1寧XX 大學課 程 設(shè) 計 (論 文 )Φ400 普通車床主軸箱設(shè)計【4kw 公比1.41】所 在 學 院專 業(yè)班 級姓 名學 號指 導 老 師年 月 日2摘 要本設(shè)計著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設(shè)計步驟和設(shè)計方法，根據(jù)已確定的運動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，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)計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡化結(jié)構(gòu)，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設(shè)計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設(shè)計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。關(guān)鍵詞:傳動系統(tǒng)設(shè)計,傳動副，結(jié)構(gòu)網(wǎng)，結(jié)構(gòu)式，345目 錄摘 要.2目 錄.4第 1 章 緒論.61.1 課程設(shè)計的目的 61.2 課程設(shè)計的內(nèi)容 .61.2.1 理論分析與設(shè)計計算 .61.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計 .61.2.3 編制技術(shù)文件 61.3 課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 6第 2 章 車床參數(shù)的擬定.82.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù) .82.2 車床的變速范圍 R 和級數(shù) Z 82.3 確定級數(shù)主要其他參數(shù) .82.3.1 擬定主軸的各級轉(zhuǎn)速 .82.3.2 主電機功率—— 動力參數(shù)的確定 .82.3.3 確定結(jié)構(gòu)式 82.3.4 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 102.3.5 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 102.4 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 122.5 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 12第 3 章 傳動件的計算.133.1 帶傳動設(shè)計 133.2 選擇帶型 .143.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 .143.4 確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 .153.5 確定帶的根數(shù) z163.6 確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 .1663.7 確定帶的張緊裝置 .163.8 計算壓軸力 .173.9 計算轉(zhuǎn)速的計算 183.10 齒輪模數(shù)計算及驗算 193.11 傳動軸最小軸徑的初定 223.12 主軸合理跨距的計算 23第 4 章 主要零部件的選擇.244.1 軸承的選擇 244.2 鍵的規(guī)格 244.3 主軸彎曲剛度校核 254.4.軸承校核 .254.5 潤滑與密封 25第 5 章 摩擦離合器(多片式)的計算 26第 6 章 主要零部件的選擇.276.1 電動機的選擇 .276.2 軸承的選擇 276.3 變速操縱機構(gòu)的選擇 .286.4 軸的校核 286.5 軸承壽命校核 30第 7 章 主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明.317.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案 317.2 展開圖及其布置 31結(jié)束語.33參考文獻.341寧XX 大學課 程 設(shè) 計 (論 文 )Φ400 普通車床主軸箱設(shè)計【4kw 公比1.41】所 在 學 院專 業(yè)班 級姓 名學 號指 導 老 師年 月 日2摘 要本設(shè)計著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設(shè)計步驟和設(shè)計方法，根據(jù)已確定的運動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，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)計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡化結(jié)構(gòu)，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設(shè)計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設(shè)計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。關(guān)鍵詞:傳動系統(tǒng)設(shè)計,傳動副，結(jié)構(gòu)網(wǎng)，結(jié)構(gòu)式，456目 錄摘 要.2目 錄.4第 1 章 緒論.61.1 課程設(shè)計的目的 61.2 課程設(shè)計的內(nèi)容 .61.2.1 理論分析與設(shè)計計算 .61.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計 .61.2.3 編制技術(shù)文件 61.3 課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 6第 2 章 車床參數(shù)的擬定.82.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù) .82.2 車床的變速范圍 R 和級數(shù) Z 82.3 確定級數(shù)主要其他參數(shù) .82.3.1 擬定主軸的各級轉(zhuǎn)速 .82.3.2 主電機功率—— 動力參數(shù)的確定 .82.3.3 確定結(jié)構(gòu)式 82.3.4 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 102.3.5 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 102.4 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 122.5 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 12第 3 章 傳動件的計算.133.1 帶傳動設(shè)計 133.2 選擇帶型 .143.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 .143.4 確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 .153.5 確定帶的根數(shù) z163.6 確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 .1673.7 確定帶的張緊裝置 .163.8 計算壓軸力 .173.9 計算轉(zhuǎn)速的計算 183.10 齒輪模數(shù)計算及驗算 193.11 傳動軸最小軸徑的初定 223.12 主軸合理跨距的計算 23第 4 章 主要零部件的選擇.244.1 軸承的選擇 244.2 鍵的規(guī)格 244.3 主軸彎曲剛度校核 254.4.軸承校核 .254.5 潤滑與密封 25第 5 章 摩擦離合器(多片式)的計算 26第 6 章 主要零部件的選擇.276.1 電動機的選擇 .276.2 軸承的選擇 276.3 變速操縱機構(gòu)的選擇 .286.4 軸的校核 286.5 軸承壽命校核 30第 7 章 主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明.317.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案 317.2 展開圖及其布置 31結(jié)束語.33參考文獻.348第 1 章 緒論1.1 課程設(shè)計的目的課程設(shè)計是在學完本課程后，進行一次學習設(shè)計的綜合性練習。通過課程設(shè)計，使學生能夠運用所學過的基礎(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課和專業(yè)課的有關(guān)理論知識，及生產(chǎn)實習等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學知識的目的。通過課程設(shè)計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構(gòu)，進行選擇和改進；結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計，進行設(shè)計計算并編寫技術(shù)文件；完成系統(tǒng)主傳動設(shè)計，達到學習設(shè)計步驟和方法的目的。通過設(shè)計，掌握查閱相關(guān)工程設(shè)計手冊、設(shè)計標準和資料的方法，達到積累設(shè)計知識和設(shè)計技巧，提高學生設(shè)計能力的目的。通過設(shè)計，使學生獲得機械系統(tǒng)基本設(shè)計技能的訓練，提高分析和解決工程技術(shù)問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設(shè)計創(chuàng)造一定的條件。1.2 課程設(shè)計的內(nèi)容《機械系統(tǒng)設(shè)計》課程設(shè)計內(nèi)容由理論分析與設(shè)計計算、圖樣技術(shù)設(shè)計和技術(shù)文件編制三部分組成。1.2.1 理論分析與設(shè)計計算（1）機械系統(tǒng)的方案設(shè)計。設(shè)計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。（2）根據(jù)總體設(shè)計參數(shù)，進行傳動系統(tǒng)運動設(shè)計和計算。（3）根據(jù)設(shè)計方案和零部件選擇情況，進行有關(guān)動力計算和校核。1.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計（1）選擇系統(tǒng)中的主要機件。（2）工程技術(shù)圖樣的設(shè)計與繪制。1.2.3 編制技術(shù)文件（1）對于課程設(shè)計內(nèi)容進行自我經(jīng)濟技術(shù)評價。（2）編制設(shè)計計算說明書。1.3 課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求題目：中型普通車床主軸箱設(shè)計9車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：工件最大回轉(zhuǎn)直徑D (mm)max正轉(zhuǎn)最高轉(zhuǎn)速 Nmax( )minr正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速 nmin( )ir電機功率 N（kw） 公比 ?400 1600 35.5 4 1.4110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：工件最大回轉(zhuǎn)直徑D (mm)max正轉(zhuǎn)最高轉(zhuǎn)速nmax ( )mir正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速 nmin( )ir電機功率 N（kw） 公比 ?400 1600 35.5 4 1.412.2 車床的變速范圍 R 和級數(shù) ZR= =minax16045.73.?由公式 R= ，其中 =1.41，R=45.07，可以計算 z=121Z??2.3 確定級數(shù)主要其他參數(shù)2.3.1 擬定主軸的各級轉(zhuǎn)速依據(jù)題目要求選級數(shù) Z=12， =1.41=1.066考慮到設(shè)計的結(jié)構(gòu)復雜程度要適中，故?采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標準的數(shù)列表中查出，按標準轉(zhuǎn)速數(shù)列為：35.5，50，71，100，140，200，280，400，560，800，1120，16002.3.2 主電機功率——動力參數(shù)的確定合理地確定電機功率 N，使機床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。根據(jù)題設(shè)條件電機功率為 4KW可選取電機為：Y112M-4 額定功率為 4KW，滿載轉(zhuǎn)速為 1440r/min.2.3.3 確定結(jié)構(gòu)式已知 Z= x3b2a11a、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)滑移齒輪實現(xiàn)變速。取 Z=12 級 則 Z=22?（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，其中一個傳動組內(nèi)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)目分配應(yīng)“前多后少”的原則，方案 C 是可取的。但是，由于主軸換向采用雙向離合器結(jié)構(gòu)，致使Ⅰ軸尺寸加大，此方案也不宜采用，而應(yīng)選用方案 D2）確定變速組擴大順序：12=2*3*2 的傳動副組合，其傳動組的擴大順序又可以有以下 6 種形式：A．12=2 1*32*26 B。12=2 1*34*22C．12 =2 3*31*26 D。12=2 6*31*23E．2 2*34*21 F。12=2 6*32*21根據(jù)級比指數(shù)非陪要“前疏后密”的原則，應(yīng)選用第一種方案。然而，對于所設(shè)計的機構(gòu)，將會出現(xiàn)兩個問題：① 第一變速組采用降速傳動（圖 1a）時，由于摩擦離合器徑向結(jié)構(gòu)尺寸限制，使得Ⅰ軸上的齒輪直徑不能太小，Ⅱ軸上的齒輪則會成倍增大。這樣，不僅使Ⅰ-Ⅱ軸間中心距加大，而且Ⅱ-Ⅲ軸間的中心距也會加大，從而使12整個傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)尺寸增大。這種傳動不宜采用。② 如果第一變速組采用升速傳動（圖 1b） ，則Ⅰ軸至主軸間的降速傳動只能由后兩個變速組承擔。為了避免出現(xiàn)降速比小于允許的極限值，常常需要增加一個定比降速傳動組，使系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復雜。這種傳動也不是理想的。如果采用方案 C，即 12 =23*31*26。（2） 繪制轉(zhuǎn)速圖：1）驗算傳動組變速范圍：第二擴大組的變速范圍是 R2 = =8，6?符合設(shè)計原則要求。綜合上述可得：主傳動部件的運動參數(shù) =35.5 Z=12 =1.41max160n?min?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,選取傳動方案 Z=23×31×26,易知第二擴大組的變速范圍 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=23×31×262.3.5 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖（1）選擇電動機：采用 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。13（2）繪制轉(zhuǎn)速圖：（3）畫主傳動系統(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)\14圖 2-3 主傳動系統(tǒng)圖2.4 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)(1)Sz 100-120,中型機床 Sz=70-100?(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-20,m 4??（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設(shè)計要求 Zmin≥18~20,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)基本組 第一擴大組傳動比1.41:1 1:2 1：1 1:1.41 1：2代號 Z1Z 'Z 2Z 'Z3Z 'Z4Z ’ Z5 Z5’齒數(shù) 55 39 31 63 42 42 35 49 28 56第二擴大組2：1 1：4Z6Z '6Z7 Z '759 29 18 702.5 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不應(yīng)超過±10( -1)％,即?〈10( -1)％=2.6％n標 準 轉(zhuǎn) 速標 準 轉(zhuǎn) 速實 際 轉(zhuǎn) 速 ?15各級轉(zhuǎn)速誤差轉(zhuǎn)速誤差小于 2.6％，因此不需要修改齒數(shù)。第 3 章 傳動件的計算3.1 帶傳動設(shè)計輸出功率 P=4kW,轉(zhuǎn)速 n1=1440r/min,n2=560r/min3.1.1 計算設(shè)計功率 Pd edAdPK?表 4 工作情況系數(shù) AK原動機ⅰ類 ⅱ類一天工作時間 /h工作機 10?10~16 16?0?10~16 16?載荷平穩(wěn)液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（） ；離心式壓縮機；7.5kW?輕型運輸機1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3載荷變動小帶式運輸機（運送砂石、谷物） ，通風機（ ） ；發(fā)電機；旋7.5k?轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4n 1600 1120 800 560 400 280 200 35.5n` 1664.2 1127.8 804.5 566.05 403.6 283.2 208.6 37.5誤差 0.4％ 1.4％ 1.4％ 0.4％ 1.4％ 0.4％ 1.4％ 0.4％16振動篩載荷變動較大螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6載荷變動很大破碎機（旋轉(zhuǎn)式、顎式等） ；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機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） ，查《機械設(shè)計》P 296表 4，取 KA＝1.1。即 1.4.kWdAedPK???3.2 選擇帶型普通 V 帶的帶型根據(jù)傳動的設(shè)計功率 Pd 和小帶輪的轉(zhuǎn)速 n1 按《機械設(shè)計》P297 圖13－11 選取。根據(jù)算出的 Pd＝4.4kW 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。173.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速由《機械設(shè)計》P 298表 13－7 查得，小帶輪基準直徑為 80～100mm則取 dd1=100mm ddmin.=75 mm（d d1根據(jù) P295表 13-4 查得）表 3 V 帶帶輪最小基準直徑 mind槽型 Y Z A B C D Emind20 50 75 125 200 355 50021 240=.57,=10.5726dd??所 以 由《機械設(shè)計》P 295表 13-4 查“V 帶輪的基準直徑” ，得 =250mm2d① 誤差驗算傳動比： （ 為彈性滑動率）21 .5()0(12%)di??????誤 ?誤差 符合要求1.50%.4i???誤 ＜② 帶速 1140v=7.5/66dnms??滿足 5m/s300mm，所以宜選用 E 型輪輻式帶輪?？傊?，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。193.7 確定帶的張緊裝置選用結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。3.8 計算壓軸力由《機械設(shè)計》P303 表 13－12 查得，A 型帶的初拉力 F0＝125.15N，上面已得到=159.44，z=4，則1a 1a159.42sin=42.sinN=8.172ooFz???對帶輪的主要要求是質(zhì)量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉(zhuǎn)速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應(yīng)力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通 V 帶兩側(cè)面間的夾角是 40°，為了適應(yīng) V 帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通 V 帶輪槽角 為 32°、34°、36°、38°（按帶的型號及帶輪直徑確定） ，輪槽尺寸見表 7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板） ，用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。表 普通 V 帶輪的輪槽尺寸（摘自 GB/T13575.1-92） 槽型 項目 符號 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 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 20第一槽對稱面至端面的距離 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° 對應(yīng)的基準直徑 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） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d 時)，如圖 7 -6a。 （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖 7-6b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖 7 -6c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖 7-6d。（a） （b） （c） （d）圖 7-6 帶輪結(jié)構(gòu)類型根據(jù)設(shè)計結(jié)果，可以得出結(jié)論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）3.9 計算轉(zhuǎn)速的計算（1）主軸的計算轉(zhuǎn)速n j，由公式 n =n 得，主軸的計算轉(zhuǎn)速n j=99.5r/min，jmi)13/(??z取100r/min。(2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 軸3=400 r/min，軸2=800r/min，軸2=560r/min。21（2）確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。表 3-1 各軸計算轉(zhuǎn)速（3） 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。3-2。表 3-2 齒輪副計算轉(zhuǎn)速序號 Z1Z 2Z3Z `4Z5n j560 800 800 400 1003.10 齒輪模數(shù)計算及驗算（1）模數(shù)計算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即 mj=16338 可得各組的模數(shù)，如321][)(jjmnuzP???表 3-3 所示。表 3-3 模數(shù)（2）基本組齒輪計算?；窘M齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2`齒數(shù) 55 39 31 63分度圓直徑 137.5 97.5 77.5 157.5齒頂圓直徑 142.5 102.5 82.5 162.5軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計算轉(zhuǎn)速 r/min 560 800 400組號 基本組 第一擴大組模數(shù) mm 2.5 2.522齒根圓直徑 131.25 91.25 71.25 151.25齒寬 20 20 20 20按基本組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度 241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 229HB～286HB ，平均取 240HB。計算如下：① 齒面接觸疲勞強度計算：接觸應(yīng)力驗算公式為??jfsj MPauBnNKzm??????)()1(02832彎曲應(yīng)力驗算公式為：??wswPaBYnz?????)(109235式中 N----傳遞的額定功率（kW） ，這里取 N 為電動機功率，N=5kW;-----計算轉(zhuǎn)速（ r/min）. =800（r/min）;jnjm-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=2.5（mm）;B----齒寬（mm）;B=24（mm）;z----小齒輪齒數(shù)；z=31u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2;-----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.;23-----齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）, =500（r/min）1n1n----基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取 =0C0C70C612?m----疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取 m=3；彎曲載荷取 m=6;----轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，查【5】2 上，取 =0.60nKnK----功率利用系數(shù)，查 【5】2 上，取 =0.78N N-----材料強化系數(shù)，查【5】2 上， =0.60q q-----工作狀況系數(shù)，取 =1.13K3K-----動載荷系數(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）擴大組齒輪計算。第一擴大組齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z3 Z3` Z4 Z4` Z5 Z5`齒數(shù) 35 49 28 56 49 39分度圓直徑 87.5 122.5 70 140 122.5 87.524齒頂圓直徑 92.5 127.5 75 145 127.5 92.5齒根圓直徑 81.25 116.25 63.75 133.75 116.25 81.25齒寬 20 20 20 20 20 20第二擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z5 Z5` Z6 Z6`齒數(shù) 59 29 18 70分度圓直徑 177 87 54 210齒頂圓直徑 183 93 60 216齒根圓直徑 169.5 79.5 46.5 202.5齒寬 24 24 24 24按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度 241HB～286HB，平均取 260HB，大齒輪用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 229HB～286HB ，平均取 240HB。同理根據(jù)基本組的計算，查文獻【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 ww3.11 傳動軸最小軸徑的初定由【5】式 6，傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計算：d=1.64 （mm）??4?Tn25或 d=91 （mm）??4njN?式中 d---傳動軸直徑（mm）Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000 ；JnN?N----該軸傳遞的功率（KW）----該軸的計算轉(zhuǎn)速jn---該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角， == 。??????01各軸最小軸徑如表 3-3。表 3-3 最小軸徑3.12 主軸合理跨距的計算由于電動機功率 P=3kw，根據(jù)【1】表 3.20，前軸徑應(yīng)為 60~90mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的 d2=（ 0.7~0.9）d 1，取 d2=60mm。根據(jù)設(shè)計方案，前軸承為NN3016K 型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量 a=120mm，主軸孔徑為 30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩 T=9550 =9550× =424.44N.mnP410設(shè)該機床為車床的最大加工直徑為 250mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的 50%，這里取 60%，即 180mm，故半徑為 0.09m；切削力（沿 y 軸） Fc= =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 分別為軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸最小軸徑 mm 35 4026RA=F× =5272.65× =7908.97Nla?2401?RB=F× =5272.65× =2636.325Nl根據(jù) 文獻【1】式 3.7 得：Kr=3.39 得前支承的剛度：K A= 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos1689.69 N/ ；K B= 785.57 N/ ； = =2.15m?m?BAK57.6主軸的當量外徑 de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為I= =113.8×10-8m464)03.7.(???η= = =0.143aKEA6381.980.2??查【1】圖 3-38 得 =2.0，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距 =120×2.0=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，后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。第 4 章 主要零部件的選擇 4.1 軸承的選擇I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸：對稱布置深溝球軸承6009III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C中間布置角接觸球軸承代號7012C4.2 鍵的規(guī)格I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格：BXL=10X56 27II軸選擇花鍵規(guī)格：N d =8X36X40X7 × ×??×??III軸選擇鍵規(guī)格：BXL=14X90 4.3 主軸彎曲剛度校核（1）主軸剛度符合要求的條件如下：a 主軸的前端部撓度 []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.當量外徑 de= =21D?m2851045?主軸剛度：因為 di/de=25/285=0.0880.7,所以孔對剛度的影響可忽略；ks= =2kN/mm344424 10)5(1.023)(1034 ????????aldAi剛度要求：主軸的剛度可根據(jù)機床的穩(wěn)定性和精度要求來評定4.4.軸承校核????610()1739hCLThnP????4.5 潤滑與密封主軸轉(zhuǎn)速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨的油管將油引到軸承處。主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種：1）密封圈——加密封裝置防止油外流。 。2）疏導——在適當?shù)牡胤阶龀龌赜吐?，使油能順利地流回到油箱?8第 5 章 摩擦離合器( 多片式)的計算設(shè)計多片式摩擦離合器時，首先根據(jù)機床結(jié)構(gòu)確定離合器的尺寸，如為軸裝式時，外摩擦片的內(nèi)徑 d 應(yīng)比花鍵軸大 2～6mm，內(nèi)摩擦片的外徑 D 的確定，直接影響離合器的徑向和軸向尺寸，甚至影響主軸箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)布局，故應(yīng)合理選擇。摩擦片對數(shù)可按下式計算Z≥2MnK/ f b[p]?20D式中 Mn——摩擦離合器所傳遞的扭矩（N·mm） ；Mn＝955× η/ ＝955× ×4×0.98/560＝1.28× （N ·mm）;41djn10510Nd——電動機的額定功率（kW） ；——安裝離合器的傳動軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min） ；jnη——從電動機到離合器軸的傳動效率；K——安全系數(shù)，一般取 1.3～1.5；f——摩擦片間的摩擦系數(shù)，由于磨擦片為淬火鋼，查《機床設(shè)計指導》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（N/ ） ；??p2m＝ ＝1.1×1.00×1.00×0.76＝0.8360t????vKmz——基本許用壓強（MPa） ，查《 機床設(shè)計指導》表 2-15，取 1.1；0t——速度修正系數(shù)v＝ n/6× =2.5（m/s）p?02D4129根據(jù)平均圓周速度 查《機床設(shè)計指導》表 2-16，取 1.00；pv——接合次數(shù)修正系數(shù)，查《機床設(shè)計指導》表 2-17，取 1.00；mK——摩擦結(jié)合面數(shù)修正系數(shù)，查《機床設(shè)計指導》表 2-18，取 0.76。z所以 Z≥2MnK/ f b[p]＝2×1.28× ×1.4/（3.14×0.08× ×23×0.836＝11 ?0D510267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，可按下式計算：Q= b (N)＝1.1 ×3.14× ×23×1.00＝3.57×0tp?????2DvK267510式中各符號意義同前述。摩擦片的厚度一般取 1、1.5、1.75、2（mm） ，內(nèi)外層分離時的最大間隙為0.2～0.4（mm）,摩擦片的材料應(yīng)具有較高的耐磨性、摩擦系數(shù)大、耐高溫、抗膠合性好等特點，常用 10 或 15 鋼，表面滲碳 0.3～0.5（mm）,淬火硬度達 HRC52～62。第 6 章 主要零部件的選擇 6.1 電動機的選擇轉(zhuǎn)速n＝1440r/min，功率P＝4kW選用Y系列三相異步電動機 306.2 軸承的選擇I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸：對稱布置深溝球軸承6009III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C中間布置角接觸球軸承代號7012C6.3 變速操縱機構(gòu)的選擇選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。6.4 軸的校核（a） 主軸的前端部撓度 []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65170850236851095D1.07 879il mL??????? ??平 均 總E 取為 ，52.MPa44 407(1)(1)35690()668dI???????434910.9253.922zpF Ndn????主 計件 （ ），.57()yzN0.17()xzFN?由于小齒輪的傳動力大，這里以小齒輪來進行計算 4429102953.852)QPFmzn????主計主 主 （將其分解為垂直分力和水平分力由公式 ,tatanQynQzyF?????可得 2105(),647()zyFN1寧XX 大學課 程 設(shè) 計 (論 文 )Φ400 普通車床主軸箱設(shè)計【4kw 公比1.41】所 在 學 院專 業(yè)班 級姓 名學 號指 導 老 師年 月 日2摘 要本設(shè)計著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設(shè)計步驟和設(shè)計方法，根據(jù)已確定的運動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，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)計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡化結(jié)構(gòu)，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設(shè)計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設(shè)計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。關(guān)鍵詞:傳動系統(tǒng)設(shè)計,傳動副，結(jié)構(gòu)網(wǎng)，結(jié)構(gòu)式，4目 錄摘 要.2目 錄.4第 1 章 緒論.61.1 課程設(shè)計的目的 61.2 課程設(shè)計的內(nèi)容 .61.2.1 理論分析與設(shè)計計算 .61.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計 .61.2.3 編制技術(shù)文件 61.3 課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 6第 2 章 車床參數(shù)的擬定.82.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù) .82.2 車床的變速范圍 R 和級數(shù) Z 82.3 確定級數(shù)主要其他參數(shù) .82.3.1 擬定主軸的各級轉(zhuǎn)速 .82.3.2 主電機功率—— 動力參數(shù)的確定 .82.3.3 確定結(jié)構(gòu)式 82.3.4 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 102.3.5 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 102.4 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 122.5 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 12第 3 章 傳動件的計算.133.1 帶傳動設(shè)計 133.2 選擇帶型 .143.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 .143.4 確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 .153.5 確定帶的根數(shù) z163.6 確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 .1653.7 確定帶的張緊裝置 .163.8 計算壓軸力 .173.9 計算轉(zhuǎn)速的計算 183.10 齒輪模數(shù)計算及驗算 193.11 傳動軸最小軸徑的初定 223.12 主軸合理跨距的計算 23第 4 章 主要零部件的選擇.244.1 軸承的選擇 244.2 鍵的規(guī)格 244.3 主軸彎曲剛度校核 254.4.軸承校核 .254.5 潤滑與密封 25第 5 章 摩擦離合器(多片式)的計算 26第 6 章 主要零部件的選擇.276.1 電動機的選擇 .276.2 軸承的選擇 276.3 變速操縱機構(gòu)的選擇 .286.4 軸的校核 286.5 軸承壽命校核 30第 7 章 主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明.317.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案 317.2 展開圖及其布置 31結(jié)束語.33參考文獻.346第 1 章 緒論1.1 課程設(shè)計的目的課程設(shè)計是在學完本課程后，進行一次學習設(shè)計的綜合性練習。通過課程設(shè)計，使學生能夠運用所學過的基礎(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課和專業(yè)課的有關(guān)理論知識，及生產(chǎn)實習等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學知識的目的。通過課程設(shè)計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構(gòu)，進行選擇和改進；結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計，進行設(shè)計計算并編寫技術(shù)文件；完成系統(tǒng)主傳動設(shè)計，達到學習設(shè)計步驟和方法的目的。通過設(shè)計，掌握查閱相關(guān)工程設(shè)計手冊、設(shè)計標準和資料的方法，達到積累設(shè)計知識和設(shè)計技巧，提高學生設(shè)計能力的目的。通過設(shè)計，使學生獲得機械系統(tǒng)基本設(shè)計技能的訓練，提高分析和解決工程技術(shù)問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設(shè)計創(chuàng)造一定的條件。1.2 課程設(shè)計的內(nèi)容《機械系統(tǒng)設(shè)計》課程設(shè)計內(nèi)容由理論分析與設(shè)計計算、圖樣技術(shù)設(shè)計和技術(shù)文件編制三部分組成。1.2.1 理論分析與設(shè)計計算（1）機械系統(tǒng)的方案設(shè)計。設(shè)計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。（2）根據(jù)總體設(shè)計參數(shù)，進行傳動系統(tǒng)運動設(shè)計和計算。（3）根據(jù)設(shè)計方案和零部件選擇情況，進行有關(guān)動力計算和校核。1.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計（1）選擇系統(tǒng)中的主要機件。（2）工程技術(shù)圖樣的設(shè)計與繪制。1.2.3 編制技術(shù)文件（1）對于課程設(shè)計內(nèi)容進行自我經(jīng)濟技術(shù)評價。（2）編制設(shè)計計算說明書。1.3 課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求題目：中型普通車床主軸箱設(shè)計7車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：工件最大回轉(zhuǎn)直徑D (mm)max正轉(zhuǎn)最高轉(zhuǎn)速 Nmax( )minr正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速 nmin( )ir電機功率 N（kw） 公比 ?400 1600 35.5 4 1.418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：工件最大回轉(zhuǎn)直徑D (mm)max正轉(zhuǎn)最高轉(zhuǎn)速nmax ( )mir正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速 nmin( )ir電機功率 N（kw） 公比 ?400 1600 35.5 4 1.412.2 車床的變速范圍 R 和級數(shù) ZR= =minax16045.73.?由公式 R= ，其中 =1.41，R=45.07，可以計算 z=121Z??2.3 確定級數(shù)主要其他參數(shù)2.3.1 擬定主軸的各級轉(zhuǎn)速依據(jù)題目要求選級數(shù) Z=12， =1.41=1.066考慮到設(shè)計的結(jié)構(gòu)復雜程度要適中，故?采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標準的數(shù)列表中查出，按標準轉(zhuǎn)速數(shù)列為：35.5，50，71，100，140，200，280，400，560，800，1120，16002.3.2 主電機功率——動力參數(shù)的確定合理地確定電機功率 N，使機床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。根據(jù)題設(shè)條件電機功率為 4KW可選取電機為：Y112M-4 額定功率為 4KW，滿載轉(zhuǎn)速為 1440r/min.2.3.3 確定結(jié)構(gòu)式已知 Z= x3b2a9a、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)滑移齒輪實現(xiàn)變速。取 Z=12 級 則 Z=22?（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，其中一個傳動組內(nèi)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)目分配應(yīng)“前多后少”的原則，方案 C 是可取的。但是，由于主軸換向采用雙向離合器結(jié)構(gòu)，致使Ⅰ軸尺寸加大，此方案也不宜采用，而應(yīng)選用方案 D2）確定變速組擴大順序：12=2*3*2 的傳動副組合，其傳動組的擴大順序又可以有以下 6 種形式：A．12=2 1*32*26 B。12=2 1*34*22C．12 =2 3*31*26 D。12=2 6*31*23E．2 2*34*21 F。12=2 6*32*21根據(jù)級比指數(shù)非陪要“前疏后密”的原則，應(yīng)選用第一種方案。然而，對于所設(shè)計的機構(gòu)，將會出現(xiàn)兩個問題：① 第一變速組采用降速傳動（圖 1a）時，由于摩擦離合器徑向結(jié)構(gòu)尺寸限制，使得Ⅰ軸上的齒輪直徑不能太小，Ⅱ軸上的齒輪則會成倍增大。這樣，不僅使Ⅰ-Ⅱ軸間中心距加大，而且Ⅱ-Ⅲ軸間的中心距也會加大，從而使10整個傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)尺寸增大。這種傳動不宜采用。② 如果第一變速組采用升速傳動（圖 1b） ，則Ⅰ軸至主軸間的降速傳動只能由后兩個變速組承擔。為了避免出現(xiàn)降速比小于允許的極限值，常常需要增加一個定比降速傳動組，使系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復雜。這種傳動也不是理想的。如果采用方案 C，即 12 =23*31*26。（2） 繪制轉(zhuǎn)速圖：1）驗算傳動組變速范圍：第二擴大組的變速范圍是 R2 = =8，6?符合設(shè)計原則要求。綜合上述可得：主傳動部件的運動參數(shù) =35.5 Z=12 =1.41max160n?min?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,選取傳動方案 Z=23×31×26,易知第二擴大組的變速范圍 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=23×31×262.3.5 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖（1）選擇電動機：采用 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。11（2）繪制轉(zhuǎn)速圖：（3）畫主傳動系統(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)\12圖 2-3 主傳動系統(tǒng)圖2.4 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)(1)Sz 100-120,中型機床 Sz=70-100?(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-20,m 4??（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設(shè)計要求 Zmin≥18~20,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)基本組 第一擴大組傳動比1.41:1 1:2 1：1 1:1.41 1：2代號 Z1Z 'Z 2Z 'Z3Z 'Z4Z ’ Z5 Z5’齒數(shù) 55 39 31 63 42 42 35 49 28 56第二擴大組2：1 1：4Z6Z '6Z7 Z '759 29 18 702.5 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不應(yīng)超過±10( -1)％,即?〈10( -1)％=2.6％n標 準 轉(zhuǎn) 速標 準 轉(zhuǎn) 速實 際 轉(zhuǎn) 速 ?13各級轉(zhuǎn)速誤差轉(zhuǎn)速誤差小于 2.6％，因此不需要修改齒數(shù)。第 3 章 傳動件的計算3.1 帶傳動設(shè)計輸出功率 P=4kW,轉(zhuǎn)速 n1=1440r/min,n2=560r/min3.1.1 計算設(shè)計功率 Pd edAdPK?表 4 工作情況系數(shù) AK原動機ⅰ類 ⅱ類一天工作時間 /h工作機 10?10~16 16?0?10~16 16?載荷平穩(wěn)液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（） ；離心式壓縮機；7.5kW?輕型運輸機1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3載荷變動小帶式運輸機（運送砂石、谷物） ，通風機（ ） ；發(fā)電機；旋7.5k?轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4n 1600 1120 800 560 400 280 200 35.5n` 1664.2 1127.8 804.5 566.05 403.6 283.2 208.6 37.5誤差 0.4％ 1.4％ 1.4％ 0.4％ 1.4％ 0.4％ 1.4％ 0.4％14振動篩載荷變動較大螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6載荷變動很大破碎機（旋轉(zhuǎn)式、顎式等） ；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機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） ，查《機械設(shè)計》P 296表 4，取 KA＝1.1。即 1.4.kWdAedPK???3.2 選擇帶型普通 V 帶的帶型根據(jù)傳動的設(shè)計功率 Pd 和小帶輪的轉(zhuǎn)速 n1 按《機械設(shè)計》P297 圖13－11 選取。根據(jù)算出的 Pd＝4.4kW 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。153.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速由《機械設(shè)計》P 298表 13－7 查得，小帶輪基準直徑為 80～100mm則取 dd1=100mm ddmin.=75 mm（d d1根據(jù) P295表 13-4 查得）表 3 V 帶帶輪最小基準直徑 mind槽型 Y Z A B C D Emind20 50 75 125 200 355 50021 240=.57,=10.5726dd??所 以 由《機械設(shè)計》P 295表 13-4 查“V 帶輪的基準直徑” ，得 =250mm2d① 誤差驗算傳動比： （ 為彈性滑動率）21 .5()0(12%)di??????誤 ?誤差 符合要求1.50%.4i???誤 ＜② 帶速 1140v=7.5/66dnms??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。173.7 確定帶的張緊裝置選用結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。3.8 計算壓軸力由《機械設(shè)計》P303 表 13－12 查得，A 型帶的初拉力 F0＝125.15N，上面已得到=159.44，z=4，則1a 1a159.42sin=42.sinN=8.172ooFz???對帶輪的主要要求是質(zhì)量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉(zhuǎn)速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應(yīng)力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通 V 帶兩側(cè)面間的夾角是 40°，為了適應(yīng) V 帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通 V 帶輪槽角 為 32°、34°、36°、38°（按帶的型號及帶輪直徑確定） ，輪槽尺寸見表 7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板） ，用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。表 普通 V 帶輪的輪槽尺寸（摘自 GB/T13575.1-92） 槽型 項目 符號 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 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 18第一槽對稱面至端面的距離 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° 對應(yīng)的基準直徑 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） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d 時)，如圖 7 -6a。 （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖 7-6b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖 7 -6c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖 7-6d。（a） （b） （c） （d）圖 7-6 帶輪結(jié)構(gòu)類型根據(jù)設(shè)計結(jié)果，可以得出結(jié)論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）3.9 計算轉(zhuǎn)速的計算（1）主軸的計算轉(zhuǎn)速n j，由公式n =n 得，主軸的計算轉(zhuǎn)速n j=99.5r/min，jmin)13/(??z取100r/min。(2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 軸3=400 r/min，軸2=800r/min， 軸2=560r/min。（2）確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。19表 3-1 各軸計算轉(zhuǎn)速（3） 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。3-2。表 3-2 齒輪副計算轉(zhuǎn)速序號 Z1Z 2Z3Z `4Z5n j560 800 800 400 1003.10 齒輪模數(shù)計算及驗算（1）模數(shù)計算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即 mj=16338 可得各組的模數(shù)，如321][)(jjmnuzP???表 3-3 所示。表 3-3 模數(shù)（2）基本組齒輪計算。基本組齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2`齒數(shù) 55 39 31 63分度圓直徑 137.5 97.5 77.5 157.5齒頂圓直徑 142.5 102.5 82.5 162.5齒根圓直徑 131.25 91.25 71.25 151.25軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計算轉(zhuǎn)速 r/min 560 800 400組號 基本組 第一擴大組模數(shù) mm 2.5 2.520齒寬 20 20 20 20按基本組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度 241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 229HB～286HB ，平均取 240HB。計算如下：① 齒面接觸疲勞強度計算：接觸應(yīng)力驗算公式為??jfsj MPauBnNKzm??????)()1(02832彎曲應(yīng)力驗算公式為：??wswPaBYnz?????)(109235式中 N----傳遞的額定功率（kW） ，這里取 N 為電動機功率，N=5kW;-----計算轉(zhuǎn)速（ r/min）. =800（r/min）;jnjm-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=2.5（mm）;B----齒寬（mm）;B=24（mm）;z----小齒輪齒數(shù)；z=31u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2;-----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）, =500（r/min）1n1n21----基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取 =0C0C710C612?m----疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取 m=3；彎曲載荷取 m=6;----轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，查【5】2 上，取 =0.60nKnK----功率利用系數(shù)，查 【5】2 上，取 =0.78N N-----材料強化系數(shù)，查【5】2 上， =0.60q q-----工作狀況系數(shù)，取 =1.13K3K-----動載荷系數(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）擴大組齒輪計算。第一擴大組齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z3 Z3` Z4 Z4` Z5 Z5`齒數(shù) 35 49 28 56 49 39分度圓直徑 87.5 122.5 70 140 122.5 87.5齒頂圓直徑 92.5 127.5 75 145 127.5 92.522齒根圓直徑 81.25 116.25 63.75 133.75 116.25 81.25齒寬 20 20 20 20 20 20第二擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z5 Z5` Z6 Z6`齒數(shù) 59 29 18 70分度圓直徑 177 87 54 210齒頂圓直徑 183 93 60 216齒根圓直徑 169.5 79.5 46.5 202.5齒寬 24 24 24 24按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度 241HB～286HB，平均取 260HB，大齒輪用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 229HB～286HB ，平均取 240HB。同理根據(jù)基本組的計算，查文獻【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 ww3.11 傳動軸最小軸徑的初定由【5】式 6，傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計算：d=1.64 （mm）??4?Tn或 d=91 （mm）4njN23式中 d---傳動軸直徑（mm）Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000 ；JnN?N----該軸傳遞的功率（KW）----該軸的計算轉(zhuǎn)速jn---該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角， == 。??????01各軸最小軸徑如表 3-3。表 3-3 最小軸徑3.12 主軸合理跨距的計算由于電動機功率 P=3kw，根據(jù)【1】表 3.20，前軸徑應(yīng)為 60~90mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的 d2=（ 0.7~0.9）d 1，取 d2=60mm。根據(jù)設(shè)計方案，前軸承為NN3016K 型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量 a=120mm，主軸孔徑為 30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩 T=9550 =9550× =424.44N.mnP410設(shè)該機床為車床的最大加工直徑為 250mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的 50%，這里取 60%，即 180mm，故半徑為 0.09m；切削力（沿 y 軸） Fc= =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?軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸最小軸徑 mm 35 4024RB=F× =5272.65× =2636.325Nla2401根據(jù) 文獻【1】式 3.7 得：Kr=3.39 得前支承的剛度：K A= 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos1689.69 N/ ；K B= 785.57 N/ ； = =2.15m?m?BAK57.6主軸的當量外徑 de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為I= =113.8×10-8m464)03.7.(???η= = =0.143aKEA6381.980.2??查【1】圖 3-38 得 =2.0，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距 =120×2.0=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，后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。第 4 章 主要零部件的選擇 4.1 軸承的選擇I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸：對稱布置深溝球軸承6009III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C中間布置角接觸球軸承代號7012C4.2 鍵的規(guī)格I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格：BXL=10X56 II軸選擇花鍵規(guī)格：N d =8X36X40X7 × ×??×??25III軸選擇鍵規(guī)格：BXL=14X90 4.3 主軸彎曲剛度校核（1）主軸剛度符合要求的條件如下：a 主軸的前端部撓度 []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.當量外徑 de= =21D?m2851045?主軸剛度：因為 di/de=25/285=0.0880.7,所以孔對剛度的影響可忽略；ks= =2kN/mm344424 10)5(1.023)(1034 ????????aldAi剛度要求：主軸的剛度可根據(jù)機床的穩(wěn)定性和精度要求來評定4.4.軸承校核????610()1739hCLThnP????4.5 潤滑與密封主軸轉(zhuǎn)速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨的油管將油引到軸承處。主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種：1）密封圈——加密封裝置防止油外流。 。2）疏導——在適當?shù)牡胤阶龀龌赜吐罚褂湍茼樌亓骰氐接拖洹?6第 5 章 摩擦離合器( 多片式)的計算設(shè)計多片式摩擦離合器時，首先根據(jù)機床結(jié)構(gòu)確定離合器的尺寸，如為軸裝式時，外摩擦片的內(nèi)徑 d 應(yīng)比花鍵軸大 2～6mm，內(nèi)摩擦片的外徑 D 的確定，直接影響離合器的徑向和軸向尺寸，甚至影響主軸箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)布局，故應(yīng)合理選擇。摩擦片對數(shù)可按下式計算Z≥2MnK/ f b[p]?20D式中 Mn——摩擦離合器所傳遞的扭矩（N·mm） ；Mn＝955× η/ ＝955× ×4×0.98/560＝1.28× （N ·mm）;41djn10510Nd——電動機的額定功率（kW） ；——安裝離合器的傳動軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min） ；jnη——從電動機到離合器軸的傳動效率；K——安全系數(shù)，一般取 1.3～1.5；f——摩擦片間的摩擦系數(shù)，由于磨擦片為淬火鋼，查《機床設(shè)計指導》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（N/ ） ；??p2m＝ ＝1.1×1.00×1.00×0.76＝0.8360t????vKmz——基本許用壓強（MPa） ，查《 機床設(shè)計指導》表 2-15，取 1.1；0t——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《機床設(shè)計指導》表 2-16，取 1.00；pv——接合次數(shù)修正系數(shù)，查《機床設(shè)計指導》表 2-17，取 1.00；mK——摩擦結(jié)合面數(shù)修正系數(shù)，查《機床設(shè)計指導》表 2-18，取 0.76。z27所以 Z≥2MnK/ f b[p]＝2×1.28× ×1.4/（3.14×0.08× ×23×0.836＝11 ?0D510267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，可按下式計算：Q= b (N)＝1.1 ×3.14× ×23×1.00＝3.57×0tp?????2DvK267510式中各符號意義同前述。摩擦片的厚度一般取 1、1.5、1.75、2（mm） ，內(nèi)外層分離時的最大間隙為0.2～0.4（mm）,摩擦片的材料應(yīng)具有較高的耐磨性、摩擦系數(shù)大、耐高溫、抗膠合性好等特點，常用 10 或 15 鋼，表面滲碳 0.3～0.5（mm）,淬火硬度達 HRC52～62。第 6 章 主要零部件的選擇 6.1 電動機的選擇轉(zhuǎn)速n＝1440r/min，功率P＝4kW選用Y系列三相異步電動機 6.2 軸承的選擇I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸：對稱布置深溝球軸承600928III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C中間布置角接觸球軸承代號7012C6.3 變速操縱機構(gòu)的選擇選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。6.4 軸的校核（a） 主軸的前端部撓度 []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65170850236851095D1.07 879il mL??????? ??平 均 總E 取為 ，52.MPa44 407(1)(1)35690()668dI???????434910.9253.922zpF Ndn????主 計件 （ ），.57()yzN0.17()xzFN?由于小齒輪的傳動力大，這里以小齒輪來進行計算 4429102953.852)QPFmzn????主計主 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2913170265()2xxMFdNm???A件主軸載荷圖如下所示：由上圖可知如下數(shù)據(jù)：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm計算（在垂直平面）, ,1()6QZFabclyEI???2()3ZFcylEI??3(23)6zMcylEI??230.17sz， ，()QZabIl??齒 1 (2)6ZlcI?齒 2 (3)ZlcI?齒 35.9?????齒 齒 齒 2齒 3， ，()6QZFlEI軸 承 1 zFlEI軸 承 23ZMlI?軸 承5.10???軸 承 軸 承 軸 承 2軸 承 3計算（在水平面）30, ,1()6QyFabclEI???2()3yFclEI??3()(23)6yxMclEI???230.17sy， ，()QabIl??齒 1 (2)6ylcI?齒 2()(3yxlcI?齒 35.8?????齒 y齒 齒 2齒 3， ，()6QyFlEI軸 承 1 yFlEI軸 承 2()3yxMlEI??軸 承5.10???軸 承 軸 承 軸 承 2軸 承 3合成： 20.18.sszyy???2501??齒 齒 齒 .3.?軸 承 軸 承 Z軸 承 Y6.5 軸承壽命校核由 П 軸最小軸徑可取軸承為 7008C 角接觸球軸承,ε=3；P=XF r+YFaX=1，Y=0。對Ⅱ軸受力分析得：前支承的徑向力 Fr=2642.32N。由軸承壽命的計算公式：預(yù)期的使用壽命 [L10h]=15000hL10h= × = × = h≥[L 10h]n1670?)PC(180673)28.10(?367.10()284.9524??=15000h軸承壽命滿足要求。