慮原動機的機械特性與工作機的匹配情況；
5）必須考慮到維修是否方便，操作是否簡單，工作是否可靠；
2.3 自動攻絲機的動力性能比較
表2-2 原動機性能比較
類別
電動機
氣缸馬達
液壓馬達
柴油機
尺寸
較大
較小
較小
較大
功率及取范圍
功率大；0.3~1000KW，范圍廣
功率比電動機大；一般在2.2KW以下，尤其適用于0.75KW以下的高速傳動
功率最大；受實際油壓和馬達尺寸的限制
功率大；5~38000KW
重量
大
比電動機大
最大
大
輸出剛度
硬
軟
較硬
較硬
運行溫度控制
溫度應低于許應值
排氣時空氣膨脹，噪聲較大，排氣處應安裝消聲器
對油箱進行風冷或水冷
調整方法和性能
直流電動機用改變電樞電阻、電壓或改變磁通的方法；交流電動機用變頻、變極或變轉差率的方法
用氣閥控制，簡單，迅速，但不夠精確
通過閥或泵控制改變流量，調速范圍大
較難
噪聲
小
較大
較大
較大
維護要求
較少
少
較多
較多
初始成本
低
較高
高
高
運轉費用
最低
最高
高
高
應用
很廣，需要動力電源
小功率高速場合
較廣
很廣，如各種車輛，船舶、農(nóng)用機械、工程機械和壓縮機等等
2.4 自動攻絲機動力的計算與選擇
鉆床切削力的計算包括鉆床主軸轉矩計算和主軸軸向切削力的計算。由于加工材料為Q235鋼，其屬于碳素結構鋼，鉆頭為高速鋼麻花鉆，加工方式為鉆孔，所以查《機床夾具設計手冊》得：
鉆床轉矩計算公式如下：
式中，—— 切削力矩（N·M）
—— 鉆頭直徑（mm）
—— 每轉進給量（mm）
—— 修正系數(shù)
軸向切削力的計算公式如下：
式中，—— 軸向切削力（N）
—— 鉆頭直徑（mm）
—— 每轉進給量(mm)
—— 修正系數(shù)
已知被加工材料為Q235結構鋼，結構鋼和鑄鋼取=736MPa，D=13mm，=0.2mm，所以可分別計算出切削轉矩和軸向切削為：
=13.5 N·M
=2595 N
由金屬切削原理可知，主軸切削功率的計算公式為：
式中：—— 軸向切削力（N）
—— 每轉進給量(mm)
n——主軸固定轉速（r/min）
—— 切削力矩（N·M）
將以上數(shù)值代入公式中可計算出功率=0.25KW
考慮到軸承傳動效率（查得為0.99）和鍵傳動效率（查得為0.98），所以可計算出鉆床主軸要傳遞的功率P為：
P=/(0.99×0.99×0.98)=0.37KW
考慮到自動攻絲機的現(xiàn)場工作環(huán)境及工作需求，自動攻絲機的起動力矩和調速范圍等要求，我選擇電動機作為其原動機。由于生產(chǎn)機械裝置及工作機所處的工作環(huán)境各不相同，電動機的 工作環(huán)境也自然而然就各不一樣。在絕大多數(shù)情況下，電動機工作的周圍大氣中有不同分量的灰塵和水分，有的處于潮濕之處甚至水下工作，有的周圍含有腐蝕性氣體甚至爆炸物，為了保證電動機能在不同的工作環(huán)境中順利地安全運行，電動機的外殼也就有多種型式，其型式有：開啟式、防護式、封閉式、防爆式。由于自動攻絲機工作常處于灰塵較多的場合，其外殼選用封閉式，電動機型號為Y系列，Y801-4，額定功率0.55KW，滿載轉速1390r/min，額定轉矩2.2N·m，質量17Kg。
3 自動攻絲機設計
3.1 運動參數(shù)及轉速圖的確定
3.1.1轉速范圍
擬定立式鉆床的主傳動系統(tǒng)的轉速圖，由總體設計方按可知：主軸的轉速范圍為480～4100 r/min，
選定公比
中型通用機床，常用的公比為1.26或1.41，考慮到適當減小本鉆床的相對速度損失，
當按照=1.41計算時，
按標準轉速數(shù)列為：475，670，950，1320，1900，2650，3750 r/min
由于標準序列中沒有480r/min,選擇最接近的475 r/min，
沒有最高轉速4100 r/min，選擇最接近的4250 r/min考慮速度損失，取值4750 r/min。
3.1.2轉速數(shù)列
當按照=1.26計算時，當按照=1.26計算時，
重新計算
475，600，750，950，1180，1500，1900，2360，3000，3750，4750
對于Z=11，可按照Z=12來計算。
3.1.3確定結構式
對于Z=11
即Z=12=4×3，或Z=12=3×2×2-4,或Z=12=3×2×2。
為了結構緊湊和主軸箱不過分的大，故選取Z=12=3×2×2-4.
可分解為：Z=21×22×24。
3.1.4確定結構網(wǎng)
根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結構緊湊的原則,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=1.415=5.57〈8 滿足要求，其結構網(wǎng)如圖2-1。已知該題設選用電機為二級調速電機，其分攤了0-1級的2個級別的變速。
圖2-1結構網(wǎng) Z=21×22×24
3.1.5繪制轉速圖和傳動系統(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）繪制轉速圖
圖2-2 轉速圖
（3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖2-3：
1-2軸最小中心距：A1_2min>1/2(Zmaxm+2m+D)
軸最小齒數(shù)和:Szmin>(Zmax+2+D/m)
3.2 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)
(1)Sz100-120,中型機床Sz=70-100
(2)直齒圓柱齒輪Zmin18-20
圖2-3 主傳動系統(tǒng)圖
（7）齒輪齒數(shù)的確定。據(jù)設計要求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)。
4 自動攻絲機動力計算
4.1 帶傳動設計
輸出功率P=0.55kw,轉速n1=1390r/min,n2=1900r/min
（1）確定計算功率:
按最大的數(shù)據(jù)計算P=0.55kw ,K為工作情況系數(shù)，查[1]表3.5. 取K=1.1
pd=kAP=0.55X1.1=0.65kw
（2）選擇V帶的型號:
根據(jù)pd,n1=1390r/min參考[1]圖表3.16及表3.3選小帶輪直徑，查表選擇A型V帶 d1=125mm
（3）確定帶輪直徑d1,d2
小帶輪直徑d1=125mm
驗算帶速v=d1n1/(60X1000)=X1250X1420/(60X1000)=6.9m/s
從動輪直徑d2=n1d1/n2=1900X125/1420=90mm取d2=90mm查[1]表3.3
計算實際傳動比i=d2/d1=125/90=2.222
（4）定中心矩a和基準帶長Ld
[1]初定中心距a0
0.7(d1+d2)a02(d1+d2))
203a0580取ao=300mm
[2]帶的計算基準長度
Ld0≈2a0+/2(d1+d2)+(d2-d1)2/4a0
≈2x300+/2(90+200)+(200-90)2/4X300
≈650mm
查[1]表3.2取Ld0=630mm
[3]計算實際中心距
a≈a0+(Ld-Ld0)/2=300+(630-650)=290mm
[4]確定中心距調整范圍
amax=a+0.03Ld=290+0.03X630=308.9mm
amin=a-0.015Ld=290-0.015X630=280.55mm
（5）驗算包角:1=1800-（d2-d1）/aX57.30=1800-(180-90)/290X57.30=1720>1200
（6）確定V帶根數(shù)：
確定額定功率：P0
由查表并用線性插值得P0=0.15kw
查[1]表37得功率增量P0=0.13kw
查[1]表38得包角系數(shù)K=0.99
查[1]表3得長度系數(shù)Kl=0.81
確定帶根數(shù)：Z=P/｛（P+△P）×K×K｝
=0.66/(1.05+0.13)X0.99X0.81=0.87取Z=1
4.2 計算轉速的計算
（1）主軸的計算轉速nj，由公式n=n得，主軸的計算轉速nj=70.9r/min，
取80 r/min。
(2). 傳動軸的計算轉速
軸2=224 r/min，軸1=315r/min。
（2）確定各傳動軸的計算轉速。Ⅱ軸共有4級轉速：160r/min、224 r/min、315 r/min、450 r/min。。若經(jīng)傳動副Z/ Z傳動主軸，則只有450r/min傳遞全功率；若經(jīng)傳動副Z4/ Z4’傳動主軸，全部傳遞全功率，其中160r/min是傳遞全功率的最低轉速， 故其計算轉速nⅡj=160 r/min；Ⅰ 軸有1級轉速，且都傳遞全功率，所以其計算轉速nⅠj=630 r/min。各計算轉速入表3-1。
表3-1 各軸計算轉速
軸 號
Ⅰ 軸
Ⅱ 軸
Ⅲ 軸
計算轉速 r/min
630
160
80
（3） 確定齒輪副的計算轉速。齒輪Z裝在主軸上共4級轉速，其中只有80r/min傳遞全功率，故Zj=80 r/min。
齒輪Z裝在Ⅱ軸上，共4級轉速，但經(jīng)齒輪副Z/Z傳動主軸，則只有160r/min傳遞全功率，故Zj=160r/min。依次可以得出其余齒輪的計算轉速，如表3-2。
4.3 齒輪模數(shù)計算及驗算
從對齒輪的失效分析可知，為了使齒輪能夠正常工作，應對齒輪的材料提出如下基本要求：
（1）齒面應有足夠的硬度和耐磨性，以防止齒面磨損、點蝕、膠合以及塑性變形等失效。
（2）輪齒心部應有足夠的強度和較好的韌性，以防止齒根折斷忽然抵抗沖擊載荷。
（3）應有良好的加工工藝性能及熱處理性能，以便加工和提高力學性能。
4.4 常用材料及熱處理
適合制造齒輪的材料有很多，最常用的是鋼、鑄鐵，有些場合也采用非金屬材料。
1、鋼
鋼具有強度高、韌性好、便于制造和熱處理等優(yōu)點。大多數(shù)齒輪毛坯都采用優(yōu)質碳素鋼和合金鋼通過鍛造而成，并通過熱處理改善和提高力學性能。按熱處理后齒面硬度的不同，鋼制齒輪分為軟齒面齒輪和硬齒面齒輪兩種。
軟齒面齒輪的齒面硬度小于或等于350HBS，通常適用于一般用途、中小功率以及精度要求不高的場合，例如一般用途的減速器。由于齒面硬度不高，這種齒輪的毛坯在進行調質或正火的熱處理之后再進行精加工，一般采用插齒或滾齒等方法。
對于一對軟齒面的齒輪來說，在傳動的過程中，小齒輪的輪齒嚙合次數(shù)比大齒輪的多，同時小齒輪的齒根較薄，使得小齒輪的輪齒彎曲強度較弱。因此，通常使小齒輪的齒面硬度要比大齒輪的齒面硬度高30～50HBS或更多，以保證大、 小齒輪的使用壽命相接近。在一般情況下，通常選用不同的材料或不同的熱處理可以實現(xiàn)這個要求。
硬齒面齒輪的齒面硬度大于350HBS，常用于高速重載及受有沖擊載荷的或要求結構緊湊的重要機械傳動中，例如機床、汽車變速箱等。這種齒輪的毛坯在進行調質或正火后，進行精切齒，然后再進行表面淬火處理，使得齒輪的耐磨性提高，承載能力增大。
硬齒面齒輪與軟齒面齒輪比較，其綜合承載能力可提高2～3倍?；蛘哒f，在相同的承載能力下，硬齒面的齒輪傳動要比軟齒面的結構尺寸小得多。所以，除非受到工藝或生產(chǎn)等條件的限制，一般情況下應盡可能采用硬齒面齒輪。
2、鑄鋼
對于齒輪的直徑尺寸較大（大于400～600mm），或結構復雜不易鍛造的齒輪毛坯，可用鑄鋼來制造。例如低速、重載的礦山機械中的大齒輪。
3、鑄鐵
灰鑄鐵具有較好的減磨性和加工性能，而且價格低廉，但它的強度較低，抗沖擊性能差，因此，常用于開式、低速輕載、功率不大及沖擊振動的齒輪的傳動中。
球墨鑄鐵的力學性能和抗沖擊能力較灰鑄鐵高，可代替灰鑄鐵、鑄鋼和調質鋼鑄造大直徑齒輪。
4、非金屬材料
非金屬材料的彈性好，耐磨性好，可注塑成型，成本低，但承載能力小，適用高速輕載以及精度要求不高場合。例如食品機械、家電產(chǎn)品以及辦公設備等。
常用齒輪的材料見下表5-3：
表5-3 常用齒輪的材料及其力學性能
材料
牌號
熱處
理方法
齒面硬度
強度極限
屈服極限
主要應用
優(yōu)質
碳
素鋼
45
正火
160～217HBS
580
290
低速輕載
調質
217～255HBS
650
360
低速中載
表面
淬火
48～55HRC
750
450
高速中載或低速重載
50
正火
180～220HBS
620
320
沖擊很小
合金鋼
40Cr
調質
表面淬火
240～260HBS
48～55HRC
700
900
550
650
中速中載
高速中載無劇烈沖擊
42SiMn
調質
表面淬火
217～269HBS
45～55HRC
750
470
高速中載無劇烈沖擊
20Cr
滲碳淬火
56～62HRC
650
400
高速中載
承受沖擊
20CrMnTi
滲碳淬火
56～62HRC
1100
850
鑄鋼
ZG310～570
正活
表面淬火
160～210HBS
40～50HRC
570
320
中速、中載、大直徑
ZG340～640
正火
調質
170～230HBS
240～270HBS
650
700
350
380
球墨鑄鐵
QT600-2
QT500-5
正火
220～280HBS
147～241HBS
600
500
低中速輕載有小的沖擊
灰鑄鐵
HT250
HT300
人工時效
170～240HBS
187～235HBS
200
300
低速輕載沖擊很小
根據(jù)上述齒輪材料的介紹，我設計改進后新增的齒輪中，齒輪材料選用40Cr，直齒輪的材料選用20CrMnTi，雙聯(lián)齒輪選用20CrMnTi。
（1）模數(shù)計算。一般同一變速組內的齒輪取同一模數(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)，
式中 mj——按接觸疲勞強度計算的齒輪模數(shù)（mm）；
——驅動電動機功率（kW）；
——被計算齒輪的計算轉速（r/min）；
——大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比，外嚙合取“+”，內嚙合取“-”；
——小齒輪的齒數(shù)（齒）；
——齒寬系數(shù)，（B為齒寬，m為模數(shù)），；=8
——材料的許用接觸應力（）。取=650 Mpa
（2）基本組的齒輪參數(shù)計算
mj=16338
=16338=1.6774
結合齒輪的模數(shù)標準，取標準值m=3
（3）擴大組的齒輪參數(shù)計算
mj=16338
=16338=1.84
結合齒輪的模數(shù)標準，取標準值m=5
如表3-3所示。
表3-3 模數(shù)
組號
基本組
擴大組
模數(shù) mm
2
2
（2）基本組齒輪計算。
按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。計算如下：
① 齒面接觸疲勞強度計算：
接觸應力驗算公式為
彎曲應力驗算公式為：
式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動機功率，N=3.5kW;
-----計算轉速（r/min）. =630（r/min）;
m-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=3（mm）;
B----齒寬（mm）;B=25（mm）;
z----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)；
=
----工作期限系數(shù)；
T------齒輪工作期限，這里取T=15000h.;
-----齒輪的最低轉速（r/min）
----基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取=，彎曲載荷取=
m----疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6;
----轉速變化系數(shù)，查【5】2上，取=0.60
----功率利用系數(shù)，查【5】2上，取=0.78
-----材料強化系數(shù)，查【5】2上， =0.60
-----工作狀況系數(shù)，取=1.1
-----動載荷系數(shù)，查【5】2上，取=1
------齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2上，=1
Y------齒形系數(shù)，查【5】2上，Y=0.386；
----許用接觸應力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；
---許用彎曲應力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；
根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：
=635 Mpa
=78 Mpa
（3）擴大組齒輪計算。
按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，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，
=1，=1，m=3.5，=355；
可求得：
=619 Mpa
=135Mpa
4.5 傳動軸最小軸徑的初定
由【5】式6，傳動軸直徑按扭轉剛度用下式計算：
d=1.64（mm）
或 d=91（mm）
式中 d---傳動軸直徑（mm）
Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000；
N----該軸傳遞的功率（KW）
----該軸的計算轉速
---該軸每米長度的允許扭轉角，==。
各軸最小軸徑如表3-3。
表3-3 最小軸徑
軸 號
Ⅰ 軸
Ⅱ 軸
III 軸
最小軸徑mm
25
30
45
4.6 主軸合理跨距的計算
由于電動機功率根據(jù)【1】表3.20，前軸徑應為60~90mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的d2=（0.7~0.9）d1，取d2=60mm。根據(jù)設計方案，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，主軸最大輸出轉矩T=9550=9550×=424.44N.m
假設設該機床為車床的最大加工直徑為300mm。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直徑的50%，這里取60%，即180mm，故半徑為0.09m；
切削力（沿y軸） Fc==4716N
背向力（沿x軸） Fp=0.5 Fc=2358N
總作用力 F==5272.65N
此力作用于工件上，主軸端受力為F=5272.65N。
先假設l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分別為
RA=F×=5272.65×=7908.97N
RB=F×=5272.65×=2636.325N
根據(jù) 文獻【1】式3.7 得：Kr=3.39得前支承的剛度：KA= 1689.69 N/ ；KB= 785.57 N/；==2.15
主軸的當量外徑de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為
I==113.8×10-8m4
η===0.14
查【1】圖3-38 得 =2.0，與原假設接近，所以最佳跨距=120×2.0=240mm
合理跨距為（0.75-1.5），取合理跨距l(xiāng)=360mm。
根據(jù)結構的需要，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。
5 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6012
II軸：對稱布置深溝球軸承6009
III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7012C
5.2 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×D×B =8X36X40X7
III軸選擇鍵規(guī)格：
BXL=14X90
5.3 變速操縱機構的選擇
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 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：:
L-----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；
N-----軸傳遞的全功率；
校核合成撓度
-----輸入扭距齒輪撓度；
-------輸出扭距齒輪撓度
；
---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；
=0.205；=0.088；=0.025。
合成撓度 =0.238
查文獻【6】，帶齒輪軸的許用撓度=5/10000*L
即=0.268。
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：
將上式計算的結果代入得：
由文獻【6】，查得支承處的=0.001
因〈0.001，故軸的轉角也滿足要求。
6.2 軸承壽命校核
⑴、Ⅰ軸軸承的校核
Ⅰ軸選用的是深溝球軸承6206，其基本額定負荷為19.5KN, 由于該軸的轉速是定值，所以齒輪越小越靠近軸承，對軸承的要求越高。根據(jù)設計要求，應該對Ⅰ軸未端的滾子軸承進行校核。
①齒輪的直徑
②Ⅰ軸傳遞的轉矩
∴
③齒輪受力
根據(jù)受力分析和受力圖可以得出軸承的徑向力為:
在水平面：
在水平面：
∴
④因軸承在運轉中有中等沖擊載荷，又由于不受軸向力，濮良貴主編《機械設計》( 第八版)表13-6查得載荷系數(shù)，取，則有：
⑤軸承的壽命計算:所以按軸承的受力大小計算壽命
故該軸承6206能滿足要求。
⑵、其他軸的軸承校核同上，均符合要求。
由П軸最小軸徑可取軸承為7008c角接觸球軸承,ε=3；P=XFr+YFa
X=1，Y=0。
對Ⅱ軸受力分析
得：前支承的徑向力Fr=2642.32N。
由軸承壽命的計算公式：預期的使用壽命 [L10h]=15000h
L10h=×=×=h≥[L10h]=15000h
軸承壽命滿足要求。
7 結構設計及說明
7.1 結構設計的內容、技術要求和方案
設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等）、主軸組件、操縱機構、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結件的結構設計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。畢業(yè)設計由于時間的限制，一0般只畫展開圖。
主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外，著重考慮以下幾個方面的問題。
精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結構工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標準化和通用化的原則。
主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點，由于結構復雜，設計中不可避免要經(jīng)過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。目的是：
1 布置傳動件及選擇結構方案。
2 檢驗傳動設計的結果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時改正。
3 確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置，以確
定各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數(shù)據(jù)。
7.2 展開圖及其布置
展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個平面上。
軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪。有兩種布置方案，一是將兩級變速齒輪和離合器做成一體。齒輪的直徑受到離合器內徑的約束，齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑，負責齒輪無法加工。這樣軸的間距加大。另一種布置方案是離合器的左右部分分別裝在同軸線的軸上，左邊部分接通，得到一級反向轉動，右邊接通得到三級反向轉動。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第一種方案，通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結構。
總布置時需要考慮制動器的位置。制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動器不要放在轉速太低軸上，以免制動扭矩太大，是制動尺寸增大。
齒輪在軸上布置很重要，關系到變速箱的軸向尺寸，減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。
結 論
本文完成了畢業(yè)設計，中間遇到很多困難，多謝老師指導。當我們不理解，不會做的時候，指導老師及時給予我們知識的補充；顯然那時的我們更像是一種知識的灌入狀態(tài)，而畢業(yè)設計的過程則更注重的是自我的鍛煉。我想倘若大學四年沒有多次課程設計打下的堅實基礎，可能我們要完成此次畢業(yè)設計就變成困難至極了。因此我在此對大學四年帶過我設計的所有指導老師誠摯的道聲謝謝！
經(jīng)過這次畢業(yè)設計，使我對機械系統(tǒng)設計這門課當中許多原理公式有了進一步的了解，并且對設計工作有了更深入的認識。在設計過程中，得到XX老師的精心指導和幫助，在此表示衷心的感謝。
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致 謝
在設計成過程中，感謝很多人的幫助和指點，首先我要感謝我的母校的辛勤培育，感謝院系各位老師四年來的諄諄教誨，感謝他們默默的栽培我。
本次設計是在我的導師XX教授的親切關懷和悉心指導下完成的。他嚴肅的科學態(tài)度，嚴謹?shù)闹螌W精神，精益求精的工作作風，深深地感染和激勵著我。從課題的選擇到項目的最終完成，老師都始終給予我細心的指導和不懈的支持，在此，謹向教師表示衷心的感謝和崇高的敬意！。
此外，在畢業(yè)設計過程中，也得到了其他老師和同學的幫助，設計任務一直在很好的氛圍中進行，在這里，也向他們表示真誠的感謝！
再次向設計中所有提供過幫助的人表示感謝！
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