機械制造裝備設計課程設計院 系：機械學院專 業(yè)：機械設計制造及其自動化班 級：學 號：指導教師：日 期：目 錄緒論 .4一．設計目的 .4二．普通車床主動傳動系統(tǒng)參數(shù)的擬定 .41.已知條件 42.車床參數(shù)和電動機的選擇 43.確定轉速級數(shù) 54.車床的規(guī)格 5三．運動設計 .51. 擬定傳動方案 52. 確定結構式 63. 設計結構網(wǎng) 64. 確定各軸轉速 75.確定轉速圖 96. 確定各變速組傳動副齒輪齒數(shù) 97. 繪制傳動系統(tǒng)圖 11四．動力設計 .111. 帶傳動設計 112. 齒輪傳動設計 153. 軸的設計與校核 184. 主軸設計計算及校核 245. 片式摩擦離合器的選擇和計算 277.鍵的選用及校核 31五．軸承端蓋設計 .32六．箱體的結構設計 .321.箱體材料 322.箱體結構 32七．潤滑與密封 .331.潤滑設計 332.潤滑油的選擇 34八．總結 .34參考文獻 .35緒論主傳動系統(tǒng)的設計是機床設計中非常重要的組成部分，本次設計主要從機床的級數(shù)入手，與結構式，結構網(wǎng)擬定，再到齒輪和軸的設計，再選擇主傳動配合件對軸和齒輪及配合件進行校核，將主傳動方案“結構化” ，設計主軸變速箱裝配圖及零件圖，側重進行傳動軸組件、主軸組件、變速機構、箱體、潤滑、與密封、傳動軸及滑移齒輪零件的設計，完成設計任務。本次突出了機構設計的要求，在保證機床的基本要求下，根據(jù)機床設計的原則擬定結構式和結構網(wǎng)，對機床的機構進行精簡，力求降低生產(chǎn)成本；主軸和齒輪設計在滿足強度要求的同時材料的選擇也應采用折中的原則， ，不選擇過高強度的材料從而造成浪費。一．設計目的通過機床主運動機械變速傳動系統(tǒng)得結構設計，在擬定傳動和變速的結構方案過程中，得到設計構思、方案分析、結構工藝性、機械制圖、零件計算、編寫技術文件和查閱技術資料等方面的綜合訓練，樹立正確的設計思想，掌握基本的設計方法，并具有初步的結構分析、結構設計和計算能力。二．普通車床主動傳動系統(tǒng)參數(shù)的擬定1.已知條件最大加工直徑為 D= 400mm； 主軸最高轉速?=1400r/min，maxn最低轉速 =31.5r/min； 電動機的功率為 4KWmin2.車床參數(shù)和電動機的選擇此經(jīng)濟型數(shù)控車床根據(jù)任務書上提供的條件，電動機的功率為 4KW,選擇電動機的型號為 Y112M-4，電動機具體數(shù)據(jù)如下表所示：表 1 電動機參數(shù)表電動機信號 額定功率 滿載轉速 級數(shù) 同步轉速Y112M-4 4KW 1440r/min 4 級 1500r/min3.確定轉速級數(shù)根據(jù)任務書提供的條件，可知傳動公比 =1.41。?根據(jù)《機械制造裝備設計》由公式： 1??znR則有： Z= +1 ?lgnR轉速范圍 = = =44.44nmiax5.3140由上述綜合可得 由此可知機床主軸共124.lgl ?????nRZ有 12 級。因為 =1.41=1.06 ，根據(jù)《機械制造裝備設計》 查表標準數(shù)列。首?6先找到最小極限轉速 31.5，再每跳過 5 個數(shù)（1.26～1.06 ）取一個轉速，6即可得到公比為 1.41 的數(shù)列：31.5、45、63、90、125、180、250、355、500、710、1000、1400 r/min。4.車床的規(guī)格根據(jù)以上的計算和設計任務書可得到本次設計車床的基本參數(shù)：表 2 車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)表最大加工直徑 maxD最高轉速 axn( )ir最低轉速 min( )r電機功率P（kW）公比 ?轉速級數(shù)Z400 1400 31.5 4 1.41 12三．運動設計1. 擬定傳動方案擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱等整個傳動系統(tǒng)的確定。傳動型式則指傳動和變速的元件、機構以及其組成、安排不同特點的傳動型式、變速類型。傳動方案和型式與結構的復雜程度密切相關，和工作性能也有關系。因此，確定傳動方案和型式，要從結構、工藝、性能及經(jīng)濟性等多方面統(tǒng)一考慮。2. 確定結構式由 Z=12 可得： 321??主變速傳動系從電動機到主軸，通常為降速傳動，接近電動機的傳動轉速較高， 傳動的轉矩較小，尺寸小一些，反之，靠近主軸的傳動件轉速較低，傳遞的轉矩較大，尺寸就較大。因此在擬定主變速傳動系時，應盡可能將傳動副較多的變速組安排在前面，傳動副數(shù)少的變速組放在后面，使主變速傳動系中更多的傳動件在高速范圍內(nèi)工作，尺寸小一些，以節(jié)省變速箱的造價，減小變速箱的外形尺寸；也就是滿足傳動副前多后少的原則，因此確定傳動方案為：12=3×2×2；由 12=3×2×2 傳動式可得 6 種結構式和對應的結構網(wǎng)。分別為：3612??124??6123??依據(jù)傳動順序與擴大順序相一致的原則選擇方案為 ： ；63123. 設計結構網(wǎng)傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍：在降速傳動時，為防止被動齒輪的直徑過大而使進徑向尺寸過大，常限制最小傳動比，1/4，升速傳動時，為防止產(chǎn)生過大的振動和噪音，常限制最大傳動min?比 ，斜齒輪比較平穩(wěn)，可取 ，故變速組的最大變速范圍2ax?5.2max?i為 / ≤8～10 。檢查變速組的變速范圍是否超過極限值時，?maxRiin只需檢查最后一個擴大組。因為其他變速組的變速范圍都比最后擴大組的小，只要最后擴大組的變速范圍不超過極限值，其他變速組就不會超過極限值。依據(jù)中間軸變速范圍小的原則設計設計結構網(wǎng)如下所示：圖 1 系統(tǒng)結構網(wǎng)檢查傳動組的變速范圍時，只檢查最后一個擴大組： 82/0.5/uRmin主axmax主 ??其中 ，1~86.741.)2(6)1(22 ????PX? 41.?， ；6最后一個擴大組轉速符合要求，則其他變速組的變速范圍肯定也符合要求。4. 確定各軸轉速1.分配總降速變速比總降速變速比 02.14/5.3/min??d由電動機轉速 不符合轉速數(shù)列標準，因而增加一定比變140rd速副。2.確定傳動軸數(shù)變速軸軸數(shù) = 變速組數(shù) + 定比變速副數(shù) + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。3.確定各軸轉速在五根軸中，除去電動機軸，其余四軸按變速順序依次設為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ（主軸） 。Ⅰ與Ⅱ、Ⅱ與Ⅲ、Ⅲ與Ⅳ軸之間的變速組分別設為 a、b、c?，F(xiàn)由Ⅳ（主軸）開始，確定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸的轉速。已知各級轉速如下：1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5r/min。⑴先來確定Ⅲ軸的轉速變速組 c 的變速范圍為 ，故兩個傳動副]10,8[41.max66??R?的傳動比必然是兩個極限值： 、 結合結構式，CI2?CIⅢ軸的轉速只有一種可能：125、180、250、355、500、710。⑵確定軸Ⅱ的轉速變速組 b 的級比指數(shù)為 3，希望中間軸轉速較小，因而為了避免升速，又不致變速比太小，可取 軸Ⅱ的轉速確定為：8.211??bi2bi355、500、710。⑶定軸Ⅰ的轉速對于軸Ⅰ，其級比指數(shù)為 1,可?。?= = = = 1ai2?2ai?14.= 確定軸Ⅰ轉速為 710；3ai1電動機與軸Ⅰ的定變傳動比 ；03.271/4?i5.確定轉速圖圖 2 轉速圖6. 確定各變速組傳動副齒輪齒數(shù)確定齒輪齒數(shù)的原則和要求：①齒輪的齒數(shù)和 不應過大；齒輪的齒數(shù)和 過大會加大兩軸之間的zszs中心距，使機床結構龐大，一般推薦 ≤100～200.zs②最小齒輪的齒數(shù)要盡可能少；但同時要考慮：※最小齒輪不產(chǎn)生根切，機床變速箱中標準直圓柱齒輪，一般最小齒數(shù) ≥18 ；minz※受結構限制的最小齒輪最小齒數(shù)應大于 18～20；※齒輪齒數(shù)應符合轉速圖上傳動比的要求：實際傳動比（齒數(shù)之比）與理論傳動比（轉速圖上要求的傳動比）之間又誤差，但不能過大，確定齒輪數(shù)所造成的轉速誤差，一般不應超過 10%（ -1）%，??即： %）（理 實理 10n?????-要求的主軸轉速；理n-齒輪傳動實現(xiàn)的主軸轉速；實齒輪齒數(shù)的確定，當各變速組的傳動比確定以后，可確定齒輪齒數(shù)。對于定比傳動的齒輪齒數(shù)可依據(jù)機械設計手冊推薦的方法確定。對于變速組內(nèi)齒輪的齒數(shù)，如傳動比是標準公比的整數(shù)次方時，變速組內(nèi)每對齒輪的齒數(shù)和 及小齒輪的齒數(shù)可以從《機械制造裝備設計》表 3-9 中選取。zS一般在主傳動中，最小齒數(shù)應大于 18～20。采用三聯(lián)滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪之間的齒數(shù)關系：三聯(lián)滑移齒輪的最大齒輪之間的齒數(shù)差應大于或等于 4，以保證滑移是齒輪外圓不相碰。根據(jù)表 3-4（《機械制造裝備設計》主編趙雪松、任小中、于華）查得①傳動組 a:由 ， ，2/1/1??ia41./??ia/3?ia時：i……57、60、63、66、69、72、75、78……zS時：4./2i……63、65、67、68、70、72、73、77……?z時：1/3ia……58、60、62、64、66、68、70、72、74、76……zS可取 72,于是可得軸Ⅰ齒輪齒數(shù)分別為：24、30、36。z于是 ， ， ；48/21?ai 42/302?ai 36/?ai齒輪 1i2iiazSI 軸齒數(shù) 28 35 42Ⅱ軸齒數(shù) 56 49 42 84②傳動組 b：由 ，8.2/1/31??i 1/2ib時：i……69、72、73、76、77、80、81、84、87……zS時： ……70、72、74、76、78、80、82、84、86……/2ibzS可取 84，于是可得軸Ⅱ上雙聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為：22、42。?zS于是 ， ，得軸Ⅲ上兩齒輪的齒數(shù)分別為：62/1ib42/?ib62、42。齒輪 1ib2izSⅡ軸齒數(shù) 22 42Ⅲ軸齒數(shù) 62 42 84③傳動組 c:查表 8-1, ,4/1?ic2ci時： ……84、85、89、90、94、95……1i zS時： ……72、75、78、81、84、87、89、90……2c取 90. 為降速傳動，取軸Ⅲ齒輪齒數(shù)為 18； 為升速傳zS4/1i 2?ci動，取軸Ⅳ齒輪齒數(shù)為 30。于是得 , ；齒輪數(shù)據(jù)如72/18?ic30/6ci下表所示： 齒輪 1i2izSⅢ軸齒數(shù) 18 60Ⅳ軸齒數(shù) 72 30 907. 繪制傳動系統(tǒng)圖圖 3 傳動系統(tǒng)圖四．動力設計1. 帶傳動設計V 帶傳動中，軸間距 A 可以加大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，宜可緩和沖擊及隔離振動，使傳動平穩(wěn)。帶輪結構簡單，但尺寸大，機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。電動機轉速 n=1440r/min,傳遞功率 P=4kW,傳動比 i=2.03，兩班制，一天運轉 16 小時，工作年數(shù) 10年。(1)確定計算功率：由《機械設計》 表 8-7 工作情況系數(shù) 查得 =1.2。156PAK由《機械設計》 公式（8-21）得： )(8.42.kWKAca???P--電動機額定功率， --工作情況系數(shù) 因此根據(jù) 、 由《機械設計 》 圖 8-11 普通 V 帶輪選型圖選用 A 型。caP1n157P(2)確定帶輪的基準直徑 ，?D?帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑 不宜過小，即 =75mm。查《機械設計》 表 8-8、圖 8-11?Dmin?? 157P和 表 8-6 取主動小帶輪基準直徑 =125mm。15P?由《機械設計》 公式(8-15a)得式： 150P?????12Dn式中：-小帶輪轉速， -大帶輪轉速， -帶的滑動系數(shù)，一般取 0.02。?n?n?故 ，mD45.28)0.1(257042 ????由《機械設計》 表 8-8 取圓整為 250mm。P(3)驗算帶速度 V，按《機械設計》 式（8-13）驗算帶的速度150PV= 42.9106254.36????nD?sm所以 ，故帶速合適。smvs?(4)初定中心距 0A帶輪的中心距，通常根據(jù)機床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內(nèi)選?。?根據(jù)《機械設計》 經(jīng)驗公式（8-20）152P)()(7.0 2101 DAD???0.7ｘ（125+250）≤ ≤2ｘ（125+250）即：263≤ ≤750； 取 =600mm.0A0(5) V 帶的計算基準長度 ?L由《機械設計》 公式（8-22）計算帶輪的基準長度：158P????02121042ADA????代入數(shù)據(jù)為： =1795.25mm6)5()5(62???由《機械設計》 表 8-2，圓整到標準的基準長度 ，取整為14PdL=1800mmdL(6)確定實際中心距 A按《機械設計》 公式（8-23）計算實際中心距158= + =600+ =602.38mm020Ld?25.1798?(7)驗算小帶輪包角 1?根據(jù)《機械設計》 公式（8-25）158POOoAD120.683.5718012 ??????故主動輪上包角合適。(8)確定三角帶根數(shù) Z根據(jù)《機械設計》 式（8-26）得158P0calpzk????查表《機械設計》 表 8-4d 由 i=2.03 和 得 = 153 min140rn?0p?0.03KW查表《機械設計》表 8-5， =0.98；查表《機械設計》表 8-2，??長度系數(shù) =0.92lk73.29.08)3.092.1(4????Z取整即帶數(shù) Z=3 根；(9)計算預緊力查《機械設計》表 8-3，q=0.1kg/m由《機械設計》式（8-27） 20)5.2(qvkvZpFca????其中： -帶的變速功率,kw；cav-帶速,m/s；q-每米帶的質(zhì)量，kg/m；取 q=0.1kg/m。v = 1440r/min = 9.42m/s。NF60.142.908.342.9)5(0??????（10）計算作用在軸上的壓軸力根據(jù)《機械設計》 式（8-28）158PNZFp 07.83921.6sin0.1432sin210 ??????（11）帶輪結構設計： V 帶輪的結構形式與基準直徑有關，因為 ，15???dd且所以采用孔板式結構，查[3]機械設計機械設計基礎課程設計表 9-1 可得出大帶輪結構尺寸如下：1057.821min??fehbfad250.386??daB??2410389??dD2. 齒輪傳動設計1.確定模數(shù)：（1）Ⅰ-Ⅱ軸：按齒輪彎曲疲勞計算： 32jwnZPm??其中： 為大齒輪的計算轉速；jnZ 為大齒輪齒數(shù)；由以上計算可知： ；Ⅰ k8.3?P=2jwnm??Ⅰ 94.13548.?按齒面點蝕計算：；取 A=82；.8.370?jPA由中心距 A 及齒數(shù)計算模數(shù)：圓整為 ；2.721??zmj 3＝jm模數(shù) 取 和 中較大值。故第一變數(shù)組齒輪模數(shù)因取 m=3；wj(2) Ⅱ-Ⅲ軸：按齒輪彎曲疲勞計算： 32jwnZPm??其中： 為大齒輪的計算轉速；jnZ 為大齒輪齒數(shù)；=32jwP??Ⅱ 49.2156.3?按齒面點蝕計算：；取 A=114；.32.7033?jnAⅡ由中心距 A 及齒數(shù)計算模數(shù)：圓整為 ；1.8421??zmj 0.3＝jm模數(shù) 取 和 中較大值。故第一變數(shù)組齒輪模數(shù)因取 m=3.0；wj(3)Ⅲ-Ⅳ軸： 按齒輪彎曲疲勞計算： 32jwnZPm??其中： 為大齒輪的計算轉速；jnZ 為大齒輪齒數(shù)；由以上計算可知： ；Ⅲ k51.3?P=32jwnm??Ⅲ 60.297按齒面點蝕計算：；取 A=125；4.105.7033?jPAⅢ由中心距 A 及齒數(shù)計算模數(shù)：78.2901521????zAmj模數(shù) 取 和 中較大值。故齒輪模數(shù)因取 m=4；wj變速組 Ⅰ-Ⅱ軸 Ⅱ-Ⅲ軸 Ⅲ-Ⅳ軸模數(shù) m 3 3 42.確定齒寬：由公式 得：)10~5(為 模 數(shù)；?B?第一套嚙合齒輪 m05?）（Ⅰ第二套嚙合齒輪 3~）（Ⅱ第三套嚙合齒輪 421）（Ⅲ一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設計上，應使小齒輪齒寬比相齒合的另一齒輪寬一些。3.確定齒輪參數(shù)：標準齒輪參數(shù)： **20h1c0.25???度 ， ，從《機械原理》表 5-1 查得以下公式齒頂圓直徑 ； mzdaa)+(=*1齒根圓直徑 ；chf 2??分度圓直徑 ；齒頂高 ；ha*齒根高 ； cf)+(=齒輪的具體值見下表：表 3 齒輪數(shù)值表模數(shù) 齒數(shù) 齒寬 分度圓 直徑齒頂圓直徑 ad齒根圓直徑 f齒頂高 ah齒根高 f36 24 108 114 100.536 24 108 114 100.5324 24 72 78 64.53 3.7548 24 144 150 136.530 24 90 96 82.542 24 126 132 118.522 24 66 72 58.542 24 126 132 118.562 24 186 192 178.5342 24 126 132 118.53 3.7518 24 72 80 6260 24 240 248 23072 24 288 296 278430 24 120 128 1104 54.確定軸間中心距：；)(1082)(1md????；6；)(7dV???3. 軸的設計與校核（1）確定主軸的計算轉速：由轉速圖可知：主軸的計算轉速是低速第一個三分之一變速范圍的最高以轉速，即 min/90rnV??同理可得各傳動軸的計算轉速：軸 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ計算轉速r/min 710 355 125 90（2）確定各齒輪的計算轉速：傳動組 c 中，18/72 只需計算 z = 18 的齒輪，計算轉速為355r/min；60/30 只需計算 z = 30 的齒輪，計算轉速為 250r/min；傳動組 b 計算 z = 22 的齒輪，計算轉速為 355r/min；傳動組 a 應計算 z = 24 的齒輪，計算轉速為 710r/min。（3）核算主軸轉速誤差：min/5.14730/642//256/140 rn ?????實minr標 %.140).7(%)( ????標 標實即主軸轉速合適。（4）各軸的功率：取各傳動件效率如下：帶傳動效率： 96.01??軸承傳動效率： 2齒輪傳動效率： 7.3則有各傳動軸傳遞功率計算如下： kWPpd 80.9.60421?????65.3723 kd 1.2312?p .9.09604343Ⅳ（5）計算各軸的輸入轉矩：由機械原理可知轉矩計算公式為： mddnPT??5)(3.26140950NnPTmdd ???)(13.5799521d ???? )(2.987.0.695002312 mNnPTmd ??????? 4.6159495 3132d ??? ? )(23.57096500 3441V32nTmd ???????以上計算數(shù)據(jù)總結如下：傳動軸 電機軸 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ傳動功率 kw 4 3.8 3.65 3.51 3.37傳遞轉矩 mN?26.53 51.13 98.21 267.84 357.23（6）傳動軸的直徑估算：當軸上有鍵槽時，d 值應相應增大 4～5%;當軸為花鍵軸時，可將估算的 d 值減小 7%為花鍵軸的小徑;空心軸時，d 需乘以計算系數(shù) b，b 值見《機械設計手冊》表 7-12。 軸有鍵槽， 軸和 軸因為要安裝滑移齒???輪所以都采用花鍵軸,Ⅳ有鍵槽并且軸Ⅳ為空心軸.根據(jù)以上原則各軸的直徑取值： a.Ⅰ軸的設計計算:（1）選擇軸的材料由文獻[1]中的表 11-1 和表 11-3 選用 45 號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度， ， ， 。275HBS?MPa???????Pab????MPas?????（2）按扭矩初算軸徑根據(jù)文獻[1]中式（11-2） ，并查表 11-2，取 C=115，則)(12.078.3153 mnCd?考慮有鍵槽和軸承，軸加大 5%： .%)(????所以取 d=22mmb. Ⅱ軸的設計計算:（1）選擇軸的材料由文獻[1]中的表 11-1 和表 11-3 選用 45 號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度， ， ， 。275HBS?MPa???????Pab????MPas?????（2）按扭矩初算軸徑根據(jù)文獻[1]中式（11-2） ，并查表 11-2，取 C=115，則)(2536.13mnCd?考慮有鍵槽，軸加大 5%： d25.6%????所以取最小 d=30mmc. Ⅲ軸的設計計算:（1）選擇軸的材料由文獻[1]中的表 11-1 和表 11-3 選用 45 號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度， ， ， 。275HBS?MPa???????Pab????MPas?????(2）按扭矩初算軸徑根據(jù)文獻[1]中式（11-2） ，并查表 11-2，取 C=115，則)(95.3412.533 mnCd?有鍵槽和軸承，軸加大 5%： ； 取 d=38mm.70.6%)(????根據(jù)以上計算各軸的直徑取值如下表示：軸 軸?軸?軸?最小軸徑值 22 30 38（7）Ⅱ軸的結構設計及校核計算：（1）確定軸各段直徑和長度：圖 4 II 軸尺寸圖段：安裝圓錐滾子軸承， 1L ；； mLd21301??段：安裝兩個個雙聯(lián)齒輪塊，同時利用軸肩定位軸承，由軸肩計算公2式 )(3~.0.)~(.7).~(0.7h??所以取 ；；； 有 結 構 確 定m6622段：安裝圓錐滾子軸承，3L ；； Ld1303??（2）軸的強度校核：軸的校核主要校核危險截面已知Ⅱ軸齒輪 6、齒輪 8 數(shù)據(jù)如下：；； ；；右左 mLmzdKNT17051264321.98662???? ； ； ；；右左 mLzdKNT3250621.9882????求圓周力： ；徑向力 ；dTFt2?tanrF；； ；； KNFdTtttt 20.183tan06.297an.819.567t.58.690r8r6 ???????軸承支反力： ；； 右左 battbatt LFL??齒輪 6 對軸的支反力： ；；右左 KNLFbatt batt 4.58017089.15.9.?????齒輪 8 對軸的支反力： ；；右左 KNLFbatttt 35.2680356.297b ?????垂直面的彎矩：；：齒 輪 ；：齒 輪 右左 KNFLMtac 2.84735.26810971062 ????由以上計算可知危險截面在軸的右端齒輪 6 處， ，跨距 282mm；直徑為48mm 段；軸承的支反力： ；；右左 KNLFbarrbarr 26.1710539.673??????水平面彎矩： ；左Mac 5.39.r1?合成彎矩： ；KNMCCc 81.109325.107365.37922???已知轉矩為： 轉矩產(chǎn)生的剪力按脈動循環(huán)變化，取；KNT82截面 C 處的當量彎矩：；6.0? ;43.129])([2cM????校核危險截面 C 的強度 ；MPaKNdc 5][6.)3.0(4.1291/ 16 ???????則有該軸強度滿足要求。同理可知，按照此方法校核其他傳動軸，經(jīng)檢驗，傳動軸設計均符合要求。圖 5 轉矩圖4. 主軸設計計算及校核主軸上的結構尺寸雖然很多，但起決定作用的尺寸是：外徑 D、孔徑d、懸伸量 a 和支撐跨距 L。圖 6 主軸設計圖1.主軸前后軸頸直徑的選擇：主軸的外徑尺寸，關鍵是主軸前軸頸直徑 。一般按照機床類型、1D主軸傳遞的功率或最大加工直徑，參考表 3-7 選取 。最大回轉直徑400mm 車床，P=4KW 查《機械制造裝備設計》表 3-7，前軸頸應,初選 ,后軸頸 取 。105~71?DmD901?12)85.0~6(?m602?2.主軸內(nèi)孔直徑的確定：很多機床的主軸是空心的，為了不過多的削主軸剛度，一般應保證d/D 0.7。 7526091???取 ；經(jīng)計算選取內(nèi)孔直徑 d=40mm。).~5.(?Dd3.主軸前端伸長量 a:減小主軸前端伸長量對提高提高主軸組件的旋轉精度、剛度、和抗震性有顯著效果，因此在主軸設計時，在滿足結構的前提下，應最大限度的縮短主軸懸伸量 a。根據(jù)結構,定懸伸長度 ;ma5.12~490)25.1~60(???取 a=100mm。4.支撐跨距 L:最佳跨距 ；取值35~20).3(0?LL30合理跨距 ；取值 。ma1756?5.主軸剛度校驗：機床在切削加工過程中，主軸的負荷較重，而允許的變形由很小，因此決定主軸結構尺寸的主要因素是它的變形大小。對于普通機床的主軸，一般只進行剛度驗算。通常能滿足剛度要求的主軸，也能滿足強度要求。只有重載荷的機床的主軸才進行強度驗算。對于高速主軸，還要進行臨界轉速的驗算，以免發(fā)生共振。一彎曲變形為主的機床主軸(如車床、銑床)，需要進行彎曲剛度驗算，以扭轉變形為主的機床（如鉆床） ，需要進行扭轉剛度驗算。當前主軸組件剛度驗算方法較多，沒能統(tǒng)一，還屬近似計算，剛度的允許值也未做規(guī)定?？紤]動態(tài)因素的計算方法，如根據(jù)部產(chǎn)生切削顫動條件來確定主軸組件剛度，計算較為復雜?，F(xiàn)在仍多用靜態(tài)計算法，計算簡單，也較適用。主軸彎曲剛度的驗算；驗算內(nèi)容有兩項：其一，驗算主軸前支撐處的變形轉角 ，是否滿足軸承正常工作的要求；其二，驗算主軸懸伸端處的?變形位移 y，是否滿足加工精度的要求。對于粗加工機床需要驗算 、y?值；對于精加工或半精加工機床值需驗算 y 值；對于可進行粗加工由能進行半精的機床（如臥式車床） ，需要驗算 值，同時還需要按不同加工條?件驗算 y 值。支撐主軸組件的剛度驗算，可按兩支撐結構近似計算。如前后支撐為緊支撐、中間支撐位松支撐，可舍棄中間支撐不計（因軸承間隙較大，主要起阻尼作用，對剛度影響較小） ；若前中支撐位緊支撐、后支撐為松支撐時，可將前中支距 當做兩支撐的之距計算，中后支撐段主軸不計。1L機床粗加工時，主軸的變形最大，主軸前支撐處的轉角有可能超過允許值，故應驗算此處的轉角。因主軸中(后)支撐的變形一般較小，故可不必計算。主軸在某一平面內(nèi)的受力情況如圖：圖 7 主軸受力圖在近似計算中可不計軸承變形的影響，則該平面內(nèi)主軸前支撐處的轉角用下式計算； ?????? ???? )1()(5.0)1(3. ???MLcQbFaLEI A切削力 的作用點到主軸前支承支承的距離 S=a+W，對于普通車床，'W=0.4H， （H 是車床中心高，設 H=200mm)。則： 120.420Sm???當量切削力的計算： NFaW3.620.371208' ???主軸慣性矩 )(5.4dIe?式中：主 軸 孔 徑 ； ）主 軸 支 撐 段 的 慣 性 矩 （）主 軸 當 量 外 徑 （ 鋼）主 軸 材 料 的 彈 性 模 量 （主 軸 有 關 尺 寸 （、、 ；主 軸 懸 伸 量支 撐 反 力 系 數(shù) ；主 軸 前 支 撐 反 力 矩 ； 可 忽 略 不 計 ；車 床 、 磨 床 ） ，若 軸 向 切 削 力 較 小 （ 如軸 向 切 削 力 引 起 力 偶 矩 ）（作 用 于 主 軸 上 的 傳 動 力主 軸 傳 遞 全 部 功 率 時 ， ） ；切 削 力 （作 用 于 主 軸 端 部 的 當 量主 軸 傳 遞 全 部 功 率 時 ，???????ddDIcmLDMPaEPaEcbaM McmNNQFA );(64;, ;10.2,);)(),(;47??∴ ????????? )1()(5.0)1(3 ???LcQbFaLEIrad467106.5)08.3261(.745.36.048232??? ?????? ?????因為 ；所以可知主軸前支撐轉角滿足要求。??rad01.???5. 片式摩擦離合器的選擇和計算片式摩擦離合器目前在機床中應用廣泛，因為它可以在運轉中接通或脫開，具有結合平穩(wěn)、沒有沖擊、結構緊湊的特點，部分零件已經(jīng)標準化，多用于機床主傳動。【1】 摩擦片的徑向尺寸摩擦片的外徑尺寸受到輪廓空間的限制，且受制于軸徑 d，而摩擦片的內(nèi)外徑又決定著內(nèi)外摩擦片的環(huán)形接觸面積的大小，直接影響離合器的結構和性能。一般外摩擦片的外徑可?。?mdD)6~2(1??d 為軸的直徑，取 d=25，所以25+5=30mm?1D特性系數(shù) 是外片內(nèi)徑 與內(nèi)片外徑 D2 之比?1取 =0.69，則內(nèi)摩擦片外徑mD469.0312???【2】 按扭矩選擇摩擦片結合面的數(shù)目一般應使選用和設計的離合器的額定靜扭矩 和額定動扭矩 滿jMd足工作要求，由于普通機床是在空載下啟動反向的，故只需按離合器結合后的靜負載扭矩來計算。根據(jù)《機械制造裝備設計課程設計》有公式。即：式中 ——速度修正系數(shù)，由表 10.7?！啃r結合數(shù)修正系數(shù)，干式取 1 ；濕式按表 10.8 選取。 ——摩擦面對數(shù)修正系數(shù)。 75.684.01)34(06.43.52??????ZK取 Z=7故摩擦片總數(shù)為 Z+1=8 片，內(nèi)摩擦片為 9 片。用同樣的方法可以算出反轉摩擦片數(shù)：外摩擦片 4 片，內(nèi)摩擦片 5 片?！?】離合器的軸向拉緊力由 得： 63.401)34(81.32?????Q查《機床零件手冊》 ，摩擦片的型號如下：內(nèi)片：Dp=72.85，查表?。篋=44mm，d=26mmb=3mm,B=9.7mmH=23.5mm, =0.5mm?外片：Dp=72.85，查表取：D=86mm，d=30mmb=2mm,B=20mmH=48mm,H1=42mm=0.5mm?內(nèi)外片的最小間隙為：0.2～0.46.軸承的選用及校核1】各傳動軸軸承選取的型號：主軸 前支承： NN3018K 型 圓錐孔雙列圓柱滾子軸承:90 140 37；??BDd后支撐：352212 雙列圓錐滾子軸承: 60 110 66；??BDdⅠ軸 帶輪處：308 深溝球軸承軸 40 90 23；軸與箱體處：305 GB276-89: 25 62 17；齒輪：7305C 角接觸軸承 GB292-83: 25 52 15；??d③ Ⅱ軸 前、后支承：7306E 圓錐滾子軸承 GBT297-84 : 30 72 19； ??BDd④ Ⅲ軸 前、后支承：7308E 圓錐滾子軸承 GBT297-84 : 40 90 23；2】各傳動軸軸承的校核：假定：按兩班制工作，工作期限 10 年，每年按 300 天計，T=48000h。依據(jù)《機械設計》軸承校核公式如下： ；壽 命 系 數(shù) ， ；軸 承 的 計 算 轉 速；速 度 系 數(shù) ， ；， 對 滾 子 軸 承壽 命 指 數(shù) ， 對 球 軸 承 ；， 一 般 取滾 動 軸 承 的 許 用 壽 命 ；額 定 動 載 荷；額 定 壽 命；或 ??? ??50min/313105~)()(50h0 0hhnn hHOFPA HOfPAnjnhLff rff hT NCLKKfCTpfL?????? ???機械制造裝備設計課程設計院 系：機械學院專 業(yè)：機械設計制造及其自動化班 級：學 號：指導教師：日 期：目 錄緒論 .4一．設計目的 .4二．普通車床主動傳動系統(tǒng)參數(shù)的擬定 .41.已知條件 42.車床參數(shù)和電動機的選擇 43.確定轉速級數(shù) 54.車床的規(guī)格 5三．運動設計 .51. 擬定傳動方案 52. 確定結構式 63. 設計結構網(wǎng) 64. 確定各軸轉速 75.確定轉速圖 96. 確定各變速組傳動副齒輪齒數(shù) 97. 繪制傳動系統(tǒng)圖 11四．動力設計 .111. 帶傳動設計 112. 齒輪傳動設計 153. 軸的設計與校核 184. 主軸設計計算及校核 245. 片式摩擦離合器的選擇和計算 277.鍵的選用及校核 31五．軸承端蓋設計 .32六．箱體的結構設計 .321.箱體材料 322.箱體結構 32七．潤滑與密封 .331.潤滑設計 332.潤滑油的選擇 34八．總結 .34參考文獻 .35緒論主傳動系統(tǒng)的設計是機床設計中非常重要的組成部分，本次設計主要從機床的級數(shù)入手，與結構式，結構網(wǎng)擬定，再到齒輪和軸的設計，再選擇主傳動配合件對軸和齒輪及配合件進行校核，將主傳動方案“結構化” ，設計主軸變速箱裝配圖及零件圖，側重進行傳動軸組件、主軸組件、變速機構、箱體、潤滑、與密封、傳動軸及滑移齒輪零件的設計，完成設計任務。本次突出了機構設計的要求，在保證機床的基本要求下，根據(jù)機床設計的原則擬定結構式和結構網(wǎng)，對機床的機構進行精簡，力求降低生產(chǎn)成本；主軸和齒輪設計在滿足強度要求的同時材料的選擇也應采用折中的原則， ，不選擇過高強度的材料從而造成浪費。一．設計目的通過機床主運動機械變速傳動系統(tǒng)得結構設計，在擬定傳動和變速的結構方案過程中，得到設計構思、方案分析、結構工藝性、機械制圖、零件計算、編寫技術文件和查閱技術資料等方面的綜合訓練，樹立正確的設計思想，掌握基本的設計方法，并具有初步的結構分析、結構設計和計算能力。二．普通車床主動傳動系統(tǒng)參數(shù)的擬定1.已知條件最大加工直徑為 D= 400mm； 主軸最高轉速?=1400r/min，maxn最低轉速 =31.5r/min； 電動機的功率為 4KWmin2.車床參數(shù)和電動機的選擇此經(jīng)濟型數(shù)控車床根據(jù)任務書上提供的條件，電動機的功率為 4KW,選擇電動機的型號為 Y112M-4，電動機具體數(shù)據(jù)如下表所示：表 1 電動機參數(shù)表電動機信號 額定功率 滿載轉速 級數(shù) 同步轉速Y112M-4 4KW 1440r/min 4 級 1500r/min3.確定轉速級數(shù)根據(jù)任務書提供的條件，可知傳動公比 =1.41。?根據(jù)《機械制造裝備設計》由公式： 1??znR則有： Z= +1 ?lgnR轉速范圍 = = =44.44nmiax5.3140由上述綜合可得 由此可知機床主軸共124.lgl ?????nRZ有 12 級。因為 =1.41=1.06 ，根據(jù)《機械制造裝備設計》 查表標準數(shù)列。首?6先找到最小極限轉速 31.5，再每跳過 5 個數(shù)（1.26～1.06 ）取一個轉速，6即可得到公比為 1.41 的數(shù)列：31.5、45、63、90、125、180、250、355、500、710、1000、1400 r/min。4.車床的規(guī)格根據(jù)以上的計算和設計任務書可得到本次設計車床的基本參數(shù)：表 2 車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)表最大加工直徑 maxD最高轉速 axn( )ir最低轉速 min( )r電機功率P（kW）公比 ?轉速級數(shù)Z400 1400 31.5 4 1.41 12三．運動設計1. 擬定傳動方案擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱等整個傳動系統(tǒng)的確定。傳動型式則指傳動和變速的元件、機構以及其組成、安排不同特點的傳動型式、變速類型。傳動方案和型式與結構的復雜程度密切相關，和工作性能也有關系。因此，確定傳動方案和型式，要從結構、工藝、性能及經(jīng)濟性等多方面統(tǒng)一考慮。2. 確定結構式由 Z=12 可得： 321??主變速傳動系從電動機到主軸，通常為降速傳動，接近電動機的傳動轉速較高， 傳動的轉矩較小，尺寸小一些，反之，靠近主軸的傳動件轉速較低，傳遞的轉矩較大，尺寸就較大。因此在擬定主變速傳動系時，應盡可能將傳動副較多的變速組安排在前面，傳動副數(shù)少的變速組放在后面，使主變速傳動系中更多的傳動件在高速范圍內(nèi)工作，尺寸小一些，以節(jié)省變速箱的造價，減小變速箱的外形尺寸；也就是滿足傳動副前多后少的原則，因此確定傳動方案為：12=3×2×2；由 12=3×2×2 傳動式可得 6 種結構式和對應的結構網(wǎng)。分別為：3612??124??6123??依據(jù)傳動順序與擴大順序相一致的原則選擇方案為 ： ；63123. 設計結構網(wǎng)傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍：在降速傳動時，為防止被動齒輪的直徑過大而使進徑向尺寸過大，常限制最小傳動比，1/4，升速傳動時，為防止產(chǎn)生過大的振動和噪音，常限制最大傳動min?比 ，斜齒輪比較平穩(wěn)，可取 ，故變速組的最大變速范圍2ax?5.2max?i為 / ≤8～10 。檢查變速組的變速范圍是否超過極限值時，?maxRiin只需檢查最后一個擴大組。因為其他變速組的變速范圍都比最后擴大組的小，只要最后擴大組的變速范圍不超過極限值，其他變速組就不會超過極限值。依據(jù)中間軸變速范圍小的原則設計設計結構網(wǎng)如下所示：圖 1 系統(tǒng)結構網(wǎng)檢查傳動組的變速范圍時，只檢查最后一個擴大組： 82/0.5/uRmin主axmax主 ??其中 ，1~86.741.)2(6)1(22 ????PX? 41.?， ；6最后一個擴大組轉速符合要求，則其他變速組的變速范圍肯定也符合要求。4. 確定各軸轉速1.分配總降速變速比總降速變速比 02.14/5.3/min??d由電動機轉速 不符合轉速數(shù)列標準，因而增加一定比變140rd速副。2.確定傳動軸數(shù)變速軸軸數(shù) = 變速組數(shù) + 定比變速副數(shù) + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。3.確定各軸轉速在五根軸中，除去電動機軸，其余四軸按變速順序依次設為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ（主軸） 。Ⅰ與Ⅱ、Ⅱ與Ⅲ、Ⅲ與Ⅳ軸之間的變速組分別設為 a、b、c?，F(xiàn)由Ⅳ（主軸）開始，確定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸的轉速。已知各級轉速如下：1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5r/min。⑴先來確定Ⅲ軸的轉速變速組 c 的變速范圍為 ，故兩個傳動副]10,8[41.max66??R?的傳動比必然是兩個極限值： 、 結合結構式，CI2?CIⅢ軸的轉速只有一種可能：125、180、250、355、500、710。⑵確定軸Ⅱ的轉速變速組 b 的級比指數(shù)為 3，希望中間軸轉速較小，因而為了避免升速，又不致變速比太小，可取 軸Ⅱ的轉速確定為：8.211??bi2bi355、500、710。⑶定軸Ⅰ的轉速對于軸Ⅰ，其級比指數(shù)為 1,可?。?= = = = 1ai2?2ai?14.= 確定軸Ⅰ轉速為 710；3ai1電動機與軸Ⅰ的定變傳動比 ；03.271/4?i5.確定轉速圖圖 2 轉速圖6. 確定各變速組傳動副齒輪齒數(shù)確定齒輪齒數(shù)的原則和要求：①齒輪的齒數(shù)和 不應過大；齒輪的齒數(shù)和 過大會加大兩軸之間的zszs中心距，使機床結構龐大，一般推薦 ≤100～200.zs②最小齒輪的齒數(shù)要盡可能少；但同時要考慮：※最小齒輪不產(chǎn)生根切，機床變速箱中標準直圓柱齒輪，一般最小齒數(shù) ≥18 ；minz※受結構限制的最小齒輪最小齒數(shù)應大于 18～20；※齒輪齒數(shù)應符合轉速圖上傳動比的要求：實際傳動比（齒數(shù)之比）與理論傳動比（轉速圖上要求的傳動比）之間又誤差，但不能過大，確定齒輪數(shù)所造成的轉速誤差，一般不應超過 10%（ -1）%，??即： %）（理 實理 10n?????-要求的主軸轉速；理n-齒輪傳動實現(xiàn)的主軸轉速；實齒輪齒數(shù)的確定，當各變速組的傳動比確定以后，可確定齒輪齒數(shù)。對于定比傳動的齒輪齒數(shù)可依據(jù)機械設計手冊推薦的方法確定。對于變速組內(nèi)齒輪的齒數(shù)，如傳動比是標準公比的整數(shù)次方時，變速組內(nèi)每對齒輪的齒數(shù)和 及小齒輪的齒數(shù)可以從《機械制造裝備設計》表 3-9 中選取。zS一般在主傳動中，最小齒數(shù)應大于 18～20。采用三聯(lián)滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪之間的齒數(shù)關系：三聯(lián)滑移齒輪的最大齒輪之間的齒數(shù)差應大于或等于 4，以保證滑移是齒輪外圓不相碰。根據(jù)表 3-4（《機械制造裝備設計》主編趙雪松、任小中、于華）查得①傳動組 a:由 ， ，2/1/1??ia41./??ia/3?ia時：i……57、60、63、66、69、72、75、78……zS時：4./2i……63、65、67、68、70、72、73、77……?z時：1/3ia……58、60、62、64、66、68、70、72、74、76……zS可取 72,于是可得軸Ⅰ齒輪齒數(shù)分別為：24、30、36。z于是 ， ， ；48/21?ai 42/302?ai 36/?ai齒輪 1i2iiazSI 軸齒數(shù) 28 35 42Ⅱ軸齒數(shù) 56 49 42 84②傳動組 b：由 ，8.2/1/31??i 1/2ib時：i……69、72、73、76、77、80、81、84、87……zS時： ……70、72、74、76、78、80、82、84、86……/2ibzS可取 84，于是可得軸Ⅱ上雙聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為：22、42。?zS于是 ， ，得軸Ⅲ上兩齒輪的齒數(shù)分別為：62/1ib42/?ib62、42。齒輪 1ib2izSⅡ軸齒數(shù) 22 42Ⅲ軸齒數(shù) 62 42 84③傳動組 c:查表 8-1, ,4/1?ic2ci時： ……84、85、89、90、94、95……1i zS時： ……72、75、78、81、84、87、89、90……2c取 90. 為降速傳動，取軸Ⅲ齒輪齒數(shù)為 18； 為升速傳zS4/1i 2?ci動，取軸Ⅳ齒輪齒數(shù)為 30。于是得 , ；齒輪數(shù)據(jù)如72/18?ic30/6ci下表所示： 齒輪 1i2izSⅢ軸齒數(shù) 18 60Ⅳ軸齒數(shù) 72 30 907. 繪制傳動系統(tǒng)圖圖 3 傳動系統(tǒng)圖四．動力設計1. 帶傳動設計V 帶傳動中，軸間距 A 可以加大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，宜可緩和沖擊及隔離振動，使傳動平穩(wěn)。帶輪結構簡單，但尺寸大，機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。電動機轉速 n=1440r/min,傳遞功率 P=4kW,傳動比 i=2.03，兩班制，一天運轉 16 小時，工作年數(shù) 10年。(1)確定計算功率：由《機械設計》 表 8-7 工作情況系數(shù) 查得 =1.2。156PAK由《機械設計》 公式（8-21）得： )(8.42.kWKAca???P--電動機額定功率， --工作情況系數(shù) 因此根據(jù) 、 由《機械設計 》 圖 8-11 普通 V 帶輪選型圖選用 A 型。caP1n157P(2)確定帶輪的基準直徑 ，?D?帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑 不宜過小，即 =75mm。查《機械設計》 表 8-8、圖 8-11?Dmin?? 157P和 表 8-6 取主動小帶輪基準直徑 =125mm。15P?由《機械設計》 公式(8-15a)得式： 150P?????12Dn式中：-小帶輪轉速， -大帶輪轉速， -帶的滑動系數(shù)，一般取 0.02。?n?n?故 ，mD45.28)0.1(257042 ????由《機械設計》 表 8-8 取圓整為 250mm。P(3)驗算帶速度 V，按《機械設計》 式（8-13）驗算帶的速度150PV= 42.9106254.36????nD?sm所以 ，故帶速合適。smvs?(4)初定中心距 0A帶輪的中心距，通常根據(jù)機床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內(nèi)選?。?根據(jù)《機械設計》 經(jīng)驗公式（8-20）152P)()(7.0 2101 DAD???0.7ｘ（125+250）≤ ≤2ｘ（125+250）即：263≤ ≤750； 取 =600mm.0A0(5) V 帶的計算基準長度 ?L由《機械設計》 公式（8-22）計算帶輪的基準長度：158P????02121042ADA????代入數(shù)據(jù)為： =1795.25mm6)5()5(62???由《機械設計》 表 8-2，圓整到標準的基準長度 ，取整為14PdL=1800mmdL(6)確定實際中心距 A按《機械設計》 公式（8-23）計算實際中心距158= + =600+ =602.38mm020Ld?25.1798?(7)驗算小帶輪包角 1?根據(jù)《機械設計》 公式（8-25）158POOoAD120.683.5718012 ??????故主動輪上包角合適。(8)確定三角帶根數(shù) Z根據(jù)《機械設計》 式（8-26）得158P0calpzk????查表《機械設計》 表 8-4d 由 i=2.03 和 得 = 153 min140rn?0p?0.03KW查表《機械設計》表 8-5， =0.98；查表《機械設計》表 8-2，??長度系數(shù) =0.92lk73.29.08)3.092.1(4????Z取整即帶數(shù) Z=3 根；(9)計算預緊力查《機械設計》表 8-3，q=0.1kg/m由《機械設計》式（8-27） 20)5.2(qvkvZpFca????其中： -帶的變速功率,kw；cav-帶速,m/s；q-每米帶的質(zhì)量，kg/m；取 q=0.1kg/m。v = 1440r/min = 9.42m/s。NF60.142.908.342.9)5(0??????（10）計算作用在軸上的壓軸力根據(jù)《機械設計》 式（8-28）158PNZFp 07.83921.6sin0.1432sin210 ??????（11）帶輪結構設計： V 帶輪的結構形式與基準直徑有關，因為 ，15???dd且所以采用孔板式結構，查[3]機械設計機械設計基礎課程設計表 9-1 可得出大帶輪結構尺寸如下：1057.821min??fehbfad250.386??daB??2410389??dD2. 齒輪傳動設計1.確定模數(shù)：（1）Ⅰ-Ⅱ軸：按齒輪彎曲疲勞計算： 32jwnZPm??其中： 為大齒輪的計算轉速；jnZ 為大齒輪齒數(shù)；由以上計算可知： ；Ⅰ k8.3?P=2jwnm??Ⅰ 94.13548.?按齒面點蝕計算：；取 A=82；.8.370?jPA由中心距 A 及齒數(shù)計算模數(shù)：圓整為 ；2.721??zmj 3＝jm模數(shù) 取 和 中較大值。故第一變數(shù)組齒輪模數(shù)因取 m=3；wj(2) Ⅱ-Ⅲ軸：按齒輪彎曲疲勞計算： 32jwnZPm??其中： 為大齒輪的計算轉速；jnZ 為大齒輪齒數(shù)；=32jwP??Ⅱ 49.2156.3?按齒面點蝕計算：；取 A=114；.32.7033?jnAⅡ由中心距 A 及齒數(shù)計算模數(shù)：圓整為 ；1.8421??zmj 0.3＝jm模數(shù) 取 和 中較大值。故第一變數(shù)組齒輪模數(shù)因取 m=3.0；wj(3)Ⅲ-Ⅳ軸： 按齒輪彎曲疲勞計算： 32jwnZPm??其中： 為大齒輪的計算轉速；jnZ 為大齒輪齒數(shù)；由以上計算可知： ；Ⅲ k51.3?P=32jwnm??Ⅲ 60.297按齒面點蝕計算：；取 A=125；4.105.7033?jPAⅢ由中心距 A 及齒數(shù)計算模數(shù)：78.2901521????zAmj模數(shù) 取 和 中較大值。故齒輪模數(shù)因取 m=4；wj變速組 Ⅰ-Ⅱ軸 Ⅱ-Ⅲ軸 Ⅲ-Ⅳ軸模數(shù) m 3 3 42.確定齒寬：由公式 得：)10~5(為 模 數(shù)；?B?第一套嚙合齒輪 m05?）（Ⅰ第二套嚙合齒輪 3~）（Ⅱ第三套嚙合齒輪 421）（Ⅲ一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設計上，應使小齒輪齒寬比相齒合的另一齒輪寬一些。3.確定齒輪參數(shù)：標準齒輪參數(shù)： **20h1c0.25???度 ， ，從《機械原理》表 5-1 查得以下公式齒頂圓直徑 ； mzdaa)+(=*1齒根圓直徑 ；chf 2??分度圓直徑 ；齒頂高 ；ha*齒根高 ； cf)+(=齒輪的具體值見下表：表 3 齒輪數(shù)值表模數(shù) 齒數(shù) 齒寬 分度圓 直徑齒頂圓直徑 ad齒根圓直徑 f齒頂高 ah齒根高 f36 24 108 114 100.536 24 108 114 100.5324 24 72 78 64.53 3.7548 24 144 150 136.530 24 90 96 82.542 24 126 132 118.522 24 66 72 58.542 24 126 132 118.562 24 186 192 178.5342 24 126 132 118.53 3.7518 24 72 80 6260 24 240 248 23072 24 288 296 278430 24 120 128 1104 54.確定軸間中心距：；)(1082)(1md????；6；)(7dV???3. 軸的設計與校核（1）確定主軸的計算轉速：由轉速圖可知：主軸的計算轉速是低速第一個三分之一變速范圍的最高以轉速，即 min/90rnV??同理可得各傳動軸的計算轉速：軸 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ計算轉速r/min 710 355 125 90（2）確定各齒輪的計算轉速：傳動組 c 中，18/72 只需計算 z = 18 的齒輪，計算轉速為355r/min；60/30 只需計算 z = 30 的齒輪，計算轉速為 250r/min；傳動組 b 計算 z = 22 的齒輪，計算轉速為 355r/min；傳動組 a 應計算 z = 24 的齒輪，計算轉速為 710r/min。（3）核算主軸轉速誤差：min/5.14730/642//256/140 rn ?????實minr標 %.140).7(%)( ????標 標實即主軸轉速合適。（4）各軸的功率：取各傳動件效率如下：帶傳動效率： 96.01??軸承傳動效率： 2齒輪傳動效率： 7.3則有各傳動軸傳遞功率計算如下： kWPpd 80.9.60421?????65.3723 kd 1.2312?p .9.09604343Ⅳ（5）計算各軸的輸入轉矩：由機械原理可知轉矩計算公式為： mddnPT??5)(3.26140950NnPTmdd ???)(13.5799521d ???? )(2.987.0.695002312 mNnPTmd ??????? 4.6159495 3132d ??? ? )(23.57096500 3441V32nTmd ???????以上計算數(shù)據(jù)總結如下：傳動軸 電機軸 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ傳動功率 kw 4 3.8 3.65 3.51 3.37傳遞轉矩 mN?26.53 51.13 98.21 267.84 357.23（6）傳動軸的直徑估算：當軸上有鍵槽時，d 值應相應增大 4～5%;當軸為花鍵軸時，可將估算的 d 值減小 7%為花鍵軸的小徑;空心軸時，d 需乘以計算系數(shù) b，b 值見《機械設計手冊》表 7-12。 軸有鍵槽， 軸和 軸因為要安裝滑移齒???輪所以都采用花鍵軸,Ⅳ有鍵槽并且軸Ⅳ為空心軸.根據(jù)以上原則各軸的直徑取值： a.Ⅰ軸的設計計算:（1）選擇軸的材料由文獻[1]中的表 11-1 和表 11-3 選用 45 號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度， ， ， 。275HBS?MPa???????Pab????MPas?????（2）按扭矩初算軸徑根據(jù)文獻[1]中式（11-2） ，并查表 11-2，取 C=115，則)(12.078.3153 mnCd?考慮有鍵槽和軸承，軸加大 5%： .%)(????所以取 d=22mmb. Ⅱ軸的設計計算:（1）選擇軸的材料由文獻[1]中的表 11-1 和表 11-3 選用 45 號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度， ， ， 。275HBS?MPa???????Pab????MPas?????（2）按扭矩初算軸徑根據(jù)文獻[1]中式（11-2） ，并查表 11-2，取 C=115，則)(2536.13mnCd?考慮有鍵槽，軸加大 5%： d25.6%????所以取最小 d=30mmc. Ⅲ軸的設計計算:（1）選擇軸的材料由文獻[1]中的表 11-1 和表 11-3 選用 45 號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度， ， ， 。275HBS?MPa???????Pab????MPas?????(2）按扭矩初算軸徑根據(jù)文獻[1]中式（11-2） ，并查表 11-2，取 C=115，則)(95.3412.533 mnCd?有鍵槽和軸承，軸加大 5%： ； 取 d=38mm.70.6%)(????根據(jù)以上計算各軸的直徑取值如下表示：軸 軸?軸?軸?最小軸徑值 22 30 38（7）Ⅱ軸的結構設計及校核計算：（1）確定軸各段直徑和長度：圖 4 II 軸尺寸圖段：安裝圓錐滾子軸承， 1L ；； mLd21301??段：安裝兩個個雙聯(lián)齒輪塊，同時利用軸肩定位軸承，由軸肩計算公2式 )(3~.0.)~(.7).~(0.7h??所以取 ；；； 有 結 構 確 定m6622段：安裝圓錐滾子軸承，3L ；； Ld1303??（2）軸的強度校核：軸的校核主要校核危險截面已知Ⅱ軸齒輪 6、齒輪 8 數(shù)據(jù)如下：；； ；；右左 mLmzdKNT17051264321.98662???? ； ； ；；右左 mLzdKNT3250621.9882????求圓周力： ；徑向力 ；dTFt2?tanrF；； ；； KNFdTtttt 20.183tan06.297an.819.567t.58.690r8r6 ???????軸承支反力： ；； 右左 battbatt LFL??齒輪 6 對軸的支反力： ；；右左 KNLFbatt batt 4.58017089.15.9.?????齒輪 8 對軸的支反力： ；；右左 KNLFbatttt 35.2680356.297b ?????垂直面的彎矩：；：齒 輪 ；：齒 輪 右左 KNFLMtac 2.84735.26810971062 ????由以上計算可知危險截面在軸的右端齒輪 6 處， ，跨距 282mm；直徑為48mm 段；軸承的支反力： ；；右左 KNLFbarrbarr 26.1710539.673??????水平面彎矩： ；左Mac 5.39.r1?合成彎矩： ；KNMCCc 81.109325.107365.37922???已知轉矩為： 轉矩產(chǎn)生的剪力按脈動循環(huán)變化，取；KNT82截面 C 處的當量彎矩：；6.0? ;43.129])([2cM????校核危險截面 C 的強度 ；MPaKNdc 5][6.)3.0(4.1291/ 16 ???????則有該軸強度滿足要求。同理可知，按照此方法校核其他傳動軸，經(jīng)檢驗，傳動軸設計均符合要求。圖 5 轉矩圖4. 主軸設計計算及校核主軸上的結構尺寸雖然很多，但起決定作用的尺寸是：外徑 D、孔徑d、懸伸量 a 和支撐跨距 L。圖 6 主軸設計圖1.主軸前后軸頸直徑的選擇：主軸的外徑尺寸，關鍵是主軸前軸頸直徑 。一般按照機床類型、1D主軸傳遞的功率或最大加工直徑，參考表 3-7 選取 。最大回轉直徑400mm 車床，P=4KW 查《機械制造裝備設計》表 3-7，前軸頸應,初選 ,后軸頸 取 。105~71?DmD901?12)85.0~6(?m602?2.主軸內(nèi)孔直徑的確定：很多機床的主軸是空心的，為了不過多的削主軸剛度，一般應保證d/D 0.7。 7526091???取 ；經(jīng)計算選取內(nèi)孔直徑 d=40mm。).~5.(?Dd3.主軸前端伸長量 a:減小主軸前端伸長量對提高提高主軸組件的旋轉精度、剛度、和抗震性有顯著效果，因此在主軸設計時，在滿足結構的前提下，應最大限度的縮短主軸懸伸量 a。根據(jù)結構,定懸伸長度 ;ma5.12~490)25.1~60(???取 a=100mm。4.支撐跨距 L:最佳跨距 ；取值35~20).3(0?LL30合理跨距 ；取值 。ma1756?5.主軸剛度校驗：機床在切削加工過程中，主軸的負荷較重，而允許的變形由很小，因此決定主軸結構尺寸的主要因素是它的變形大小。對于普通機床的主軸，一般只進行剛度驗算。通常能滿足剛度要求的主軸，也能滿足強度要求。只有重載荷的機床的主軸才進行強度驗算。對于高速主軸，還要進行臨界轉速的驗算，以免發(fā)生共振。一彎曲變形為主的機床主軸(如車床、銑床)，需要進行彎曲剛度驗算，以扭轉變形為主的機床（如鉆床） ，需要進行扭轉剛度驗算。當前主軸組件剛度驗算方法較多，沒能統(tǒng)一，還屬近似計算，剛度的允許值也未做規(guī)定?？紤]動態(tài)因素的計算方法，如根據(jù)部產(chǎn)生切削顫動條件來確定主軸組件剛度，計算較為復雜?，F(xiàn)在仍多用靜態(tài)計算法，計算簡單，也較適用。主軸彎曲剛度的驗算；驗算內(nèi)容有兩項：其一，驗算主軸前支撐處的變形轉角 ，是否滿足軸承正常工作的要求；其二，驗算主軸懸伸端處的?變形位移 y，是否滿足加工精度的要求。對于粗加工機床需要驗算 、y?值；對于精加工或半精加工機床值需驗算 y 值；對于可進行粗加工由能進行半精的機床（如臥式車床） ，需要驗算 值，同時還需要按不同加工條?件驗算 y 值。支撐主軸組件的剛度驗算，可按兩支撐結構近似計算。如前后支撐為緊支撐、中間支撐位松支撐，可舍棄中間支撐不計（因軸承間隙較大，主要起阻尼作用，對剛度影響較?。?；若前中支撐位緊支撐、后支撐為松支撐時，可將前中支距 當做兩支撐的之距計算，中后支撐段主軸不計。1L機床粗加工時，主軸的變形最大，主軸前支撐處的轉角有可能超過允許值，故應驗算此處的轉角。因主軸中(后)支撐的變形一般較小，故可不必計算。主軸在某一平面內(nèi)的受力情況如圖：圖 7 主軸受力圖在近似計算中可不計軸承變形的影響，則該平面內(nèi)主軸前支撐處的轉角用下式計算； ?????? ???? )1()(5.0)1(3. ???MLcQbFaLEI A切削力 的作用點到主軸前支承支承的距離 S=a+W，對于普通車床，'W=0.4H， （H 是車床中心高，設 H=200mm)。則： 120.420Sm???當量切削力的計算： NFaW3.620.371208' ???主軸慣性矩 )(5.4dIe?式中：主 軸 孔 徑 ； ）主 軸 支 撐 段 的 慣 性 矩 （）主 軸 當 量 外 徑 （ 鋼）主 軸 材 料 的 彈 性 模 量 （主 軸 有 關 尺 寸 （、、 ；主 軸 懸 伸 量支 撐 反 力 系 數(shù) ；主 軸 前 支 撐 反 力 矩 ； 可 忽 略 不 計 ；車 床 、 磨 床 ） ，若 軸 向 切 削 力 較 小 （ 如軸 向 切 削 力 引 起 力 偶 矩 ）（作 用 于 主 軸 上 的 傳 動 力主 軸 傳 遞 全 部 功 率 時 ， ） ；切 削 力 （作 用 于 主 軸 端 部 的 當 量主 軸 傳 遞 全 部 功 率 時 ，???????ddDIcmLDMPaEPaEcbaM McmNNQFA );(64;, ;10.2,);)(),(;47??∴ ????????? )1()(5.0)1(3 ???LcQbFaLEIrad467106.5)08.3261(.745.36.048232??? ?????? ?????因為 ；所以可知主軸前支撐轉角滿足要求。??rad01.???5. 片式摩擦離合器的選擇和計算片式摩擦離合器目前在機床中應用廣泛，因為它可以在運轉中接通或脫開，具有結合平穩(wěn)、沒有沖擊、結構緊湊的特點，部分零件已經(jīng)標準化，多用于機床主傳動?！?】 摩擦片的徑向尺寸摩擦片的外徑尺寸受到輪廓空間的限制，且受制于軸徑 d，而摩擦片的內(nèi)外徑又決定著內(nèi)外摩擦片的環(huán)形接觸面積的大小，直接影響離合器的結構和性能。一般外摩擦片的外徑可?。?mdD)6~2(1??d 為軸的直徑，取 d=25，所以25+5=30mm?1D特性系數(shù) 是外片內(nèi)徑 與內(nèi)片外徑 D2 之比?1取 =0.69，則內(nèi)摩擦片外徑mD469.0312???【2】 按扭矩選擇摩擦片結合面的數(shù)目一般應使選用和設計的離合器的額定靜扭矩 和額定動扭矩 滿jMd足工作要求，由于普通機床是在空載下啟動反向的，故只需按離合器結合后的靜負載扭矩來計算。根據(jù)《機械制造裝備設計課程設計》有公式。即：式中 ——速度修正系數(shù)，由表 10.7?！啃r結合數(shù)修正系數(shù)，干式取 1 ；濕式按表 10.8 選取。 ——摩擦面對數(shù)修正系數(shù)。 75.684.01)34(06.43.52??????ZK取 Z=7故摩擦片總數(shù)為 Z+1=8 片，內(nèi)摩擦片為 9 片。用同樣的方法可以算出反轉摩擦片數(shù)：外摩擦片 4 片，內(nèi)摩擦片 5 片?！?】離合器的軸向拉緊力由 得： 63.401)34(81.32?????Q查《機床零件手冊》 ，摩擦片的型號如下：內(nèi)片：Dp=72.85，查表取：D=44mm，d=26mmb=3mm,B=9.7mmH=23.5mm, =0.5mm?外片：Dp=72.85，查表?。篋=86mm，d=30mmb=2mm,B=20mmH=48mm,H1=42mm=0.5mm?內(nèi)外片的最小間隙為：0.2～0.46.軸承的選用及校核1】各傳動軸軸承選取的型號：主軸 前支承： NN3018K 型 圓錐孔雙列圓柱滾子軸承:90 140 37；??BDd后支撐：352212 雙列圓錐滾子軸承: 60 110 66；??BDdⅠ軸 帶輪處：308 深溝球軸承軸 40 90 23；軸與箱體處：305 GB276-89: 25 62 17；齒輪：7305C 角接觸軸承 GB292-83: 25 52 15；??d③ Ⅱ軸 前、后支承：7306E 圓錐滾子軸承 GBT297-84 : 30 72 19； ??BDd④ Ⅲ軸 前、后支承：7308E 圓錐滾子軸承 GBT297-84 : 40 90 23；2】各傳動軸軸承的校核：假定：按兩班制工作，工作期限 10 年，每年按 300 天計，T=48000h。依據(jù)《機械設計》軸承校核公式如下： ；壽 命 系 數(shù) ， ；軸 承 的 計 算 轉 速；速 度 系 數(shù) ， ；， 對 滾 子 軸 承壽 命 指 數(shù) ， 對 球 軸 承 ；， 一 般 取滾 動 軸 承 的 許 用 壽 命 ；額 定 動 載 荷；額 定 壽 命；或 ??? ??50min/313105~)()(50h0 0hhnn hHOFPA HOfPAnjnhLff rff hT NCLKKfCTpfL?????? ???