16、帶的基準(zhǔn)長度并驗算小輪包角
由式
可得0.7（100+112）2（100+112）
即148.4424，選取=300mm
所以有：
由《機械設(shè)計》P293表13－2查得Ld＝900mm
實際中心距
符合要求。
表4. 包角修正系數(shù)
包角
220
210
200
190
180
150
170
160
140
130
120
110
100
90
1.20
1.15
1.10
1.05
1.00
0.92
0.98
0.95
0.89
0.86
0.82
0.78
0.73
0.68
17、表5. 彎曲影響系數(shù)
帶型
Z
A
B
C
D
E
3.5確定帶的根數(shù)z
查機械設(shè)計手冊，取P1=0.35KW，△P1=0.03KW
由《機械設(shè)計》P299表13－8查得，取Ka=0.95
由《機械設(shè)計》P293表13－2查得，KL＝1.16
則帶的根數(shù)
所以z取整數(shù)為3根。
3.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸
根據(jù)V帶輪結(jié)構(gòu)的選擇條件，電機的主軸直徑為d=28mm；
由《機械設(shè)計》P293 ，“V帶輪的結(jié)構(gòu)”判斷：當(dāng)3d＜dd1(90mm)＜300mm，可采用H型孔板式或者P型輻板式帶輪
18、，這次選擇H型孔板式作為小帶輪。
由于dd2>300mm，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。
3.7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。
3.8計算壓軸力
由《機械設(shè)計》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝117.39N，上面已得到=177.57，z=3，則
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）
19、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 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）
項目
符號
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
基準(zhǔn)寬度
b p
5.3
8.5
11
20、.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
第一槽對稱面至端面的距離
f min
6
7
9
11.5
16
23
28
最小
21、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
22、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） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d時)，如圖7 -6a。
（2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖7-6b。
（3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖7 -6c 。
（4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖7-6d。
（a） （b） （c） （d）
圖7-6 帶輪結(jié)構(gòu)類型
根據(jù)
23、設(shè)計結(jié)果，可以得出結(jié)論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）
3.9 計算轉(zhuǎn)速的計算
（1）主軸的計算轉(zhuǎn)速nj，由公式n=n得，主軸的計算轉(zhuǎn)速nj=463.02r/min，
取500r/min。
(2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速
軸2=1000 r/min，軸1=800r/min。
（2）確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。
表3-1 各軸計算轉(zhuǎn)速
軸 號
Ⅰ 軸
Ⅱ 軸
Ⅲ 軸
計算轉(zhuǎn)速 r/min
800
1000
5000
（3） 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。3-2。
24、 表3-2 齒輪副計算轉(zhuǎn)速
序號
Z
Z
Z
Z
Z
n
800
800
1000
1000
500
3.10 齒輪模數(shù)計算及驗算
（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度公式進行計算，即mj=16338可得各組的模數(shù)，如表3-3所示。
表3-3 模數(shù)
組號
基本組
第一擴大組
模數(shù) mm
2.5
2.5
（2）基本組齒輪計算。
基本組齒輪幾何尺寸見下表
齒輪
Z1
Z1`
Z2
Z2`
齒數(shù)
25、
42
52
36
58
分度圓直徑
105
130
90
145
齒頂圓直徑
110
135
95
150
齒根圓直徑
98.75
123.5
83.75
138.75
齒寬
20
20
20
20
按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)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(yīng)力驗算公式為
彎曲應(yīng)力驗算公式為：
式中
26、N----傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動機功率，N=5kW;
-----計算轉(zhuǎn)速（r/min）. =500（r/min）;
m-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=2.5（mm）;
B----齒寬（mm）;B=20（mm）;
z----小齒輪齒數(shù)；z=36;
u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=1.6;
-----壽命系數(shù)；
=
----工作期限系數(shù)；
T------齒輪工作期限，這里取T=15000h.;
27、 -----齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）, =500（r/min）
----基準(zhǔn)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(zhuǎn)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
28、
Y------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；
---許用彎曲應(yīng)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。
第一擴大組
齒輪幾何尺寸見下表
齒輪
Z3
Z3`
Z4
Z4`
齒數(shù)
47
37
37
47
分度圓直徑
117.5
92.5
92.5
117.5
齒頂圓直徑
122.5
97.5
97.5
122.5
齒根圓直徑
111
29、.25
86.25
86.25
111.25
齒寬
20
20
20
20
第二擴大組齒輪幾何尺寸見下表
齒輪
Z5
Z5`
Z6
Z6`
齒數(shù)
49
39
29
59
分度圓直徑
147
117
87
177
齒頂圓直徑
153
123
93
183
齒根圓直徑
139.5
109.5
79.5
169.5
齒寬
24
24
24
24
按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。
30、
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，
=1，=1，m=3.5，=355；
可求得：
=619 Mpa
=135Mpa
3.11 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）
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(zhuǎn)
31、速
---該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角，==。
各軸最小軸徑如表3-3。
表3-3 最小軸徑
軸 號
Ⅰ 軸
Ⅱ 軸
最小軸徑mm
35
40
3.12 主軸合理跨距的計算
由于電動機功率P=3kw，根據(jù)【1】表3.20，前軸徑應(yīng)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(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=120mm，主軸孔徑為30mm。
軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩T=9550=
32、9550=424.44N.m
設(shè)該機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)濟加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)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(shè)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
33、
根據(jù) 文獻(xiàn)【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(dāng)量外徑de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為
I==113.810-8m4
η===0.14
查【1】圖3-38 得 =2.0，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距=1202.0=240mm
合理跨距為（0.75-1.5），取合理跨距l(xiāng)=360mm。
根據(jù)結(jié)構(gòu)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
34、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4章 主要零部件的選擇
4.1 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
4.2 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 dDB =8X36X40X7
III軸選擇鍵規(guī)格
35、：
BXL=14X90
4.3 主軸彎曲剛度校核
（1）主軸剛度符合要求的條件如下：
a主軸的前端部撓度
b主軸在前軸承處的傾角
c在安裝齒輪處的傾角
(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==
主軸剛度：
因為di/de=25/285=0.088<0.7,所以孔對剛度的影響可忽略；
ks==2kN/mm
剛度要求：主軸的剛度可根據(jù)機床的穩(wěn)定性和精度要求來評定
4.4.軸承校核
4.5 潤滑與密封
主軸轉(zhuǎn)速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨的油管將油引到軸承處。
36、
主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種：
1）密封圈——加密封裝置防止油外流。。
2）疏導(dǎo)——在適當(dāng)?shù)牡胤阶龀龌赜吐?，使油能順利地流回到油箱?
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/fb[p]
式中 Mn——摩擦離合器所傳遞的扭矩（Nmm）；
Mn＝955η/＝95530.98
37、/800＝1.28（Nmm）;
Nd——電動機的額定功率（kW）；
——安裝離合器的傳動軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min）；
η——從電動機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《機床設(shè)計指導(dǎo)》表2-15，取f=0.08；
——摩擦片的平均直徑（mm）;
=（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（N/）；
＝＝1.1
38、1.001.000.76＝0.836
——基本許用壓強（MPa），查《機床設(shè)計指導(dǎo)》表2-15，取1.1；
——速度修正系數(shù)
＝n/6=2.5（m/s）
根據(jù)平均圓周速度查《機床設(shè)計指導(dǎo)》表2-16，取1.00；
——接合次數(shù)修正系數(shù)，查《機床設(shè)計指導(dǎo)》表2-17，取1.00；
——摩擦結(jié)合面數(shù)修正系數(shù)，查《機床設(shè)計指導(dǎo)》表2-18，取0.76。
所以 Z≥2MnK/fb[p]＝21.281.4/（3.140.08230.836＝11
39、 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
＝0.4＝0.411＝4.4
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)＝1.13.14231.00＝3.57
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，常用10或15鋼，表面滲碳0.3～0.5（mm）,淬火硬度達(dá)HRC52～62。
第6章 主要零部件的選擇
6.1電動機的選擇
轉(zhuǎn)速n＝1420r/min，功率P＝3kW
40、
選用Y系列三相異步電動機
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
6.3變速操縱機構(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
（a） 主軸的前端部撓度
（b） 主軸在前軸承處的傾角
（c） 在安裝齒輪處的傾角
E取為，
，
由于小齒輪的傳動力大，這里以小齒輪來進行
41、計算
將其分解為垂直分力和水平分力
由公式
可得
主軸載荷圖如下所示：
由上圖可知如下數(shù)據(jù)：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm
計算（在垂直平面）
,,
，，
，，
計算（在水平面）
,,
，，
，，
合成：
6.5 軸承壽命校核
由П軸最小軸徑可取軸承為7008C角接觸球軸承,ε=3；P=XFr+YFaX=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(yù)期的使用壽命 [L10h]=15000h
L10h===h≥[L
42、10h]=15000h
軸承壽命滿足要求。
第7章 主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明
7.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案
設(shè)計主軸變速箱的結(jié)構(gòu)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(gòu)、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結(jié)件的結(jié)構(gòu)設(shè)計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設(shè)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(shè)計時除考慮一般機械傳動的有關(guān)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(jié)構(gòu)工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標(biāo)準(zhǔn)化和通
43、用化的原則。
主軸變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計時整個機床設(shè)計的重點，由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜，設(shè)計中不可避免要經(jīng)過反復(fù)思考和多次修改。在正式畫圖前應(yīng)該先畫草圖。目的是：
1 布置傳動件及選擇結(jié)構(gòu)方案。
2 檢驗傳動設(shè)計的結(jié)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。
I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
44、體。齒輪的直徑受到離合器內(nèi)徑的約束，齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑，負(fù)責(zé)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(zhuǎn)動，右邊接通得到三級反向轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)。
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(zhuǎn)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(guān)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(jié)束語
45、
1、本次課程設(shè)計是針對專業(yè)課程基礎(chǔ)知識的一次綜合性應(yīng)用設(shè)計，設(shè)計過程應(yīng)用了《機械制圖》、《機械原理》、《工程力學(xué)》等。
2、本次課程設(shè)計充分應(yīng)用了以前所學(xué)習(xí)的知識，并應(yīng)用這些知識來分析和解決實際問題。
3、本次課程設(shè)計進一步掌握了一般設(shè)計的設(shè)計思路和設(shè)計切入點，同時對機械部件的傳動設(shè)計和動力計算也提高了應(yīng)用各種資料和實際動手的能力。
4、本次課程設(shè)計進一步規(guī)范了制圖要求，掌握了機械設(shè)計的基本技能。
5、本次課程設(shè)計由于學(xué)習(xí)知識面的狹窄和對一些概念的理解不夠深刻，以及缺乏實際設(shè)計經(jīng)驗，使得設(shè)計黨中出現(xiàn)了許多不妥和錯誤之處，誠請老師給予指正和教導(dǎo)。
參考文獻(xiàn)
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最大加工直徑為250mm的普通車床的主軸箱部件設(shè)計【全套圖紙】
