臥式車床主軸箱

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1、 臥式車床主軸箱設計 摘 要 金屬切削機床在國民經(jīng)濟現(xiàn)代化建設中起著重大的作用。機床技術水平的高低已成為衡量一個國家工業(yè)現(xiàn)代化水平的重要標志之一。機床工業(yè)是機械制造業(yè)的"裝備部",對國民經(jīng)濟的發(fā)展起著重大作用。 本論文設計的主軸箱的變速級數(shù)是12級,傳動比為1.41,轉(zhuǎn)速從31.5r/min到1440r/min,加工工件的最大直徑為400mm,。論文對箱體結(jié)構(gòu)進行方案設計,并對傳動方案、傳動路線進行了分析,離合器、帶輪、潤滑系統(tǒng)、密封裝置等進行了設計、計算及校核。 本設計的主要容包括：1.運動設計：確定主軸的轉(zhuǎn)速、擬定合理結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)和轉(zhuǎn)速圖、確定齒輪的齒數(shù)、皮帶輪的設計計算

2、以及實際轉(zhuǎn)速和標準速偏差的校核等。2.動力設計：估算各傳動軸的轉(zhuǎn)速、估算各軸的直徑、選擇電動機、齒輪強度驗算、主軸剛度的校核、軸承壽命的驗算、選擇離合器。3.結(jié)構(gòu)設計：確定各傳動組件的空間布置。 關鍵詞：主軸箱,齒輪,摩擦式離合器 HORIZONTALLATHESPINDLEBOXDESIGN ABSTRACT Metal-cutting machine tool in the modernization of the national economy plays an important role. The level of machine technology

3、has become the measure of a country's level of industrial modernization of one of the important symbols. Machine tool industry is the machinery manufacturing industry, "the Ministry of Equipment," the development of the national economy played a major role. In this paper, the design of the spindle

4、box is a series of 12 speed, 1.41 gear ratio, speed from 31.5r/min to 1440r/min, the maximum workpiece diameter of 400mm,. Papers箱體structure of the program design, and program transmission, transmission line analysis, clutch, pulley, lubrication systems, such as a seal design, calculation and checki

5、ng. The main elements of the design include: 1. Campaign Design: to determine the speed of the spindle to draw up a reasonable-structured, the structure of network and the speed map to determine the number of teeth of gears, pulleys, as well as the design and calculation of the actual speed and sta

6、ndard deviation of the check, such as speed. 2. Dynamic Design: to estimate the speed of the shaft, to estimate the diameter of the axis, select the motor, gear strength check, the check spindle rigidity, bearing life of the check, select the clutch. 3. Structural Design: To determine the spatial ar

7、rangement of drive components. KEY WORDS:Main spindle box,Gear,Friction clutch assembly 37 / 41 目　錄 前　言1 第1章設計分析2 1.1機床主要技術參數(shù)2 1.1.1尺寸參數(shù)：2 1.1.2運動參數(shù)：2 1.1.3動力參數(shù)：2 1.2確定結(jié)構(gòu)方案2 1.3主傳動系統(tǒng)運動設計3 1.3.1擬訂結(jié)構(gòu)式3 1.3.2繪制轉(zhuǎn)速圖3 1.3.3確定齒輪齒數(shù)3 1.3.4驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差：3 1.4估算傳動件參數(shù),確定其結(jié)構(gòu)尺寸4 1.4.1確定傳動件計算轉(zhuǎn)速4

8、 1.4.2確定主軸支承軸頸直徑4 1.4.3估算傳動軸直徑5 1.4.4估算傳動齒模數(shù)5 1.4.5離合器的選擇與計算5 1.4.6普通V帶的選擇與計算7 1.5結(jié)構(gòu)設計8 1.5.1帶輪設計8 1.5.2主軸換向與制動機構(gòu)設計9 1.5.3齒輪塊設計9 1.5.4軸承的選擇10 1.5.5主軸組件10 1.5.6潤滑系統(tǒng)設計10 1.5.7密封裝置設計10 1.6傳動件驗算10 1.6.1軸的強度驗算10 1.6.2驗算花鍵鍵側(cè)壓應力12 1.6.3滾動軸承驗算12 1.6.4直齒圓柱齒輪的強度計算13 第2章主軸箱設計15 2.1運動設計15 2.

9、1.1已知條件15 2.1.2結(jié)構(gòu)分析式15 2.1.3繪制轉(zhuǎn)速圖16 2.1.4繪制傳動系統(tǒng)圖19 2.2動力設計19 2.2.1確定各軸轉(zhuǎn)速19 2.2.3各傳動組齒輪模數(shù)的確定和校核22 2.3齒輪強度校核23 2.3.1校核a傳動組齒輪24 2.3.2校核b傳動組齒輪25 2.3.3校核c傳動組齒輪26 2.4主軸撓度的校核27 2.4.1確定各軸最小直徑27 2.4.2軸的校核27 2.5主軸最佳跨距的確定28 2.5.1選擇軸頸直徑,軸承型號和最佳跨距28 2.5.2求軸承剛度28 2.6各傳動軸支承處軸承的選擇29 2.7主軸剛度的校核29

10、2.7.1主軸圖30 2.7.2計算跨距30 結(jié)　論32 辭33 參考文獻34 前　言 隨著機械的行業(yè)的發(fā)展,機床設計越來越向高精度的方向發(fā)展,但是在機床發(fā)展的同時,普通機床依然有這不可忽視的優(yōu)點,例如低價格,加工種類多,對操作人員的技術要求低,缺點是加工的精度不高,效率不高,本書是設計12級普通車床,車床在機械行業(yè)中是舉足輕重的角色,它可以加工外圓,螺紋等等,在本書的設計中參考了大量的前人的經(jīng)驗,對設計中出現(xiàn)的力學問題加以計算和解釋,也對前人的觀點加以考論和論證。 本說明書在編寫過程中,得到有關老師和同學的大力支持和熱情幫助 ,在此,特別對幫助過我的老師和同學表示深

11、深的感。 由于編寫水平有限,書中難免有不足與錯誤之處,敬請老師批評指正。 第1章 設計分析 1.1機床主要技術參數(shù) 1.1.1尺寸參數(shù)： [1]確定轉(zhuǎn)速圍：主軸最小轉(zhuǎn)速。 [2]確定公比： [3]轉(zhuǎn)速級數(shù)： 1.1.2運動參數(shù)： 根據(jù)工況,確定主軸最高轉(zhuǎn)速有采用YT15硬質(zhì)合金刀車削碳鋼工件獲得,主軸最低轉(zhuǎn)速有采用W16Cr4V高速鋼刀車削鑄鐵件獲得。 nmax==31.5r/min nmin= =1440r/min 根據(jù)標準數(shù)列數(shù)值表,選擇機床的最高轉(zhuǎn)速為1440r/min,最低轉(zhuǎn)速為31.5/min 公比取1.41,轉(zhuǎn)速級數(shù)Z=12。

12、 1.1.3動力參數(shù)： 電動機功率7.5KW 1.2確定結(jié)構(gòu)方案 1.主軸傳動系統(tǒng)采用V帶、齒輪傳動； 2.傳動形式采用集中式傳動； 4.變速系統(tǒng)采用多聯(lián)滑移齒輪變速。 1.3主傳動系統(tǒng)運動設計 1.3.1擬訂結(jié)構(gòu)式 1. 確定變速組傳動副數(shù)目： 實現(xiàn)12級主軸轉(zhuǎn)速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副組合： A．12=3*4 B. 12=4*3 C。12=3*2*2 D．12=2*3*2 E。12=2*2*3 方案A、B可節(jié)省一根傳動軸。但是,其中一個傳動組有四個變速傳動副,增大了該軸的軸向尺寸。這種方案不宜采用。根據(jù)傳動副數(shù)

13、目分配應"前多后少"的原則,方案C是可取的。 1.3.2繪制轉(zhuǎn)速圖 1.驗算傳動組變速圍： 第二擴大組的變速圍是R2 = =8,符合設計原則要求。 2.分配降速比： 該車床主軸傳動系統(tǒng)共設有四個傳動組,其中有一個是帶傳動。根據(jù)降速比分配應"前慢后快"的原則及摩擦離合器的工作速度要求,確定各傳動組最小傳動比。 U= = = = 1.3.3確定齒輪齒數(shù) 傳動過程中,會采用三聯(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)差應大于4。 1.3.4驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差： 主軸各級實際轉(zhuǎn)速值用下式計算： n= nE*<1-ε>u1 u2 u3

14、 式中 u1 u2 u3 分別為第一、第二、第三變速組齒輪傳動比。ε取0.05 轉(zhuǎn)速誤差用主軸實際轉(zhuǎn)速與標準轉(zhuǎn)速相對誤差的絕對值表示： △ n = | |≤10〔Φ-1〕% 其中主軸標準轉(zhuǎn)速 1.4估算傳動件參數(shù),確定其結(jié)構(gòu)尺寸 1.4.1確定傳動件計算轉(zhuǎn)速 1.主軸： 主軸計算轉(zhuǎn)速是第一個三分之一轉(zhuǎn)速圍的最高一級轉(zhuǎn)速,即 nj = nmin=74.3r/min 即n4=75r/min; 2.各傳動軸： 軸Ⅲ可從主軸為75r/min按72/18的傳動副找上去,似應為300r/min。但是由于軸Ⅲ上的最低轉(zhuǎn)速106r/min經(jīng)傳動組C可使主軸得到26.5r/min和

15、212r/min兩種轉(zhuǎn)速。212r/min要傳遞全部功率,所以軸Ⅲ的計算轉(zhuǎn)速應為106r/min。軸Ⅱ的計算轉(zhuǎn)速可按傳動副B推上去,得300r/min。 3.各齒輪： 傳動組C中,18/72只需計算z =18 的齒輪,計算轉(zhuǎn)速為300r/min；60/30的只需計算z = 30 的齒輪,計算轉(zhuǎn)速為212r/min。這兩個齒輪哪個的應力更大一些,較難判斷。同時計算,選擇模數(shù)較大的作為傳動組C齒輪的模數(shù)。傳動組B中應計算z =19的齒輪,計算轉(zhuǎn)速為300r/min。傳動組A中,應計算z = 24的齒輪,計算轉(zhuǎn)速為600r/min。 1.4.2確定主軸支承軸頸直徑 參考《金屬切削機床課程

16、設計指導書》表2,取通用機床鋼質(zhì)主軸前軸頸直徑D1 = 100mm,后軸頸直徑D2 = 〔0.7～0.85〕D1,取D2 = 70 mm,主軸孔直徑d = 0.1 Dmax±10 mm ,其中Dmax為最大加工直徑。取d = 40mm。 1.4.3估算傳動軸直徑 按扭轉(zhuǎn)剛度初步計算傳動軸直徑： d = 式中d —傳動軸直徑； N —該軸傳遞功率〔KW〕； —該軸計算轉(zhuǎn)速〔r/min〕； []—該軸每米長度允許扭轉(zhuǎn)角 這些軸都是一般傳動軸,取[]=10/m。代入以上計算轉(zhuǎn)速的值,計算各傳動軸的直徑：Ⅰ軸：d1 = 26mm Ⅱ軸：d2 = 31mm Ⅲ軸：d3 =

17、40mm；\ 1.4.4估算傳動齒模數(shù) 參考《金屬切削機床課程設計指導書》中齒輪模數(shù)的初步計算公式初定齒輪的模數(shù)： m = 32 式中 N —該齒輪傳遞的功率〔KW〕； Z —所算齒輪的齒數(shù)； —該齒輪的計算轉(zhuǎn)速〔r/min〕。 同一變速組中的齒輪取同一模數(shù),故取〔〕最小的齒輪進行計算,然后取標準模數(shù)值作為該變速組齒輪的模數(shù)。 1.4.5離合器的選擇與計算 1.確定摩擦片的徑向尺寸： 摩擦片的外徑尺寸受到外形輪廓的限制,徑又由安裝它的軸徑d來決定,而外徑的尺寸決定著外摩擦片的環(huán)形接觸面積的大小,直接影響離合器的結(jié)構(gòu)與性

18、能。表示這一特性系數(shù)是外片徑D1與片外徑D2之比,即 一般外摩擦片的徑可取：D1=d+<2～6>=26+6=32mm; 機床上采用的摩擦片值可在0.57～0.77圍,此處取=0.6,則摩擦片外徑D2=53.3mm。 2.按扭矩確定摩擦離合面的數(shù)目Z： Z≥ 其中T為離合器的扭矩 T=955*104=955*104*=5.1*104N·mm； K—安全系數(shù),此處取為1.3； [P]—摩擦片許用比壓,取為1.2MPa； f—摩擦系數(shù),查得f=0.08； S—外片環(huán)行接觸面積, S〔D22 — D12〕=1426.98mm2; —誘導摩擦半徑,假設摩擦表面壓力均勻分布,則=

19、21.77mm； KV—速度修正系數(shù),根據(jù)平均圓周速度查表取為1.3； —結(jié)合次數(shù)修正系數(shù),查表為1.35； —摩擦結(jié)合面數(shù)修正系數(shù), 查表取為1； 將以上數(shù)據(jù)代入公式計算得Z≥12.67圓整為整偶數(shù)14,離合器外摩擦片總數(shù)i=Z+1=15。 3.計算摩擦離合器的軸向壓力Q： Q=S[P]KV =1426.98*1.2*1.3 = 2226.1〔N〕 摩擦片厚度b = 1,1.5,1.75,2毫米,一般隨摩擦面中徑增大而加大。外片分離時的最小間隙為〔0.2～0.4〕mm。 4.反轉(zhuǎn)時摩擦片數(shù)的確定： 普通車床主軸反轉(zhuǎn)時一般不切削,故反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率

20、損耗確定。普通車床主軸高速空轉(zhuǎn)功率Pk一般為額定功率Pd的20～40%,取Pk = 0.4Pd,計算反轉(zhuǎn)靜扭矩為Pk = 1.6KW,代入公式計算出Z≥5.1,圓整為整偶數(shù)6,離合器外摩擦片總數(shù)為7。 1.4.6普通V帶的選擇與計算 1.確定計算功率Pc ,選擇膠帶型號： Pc = KAP 式中 P—額定功率〔KW〕； KA—工作情況系數(shù),此處取為1.2。 帶入數(shù)據(jù)計算得PC = 9 〔KW〕,根據(jù)計算功率PC和小輪轉(zhuǎn)數(shù)n1,即可從三角膠帶選型圖上選擇膠帶的型號。此次設計選擇的為B型膠帶。 2.選取帶輪節(jié)圓直徑、驗算帶

21、速： 為了使帶的彎曲應力σb1不致過大, 應使小輪直徑d1≥dmin, d1也不要過大,否則外輪廓尺寸太大。此次設計選擇d1 = 140mm。大輪直徑d2 由計算按帶輪直徑系列圓整為315mm。 驗算帶速,一般應使帶速v在5～25m/s的圍。 v==10.5m/s,符合設計要求。 3.確定中心距a、帶長L、驗算包角： 中心距過大回引起帶的顫動,過小則單位時間帶的應力循環(huán)次數(shù)過多,疲勞壽命降低；包角α減小,帶的傳動能力降低。一般按照下式初定中心距a0 0.75≤a0≤2,此次設計定為450mm。 由幾何關系按下式初定帶長L0:

22、 L0≈2 a0+0.5+ 按相關資料選擇與L0較接近的節(jié)線長度LP 按下式計算所需中心距, a≈a0+ 考慮安裝、調(diào)整和補償初拉力的需要,中心距a的變動圍為 〔a-0.015 a+0.03〕 由以上計算得中心距a = 434.14mm,帶長為1600mm。 驗算包角：= 1800-*57.30 = 156.9≥1200,符合設計要求. 4.計算膠帶的彎曲次數(shù)u ： u=[s-1]≤40[s-1] 式中：m —帶輪的個數(shù)； 代入相關的數(shù)據(jù)計算得：u

23、= 13.125[s-1]≤40[s-1] 符合設計要求。 5.確定三角膠帶的根數(shù)Z： 根據(jù)計算功率PC和許用功率[P0],可求得膠帶根數(shù)Z, 帶入各參數(shù)值計算,圓整結(jié)果為4,即需用4根膠帶。 6.確定初拉力F0和對軸的壓力Q： 查《機床課程設計指導書》表15知,A型膠帶的初拉力 F0 的圍為100～150[N] ,此處確定為120 [N]。 作用在軸上的壓力Q = 2 F0·z·sin=705.4[N]。 1.5結(jié)構(gòu)設計 1.5.1帶輪設計 根據(jù)V帶計算,選用4根B型V帶。由于Ⅰ軸安裝摩擦離合器及傳動齒輪,為了改善它們的工作條件,保證加工精度,采用卸荷

24、式帶輪結(jié)構(gòu)。 1.5.2主軸換向與制動機構(gòu)設計 本機床是適用于機械加工車間和維修車間的普通車床。主軸換向比較頻繁,才用雙向片式摩擦離合器。這種離合器由摩擦片、外摩擦片、止推片、壓塊和空套齒輪組成。離合器左右兩部門結(jié)構(gòu)是相同的。左離合器傳動主軸正轉(zhuǎn),用于切削加工。需要傳遞的轉(zhuǎn)矩較大,片數(shù)較多。右離合器用來傳動主軸反轉(zhuǎn),主要用于退回,片數(shù)較少。這種離合器的工作原理是,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個凸起,嵌在空套齒輪的缺口之中。外摩擦片相間安裝。用桿通過銷向左推動壓塊時,將片與外片相互壓緊。軸Ⅰ的轉(zhuǎn)矩便通過摩擦片間的摩擦力矩傳遞

25、給齒輪,使主軸正傳。同理,當壓塊向右時,使主軸反轉(zhuǎn)。壓塊處于中間位置時,左、右離合器都脫開,軸Ⅱ以后的各軸停轉(zhuǎn)。 制動器安裝在軸Ⅲ,在離合器脫開時制動主軸,以縮短輔助時間。此次設計采用帶式制動器。該制動器制動盤是一個鋼制圓盤,與軸用花鍵聯(lián)接,周邊圍著制動帶。制動帶是一條剛帶,側(cè)有一層酚醛石棉以增加摩擦。制動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器的聯(lián)鎖運動,采用一個操縱手柄控制。當離合器脫開時,齒條處于中間位置,將制動帶拉緊。齒條軸凸起的左、右邊都是凹槽。左、右離合器中任一個結(jié)合時,杠桿都按順時針方向擺動,使制動帶放松。 1.5.3齒輪塊設計 機床的變速

26、系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速機構(gòu)。根據(jù)各傳動軸的工作特點,基本組、第一擴大組以及第二擴大組的滑移齒輪均采用了整體式滑移齒輪。所有滑移齒輪與傳動軸間均采用花鍵聯(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。 各軸采用的花鍵分別為：Ⅰ軸：6×23×26×6 Ⅱ軸：6×26×30×6 Ⅲ軸：8×36×40×7 Ⅰ～Ⅲ軸間傳動齒輪精度為877—8b,Ⅲ～Ⅳ軸間齒輪精度為766—7b。 1.5.4軸承的選擇 為了方便安裝,Ⅰ軸上傳動件的外徑均小于箱體左側(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

27、軸均采用圓錐滾子軸承。滾動軸承均采用E級精度。 1.5.5主軸組件 本車床為普通精度級的輕型機床,為了簡化結(jié)構(gòu)、主軸采用了軸向后端定位的兩支承主軸組件。前支承采用雙列圓柱滾子軸承,后支承采用角接觸球軸承和單向推力球軸承。為了保證主軸的回轉(zhuǎn)精度,主軸前后軸承均采用壓塊式防松螺母調(diào)整軸承的間隙。主軸前端采用短圓錐定心結(jié)構(gòu)型式。 前軸承為C級精度,后軸承為D級精度 1.5.6潤滑系統(tǒng)設計 主軸箱采用飛濺式潤滑,油面高度為65mm左右,甩油環(huán)浸油深度為10mm左右。潤滑油型號為：IIJ30。 卸荷皮帶輪軸承采用脂潤滑方式。潤滑脂型號為：鈣質(zhì)潤滑脂。 1.5.7密封裝置設計

28、Ⅰ軸軸頸較小,線速度較低,為了保證密封效果,采用皮碗式接觸密封。而主軸直徑大、線速度較高,則采用了非接觸式密封。卸荷皮帶輪的潤滑采用毛氈式密封,以防止外界雜物進入。 1.6傳動件驗算 1.6.1軸的強度驗算 由于機床主軸箱中各軸的應力都比較小,驗算時,通常用復合應力公式進行計算： Rb = ≤[Rb] [MPa] [Rb] —許用應力,考慮應力集中和載荷循環(huán)特性等因素。 W —軸的危險斷面的抗彎斷面系數(shù)； 花鍵軸的抗彎斷面系數(shù)W = + 其中 d—花鍵軸徑； D—花鍵軸外徑； b—花鍵軸鍵寬； z—花鍵軸的鍵數(shù)。 T —在危險斷面上的最大扭矩 T

29、= 955*104 N—該軸傳遞的最大功率； —該軸的計算轉(zhuǎn)速； M —— 該軸上的主動被動輪的圓周力、徑向力所引起的最大彎矩。 齒輪的圓周力：Pt = 2T/D,D為齒輪節(jié)圓直徑。 直齒圓柱齒輪的徑向力 Pr = 0.5 Pt. 求得齒輪的作用力,即可計算軸承處的支承反力,由此得到最大彎矩。 對于軸Ⅰ、Ⅱ,由表29得[Rb] = 70[MPa]； 對于軸Ⅲ ,[Rb] = 65[MPa] 由上述計算公式可計算出： 軸Ⅰ,Rb=53.6[MPa]≤[Rb]； 軸Ⅱ,Rb=48.3[MPa]≤[Rb]； 軸Ⅲ,Rb=61.1[MPa]≤[Rb]。 故傳動軸的強度校驗符合

30、設計要求 1.6.2驗算花鍵鍵側(cè)壓應力 花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應力為： ≤[] [MPa] 式中： —花鍵傳遞的最大扭矩； D、d —花鍵的外徑和徑； z—花鍵的齒數(shù)； —載荷分布不均勻系數(shù),通常取為0.75。 使用上述公式對三傳動軸上的花鍵校核,結(jié)果符合設計要求。 1.6.3滾動軸承驗算 機床的一般傳動軸用的滾動軸承,主要是由于疲勞破壞而失效,故應對軸承進行疲勞壽命驗算。下面對按軸頸尺寸及工作狀況選定的滾動軸承型號進行壽命驗算： Lh=500≥[T] 式中,Lh —額定壽命； C —滾動軸承尺寸表所示的額定動負荷[N]； —速度系數(shù), = ；

31、—工作情況系數(shù)；由表36可取為1.1； ε—壽命系數(shù),對于球軸承：ε= 3 ；對于滾子軸承：ε=10/3； —軸承的計算轉(zhuǎn)速,為各軸的計算轉(zhuǎn)速； Ks—壽命系數(shù),不考慮交變載荷對材料的強化影響時： Ks = KNKnKT； KN—功率利用系數(shù),查表為0.58； Kn—轉(zhuǎn)速變化系數(shù)；查表37得0.82； KT —工作期限系數(shù),按前面的工作期限系數(shù)計算； Kl—齒輪輪換工作系數(shù),可由表38查得； P —當量動載荷[N ]; 使用上述公式對各軸承進行壽命校核,所選軸承均符合設計要求。 1.6.4直齒圓柱齒輪的強度計算 在驗算主軸箱中的齒輪強度時,選擇相同模數(shù)中承受載荷最大

32、的、齒數(shù)最小的齒輪進行接觸和彎曲疲勞強度驗算。一般對高速傳動齒輪主要驗算接觸疲勞強度,對低速傳動齒輪主要驗算彎曲疲勞強度。 根據(jù)以上分析,現(xiàn)在對Ⅰ軸上齒數(shù)為24的齒輪驗算接觸疲勞強度,對Ⅳ軸上齒數(shù)為30的齒輪驗算彎曲疲勞強度。 對于齒數(shù)為24的齒輪按接觸疲勞強度計算齒輪模數(shù)mj： mj = 16338*mm 式中： N —傳遞的額定功率[KW]〔此處忽略齒輪的傳遞效率〕； —計算轉(zhuǎn)速； —齒寬系數(shù) ,此處值為6 ； z1 —為齒輪齒數(shù)； i—大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比,"+"用于外嚙合,"—"用于嚙合,此處為外嚙合,故取"+"; —壽命系數(shù)： = KTK nKNKq KT

33、 —工作期限系數(shù)： KT = T—齒輪在機床工作期限的總工作時間,同一變速組的齒輪總工作時間近似的為Ts / P,P為該變速組的傳動副數(shù)；查《機床課程設計指導書》表17得Ts = 18000,故得T = 9000h； n1—齒輪的最低轉(zhuǎn)速,此處為600r/min； c0—基準循環(huán)次數(shù),由表16得c0 = ； m —疲勞曲線指數(shù),由表16 得m = 3； K n —轉(zhuǎn)速變化系數(shù),由表19得K n = 0.71； KN—功率利用系數(shù),由表18得KN = 0.58； Kq—材料強化系數(shù),由表20得Kq = 0.64； Kc—工作狀況系數(shù),考慮載荷沖擊的影響,取Kc = 1.2；

34、Kd—動載荷系數(shù),由表23得 = 1.2； Kb—齒向載荷分布系數(shù),由表24得Kb = 1 ； —許用接觸應力,由表26得 = 1100[MPa]； 代入以上各數(shù)據(jù)計算得 mj = 2.0mm ,故所選模數(shù)2.5 mm 滿足設計要求。 對于齒數(shù)為30的齒輪按彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù)mw mw = 267 其中 Y —齒形系數(shù),從表25查得0.444； —許用彎曲應力,由表26得 = 320； 其余各參數(shù)意義同上,代入數(shù)據(jù)計算得 mw =2.79,所選模數(shù)為3,符合設計要求。用相同方法驗算其他齒輪均符合設計要求。 第2章 主軸

35、箱設計 2.1運動設計 2.1.1已知條件 [1]確定轉(zhuǎn)速圍：主軸最小轉(zhuǎn)速。 [2]確定公比： [3]轉(zhuǎn)速級數(shù)： 2.1.2結(jié)構(gòu)分析式 ⑴⑵ [3] 從電動機到主軸主要為降速傳動,若使傳動副較多的傳動組放在較接近電動機處可使小尺寸零件多些,大尺寸零件少些,節(jié)省材料,也就是滿足傳動副前多后少的原則,因此取12=3*2*2方案。在降速傳動中,防止齒輪直徑過大而使徑向尺寸常限制最小傳動比 ；在升速時為防止產(chǎn)生過大的噪音和震動常限制最大轉(zhuǎn)速比。在主傳動鏈任一傳動組的最大變速圍。在設計時必須保證中間傳動軸的變速圍最小, 根據(jù)中間傳動軸變速圍小的原則選擇結(jié)構(gòu)網(wǎng)。從而確

36、定結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下： ⅠⅡⅢⅣ 圖2-1 傳動結(jié)構(gòu)圖 檢查傳動組的變速圍時,只檢查最后一個擴大組： 其中,, 所以 ,合適。 2.1.3繪制轉(zhuǎn)速圖 1.選擇電動機 一般車床若無特殊要求,多采用Y系列封閉式三相異步電動機,根據(jù)原則條件選擇Y-132M-4型Y系列籠式三相異步電動機。 2.分配總降速傳動比 總降速傳動比 又電動機轉(zhuǎn)速不符合轉(zhuǎn)速數(shù)列標準,因而增加一定比傳動副。 3.確定傳動軸軸數(shù) 傳動軸軸數(shù) = 變速組數(shù) + 定比傳動副數(shù) + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。 4.確定各級轉(zhuǎn)速并繪制

37、轉(zhuǎn)速圖 由z = 12確定各級轉(zhuǎn)速： 1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5r/min。 在五根軸中,除去電動機軸,其余四軸按傳動順序依次設為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ。Ⅰ與Ⅱ、Ⅱ與Ⅲ、Ⅲ與Ⅳ軸之間的傳動組分別設為a、b、c?，F(xiàn)由Ⅳ〔主軸〕開始,確定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸的轉(zhuǎn)速： ① 先來確定Ⅲ軸的轉(zhuǎn)速 傳動組c 的變速圍為,結(jié)合結(jié)構(gòu)式, Ⅲ軸的轉(zhuǎn)速只有一和可能： 125、180、250、355、500、710r/min。 ② 確定軸Ⅱ的轉(zhuǎn)速 傳動組b的級比指數(shù)為3,希望中間軸轉(zhuǎn)速較小,因而為了避免升速,又不致傳動比太小,可取 ,

38、 軸Ⅱ的轉(zhuǎn)速確定為：355、500、710r/min。 ③確定軸Ⅰ的轉(zhuǎn)速 對于軸Ⅰ,其級比指數(shù)為1,可取 ,, 確定軸Ⅰ轉(zhuǎn)速為710r/min。 由此也可確定加在電動機與主軸之間的定傳動比。下面畫出轉(zhuǎn)速圖〔電動機轉(zhuǎn)速與主軸最高轉(zhuǎn)速相近〕。 圖2-2 傳動系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖 5.確定各變速組傳動副齒數(shù) ①傳動組a: 查表8-1,,, 時：……57、60、63、66、69、72、75、78…… 時：……58、60、63、65、67、68、70、72、73、77…… 時：……58、60、62、64、66、68、70、72、74、76…… 可取72,于是可得軸Ⅰ齒輪齒數(shù)分別

39、為：24、30、36。 于是,, 可得軸Ⅱ上的三聯(lián)齒輪齒數(shù)分別為：48、42、36。 ②傳動組b: 查表8-1, , 時：……69、72、73、76、77、80、81、84、87…… 時：……70、72、74、76、78、80、82、84、86…… 可取 84,于是可得軸Ⅱ上兩聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為：22、42。 于是 ,,得軸Ⅲ上兩齒輪的齒數(shù)分別為：62、42。 ③傳動組c: 查表8-1,, 時：……84、85、89、90、94、95…… 時： ……72、75、78、81、84、87、89、90…… 可取 90. 為降速傳動,取軸Ⅲ齒輪齒數(shù)為18； 為升速傳動,取軸

40、Ⅳ齒輪齒數(shù)為30。 于是得, 得軸Ⅲ兩聯(lián)動齒輪的齒數(shù)分別為18,60； 得軸Ⅳ兩齒輪齒數(shù)分別為72,30。 2.1.4繪制傳動系統(tǒng)圖 根據(jù)軸數(shù),齒輪副,電動機等已知條件可有如下系統(tǒng)圖： 圖2-3 主軸箱傳動系統(tǒng)圖 2.2動力設計 2.2.1確定各軸轉(zhuǎn)速 1.確定主軸計算轉(zhuǎn)速：主軸的計算轉(zhuǎn)速為 2.各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速： 軸Ⅲ可從主軸90r/min按72/18的傳動副找上去,軸Ⅲ的計算轉(zhuǎn)速125r/min；軸Ⅱ的計算轉(zhuǎn)速為355r/min；軸Ⅰ的計算轉(zhuǎn)速為710r/min。 3.各齒輪的計算轉(zhuǎn)速 傳動組c中,18/72只需計算z = 1

41、8 的齒輪,計算轉(zhuǎn)速為355r/min；60/30只需計算z = 30的齒輪,計算轉(zhuǎn)速為250r/min；傳動組b計算z = 22的齒輪,計算轉(zhuǎn)速為355r/min；傳動組a應計算z = 24的齒輪,計算轉(zhuǎn)速為710r/min。 4.核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 所以合適。 電動機轉(zhuǎn)速n=1440r/min,傳遞功率P=7.5KW,傳動比i=2.03,兩班制, 一天運轉(zhuǎn)16.1小時,工作年數(shù)10年。 1.確定計算功率 取1.1,則 2.選取V帶型 根據(jù)小帶輪的轉(zhuǎn)速和計算功率,選B型帶。 3.確定帶輪直徑和驗算帶速 查表小帶輪基準直徑,

42、 驗算帶速成 其中 -小帶輪轉(zhuǎn)速,r/min； -小帶輪直徑,mm； ,合適。 4.確定帶傳動的中心距和帶的基準長度 設中心距為,則 0．55〔〕a2〔〕 于是 208.45a758,初取中心距為400mm。 帶長 查表取相近的基準長度,。 帶傳動實際中心距 5.驗算小帶輪的包角 一般小帶輪的包角不應小于。 。合適。 6.確定帶的根數(shù) 其中： -時傳遞功率的增量； -按小輪包角,查得的包角系數(shù)； -長度系數(shù)； 為避免V型帶工作時各根帶受力

43、嚴重不均勻,限制根數(shù)不大于10。 7.計算帶的緊力 其中： -帶的傳動功率,KW； v-帶速,m/s； q-每米帶的質(zhì)量,kg/m；取q=0.17kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 8.計算作用在軸上的壓軸力 2.2.3各傳動組齒輪模數(shù)的確定和校核 1.模數(shù)的確定： a傳動組：分別計算各齒輪模數(shù) 先計算24齒齒輪的模數(shù)： 其中: -公比 ； = 2； -電動機功率； = 7.5KW； -齒寬系數(shù)； -齒輪傳動許允

44、應力; -計算齒輪計算轉(zhuǎn)速。 , 取= 600MPa,安全系數(shù)S = 1。 由應力循環(huán)次數(shù)選取 ,取S=1,。 取m = 4mm。 按齒數(shù)30的計算,,可取m = 4mm； 按齒數(shù)36的計算,, 可取m = 4mm。 于是傳動組a的齒輪模數(shù)取m = 4mm,b = 32mm。 軸Ⅰ上齒輪的直徑： 。 軸Ⅱ上三聯(lián)齒輪的直徑分別為： b傳動組： 確定軸Ⅱ上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù)。 按22齒數(shù)的齒輪計算： 可得m = 4.8mm；

45、 取m = 5mm。 按42齒數(shù)的齒輪計算： 可得m = 3.55mm； 于是軸Ⅱ兩聯(lián)齒輪的模數(shù)統(tǒng)一取為m = 5mm。 于是軸Ⅱ兩聯(lián)齒輪的直徑分別為： 軸Ⅲ上與軸Ⅱ兩聯(lián)齒輪嚙合的兩齒輪直徑分別為： c傳動組： 取m = 5mm。 軸Ⅲ上兩聯(lián)動齒輪的直徑分別為： 軸四上兩齒輪的直徑分別為： 2.3齒輪強度校核 2.3.1校核a傳動組齒輪 校核齒數(shù)為24的即可,確定各項參數(shù) 1. P=8.25KW,n=710r/min, 2.確定動載系數(shù)： 齒輪精度為7級,由《機械設計》查得

46、使用系數(shù) 3. 4.確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù) 非對稱 ,查參考書[6]得 5.確定齒間載荷分配系數(shù): 由查參考書[6]查得 6.確定動載系數(shù): 7.查表 10-5 8.計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.3 , 故合適。 2.3.2校核b傳動組齒輪 校核齒數(shù)為22的即可,確定各項參數(shù) 1. P=8.25KW,n=355r/min, 2.確定動載系數(shù)： 齒輪精度為7級,由查參考書[6]查得使用

47、系數(shù) 3. 4.確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù) 非對稱 ,查查參考書[6]得 5.確定齒間載荷分配系數(shù): 由查參考書[6]查得 6.確定動載系數(shù): 7.查表 10-5 8.計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.3 , 故合適。 2.3.3校核c傳動組齒輪 校核齒數(shù)為18的即可,確定各項參數(shù) 1. P=8.25KW,n=355r/min, 2.確定動載系數(shù)： 齒輪精度為7級,由查參考書[6]查得使用系數(shù)

48、3. 4.確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù) 非對稱 ,查查參考書[6]得 5.確定齒間載荷分配系數(shù): 由查參考書[6]查得 6.確定動載系數(shù): 7.查表 10-5 8.計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.3 , 故合適。 2.4主軸撓度的校核 2.4.1確定各軸最小直徑 1.Ⅰ軸的直徑： 2.Ⅱ軸的直徑： 3.Ⅲ軸的直徑： 4.主軸的直徑： 2.4.2軸的校核 Ⅰ軸的校核：通過受力分析,在一軸的三對嚙合齒輪副中,中間的兩對齒輪對Ⅰ

49、軸中點處的撓度影響最大,所以,選擇中間齒輪嚙合來進行校核 。 Ⅱ軸、Ⅲ軸的校核同上。 2.5主軸最佳跨距的確定 2.5.1選擇軸頸直徑,軸承型號和最佳跨距 前軸頸應為75-100mm,初選=100mm,后軸頸取,前軸承為NN3020K,后軸承為NN3016K,根據(jù)結(jié)構(gòu),定懸伸長度 2.5.2求軸承剛度 考慮機械效率 主軸最大輸出轉(zhuǎn)距 床身上最大加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的60%,取50%即200,故半徑為0.1. 切削力 背向力 故總的作用力 次力作用于頂在頂尖間的工件上主軸尾架各承受一半, 故主軸軸端受力為 先假設

50、 前后支撐分別為 根據(jù) 2.6各傳動軸支承處軸承的選擇 主軸 前支承：NN3020K;中支承：N219E;后支承：NN3016K Ⅰ軸 前支承：30207;后支承：30207 Ⅱ軸 前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207 Ⅲ軸 前支承：30208;后支承：30208 2.7主軸剛度的校核 2.7.1主軸圖 圖2-4 主軸圖 2.7.2計算跨距 前支承為雙列圓柱滾子軸承,后支承為雙列圓柱滾子軸承 當量外徑 主軸剛度：由于 故根據(jù)式〔10-8〕 對于機床的剛度要求,取阻

51、尼比 當v=50m/min,s=0.1mm/r時,, 取 計算 可以看出,該機床主軸是合格的. 結(jié)　論 本論文通過對機床主軸箱的研究,設計了機床傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu),研究設計了機床傳動系統(tǒng)的運動設計、動力設計、傳動零件的計算、零件的驗算等。得出以下結(jié)論： 運動設計方面,根據(jù)給定的機床用途、規(guī)格、極限轉(zhuǎn)速,通過分析擬定的傳動結(jié)構(gòu)方案〔包括結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)、轉(zhuǎn)速圖〕合理、傳動系統(tǒng)圖符合要求、因傳動副齒輪的齒數(shù)導致主軸實際轉(zhuǎn)速與標準轉(zhuǎn)速的相對誤差符合要求。 動力設計,齒輪的接觸疲勞強度和

52、彎曲疲勞強度足夠、主軸組件的靜剛度足夠、主軸前軸承的疲勞壽命足夠。 結(jié)構(gòu)設計,進行主傳動傳動軸系、變速機構(gòu)、主軸組件、箱體、操縱結(jié)構(gòu)、潤滑與密封等的布置和結(jié)構(gòu)設計合理。傳動軸的空間位置及各個零件的裝配關系合理。 辭 感鮑老師指引我們的論文的寫作的方向和架構(gòu),并對本論文初稿進行逐字批閱,指正出其中誤謬之處,使我們有了思考的方向。 在此,謹向鮑老師表示崇高的敬意和衷心的感！鮑老師在我們撰寫論文的過程中給與我的極幫助。 同時,論文的順利完成,離不開其它各位老師、同學和朋友的關心和幫助。在整個的論文寫作中,各位老師、同學和朋友積極的幫助我查資料和提供有利于論文寫作的

53、建議和意見,在他們的幫助下,論文得以不斷的完善,最終幫助我們完整的寫完了整個論文。 另外,要感在大學期間所有傳授我們知識的老師,是你們的悉心教導使我們有了良好的專業(yè)課知識,這也是論文得以完成的基礎。 感所有給我們幫助的老師和同學,你們！ 通過此次的論文,我們學到了很多知識,跨越了傳統(tǒng)方式下的教與學的體制束縛,在論文的寫作過程中,通過查資料和搜集有關的文獻,培養(yǎng)了自學能力和動手能力。并且由原先的被動的接受知識轉(zhuǎn)換為主動的尋求知識,這可以說是學習方法上的一個很大的突破。在以往的傳統(tǒng)的學習模式下,我們可能會記住很多的書本知識,但是通過畢業(yè)論文,我們學會了如何將學到的知識轉(zhuǎn)化為自己的東西,學會了

54、怎么更好的處理知識和實踐相結(jié)合的問題。 在論文的寫作過程中也學到了做任何事情所要有的態(tài)度和心態(tài),首先做學問要一絲不茍,對于發(fā)展過程中出現(xiàn)的任何問題和偏差都不要輕視,要通過正確的途徑去解決,在做事情的過程中要有耐心和毅力,不要一遇到困難就達退堂鼓,只要堅持下去就可以找到思路去解決問題的。而且要學會與人合作,這樣做起事情來就可以事倍功半。 總之,此次論文的寫作過程,我們收獲了很多,即為大學三年劃上了一個完美的句號,也為將來的人生之路做好了一個很好的鋪墊。 冀星凱 參考文獻 [1] 工程學院機械制造教研室 主編.金屬切削機床指導書. [2] 濮良貴 紀名剛主編.機械設計<第七

55、版>.:高等教育,20XX6月 [3] 毛謙德 振清主編.《袖珍機械設計師手冊》第二版.機械工業(yè),20XX5月 [4] 《減速器實用技術手冊》編輯委員會編.減速器實用技術手冊.:機械工業(yè),1992年 [5] 戴曙 主編.金屬切削機床.:機械工業(yè),20XX1月 [6] 《機床設計手冊》編寫組 主編.機床設計手冊.:機械工業(yè),1980年8月 [7] 華東紡織工學院 工業(yè)大學 XX大學主編.機床設計圖冊.:科學技術,1979年6月 [8] 立德 牛玉麗主編.機械設計基礎課程設計指導書〔第二版〕.高等教育,20XX8月 [9] 廖念釗 莫雨松 碩根 興駿主編.互換性與技術測量〔第五版〕.中國計量,20XX6月 [10] 建中主編.機械設計基礎學習與訓練指南.高等,20XX9月 [11] 力 王冰主編.機械制圖〔第二版〕.高等,20XX8月 [12] 永安主編.機械原理課程設計指導.高等,1995年10月 [13] 建中主編.機械設計基礎.高等,20XX8月 [14] 熊運昌主編.機械制造技術.科學技術,20XX9月 [15] 小年主編.機械制圖〔第二版〕.機械工業(yè),20XX2月