最大加工直徑為250mm的普通車床的主軸箱部件設(shè)計(jì)[P=3kw 轉(zhuǎn)速2000 400 公比1.26]（全套圖紙）

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1、 機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 題 目 最大加工直徑為250mm的 普通車床的主軸箱部件設(shè)計(jì) 姓 名 專 業(yè) 學(xué) 號(hào) 指導(dǎo)教師 5 摘 要 本設(shè)計(jì)著重研究機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)步驟和設(shè)計(jì)方法，根據(jù)已確定的運(yùn)動(dòng)參數(shù)以變速箱展開(kāi)圖的總中心距最小為目標(biāo)，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(shè)計(jì)

2、效率。在機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡(jiǎn)化結(jié)構(gòu)，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設(shè)計(jì)方法是試算，湊算法，計(jì)算麻煩且不易找出合理的設(shè)計(jì)方案。本文通過(guò)對(duì)主傳動(dòng)系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動(dòng)特點(diǎn)的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開(kāi)圖及剖視圖。 關(guān)鍵詞:傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì),傳動(dòng)副，結(jié)構(gòu)網(wǎng)，結(jié)構(gòu)式， 全套圖紙加153893706 目 錄 摘 要 2 目 錄 4 第1章 緒論 6 1.1 課程設(shè)計(jì)的目的 6 1.2課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容 6 1.2.1 理論分析與設(shè)計(jì)計(jì)算 6 1.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計(jì) 6 1.2.3編制技術(shù)文件 6 1.3 課程設(shè)計(jì)題目、主要技術(shù)參數(shù)和技

3、術(shù)要求 6 第2章 車床參數(shù)的擬定 7 2.1車床主參數(shù)和基本參數(shù) 7 2.2車床的變速范圍R和級(jí)數(shù)Z 7 2.3確定級(jí)數(shù)主要其他參數(shù) 7 2.3.1 擬定主軸的各級(jí)轉(zhuǎn)速 7 2.3.2 主電機(jī)功率——?jiǎng)恿?shù)的確定 7 2.3.3確定結(jié)構(gòu)式 7 2.3.4確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 8 2.3.5繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖 8 2.4 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù) 10 第3章 傳動(dòng)件的計(jì)算 11 3.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 11 3.2選擇帶型 12 3.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速 12 3.4確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度并驗(yàn)算小輪包角 13 3.5確定帶的根數(shù)z 14 3.6確定帶

4、輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 14 3.7確定帶的張緊裝置 14 3.8計(jì)算壓軸力 14 3.9 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算 16 3.10 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算 17 3.11 傳動(dòng)軸最小軸徑的初定 20 3.12 主軸合理跨距的計(jì)算 21 3.13 軸承端蓋設(shè)計(jì) 22 3.14箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 23 3.15潤(rùn)滑與密封 23 第4章 摩擦離合器(多片式)的計(jì)算 25 第5章 主要零部件的選擇 27 5.1電動(dòng)機(jī)的選擇 27 5.2 軸承的選擇 27 5.3變速操縱機(jī)構(gòu)的選擇 27 5.4 軸的校核 27 5.5 軸承壽命校核 29 第6章 主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及說(shuō)明 30 6.1 結(jié)構(gòu)設(shè)

5、計(jì)的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案 30 6.2 展開(kāi)圖及其布置 31 結(jié)束語(yǔ) 32 參考文獻(xiàn) 33 第1章 緒論 1.1 課程設(shè)計(jì)的目的 課程設(shè)計(jì)是在學(xué)完本課程后，進(jìn)行一次學(xué)習(xí)設(shè)計(jì)的綜合性練習(xí)。通過(guò)課程設(shè)計(jì)，使學(xué)生能夠運(yùn)用所學(xué)過(guò)的基礎(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課和專業(yè)課的有關(guān)理論知識(shí)，及生產(chǎn)實(shí)習(xí)等實(shí)踐技能，達(dá)到鞏固、加深和拓展所學(xué)知識(shí)的目的。通過(guò)課程設(shè)計(jì)，分析比較機(jī)械系統(tǒng)中的某些典型機(jī)構(gòu)，進(jìn)行選擇和改進(jìn)；結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算并編寫技術(shù)文件；完成系統(tǒng)主傳動(dòng)設(shè)計(jì)，達(dá)到學(xué)習(xí)設(shè)計(jì)步驟和方法的目的。通過(guò)設(shè)計(jì)，掌握查閱相關(guān)工程設(shè)計(jì)手冊(cè)、設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)和資料的方法，達(dá)到積累設(shè)計(jì)知識(shí)和設(shè)計(jì)技

6、巧，提高學(xué)生設(shè)計(jì)能力的目的。通過(guò)設(shè)計(jì)，使學(xué)生獲得機(jī)械系統(tǒng)基本設(shè)計(jì)技能的訓(xùn)練，提高分析和解決工程技術(shù)問(wèn)題的能力，并為進(jìn)行機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)創(chuàng)造一定的條件。 1.2課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容 《機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)》課程設(shè)計(jì)內(nèi)容由理論分析與設(shè)計(jì)計(jì)算、圖樣技術(shù)設(shè)計(jì)和技術(shù)文件編制三部分組成。 1.2.1 理論分析與設(shè)計(jì)計(jì)算 （1）機(jī)械系統(tǒng)的方案設(shè)計(jì)。設(shè)計(jì)方案的分析，最佳功能原理方案的確定。 （2）根據(jù)總體設(shè)計(jì)參數(shù)，進(jìn)行傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)和計(jì)算。 （3）根據(jù)設(shè)計(jì)方案和零部件選擇情況，進(jìn)行有關(guān)動(dòng)力計(jì)算和校核。 1.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計(jì) （1）選擇系統(tǒng)中的主要機(jī)件。 （2）工程技術(shù)圖樣的設(shè)計(jì)與繪制。 1.2.3編制

7、技術(shù)文件 （1）對(duì)于課程設(shè)計(jì)內(nèi)容進(jìn)行自我經(jīng)濟(jì)技術(shù)評(píng)價(jià)。 （2）編制設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書。 1.3 課程設(shè)計(jì)題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 題目：普通車床主軸箱設(shè)計(jì) 29 第2章 車床參數(shù)的擬定 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： 表2.1 車床主參數(shù)表 工件最大回轉(zhuǎn)直徑 D(mm) 正轉(zhuǎn)最高轉(zhuǎn)速 nmax ( ) 正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速 nmin( ) 電機(jī)功率 N（kw） 公比 250 2000 400 3 1.26 2.2車床的變速范圍R和級(jí)數(shù)Z R== 由公式R=，其中 =1.26，R=5，可以計(jì)算

8、級(jí)數(shù) z=8 2.3確定級(jí)數(shù)主要其他參數(shù) 2.3.1 擬定主軸的各級(jí)轉(zhuǎn)速 依據(jù)題目要求選級(jí)數(shù)Z=8， =1.26=1.064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： 400，500，630，800，1000，1250，1600，2000 2.3.2 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。 根據(jù)題設(shè)條件電機(jī)功率為3KW 可選取電機(jī)為：Y100L2-4額定功率為3KW，滿載轉(zhuǎn)速為1420r/min. 2.3.3確定結(jié)構(gòu)式

9、 已知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。 取Z=8級(jí) 則Z=22 對(duì)于Z=8可分解為：Z=21×22×24。 綜合上述可得：主傳動(dòng)部件的運(yùn)動(dòng)參數(shù) =400 Z=8 =1.26 2.3.4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,選取傳動(dòng)方案 Z=21×22×24,易知第二擴(kuò)大組的變速范圍r=φ(P3-1)x=1.264=3.95〈8 滿足要求，其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖2.1。 Z=21×22×24 圖2.1 結(jié)構(gòu)網(wǎng) 2.3.5繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖 （1）選擇電動(dòng)機(jī)：

10、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2.2 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：A1_2min>1/2(Zmaxm+2m+D) 軸最小齒數(shù)和:Szmin>(Zmax+2+D/m) 圖2.3 主傳動(dòng)系統(tǒng)圖 2.4 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù) (1)Sz100-120,中型機(jī)床Sz=70-100 (2)直齒圓柱齒輪Zmin18-20,m4 （7）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≥1

11、8~20,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(dòng)比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表2.2。 表2.2 齒輪齒數(shù) 傳動(dòng)比 基本組 第一擴(kuò)大組 第二擴(kuò)大組 1:1 1:1.26 1：1 1:1.58 1.58：1 1：2 代號(hào) Z Z Z Z Z Z Z Z’ Z5 Z5’ Z Z 齒數(shù) 47 47 42 52 42 42 32 52 54 34 34 54 第3章 傳動(dòng)件的計(jì)算 3.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 輸出功率P=3kW,轉(zhuǎn)速n

12、1=1420r/min,n2=1250r/min 3.1.1計(jì)算設(shè)計(jì)功率Pd 表3.1 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

13、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。 圖3.1 V帶輪功率和轉(zhuǎn)速圖 根據(jù)算出的Pd＝3.3kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n1＝1420r/min ，查圖得：dd=

14、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3.2 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=112mm 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/s

15、合適。 3.4確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度并驗(yàn)算小輪包角 由式 可得0.7（100+112）2（100+112） 即148.5424，選取=300mm 所以有： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P293表13－2查得Ld＝1000mm 實(shí)際中心距 符合要求。 表3.3 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

16、.78 0.73 0.68 表3.4 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(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，取P1=0.35KW，△P1=0.03KW 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P299表13－8查得，取Ka=0.95 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》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(jī)的主軸直徑為d=28mm； 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P293 ，“V帶輪的結(jié)構(gòu)”判斷：當(dāng)3d＜dd1(90mm)＜300mm

17、，可采用H型孔板式或者P型輻板式帶輪，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(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＝117.39N，上面已得到=177.57，z=3，則 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)

18、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3.5 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

19、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

20、 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 ＞

21、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3.2a。  （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時(shí))，如圖3.2b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時(shí))，如圖3.2c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時(shí))，如圖3.2d。 （a） （b） （

22、c） （d） 圖3.2 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） 3.9 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算 （1）主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速nj，由公式n=n得，主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速nj=587.86r/min， 取630r/min。 (2). 傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速 軸1=1250r/min 軸2=1000r/min，軸1=1000r/min。 （2）確定各傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速。 表表3.6 各軸計(jì)算轉(zhuǎn)速 軸 號(hào) Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸 計(jì)算轉(zhuǎn)速 r/min 1250 100

23、0 1000 （3） 確定齒輪副的計(jì)算轉(zhuǎn)速。 表3.7 齒輪副計(jì)算轉(zhuǎn)速 序號(hào) Z Z Z Z Z n 1250 1000 1000 1000 630 3.10 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可得各組的模數(shù)，如表3-3所示。 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=2.25，m=2.5mm 2-3軸由公式mj=16338可得mj=2.13，取m=

24、2.5mm 3-4主軸由公式mj=16338可得mj=2.68，取m=3mm 表3.8 模數(shù) 組號(hào) 基本組 第一擴(kuò)大組 第一擴(kuò)大組 模數(shù) mm 2.5 2.5 3 （2）基本組齒輪計(jì)算。 表3.9 基本組齒輪幾何尺寸表 齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2` 齒數(shù) 47 47 42 52 分度圓直徑 117.5 117.5 105 130 齒頂圓直徑 122.5 122.5 110 135 齒根圓直徑 111.25 111.25 98.75 123

25、.5 齒寬 22 22 22 22 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～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(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 彎曲應(yīng)力驗(yàn)算公式為： 式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動(dòng)機(jī)功率，N=5kW; -----計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）. m-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=2.5（mm）;

26、 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)； = ----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(zhuǎn)速（r/min）, =630（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

27、=0.60 ----功率利用系數(shù)，查【5】2上，取=0.78 -----材料強(qiáng)化系數(shù)，查【5】2上， =0.60 -----工作狀況系數(shù)，取=1.1 -----動(dòng)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(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 Mp

28、a =78 Mpa （3）擴(kuò)大組齒輪計(jì)算。 第一擴(kuò)大組 齒輪幾何尺寸見(jiàn)下表 表3.10第一擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸表 齒輪 Z3 Z3` Z4 Z4` 齒數(shù) 42 42 32 52 分度圓直徑 105 105 80 130 齒頂圓直徑 110 110 85 135 齒根圓直徑 98.75 98.75 73.75 123.75 齒寬 24 24 24 24 第二擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見(jiàn)下表 表3.11第二擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸表 齒輪 Z5 Z5` Z6 Z6` 齒數(shù) 54 34 34 54 分度

29、圓直徑 162 102 102 162 齒頂圓直徑 168 108 108 168 齒根圓直徑 154.5 94.5 94.5 154.5 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～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。 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， =1，=1，m=3.5，=355； 可求得： =619 Mpa =135Mpa 3.11 傳

30、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） 或 d=91（mm） 式中 d---傳動(dòng)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(jì)算轉(zhuǎn)速 ---該軸每米長(zhǎng)度的允許扭轉(zhuǎn)角，==。 各軸最小軸徑如表3.12。 表3.12 最小軸徑 軸 號(hào) Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 最小軸徑mm 3

31、5 40 3.12 主軸合理跨距的計(jì)算 由于電動(dòng)機(jī)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(jì)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=9550×=424.44N.m 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60%，即180mm，故半徑為0.09m； 切削力（沿y軸）

32、 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 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

33、 I==113.8×10-8m4 η===0.14 查【1】圖3-38 得 =2.0，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距=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(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。 3.13 軸承端蓋設(shè)計(jì) 圖3.3 軸承端蓋 參照《機(jī)械設(shè)計(jì)及機(jī)械制造基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)》減速器端蓋設(shè)計(jì)方案來(lái)設(shè)計(jì)主軸箱端蓋，材料采

34、用HT150，依據(jù)軸承外徑確定各端蓋的結(jié)構(gòu)尺寸，如圖所示： (依據(jù)該參數(shù)設(shè)計(jì)各軸承端蓋，詳見(jiàn)裝配圖紙圖案) 3.14箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1 、箱體材料 箱體多采用鑄造方法獲得，也有用鋼板焊接而成。鑄造箱體常用材料為HT15-33,強(qiáng)度要求較高的箱體用HT20-40，只有熱變形要求小的情況下才采用合金鑄鐵，采用HT20-40。與床身做成一體的箱體材料應(yīng)根據(jù)床身或?qū)к壍囊蠖?。箱體要進(jìn)行時(shí)效處理。 2 、箱體結(jié)構(gòu) 1、箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)要點(diǎn) （1） 根據(jù)齒輪傳動(dòng)的中心距、齒頂圓直徑、齒寬 等幾何尺寸，確定減速器的箱體的內(nèi)部大小。由中心距確定箱體的長(zhǎng)度，由齒頂圓直徑確定箱體的高度。由齒寬來(lái)確定

35、箱體的寬度。 （2） 依據(jù)鑄造（或焊接）箱體的結(jié)構(gòu)尺寸、工藝要求，確定箱體的結(jié)構(gòu)尺寸，繪制箱體。如箱蓋，箱座及螺栓的尺寸。 （3） 根據(jù)齒輪的轉(zhuǎn)速確定軸承潤(rùn)滑的方法與裝置，選擇軸承端蓋的類型。 （4） 附件設(shè)計(jì)與選擇。同時(shí)，可以進(jìn)行軸系的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，選擇軸承。 表3.13 箱體的尺寸 名稱 符號(hào) 尺寸關(guān)系 箱座壁厚 15 主軸左側(cè)凸緣厚 73 箱座凸緣厚 32 主軸右側(cè)凸緣厚 37 外箱壁至軸承端面距離 齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 18 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 10 2、鑄造工藝性要求

36、 為了便于鑄造以及防止鑄件冷卻時(shí)產(chǎn)生縮孔或裂紋，箱體的結(jié)構(gòu)應(yīng)有良好的鑄造工藝性。 3、加工工藝性對(duì)結(jié)構(gòu)的要求 由于生產(chǎn)批量和加工方法不同，對(duì)零件結(jié)構(gòu)有不同要求，因此設(shè)計(jì)時(shí)要充分注意加工工藝對(duì)結(jié)構(gòu)的要求。 4、裝配工藝對(duì)結(jié)構(gòu)的要求 為了更快更省力地裝配機(jī)器，必須充分注意裝配工藝對(duì)接否設(shè)計(jì)的要求。 3.15潤(rùn)滑與密封 1、潤(rùn)滑設(shè)計(jì) （1） 普通機(jī)床主軸變速箱多用潤(rùn)滑油，其中半精加工、精加工和沒(méi)有油式摩擦離合器的機(jī)床，采用油泵進(jìn)行強(qiáng)制的箱內(nèi)循環(huán)或箱外循環(huán)潤(rùn)滑效果好。粗加工機(jī)床多采用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單的飛濺潤(rùn)滑點(diǎn)。 （2） 飛濺潤(rùn)滑 要求賤油件的圓周速度為0.6～8米/秒，賤油件浸

37、油深為10～20毫米（不大于2～3倍輪齒高）。速度過(guò)低或浸油深度過(guò)淺，都達(dá)不到潤(rùn)滑目的，速度過(guò)高或浸油深度過(guò)深，攪油功率損失過(guò)大產(chǎn)生熱變形大，且油液容易氣化，影響機(jī)床的正常工作。油的深度要足夠，以免油池底部雜質(zhì)被攪上來(lái)。 （3） 進(jìn)油量的大小和方向 回油要保證暢通，進(jìn)油方向要注意角接觸軸承的泵油效應(yīng)，即油必須從小端進(jìn)大端出。 箱體上的回油孔的直徑應(yīng)盡可能的大些，一般應(yīng)大于進(jìn)油孔的直徑。箱體上放置油標(biāo)，一邊及時(shí)檢查潤(rùn)滑系統(tǒng)工作情況。 （4） 放油孔 應(yīng)在箱體適當(dāng)位置上設(shè)置放油孔，放油孔應(yīng)低于油池底面，以便放凈油，為了便于接油最好在放油孔處接長(zhǎng)管。 （5） 防止或減少機(jī)床漏油 ① 箱

38、體上外漏的最低位置的孔應(yīng)高出油面。 ② 軸與法蘭蓋的間隙要適當(dāng)，通常直徑方向間隙1～1.5毫米。 ③ 主軸上常采用環(huán)形槽和間隙密封，效果要好，槽形的方向不能搞錯(cuò)。 ④ 箱蓋處防漏油溝應(yīng)設(shè)計(jì)成溝邊向箱體油溝內(nèi)側(cè)偏一定距離，大約為3～5毫米。 2、潤(rùn)滑油的選擇 潤(rùn)滑油的選擇與軸承的類型、尺寸、運(yùn)轉(zhuǎn)條件有關(guān)，速度高選粘度低的，反之選粘度高的。潤(rùn)滑油粘度通常根據(jù)主軸前頸和主軸最高轉(zhuǎn)速選擇。 第4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

39、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/fb[p] 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）; Nd——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）； η——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

40、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(qiáng)（N/）； ＝＝1.1×1.00×1.00×0.76＝0.836 ——基本許用壓強(qiáng)（MPa），查《機(jī)床設(shè)計(jì)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(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表2-16，取1.00； ——接合次數(shù)修正系數(shù)，查《機(jī)床

41、設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表2-17，取1.00； ——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0.76。 所以 Z≥2MnK/fb[p]＝2×1.28××1.4/（3.14×0.08××23×0.836＝11 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＝0.4×11＝4.4 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× 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（m

42、m）,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4.1 多片式摩擦離合器 第5章 主要零部件的選擇 5.1電動(dòng)機(jī)的選擇 轉(zhuǎn)速n＝1420r/min，功率P＝3kW 選用Y系列三相異步電動(dòng)機(jī) 5.2 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6012 II軸：對(duì)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(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)7

43、012C 5.3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(guò)桿的推力來(lái)控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。 5.4 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(dòng)力大，這里以小齒輪來(lái)進(jìn)行計(jì)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： 圖5.1 主軸載荷圖 由上圖可知如下數(shù)據(jù)：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm 計(jì)算（在垂直平面） ,, ，， ，， 計(jì)算（在水平面） ,, ，， ，，