最大加工直徑為400mm的普通車床的主軸箱部件設計[4kw140045公比141]

1、院專班學姓機械制造裝備設計課程設計系：業(yè)：機械設計制造及其自動化專業(yè) 級：號：名：指導老師: 日 期:2削w4一. 4二. 普通車床主動傳動系統(tǒng)參數的擬定42.1已知條件42.2車床參數和電動機的選擇52.3確定轉速級數52.4車床的規(guī)格5三. 運那s計63.1擬定傳動方案63.2確定結構式63.3設計結構網73.4確定各軸轉速83.5確定轉速閣93.6確定各變速組傳動副齒輪齒數103.7繪制傳動系統(tǒng)圖13四. 動力設計144.1帶傳動設計144.1.1計算設計功率pd144.1.2選擇帶型154.1.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速164.1.4確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角164.

2、1.5確定帶的根數z184.1.6確定帶輪的結構和尺寸184.1.7確定帶的張緊裝罝184.1.8計算壓軸力184.2齒輪傳動設計204.3軸的設計與校核244.4傳動軸的直徑估算264.5ii軸的結構設計及校核計算284.6主軸設計計算及校核324.7片式摩擦離合器的選擇和計算354.8軸承的選用及校核374.9鍵的選用及校核404.10軸承端蓋設計414.11箱體的結構設計414.12潤滑與密封43總屬4546（ c:ad圖紙）主軸零件圖autocad 圖形 dwg j 177 kbrjm （ cad圖紙）主軸箱剖面圖autocad 圖形 dwg j 180 kb（ cad圖紙）主軸箱s開

3、圖autocad 圖形 dwg j 250 kb（ cad圖紙）鎊速圖和傳動g統(tǒng)圖autocad 圖形 dwg j 167 kb設計說明書microsoft word 97 - 2003 do". 1.49 mb是滅加工 徑為400m m的普通車宋 的主軸箱部件設計4kw , 1400 ,microsoft word 97 - 2003 do."-s-z1刖目該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入手，與 結構式，結構m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

4、進行 傳動軸組件、主軸組件、變速機構、箱體、澗滑、與密封、傳動軸及滑移齒輪零件的 設計，完成設計任務。本次突山了機構設計的要求，在保證機床的基本要求下，根據機床設計的原則擬 定結構式和結構網，對機床的機構進行精簡，力求降低生產成本；主軸和齒輪設i十在 滿足強度要求的同時材料的選擇也應采用折屮的原則，不選擇過商強度的材料從而 造成浪費。設計目的通過機床主運動機械變速傳動系統(tǒng)得結構設訃，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、編寫技水文件 和查閱技術資料等方而的綜合訓練，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

5、算能力。二. 普通車床主動傳動系統(tǒng)參數的擬定2.1己知條件最大加工直徑為0=400111；主軸最高轉速nmax =1400r/min,2.2車床參數和電動機的選擇此經濟型數控車床根據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,電動機具體數據如下表所示：電動機參數表電動機信號額定功率滿載轉速級數同步轉速y112m-44kw1440r/min4級1500r/min2.3確定轉速級數根據任務書提供的條件，可知傳動公比p=1. 41。根據機械制造裝備設計由公式：k'則有：7=1+1igpd >71 400轉速范圍'= = = 31.11 min

6、45由上述綜合可得z = + l = lg31" +1 = 11由此可知機床主軸共有11級。 lg 夕lgl.41因為p=1.41=l.066,根據機械制造裝備設計查表標準數列。首先找到最小極限轉速45,再每跳過5個數（1.261.066 ）取一個轉速，即可得到公比為1.41 的數列：45、63、90、125、180、250、355、500、710、1000、1400 r/min。2.4車床的規(guī)格根據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:車床的主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數表最大加最高轉速最低轉速電機功率公比轉速級數工直徑打max以minp（pzmax(r/min )(r

7、/min)(kw)40014004541.4111三. 運動設計3.1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、性能及經濟性等多方而統(tǒng)一考慮。3.2確定結構式對于z=ll可以按照由z=12然后有一個級別是重復的?？傻茫?2 = 3x2x212 = 2x3x212 = 2x2x3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

8、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 妞，傳動副數少的變速組放在后妞，使主變速傳動系中更多的傳動件在高速范圍內工 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=3x2x2;rfl 12=3x2x2傳動式付得6種結構式和對應的結構網。分別為：12=3,x23x2612=34x2,x2212=32x26x2,12=3,x26x2312=34x22x2,12=32x2,x26依據傳動順序與擴大順序相一致的原則選擇方案為：12

9、= 3,x23x26；3.3設計結構網傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍：在降速傳動吋，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，zmin >1/4,升速傳動吋，為防止產生過大的振動和噪音，常限制最大傳動比斜齒輪比較平穩(wěn)，可取zmax 2«5 ,故變速組的最大變速范圍為tax = zmax "min彡810。檢查變速組的變 速范圍是否超過極限值時，只需檢杳最后一個擴大組。因為其他變速組的變速范圍都 比最后擴大組的小，只要最后擴人組的變速范圍不超過極限值，其他變速纟 11就不會超 過極限值。依據中間軸變速范圍小的原則沒計沒計結構網如t所示：系統(tǒng)

10、結構網圖檢查傳動組的變速范圍時，只檢查最后一個擴大組:r±max = umaxu±min = 2/0.25= 8 r2 =(px-) =1.416(2_,) =7.86<8 10 其中 p = 1.41,x2=6, p2=2 ;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。3.4確定各軸轉速1.分配總降速變速比由電動機轉速& =1440/7min不符合轉速數列標準，因而增加一定比變速副2.確定傳動軸數變速軸軸數=變速組數+定比變速副數+ 1 = 3 + 1 + 1 = 50 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

11、為i、ii、iii、iv （主 軸）。1與ii、ii與iii、iii與iv軸之間的變速組分別設為a、b、c?，F由iv （主軸） 開始，確定i、ii、iii軸的轉速。己知各級轉速如i:1400、 1000、 710、 500、 355、 250、 180、 125、 90、 63、 45、 31.5r/min。先來確定iii軸的轉速變速組0蝕脯動# = 1416 = 8 = l |8w1，顏個糊副的傳動比/c!=l = ±7 _2_£必然是兩個極限值：4>11結合結構式，iii軸的轉速只有一種可能：125、180、250、355、500、710。確定軸ii的轉速變速組b

12、的級比指數為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，可取么= 一 =-軸ii的轉速確定為：355、500、710。z1 （p32.81定軸i的轉速對于軸i，其級比指數為1，可?。篿“i = z-i（l2 =二 ia3 = 一確cp'- 2（p 1.411定軸i轉速為710;電動機與軸i的定變傳動比/ = 1440/710 = 2.03;3.5確定轉速圖1440<r/nin)1000710500355250180125906345<r/nin>3.6確定各變速組傳動副齒輪齒數確定齒輪齒數的原則和要求： 齒輪的齒數和&不應過大；齒輪的齒數和&a

13、mp;過大會加大兩軸之間的中心距，使機床結構龐大，一般推薦么100200. 最小齒輪的齒數要盡可能少；但同時要考慮：最小齒輪不產生根切，機床變速箱中標準直圓柱齒輪，一般最小齒數受結構限制的最小齒輪最小齒數應大于1820;齒輪齒數應符合轉速圖上傳動比的要求：實際傳動比（齒數之比）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，確定齒輪數所造成的轉速誤 差，一般不應超過±10% （爐-1） %,即：-n <±10（ -1）%n理要求的主軸轉速；齒輪傳動實現的主軸轉速；齒輪齒數的確定，當各變速組的傳動比確定以后，可確定齒輪齒數。對于定比傳 動的齒輪齒數可依據機

14、械設u手冊推薦的方法確定。對于變速組內齒輪的齒數，如傳動比是標準公比的整數次方時,變速組a每對齒輪的齒數和及小齒輪的齒數可以從 機械制造裝備設計表3-9中選収。一般在主傳動中，最小齒數應大于1820。采 用三聯滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪之間的齒數關系：三聯滑移齒輪的最大齒輪之間 的齒數差應大于或等于4，以保證滑移是齒輪外圓不相碰。根據表3-4 （機械制造裝備設計主編趙雪松、任小屮、于華）查得傳動組a:由= 1 / 識2 = 1 / 2, aj2 = 1 / ? = 1 /1.41, aj3 =1/1“ =1/（p2 = 1/2 時：s:=57、 60、 63、 66、 69、 72、 75、

15、78ai2 =1/爐=1/1.41 時：s:=63、 65、 67、 68、 70、 72、 73、 77aj3 = 1 /1 時:s=58、 60、 62、 64、 66、 68、 70、 72、 74、 76可取72,于是可得軸i齒輪齒數分別力：24、30、36。于是匕=24/48, ia2 = 30/42, ia3 = 36/36；齒輪ai2ai35,i軸齒數24303672ii軸齒數484236傳動組b:由 = 1 / 識3 = 1 / 2.8，bi2 = 1/1= l/(p3 =1/2.8 時：=69、72、73、76、77、80、81、84、87 bi2 =1/1 時：=70、72

16、、74、76、78、80、82、84、86可取=84,于是可得軸11上雙聯齒輪的齒數分別為：22、42。于是么=22/62,42/42,得軸iii上兩齒輪的齒數分別為：62、42。齒輪szii軸齒數224284iii軸齒數6242傳動組c:查表 8-1, ci = 1 / 4, ic2 = 1.41cn =1/4吋：84、85、89、90、94、95/c2=o2 時：s,=72、75、78、81、84、87、89、90取叉=90.=1/4為降速傳動，取軸iu齒輪齒數為18; 1=1.41為升速傳動，取軸iv齒輪齒數為30。于是得q =18/72, g =53/37;齒輪數裾如下表所示：齒輪c/

17、1ci2iii軸齒數185390iv軸齒數72373.7繪制傳動系統(tǒng)圖q>01 oo i四. 動力設計4.1帶傳動設計輸出功率 p=4kw，轉速 n 1=144（）r/min,n2= 1 ooor/min4.1.1計算設計功率pd kaped表4工作情況系數尺4工作機原動機i類ii類一天工作時間/h<1010 16>16<1010 16>16載荷平穩(wěn)液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（幺7.5bv ）;離心式壓縮機；輕型運輸機1.01.11.21.11.21.3載荷變動小帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（7,5/）;發(fā)電機；旋轉式水栗；金屬切削機床；剪床；

18、壓力機；印刷機；振動篩1.11.21.31.21.31.4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；1.21.31.41.41.51.6紡織機械載荷變動很大破碎機（旋轉式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機1.31.41.51.51.61.8根裾v帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時），查機械設計p296表4,取 ka=1丄即 6 = kaped = 1.1x4hv = 4.4kw4.1.2選擇帶型普通v帶的帶型根據傳動的設計功率pd和小帶輪的轉速nl按機械設計p297圖 13-11選取。.ss3/5 銦拡翁e01.25 23.1

19、55812.5 20 31.5 5080125 20011.6 2.546.3101625 4063100 160 250計兌功率/v(kw)根據算出的pd=4.4kw及小帶輪轉速n, = 1440r/min，査圖得:山=80100可知應選取a型v帶4.1.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速由機械設計1、8表13 7查得，小帶輪基準直徑為80100mm 貝!）取 ddi=100mm> d<kin. =75 mm （ck 根據 p2% 表 13-4 查得）表3 v帶帶輪最小基準直徑</min槽型yzabcde/min205075125200355500d 1440c=1mfxl.4

20、4=144mm由機械設計p295表13-4查“v帶輪的基準直徑”，得<2=140mm雜傳動比:=曝性湖i -i1 44-1 421.44誤差i = -x 100% = xl00% = 2.04% <5% 符合要求#、士 7id,xn ;rxl00xl440，,帶速 v= = 7.43m/560x100060x1000滿足5m/s<v<25"30m/s的要求，故驗算講速合適。4.1.4確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角由式 0.7 (么 +< 6/0 < 2(,可得 0.7 (100+140) <6zo<2 (100+140)即 1

21、68s 6/0 <480，選取 =300mm所以有：ldo= 2rto +)十(""2d(l'、24amm二 2x300 + -(100+140) + (i4°-|00) 24x300=1022mm由機械設計1)2的表13 2查得ld=1000mm.,l, l,1022 1000實際中心距 a+ = 300+= 31 lmm° 2 2a, =180°-57.3"xd-d =180"-57.3"x 140 100 = 172.63°120" 1a311符合要求。表4.包角修正系數包角

22、q22021020019018015017016014013012011010090ka1.201. 151. 101.051.000. 920.980.950. 890. 860. 820. 780. 730.68表5.彎曲影響系數a；帶型z0.2925x1 o'3a0.7725xl(r3b1.9875xlo3c5.625x10-3d19.95xl0-3e37.35 x io-34.1.5確定帶的根數z査機械設計手冊，取pfo. 35kw，ap,=o. 03kw 由機械沒計p挪表138查得，取ka=0.95 由機械設計pm表132查得，kl=1.16p4 4貝1j帶的根數z =:=

23、3( + xp'、kakl (0.35 + 0.03) x 0.95 x 1 16所以z取整數為3根。4.1.6確定帶輪的結構和尺寸根據v帶輪結構的選擇條件，電機的主軸直徑為d-28mm；由機械設計p293 , “v帶輪的結構”判斷:當3d<d,u(90mm)<300mm,可采用h型孔板式或者p型輻板式帶輪，這次選擇h型孔板式作為小帶輪。由于dd2300mm,所以宜選用e型輪輻式帶輪?？傊л嗊xh型孔板式結構，大帶輪選擇e型輪輻式結構。帶輪的材料：選用灰鑄鐵，ht200。4.1.7確定帶的張緊裝置選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。4.1.8計算壓軸力由機

24、械設計p303表13 12查得，a型帶的初拉力f0=117.83n，上而已得,f = 2zf sin =2 x 4 x 117.83x sin 172,63 n=940.72n到&=172.63o, z=4,貝ij l22對帶輪的主要要求是質量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表而加工精度要 高，以減少帶的磨損。轉速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內應力要小，帶輪巾輪緣、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，川以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通v帶兩側面間的夾角是 40° ,為了適應v帶在帶輪上彎曲吋截面變形而使楔角減小

25、，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，是帶輪與軸的聯接部分。屮間部分稱為輪幅（腹板）， 用來聯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）* 1u!_ 1麵4rd項目符號槽型yzabcde基準寬度bp5.38. 511.014.019.027.032.0基準線上槽深h ami n1.62.02.753.54.88. 19.6基準線下槽深h fmin4.77.08.710.814.319.923.4槽間距e8 ±

26、; 0. 312土0. 315土0. 319土0.425.5 ±0. 537土0.644.5土0.7第一槽對稱而至端面的距離f min67911. 5162328最小輪緣厚55.567.5101215帶輪寬bb =( z -1) e + 2 fz 一輪槽數外徑da輪槽角32。對應的基準直徑d d60一一一一一34。一< 80118190< 315一36o60一一一一< 475c 60038。一> 80> 118> 190> 315> 475> 600極限偏差± 1±0.5v帶輪按腹板(輪輻)結構的不同分為以下幾

27、種型式：(1) 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd<(2. 53)d時)，如閣7 -6a。(2) 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd彡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) 楠圓輪轄帶輪:用于尺寸大的帶輪(dd> 500mm時)，如圖7-6d。(a)(b)(c)(d)圖7-6帶輪結構類型根據設計結果，可以得出結論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖(a)，大帶輪選擇腹板帶 輪如圖(b)4.2齒輪傳動設計1.確定模數： (1) 1-11軸:按齒輪垮曲疲勞計算:777. > 32;zxnj其中：為大齒輪的計算轉

28、速;z為大齒輪齒數;由以上計算可知：p =3.8kw；in > 32j=323；3,8= 1.94zxrij48x355按齒而點蝕計算:“370，=370喝=81.54;耳又纖由中心距a及齒數計算模數:9 49 vr?z, + z2 72m: =- = = 2.28 圓整為 m;=3;模數m取1和屮較大值。故第一變數組齒輪模數因取m=3;ih11軸按齒輪巧曲疲勞計算.32iz x uj其中：為大齒輪的計算轉速z為大齒輪齒數;z x n-62x125按齒血點蝕i十算:>1 > 3703= 3703/ = 113.9 ；取 a=114;1251+1中心距a及齒數計算模數:9 4丨

29、 14m. =- = - = 251圓整為 m;=3.0;.!z, + z84模數m収mu，和屮較大值。故笫一變數組齒輪模數因収ni=3. 0; iii - iv 軸:按齒輪彎曲疲勞1十算:in > 32szxnj其中：為大齒輪的計算轉速;z為大齒輪齒數；由以上計算可知：=3.51kw；in >32=32jj 3-51 = 2.60z x ftj72x90按齒而點蝕計算:x > 3703= 37033.5190"124.4;取 a=125由中心距a及齒數計算模數:2x125 = 2>78z, + z2 90變速組1-11 軸ii -iii 軸iii-1v 軸模

30、數m3342. 確定齒寬：巾公式s =（pmm（pm =5-10； m為模數）得：第一套嚙合齒輪# = （510）x3二1530mm第二套咄合齒輪= （510）x3 = 1530mm第三套嚙合齒輪flin = （510）x4 = 2040mm一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產生軸向錯位時導致咄合齒寬減小 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：準齒輪參數：漢=20度，= 1, c* = 0.25 從機械原理表5-1查得以下公式齒頂圓直徑 =（z, +2/z）m;齒根圓直徑 =（z, -2/i；-2c*）m；分度圓直徑d - mz ；齒頂高=

31、 hm ；齒根高 hf = （hw）m 齒輪的具體值見下表：模數齒數齒寬分度圓直徑齒頂圓直徑紇齒根圓直徑齒頂尚ha齒根高hf33624108114100.533. 753624108114100.52424727864.54824144150136.53024909682. 54224126132118.532224667258.533. 754224126132118.56224186192178. 54224126132118.541824728062455324212220202722428829627837241481561384.確定軸間屮心距：6/卜n = +4) _ 108(/7

32、7772);iii-vl= 72 + 288 2-=180(/72/77)；4.3軸的設計與校核(1) 確定主軸的計算轉速:巾轉速圖付知：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,nvi = 112.5r/min 取值 nvl = 125r/ min同理可得各傳動軸的計算轉速:軸iiiiiiiv計算轉速r/min1000500180125（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180r/min; 53/37只 需計算z = 37的也輪，計算轉速為180r/min；傳動組b計算z = 22的齒輪，計算轉速為355r/min;傳動組a應

33、計算z = 24的齒輪，計算轉速為710r/min。（3）核算主軸轉速誤差：=1440x126/256x42/42x42/42x57/37 = 1417.5r/min= 1400/7 min實打標> x 100% = （1417.5-1400） xi00% 二 1.25% < 5%八標1400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：" 0,96軸承傳動效率：= °-99齒輪傳動效率：= 0,97 則有各傳動軸傳遞功率計算如下：px = p（湖2 = 4x0.96x0.99 = 3.80娜/? = 4x0.96x0.992 x0.97 =

34、 3.65kwpin = pdr/« =4x0.96x0.993x0.972 =3.5lkw p,v = pd« = 4x 0.96x 0.994 x0.973 = 331 kw(5)計算各軸的輸入轉矩：由機械原理可知轉矩計算公式為：1=9550x4p4r9550x = 9550x = 26.53(a,.,)t =9550x9550xq-96x0_99=5111000500tl =9550x9 例 x4xq.96x.°.992x°.97 =98.2 輯.叫1807；,= 9550xl< = 9550x4x0.96x0.99-x0.97-=臘叫義叫t

35、vl= 9550xm = 9550x4x0.96x0.99-x0.97-=卻單 m) n125以上計©數據總結如下:傳動軸電機軸iiiiiiiv傳動功率kw43.83.653. 513. 37傳遞轉矩n m26. 5351. 1398.21267. 84357. 234.4傳動軸的直徑估算當軸上有鍵槽時，d值應相應增大45%;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b, b值見機械沒計手冊表7-12。 i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.根據以上原則各軸的直徑取值：a. i軸的設計計算：(1)

36、選擇軸的材料由文獻1屮的表11-1和表11-3選用45號鋼，調質處理，硬度217225hbs , <7 - il = 55mpa (jh = 650mpa (ts = 360mpa99q(2) 按扭矩初算軸徑根據文獻1中式(11-2)，并查表11-2,取0115，則d>c= 20.12mmv n考慮有鍵槽糊承，軸加大5%: d = (1 + 5%)x20.12 = 21.12zwzw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，調質處理，硬度217225hbs ,-'1 = 55mpa (jh = 650mpa

37、 (7s = 360mpa(2) 按扭矩初算軸徑根據文獻1中式(11-2),并查表11-2，取0115，則d > cl = 25mmv n考慮有鍵槽，軸加大5%:= 0 + 5%)x 25 = 26.25mzn所以取最小d=30mmc. ill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，調質處理，硬度o'-i = 55mpa (jh = 650mpa (7 s = 360mpa贅，o(2) 按扭矩初算軸徑根據文獻1屮式(11-2),并查表11-2，取0115，則d> qz=1 15x3/11 = 34.95mm v nv 125有鍵槽和

38、軸承，軸加大5%: = (1+5%)x34.95 = 36.70畫；取d=38mm. 根據以上計算各軸的直徑取值如k表示：軸1軸u軸m軸最小軸徑值2230384.5 ii軸的結構設計及校核計算(1)確定軸各段直徑和長度：一ocoe221.21 *.260.段：安裝圓錐滾子軸承，d = 30 mm ； lx - 21 mm ；l2段：安裝兩個個雙聯齒輪塊，同時利用軸肩定位軸承，由軸肩計算公式h = (0.07 0.1)d = (0.07 0.1) x 30 = 2.1 3(mm )t2 =98.21 畿 d6 = mz 二 3 x 42 l6j. - 105mm； l6/fci = ill mm

39、；求圓周力：2td;徑向力盡=tan夕;2t 2x982101558.89 履;d 126 fr6 = ft tan 5 = 1558.89 x tan 20 = 567.39跳 272x98210662976.06勝;fr8 = ft tan (i = 2976.06x tan 20 = 1083.20a7v;軸承支反力:f-f+ u齒輪6對軸的支反力：盡左廠,右=ftl(l + lh乙al(l+lb= 1558.89x= 1558.89x177105 + 177105105 + 177= 978.45 跳=580.44aw;所以取= 36 mm ；有結構確定 l2 = 260 mm ；l3

40、段：安裝圓錐滾子軸承，= 30 ztizti ; l3 =21 mm ；(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數據如下:t2 =9s.21kn；=126 yyiyyi ； 8 3 x 22 66/nzrz；l妨=250mm；= 32mm；齒輪8對軸的支反力:+ h a,2976.06 x2976.06 x32250 + 3225032 + 250337.71 勝;2638.35aw;垂直面的彎矩：齒輪6: mc2 = la ft, = 105x978.45 = 102737.25m 齒輪8: mc2 = la ft = 32x2638.35 = 84427.2職由

41、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：ft右=f,r la + lb= 567.39x= 567.39x177105 + 177105105 + 177= 356.13 勝;=211.26m水平而彎矩：mc = la fr/r. = 105 x356.13 = 37393.65kn；合成彎矩：mc“mci2 + mc22=a/37393 .65 2 + 102737 .25 2 = 109330 .81 aw ;己知轉矩為：7 = 98.21 aw;轉矩產生的剪力按脈動循環(huán)變化，取漢= 0.6;截 而c處的當s彎矩：m cc = y/m c2

42、 + (at)2 = 124199 .43 kn ;校核危險截面c的強度= mcc /(o.lj6)=124199 .43 + (o.lx 363) = 26 .62 kn < cr_ = 55 mpa ；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，經檢驗，傳動軸設計均符合要求。轉矩圖2824.6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(xiāng)。,勵.人22dr攀一 t ti-1 -l-|-1.l1okwj1. 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7。一般按照機床類型、主軸傳遞的功率或最大加工直

43、徑，參考表3-7選取di。最大冋轉直 徑400mm車床，p=4kw查機械制造裝備設計表3_7，前軸頸應 d' = 70 105 ,初選 m =90畫,后軸頸 d2 = (0.6 0.85)7),取 d7 = 60mm-o2. 主軸內孔直徑的確定：很多機床的主軸是空心的，為丫不過多的削主軸剛度，一般應保證d/d <0. 7o£>, +d,90 + 60d = = 15 mm2 2取 dx(0.55-0.6).經計算選取內孔直徑d=40mmo3. 主軸前端伸長量a:減小主軸前端仲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

44、的前提下，應最大限度的縮短主軸懸伸量a。根據結構，定懸伸長度 67 = (0.6 1.25)x90 = 54 112.5m 9取a二100醐。4. 支撐跨距l(xiāng):最佳跨距()=口 3.5)6/ = 200 350 ;取值= 300mm 合理跨距乙=(0.75 3.5)“ = 225 1050mm ;取值=600mm y5. 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。只冇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

45、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。考慮動態(tài)因素的計算方法，如根據部產生 切削顫動條件來確定主軸組件剛度，計算較為復雜?，F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；驗算內容有兩項：其一，驗算主軸前支撐處的 變形轉角0，是否滿足軸承正常工作的要求；蘇二，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

46、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，可將前屮支距當做兩支撐的之距計算,中后支撐段主軸不計。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。主軸在某一平面內的受力情況如圖:在近似計算中可不計軸承變形的影響，則該平而內主軸前支撐處的轉 角用下式計算；3eifcil q.s

47、qbc h) a/ 4 £ + a/乙 lfcil(q.5qbc( + -) + l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） o則：s = 120 + 0.4x200 = 200mmf = -f = 120 + 80 x3?322 = 6220.33?v120主軸慣性矩/ = 0.05«4-/4)式中：f-主軸傳遞全部功率時，作用于主軸端部的當量切削力（w）;（?-主軸傳遞全部功率時，作用丁主軸上的傳動力（a0;m-軸向切削力引起力偶矩（/v<nz），若軸向切削力較?。ㄈ畿嚧?、磨床），m可忽略不

48、計; 主軸前支撐反力矩；支撐反力系數；a -主軸s仲景（cm）；l. b、c-主軸有關尺寸（cm）;£-主軸材料的彈性模蛍（從/么），鋼e = 2.1x107a/ptz;主軸當量外徑（cm）,l-主軸支撐段的慣性矩（cw4）;/ = （p4-j4）;646/-主軸孔徑；3eifal-£)-0.5qbc( + 二)+ ml -e) l= 655cb3xl2xl848-0.5x37367x5.4x27.8x（1+53x21xl（yx263kl（l3208rad因為沒<所以可知主軸前支撐轉角滿足要求。4.7片式摩擦離合器的選擇和計算片式摩擦離合器0前在機床中應用廣泛，因為它

49、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，部分零件已經標準化，多用于機床主傳動?！?】摩擦片的徑向尺寸摩檫片的外徑尺寸受到輪廓空間的限制，且受制于軸徑山而摩擦片的 內外徑乂決定著內外摩擦片的環(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取：m6)mmd為軸的直徑，取d=25,所以=25+5=30mm特性系數p是外片內徑m與內片外徑d2之比d, 30= = 44mm取爐=0.69,則內摩擦片外徑_中069 【2】按扭矩選擇摩擦片結合面的數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 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

50、 合器結合后的靜負載扭矩來計算。根據機械制造裝備設計課程 設計有公式。即：k z_ 12mnk103式中kv速度修正系數，由表10. 7。km一一每小時結合數修正系數，干式取1 ;濕式按表10. 8選取。kz一一摩擦而對數修正系數。kzz12x3.65x1.4x10003.14x0.06xlx(443 -303)xlx0.84取z:7故摩擦片總數為z+l=8片，內摩擦片為9片。用同樣的方法可以算出反轉摩擦片數：外摩擦片4片，內摩擦片5片。 【3】離合器的軸向拉緊力q = (d22-d12)pkv 由得：e = x(442 -302)x lx 1 = 406.63查機床零件手冊，摩檫片的型號如下

51、：內片：dp=72. 85,查表取：d=44mm, d=26mmb=3mm, b=9. 7mm h:23. 5min, =0. 5mm外片：dp=72.85,查表?。篸=86mm, d=30mm b=2mm, b=20mm h=48mm, hl=42mm=0. 5mm內外片的最小間隙為：0.20.44.8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：麗3018k型 圓錐孔雙列圓柱滾子軸后支撐:352212雙列圓錐滾子軸承：dxdxs = 60x110><66;i軸帶輪處 308深溝球軸承軸dxdxfi = 40x90><23;軸與箱體處：305 gb276-8

52、9: xoxs = 25x62x17；齒輪：7305c 角接觸軸承gb292-83:dx£)xs = 25x52><l5; ii軸前、后支承：7306e 圓錐滾子軸承gbt297-84 : t/xdxb = 30x72x19； m軸前、后支承:7308e 圓錐滾子軸承gbt297-84 :dxdxb = 40x90><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=48000ho 依據機械設計軸承校核公式如下：lh =5oo(i廣 2 7；或c,. =kakhpkfkh0pq<c(n)pfnp=kakhpkfkhop額定壽命a; c-額定動載荷tv;th -滾動軸承的許用壽命/7，一般取1000015000/?； r-壽命指數，對球軸承