C6132型車床主軸箱設計及齒輪的加工工藝規(guī)程設計

XXXX大學畢業(yè)設計說明書班級:姓名:學院: 專業(yè): 題目:C6132型車床主軸箱及齒輪加工エ藝設計指導教師:職稱:_職稱:20*?年??月??日畢業(yè)設計（論文）任務書姓名:專業(yè):班級:任務下達時間: 02月28日 任務完成時間:07月01日畢業(yè)設計（論文）題目:C6132型車床主軸箱及齒輪加工エ藝設計專題題目:主軸箱設計齒輪加工エ藝設計題目主要內(nèi)容：設計內(nèi)容：獨立完成變速級數(shù)為!2級的機床主傳動系統(tǒng)主軸變速箱設計,包括車削左右螺紋的換向機構及與進給聯(lián)系的輸出軸,并完成齒輪加工エ藝設計。目的要求、主要技術指標:.機床的類型及主要參數(shù)：C6132車床,最大轉(zhuǎn)速=1120r/min、最小轉(zhuǎn)速=25r/min；工作時間：一班制;變速級數(shù)：z=12<,.エ件材料:45號鋼 刀具材料:YT15.設計部件名稱：主軸箱應完成的主要任務:設計任務:（1）運動設計:根據(jù)所給定的轉(zhuǎn)速范圍及變速級數(shù),確定公比,繪制結構網(wǎng)、轉(zhuǎn)速圖、計算齒輪齒數(shù)。（2）動カ計算：選擇電動機型號及轉(zhuǎn)速,確定傳動件的計算轉(zhuǎn)速、對主要零件（如皮帶、齒輪、主軸、軸承等）進行計算（初算和驗算）：（3）齒輪結構和工藝設計設計工作量要求：⑴主軸箱展開圖;（A0）（2）傳動系統(tǒng)圖;（3）主軸箱的向視圖和剖面圖;（4）齒輪零件圖;（5）齒輪機械加工エ藝規(guī)程卡一套:（6）編寫課程設計說明書ー份。主要參考文獻：L1]徐嘉元、曾家駒主編.機械制造工藝學.北京:機械工業(yè)出版社,2006[2]賈亞洲主編.金屬切削機床概論.北京:機械工業(yè)出版社，2010[3]M.Sokovic,J.Kopac,L.A.Dobrzanski.WearofPVD-coatedSolidCarbideEndMillsinDryHigh-speedCutting[J].JournalofMaterialsProcessingTechnology,2004,157:422-426.指導教師: 教研室主任:畢業(yè)設計（論文）開題報告1.設計背景或研究意義金屬切削機床是用切割的方法將金屬毛坯加工成機器零件的機器,它是制造機器的機器,所以又稱為“工作母機”或“工具機”,習慣上簡稱為機床。在現(xiàn)代機械制造工業(yè)中加工機器零件的方法有多種,如鑄造、鍛造、焊接、切削加工和各種特種加工等,但切削加工是將金屬毛坯加工成具有一定形狀、尺寸和表面質(zhì)量的零件的主要加工方法,在加工精密零件時，目前主要是依靠切削加工來達到所需的加工精度個表面質(zhì)量。所以,金屬切削機床是加工機器零件的主要設備,它所擔負的工作量，約占機器總制造工作量的40%?60%,機床的技術水平直接影響機械制造工業(yè)的產(chǎn)品質(zhì)量和勞動生產(chǎn)率。機床的母機屬性決定了它在國民經(jīng)濟中的重要地位。機床エ業(yè)為各種類型的機械制造廠提供先進的制造技術與優(yōu)質(zhì)高效的機床設備,促進機械制造工業(yè)的生產(chǎn)能力和エ藝水平的提高。機械制造工業(yè)肩負著為國民經(jīng)濟各部門提供現(xiàn)代化技術裝備的任務，即為エ業(yè)、農(nóng)業(yè)、交通運輸業(yè)、科研和國防等部門提供各種機器、儀器和工具。為適應現(xiàn)代化建設的需要,必須大力發(fā)展機械制造工業(yè)?？梢?機械制造工業(yè)是國民經(jīng)濟各部門賴以發(fā)展的基礎,而機床ェ業(yè)則是機械制造工業(yè)的基礎。ー個國家機床工業(yè)的技術水平在很大程度上標志著這個國家的工業(yè)生產(chǎn)能力和科學技術水平。顯然，金屬切削機床在國民經(jīng)濟現(xiàn)代化建設中起著重大的作用。車床類機床主要用于加工各種回轉(zhuǎn)表面,如內(nèi)外圓柱表面、圓錐表面、成形回轉(zhuǎn)表面和回轉(zhuǎn)體的端面等，有些車床還能加工螺紋面。由于大多數(shù)機器零件都具有回轉(zhuǎn)表面,車床的通用性又較廣,因此在一般機器制造廠中,車床的應用極為廣泛,在金屬切削機床中所占的比重最大,約占機床總臺數(shù)的20%?35%。車床的種類很多,按其結構和用途的不同，主要可以分為以下幾類:1）臥式車床及落地車窗;2）立式車床;3）轉(zhuǎn)塔車床:4）單軸自動車床；5）多軸自動和半自動車床;6）仿形車床及多刀車床;7）專門化車窗。C6132型臥式車床的工藝范圍很廣，它能完成多種多樣的加工エ序。主軸箱內(nèi)部裝有主軸和變速傳動機構。エ件通過卡盤等夾具裝夾在主軸前端。主軸箱的功用支承主軸并把動カ經(jīng)變速傳動機構傳給主軸,使主軸帶動エ件按規(guī)定的轉(zhuǎn)速旋轉(zhuǎn)，以實現(xiàn)主運動。2.設計的主要環(huán)節(jié)或論文的基本內(nèi)容1）論文基本內(nèi)容:（1）介紹機床的應用及特點、機床主軸箱設計的意義、現(xiàn)狀及發(fā)展方向,并說明課題研究的目的及意義。（2）根據(jù)給定的機床用途、規(guī)格、極限轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)速數(shù)列公比,通過分析比較擬定傳動結構方案和傳動系統(tǒng)圖,確定轉(zhuǎn)動副的傳動比及齒輪的齒數(shù),并計算主軸的實際轉(zhuǎn)速與標準轉(zhuǎn)速的相對誤差。（3）根據(jù)給定的電動機功率和傳動件的計算轉(zhuǎn)速，初算傳動軸直徑、齒輪模數(shù);確定皮帶型號及根數(shù)、摩擦片離合器的尺寸和摩擦片數(shù)及制動器尺寸,完成裝配草圖后,要驗算傳動件的應カ、變形和壽命是否在允許范圍內(nèi),還要驗算主軸組件的靜剛度。（4）進行主運動傳動軸系、變速機構、主軸組件、箱體、操縱機構、潤滑與密封等的布置和結構設計。（5）對各齒輪類零件和軸類零件進行具體尺寸的計算,確定它們的尺寸,再對它們進行驗算校核。（6）總結與展望,通過對研究工作的總結,提出本文研究的主要成果,針對研究中技術不足,提出對課題進ー步研究的方向和內(nèi)容。2）論文目的要求、主要技術指標:（1）機床的類型:C6132車床:工作時間:一班制:電動機功率:N=5Kw變速級數(shù):z=12o（2）使學生初步掌握機床的運動設計,動カ計算，以及關鍵零部件的強度校核，獲得工程師必備設計能力的初步訓練,從而提高分析問題、解決問題盡快適應工程實踐的能力。3）論文應完成的主要任務:（1）主軸箱展開圖;（A0）（2）傳動系統(tǒng)圖;（3）主軸箱的向視圖和剖面圖;（4）齒輪零件圖;（5）齒輪機械加工エ藝規(guī)程卡ー套;（6）編寫課程設計說明書ー份。2011屆本科畢業(yè)設計（論文）開題報告3.進度安排第1周第2周第3—6周論文選題;查閱相關資料,對設計課題作初步的了解;畢業(yè)實習,確定畢業(yè)設計的方案;針對畢業(yè)設計過程中出現(xiàn)的問題去工廠實習,在實際中解決問題；第7—10周根據(jù)資料,對設計方案的數(shù)據(jù)進行初步計算和處理,同時撰寫開題報告和實習報告；第11—14周完成主要零件的零件圖和裝配圖對相關的數(shù)據(jù)計算和處理過程進行完善，提高設計質(zhì)量；第15—17周第18周撰寫畢業(yè)設計說明書；完成設計,進行畢業(yè)答辯。指導教師意見:（對本設計或論文的深度、廣度及工作量的評價）指導教師（簽字）：年月日教研室審査意見:教研室主任（簽字）：年月日摘要:普通中型C6132車床主軸箱設計,主要包括三方面的設計,即:根據(jù)設計題目所給定的機床用途、規(guī)格、主軸極限轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)速數(shù)列公比或級數(shù),確定其他有關運動參數(shù),選定主軸各級轉(zhuǎn)速值;通過分析比較,選擇傳動方案;擬定結構式或結構網(wǎng),擬定轉(zhuǎn)速圖;確定齒輪齒數(shù)及帶輪直徑；繪制傳動系統(tǒng)圖。其次,根據(jù)機床類型和電動機功率,確定主軸及各傳動件的計算轉(zhuǎn)速，初定傳動軸直徑、齒輪模數(shù),確定傳動帶型號及根數(shù),摩擦片尺寸及數(shù)目；裝配草圖完成后要驗算傳動件（傳動軸、主軸、齒輪、滾動軸承）的剛度、強度或壽命。最后,完成運動設計和動カ設計后,要將主傳動方案“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設計。關鍵詞;車床；主軸箱；變速系統(tǒng)；主軸組件充值后就可以下載此設計說明書。全套資料包含有相應的word說明書（附帶:任務書、開題報告、外文翻譯）和CAD圖紙（共計4張圖紙）及機械加工エ序、過程卡片全套。需要全套資料的朋友請加g科1：1459919609或g科2：1969043202,需要其他設計題目直接聯(lián)系!??！Abstract:Ordinarymedium-sizedC61321atheheadstockdesign,includingthreeaspectsofdesign,thatis:accordingtoadesignbytheuseofagivenmachine,specifications,spindlespeedlimit,speedseriescommonratioorseries,todetermineotherrelevantmotionparameters,theselectedspindlegradespeedvalue;throughanalysisandcomparison,selectthedriveoptions;proposedstructureorstructuralnetwork,thedevelopmentspeedmap;determinethegearandpulleydiameter;drawingtransmissionsystemmap.Secondly,accordingtomachinetypeandmotorpowertodeterminethespindlespeedandthetransmissionpartsofthecalculation,aninitialdiameterofshaft,gearmoduletodeterminethebelttypeandrootnumber,sizeandnumberoffrictionplate;assemblysketchestofinishedcheckingtransmissionparts(shaft,spindle,gear,bearing)stiffness,strengthorlife.Finally,completetheexercisedesignandpowerdesign,themaintransmissionschemeto"structure"andthedesignofspindlegearboxassemblydrawingsandpartdrawings,focusingonthedriveshaftassembly,spindleassembly,variablespeed,box,lubricationandsealing,gearshaftandslidingpartsofthedesign.Keywords:lathe;thespindlebox;transmission;shaftcomponents目錄TOC\o"1-5"\h\z摘要 I\o"CurrentDocument"第1章緒論 1\o"CurrentDocument"第2章設計計算 12\o"CurrentDocument"2.1普通車床的規(guī)格 121.1車床的規(guī)格系列和用處 122操作性能要求 12\o"CurrentDocument"第3章主動參數(shù)參數(shù)的擬定 13\o"CurrentDocument"1確定傳動公比。 13\o"CurrentDocument"3.2主電動機的選擇 13\o"CurrentDocument"第4章變速結構的設計 15\o"CurrentDocument"1主變速方案擬定 15\o"CurrentDocument"2變速結構式、結構網(wǎng)的選擇 15確定變速組及各變速組中變速副的數(shù)目 15變速式的擬定 6結構式的擬定 16結構網(wǎng)的擬定 72.5結構式的驗算 172.6結構式的擬定 172.7確定各變速組變速副齒數(shù) 92.8繪制變速系統(tǒng)圖 20\o"CurrentDocument"第5章結構設計 22\o"CurrentDocument"1結構設計的內(nèi)容、技術要求和方案 22\o"CurrentDocument"展開圖及其布置 22\o"CurrentDocument"I軸（輸入軸）的設計 23\o"CurrentDocument"5.4齒輪塊設計 13\o"CurrentDocument"5.5傳動軸的設計 15\o"CurrentDocument"6主軸組件設計 261各部分尺寸的選擇 16主軸材料和熱處理 27主軸軸承 17主軸與齒輪的連接 19潤滑與密封 29其他問題 29\o"CurrentDocument"第6章傳動件的設計 21\o"CurrentDocument"1帶輪的設計 21\o"CurrentDocument"2傳動軸的直徑估算 246.2.I確定各軸轉(zhuǎn)速 246.2.2傳動軸直徑的估算:確定各軸最小直徑 256.2.3鍵的選擇 26\o"CurrentDocument"3傳動軸的校核 26.1傳動軸的校核 27.2鍵的校核 27\o"CurrentDocument"6.4各變速組齒輪模數(shù)的確定和校核 286.4.1齒輪模數(shù)的確定 28齒寬的確定 32齒輪結構的設計 33\o"CurrentDocument"5帶輪結構設計 34\o"CurrentDocument"6片式摩擦離合器的選擇和計算 35\o"CurrentDocument"7齒輪校驗 386.7.1校核a變速組齒輪 386.7.2校核b變速組齒輪 406.7.3校核c變速組齒輪 41\o"CurrentDocument"8軸承的選用與校核 421各軸軸承的選用 426.8.2各軸軸承的校核 43\o"CurrentDocument"第7章主軸組件設計 45\o"CurrentDocument"7.I主軸的基本尺寸確定 457.1.1外徑尺寸D 457.1.2主軸孔徑d 457.1.3主軸懸伸量a 471.4支撐跨距L 471.5主軸最佳跨距ム的確定 48\o"CurrentDocument"2主軸剛度驗算 50主軸前支撐轉(zhuǎn)角的驗算 51主軸前端位移的驗算 52\o"CurrentDocument"第8章齒輪加工エ藝設計 55\o"CurrentDocument"1零件的分析 551.1零件的作用 551.2零件的工藝分析 55\o"CurrentDocument"2確定毛坯 551確定毛坯制造方法 55確定總余量 55繪制毛坯圖 55\o"CurrentDocument"8.3制定零件加工路線 568.3.1選擇表面加工方法 568.3.2選擇定為基準 568.3.3擬定零件加工エ藝路線 57\o"CurrentDocument"8.4機械加工余量、エ序尺寸及毛皮尺寸的確定 588.4.1外圓表面（6120mm） 588.4.2外圓表面沿軸線長度方向的加工余量（①120mm端面,①82.8mm端面） 588.4.3孔中46nlm 59\o"CurrentDocument"5確定切削用量和基本工時 59\o"CurrentDocument"第9章總結和展望 66\o"CurrentDocument"1本文工作總結 66\o"CurrentDocument"2課題展望 67\o"CurrentDocument"參考文獻 68致謝 69\o"CurrentDocument"附錄 70第1章緒論機床技術參數(shù)有主參數(shù)和基本參數(shù),他們是運動傳動和結構設計的依據(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)是ー些加工件尺寸、機床結構、運動和動カ特性有關的參數(shù),可歸納為尺寸參數(shù)、運動參數(shù)和動カ參數(shù)。通用車床エ藝范圍廣,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,兼顧其他的可能エ藝加工的要求，擬定機床技術參數(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,應滿足的要求也不ー樣。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。第2章設計計算2.1普通車床的規(guī)格2.1.1車床的規(guī)格系列和用處普通機床的規(guī)格和類型有系列型號作為設計時應該遵照的基礎。因此,對這些基本知識和資料作些簡要介紹。本次設計的是普通型車床主軸變速箱。主要用于加工回轉(zhuǎn)體表2.1車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)表工件最大回轉(zhuǎn)直徑%（mm）最高轉(zhuǎn)速%（"min）最低轉(zhuǎn)速〃mm（〃min）電機功率P（kW）公比（P轉(zhuǎn)速級數(shù)Z3201120255.51.41122.1.2操作性能要求⑴具有皮帶輪卸荷裝置⑵手動操縱雙向片式摩擦離合器實現(xiàn)主軸的正反轉(zhuǎn)及停止運動要求⑶主軸的變速由變速手柄完成第3章主動參數(shù)參數(shù)的擬定確定傳動公比c根據(jù)【1】以公式(3-2)因為已知ル=』=め=44.8,/??=(p：-'〃min25...z=星も+1 (3-1)1g9.?.限.中段や4.8=1.4129根據(jù)【1】ち表3-5標準公比タ。這里我們?nèi)藴使认盗小?1.41.因為8=1.41=1.066,根據(jù)【1］ち表3-6標準數(shù)列。首先找到最小極限轉(zhuǎn)速25,再每跳過5ケ數(shù)(1.26?1.066)取ー個轉(zhuǎn)速,即可得到公比為1.41的數(shù)列:25,35.5,50,71,100,140,200,280,400,560,800,1120.主電動機的選擇合理的確定電機功率P,使機床既能充分發(fā)揮其使用性能,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?，F(xiàn)在以常見的中碳鋼為工件材料,取45號鋼,正火處理，車削外圓,表面粗糙度Ru=3.2mm〇采用車刀具,可轉(zhuǎn)位外圓車刀,刀桿尺寸:16mmx25mm〇刀具兒何參數(shù):れ=15",a0=6°,“=75°,k；=15°,2=0°,/O1=-10",b“=0.3mm,r^lmm?，F(xiàn)以確定粗車是的切削用量為設計:⑴確定背吃刀量%,和進給量f,根據(jù)【2】心表8-50,a.取3mm,f取0.5/wn/r。⑵確定切削速度和切削功率,根據(jù)【2】表8-57,取V,l.7m/s,6=4.2KW。依照一般情況,取機床變速效率ク=0.8.則機床功率為P.=—=5.25KWz0.8根據(jù)［3］ム7表12TY系列(IP44)電動機的技術數(shù)據(jù),Y系列(IP44)電動機為一般用途全封閉自扇冷式籠型異步電動機,具有防塵埃、鐵屑或其他雜物侵入電動機內(nèi)部的特點,B級絕緣,エ業(yè)環(huán)境溫度不超過+40C,相對濕度不超過95%,海拔高度不超過1000m,額定電壓380V,頻率50Hz。適用于無特殊要求的機械上,如機床,泵,風機,攪拌機,運輸機,農(nóng)業(yè)機械等。根據(jù)以上要求,我們選取Y132S-4型三相異步電動機，額定功率5.5kW,滿載轉(zhuǎn)速1440r/min,額定轉(zhuǎn)矩2.2,質(zhì)量81kg。至此,可得到上表2.1中的車床參數(shù)。第4章變速結構的設計主變速方案擬定擬定變速方案,包括變速型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱等整個變速系統(tǒng)的確定。變速型式則指變速和變速的元件、機構以及組成、安排不同特點的變速型式、變速類型。變速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,確定變速方案和型式,要從結構、エ藝、性能及經(jīng)濟等多方面統(tǒng)一考慮。變速方案有多種,變速型式更是眾多,比如:變速型式上有集中變速,分離變速;擴大變速范圍可用增加變速組數(shù),也可采用背輪結構、分支變速等型式;變速箱上既可用多速電機,也可用交換齒輪、滑移齒輪、公用齒輪等。顯然,可能的方案有很多,優(yōu)化的方案也因條件而異。此次設計中,我們采用集中變速型式的主軸變速箱。變速結構式、結構網(wǎng)的選擇結構式、結構網(wǎng)對于分析和選擇簡單的串聯(lián)式的變速不失為有用的方法，但對于分析復雜的變速并想由此導出實際的方案,就并非十分有效。確定變速組及各變速組中變速副的數(shù)目數(shù)為Z的變速系統(tǒng)由若干個順序的變速組組成，各變速組分別有z2……個變速副。BPZ=Z,Z2Z3 變速副中由于結構的限制以2或3為合適,即變速級數(shù)Z應為2和3的因子:Z=2"x3",可以有三種方案:12=3x2x2,12=2x3x2,12=2x2x3變速式的擬定主傳動系統(tǒng)從電動機到主軸,通常為降速傳動,接近電動機的傳動件轉(zhuǎn)速較高,傳遞的轉(zhuǎn)矩較小,尺寸較小;反之,靠近主軸的傳動件轉(zhuǎn)速較低,傳遞的轉(zhuǎn)矩較大,尺寸較大。因此在擬定傳動系統(tǒng)方案時，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,是傳動系統(tǒng)中更多的傳動件在高速范圍內(nèi)工作,尺寸小一些,以減小變速箱的尺寸。綜上所述,變速式為12=3x2x2。結構式的擬定對于12=3x2x2傳動式,有6種結構式和對應的結構網(wǎng)。分別為:12=31x23x26 12=32x2|x26 12=34x2jx2212=3]x26x23 12=32x26x21 12=34x22x21比較結構式12=31x23x2$和12=32x21x2$兩種擴大順序方案,前ー種方案變速組的擴大順序與傳動順序一致，即基本組在最前面,依次為第一擴大組、第二擴大組，各變速組變速范圍逐漸擴大。后ー種方案第一擴大組在最前面，然后依次為基本組、第二擴大組。通過兩方案的擴大順序可以看出,若兩種方案II軸的最高轉(zhuǎn)速相同,后者因第一擴大組在最前面,II軸的轉(zhuǎn)速范圍比前者大,II軸的最低轉(zhuǎn)速較低,在傳動相同功率的情況下,受的轉(zhuǎn)矩較大,傳動件的尺寸較大。因此,在設計主傳動系統(tǒng)時,應盡可能使變速組的傳動順序與擴大順序一致。選擇結構式為12=3d23x26,其也符合“先緩后急”的設計原則。設計車床主變速傳動系時，為避免從動齒輪尺寸過大而增加箱體的徑向尺寸，在降速變速中,一般限制限制最小變速比"min21/4;為避免擴大傳動誤差,減少震動噪聲,在升速時一般限制最大轉(zhuǎn)速比"max42。斜齒圓柱齒輪傳動較平穩(wěn),可取〃g42.5。因此在主變速鏈任一變速組的最大變速范圍/?max=(Mmax/?min)<(2~2.5)/0254(8?10)。在設計時必須保證中間變速軸的變速范圍最小。4.2.4結構網(wǎng)的擬定4.2.5結構式的驗算主軸的變速范圍應等于住變速傳動系中各個變速組變速范圍的乘積,即:R“=&択ポ2…&檢查變速組的變速范圍是否超過極限值時,只需檢查最后ー個擴大組。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。R2=^xX2x(P,-1) (4-1)其中タ=1.41,X2=6,圾=2AR2=1,416<2-1)=8<(8-10),符合要求。4.2.6結構式的擬定繪制轉(zhuǎn)速圖⑴選擇Y132S-4型Y系列籠式三相異步電動機。⑵分配總降速變速比總降速變速比i=nmin/nd=25/1440=0.017又電動機轉(zhuǎn)速%=1440r/min不符合轉(zhuǎn)速數(shù)列標準,因而增加一定比變速副。⑶確定變速軸軸數(shù)變速軸軸數(shù)=變速組數(shù)+定比變速副數(shù)+1=3+1+1=5。⑷確定各級轉(zhuǎn)速由〃,“加=25r/min、°=1.41、z=12確定各級轉(zhuǎn)速:1120、800、560、400、280、200、140、100、71、50、35.5、2517min。⑸繪制轉(zhuǎn)速圖在五根軸中,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n、II與ni、HI與W軸之間的變速組分別設為a、b、Co現(xiàn)由!V（主軸）開始,確定I、II、HI軸的轉(zhuǎn)速:①先來確定III軸的轉(zhuǎn)速變速組c的變速范圍為ク=1.4甘=8=尺皿,￠[8,10],結合結構式,HI軸的轉(zhuǎn)速只有一種可能:100、140、200、280、400、56017min。②確定軸II的轉(zhuǎn)速變速組b的級比指數(shù)為3,希望中間軸轉(zhuǎn)速較小,因而為了避免升速,又不致變速比太小,可取電=1/げ=1/2.8,bi2=1/1=1軸H的轉(zhuǎn)速確定為:280、400、56017min。③確定軸I的轉(zhuǎn)速對于軸I,其級比指數(shù)為1,可取（2（1—\l（p~=1/2,aj2=1/シ=1/1.41,aj3=1/1確定軸I轉(zhuǎn)速為：560r/min。由此也可確定加在電動機與主軸之間的定變速比，=1440/560=2.6。下面畫出轉(zhuǎn)速圖（電動機轉(zhuǎn)速與主軸最高轉(zhuǎn)速相近）。4.2.7確定各變速組變速副齒數(shù)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S二及小齒輪的齒數(shù)可以從【1】表3-9中選取。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,應檢査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)【1】/〈,查表3-9各種常用變速比的使用齒數(shù)。⑴變速組a:V=\l(p2=1/2,ai2=1/￠?=1/1.41,《3=1/1；即=1/ジ2=1/2時:s：= 57、60、63、66、69、72 84、87 %2=1/3=1ハ41時:S:= 67、68、70、72、73、77……82、84、85……〃=1"時:5：= 62、64、66、68、70、72、74、76 82、84、86 可取S：=84,于是可得軸I齒輪齒數(shù)分別為：28、35、42〇于是“=28/56,ム=35/49,ia3=42/42〇可得軸II上的三聯(lián)齒輪齒數(shù)分別為：56、49、42〇⑵變速組b:根據(jù)【1】ハい查表3-9各種常用變速比的使用齒數(shù),=1/93=1/2.8,bi2=1/1=1髭=1/グ=1/2.8時:=……87、88、91、92 如=1/1=1時:S.= 86、88、90、92 可取=88,于是可得軸H上兩聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為：23、44o于是bn=23/65,bi2=44/44〇得軸m上兩齒輪的齒數(shù)分別為：65、44〇⑶變速組c:根據(jù)【1】ぢい査表3-9各種常用變速比的使用齒數(shù),c(1=1/4,ic2=2c”=1/4時：S.= 、85、89、90、94、95108 ic2=2時:S.= 84、87、89、90、108 可取Sこ=108.=1/4為降速變速,取軸IH齒輪齒數(shù)為22；?=2為升速變速,取軸IV齒輪齒數(shù)為36〇于是得%=22/86,c(2=72/36得軸0兩聯(lián)動齒輪的齒數(shù)分別為22,72；得軸!V兩齒輪齒數(shù)分別為86,36〇4.2.8繪制變速系統(tǒng)圖根據(jù)軸數(shù),齒輪副,電動機等已知條件可有如下系統(tǒng)圖:

圖4.3傳動系統(tǒng)圖第5章結構設計結構設計的內(nèi)容、技術要求和方案設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等）、主軸組件、操縱機構、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結件的結構設計與布置,用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外,著重考慮以下幾個方面的問題:精度方面的要求,剛度和抗震性的要求,傳動效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制,結構エ藝性,操作方便、安全、可靠原則,遵循標準化和通用化的原則。主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點,由于結構復雜,設計中不可避免要經(jīng)過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。目的是:⑴布置傳動件及選擇結構方案。⑵檢驗傳動設計的結果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況,以便及時改正。⑶確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置,以確定各軸的受力點和受カ方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數(shù)據(jù)。2展開圖及其布置展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序,假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個平面上。I軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪。有兩種布置方案,一是將兩級變速齒輪和離合器做成一體。齒輪的直徑受到離合器內(nèi)徑的約束,齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑,否則齒輪無法加工。這樣軸的間距加大。另ー種布置方案是離合器的左右部分分別裝在同軸線的軸上,左邊部分接通,得到一級反向轉(zhuǎn)動,右邊接通得到三級正向轉(zhuǎn)動。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第二種方案,通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結構?？偛贾脮r需要考慮制動器的位置。制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動器不要放在轉(zhuǎn)速太低軸上,以免制動扭矩太大,使制動器尺寸增大。齒輪在軸上布置很重要,關系到變速箱的軸向尺寸,減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。I軸（輸入軸）的設計將運動帶入變速箱的帶輪一般都安裝在軸端，軸變形較大，結構上應注意加強軸的剛度或使軸部受帶輪的拉カ（采用卸荷裝置）?！据S上裝有摩擦離合器,由于組成離合器的零件很多，裝配很不方便,一般都是在箱外組裝好I軸在整體裝入箱內(nèi)。我們采用的卸荷裝置一般是把軸承裝載法蘭盤上,通過法蘭盤將帶輪的拉カ傳遞到箱壁上。車床上的反轉(zhuǎn)一般用于加工螺紋時退刀。車螺紋時,換向頻率較高。實現(xiàn)正反轉(zhuǎn)的變換方案很多,我們采用正反向離合器。正反向的轉(zhuǎn)換在不停車的狀態(tài)下進行,常采用片式摩擦離合器。由于裝在箱內(nèi)，一般采用濕式。在確定軸向尺寸時,摩擦片不壓緊時，應留有0.2~0.4mm的間隙，間隙應能調(diào)整。離合器及其壓緊裝置中有三點值得注意:⑴摩擦片的軸向定位:由兩個帶花鍵孔的圓盤實現(xiàn)。其中一個圓盤裝在花鍵上,另ー個裝在花鍵軸上的ー個環(huán)形溝槽里,并轉(zhuǎn)過ー個花鍵齒,和軸上的花鍵對正,然后用螺釘把錯開的兩個圓盤連接在ー起。這樣就限制了軸向和周向的兩個自由度，起了定位作用。⑵摩擦片的壓緊由加カ環(huán)的軸向移動實現(xiàn),在軸系上形成了彈性カ的封閉系統(tǒng),不增加軸承軸向復合。⑶結構設計時應使加カ環(huán)推動擺桿和鋼球的運動是不可逆的,即操縱カ撤消后,有自鎖作用。I軸上裝有摩擦離合器,兩端的齒輪是空套在軸上,當離合器接通時オ和軸ー起轉(zhuǎn)動。但脫開的另一端齒輪,與軸回轉(zhuǎn)方向是相反的,二者的相對轉(zhuǎn)速很高（約為兩倍左右）。結構設計時應考慮這點。齒輪與軸之間的軸承可以用滾動軸承也可以用滑動軸承。滑動軸承在ー些性能和維修上不如滾動軸承,但它的徑向尺寸小?？仗X輪需要有軸向定位,軸承需要潤滑。齒輪塊設計齒輪是變速箱中的重要元件。齒輪同時嚙合的齒數(shù)是周期性變化的。也就是說,作用在ー個齒輪上的載荷是變化的。同時由于齒輪制造及安裝誤差等,不可避免要產(chǎn)生動載荷而引起振動和噪音,常成為變速箱的主要噪聲源,并影響主軸回轉(zhuǎn)均勻性。在齒輪塊設計時，應充分考慮這些問題。齒輪塊的結構形式很多,取決于下列有關因素:⑴是固定齒輪還是滑移齒輪;⑵移動滑移齒輪的方法;⑶齒輪精度和加工方法;變速箱中齒輪用于傳遞動カ和運動。它的精度選擇主要取決于圓周速度。采用同一精度時,圓周速度越高,振動和噪聲越大，根據(jù)實際結果得知,圓周速度會增加一倍,噪聲約增大6dB。工作平穩(wěn)性和接觸誤差對振動和噪聲的影響比運動誤差要大,所以這兩項精度應選高ー級。為了控制噪聲，機床上主傳動齒輪都要選用較高的精度。大都是用7—6—6,圓周速度很低的,オ選8—7—7。如果噪聲要求很嚴,或ー些關鍵齒輪,就應選6—5—5。當精度從7—6—6提高到6—5—5時，制造費用將顯著提高。不同精度等級的齒輪,要采用不同的加工方法,對結構要求也有所不同。8級精度齒輪,一般滾齒或插齒就可以達到。7級精度齒輪，用較高精度滾齒機或插齒機可以達到。但淬火后,由于變形,精度將下降。因此,需要淬火的7級齒輪一般滾（插）后要剃齒,使精度高于7,或者淬火后在衍齒。6級精度的齒輪,用精密滾齒機可以達到。淬火齒輪,必須磨齒才能達到6級。機床主軸變速箱中齒輪齒部一般都需要淬火?；讫X輪進出嚙合的一端要圓齒,有規(guī)定的形狀和尺寸。圓齒和倒角性質(zhì)不同,加工方法和畫法也不一樣，應予注意。選擇齒輪塊的結構要考慮毛坯形式（棒料、自由鍛或模鍛）和機械加工時的安裝和定位基面。盡可能做到省エ、省料又易于保證精度。齒輪磨齒時,要求有較大的空刀（砂輪）距離,因此多聯(lián)齒輪不便于做成整體的，一般都做成組合的齒輪塊。有時為了縮短軸向尺寸,也有用組合齒輪的。要保證正確嚙合,齒輪在軸上的位置應該可靠?；讫X輪在軸向位置由操縱機構中的定位槽、定位孔或其他方式保證,一般在裝配時最后調(diào)整確定。5.5傳動軸的設計機床傳動軸,廣泛采用滾動軸承作支撐。軸上要安裝齒輪、離合器和制動器等。傳動軸應保證這些傳動件或機構能正常工作。首先傳動軸應有足夠的強度、剛度。如撓度和傾角過大,將使齒輪嚙合不良,軸承工作條件惡化,使振動、噪聲、空載功率、磨損和發(fā)熱增大:兩軸中心距誤差和軸芯線間的平行度等裝配及加工誤差也會引起上述問題。傳動軸可以是光軸也可以是花鍵軸。成批生產(chǎn)中,有專門加工花鍵的銃床和磨床,エ藝上并無困難。所以裝滑移齒輪的軸都采用花鍵軸，不裝滑移齒輪的軸也常采用花鍵軸。花鍵軸承載能力高,加工和裝配也比帶單鍵的光軸方便。軸的部分長度上的花鍵,在終端有一段不是全高,不能和花鍵空配合。這是加工時的過濾部分。一般尺寸花鍵的滾刀直徑D〃為65?85mm。機床傳動軸常采用的滾動軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升、空載功率和噪聲等方面,球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越。而且滾錐軸承對軸的剛度、支撐孔的加工精度要求都比較高。因此球軸承用的更多。但是滾錐軸承內(nèi)外圈可以分開，裝配方便，間隙容易調(diào)整。所以有時在沒有軸向力時，也常采用這種軸承。選擇軸承的型號和尺寸,首先取決于承載能力,但也要考慮其他結構條件。同一軸心線的箱體支撐直徑安排要充分考慮饉孔エ藝。成批生產(chǎn)中,廣泛采用定徑饉刀和可調(diào)饉刀頭。在箱外調(diào)整好鏈刀尺寸,可以提高生產(chǎn)率和加工精度。還常采用同ー鎮(zhèn)刀桿安裝多刀同時加工幾個同心孔的エ藝。下面分析幾種像孔方式:對于支撐跨距長的箱體孔,要從兩邊同時進行加工;支撐跨距比較短的,可以從ー邊（叢大孔方面進刀）伸進饉桿,同時加工各孔；對中間孔徑比兩端大的箱體,饉中間孔必須在箱內(nèi)調(diào)刀,設計時應盡可能避免。既要滿足承載能力的要求,又要符合孔加工エ藝,可以用輕、中或重系列軸承來達到支撐孔直徑的安排要求。兩孔間的最小壁厚，不得小于5?10mm,以免加工時孔變形?；ㄦI軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個應小于花鍵的內(nèi)徑。一般傳動軸上軸承選用G級精度。傳動軸必須在箱體內(nèi)保持準確位置,才能保證裝在軸上各傳動件的位置正確性,不論軸是否轉(zhuǎn)動,是否受軸向カ,都必須有軸向定位。對受軸向力的軸,其軸向定位就更重要。回轉(zhuǎn)的軸向定位（包括軸承在軸上定位和在箱體孔中定位）在選擇定位方式時應注⑴軸的長度。長軸要考慮熱伸長的問題,宜由一端定位。⑵軸承的間隙是否需要調(diào)整。⑶整個軸的軸向位置是否需要調(diào)整。⑷在有軸向載荷的情況下不宜采用彈簧卡圈。（5）加工和裝配的工藝性等。5.6主軸組件設計主軸組件結構復雜，技術要求高。安裝エ件（車床）或者刀具（銃床、鉆床等）的主軸參予切削成形運動,因此它的精度和性能直接影響加工質(zhì)量（加工精度和表面粗糙度）,設計時主要圍繞著保證精度、剛度和抗振性,減少溫升和熱變形等幾個方面考慮。各部分尺寸的選擇主軸形狀與各部分尺寸不僅和強度、剛度有關,而且涉及多方面的因素。⑴內(nèi)孔直徑車床主軸由于要通過棒料,安裝自動卡盤的操縱機構及通過卸頂尖的頂桿,必須是空心軸。為了擴大使用范圍,加大可加工棒料直徑,車床主軸內(nèi)孔直徑有增大的趨勢。⑵軸頸直徑前支撐的直徑是主軸上一主要的尺寸,設計時,一般先估算或擬定一個尺寸,結構確定后再進行核算。⑶前錐孔直徑前錐孔用來裝頂尖或其他工具錐柄,要求能自鎖,目前采用莫氏六號錐孔。⑷支撐跨距及懸伸長度為了提高剛度,應盡量縮短主軸的外伸長度。。選擇適當?shù)闹慰缇噗?一般推薦取:%=2?3.5,跨距厶小時,軸承變形對軸端變形的影響大。所以,軸承剛度小時,%應選大值,軸剛度差時,則取小值?？缇郘的大小,很大程度上受其他結構的限制,常常不能滿足以上要求。安排結構時カ求接近上述要求。5.6.2主軸材料和熱處理在主軸結構形狀和尺寸一定的條件下,材料的彈性模量E越大,主軸的剛度也越高,由于鋼材的E值較大,故一般采用鋼質(zhì)主軸,一般機床的主軸選用價格便宜、性能良好的45號鋼。提高主軸有關表面硬度，增加耐磨性,在長期使用中不至于喪失精度，這是對主軸熱處理的根本要求。機床主軸都在一定部位上承受著不同程度的摩擦,主軸與滾動軸承配合使用時,軸頸表面具有適當?shù)挠捕瓤筛纳蒲b配工藝并保證裝配精度,通常硬度為HRC40-50即可滿足要求。一般機床的主軸,淬火時要求無裂紋,硬度均勻:淬硬層深度不小于1mm,駆1.5-2加,使精磨后仍能保留一點深度的淬硬層，主軸熱處理后變形要小。螺紋表面一般不淬火;淬火部位的空刀槽不能過深,臺階交接處應該倒角;滲氮主軸的銳邊、棱角必須倒圓R>0.5mm,可避免滲氮層穿透剝落。5.6.3主軸軸承⑴軸承類型選擇主軸前軸承有兩種常用的類型:雙列短圓柱滾子軸承。承載能力大,可同時承受徑向カ和軸向カ,結構比較簡單,但允許的極限轉(zhuǎn)速低ー些。與雙列短圓柱滾子軸承配套使用承受軸向カ的軸承有三種:60°角雙向推力向心球軸承。是ー種新型軸承,在近年生產(chǎn)的機床上廣泛采用。具有承載能力大,允許極限轉(zhuǎn)速高的特點。外徑比同規(guī)格的雙列圓柱滾子軸承小一些。在使用中,這種軸承不承受徑向カ。推力球軸承。承受軸向カ的能力最高，但允許的極限轉(zhuǎn)速低,容易發(fā)熱。向心推力球軸承。允許的極限轉(zhuǎn)速高，但承載能力低,主要用于高速輕載的機床。⑵軸承的配置大多數(shù)機床主軸采用兩個支撐,結構簡單,制造方便,但為了提高主軸剛度也有用三個支撐的了。三支撐結構要求箱體上三支撐孔具有良好的同心度，否則溫升和空載功率增大,效果不一定好。三孔同心在工藝上難度較大,可以用兩個支撐的主要支撐,第三個為輔助支撐。輔助支撐軸承（中間支撐或后支撐）保持比較大的游隙（約0.03?0.07如〃）,只有在載荷比較大、軸產(chǎn)生彎曲變形時,輔助支撐軸承オ起作用。軸承配置時,除選擇軸承的類型不同外,推力軸承的布置是主要差別。推力軸承布置在前軸承、后軸承還是分別布置在前、后軸承，影響著溫升后軸的伸長方向以及結構的負責程度,應根據(jù)機床的實際要求確定。在配置軸承時,應注意以下幾點:①每個支撐點都要能承受經(jīng)向カ。兩個方向的軸向カ應分別有相應的軸承承受。徑向力和兩個方向的軸向カ都應傳遞到箱體上,即負荷都由機床支撐件承受。⑶軸承的精度和配合主軸軸承精度要求比一般傳動軸高。前軸承的誤差對主軸前端的影響最大，所以前軸承的精度一般比后軸承選擇高一級。普通精度級機床的主軸，前軸承的選C或。級,后軸承選?；駿級。選擇軸承的精度時,既要考慮機床精度要求,也要考慮經(jīng)濟性。軸承與軸和軸承與箱體孔之間，一般都采用過渡配合。另外軸承的內(nèi)外環(huán)都是薄壁件,軸和孔德形狀誤差都會反映到軸承滾道上去。如果配合精度選的太低,會降低軸承的回轉(zhuǎn)精度,所以軸和孔的精度應與軸承精度相匹配。⑷軸承間隙的調(diào)整為了提高主軸的回轉(zhuǎn)精度和剛度，主軸軸承的間隙應能調(diào)整。把軸承調(diào)到合適的負間隙,形成一定的預負載,回轉(zhuǎn)精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗震性也有改善。預負載使軸承內(nèi)產(chǎn)生接觸變形,過大的預負載對提高剛度沒有明顯的小果,而磨損發(fā)熱量和噪聲都會增大,軸承壽命將因此而降低。軸承間隙的調(diào)整量，應該能方便而且能準確地控制,但調(diào)整機構的結構不能太復雜。雙列短圓柱滾子軸承內(nèi)圈相對外圈可以移動,當內(nèi)圈向大端軸向移動時,由于1：12的內(nèi)錐孔,內(nèi)圈將脹大消除間隙。其他軸承調(diào)整也有與主軸軸承相似的問題。特別要注意:調(diào)整落幕的端面與螺紋中心線的垂直度,隔套兩個端面的平行度都由較高要求,否則,調(diào)整時可能將軸承壓偏而破壞精度。隔套越長,誤差的影響越小。螺母端面對螺紋中心線垂直度、軸上和孔上套簡兩端平行度等均有嚴格的精度要求。5.6.4主軸與齒輪的連接齒輪與主軸的連接可以用花鍵或者平鍵;軸做成圓柱體,或者錐面（錐度一般取1：15左右）。錐面配合對中性好,但加工較難。平鍵一般用ー個或者兩個（相隔180度布置）,兩國特鍵不但平衡較好,而且平鍵高度較低,避免因齒輪鍵槽太深導致小齒輪輪轂厚度不夠的問題。5.6.5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:⑴堵——加密封裝置防止油外流。主軸轉(zhuǎn)速高,多采用非接觸式的密封裝置,形式很多,一種軸與軸承蓋之間留?！?0.3mm的間隙（間隙越小,密封效果越好,但エ藝困難）。還有一種是在軸承蓋的孔內(nèi)開一個或幾個并列的溝槽（圓弧形或v形）,效果比上一種好些。在軸上增開了溝槽（矩形或鋸齒形）,效果又比前兩種好。在有大量切屑、灰塵和冷卻液的環(huán)境中工作時,可采用曲路密封,曲路可做成軸向或徑向。徑向式的軸承蓋要做成剖分式，較為復雜。⑵疏導ーー在適當?shù)牡胤阶龀龌赜吐?使油能順利地流回到油箱。5.6.6其他問題主軸上齒輪應盡可能靠近前軸承,大齒輪更應靠前,這樣可以減小主軸的扭轉(zhuǎn)變形。當后支承采用推力軸承時,推力軸承承受著前向后的軸向カ,推力軸承緊靠在孔的內(nèi)端面,所以,內(nèi)端面需要加工,端面和孔有較高的垂直度要求,否則將影響主軸的回轉(zhuǎn)精度。支承孔如果直接開在箱體上,內(nèi)端面加工有一定難度。為此,可以加一個杯形套孔解決,套孔單獨在車床上加工，保證高的端面與孔德垂直度。主軸的直徑主要取決于主軸需要的剛度、結構等。各種牌號鋼材的彈性模量基本一樣,對剛度影響不大。主軸一般選優(yōu)質(zhì)中碳鋼即可。精度較高的機床主軸考慮到熱處理變形的影響,可以選用400或其他合金鋼。主軸頭部需要淬火,硬度為“RC50?55。其他部分處理后,調(diào)整硬度為“BS220?250。第6章傳動件的設計6.1帶輪的設計三角帶傳動中,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(zhuǎn)速n=1440r/min,傳遞功率P=5.5kW,傳動比i=2.6,ー班制,一天運轉(zhuǎn)8小時,工作年數(shù)10年。⑴選擇三角帶的型號由［4］り56表8-7工作情況系數(shù)ら查的共況系數(shù)K.=l.1。故根據(jù)【4】ム6公式（8-21）Pca="=1.1x5.5=6.05伏卬）式中Pー電動機額定功率,儲ー工作情況系數(shù)因此根據(jù)に、為由【4】生7圖8T1普通V帶輪型圖選用A型。⑵確定帶輪的基準直徑R,D2帶輪的直徑越小帶的彎曲應カ就越大。為提高帶的壽命,小帶輪的直徑，不宜過小,即，NOmin。查【4】ム7表8-8、圖8-11和％5表8-6取主動小帶輪基準直徑D,=125771/77〇由【4】幾〇公式（8T5a）=—D,（1-￡,） （6-1）n2式中:〃「小帶輪轉(zhuǎn)速,〃2一大帶輪轉(zhuǎn)速,￡ー帶的滑動系數(shù),一般取0.02。；? 劣=とたx125（1-0.02）=315加加,由【4】生フ表8-8取圓整為315mm。⑶驗算帶速度V,按[4]40式(873)驗算帶的速度y=萬。_3.14X125X144°=94°m/-60x1000- 60x1000一,八V5m/s<v<30m/s,故帶速合適。⑷初定中心距帶輪的中心距,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)選取:根據(jù)【4】/2經(jīng)驗公式(8-20)0.7(O[+D2)<A^<2(0]+02)(6-2)即308〃[〃[<A0<880mm,取ん=600mm.⑸三角帶的計算基準長度ム由【41公式(8-22)計算帶輪的基準長度ム)=2ム+ +.)+色/'，(6-3)"=2x800+—x(125+315)+⑶5T25)=2302.08,〃,”0 2 4x800由【4】正如表8-2,圓整到標準的計算長度L=2273mm⑹驗算三角帶的撓曲次數(shù)“=1°1==10.314407%,符合要求。⑺確定實際中心距A按[4]幾8公式(8-23)計算實際中心距A=An+=800-14.5=785.5mm° 2⑻驗算小帶輪包角a,根據(jù)【4】ん8公式(8-25)a,?180°一一L_Lx57.30=166.14°>120°.故主動輪上包角合適。A⑼確定三角帶根數(shù)Z根據(jù)【4】48式（8-26）得z= - (6-4)Po+AP<AA查表【4】ん3表8-4d由i=2.6和〃[=1440r/min得如。=0.15KW,査表【4】表8-5,し=0.96;查表【4】表8-2,長度系數(shù)ん=1.06=2.87 6.05

(1.92+=2.87.?.取Z=3根⑩計算預緊カ査[4I表8-3,q=0.lkg/m由[4I式(8-27)F.=500厶(—‘一"%)+qv2

vZka(6-5)其中: 「0“ー帶的變速功率,KW；vー帶速,m/s；qー每米帶的質(zhì)量,kg/m:取q=0.lkg/m。v=9.42m/s〇F.}=500x-605-x(25ー。96)+〇lx9422=180.76N9.42x3 0.96(11)、計算作用在軸上的壓軸カFq?2ZF0sin?2x3x180.76xsin166214=1066.61N査表【4】ム2表8-4a由Z)]=125mm和〃i=1440r/min得Po=1.92KW6.2傳動軸的直徑估算傳動軸除應滿足強度要求外,還應滿足剛度的要求,強度要求保證軸在反復載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高,不允許有較大變形。因此疲勞強度一般不失是主要矛盾,除了載荷很大的情況外,可以不必驗算軸的強度。剛度要求保證軸在載荷下不至發(fā)生過大的變形。因此,必須保證傳動軸有足夠的剛度。6.2.I確定各軸轉(zhuǎn)速⑴、確定主軸計算轉(zhuǎn)速:計算轉(zhuǎn)速勺是傳動件能傳遞全部功率的最低轉(zhuǎn)速。各傳動件的計算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖上,按主軸的計算轉(zhuǎn)速和相應的傳動關系確定。根據(jù)【1】表3T0,主軸的計算轉(zhuǎn)速為--1 --Iny=nmin￠>3=25x1.413=71r/min（2）、各變速軸的計算轉(zhuǎn)速:①軸HI的計算轉(zhuǎn)速可從主軸71r/min按86/22的變速副找上去,軸0的計算轉(zhuǎn)速〃バ為10017min；②軸II的計算轉(zhuǎn)速nj2為280r/min；③軸I的計算轉(zhuǎn)速〃ガ為56017min。（3）、各齒輪的計算轉(zhuǎn)速各變速組內(nèi)一般只計算組內(nèi)最小齒輪，也是最薄弱的齒輪,故也只需確定最小齒輪的計算轉(zhuǎn)速。①變速組c中,22/86只需計算z=22的齒輪,計算轉(zhuǎn)速為280r/min；②變速組b計算z=23的齒輪,計算轉(zhuǎn)速為280r/min；③變速組a應計算z=28的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為56017min。（4）、核算主軸轉(zhuǎn)速誤差n.;）.=1440x^126/^328x42/42x44/44x72/36=1106.3r/min=1120r/min...（〃實ー〃林）X100%=⑴063Tl20）X100%=1.22%<5%〃杯 H20所以合適。6.2.2傳動軸直徑的估算:確定各軸最小直徑根據(jù)【5】公式（7-1）,d>914 ,并查【5】表7-13得至!］レ］取1。マ〃M(1)I軸的直徑:取ク?=0.96,〃リ=560r/min⑵II軸的直徑：取%=小x0.98x0.99x0.99=0.922,〃バ=280/7min⑶III軸的直徑:取ワ3=ク2x0.98x0.99=0.89,〃ア=100r/min其中:Pー電動機額定功率（kW）；クー從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積;〃廣該傳動軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min）：レH專動軸允許的扭轉(zhuǎn)角（o1m）〇當軸上有鍵槽時,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【5】表7-12。I和IV為由鍵槽并且軸!V為空心軸，II和III為花鍵軸。根據(jù)以上原則各軸的直徑取值：4=30〃n〃,品和在后文給定,I軸采用光軸,n軸和ni軸因為要安裝滑移齒輪所以都采用花鍵軸。因為矩形花鍵定心精度高,定心穩(wěn)定性好,能用磨削的方法消除熱處理變形,定心直徑尺寸公差和位置公差都能獲得較高的精度，故我采用矩形花鍵連接。按GB/T1144-1987規(guī)定,矩形花鍵的定心方式為小徑定心。查【15】表5-3-30的矩形花

鍵的基本尺寸系列,n軸花鍵軸的規(guī)格NxdxOxB為8x36x42x7;山軸花鍵軸的規(guī)格NxdxOx8為8x42x48x8〇⑷各軸間的中心距的確定:(zt(zt+z2)m(28+56)x4=168(zwn)；(23+(23+65)x5=220(mm)；(22+(22+86)x52cos15.42°=280.082(nwi)；2.3鍵的選擇查（4I表6-1選擇軸I上的鍵,根據(jù)軸的直徑">44?50,鍵的尺寸選擇鍵寬bx鍵高/J取14x9,鍵的長度L取63。選擇軸III上的鍵,根據(jù)軸的直徑d>50?58,鍵的尺寸選擇鍵寬わx鍵高力取16x10,間的長度L取80。主軸處鍵的選擇同上，鍵的尺寸為鍵寬bx鍵高人取22x14,鍵的長度L取100。6.3傳動軸的校核需要驗算傳動軸薄弱環(huán)節(jié)處的傾角荷撓度。驗算傾角時,若支撐類型相同則只需驗算支反カ最大支撐處傾角;當此傾角小于安裝齒輪處規(guī)定的許用值時,則齒輪處傾角不必驗算。驗算撓度時,要求驗算受力最大的齒輪處,但通?？沈炈銈鲃虞S中點處撓度（誤差く%3）.當軸的各段直徑相差不大，計算精度要求不高時,可看做等直徑,采用平均直徑4進行計算,計算花鍵軸傳動軸一般只驗算彎曲剛度,花鍵軸還應進行鍵側擠壓驗算。彎曲剛度驗算;的剛度時可采用平均直徑4或當量直徑ム。一般將軸化為集中載荷下的簡支梁,其撓度和傾角計算公式見【5】表7-15.分別求出各載荷作用下所產(chǎn)生的撓度和傾角,然后疊加,注意方向符號，在同一平面上進行代數(shù)疊加,不在同一平面上進行向量疊加。

6.3.1傳動軸的校核(DI軸的校核:通過受力分析,在ー軸的三對嚙合齒輪副中,中間的兩對齒輪對I軸中點處的撓度影響最大，所以,選擇中間齒輪嚙合來進行校核T=9.55xl06xP/n=9.55xl06x5.5x0.96/=90^-m工=2x774=2x90/(112x10-3)=]607.1N最大撓度:Fxh(3Z2-4パ)0max- 48￡71607,1x115x(3x2662-4x1152)x(1Q-3)448x210xl09x%x30“入(10ー3)4=73.53x1〇一シ初”式中;E一材料彈性模量;E=2.1xlO9MPa;,時的,就4 3.14x30",2… 4/ー軸的:/= = =39740.6/Wガ;64 64查【1】表3-12許用撓度レ]=0.03x4=0.12mm;。〈ト1所以合格。(2)II軸、III軸的校核同上。6.3.2鍵的校核鍵和軸的材料都是鋼,由【4】表6-2查的許用擠壓應カ匕ノ=10〇?120Mpa,取其中間值,[b"=110MPa。鍵的工作長度，=ムーわ=63〃加一14nnn=49mm,鍵與輪殼鍵槽的接觸高度ん=0.5/?=0.5x9mm=4.5加加。由【4】式(6T)可得2Txi〇3冊2Txi〇3冊—kid2x400xl034.5x49x46MPa=78.87MPa<[ct;,1=1lOMPa式中:T-傳遞的轉(zhuǎn)矩,N?m;kー鍵與輪轂鍵槽的接觸高度,A=0.5〃,此處ル為鍵的高度,W〃/ー鍵的工作長度,，〃T〃,圓頭平鍵，=丄ーんん為鍵的公稱長度,Z〃，〃,わ為鍵的寬度,/〃，〃;dー鍵的直徑,ノ〃7〃;［bp］ー鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應カ,MPa,鍵14】表6-2；可見連接的擠壓強度足夠了,鍵的標記為:鍵14x63G8/T1096-20036.4各變速組齒輪模數(shù)的確定和校核6.4.1齒輪模數(shù)的確定齒輪模數(shù)的估算。通常同一變速組內(nèi)的齒輪取相同的模數(shù),如齒輪材料相同時,選擇負荷最重的小齒輪,根據(jù)齒面接觸疲勞強度和齒輪彎曲疲勞強度條件按【5】表7T7進行估算模數(shù)，〃“和，》尸,并按其中較大者選取相近的標準模數(shù)，為簡化工藝變速傳動系統(tǒng)內(nèi)各變速組的齒輪模數(shù)最好一樣，通常不超過2?3種模數(shù)。先計算最小齒數(shù)齒輪的模數(shù),齒輪選用直齒圓柱齒輪及斜齒輪傳動,查【4】表10-8齒輪精度選用7級段,再由【4】表10-1選擇小齒輪材料為40c,（調(diào)質(zhì)）,硬度為280HBS：根據(jù)【5】表7-17；有公式:齒面接觸疲勞強度:mH>16020,1長尸（ム+?― （6-6）］弘〃ノZP/"齒輪彎曲疲勞強度:mF>4303——— （6-7）V屮””へ⑴a變速組：分別計算各齒輪模數(shù)，先計算最小齒數(shù)28的齒輪。①齒面接觸疲勞強度（6-6）其中: 〃-公比:〃=2：P-齒輪傳遞的名義功率;P=0.96x5.5=5.28KW；夕”,ー齒寬系數(shù)/=b/，〃=5-10；

び場ー齒輪許允接觸應カ0"〃0=0.9%.，外.由【5】圖7-6按MQ線查取;〃廠計算齒輪計算轉(zhuǎn)速;Kー載荷系數(shù)取1.2〇0"“.=650MPa,(yHP=650MPax0.9=585MPa>16020?=3.19機機 1,2x5.28x3_

8x282x2x585>16020?=3.19機機根據(jù)【6】表10-4將齒輪模數(shù)圓整為4mm〇②齒輪彎曲疲勞強度（6-7）其中:Pー齒輪傳遞的名義功率;P=0.96x5.5=5.28KW；夕,"ー齒寬系數(shù)（pm-blm=5-10；O>pー齒輪許允齒根應カ=1.4（TFUm，°71im由【5】圖7-11按MQ線查取;〃廣計算齒輪計算轉(zhuǎn)速;Kー載荷系數(shù)取1.2〇*=300MP。，，crFP=300MPaxl.4=420MPamFi>mFi>43031.2x5.288x560x28x420=2.12mm根據(jù)【6】表10-4將齒輪模數(shù)圓整為2.5mm〇*/mHi>%］所以叫=4mm于是變速組a的齒輪模數(shù)取m=4mm,b=32mm〇軸I上主動輪齒輪的直徑:da}=4x28=112mm；du2=4x35=140mm；da3=4x42=168mm〇軸!I上三聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為:

daX=4x56=224mm；da2=4x49=196mm；da3=4x42=16Smm（2）b變速組:確定軸n上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù),先計算最小齒數(shù)23的齒輪。①齒面接觸疲勞強度（6-6）其中: 〃ー公比:〃=2.8；Pー齒輪傳遞的名義功率;P=0.922x5.5=5.071KW；夕,“ー齒寬系數(shù)シ,“=b/m=5-10；びめー齒輪許允接觸應カ＜rHP=0.9o-Hlim,分.由【5】圖7-6按MQ線査取;〃廣計算齒輪計算轉(zhuǎn)速;Kー載荷系數(shù)取1.2〇uni,m=650MPa,二(yHP=650Mpax0.9=5S5MPa??mH2>160203 ??mH2>1602038x232x2.8x5852x280根據(jù)【6】表10-4將齒輪模數(shù)圓整為5mm〇②齒輪彎曲疲勞強度（6-7）其中:Pー齒輪傳遞的名義功率;P=0.922x5.5=5.071KW；W,”ー齒寬系數(shù)タm=b/m=5-10；びド戶-齒輪許允齒根應カび。=1.4叫而,。.由［5】圖7T1按MQ線査??；〃廠計算齒輪計算轉(zhuǎn)速;Kー載荷系數(shù)取1.2。叫e=300Mpa,*=300Mpaxl.4=420MpamF21.2x5.071>4303mF21.2x5.071>4303\8x280x23x420=2.82/nm根據(jù)【6】表10-4將齒輪模數(shù)圓整為3mm〇tnH2>mF2所以か2=5mm于是變速組b的齒輪模數(shù)取m=5mm,b=40mm〇軸H上主動輪齒輪的直徑:dhl=5x23=115mm；db2=5x44=220mm〇軸HI上雙聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為:dh]=5x64=320mm；dh2=5x44=220mm〇⑶c變速組:為了使傳動平穩(wěn),所以使用斜齒輪,取切“=5m切,螺旋角タ=14。。計算中心距a,a=億+Z2)〃，“=巴86)x5=278.35(,〃か)2cosA2xcos14"ュ圓整為280mmo修正螺旋角月,P=arccos(4+Z2)x5_arccos(22+86)x5=15.422x280 2x280因￡值改變不多,所以參數(shù)4,Kp,Z”等值不必修正。所以軸III上兩聯(lián)動主動輪齒輪的直徑分別為:22x5cos15.42°72x522x5cos15.42°=114.11mm;くつ= =373.44m〃2cosl5.42°軸IV上兩從動輪齒輪的直徑分別為:,? 86x5 “"ハ, ?? 36x5 ”””dハ= =446.06〃〃刀"〃〃;d門= =186.72"〃〃。cos15.42" cos15.42°⑷標準齒輪參數(shù):a=20度,h*a=l,c*=0.25從【7】表5-1查得以下公式齒頂圓直徑da=(zf+2!ia)m；齒根圓直徑《=(z)-2h*-2c*)m；分度圓直徑d=mzi齒頂高ha=h*am；齒根高hf=(h*a+c*)m；齒輪的具體值見表

表6.1齒輪尺寸表(單位:mm)齒輪齒數(shù)Z模數(shù)m//m〃分度圓直徑d齒頂圓直徑da齒根圓直徑カ齒頂高ル齒根高hfL284112120102452.354140148130453.424168176158454.564224232214455.494196204186456.424168176158457.235115125102.556.258.445220230207.556.259.655325335312.556.2510.445220230207.556.2511.225114.12124.5101.165.196.4812.725373.44383.82360.485.196.4813.865446.06456.44433.15.196.4814.365186.72197.1173.765.196.48齒寬的確定由公式人=ジ,“皿丹=5?10) (6-8)得:!軸主動輪齒輪仇=8x4=32mm；(2)II軸主動輪齒輪レn=8x5=40mm；⑶III軸主動輪齒輪%=40mm；一般一對嚙合齒輪,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,應主動輪比從動輪齒寬大（5?10mm）。所以:ム=シ2=d=32m〃7,シ4=シ5=み6=24機機,ル=為=40〃〃%,b9=4〇=32mm,仄]=ム2=40〃!〃!9b]3=I4=32mm〇齒輪結構的設計通過齒輪傳動強度的計算,只能確定出齒輪的主要尺寸,如齒數(shù)、模數(shù)、齒寬、螺旋角、分度圓直徑等,而齒圈、輪輻、輪轂等的結構形式及尺寸大小,通常都由結構設計而定。當齒頂圓直徑4V160〃〃〃時,可以做成實心式結構的齒輪。當160〃/〃7エ44500〃1機時,可做成腹板式結構,再考慮到加工問題,現(xiàn)決定把齒輪9、12和13做成腹板式結構。其余做成實心結構。根據(jù)[4】圖10-39（a）齒輪9、12和13結構尺寸計算如下:⑴齒輪9結構尺寸計算&x1.6d=1.6x58=92.8〃?〃?，4取94〃?〃?；t=3x5=15mm；=df-2t=312.5-2x15=282.5〃?〃?,R取284〃?〃i；Do=0.5（0]+4）=0.5（284+94）=189〃?〃?；%=0.25（R-4）=0.25x（284-94）=47.5〃?〃?,取48〃?〃?；B=32mm；C?（0.2?0.3）B=（6.4?9.6）〃?〃?,C取10〃?〃?〇⑵齒輪12結構尺寸計算d｝工1.61=1.6x58=92.8〃?〃?，4取94〃?〃?；1=3x5=15mm；0,=スー2f=360.48-2x15=330.48〃?〃?,鼻取332〃?〃?；D0=0.5（B+4）=0.5（332+94