寧XX 大學畢 業(yè) 設 計 (論 文 )臥式升降臺主傳動系統(tǒng)設計所 在 學 院專 業(yè)班 級姓 名學 號指 導 老 師年 月 日II摘 要本設計著重研究臥式銑床主傳動系統(tǒng)的設計步驟和設計方法，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)的設計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設計方案。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。關鍵詞:傳動系統(tǒng)設計,傳動副，結(jié)構(gòu)網(wǎng)，結(jié)構(gòu)式IIIAbstractThe design focuses on the design steps and design method for horizontal milling machine main drive system, according to the movement determined parameters to the gearbox developed view of the total center distance as the objective, to develop the program shift transmission system to obtain the optimal solution as well as more high design efficiency. In the machine tool main drive in order to reduce the number of gear structure is simplified, shorter axial dimension, with the gear design approach is a spreadsheet, hash algorithm to calculate cumbersome and difficult to find a reasonable design. Based on the main drive system features triple sliding gear analysis and research, working drawings and drawing parts headstock developed view and a sectional view.Keywords: transmission system design, transmission deputy, network architecture, structureIV目 錄摘 要 IIAbstract.III目 錄 IV第 1 章 緒論.1第 2 章 銑床參數(shù)的擬定.22.1 銑床主參數(shù)和基本參數(shù) .22.2 確定級數(shù)主要其他參數(shù) .22.2.1 擬定主軸的各級轉(zhuǎn)速 .22.2.2 主電機功率—— 動力參數(shù)的確定 .22.2.3 確定結(jié)構(gòu)式 22.2.4 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 42.2.5 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 42.3 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 6第 3 章 傳動件的計算.93.1 帶傳動設計 .93.1.1 計算設計功率 Pd.93.1.2 選擇帶型 103.1.3 驗證帶速并確定帶輪的基準直徑 103.1.4 確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 113.1.5 確定帶的根數(shù) z.123.1.6 確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 123.1.7 確定帶的張緊裝置 123.1.8 計算壓軸力 133.2 計算轉(zhuǎn)速的計算 143.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 153.4 傳動軸最小軸徑的初定 18第 4 章 主要零部件的選擇.20V4.1 軸承的選擇 204.2 鍵的規(guī)格 204.3 主軸彎曲剛度校核 204.4 軸承校核 214.5 潤滑與密封 21第 5 章 摩擦離合器(多片式)的計算 225.1 結(jié)構(gòu)設計 235.1.1 展開圖設計 .235.1.2 截面圖及軸的空間布置 .245.2 零件驗算 245.2.1 主軸剛度 .245.2.2 傳動軸剛度 .295.2.3 齒輪疲勞強度 .32第 6 章 主軸箱結(jié)構(gòu)設計及說明.356.1 結(jié)構(gòu)設計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案 356.2 展開圖及其布置 35結(jié)束語.36參考文獻.371第 1 章 緒論機床技術(shù)參數(shù)有主參數(shù)和基本參數(shù)，他們是運動傳動和結(jié)構(gòu)設計的依據(jù)，影響到機床是否滿足所需要的基本功能要求，參數(shù)擬定就是機床性能設計。主參數(shù)是直接反映機床的加工能力、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，一般在設計題目中給定，基本參數(shù)是一些加工件尺寸、機床結(jié)構(gòu)、運動和動力特性有關的參數(shù)，可歸納為尺寸參數(shù)、運動參數(shù)和動力參數(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，必須對所設計的機床工藝范圍和使用情況做全面的調(diào)研和統(tǒng)計，依據(jù)某些典型工藝和加工對象，兼顧其他的可能工藝加工的要求，擬定機床技術(shù)參數(shù)，擬定參數(shù)時，要考慮機床發(fā)展趨勢和同國內(nèi)外同類機床的對比，使擬定的參數(shù)最大限度地適應各種不同的工藝要求和達到機床加工能力下經(jīng)濟合理。機床主傳動系因機床的類型、性能、規(guī)格和尺寸等因素的不同，應滿足的要求也不一樣。設計機床主傳動系時最基本的原則就是以最經(jīng)濟、合理的方式滿足既定的要求。在設計時應結(jié)合具體機床進行具體分析，一般應滿足的基本要求有：滿足機床使用性能要求。首先應滿足機床的運動特性，如機床主軸油足夠的轉(zhuǎn)速范圍和轉(zhuǎn)速級數(shù)；滿足機床傳遞動力的要求。主電動機和傳動機構(gòu)能提供足夠的功率和轉(zhuǎn)矩，具有較高的傳動效率；滿足機床工作性能要求。主傳動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)濟性要求。傳動鏈盡可能簡短，零件數(shù)目要少，以便節(jié)約材料，降低成本。題目：臥式升降臺主傳動系統(tǒng)設計參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：1、X6132 萬能升降臺銑床主軸箱設計，電機額定功率p=4kw,nmin=33.5r/min, nmax=1320r/min 轉(zhuǎn)速級數(shù) z=17,電動機轉(zhuǎn)速 no=1440r/min,公比 Φ=1.26。 2第 2 章 銑床參數(shù)的擬定2.1 銑床主參數(shù)和基本參數(shù)銑床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：2、X6132 萬能升降臺銑床主軸箱設計，電機額定功率p=4kw,nmin=33.5r/min, nmax=1320r/min 轉(zhuǎn)速級數(shù) z=17,電動機轉(zhuǎn)速 no=1440r/min,公比 Φ=1.26。 2.2 確定級數(shù)主要其他參數(shù)2.2.1 擬定主軸的各級轉(zhuǎn)速依據(jù)題目要求選級數(shù) Z=17， =1.26=1.064考慮到設計的結(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：33.5,42.5,53,67,85,106,132.5,170,212,267，335，425，535，670，850，1060，13202.2.2 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.2.2.3 確定結(jié)構(gòu)式對于 Z=17 可按照將主軸轉(zhuǎn)速級數(shù) 分解因子，可能的方案有：18Z?第一行 9218??29?第二行 3332?在上面的兩行方案中，第一行方案是由 11 對傳動副組成的兩個變速組，這兩個變速組串聯(lián)構(gòu)成了主軸的 17 級轉(zhuǎn)速。這樣的方案能夠省掉一根軸，但有一個傳動組內(nèi)將出現(xiàn) 9 個傳動副。假如用一個九聯(lián)滑移齒輪，那么軸向尺寸會增大。假如采用若干個雙聯(lián)滑移齒輪與若干個三聯(lián)滑移齒輪組合使用，那么，為了防止各滑移齒輪同時嚙合，3操縱機構(gòu)必須實現(xiàn)互鎖。綜上所述，第一行中的方案一般不采用。對于第二行中的三個方案，將出現(xiàn)三個變速組，每個變數(shù)組中有 2 個或者 3 個傳動副。我們能夠采用雙聯(lián)或者三聯(lián)滑移齒輪來變速。該行方案中總的傳動副數(shù)最少，軸向尺寸較小，操縱機構(gòu)也相對簡單。因此，在主軸轉(zhuǎn)速為 18 級的分級變速系統(tǒng)設計中，通常采用第二行中的方案。根據(jù)公式 可得，傳動件所傳遞的功率 P 與它的計算轉(zhuǎn)速 決定了傳cnPT/950? cn遞轉(zhuǎn)矩 T。一般情況下，從電動機到主軸為降速傳動。即所謂的“近電機高轉(zhuǎn)速” ，從而計算轉(zhuǎn)速 也較高，那么需要傳遞的轉(zhuǎn)矩就較小，尺寸也較小。根據(jù)傳動副的“前cn多后少”原則，即將傳動副較多的變速組安排在靠近電動機處，這樣可以多些小尺寸的零件，少些大尺寸的零件，不僅可以節(jié)省材料，還可以使變速箱結(jié)構(gòu)緊湊。因此，對于第二行中的三種方案，我們通常采用 的方案，它表示該傳動系統(tǒng)是由2318??3 個變速組共 8 對傳動副組成（不包含可能的定比傳動副） 。在方案 中，由于基本組與擴大組之間的排列順序不同，又將衍生出 6231??種不同的方案。6 種方案的結(jié)構(gòu)式如下：○ 1 1268○ 2 31628??○ 3 16218??○ 4 31??○ 5 9○ 6 93在這 6 個方案中，首先應對各個方案變速組的變速范圍進行驗算。在一般情況下，變速范圍最大的是最后一個擴大組，所以只需要對最后一個擴大組的變速范圍進行校驗。設計機床的變速系統(tǒng)中，在降速傳動時，為了避免從動齒輪的直徑過大而使徑向尺寸隨之增大，通常使傳動副的最小傳動比 。在升速傳動中，防止產(chǎn)生過大4/1min?的噪聲與震動，通常使傳動副的最大傳動比 。對于斜齒圓柱齒輪傳動比較平穩(wěn)，2ax?所以取 。故，在一般情況下變速組的變速范圍應滿足以下條件：5.2max?i10~8)/(minax?r在 、 、 、 這四種方案中，最后一個擴大組都是 ，其變速范圍：○ 1 ○ 2 ○ 3 ○ 4 63max6)13()13()1(226.2 rrxp ???????4所以不滿足傳動組的極限變速范圍要求。在 、 這兩種方案中，最后一個擴大組都是 ，其變速范圍：○ 5 ○ 6 92826.19)()(22 ?????xpr?滿足傳動組的極限變速范圍要求。根據(jù)中間軸變速范圍最小的原則，即“前密后疏” ，方案 為最佳方案，結(jié)構(gòu)式為： 。○ 5 93182.2.4 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)畫出結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下：(變速系統(tǒng)共需 4 根軸，其中Ⅳ軸為主軸)Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ133 92圖 3-1 結(jié)構(gòu)網(wǎng)2.2.5 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。（2）繪制轉(zhuǎn)速圖：5（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)6圖 2-3 主傳動系統(tǒng)圖2.3 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?（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設計要求 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。（1） 確定各變速組內(nèi)齒輪齒數(shù)由以上確定的各個傳動比，根據(jù)參考文獻[1]表 5-2，有：a 變速組○ 1， ， ?a1i1.26ia2??1.58i2a3??時， =…，58，60，62，64，66，68，70，72，74，76，…a1zS時， =…，56 ，59，61，63，65，66， 68，70，72，74，….26ia?z7時， =…57，59，60，62，65，67，70，72，73，75，…1.58ia3?zS可知， =70 和 72 是共同適用的，可取 =72。再由參考文獻 [1]表 5-2 查出各z zS對齒輪副中小齒輪的齒數(shù)為：36、32 和 28。則：； ；28/4i3a?' 32/40zi2a?' 32/40i2a1?'b 變速組○ 2， ， 1.6b 1.58b2?3.175b3?時， =…，70，72，74，75，77，79，81，82，83，84，…2ib1?zS時， =…，70，72，73，75，77，78，80，82，83，85，….58b2z時， =…，66，67，70，71，75，79，80，83，84，87，…317ib?zS可取 =83，查出齒輪齒數(shù)為：37、32、和 20。zS； ；46/37i2b1?' 32/51zi2b?' 20/63zi3b?'c 變速組○ 3， 41i6c1??12i3c2??時， =…，80，84，85，95，96，99，100，104，105，…c1zS時， =…，92，93，95，96，98，99，101，102，104，…2ic?z可取 =99，查出齒輪齒數(shù)為：24 和 33。則：zS；24/75ic1?' 6/3zi2c2?'89第 3 章 傳動件的計算3.1 帶傳動設計輸出功率 P=4kW,轉(zhuǎn)速 n1=1440r/min,n2=670r/min3.1.1 計算設計功率 Pd edAdPK?表 3-3 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；振動篩1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4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 1.810根據(jù) V 帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16 小時） ，查《機械設計》P 296表 4，取 KA＝1.1。即 1.4.kWdAedPK???3.1.2 選擇帶型普通 V 帶的帶型根據(jù)傳動的設計功率 Pd 和小帶輪的轉(zhuǎn)速 n1 按《機械設計》P297 圖13－11 選取。圖 3-2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 可知應選取 A 型 V 帶。3.1.3 驗證帶速并確定帶輪的基準直徑由《機械設計》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 3-4 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=.1,0.14=267dd??由《機械設計》查“V 帶輪的基準直徑” ，得 =200mm2d11① 誤差驗算傳動比： （ 為彈性滑動率）210=2.41()(1%)di?????誤 ?誤差 符合要求1.04%.5i???誤 ＜② 帶速 113v=7./606dnms??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。3.1.7 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。133.1.8 計算壓軸力由《機械設計》P303 表 13－12 查得，A 型帶的初拉力 F0＝123.31N，上面已得到=165.17o，z=3，則1a1a165.72sin=32.sinN=3.62ooFz???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 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。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 第一槽對稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 14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° 對應的基準直徑 d d - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 輪 槽 角 極限偏差 ± 1 ± 0.5 表 3-7 普通 V 帶輪的輪槽尺寸（摘自 GB/T13575.1-92）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 3-2a。 （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖 3-2b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖 3-3c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖 3-3d。（a） （b） （c） （d）圖 3-3 帶輪結(jié)構(gòu)類型根據(jù)設計結(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）3.2 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=127.031r/min，jmi)13/(??z取100r/min。(2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 15軸3=400 r/min， 軸2=630 r/min，軸1=800r/min。（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 j800 800 630 630 4003.3 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` Z3 Z3`齒數(shù) 32 40 28 56 24 48分度圓直徑 96 120 84 168 72 144軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計算轉(zhuǎn)速 r/min 800 630 400組號 基本組 第一擴大組 第二擴大組模數(shù) mm 3 3 3.516齒頂圓直徑 102 126 90 174 78 150齒根圓直徑 88.5 112.5 76.5 160.5 64.5 136.5齒寬 24 24 24 24 24 24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：接觸應力驗算公式為??jfsj MPauBnNKzm??????)()1(02832彎曲應力驗算公式為：??wswPaBYnz?????)(109235式中 N----傳遞的額定功率（kW） ，這里取 N 為電動機功率;-----計算轉(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)；T17mTCnK016?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；----許用接觸應力（MPa）,查【4】 ，表 4-7，取 =650 Mpa；??j? ??j?---許用彎曲應力（ 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 Z4 Z4` Z5 Z5` Z6 Z6`18齒數(shù) 46 37 32 51 20 63分度圓直徑 138 111 96 153 60 189齒頂圓直徑 144 117 102 159 66 195齒根圓直徑 130.5 103.5 88.5 145.5 52.5 181.5齒寬 24 24 24 24 24 24第二擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z5 Z5` Z6 Z6`齒數(shù) 66 33 24 75分度圓直徑 231 115.5 84 262.5齒頂圓直徑 238 122.5 91 269.5齒根圓直徑 222.25 106.75 75.25 253.75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 ww3.4 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：19d=1.64 （mm）??4?Tn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 最小軸徑軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸最小軸徑 mm 35 4020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 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；21ks= =2kN/mm344424 10)5(1.023)(1034 ????????aldAie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?2第 5 章 摩擦離合器( 多片式)的計算設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× ×3×0.98/800＝1.28× （N ·mm）;41djn410510Nd——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《機床設計指導》表 2-16，取 1.00；pv——接合次數(shù)修正系數(shù)，查《機床設計指導》表 2-17，取 1.00；mK——摩擦結(jié)合面數(shù)修正系數(shù)，查《機床設計指導》表 2-18，取 0.76。z23所以 Z≥2MnK/ f b[p]＝2×1.28× ×1.4/（3.14×0.08× ×23×0.836＝11 ?0D510267臥式銑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。圖 3-5 多片摩擦離合器245.1 結(jié)構(gòu)設計5.1.1 展開圖設計5.1.1.1 齒輪布置主傳動系統(tǒng)采用集中傳動方式，將全部傳動和變速機構(gòu)集中在同一個主軸箱內(nèi)，結(jié)構(gòu)緊湊，便于實現(xiàn)集中操縱，安裝調(diào)整方便。電機軸與電動機采用彈性柱銷聯(lián)軸器連接，可一定程度降低定心精度要求，隔離點擊震動。5.1.1.2 主軸組件設計圓錐滾子軸承能同時承受徑向和軸向載荷，成對使用具有軸承數(shù)量少、支撐結(jié)構(gòu)簡單、軸承間隙調(diào)整方便的特點。主軸采用單列圓錐滾子軸承的前中支承為主端深溝球軸承的尾端支承為輔的三支撐結(jié)構(gòu)。用中支撐左側(cè)的螺母同時調(diào)整前中兩個軸承的間隙。5.1.2 截面圖及軸的空間布置由于滑移齒輪軸心離箱體壁距離較大，且滑移行程較長，故采用撥叉沿導向桿滑動來操縱滑移齒輪。擺動撥叉通過滑塊與滑動撥叉尾端的槽接觸，滑塊做圓弧運動轉(zhuǎn)化為撥叉的滑動，實現(xiàn)滑移。使用鋼球彈簧作為定位的手柄座可以使操作桿撥動到指定位置即停下并鎖緊，方便工人操作。5.2 零件驗算5.2.1 主軸剛度5.2.1.1 主軸支撐跨距 的確定l前端懸伸量 ：主軸前端的懸伸長度，即從主軸外側(cè)前支撐中點（滾錐軸承及向心C推力軸承則是接觸角法線與軸線的交點處）到主軸前端的距離。這里選定 。60mC?一般最佳跨距 ，考慮到結(jié)構(gòu)以及支承剛度會因磨損而不02~3(108)ml?斷降低，應取跨距 比最佳支承跨距 大一些，一般是 的 倍，再綜合考慮結(jié)l0l1.25~構(gòu)的需要，本設計取 。76l5.2.1.2 最大切削合力 P 的確定最大圓周切削力 須按主軸輸出全功率和最大扭矩確定t25（4-8）（4-9）429510()dtjNPDn????其中：——電動機額定功率( )， ；dNKWd——主傳動系統(tǒng)的總效率， ， 為各傳動副、軸承的效率，總效?? 1ni????i率 。由前文計算結(jié)果， 。取 ；0.7~85? 90.8.0.3??0.8???——主軸的計算轉(zhuǎn)速 ，由前文計算結(jié)果，主軸的計算轉(zhuǎn)速為jn(r/min)；.92r/mi——計算直徑 ，對于臥式銑床， 為最大端銑刀計算直徑，對于工作jD)jD臺面積為 的臥式銑床,其端銑刀的計算直徑及寬度分別為201?， 。j?6B?可以得到， 429510.83921.7N7tP???驗算主軸組件剛度時，須求出作用在垂直于主軸軸線的平面內(nèi)的最大切削合力 。P對于臥式升降臺銑床的銑削力，一般按端銑計算。不妨假設本銑床進給系統(tǒng)的末端傳動副有消隙機構(gòu)，應采用不對稱順銑，則各切削分力 、 、 同 的比值可大致認為VPHatP；0.95372.8NVtP?；41H。.6.at則 ， ，即 與水平面成20.983HVtPP???4.t???P?角， 在水平面的投影與 成 角。60??H5?5.2.1.3 切削力作用點的確定設切削力 的作用點到主軸前支撐的距離為 Ps(m)scw??其中：——主軸前端的懸伸長度， ；c60——對于普通升降臺銑床 。wB可以得到， 12s??