1寧XX 大學(xué)課 程 設(shè) 計 (論 文 )中型普通車床主軸箱設(shè)計（題目 37）所 在 學(xué) 院專 業(yè)班 級姓 名學(xué) 號指 導(dǎo) 老 師年 月 日2摘 要設(shè)計機床得主傳動變速系統(tǒng)時首先利用傳動系統(tǒng)設(shè)計方法求出理想解和多個合理解。根據(jù)數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)及主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性要求，分析了機電關(guān)聯(lián)分級調(diào)速主傳動系統(tǒng)的設(shè)計原理和方法。從主傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)網(wǎng)入手，確定最佳機床主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性匹配方案，計算和校核相關(guān)運動參數(shù)和動力參數(shù)。本說明書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(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 分級變速；傳動系統(tǒng)設(shè)計,傳動副，結(jié)構(gòu)網(wǎng)，結(jié)構(gòu)式，齒輪模數(shù)，傳動比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 61.3.1 課程設(shè)計題目和主要技術(shù)參數(shù) 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 擬定參數(shù)的步驟和方法 .82.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin .82.2.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速 .82.2.3 主電機功率—— 動力參數(shù)的確定 .92.2.4 確定結(jié)構(gòu)式 92.2.5 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 92.2.6 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 102.2 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 102.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 11第 3 章 動力計算.123.1 帶傳動設(shè)計 123.2 計算轉(zhuǎn)速的計算 133.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 143.4 傳動軸最小軸徑的初定 193.5 主軸合理跨距的計算 205第 4 章 主要零部件的選擇.214.1 軸承的選擇 214.2 鍵的規(guī)格 214.4 變速操縱機構(gòu)的選擇 .21第 5 章 校核.225.1 主軸合理跨距的計算 .225.2 軸承壽命校核 23結(jié) 論.24參考文獻.256第 1 章 緒論1.1 課程設(shè)計的目的課程設(shè)計是在學(xué)完本課程后，進行一次學(xué)習(xí)設(shè)計的綜合性練習(xí)。通過課程設(shè)計，使學(xué)生能夠運用所學(xué)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(xí)等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學(xué)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(xué)習(xí)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(biāo)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(xué)生設(shè)計能力的目的。通過設(shè)計，使學(xué)生獲得機械系統(tǒng)基本設(shè)計技能的訓(xùn)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1.3.1 課程設(shè)計題目和主要技術(shù)參數(shù)題目：中型普通車床主軸箱設(shè)計7題目 37 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)最低轉(zhuǎn)速nmin( )mir電機功率N（kw） 公比 ?轉(zhuǎn)速級數(shù) Z380 140 4 1.41 88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)最低轉(zhuǎn)速nmin( )mir電機功率N（kw） 公比 ?轉(zhuǎn)速級數(shù) Z380 140 4 1.41 82.2 擬定參數(shù)的步驟和方法2.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：允許的切速極限參考值如下：表 1.1加 工 條 件 Vmax(m/min) Vmin(m/min)硬質(zhì)合金刀具粗加工鑄鐵工件 30～50硬質(zhì)合金刀具半精或精加工碳鋼工件150～300螺紋加工和鉸孔 3～82.2.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速計算車床主軸極限轉(zhuǎn)速時的加工直徑，則主軸極限轉(zhuǎn)速應(yīng)為結(jié)合題目條件，取標(biāo)準數(shù)列數(shù)值，=140r/minmin取 41.??依據(jù)題目要求選級數(shù) Z=8， =1.41=1.065考慮到設(shè)計的結(jié)構(gòu)復(fù)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(biāo)準的數(shù)列表中查出，按標(biāo)準轉(zhuǎn)速數(shù)列為：9140，200，280，400，560，800，1120，16002.2.3 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：Y132M1-6 額定功率為 4KW，滿載轉(zhuǎn)速為 960r/min.2.2.4 確定結(jié)構(gòu)式已知 Z= x3b2aa、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=8 級 則 Z=22?對于 Z=8 可分解為：Z=2 1×22×24。綜合上述可得：主傳動部件的運動參數(shù) =140 Z=8 =1.41160max?nmin?2.2.5 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=21×22×24,易知第二擴大組的變速范圍 r=φ (P3-1)x=1.414=3.95〈8 滿足要求，其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖 2-1。圖 2-1 結(jié)構(gòu)網(wǎng) Z=21×22×24102.2.6 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：（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)2.2 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??圖 2-3 主傳動系統(tǒng)圖11（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 第二擴大組傳動比1:1.41 1:2 1:1.41 1.41:1 2：1 2：1代號 Z1Z 'Z 2Z 'Z3Z 'Z4Z ’ Z5 Z5’ Z6Z '齒數(shù) 30 42 24 48 41 58 58 41 33 66 66 332.3 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)％=4.1％n標(biāo) 準 轉(zhuǎn) 速標(biāo) 準 轉(zhuǎn) 速實 際 轉(zhuǎn) 速 ?各級轉(zhuǎn)速誤差n 1600 1120 800 560 400 280 200 140n` 1658 1121.2 798.28 558.6 401.2 280.7 198.8 141.3誤差 2.8％ 4.1％ 2.85％ 3.47％ 1.32％ 0.5％ 1.31％ 2.41％只有一級轉(zhuǎn)速誤差大于 4.1％，因此不需要修改齒數(shù)。12第 3 章 動力計算3.1 帶傳動設(shè)計輸出功率 P=4kw,轉(zhuǎn)速 n1=960r/min,n2=560r/min（1）確定計算功率:按最大的情況計算 P=4kw ,K 為工作情況系數(shù)，查[1]表 3.5. 取 K=1.1pd=kAP=1.1X5=4.4kw（2）選擇 V 帶的型號:根據(jù) pd,n1=960r/min 參考[1] 圖表 3.16 及表 3.3 選小帶輪直徑，查表選擇 A 型 V 帶 d1=90mm（3）確定帶輪直徑 d1,d2小帶輪直徑 d1=90mm驗算帶速 v= d1n1/(60X1000)= X90X1420/(60X1000)=6.69m/s??從動輪直徑 d2=n1d1/n2=1420X90/710=180mm 取 d2=180mm 查[1]表 3.3計算實際傳動比 i=d2/d1=180/90=2（4）定中心矩 a 和基準帶長 Ld[1]初定中心距 a00.7(d1-d2) a0 2(d1+d2))?63 a0 540 取 ao=300mm[2]帶的計算基準長度Ld0≈2a0+ /2(d1+d2)+(d2-d1)2/4a0?≈2x300+ /2(90+180)+(132-90)2/4X300≈650mm查[1]表 3.2 取 Ld0=630mm[3]計算實際中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=300+(630-650)=290mm[4]確定中心距調(diào)整范圍amax=a+0.03Ld=290+0.03X630=308.9mmamin=a-0.015Ld=290-0.015X630=280.55mm（5）驗算包角: 1=1800-（d 2-d1）/aX57.3 0=1800-(180-90)/290X57.30=17201200?13（6）確定 V 帶根數(shù)：確定額定功率：P 0由查表并用線性插值得 P0=0.15kw查[1]表 37 得功率增量 P0=0.13kwA查[1]表 38 得包角系數(shù) K =0.99?查[1]表 3 得長度系數(shù) Kl=0.81確定帶根數(shù)：Z=P /｛（P +△P ）×K ×K ｝C0?L=3.65/(1.05+0.13)X0.99X0.81=2.89 取 Z=33.2 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=248.2r/min，jmin)13/(??z取280 r/min。(2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 軸2=400 r/min，軸1=560r/min。（2）確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。Ⅱ軸共有 3 級轉(zhuǎn)速：560r/min、400 r/min。若經(jīng)傳動副 Z / Z 傳動主軸，則只有 560r/min 傳遞全功率；若經(jīng)傳動副 Z / Z 傳動主軸，全6' 5'部傳遞全功率，其中 125r/min 是傳遞全功率的最低轉(zhuǎn)速， 故其計算轉(zhuǎn)速 nⅡ j=400 r/min；Ⅰ 軸有 1 級轉(zhuǎn)速，且都傳遞全功率，所以其計算轉(zhuǎn)速 nⅠ j=280 r/min。各計算轉(zhuǎn)速入表 3-1。表 3-1 各軸計算轉(zhuǎn)速（3） 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。齒輪 Z 裝在主軸上其中只有 280r/min 傳遞全功率，'6故 Z j=280 r/min。'6依次可以得出其余齒輪的計算轉(zhuǎn)速，如表 3-2。軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計算轉(zhuǎn)速 r/min 560 400 28014表 3-2 齒輪副計算轉(zhuǎn)速序號 Z1Z 2Z3Z `4Z5n j560 400 400 280 2803.3 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。根據(jù) 和 計算齒輪模數(shù)，根據(jù)其中較大值取相近的標(biāo)準模數(shù)：jmw=16338 =16338 mmj321][)(jjnuzP???????3213JmsniZKu????——齒輪的最低轉(zhuǎn)速 r/min；N——頂定的齒輪工作期限，中型機床推存： =15～20T T——轉(zhuǎn)速變化系數(shù)； nk——功率利用系數(shù)；N——材料強化系數(shù)。 q——（壽命系數(shù)）的極值skmaxinssk，齒輪等轉(zhuǎn)動件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數(shù) m 和基準順環(huán)次數(shù) C0——工作情況系數(shù)。中等中級的主運動： 1——動載荷系數(shù)；2k——齒向載荷分布系數(shù)；3——齒形系數(shù)； Y根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)公式為： 式中：N——計算齒輪轉(zhuǎn)動遞的額定功率 N=? dwNk——計算齒輪（小齒輪）的計算轉(zhuǎn)速 r/minjn15——齒寬系數(shù) ,m?mb/??8Z1——計算齒輪的齒數(shù)，一般取轉(zhuǎn)動中最小齒輪的齒數(shù)：——大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比， = ；（+）用于外嚙合， （-）號用i i12?Z于內(nèi)嚙合： 命系數(shù)； sTNnqkk?：：工作期限 ， = ； TTmCn06= =3.49Tk接 310256?= =1.8T彎 96=0.84 =0.58 nknk接=0.90 =0.55 =0.72 彎 q接 qk彎=3.49 0.84 0.58 0.55=0.94sk接 ??=1.8 0.84 0.90 0.72=0.99 時，取 = ，當(dāng) 時，取 = ；s?minskmaxskminskmin= =0.85 =1.5； kax1=1.2 =1 =0.378 23Y許用彎曲應(yīng)力，接觸應(yīng)力，( )paM=354 =1750 ??W?pa??J?6 級材料的直齒輪材料選；20 熱處理 S-C59irTC3=16338 mmjm????213JmsniZK????=16338 =2.6 mm j3 22705.04849.5. ??=275 mmw??313wcMsnNK????16=275 =2.2mm33547108.0246.2.51??根據(jù)標(biāo)準齒輪模數(shù)系數(shù)選用模數(shù)為:主軸齒輪模數(shù)為 3.5，傳動軸齒輪模數(shù) m=2.5，中間軸齒輪模數(shù) m=3; 根據(jù)有關(guān)文獻，也為了便于統(tǒng)一，在這里傳動齒輪統(tǒng)一取 m=3.5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) 30 42 24 48分度圓直徑 105 147 84 168齒頂圓直徑 108.5 150.5 87.5 171.5齒根圓直徑 100.6 142.6 79.6 163.6齒寬 24.5 24.5 24.5 24.5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：組號 基本組 第一擴大組 第二擴大組模數(shù) mm 3.5 3.5 3.517??wswMPaBYnzmNK?????)(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）. =500（r/min）;jnjm-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=3.5（mm）;B----齒寬（mm）;B=25（mm）;z----小齒輪齒數(shù)；z=19;u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2.78;-----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）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 1K18Y------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）第一擴大組齒輪計算。擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z3 Z3` Z4 Z4`齒數(shù) 41 58 58 41分度圓直徑 143.5 203 203 143.5齒頂圓直徑 150.5 210 210 150.5齒根圓直徑 134.75 194.25 194.25 134.75齒寬 28 28 28 28（4）第二擴大組齒輪計算。擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z5 Z5` Z6 Z6`齒數(shù) 66 33 33 66分度圓直徑 231 115.5 231 115.5齒頂圓直徑 234.5 119 234.5 119齒根圓直徑 226.6 111.12 226.6 111.12齒寬 28 28 28 2819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：d=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203.5 主軸合理跨距的計算由于電動機功率 P=4kw，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.mnP904設(shè)該機床為車床的最大加工直徑為 240mm。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 75%，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?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(dāng)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??最小軸徑 mm 35 4021查【1】圖 3-38 得 =2.0，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距 =120×2.0=240mmal0 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 × ×??×??III軸選擇鍵規(guī)格：BXL=14X90 4.4 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。22第 5 章 校核5.1 主軸合理跨距的計算設(shè)機床最大加工回轉(zhuǎn)直徑為?380mm,電動機功率P=4kw，,主軸計算轉(zhuǎn)速為140r/min。已選定的前后軸徑為: 定懸伸量a=85mm。162dm?1(0.7~85)dm?軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩:＝???????? 63.79.50=54N??設(shè)該車床的最大加工直徑為 380mm。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 45%，即 180mm，故半徑為 0.09m；切削力（沿 y 軸） F c=250.346/0.09=2781N背向力（沿 x 軸） F p=0.5 Fc=1390N總作用力 F= =3109N2pC?此力作用于工件上，主軸端受力為 F=3109N。先假設(shè) l/a=2，l=3a=255mm。前后支承反力 RA和 RB分別為RA=F× =3109× Nla?852415??23RB=F× =3109× Nla8510362?根據(jù)《機械系統(tǒng)設(shè)計》得： =3.39 得前支承的剛度：K A= rK1.0F8.La0.91.()cosiz?1376.69 N/ ；K B= 713.73 N/ ； = =1.93m?m?BA376.主軸的當(dāng)量外徑 de=(85+65)/2=75mm，故慣性矩為I= =1.55×10-6m440.756??η= = =0.383aKEA16325098??查《機械系統(tǒng)設(shè)計》圖 得 =2.5，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距al0=85×2.5=212.5mm0l合理跨距為（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=250mm。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=85mm，后軸徑 d=55mm。后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。5.2 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]=15000h24L10h= × = × = h≥[L 10h]n1670?)PC(180673)28.10(?367.10()284.9524??=15000h軸承壽命滿足要求。結(jié) 論經(jīng)過課程設(shè)計，使我和同伴對機械系統(tǒng)設(shè)計這門課當(dāng)中許多原理公式有了進一步的了解，并且對設(shè)計工作有了更深入的認識。懂得了理論和實踐同等重要的道理。理論能指導(dǎo)實踐，使你能事半功倍，實踐能上升成為理論，為以后的設(shè)計打下基礎(chǔ)。 從校門走出后,一定要重視實踐經(jīng)驗的積累,要多學(xué)多問。把學(xué)校學(xué)習(xí)的專業(yè)知識綜合的應(yīng)用起來，這非常重要。體會到把技術(shù)搞好就必須安心的學(xué)習(xí)，虛心向別人請教，耐心的對待每一個問題，不放過任何一個自己遇到的問題，要善于發(fā)現(xiàn)問題。在設(shè)計過程中，我們得到了老師們的精心指導(dǎo)和幫助，在此表示衷心的感謝！由于我們的經(jīng)驗尚淺，知識把握不熟練，設(shè)計中定有許多地方處理不夠妥當(dāng)，有些部分甚至可能存在錯誤，希望老師多提寶貴意見。25參考文獻1段鐵群.《機械系統(tǒng)設(shè)計》.科學(xué)出版社；2.于惠力，向敬忠，張春宜.《機械設(shè)計》.科學(xué)出版社；3.潘承怡，蘇相國. 《機械設(shè)計課程設(shè)計》 ，哈爾濱理工大學(xué)；4.戴署.《金屬切削機床設(shè)計》.機械工業(yè)出版社；5.陳易新， 《金屬切削機床課程設(shè)計指導(dǎo)書》 ； 261寧XX 大學(xué)課 程 設(shè) 計 (論 文 )中型普通車床主軸箱設(shè)計（題目 37）所 在 學(xué) 院專 業(yè)班 級姓 名學(xué) 號指 導(dǎo) 老 師年 月 日2摘 要設(shè)計機床得主傳動變速系統(tǒng)時首先利用傳動系統(tǒng)設(shè)計方法求出理想解和多個合理解。根據(jù)數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)及主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性要求，分析了機電關(guān)聯(lián)分級調(diào)速主傳動系統(tǒng)的設(shè)計原理和方法。從主傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)網(wǎng)入手，確定最佳機床主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性匹配方案，計算和校核相關(guān)運動參數(shù)和動力參數(shù)。本說明書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(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 分級變速；傳動系統(tǒng)設(shè)計,傳動副，結(jié)構(gòu)網(wǎng)，結(jié)構(gòu)式，齒輪模數(shù)，傳動比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 61.3.1 課程設(shè)計題目和主要技術(shù)參數(shù) 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 擬定參數(shù)的步驟和方法 .82.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin .82.2.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速 .82.2.3 主電機功率—— 動力參數(shù)的確定 .92.2.4 確定結(jié)構(gòu)式 92.2.5 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 92.2.6 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 102.2 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 102.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 11第 3 章 動力計算.123.1 帶傳動設(shè)計 123.2 計算轉(zhuǎn)速的計算 133.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 143.4 傳動軸最小軸徑的初定 193.5 主軸合理跨距的計算 205第 4 章 主要零部件的選擇.214.1 軸承的選擇 214.2 鍵的規(guī)格 214.4 變速操縱機構(gòu)的選擇 .21第 5 章 校核.225.1 主軸合理跨距的計算 .225.2 軸承壽命校核 23結(jié) 論.24參考文獻.256第 1 章 緒論1.1 課程設(shè)計的目的課程設(shè)計是在學(xué)完本課程后，進行一次學(xué)習(xí)設(shè)計的綜合性練習(xí)。通過課程設(shè)計，使學(xué)生能夠運用所學(xué)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(xí)等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學(xué)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(xué)習(xí)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(biāo)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(xué)生設(shè)計能力的目的。通過設(shè)計，使學(xué)生獲得機械系統(tǒng)基本設(shè)計技能的訓(xùn)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1.3.1 課程設(shè)計題目和主要技術(shù)參數(shù)題目：中型普通車床主軸箱設(shè)計7題目 37 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)最低轉(zhuǎn)速nmin( )mir電機功率N（kw） 公比 ?轉(zhuǎn)速級數(shù) Z380 140 4 1.41 88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)最低轉(zhuǎn)速nmin( )mir電機功率N（kw） 公比 ?轉(zhuǎn)速級數(shù) Z380 140 4 1.41 82.2 擬定參數(shù)的步驟和方法2.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：允許的切速極限參考值如下：表 1.1加 工 條 件 Vmax(m/min) Vmin(m/min)硬質(zhì)合金刀具粗加工鑄鐵工件 30～50硬質(zhì)合金刀具半精或精加工碳鋼工件150～300螺紋加工和鉸孔 3～82.2.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速計算車床主軸極限轉(zhuǎn)速時的加工直徑，則主軸極限轉(zhuǎn)速應(yīng)為結(jié)合題目條件，取標(biāo)準數(shù)列數(shù)值，=140r/minmin取 41.??依據(jù)題目要求選級數(shù) Z=8， =1.41=1.065考慮到設(shè)計的結(jié)構(gòu)復(fù)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(biāo)準的數(shù)列表中查出，按標(biāo)準轉(zhuǎn)速數(shù)列為：9140，200，280，400，560，800，1120，16002.2.3 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：Y132M1-6 額定功率為 4KW，滿載轉(zhuǎn)速為 960r/min.2.2.4 確定結(jié)構(gòu)式已知 Z= x3b2aa、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=8 級 則 Z=22?對于 Z=8 可分解為：Z=2 1×22×24。綜合上述可得：主傳動部件的運動參數(shù) =140 Z=8 =1.41160max?nmin?2.2.5 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=21×22×24,易知第二擴大組的變速范圍 r=φ (P3-1)x=1.414=3.95〈8 滿足要求，其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖 2-1。圖 2-1 結(jié)構(gòu)網(wǎng) Z=21×22×24102.2.6 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：（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)2.2 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??圖 2-3 主傳動系統(tǒng)圖11（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 第二擴大組傳動比1:1.41 1:2 1:1.41 1.41:1 2：1 2：1代號 Z1Z 'Z 2Z 'Z3Z 'Z4Z ’ Z5 Z5’ Z6Z '齒數(shù) 30 42 24 48 41 58 58 41 33 66 66 332.3 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)％=4.1％n標(biāo) 準 轉(zhuǎn) 速標(biāo) 準 轉(zhuǎn) 速實 際 轉(zhuǎn) 速 ?各級轉(zhuǎn)速誤差n 1600 1120 800 560 400 280 200 140n` 1658 1121.2 798.28 558.6 401.2 280.7 198.8 141.3誤差 2.8％ 4.1％ 2.85％ 3.47％ 1.32％ 0.5％ 1.31％ 2.41％只有一級轉(zhuǎn)速誤差大于 4.1％，因此不需要修改齒數(shù)。12第 3 章 動力計算3.1 帶傳動設(shè)計輸出功率 P=4kw,轉(zhuǎn)速 n1=960r/min,n2=560r/min（1）確定計算功率:按最大的情況計算 P=4kw ,K 為工作情況系數(shù)，查[1]表 3.5. 取 K=1.1pd=kAP=1.1X5=4.4kw（2）選擇 V 帶的型號:根據(jù) pd,n1=960r/min 參考[1] 圖表 3.16 及表 3.3 選小帶輪直徑，查表選擇 A 型 V 帶 d1=90mm（3）確定帶輪直徑 d1,d2小帶輪直徑 d1=90mm驗算帶速 v= d1n1/(60X1000)= X90X1420/(60X1000)=6.69m/s??從動輪直徑 d2=n1d1/n2=1420X90/710=180mm 取 d2=180mm 查[1]表 3.3計算實際傳動比 i=d2/d1=180/90=2（4）定中心矩 a 和基準帶長 Ld[1]初定中心距 a00.7(d1-d2) a0 2(d1+d2))?63 a0 540 取 ao=300mm[2]帶的計算基準長度Ld0≈2a0+ /2(d1+d2)+(d2-d1)2/4a0?≈2x300+ /2(90+180)+(132-90)2/4X300≈650mm查[1]表 3.2 取 Ld0=630mm[3]計算實際中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=300+(630-650)=290mm[4]確定中心距調(diào)整范圍amax=a+0.03Ld=290+0.03X630=308.9mmamin=a-0.015Ld=290-0.015X630=280.55mm（5）驗算包角: 1=1800-（d 2-d1）/aX57.3 0=1800-(180-90)/290X57.30=17201200?13（6）確定 V 帶根數(shù)：確定額定功率：P 0由查表并用線性插值得 P0=0.15kw查[1]表 37 得功率增量 P0=0.13kwA查[1]表 38 得包角系數(shù) K =0.99?查[1]表 3 得長度系數(shù) Kl=0.81確定帶根數(shù)：Z=P /｛（P +△P ）×K ×K ｝C0?L=3.65/(1.05+0.13)X0.99X0.81=2.89 取 Z=33.2 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=248.2r/min，jmin)13/(??z取280 r/min。(2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 軸2=400 r/min，軸1=560r/min。（2）確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。Ⅱ軸共有 3 級轉(zhuǎn)速：560r/min、400 r/min。若經(jīng)傳動副 Z / Z 傳動主軸，則只有 560r/min 傳遞全功率；若經(jīng)傳動副 Z / Z 傳動主軸，全6' 5'部傳遞全功率，其中 125r/min 是傳遞全功率的最低轉(zhuǎn)速， 故其計算轉(zhuǎn)速 nⅡ j=400 r/min；Ⅰ 軸有 1 級轉(zhuǎn)速，且都傳遞全功率，所以其計算轉(zhuǎn)速 nⅠ j=280 r/min。各計算轉(zhuǎn)速入表 3-1。表 3-1 各軸計算轉(zhuǎn)速（3） 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。齒輪 Z 裝在主軸上其中只有 280r/min 傳遞全功率，'6故 Z j=280 r/min。'6依次可以得出其余齒輪的計算轉(zhuǎn)速，如表 3-2。軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計算轉(zhuǎn)速 r/min 560 400 28014表 3-2 齒輪副計算轉(zhuǎn)速序號 Z1Z 2Z3Z `4Z5n j560 400 400 280 2803.3 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。根據(jù) 和 計算齒輪模數(shù)，根據(jù)其中較大值取相近的標(biāo)準模數(shù)：jmw=16338 =16338 mmj321][)(jjnuzP???????3213JmsniZKu????——齒輪的最低轉(zhuǎn)速 r/min；N——頂定的齒輪工作期限，中型機床推存： =15～20T T——轉(zhuǎn)速變化系數(shù)； nk——功率利用系數(shù)；N——材料強化系數(shù)。 q——（壽命系數(shù)）的極值skmaxinssk，齒輪等轉(zhuǎn)動件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數(shù) m 和基準順環(huán)次數(shù) C0——工作情況系數(shù)。中等中級的主運動： 1——動載荷系數(shù)；2k——齒向載荷分布系數(shù)；3——齒形系數(shù)； Y根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)公式為： 式中：N——計算齒輪轉(zhuǎn)動遞的額定功率 N=? dwNk——計算齒輪（小齒輪）的計算轉(zhuǎn)速 r/minjn15——齒寬系數(shù) ,m?mb/??8Z1——計算齒輪的齒數(shù)，一般取轉(zhuǎn)動中最小齒輪的齒數(shù)：——大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比， = ；（+）用于外嚙合， （-）號用i i12?Z于內(nèi)嚙合： 命系數(shù)； sTNnqkk?：：工作期限 ， = ； TTmCn06= =3.49Tk接 310256?= =1.8T彎 96=0.84 =0.58 nknk接=0.90 =0.55 =0.72 彎 q接 qk彎=3.49 0.84 0.58 0.55=0.94sk接 ??=1.8 0.84 0.90 0.72=0.99 時，取 = ，當(dāng) 時，取 = ；s?minskmaxskminskmin= =0.85 =1.5； kax1=1.2 =1 =0.378 23Y許用彎曲應(yīng)力，接觸應(yīng)力，( )paM=354 =1750 ??W?pa??J?6 級材料的直齒輪材料選；20 熱處理 S-C59irTC3=16338 mmjm????213JmsniZK????=16338 =2.6 mm j3 22705.04849.5. ??=275 mmw??313wcMsnNK????16=275 =2.2mm33547108.0246.2.51??根據(jù)標(biāo)準齒輪模數(shù)系數(shù)選用模數(shù)為:主軸齒輪模數(shù)為 3.5，傳動軸齒輪模數(shù) m=2.5，中間軸齒輪模數(shù) m=3; 根據(jù)有關(guān)文獻，也為了便于統(tǒng)一，在這里傳動齒輪統(tǒng)一取 m=3.5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) 30 42 24 48分度圓直徑 105 147 84 168齒頂圓直徑 108.5 150.5 87.5 171.5齒根圓直徑 100.6 142.6 79.6 163.6齒寬 24.5 24.5 24.5 24.5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：組號 基本組 第一擴大組 第二擴大組模數(shù) mm 3.5 3.5 3.517??wswMPaBYnzmNK?????)(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）. =500（r/min）;jnjm-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=3.5（mm）;B----齒寬（mm）;B=25（mm）;z----小齒輪齒數(shù)；z=19;u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2.78;-----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）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 1K18Y------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）第一擴大組齒輪計算。擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z3 Z3` Z4 Z4`齒數(shù) 41 58 58 41分度圓直徑 143.5 203 203 143.5齒頂圓直徑 150.5 210 210 150.5齒根圓直徑 134.75 194.25 194.25 134.75齒寬 28 28 28 28（4）第二擴大組齒輪計算。擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z5 Z5` Z6 Z6`齒數(shù) 66 33 33 66分度圓直徑 231 115.5 231 115.5齒頂圓直徑 234.5 119 234.5 119齒根圓直徑 226.6 111.12 226.6 111.12齒寬 28 28 28 2819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：d=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203.5 主軸合理跨距的計算由于電動機功率 P=4kw，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.mnP904設(shè)該機床為車床的最大加工直徑為 240mm。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 75%，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?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(dāng)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??最小軸徑 mm 35 4021查【1】圖 3-38 得 =2.0，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距 =120×2.0=240mmal0 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 × ×??×??III軸選擇鍵規(guī)格：BXL=14X90 4.4 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。22第 5 章 校核5.1 主軸合理跨距的計算設(shè)機床最大加工回轉(zhuǎn)直徑為?380mm,電動機功率P=4kw，,主軸計算轉(zhuǎn)速為140r/min。已選定的前后軸徑為: 定懸伸量a=85mm。162dm?1(0.7~85)dm?軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩:＝???????? 63.79.50=54N??設(shè)該車床的最大加工直徑為 380mm。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 45%，即 180mm，故半徑為 0.09m；切削力（沿 y 軸） F c=250.346/0.09=2781N背向力（沿 x 軸） F p=0.5 Fc=1390N總作用力 F= =3109N2pC?此力作用于工件上，主軸端受力為 F=3109N。先假設(shè) l/a=2，l=3a=255mm。前后支承反力 RA和 RB分別為RA=F× =3109× Nla?852415??23RB=F× =3109× Nla8510362?根據(jù)《機械系統(tǒng)設(shè)計》得： =3.39 得前支承的剛度：K A= rK1.0F8.La0.91.()cosiz?1376.69 N/ ；K B= 713.73 N/ ； = =1.93m?m?BA376.主軸的當(dāng)量外徑 de=(85+65)/2=75mm，故慣性矩為I= =1.55×10-6m440.756??η= = =0.383aKEA16325098??查《機械系統(tǒng)設(shè)計》圖 得 =2.5，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距al0=85×2.5=212.5mm0l合理跨距為（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=250mm。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=85mm，后軸徑 d=55mm。后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。5.2 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]=15000h24L10h= × = × = h≥[L 10h]n1670?)PC(180673)28.10(?367.10()284.9524??=15000h軸承壽命滿足要求。結(jié) 論經(jīng)過課程設(shè)計，使我和同伴對機械系統(tǒng)設(shè)計這門課當(dāng)中許多原理公式有了進一步的了解，并且對設(shè)計工作有了更深入的認識。懂得了理論和實踐同等重要的道理。理論能指導(dǎo)實踐，使你能事半功倍，實踐能上升成為理論，為以后的設(shè)計打下基礎(chǔ)。 從校門走出后,一定要重視實踐經(jīng)驗的積累,要多學(xué)多問。把學(xué)校學(xué)習(xí)的專業(yè)知識綜合的應(yīng)用起來，這非常重要。體會到把技術(shù)搞好就必須安心的學(xué)習(xí)，虛心向別人請教，耐心的對待每一個問題，不放過任何一個自己遇到的問題，要善于發(fā)現(xiàn)問題。在設(shè)計過程中，我們得到了老師們的精心指導(dǎo)和幫助，在此表示衷心的感謝！由于我們的經(jīng)驗尚淺，知識把握不熟練，設(shè)計中定有許多地方處理不夠妥當(dāng)，有些部分甚至可能存在錯誤，希望老師多提寶貴意見。25參考文獻1段鐵群.《機械系統(tǒng)設(shè)計》.科學(xué)出版社；2.于惠力，向敬忠，張春宜.《機械設(shè)計》.科學(xué)出版社；3.潘承怡，蘇相國. 《機械設(shè)計課程設(shè)計》 ，哈爾濱理工大學(xué)；4.戴署.《金屬切削機床設(shè)計》.機械工業(yè)出版社；5.陳易新， 《金屬切削機床課程設(shè)計指導(dǎo)書》 ； 26