1課程設(shè)計(jì)主軸箱部件院 系:機(jī)械工程學(xué)院專 業(yè):機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化專業(yè)班 級(jí):學(xué) 號(hào):姓 名:指導(dǎo)老師: 日 期: 2目 錄目 錄 .3第 1 章 機(jī)床用途、性能及結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單說明 .1第 2 章 設(shè)計(jì)部分的基本技術(shù)特性和結(jié)構(gòu)分析 .22.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù) .22.2 確定傳動(dòng)公比 2?2.3 擬定參數(shù)的步驟和方法 .32.3.1 極限切削速度 Vmax、Vmin .32.3.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速 .3第 3 章 運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì) .53.1 主電機(jī)功率—— 動(dòng)力參數(shù)的確定 53.2 確定結(jié)構(gòu)式 .53.3 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 63.4 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖 63.5 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù) 83.6 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 9第 4 章 設(shè)計(jì)部分的動(dòng)力計(jì)算 .94.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 94.1.1 計(jì)算設(shè)計(jì)功率 Pd 94.1.2 選擇帶型 104.1.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速 114.1.4 確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度并驗(yàn)算小輪包角 114.1.5 確定帶的根數(shù) z.124.1.6 確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 124.1.7 確定帶的張緊裝置 134.1.8 計(jì)算壓軸力 134.2 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算 144.3 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算 1534.4 傳動(dòng)軸最小軸徑的初定 204.5 主軸合理跨距的計(jì)算 21第 5 章 摩擦離合器(多片式)的計(jì)算 23第 6 章 主要零部件的選擇 .256.1 電動(dòng)機(jī)的選擇 .256.2 軸承的選擇 256.3 變速操縱機(jī)構(gòu)的選擇 .256.4 軸的校核 256.5 軸承壽命校核 286.6 鍵的選用及校核: 296.7 軸承端蓋設(shè)計(jì) .29第 7 章 箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) .31第 8 章 潤(rùn)滑與密封 .32第 9 章 主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及說明 .339.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案 339.2 展開圖及其布置 33結(jié)束語 .35參考文獻(xiàn) .3645670第 1 章 機(jī)床用途、性能及結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單說明機(jī)床技術(shù)參數(shù)有主參數(shù)和基本參數(shù),他們是運(yùn)動(dòng)傳動(dòng)和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的依據(jù),影響到機(jī)床是否滿足所需要的基本功能要求,參數(shù)擬定就是機(jī)床性能設(shè)計(jì)。主參數(shù)是直接反映機(jī)床的加工能力、決定和影響其他基本參數(shù)的依據(jù),如車床的最大加工直徑,一般在設(shè)計(jì)題目中給定,基本參數(shù)是一些加工件尺寸、機(jī)床結(jié)構(gòu)、運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力特性有關(guān)的參數(shù),可歸納為尺寸參數(shù)、運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)。通用車床工藝范圍廣,所加工的工件形狀、尺寸和材料各不相同,有粗加工又有精加工;用硬質(zhì)合金刀具又用高速鋼刀具。因此,必須對(duì)所設(shè)計(jì)的機(jī)床工藝范圍和使用情況做全面的調(diào)研和統(tǒng)計(jì),依據(jù)某些典型工藝和加工對(duì)象,兼顧其他的可能工藝加工的要求,擬定機(jī)床技術(shù)參數(shù),擬定參數(shù)時(shí),要考慮機(jī)床發(fā)展趨勢(shì)和同國內(nèi)外同類機(jī)床的對(duì)比,使擬定的參數(shù)最大限度地適應(yīng)各種不同的工藝要求和達(dá)到機(jī)床加工能力下經(jīng)濟(jì)合理。機(jī)床主傳動(dòng)系因機(jī)床的類型、性能、規(guī)格和尺寸等因素的不同,應(yīng)滿足的要求也不一樣。設(shè)計(jì)機(jī)床主傳動(dòng)系時(shí)最基本的原則就是以最經(jīng)濟(jì)、合理的方式滿足既定的要求。在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)結(jié)合具體機(jī)床進(jìn)行具體分析,一般應(yīng)滿足的基本要求有:滿足機(jī)床使用性能要求。首先應(yīng)滿足機(jī)床的運(yùn)動(dòng)特性,如機(jī)床主軸油足夠的轉(zhuǎn)速范圍和轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù);滿足機(jī)床傳遞動(dòng)力的要求。主電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)機(jī)構(gòu)能提供足夠的功率和轉(zhuǎn)矩,具有較高的傳動(dòng)效率;滿足機(jī)床工作性能要求。主傳動(dòng)中所有零部件有足夠的剛度、精度和抗震性,熱變形特性穩(wěn)定;滿足產(chǎn)品的經(jīng)濟(jì)性要求。傳動(dòng)鏈盡可能簡(jiǎn)短,零件數(shù)目要少,以便節(jié)約材料,降低成本。第 2 章 設(shè)計(jì)部分的基本技術(shù)特性和結(jié)構(gòu)分析2.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù)車床的主參數(shù)(規(guī)格尺寸)和基本參數(shù)如下原始數(shù)據(jù):主要技術(shù)參數(shù) 主電動(dòng)機(jī)功率 P/kw 5.5 主電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 1440 最小轉(zhuǎn)速 25 公比 1.41 級(jí)數(shù) z=12 2.2 確定傳動(dòng)公比 ?根據(jù)【1】 公式(3-2)因?yàn)橐阎?, , =1.4178Pmaxin120R?????zn?∴Z= +1=12lgnR根據(jù)【1】 表 3-5 標(biāo)準(zhǔn)公比 。這里我們?nèi)?biāo)準(zhǔn)公比系列 =1.417?因?yàn)?=1.41=1.06 ,根據(jù)【1】 表 3-6 標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列。首先找到最小極限轉(zhuǎn)速?67P50,再每跳過 5 個(gè)數(shù)(1.26~1.06 )取一個(gè)轉(zhuǎn)速,即可得到公比為 1.41 的數(shù)列:625,35.5,50,71,100,140,200,200,400,560,800,112022.3 擬定參數(shù)的步驟和方法2.3.1 極限切削速度 Vmax、Vmin根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮:允許的切速極限參考值如下:表 2.1加 工 條 件 Vmax(m/min) Vmin(m/min)硬質(zhì)合金刀具粗加工鑄鐵工件 30~50硬質(zhì)合金刀具半精或精加工碳鋼工件150~300螺紋加工和鉸孔 3~82.3.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速計(jì)算車床主軸極限轉(zhuǎn)速時(shí)的加工直徑,則主軸極限轉(zhuǎn)速應(yīng)為結(jié)合題目條件,取標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列數(shù)值,取 41.??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)。各級(jí)轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標(biāo)準(zhǔn)的數(shù)列表中查出,按標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速數(shù)列為:25,35.5,50,71,100,140,200,200,400,560,800,112034第 3 章 運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)3.1 主電機(jī)功率——?jiǎng)恿?shù)的確定合理地確定電機(jī)功率 N,使機(jī)床既能充分發(fā)揮其性能,滿足生產(chǎn)需要,又不致使電機(jī)經(jīng)常輕載而降低功率因素。在這里就近選擇一個(gè) 5.5KW 的電機(jī),可選取電機(jī)為:Y132S-4 額定功率為5.5KW,滿載轉(zhuǎn)速為 1440r/min.3.2 確定結(jié)構(gòu)式可以按照 Z=12 進(jìn)行分配已知 Z= x3b2aa,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。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)可以寫成多種傳動(dòng)副組合:a)12=3 b)12=4 3 4??c)12=3 d) 12=22212=2 3在上述的方案中 1 和 2 有時(shí)可以省掉一根軸。缺點(diǎn)是有一個(gè)傳動(dòng)組內(nèi)有四個(gè)傳動(dòng)副。如果用一個(gè)四聯(lián)滑移齒輪的話則會(huì)增加軸向尺寸;如果用兩個(gè)滑移雙聯(lián)齒輪,則操縱機(jī)構(gòu)必須互梭以防止兩個(gè)滑移齒輪同時(shí)嚙合。所以一般少用。3,4,5 方案可根據(jù)下面原則比較:從電動(dòng)機(jī)到主軸,一般為降速傳動(dòng)。接近電動(dòng)機(jī)處的零件,轉(zhuǎn)速較高從而轉(zhuǎn)矩較小,尺寸也較小。如使傳動(dòng)副較多的傳動(dòng)組放在接近電動(dòng)機(jī)處,則可使小尺寸的零件多些,大尺寸的零件就可少些,就省材料了。這就是“前多后少”的原則。從這個(gè)角度考慮,以取 12=3 的方案為2?好。在 12=2 中,又因基本組和擴(kuò)大組排列順序的不同而有不同的方案??赡艿牧N方案,其結(jié)構(gòu)網(wǎng)和結(jié)構(gòu)式見下面的圖。在這些方案中可根據(jù)下列原則選擇最佳方案。1)傳動(dòng)副的極限傳動(dòng)比和傳動(dòng)組的極限變速范圍 在降速傳動(dòng)時(shí),為防止5被動(dòng)齒輪的直徑過大而使徑向尺寸太大,常限制最小傳動(dòng)比 1/4。在升速時(shí),為防止產(chǎn)生過大的震動(dòng)和噪聲,常限制最大傳動(dòng)比。因此主傳動(dòng)鏈任一傳動(dòng)組的最大變速范圍一般為。方案 a b c d 是可行的。方案 d f 是不可行的。同時(shí),最后傳動(dòng)組與最后擴(kuò)大組往往是一致的,安裝在主軸與主軸前一傳動(dòng)軸的具有極限或接近極限傳動(dòng)比的齒輪副承受最大扭矩,在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)上可以獲得較為滿意的處理。這也就是最后傳動(dòng)組的傳動(dòng)副經(jīng)常為 2 的另一原因。設(shè)計(jì)車床主變速傳動(dòng)系時(shí),為避免從動(dòng)齒輪尺寸過大而增加箱體的徑向尺寸,在降速變速中,一般限制限制最小變速比 ;為避免擴(kuò)大傳動(dòng)誤差,減少震動(dòng)噪聲,41min?u在升速時(shí)一般限制最大轉(zhuǎn)速比 。斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)較平穩(wěn),可取2ax?。因此在主變速鏈任一變速組的最大變速范圍5.2max?u。在設(shè)計(jì)時(shí)必須保證中間變速軸的變速??)10~8(5.)2~(minax?uR范圍最小。3.3 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結(jié)構(gòu)緊湊的原則易知第二擴(kuò)大組的變速范圍 r=φ (P3-1)x=1.414=3.95〈8 滿足要求6312??圖 3.1 結(jié)構(gòu)網(wǎng)63.4 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖(1)選擇電動(dòng)機(jī):采用 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。(2)繪制轉(zhuǎn)速圖:圖 3.2 轉(zhuǎn)速圖(3)畫主傳動(dòng)系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù),畫主傳動(dòng)系統(tǒng)圖如圖 2-3:1-2 軸最小中心距:A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和:S zmin(Zmax+2+D/m)73.5 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù)(1)Sz 100-124,中型機(jī)床 Sz70-100?(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-24,m 4??齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等,據(jù)設(shè)計(jì)要求 Zmin≥18~24,齒數(shù)和Sz≤100~124,由表 4.1,根據(jù)各變速組公比,可得各傳動(dòng)比和齒輪齒數(shù),各齒輪齒數(shù)如表 3-1。表 3-1 齒輪齒數(shù)基本組 第一擴(kuò)大組 第二擴(kuò)大組傳動(dòng)比 1:1 1:2 1:1.41 1:1 1:2.8 2:1 1:4代號(hào) Z1Z 'Z 2Z 'Z3Z 'Z4Z ’ Z5 Z5’ Z6Z 'Z7 Z7’齒數(shù) 30 30 20 40 25 35 42 42 22 62 60 30 18 723.6 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差實(shí)際傳動(dòng)比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差,一般不應(yīng)超過±10( -1)%,即?〈10( -1)%=4.1%n標(biāo) 準(zhǔn) 轉(zhuǎn) 速標(biāo) 準(zhǔn) 轉(zhuǎn) 速實(shí) 際 轉(zhuǎn) 速 ?經(jīng)過計(jì)算都能小于 4.1%,轉(zhuǎn)速都能滿足設(shè)計(jì)要求。第 4 章 設(shè)計(jì)部分的動(dòng)力計(jì)算4.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)輸出功率 P=5.5kW,轉(zhuǎn)速 n1=1440r/min,n2=560r/min4.1.1 計(jì)算設(shè)計(jì)功率 Pd edAdPK?表 4-1 工作情況系數(shù) AK原動(dòng)機(jī)ⅰ類 ⅱ類一天工作時(shí)間/h工作機(jī) 10?10~16 16?0?10~16 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)( );7.5kW?離心式壓縮機(jī);輕型運(yùn)輸機(jī)1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.39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)7.5kW?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)》P 296表 4,取 KA=1.1。即 1.56.05kWdAedPK???4.1.2 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。圖 4-1 V 帶型功率轉(zhuǎn)速圖10根據(jù)算出的 Pd=6.05kW 及小帶輪轉(zhuǎn)速 n1=1440r/min ,查圖得:d d=80~100可知應(yīng)選取 A 型 V 帶。4.1.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P 298表 13-7 查得,小帶輪基準(zhǔn)直徑為 80~100mm則取 dd1=100mm ddmin.=75 mm(d d1根據(jù) P295表 13-4 查得)表 4-2 V 帶帶輪最小基準(zhǔn)直徑 mind槽型 Y Z A B C D Emind20 50 75 125 200 355 500 21 240=.5,10.5=6dd??由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P 295表 13-4 查“V 帶輪的基準(zhǔn)直徑”,得 =250mm2d① 誤差驗(yàn)算傳動(dòng)比: ( 為彈性滑動(dòng)率)210.5()(12%)di??????A ?誤差 符合要求1.5.0%0.452i????A② 帶速 114v=7.3/66dnms??滿足 5m/s300mm,所以宜選用 E 型輪輻式帶輪??傊л嗊x 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。4.1.7 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。4.1.8 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=117.83N,上面已得到 =172.63o,z=4,則1a172.632sin=4.8sinN=940.72ooFz???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 4-5 普通 V 帶輪的輪槽尺寸(摘自 GB/T13575.1-92)槽型 項(xiàng)目 符號(hào) 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 13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 32° ≤ 60 - - - - - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 36° 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38° 對(duì)應(yīng)的基準(zhǔn)直徑 d d - > 80 > 118 > 190 > 315 > 475 > 600 輪 槽 角 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 4-2a。 (2) 腹板帶輪:用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時(shí)),如圖 4-2b。 (3) 孔板帶輪:用于尺寸較大的帶輪((dd-d)> 100 mm 時(shí)),如圖 4-2c 。 (4) 橢圓輪輻帶輪:用于尺寸大的帶輪(dd> 500mm 時(shí)),如圖 4-2d。(a) (b) (c) (d)圖 4-2 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)4.2 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算(1)主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速n j,由公式 n =n 得,主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速jmi)13/(??z14nj=125r/min,取140r/min。(2). 傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速 軸3=180r/min 軸2=180 r/min,軸1=355r/min。(2)確定各傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速。各計(jì)算轉(zhuǎn)速入表 4-6。表 4-6 各軸計(jì)算轉(zhuǎn)速(3) 確定齒輪副的計(jì)算轉(zhuǎn)速。齒輪 Z 裝在主軸上其中只有 140r/min 傳遞全'6功率,故 Z j=140 r/min。'6依次可以得出其余齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速,如表 4-7。表 4-7 齒輪副計(jì)算轉(zhuǎn)速序號(hào) Z1Z 2Z3Z `4Z5n j800 400 400 400 1404.3 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算(1)模數(shù)計(jì)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(jiǎn)化的接觸疲勞強(qiáng)度公式進(jìn)行計(jì)算,即 mj=16338 可得各321][)(jjmnuzP???組的模數(shù),如表 3-3 所示。根據(jù) 和 計(jì)算齒輪模數(shù),根據(jù)其中較大值取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù):jmw=16338 =16338 mmj321][)(jjnuzP???????3213JmsniZKu????——齒輪的最低轉(zhuǎn)速 r/min;N——頂定的齒輪工作期限,中型機(jī)床推存: =15~24T T——轉(zhuǎn)速變化系數(shù); nk——功率利用系數(shù);N——材料強(qiáng)化系數(shù)。 q軸 號(hào) Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計(jì)算轉(zhuǎn)速 r/min 800 400 40015——(壽命系數(shù))的極值skmaxinssk,齒輪等轉(zhuǎn)動(dòng)件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數(shù) m 和基準(zhǔn)順環(huán)次數(shù) C0——工作情況系數(shù)。中等中級(jí)的主運(yùn)動(dòng): 1——?jiǎng)虞d荷系數(shù);2k——齒向載荷分布系數(shù);3——齒形系數(shù); Y根據(jù)彎曲疲勞計(jì)算齒輪模數(shù)公式為: 式中:N——計(jì)算齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)遞的額定功率 N=? dwNk——計(jì)算齒輪(小齒輪)的計(jì)算轉(zhuǎn)速 r/minjn——齒寬系數(shù) ,m?mb/??8Z1——計(jì)算齒輪的齒數(shù),一般取轉(zhuǎn)動(dòng)中最小齒輪的齒數(shù):——大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比, = ;(+)用于外嚙合,(-)號(hào)i i12?Z用于內(nèi)嚙合: 命系數(shù); sTNnqkk?::工作期限 , = ; TTmCn06= =3.49Tk接 310256?= =1.8T彎 96103=0.84 =0.58 nknk接=0.90 =0.55 =0.72 彎 q接 qk彎=3.49 0.84 0.58 0.55=0.94sk接 ??=1.8 0.84 0.90 0.72=0.99 時(shí),取 = ,當(dāng) 時(shí),取 = ;s?minskmaxskminskmin= =0.85 =1.5; kax1=1.2 =1 =0.378 23Y16許用彎曲應(yīng)力,接觸應(yīng)力,( )paM=354 =1750 ??W?pa??J?6 級(jí)材料的直齒輪材料選;24 熱處理 S-C59irTC3按接觸疲勞計(jì)算齒輪模數(shù) m 1-2 軸由公式 mj=16338 可得 mj=2.7mm,取 m=3mm321][)(jjnuzP???2-3 軸由公式 mj=16338 可得 mj=2.4mm,取 m=3mm321][)(jjm3-4 軸由公式 mj=16338 可得 mj=3.4mm,取 m=3.5mm321][)(jjnuzP???由于一般同一變速組內(nèi)的齒輪盡量取同一模數(shù),所以為了統(tǒng)一和方便如下?。罕?4-8 模數(shù)(2)基本組齒輪計(jì)算。表 4-9 基本組齒輪幾何尺寸表組號(hào) 基本組 第一擴(kuò)大組 第二擴(kuò)大組模數(shù) mm 3 3 3.5齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2` Z3 Z3`齒數(shù) 30 30 25 35 20 40分度圓直徑 90 90 75 105 60 120齒頂圓直徑 96 96 81 111 66 126齒根圓直徑 82.5 82.5 67.5 97.5 52.5 112.5齒寬 24 24 24 24 24 2417按基本組最小齒輪計(jì)算。小齒輪用 40Cr,調(diào)質(zhì)處理,硬度 241HB~246HB,平均取 260HB,大齒輪用 45 鋼,調(diào)質(zhì)處理,硬度 229HB~246HB ,平均取240HB。計(jì)算如下:① 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算:接觸應(yīng)力驗(yàn)算公式為??jfsj MPauBnNKzm??????)()1(02832彎曲應(yīng)力驗(yàn)算公式為:??wswPaBYnz?????)(109235式中 N----傳遞的額定功率(kW),這里取 N 為電動(dòng)機(jī)功率,N=4kW;-----計(jì)算轉(zhuǎn)速( r/min);jnm-----初算的齒輪模數(shù)(mm), m=3(mm);B----齒寬(mm);z----小齒輪齒數(shù);u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比;-----壽命系數(shù);sK=sTnNKq----工作期限系數(shù);TmTC016?T------齒輪工作期限,這里取 T=15000h.;-----齒輪的最低轉(zhuǎn)速( r/min)1n----基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù),接觸載荷取 = ,彎曲載荷取 =0C0C710C612?18m----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 =0.60nKnK----功率利用系數(shù),查【5】2 上,取 =0.78N N-----材料強(qiáng)化系數(shù),查【5】2 上, =0.60q q-----工作狀況系數(shù),取 =1.13K3K-----動(dòng)載荷系數(shù),查【5】2 上,取 =12------齒向載荷分布系數(shù),查 【5】2 上, =1 1 1KY------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;??j? ??j?---許用彎曲應(yīng)力(MPa),查【4】,表 4-7,取 =275 Mpa;w w根據(jù)上述公式,可求得及查取值可求得:=635 Mpa j????j?=78 Mpaww(3)第一擴(kuò)大組齒輪計(jì)算。擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見下表 表 4-10 擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸表齒輪 Z4 Z4` Z5 Z5`齒數(shù) 42 42 22 62分度圓直徑 126 126 66 186齒頂圓直徑 132 132 72 192齒根圓直徑 118.5 118.5 58.5 178.5齒寬 24 24 24 24(4)第二擴(kuò)大組齒輪計(jì)算。19表 4-11 擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸表齒輪 Z6 Z6` Z7 Z7`齒數(shù) 60 30 18 72分度圓直徑 210 105 63 252齒頂圓直徑 217 112 70 259齒根圓直徑 201.25 96.25 54.25 243.25齒寬 24 24 24 24按擴(kuò)大組最小齒輪計(jì)算。小齒輪用 40Cr,調(diào)質(zhì)處理,硬度241HB~246HB,平均取 260HB,大齒輪用 45 鋼,調(diào)質(zhì)處理,硬度229HB~246HB,平均取 240HB。同理根據(jù)基本組的計(jì)算,查文獻(xiàn)【6】,可得 =0.62, =0.77, =0.60, =1.1,nKNqK3=1, =1,m=3.5, =355;2K1j可求得:=619 Mpa j????j?=135Mpa ww4.4 傳動(dòng)軸最小軸徑的初定由【5】式 6,傳動(dòng)軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計(jì)算:d=1.64 (mm)??4?Tn或 d=91 (mm)4njN式中 d---傳動(dòng)軸直徑(mm)Tn---該軸傳遞的額定扭矩(N*mm) T=9550000 ;JnN?20N----該軸傳遞的功率(KW)----該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速jn---該軸每米長(zhǎng)度的允許扭轉(zhuǎn)角, = 。??????01各軸最小軸徑如表 4-12。表 4-12 最小軸徑4.5 主軸合理跨距的計(jì)算由于電動(dòng)機(jī)功率 P=5.5kw,根據(jù)【1】表 3.24,前軸徑應(yīng)為 60~90mm。初步選取 d1=80mm。后軸徑的 d2=(0.7~0.9)d 1,取 d2=60mm。根據(jù)設(shè)計(jì)方案,前軸承為 NN3016K 型,后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量 a=124mm,主軸孔徑為30mm。軸承剛度,主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩 T=9550 =424.44N.mnP設(shè)該機(jī)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(jì)加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的 50%,這里取 75%,即 180mm,故半徑為0.09m;切削力(沿 y 軸) Fc= =4716N09.42背向力(沿 x 軸) Fp=0.5 Fc=2358N總作用力 F= =5272.65N2pC?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× =7908.97Nla?2401?RB=F× =5272.65× =2636.325Nl根據(jù) 文獻(xiàn)【1】式 3.7 得:Kr=3.39 得前支承的剛度:1.0Fr8.La9.0)(iza.1cosKA= 1689.69 N/ ;K B= 785.57 N/ ; = =2.15m?m?BAK57.6主軸的當(dāng)量外徑 de=(80+60)/2=70mm,故慣性矩為I= =113.8×10-8m464)03.7.(???軸 號(hào) Ⅰ 軸 Ⅱ 軸最小軸徑 mm 35 4022η= = =0.143aKEIA63810.968.2??查【1】圖 3-38 得 =2.0,與原假設(shè)接近,所以最佳跨距 =124×2.0=240mml0 0l合理跨距為(0.75-1.5) ,取合理跨距 l=360mm。0l根據(jù)結(jié)構(gòu)的需要,主軸的實(shí)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(duì)背安裝的角接觸球軸承。1課程設(shè)計(jì)主軸箱部件院 系:機(jī)械工程學(xué)院專 業(yè):機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化專業(yè)班 級(jí):學(xué) 號(hào):姓 名:指導(dǎo)老師: 日 期: 2目 錄目 錄 .3第 1 章 機(jī)床用途、性能及結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單說明 .1第 2 章 設(shè)計(jì)部分的基本技術(shù)特性和結(jié)構(gòu)分析 .22.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù) .22.2 確定傳動(dòng)公比 2?2.3 擬定參數(shù)的步驟和方法 .32.3.1 極限切削速度 Vmax、Vmin .32.3.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速 .3第 3 章 運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì) .53.1 主電機(jī)功率—— 動(dòng)力參數(shù)的確定 53.2 確定結(jié)構(gòu)式 .53.3 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 63.4 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖 63.5 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù) 83.6 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 9第 4 章 設(shè)計(jì)部分的動(dòng)力計(jì)算 .94.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 94.1.1 計(jì)算設(shè)計(jì)功率 Pd 94.1.2 選擇帶型 104.1.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速 114.1.4 確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度并驗(yàn)算小輪包角 114.1.5 確定帶的根數(shù) z.124.1.6 確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 124.1.7 確定帶的張緊裝置 134.1.8 計(jì)算壓軸力 134.2 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算 144.3 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算 1534.4 傳動(dòng)軸最小軸徑的初定 204.5 主軸合理跨距的計(jì)算 21第 5 章 摩擦離合器(多片式)的計(jì)算 23第 6 章 主要零部件的選擇 .256.1 電動(dòng)機(jī)的選擇 .256.2 軸承的選擇 256.3 變速操縱機(jī)構(gòu)的選擇 .256.4 軸的校核 256.5 軸承壽命校核 286.6 鍵的選用及校核: 296.7 軸承端蓋設(shè)計(jì) .29第 7 章 箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) .31第 8 章 潤(rùn)滑與密封 .32第 9 章 主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及說明 .339.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案 339.2 展開圖及其布置 33結(jié)束語 .35參考文獻(xiàn) .360第 1 章 機(jī)床用途、性能及結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單說明機(jī)床技術(shù)參數(shù)有主參數(shù)和基本參數(shù),他們是運(yùn)動(dòng)傳動(dòng)和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的依據(jù),影響到機(jī)床是否滿足所需要的基本功能要求,參數(shù)擬定就是機(jī)床性能設(shè)計(jì)。主參數(shù)是直接反映機(jī)床的加工能力、決定和影響其他基本參數(shù)的依據(jù),如車床的最大加工直徑,一般在設(shè)計(jì)題目中給定,基本參數(shù)是一些加工件尺寸、機(jī)床結(jié)構(gòu)、運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力特性有關(guān)的參數(shù),可歸納為尺寸參數(shù)、運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)。通用車床工藝范圍廣,所加工的工件形狀、尺寸和材料各不相同,有粗加工又有精加工;用硬質(zhì)合金刀具又用高速鋼刀具。因此,必須對(duì)所設(shè)計(jì)的機(jī)床工藝范圍和使用情況做全面的調(diào)研和統(tǒng)計(jì),依據(jù)某些典型工藝和加工對(duì)象,兼顧其他的可能工藝加工的要求,擬定機(jī)床技術(shù)參數(shù),擬定參數(shù)時(shí),要考慮機(jī)床發(fā)展趨勢(shì)和同國內(nèi)外同類機(jī)床的對(duì)比,使擬定的參數(shù)最大限度地適應(yīng)各種不同的工藝要求和達(dá)到機(jī)床加工能力下經(jīng)濟(jì)合理。機(jī)床主傳動(dòng)系因機(jī)床的類型、性能、規(guī)格和尺寸等因素的不同,應(yīng)滿足的要求也不一樣。設(shè)計(jì)機(jī)床主傳動(dòng)系時(shí)最基本的原則就是以最經(jīng)濟(jì)、合理的方式滿足既定的要求。在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)結(jié)合具體機(jī)床進(jìn)行具體分析,一般應(yīng)滿足的基本要求有:滿足機(jī)床使用性能要求。首先應(yīng)滿足機(jī)床的運(yùn)動(dòng)特性,如機(jī)床主軸油足夠的轉(zhuǎn)速范圍和轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù);滿足機(jī)床傳遞動(dòng)力的要求。主電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)機(jī)構(gòu)能提供足夠的功率和轉(zhuǎn)矩,具有較高的傳動(dòng)效率;滿足機(jī)床工作性能要求。主傳動(dòng)中所有零部件有足夠的剛度、精度和抗震性,熱變形特性穩(wěn)定;滿足產(chǎn)品的經(jīng)濟(jì)性要求。傳動(dòng)鏈盡可能簡(jiǎn)短,零件數(shù)目要少,以便節(jié)約材料,降低成本。第 2 章 設(shè)計(jì)部分的基本技術(shù)特性和結(jié)構(gòu)分析2.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù)車床的主參數(shù)(規(guī)格尺寸)和基本參數(shù)如下原始數(shù)據(jù):主要技術(shù)參數(shù) 主電動(dòng)機(jī)功率 P/kw 5.5 主電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 1440 最小轉(zhuǎn)速 25 公比 1.41 級(jí)數(shù) z=12 2.2 確定傳動(dòng)公比 ?根據(jù)【1】 公式(3-2)因?yàn)橐阎?, , =1.4178Pmaxin120R?????zn?∴Z= +1=12lgnR根據(jù)【1】 表 3-5 標(biāo)準(zhǔn)公比 。這里我們?nèi)?biāo)準(zhǔn)公比系列 =1.417?因?yàn)?=1.41=1.06 ,根據(jù)【1】 表 3-6 標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列。首先找到最小極限轉(zhuǎn)速?67P50,再每跳過 5 個(gè)數(shù)(1.26~1.06 )取一個(gè)轉(zhuǎn)速,即可得到公比為 1.41 的數(shù)列:625,35.5,50,71,100,140,200,200,400,560,800,112022.3 擬定參數(shù)的步驟和方法2.3.1 極限切削速度 Vmax、Vmin根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮:允許的切速極限參考值如下:表 2.1加 工 條 件 Vmax(m/min) Vmin(m/min)硬質(zhì)合金刀具粗加工鑄鐵工件 30~50硬質(zhì)合金刀具半精或精加工碳鋼工件150~300螺紋加工和鉸孔 3~82.3.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速計(jì)算車床主軸極限轉(zhuǎn)速時(shí)的加工直徑,則主軸極限轉(zhuǎn)速應(yīng)為結(jié)合題目條件,取標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列數(shù)值,取 41.??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)。各級(jí)轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標(biāo)準(zhǔn)的數(shù)列表中查出,按標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速數(shù)列為:25,35.5,50,71,100,140,200,200,400,560,800,112034第 3 章 運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)3.1 主電機(jī)功率——?jiǎng)恿?shù)的確定合理地確定電機(jī)功率 N,使機(jī)床既能充分發(fā)揮其性能,滿足生產(chǎn)需要,又不致使電機(jī)經(jīng)常輕載而降低功率因素。在這里就近選擇一個(gè) 5.5KW 的電機(jī),可選取電機(jī)為:Y132S-4 額定功率為5.5KW,滿載轉(zhuǎn)速為 1440r/min.3.2 確定結(jié)構(gòu)式可以按照 Z=12 進(jìn)行分配已知 Z= x3b2aa,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。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)可以寫成多種傳動(dòng)副組合:a)12=3 b) 12=4 3 4??c)12=3 d)12=22212=2 3在上述的方案中 1 和 2 有時(shí)可以省掉一根軸。缺點(diǎn)是有一個(gè)傳動(dòng)組內(nèi)有四個(gè)傳動(dòng)副。如果用一個(gè)四聯(lián)滑移齒輪的話則會(huì)增加軸向尺寸;如果用兩個(gè)滑移雙聯(lián)齒輪,則操縱機(jī)構(gòu)必須互梭以防止兩個(gè)滑移齒輪同時(shí)嚙合。所以一般少用。3,4,5 方案可根據(jù)下面原則比較:從電動(dòng)機(jī)到主軸,一般為降速傳動(dòng)。接近電動(dòng)機(jī)處的零件,轉(zhuǎn)速較高從而轉(zhuǎn)矩較小,尺寸也較小。如使傳動(dòng)副較多的傳動(dòng)組放在接近電動(dòng)機(jī)處,則可使小尺寸的零件多些,大尺寸的零件就可少些,就省材料了。這就是“前多后少”的原則。從這個(gè)角度考慮,以取 12=3 的方案為2?好。在 12=2 中,又因基本組和擴(kuò)大組排列順序的不同而有不同的方案。可能的六種方案,其結(jié)構(gòu)網(wǎng)和結(jié)構(gòu)式見下面的圖。在這些方案中可根據(jù)下列原則選擇最佳方案。1)傳動(dòng)副的極限傳動(dòng)比和傳動(dòng)組的極限變速范圍 在降速傳動(dòng)時(shí),為防止5被動(dòng)齒輪的直徑過大而使徑向尺寸太大,常限制最小傳動(dòng)比 1/4。在升速時(shí),為防止產(chǎn)生過大的震動(dòng)和噪聲,常限制最大傳動(dòng)比。因此主傳動(dòng)鏈任一傳動(dòng)組的最大變速范圍一般為。方案 a b c d 是可行的。方案 d f 是不可行的。同時(shí),最后傳動(dòng)組與最后擴(kuò)大組往往是一致的,安裝在主軸與主軸前一傳動(dòng)軸的具有極限或接近極限傳動(dòng)比的齒輪副承受最大扭矩,在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)上可以獲得較為滿意的處理。這也就是最后傳動(dòng)組的傳動(dòng)副經(jīng)常為 2 的另一原因。設(shè)計(jì)車床主變速傳動(dòng)系時(shí),為避免從動(dòng)齒輪尺寸過大而增加箱體的徑向尺寸,在降速變速中,一般限制限制最小變速比 ;為避免擴(kuò)大傳動(dòng)誤差,減少震動(dòng)噪聲,41min?u在升速時(shí)一般限制最大轉(zhuǎn)速比 。斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)較平穩(wěn),可取2ax?。因此在主變速鏈任一變速組的最大變速范圍5.2max?u。在設(shè)計(jì)時(shí)必須保證中間變速軸的變速??)10~8(5.)2~(minax?uR范圍最小。3.3 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結(jié)構(gòu)緊湊的原則易知第二擴(kuò)大組的變速范圍 r=φ (P3-1)x=1.414=3.95〈8 滿足要求6312??圖 3.1 結(jié)構(gòu)網(wǎng)63.4 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖(1)選擇電動(dòng)機(jī):采用 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。(2)繪制轉(zhuǎn)速圖:圖 3.2 轉(zhuǎn)速圖(3)畫主傳動(dòng)系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù),畫主傳動(dòng)系統(tǒng)圖如圖 2-3:1-2 軸最小中心距:A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和:S zmin(Zmax+2+D/m)73.5 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù)(1)Sz 100-124,中型機(jī)床 Sz70-100?(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-24,m 4??齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等,據(jù)設(shè)計(jì)要求 Zmin≥18~24,齒數(shù)和Sz≤100~124,由表 4.1,根據(jù)各變速組公比,可得各傳動(dòng)比和齒輪齒數(shù),各齒輪齒數(shù)如表 3-1。表 3-1 齒輪齒數(shù)基本組 第一擴(kuò)大組 第二擴(kuò)大組傳動(dòng)比 1:1 1:2 1:1.41 1:1 1:2.8 2:1 1:4代號(hào) Z1Z 'Z 2Z 'Z3Z 'Z4Z ’ Z5 Z5’ Z6Z 'Z7 Z7’齒數(shù) 30 30 20 40 25 35 42 42 22 62 60 30 18 723.6 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差實(shí)際傳動(dòng)比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差,一般不應(yīng)超過±10( -1)%,即?〈10( -1)%=4.1%n標(biāo) 準(zhǔn) 轉(zhuǎn) 速標(biāo) 準(zhǔn) 轉(zhuǎn) 速實(shí) 際 轉(zhuǎn) 速 ?經(jīng)過計(jì)算都能小于 4.1%,轉(zhuǎn)速都能滿足設(shè)計(jì)要求。第 4 章 設(shè)計(jì)部分的動(dòng)力計(jì)算4.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)輸出功率 P=5.5kW,轉(zhuǎn)速 n1=1440r/min,n2=560r/min4.1.1 計(jì)算設(shè)計(jì)功率 Pd edAdPK?表 4-1 工作情況系數(shù) AK原動(dòng)機(jī)ⅰ類 ⅱ類一天工作時(shí)間/h工作機(jī) 10?10~16 16?0?10~16 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)( );7.5kW?離心式壓縮機(jī);輕型運(yùn)輸機(jī)1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.39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)7.5kW?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)》P 296表 4,取 KA=1.1。即 1.56.05kWdAedPK???4.1.2 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。圖 4-1 V 帶型功率轉(zhuǎn)速圖10根據(jù)算出的 Pd=6.05kW 及小帶輪轉(zhuǎn)速 n1=1440r/min ,查圖得:d d=80~100可知應(yīng)選取 A 型 V 帶。4.1.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P 298表 13-7 查得,小帶輪基準(zhǔn)直徑為 80~100mm則取 dd1=100mm ddmin.=75 mm(d d1根據(jù) P295表 13-4 查得)表 4-2 V 帶帶輪最小基準(zhǔn)直徑 mind槽型 Y Z A B C D Emind20 50 75 125 200 355 500 21 240=.5,10.5=6dd??由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P 295表 13-4 查“V 帶輪的基準(zhǔn)直徑”,得 =250mm2d① 誤差驗(yàn)算傳動(dòng)比: ( 為彈性滑動(dòng)率)210.5()(12%)di??????A ?誤差 符合要求1.5.0%0.452i????A② 帶速 114v=7.3/66dnms??滿足 5m/s300mm,所以宜選用 E 型輪輻式帶輪??傊л嗊x 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。4.1.7 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。4.1.8 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=117.83N,上面已得到 =172.63o,z=4,則1a172.632sin=4.8sinN=940.72ooFz???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 4-5 普通 V 帶輪的輪槽尺寸(摘自 GB/T13575.1-92)槽型 項(xiàng)目 符號(hào) 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 13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 32° ≤ 60 - - - - - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 36° 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38° 對(duì)應(yīng)的基準(zhǔn)直徑 d d - > 80 > 118 > 190 > 315 > 475 > 600 輪 槽 角 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 4-2a。 (2) 腹板帶輪:用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時(shí)),如圖 4-2b。 (3) 孔板帶輪:用于尺寸較大的帶輪((dd-d)> 100 mm 時(shí)),如圖 4-2c 。 (4) 橢圓輪輻帶輪:用于尺寸大的帶輪(dd> 500mm 時(shí)),如圖 4-2d。(a) (b) (c) (d)圖 4-2 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)4.2 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算(1)主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速n j,由公式 n =n 得,主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速jmi)13/(??z14nj=125r/min,取140r/min。(2). 傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速 軸3=180r/min 軸2=180 r/min,軸1=355r/min。(2)確定各傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速。各計(jì)算轉(zhuǎn)速入表 4-6。表 4-6 各軸計(jì)算轉(zhuǎn)速(3) 確定齒輪副的計(jì)算轉(zhuǎn)速。齒輪 Z 裝在主軸上其中只有 140r/min 傳遞全'6功率,故 Z j=140 r/min。'6依次可以得出其余齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速,如表 4-7。表 4-7 齒輪副計(jì)算轉(zhuǎn)速序號(hào) Z1Z 2Z3Z `4Z5n j800 400 400 400 1404.3 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算(1)模數(shù)計(jì)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(jiǎn)化的接觸疲勞強(qiáng)度公式進(jìn)行計(jì)算,即 mj=16338 可得各321][)(jjmnuzP???組的模數(shù),如表 3-3 所示。根據(jù) 和 計(jì)算齒輪模數(shù),根據(jù)其中較大值取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù):jmw=16338 =16338 mmj321][)(jjnuzP???????3213JmsniZKu????——齒輪的最低轉(zhuǎn)速 r/min;N——頂定的齒輪工作期限,中型機(jī)床推存: =15~24T T——轉(zhuǎn)速變化系數(shù); nk——功率利用系數(shù);N——材料強(qiáng)化系數(shù)。 q軸 號(hào) Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計(jì)算轉(zhuǎn)速 r/min 800 400 40015——(壽命系數(shù))的極值skmaxinssk,齒輪等轉(zhuǎn)動(dòng)件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數(shù) m 和基準(zhǔn)順環(huán)次數(shù) C0——工作情況系數(shù)。中等中級(jí)的主運(yùn)動(dòng): 1——?jiǎng)虞d荷系數(shù);2k——齒向載荷分布系數(shù);3——齒形系數(shù); Y根據(jù)彎曲疲勞計(jì)算齒輪模數(shù)公式為: 式中:N——計(jì)算齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)遞的額定功率 N=? dwNk——計(jì)算齒輪(小齒輪)的計(jì)算轉(zhuǎn)速 r/minjn——齒寬系數(shù) ,m?mb/??8Z1——計(jì)算齒輪的齒數(shù),一般取轉(zhuǎn)動(dòng)中最小齒輪的齒數(shù):——大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比, = ;(+)用于外嚙合,(-)號(hào)i i12?Z用于內(nèi)嚙合: 命系數(shù); sTNnqkk?::工作期限 , = ; TTmCn06= =3.49Tk接 310256?= =1.8T彎 96103=0.84 =0.58 nknk接=0.90 =0.55 =0.72 彎 q接 qk彎=3.49 0.84 0.58 0.55=0.94sk接 ??=1.8 0.84 0.90 0.72=0.99 時(shí),取 = ,當(dāng) 時(shí),取 = ;s?minskmaxskminskmin= =0.85 =1.5; kax1=1.2 =1 =0.378 23Y16許用彎曲應(yīng)力,接觸應(yīng)力,( )paM=354 =1750 ??W?pa??J?6 級(jí)材料的直齒輪材料選;24 熱處理 S-C59irTC3按接觸疲勞計(jì)算齒輪模數(shù) m 1-2 軸由公式 mj=16338 可得 mj=2.7mm,取 m=3mm321][)(jjnuzP???2-3 軸由公式 mj=16338 可得 mj=2.4mm,取 m=3mm321][)(jjm3-4 軸由公式 mj=16338 可得 mj=3.4mm,取 m=3.5mm321][)(jjnuzP???由于一般同一變速組內(nèi)的齒輪盡量取同一模數(shù),所以為了統(tǒng)一和方便如下取:表 4-8 模數(shù)(2)基本組齒輪計(jì)算。表 4-9 基本組齒輪幾何尺寸表組號(hào) 基本組 第一擴(kuò)大組 第二擴(kuò)大組模數(shù) mm 3 3 3.5齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2` Z3 Z3`齒數(shù) 30 30 25 35 20 40分度圓直徑 90 90 75 105 60 120齒頂圓直徑 96 96 81 111 66 126齒根圓直徑 82.5 82.5 67.5 97.5 52.5 112.5齒寬 24 24 24 24 24 2417按基本組最小齒輪計(jì)算。小齒輪用 40Cr,調(diào)質(zhì)處理,硬度 241HB~246HB,平均取 260HB,大齒輪用 45 鋼,調(diào)質(zhì)處理,硬度 229HB~246HB ,平均取240HB。計(jì)算如下:① 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算:接觸應(yīng)力驗(yàn)算公式為??jfsj MPauBnNKzm??????)()1(02832彎曲應(yīng)力驗(yàn)算公式為:??wswPaBYnz?????)(109235式中 N----傳遞的額定功率(kW),這里取 N 為電動(dòng)機(jī)功率,N=4kW;-----計(jì)算轉(zhuǎn)速(r/min);jnm-----初算的齒輪模數(shù)(mm), m=3(mm);B----齒寬(mm);z----小齒輪齒數(shù);u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比;-----壽命系數(shù);sK=sTnNKq----工作期限系數(shù);TmTC016?T------齒輪工作期限,這里取 T=15000h.;-----齒輪的最低轉(zhuǎn)速(r/min)1n----基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù),接觸載荷取 = ,彎曲載荷取 =0C0C710C612?18m----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 =0.60nKnK----功率利用系數(shù),查 【5】2 上,取 =0.78N N-----材料強(qiáng)化系數(shù),查【5】2 上, =0.60q q-----工作狀況系數(shù),取 =1.13K3K-----動(dòng)載荷系數(shù),查【5】2 上,取 =12------齒向載荷分布系數(shù),查【5】2 上, =1 1 1KY------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;??j? ??j?---許用彎曲應(yīng)力(MPa),查【4】,表 4-7,取 =275 Mpa;w w根據(jù)上述公式,可求得及查取值可求得:=635 Mpa j????j?=78 Mpaww(3)第一擴(kuò)大組齒輪計(jì)算。擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見下表 表 4-10 擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸表齒輪 Z4 Z4` Z5 Z5`齒數(shù) 42 42 22 62分度圓直徑 126 126 66 186齒頂圓直徑 132 132 72 192齒根圓直徑 118.5 118.5 58.5 178.5齒寬 24 24 24 24(4)第二擴(kuò)大組齒輪計(jì)算。19表 4-11 擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸表齒輪 Z6 Z6` Z7 Z7`齒數(shù) 60 30 18 72分度圓直徑 210 105 63 252齒頂圓直徑 217 112 70 259齒根圓直徑 201.25 96.25 54.25 243.25齒寬 24 24 24 24按擴(kuò)大組最小齒輪計(jì)算。小齒輪用 40Cr,調(diào)質(zhì)處理,硬度241HB~246HB,平均取 260HB,大齒輪用 45 鋼,調(diào)質(zhì)處理,硬度229HB~246HB,平均取 240HB。同理根據(jù)基本組的計(jì)算,查文獻(xiàn)【6】,可得 =0.62, =0.77, =0.60, =1.1,nKNqK3=1, =1,m=3.5, =355;2K1j可求得:=619 Mpa j????j?=135Mpa ww4.4 傳動(dòng)軸最小軸徑的初定由【5】式 6,傳動(dòng)軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計(jì)算:d=1.64 (mm)??4?Tn或 d=91 (mm)4njN式中 d---傳動(dòng)軸直徑(mm)Tn---該軸傳遞的額定扭矩(N*mm) T=9550000 ;JnN?20N----該軸傳遞的功率(KW)----該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速jn---該軸每米長(zhǎng)度的允許扭轉(zhuǎn)角, = 。??????01各軸最小軸徑如表 4-12。表 4-12 最小軸徑4.5 主軸合理跨距的計(jì)算由于電動(dòng)機(jī)功率 P=5.5kw,根據(jù)【1】表 3.24,前軸徑應(yīng)為 60~90mm。初步選取 d1=80mm。后軸徑的 d2=(0.7~0.9)d 1,取 d2=60mm。根據(jù)設(shè)計(jì)方案,前軸承為 NN3016K 型,后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量 a=124mm,主軸孔徑為30mm。軸承剛度,主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩 T=9550 =424.44N.mnP設(shè)該機(jī)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(jì)加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的 50%,這里取 75%,即 180mm,故半徑為0.09m;切削力(沿 y 軸) Fc= =4716N09.42背向力(沿 x 軸) Fp=0.5 Fc=2358N總作用力 F= =5272.65N2pC?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× =7908.97Nla?2401?RB=F× =5272.65× =2636.325Nl根據(jù) 文獻(xiàn)【1】式 3.7 得:Kr=3.39 得前支承的剛度:1.0Fr8.La9.0)(iza.1cosKA= 1689.69 N/ ;K B= 785.57 N/ ; = =2.15m?m?BAK57.6主軸的當(dāng)量外徑 de=(80+60)/2=70mm,故慣性矩為I= =113.8×10-8m464)03.7.(???軸 號(hào) Ⅰ 軸 Ⅱ 軸最小軸徑 mm 35 4022η= = =0.143aKEIA63810.968.2??查【1】圖 3-38 得 =2.0,與原假設(shè)接近,所以最佳跨距 =124×2.0=240mml0 0l合理跨距為(0.75-1.5) ,取合理跨距 l=360mm。0l根據(jù)結(jié)構(gòu)的需要,主軸的實(shí)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(duì)背安裝的角接觸球軸承。第 5 章 摩擦離合器(多片式)的計(jì)算設(shè)計(jì)多片式摩擦離合器時(shí),首先根據(jù)機(jī)床結(jié)構(gòu)確定離合器的尺寸,如為軸裝式時(shí),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(duì)數(shù)可按下式計(jì)算Z≥2MnK/ f b[p]?20D式中 Mn——摩擦離合器所傳遞的扭矩(N·mm);Mn=955 × η/ =955× ×3×0.98/800= 1.28× (N·mm);410djn410510Nd——電動(dòng)機(jī)的額定功率(kW);——安裝離合器的傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速(r/min);jη——從電動(dòng)機(jī)到離合器軸的傳動(dòng)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(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表 2-15,取 f=0.08;——摩擦片的平均直徑(mm);0D=(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(qiáng)(N/ );??p2m= =1.1 ×1.00×1.00×0.76=0.8360t????vKmz——基本許用壓強(qiáng)(MPa),查《 機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表 2-15,取0t1.1;——速度修正系數(shù)v= n/6× =2.5(m/s )p?02D41根據(jù)平均圓周速度 查《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表 2-16,取 1.00;pv24——接合次數(shù)修正系數(shù),查《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表 2-17,取 1.00;mK——摩擦結(jié)合面數(shù)修正系數(shù),查《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表 2-18,取z0.76。所以 Z≥2MnK/ f b[p]?20D=2×1.28× ×1.4/(3.14×0.08× ×23×0.836=11 510267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kP= 0.4 =0.4×11=4.4 kPdN最后確定摩擦離合器的軸向壓緊力 Q,可按下式計(jì)算:Q= b (N)=1.1×3.14× ×23×1.00=3.57×0tp?????2DvK267510式中各符號(hào)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(shí)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(diǎn),常用 10 或 15 鋼,表面滲碳 0.3~0.5(mm),淬火硬度達(dá)HRC52~62。圖 5.1 多片式摩擦離合器第 6 章 主要零部件的選擇 6.1 電動(dòng)機(jī)的選擇轉(zhuǎn)速n=1440r/min,功率P=5.5kW選用Y系列三相異步電動(dòng)機(jī) 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(hào)7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸:對(duì)稱布置深溝球軸承6009III軸:后端安裝雙列角接觸球軸承代號(hào)7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號(hào)7010C中間布置角接觸球軸承代號(hào)7012C6.3 變速操縱機(jī)構(gòu)的選擇選用左右擺動(dòng)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(1)主軸剛度符合要求的條件如下:a 主軸的前端部撓度 []0.250.1sy????b 主軸在前軸承處的傾角 []rad??容 許 值 軸 承c 在安裝齒輪處的傾角 .容 許 值 齒(2)計(jì)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= =21D?m2851045?主軸剛度:因?yàn)?di/de=25/285=0.0880.7,所以孔對(duì)剛度的影響可忽略;26ks= =2kN/mm344424 10)5(1.023)(1034 ????????aldAie剛度要求:主軸的剛度可根據(jù)機(jī)床的穩(wěn)定性和精度要求來評(píng)定(a) 主軸的前端部撓度 [].25.sy??(b) 主軸在前軸承處的傾角 []01rad??容 許 值 軸 承(c) 在安裝齒輪處的傾角 .容 許 值 齒65170850236851095D1.07 879il mL??????? ??平 均 總E 取為 ,52.10MPa??44 40875(1)(1)3690()66dI????????4349.9253.9282zpF Ndn?主 計(jì)件 ( ),0.57()yzN?0.17()xzFN?由于小齒輪的傳動(dòng)力大,這里以小齒輪來進(jìn)行計(jì)算 442912953.852)QPFmzn???主計(jì)主 主 (將其分解為垂直分力和水平分力由公式 ,tatanQynQzyF?????可得 2105(),647()zyFN801352)3ZMl Nm??A件25764(yyl?件131025)xxFd??A件主軸載荷圖如下所示 6.1: