CW6163車床主軸箱課程設計【含CAD圖紙】

- 1 -課 程 設 計 說 明 書專 業(yè) 班 級 學生姓名 學 號 課 題 車床主軸箱設計 指導教師 設計日期 年 3月 30日 - 2 -機床主軸變速箱設計任務書題目：1、床上最大最大工件回轉直徑為 630mm. 2、 ；最大轉速 800，最下轉速 8，變速范圍是100； 3、公比 =1.334、轉速級數為 17，電動機 10KW，1445r/min,內容：1、展開圖2、截面圖 3、課程設計說明書- 3 -班 級： 學 生： 學 號：指導老師： - 4 -目錄1.概述 - 1 -1.1 機床主軸箱課程設計的目的 .- 1 -1.2 設計任務和主要技術要求 .- 1 -1.3 操作性能要求 - 1 -2.參數的擬定 - 2 -2.1 確定調速范圍 - 2 -2.2 主電機選擇 - 2 -3.傳動設計 - 2 -3.1 主傳動方案擬定 - 2 -3.2 傳動結構式、結構網的選擇 - 3 -3.2.1 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數目 .- 3 -3.2.2 傳動式的擬定 .- 3 -3.2.3 結構式的擬定 .- 4 -3.3 轉速圖的擬定 - 4 -4. 傳動件的估算 - 5 -4.1 三角帶傳動的計算 - 5 -- 5 -(1)選擇三角帶的型號 - 5 -(2)確定帶輪的計算直徑 ?D， ?- 6 -(3)確定三角帶速度 - 6 -(4)初步初定中心距 - 6 -(5)三角帶的計算基準長度 ?L- 7 -(6)驗算三角帶的撓曲次數 - 7 -(7)確定實際中心距 A- 7 -(8)驗算小帶輪包角 ?- 7 -(9)確定三角帶根數 Z.- 7 -(10)計算預緊力 - 8 -4.2 傳動軸的估算 - 8 -4.2.1 主軸的計算轉速 .- 9 -4.2.2 各傳動軸的計算轉速 .- 9 -4.2.3 各軸直徑的估算 .- 9 -4.3 齒輪齒數的確定和模數的計算 - 10 -4.3.1 齒輪齒數的確定 .- 10 -4.3.2 齒輪模數的計算 .- 11 -4.3.4 齒寬確定 - 16 -4.3.5 齒輪結構設計 .- 16 -- 6 -4.4 帶輪結構設計 - 17 -4.5 傳動軸間的中心 - 17 -4.6 片式摩擦離合器的選擇和計算 - 18 -4.6.1 摩擦片的徑向尺寸 .- 18 -4.6.2 按扭矩選擇摩擦片結合面的數目 .- 18 -4.6.3 離合器的軸向拉緊力 .- 19 -4.6.4 反轉摩擦片數 .- 19 -5. 動力設計 - 20 -5.1 傳動軸的驗算 - 20 -5.1.1 Ⅰ軸的強度計算 - 21 -5.1.2 作用在齒輪上的力的計算 .- 21 -5.1.3 主軸抗震性的驗算 .- 24 -5.2 齒輪校驗 - 27 -5.3 軸承的校驗 .- 28 -6.結構設計及說明 - 29 -6.1 結構設計的內容、技術要求和方案 - 29 -6.2 展開圖及其布置 - 30 -6.3 I 軸（輸入軸）的設計 .- 30 -- 7 -6.4 齒輪塊設計 - 31 -6.4.1 其他問題 - 32 -6.5 傳動軸的設計 - 32 -6.6 主軸組件設計 - 34 -6.6.1 各部分尺寸的選擇 .- 34 -6.6.2 主軸軸承 .- 35 -6.6.3 主軸與齒輪的連接 .- 36 -6.6.4 潤滑與密封 .- 37 -6.6.5 其他問題 .- 37 -感言 .- 38 -參考文獻 .- 38 -- 1 -1.概述1.1 機床主軸箱課程設計的目的機床課程設計，是在學習過課程之后進行的實踐性教學環(huán)節(jié)。其目的在于通過機床運動機械變速傳動系統(tǒng)的結構設計，使學生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，編寫技術文件和查閱技術資料等方面的綜合訓練，樹立正確的設計思想，掌握基本的設計方法，并培養(yǎng)學生具有初步的結構分析，結構設計和計算能力。1.2 設計任務和主要技術要求普通機床的規(guī)格和類型有系列型譜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。主要用于加工回轉體。車床的主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數：1、床上最大最大工件回轉直徑為 630mm. 2、 ；最大轉速 800，最下轉速 8，變速范圍是 100； 3、公比 =1.334、轉速級數為 17，電動機 10KW，1455r/min, 1.3 操作性能要求1）具有皮帶輪卸荷裝置2）手動操縱雙向摩擦片離合器實現主軸的正反轉及停止運動要求 3）主軸- 2 -的變速由變速手柄完成2.參數的擬定2.1 確定調速范圍nR?miax??zn?R= 800/8=1002.2 主電機選擇合理的確定電機功率，使機床既能充分發(fā)揮其使用性能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素。已知異步電動機的轉速有 3000 、1500 、1000 、750 ，已知 是 7.1KW，根據《車床設計手冊》附錄表 2 選 Y132M-4，額定功率 10 ，滿載轉速1455r/min ， 。 3.傳動設計3.1 主傳動方案擬定擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以及開停、幻想、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、機構以及組成、安排不同特點的傳動型式、變速類型。- 3 -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、性能及經濟等多方面統(tǒng)一考慮。傳動方案有多種，傳動型式更是眾多，比如：傳動型式上有集中傳動，分離傳動；擴大變速范圍可用增加傳動組數，也可用背輪結構、分支傳動等型式；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，我們采用集中傳動型式的主軸變速箱。3.2 傳動結構式、結構網的選擇結構式、結構網對于分析和選擇簡單的串聯(lián)式的傳動不失為有用的方法，但對于分析復雜的傳動并想由此導出實際的方案，就并非十分有效。3.2.1 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數目級數為 Z 的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳動組組成，各傳動組分別有 、?Z、……個傳動副。即 ? ??321Z?傳動副中由于結構的限制以 2 或 3 為合適，即變速級數 Z 應為 2 和 3 的因子： ，可以有多種方案，例： baZ???18=3×3×（ 1+1×1）3.2.2 傳動式的擬定7 級轉速傳動系統(tǒng)的傳動組，選擇傳動組安排方式時，考慮到機床主軸變速箱- 4 -的具體結構、裝置和性能。在Ⅰ軸如果安置換向摩擦離合器時，為減少軸向尺寸，第一傳動組的傳動副數不能多，以 2 為宜。主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大，因此主軸上齒輪少些為好。最后一個傳動組的傳動副常選用 2。綜上所述，傳動式為 18=3×3×（1+1 ×1） ，其中有兩個重合，所以為 17 級3.2.3 結構式的擬定由于本次設計的機床 I 軸裝有摩擦離合器，在結構上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑。所以選的方案。18=3×3×（ 1+1×1）3.3轉速圖的擬定正轉轉速圖：- 5 -主傳動系圖為：- 6 -4. 傳動件的估算4.1 三角帶傳動的計算三角帶傳動中，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。(1)選擇三角帶的型號根據公式Pc=KA P=1.1×10=11kw式中 P---電動機額定功率， --工作aK情況系數 - 7 -查《機械設計》圖 8-8 因此選擇 B 型帶。(2)確定帶輪的計算直徑 ?D， ?帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑 不宜?D過小，即 。查《機械設計》表 8-3，minD??查課本表 6-3，小帶輪最小基準直徑 dmdmin1 =130mm ，再參考課本圖 6-10，取小帶輪基準直徑 dmd1 =140，則大帶輪的基準直徑為 dmd2=i×dmd1 =1.67×140=233.8mm，根據表 6-3 中基準直徑系列，取標準值 dmd2=230mm 。(3)確定三角帶速度按公式 帶速合適。其中，smssmndv /30~25/74.6/10645106 ????????????dmd1--- 小帶輪直徑，mm ；n 1----小帶輪轉速，r/min。 另外， ，也符合要求。 ssv/]25,[/74.??(4)初步初定中心距帶輪的中心距，通常根據機床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內選?。焊鶕涷灩?????120120.7DADm???即：259mm 740mm0A取 =500mm.0- 8 -(5)三角帶的計算基準長度 ?L ?????????????ADAL?mmm504)123()014(2502 2??=1584mm由《機械設計》表 8-2，圓整到標準的計算長度 mLd160?(6)驗算三角帶的撓曲次數10.640svuL??次符合要求。 (7)確定實際中心距 AmmLad 508214605200 ???????(8)驗算小帶輪包角 ?，主動輪上包角合適。000211857.6812DA??????(9)確定三角帶根數 Z根據《機械設計》式 8-22 得:- 9 -0calpzk????查表 6-4 用內插法得 基本額定功率 kWP32.0?查表 6-5 用內插法得 額定功率的增量 15.0?查表 6-6 用內插法得 包角修正系數 98.?aK查表 6-2 得 V 帶基準長度的修正系數 .0L為避免 V 型帶工作時各根帶受力嚴重不均勻，限制根數不大于 10 。12.5908.)15.032.(????z取 z=5 根(10)計算預緊力查《機械設計》表 8-4，q=0.18kg/m20 2.517.8.50.895932.capFqvvzkN????????????(11)計算壓軸力 NFZFp3.1282/168sin507i)()(0mimin???- 10 -4.2 傳動軸的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。4.2.1 主軸的計算轉速主軸的計算轉速是低速第一個三分之一變速范圍的最高一級轉速： min/34.18813minrjz??????4.2.2 各傳動軸的計算轉速軸Ⅴ：有 18 級轉速，其中 80r/min 通過齒輪獲得 63r/min，剛好能傳遞全部功率：所以：n V =136r/min同理可得：n Ⅳ =340r/min ，n Ⅲ =159r/min ，nⅡ =516r/min,nⅠ =880r/min- 11 -4.2.3 各軸直徑的估算4jPdKAmN??其中：P-電動機額定功率K-鍵槽系數A-系數-從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積；?-該傳動軸的計算轉速。jn計算轉速 是傳動件能傳遞全部功率的最低轉速。各傳動件的計算轉速可以從j轉速圖上，按主軸的計算轉速和相應的傳動關系確定。Ⅰ軸： ， 取 30mmmd4.2375.08194???Ⅱ軸： , 取 35mm9.8.164Ⅲ軸：, 取 35mmmd3.475.0194???Ⅳ軸 , 取 40md357.0419???- 12 -Ⅴ軸：, 取 50mmmd3.475.03194???Ⅵ軸：P 為 10kw，查的 d 取 110mm此軸徑為平均軸徑，設計時可相應調整。4.3 齒輪齒數的確定和模數的計算4.3.1 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械設計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，變速組內每對齒輪的齒數和 及小齒輪的齒數可以從表zS3-6（機械制造裝備設計）中選取。一般在主傳動中，最小齒數應大于 18～20。采用三聯(lián)滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪之間的齒數關系：三聯(lián)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。第一組齒輪：50/33，50/49,37/63,43/57 第二組齒輪：33/48,19/62,49/31第三組齒輪：26/52，48/85第四組齒輪：- 13 -22/55第五組齒輪：20/84.3.2 齒輪模數的計算(1)Ⅰ-Ⅱ 齒輪彎曲疲勞的計算：1dN7.5096kw7.2????33.2.054jmzn??（機床主軸變速箱設計指導 P36， 為大齒輪的計算轉速，可根據轉速圖jn確定）齒面點蝕的計算：337.2700956jNAm??取 A=90，由中心距 A 及齒數計算出模數：12902.4553jmZ????根據計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數。取 所以取j2.05?2.5?(2) Ⅱ-Ⅲ齒輪彎曲疲勞的計算：2N7.5096.80.9kw6.1????- 14 -336.91222.0jNmzn?????齒面點蝕的計算：336.917720.5NAmn??取 A=121，由中心距 A 及齒數計算出模數：1212.7563jmZ????根據計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數。取 j2.75?所以取 3m(3)Ⅲ-Ⅳ 齒輪彎曲疲勞的計算：3N7.5096.80.9.9kw1kw???33.7122.64580jmzn????齒面點蝕的計算：，336.71700.98NAn??取 A=162，由中心距 A 及齒數計算出模數：1262.835jmZ????根據計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數。- 15 -取 所以取2.83m??3m?(4)Ⅳ-Ⅴ 齒輪彎曲疲勞的計算：3N7.5096.80.9.908.kw1kw????33.5122.3780jmzn????齒面點蝕的計算：，336.517070.8NAn??取 A=161，由中心距 A 及齒數計算出模數：12613.97jmZ????根據計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數。取 所以取3.69??4?(5)Ⅴ-Ⅵ 齒輪彎曲疲勞的計算：3N7.5096.80.98kw.1kw???336.122.895jmzn????齒面點蝕的計算：- 16 -，336.17070.89NAmn??取 A=172，由中心距 A 及齒數計算出模數：1273.456jZ????根據計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數。取 所以取3.89m??4m?(4)標準齒輪：**20h1c0.25???度 ， ，從機械原理 表 10-2 查得以下公式齒頂圓 mhzdaa)2+(=*1齒根圓 *1fac??分度圓 zd=齒頂高 mha*齒根高 caf)+(=*齒輪的具體值見表齒輪尺寸表齒輪 齒數 z 模數 m 分度圓 d 齒頂圓- 17 -ad1 34 2.5 85 902 54 2.5 135 1403 39 2.5 97.5 102.54 49 2.5 122.5 127.55 34 3 102 1086 54 3 162 1687 44 3 132 1388 44 3 132 1389 25 3 75 8110 63 3 189 19511 26 3 78 8412 65 3 195 20113 56 3 168 17414 35 3 105 11115 23 4 92 10016 72 4 288 29617 53 4 212 22018 42 4 168 176- 18 -19 44 4 176 18420 56 4 224 232齒輪 齒根圓 fd齒頂高 ah齒根高 fh1 91.25 91.25 91.252 141.25 141.25 141.253 103.75 103.75 103.754 128.75 128.75 128.755 109.5 109.5 109.56 169.5 169.5 169.57 139.5 139.5 139.58 139.5 139.5 139.59 82.5 82.5 82.510 196.5 196.5 196.511 85.5 85.5 85.512 202.5 202.5 202.513 175.5 175.5 175.514 112.5 112.5 112.5- 19 -15 102 102 10216 298 298 29817 222 222 22218 178 178 17819 186 186 18620 234 234 2344.3.4 齒寬確定由公式 得：??6~10,mB??為 模 數第一套嚙合齒輪 ?2.5I m??第二套嚙合齒輪 ?6~10380IB第三套嚙合齒輪 ?I??第四套嚙合齒輪 ?6~10420IVBm第五套嚙合齒輪 ???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嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設計上，應主動輪比小齒輪齒寬大所以 ， ， ，127,15Bm?317Bm?41556789108,,- 20 -11213149,8,,9BmBm??151617,4,251819202,3,9BB??4.3.5 齒輪結構設計當 時，可做成腹板式結構，再考慮到加工問題，現16050amd?敲定把齒輪 14 做成腹板式結構。其余做成實心結構。齒輪 14 計算如下：， ， ，??01~4272anDdMm???486Ddm?31.6.813Ddm?????03.5.3182????103/2180,2C?4.4 帶輪結構設計查《機械設計》P156 頁，當 。D 是軸承外徑，30dm?時 ,采 用 腹 板 式查《機械零件手冊》確定選用深溝球軸承 6211，d=55mm,D=100mm。帶輪內孔尺寸是軸承外徑尺寸 100mm。齒《機械設計》表 8-10 確定參數得：min8.5,2.0,9.,12,85.,38dafbhef???????帶輪寬度： ????5764Bzf?????分度圓直徑： ，280dm?- 21 -1'.9.81085/242dDmCB????6,L4.5 傳動軸間的中心 md15021?????I.?dIV5.20?mI`.71?dIV20??4.6 片式摩擦離合器的選擇和計算片式摩擦離合器目前在機床中應用廣泛，因為它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。4.6.1 摩擦片的徑向尺寸摩擦片的外徑尺寸受到輪廓空間的限制，且受制于軸徑 d，而摩擦片的內外徑又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： mD)6~2(1??- 22 -d 為軸的直徑，取 d=55，所以55+5=60mm?1D特性系數 是外片內徑 與內片外徑 D2之比?1取 =0.7，則內摩擦片外徑m7.850612??4.6.2 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，jMd由于普通機床是在空載下啟動反向的，故只需按離合器結合后的靜負載扭矩來計算。即：??2017.340.65.189nMKZfDbp????取 Z=94.6.3 離合器的軸向拉緊力由 ，得：?KpSQ??][N6.31594.029?查《機床零件手冊》 ，摩擦片的型號如下：內片：Dp=72.85，查表?。?D=85mm，d=55mm- 23 -b=1.5mm,B=9.7mmH=23.5mm, =0.5mm?外片：Dp=72.85，查表?。?D=87mm，d=56mmb=1.5mm,B=20mmH=48mm,H1=42mm=0.5mm?內外片的最小間隙為：0.2～0.4mm4.6.4 反轉摩擦片數 49507.61.3.9882jnjNMKm????????20.813.146753.40nKZfDbp????取 Z=45. 動力設計- 1 -課 程 設 計 說 明 書專 業(yè) 班 級 學生姓名 學 號 課 題 車床主軸箱設計 指導教師 設計日期 年 3月 30日 - 2 -機床主軸變速箱設計任務書題目：1、床上最大最大工件回轉直徑為 630mm. 2、 ；最大轉速 800，最下轉速 8，變速范圍是100； 3、公比 =1.334、轉速級數為 17，電動機 10KW，1445r/min,內容：1、展開圖2、截面圖 3、課程設計說明書- 3 -班 級： 學 生： 學 號：指導老師： - 4 -目錄1.概述 - 1 -1.1 機床主軸箱課程設計的目的 .- 1 -1.2 設計任務和主要技術要求 .- 1 -1.3 操作性能要求 - 1 -2.參數的擬定 - 2 -2.1 確定調速范圍 - 2 -2.2 主電機選擇 - 2 -3.傳動設計 - 2 -3.1 主傳動方案擬定 - 2 -3.2 傳動結構式、結構網的選擇 - 3 -3.2.1 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數目 .- 3 -3.2.2 傳動式的擬定 .- 3 -3.2.3 結構式的擬定 .- 4 -3.3 轉速圖的擬定 - 4 -4. 傳動件的估算 - 5 -4.1 三角帶傳動的計算 - 5 -- 5 -(1)選擇三角帶的型號 - 5 -(2)確定帶輪的計算直徑 ?D， ?- 6 -(3)確定三角帶速度 - 6 -(4)初步初定中心距 - 6 -(5)三角帶的計算基準長度 ?L- 7 -(6)驗算三角帶的撓曲次數 - 7 -(7)確定實際中心距 A- 7 -(8)驗算小帶輪包角 ?- 7 -(9)確定三角帶根數 Z.- 7 -(10)計算預緊力 - 8 -4.2 傳動軸的估算 - 8 -4.2.1 主軸的計算轉速 .- 9 -4.2.2 各傳動軸的計算轉速 .- 9 -4.2.3 各軸直徑的估算 .- 9 -4.3 齒輪齒數的確定和模數的計算 - 10 -4.3.1 齒輪齒數的確定 .- 10 -4.3.2 齒輪模數的計算 .- 11 -4.3.4 齒寬確定 - 16 -4.3.5 齒輪結構設計 .- 16 -- 6 -4.4 帶輪結構設計 - 17 -4.5 傳動軸間的中心 - 17 -4.6 片式摩擦離合器的選擇和計算 - 18 -4.6.1 摩擦片的徑向尺寸 .- 18 -4.6.2 按扭矩選擇摩擦片結合面的數目 .- 18 -4.6.3 離合器的軸向拉緊力 .- 19 -4.6.4 反轉摩擦片數 .- 19 -5. 動力設計 - 20 -5.1 傳動軸的驗算 - 20 -5.1.1 Ⅰ軸的強度計算 - 21 -5.1.2 作用在齒輪上的力的計算 .- 21 -5.1.3 主軸抗震性的驗算 .- 24 -5.2 齒輪校驗 - 27 -5.3 軸承的校驗 .- 28 -6.結構設計及說明 - 29 -6.1 結構設計的內容、技術要求和方案 - 29 -6.2 展開圖及其布置 - 30 -6.3 I 軸（輸入軸）的設計 .- 30 -- 7 -6.4 齒輪塊設計 - 31 -6.4.1 其他問題 - 32 -6.5 傳動軸的設計 - 32 -6.6 主軸組件設計 - 34 -6.6.1 各部分尺寸的選擇 .- 34 -6.6.2 主軸軸承 .- 35 -6.6.3 主軸與齒輪的連接 .- 36 -6.6.4 潤滑與密封 .- 37 -6.6.5 其他問題 .- 37 -感言 .- 38 -參考文獻 .- 38 -- 1 -1.概述1.1 機床主軸箱課程設計的目的機床課程設計，是在學習過課程之后進行的實踐性教學環(huán)節(jié)。其目的在于通過機床運動機械變速傳動系統(tǒng)的結構設計，使學生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，編寫技術文件和查閱技術資料等方面的綜合訓練，樹立正確的設計思想，掌握基本的設計方法，并培養(yǎng)學生具有初步的結構分析，結構設計和計算能力。1.2 設計任務和主要技術要求普通機床的規(guī)格和類型有系列型譜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。主要用于加工回轉體。車床的主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數：1、床上最大最大工件回轉直徑為 630mm. 2、 ；最大轉速 800，最下轉速 8，變速范圍是 100； 3、公比 =1.334、轉速級數為 17，電動機 10KW，1455r/min, 1.3 操作性能要求1）具有皮帶輪卸荷裝置2）手動操縱雙向摩擦片離合器實現主軸的正反轉及停止運動要求 3）主軸- 2 -的變速由變速手柄完成2.參數的擬定2.1 確定調速范圍nR?miax??zn?R= 800/8=1002.2 主電機選擇合理的確定電機功率，使機床既能充分發(fā)揮其使用性能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素。已知異步電動機的轉速有 3000 、1500 、1000 、750 ，已知 是 7.1KW，根據《車床設計手冊》附錄表 2 選 Y132M-4，額定功率 10 ，滿載轉速1455r/min ， 。 3.傳動設計3.1 主傳動方案擬定擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以及開停、幻想、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、機構以及組成、安排不同特點的傳動型式、變速類型。- 3 -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、性能及經濟等多方面統(tǒng)一考慮。傳動方案有多種，傳動型式更是眾多，比如：傳動型式上有集中傳動，分離傳動；擴大變速范圍可用增加傳動組數，也可用背輪結構、分支傳動等型式；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，我們采用集中傳動型式的主軸變速箱。3.2 傳動結構式、結構網的選擇結構式、結構網對于分析和選擇簡單的串聯(lián)式的傳動不失為有用的方法，但對于分析復雜的傳動并想由此導出實際的方案，就并非十分有效。3.2.1 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數目級數為 Z 的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳動組組成，各傳動組分別有 、?Z、……個傳動副。即 ? ??321Z?傳動副中由于結構的限制以 2 或 3 為合適，即變速級數 Z 應為 2 和 3 的因子： ，可以有多種方案，例： baZ???18=3×3×（ 1+1×1）3.2.2 傳動式的擬定7 級轉速傳動系統(tǒng)的傳動組，選擇傳動組安排方式時，考慮到機床主軸變速箱- 4 -的具體結構、裝置和性能。在Ⅰ軸如果安置換向摩擦離合器時，為減少軸向尺寸，第一傳動組的傳動副數不能多，以 2 為宜。主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大，因此主軸上齒輪少些為好。最后一個傳動組的傳動副常選用 2。綜上所述，傳動式為 18=3×3×（1+1 ×1） ，其中有兩個重合，所以為 17 級3.2.3 結構式的擬定由于本次設計的機床 I 軸裝有摩擦離合器，在結構上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑。所以選的方案。18=3×3×（ 1+1×1）3.3轉速圖的擬定正轉轉速圖：- 5 -主傳動系圖為：- 6 -4. 傳動件的估算4.1 三角帶傳動的計算三角帶傳動中，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。(1)選擇三角帶的型號根據公式Pc=KA P=1.1×10=11kw式中 P---電動機額定功率， --工作aK情況系數 - 7 -查《機械設計》圖 8-8 因此選擇 B 型帶。(2)確定帶輪的計算直徑 ?D， ?帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑 不宜?D過小，即 。查《機械設計》表 8-3，minD??查課本表 6-3，小帶輪最小基準直徑 dmdmin1 =130mm ，再參考課本圖 6-10，取小帶輪基準直徑 dmd1 =140，則大帶輪的基準直徑為 dmd2=i×dmd1 =1.67×140=233.8mm，根據表 6-3 中基準直徑系列，取標準值 dmd2=230mm 。(3)確定三角帶速度按公式 帶速合適。其中，smssmndv /30~25/74.6/10645106 ????????????dmd1--- 小帶輪直徑，mm ；n 1----小帶輪轉速，r/min。 另外， ，也符合要求。 ssv/]25,[/74.??(4)初步初定中心距帶輪的中心距，通常根據機床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內選?。焊鶕涷灩?????120120.7DADm???即：259mm 740mm0A取 =500mm.0- 8 -(5)三角帶的計算基準長度 ?L ?????????????ADAL?mmm504)123()014(2502 2??=1584mm由《機械設計》表 8-2，圓整到標準的計算長度 mLd160?(6)驗算三角帶的撓曲次數10.640svuL??次符合要求。 (7)確定實際中心距 AmmLad 508214605200 ???????(8)驗算小帶輪包角 ?，主動輪上包角合適。000211857.6812DA??????(9)確定三角帶根數 Z根據《機械設計》式 8-22 得:- 9 -0calpzk????查表 6-4 用內插法得 基本額定功率 kWP32.0?查表 6-5 用內插法得 額定功率的增量 15.0?查表 6-6 用內插法得 包角修正系數 98.?aK查表 6-2 得 V 帶基準長度的修正系數 .0L為避免 V 型帶工作時各根帶受力嚴重不均勻，限制根數不大于 10 。12.5908.)15.032.(????z取 z=5 根(10)計算預緊力查《機械設計》表 8-4，q=0.18kg/m20 2.517.8.50.895932.capFqvvzkN????????????(11)計算壓軸力 NFZFp3.1282/168sin507i)()(0mimin???- 10 -4.2 傳動軸的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。4.2.1 主軸的計算轉速主軸的計算轉速是低速第一個三分之一變速范圍的最高一級轉速： min/34.18813minrjz??????4.2.2 各傳動軸的計算轉速軸Ⅴ：有 18 級轉速，其中 80r/min 通過齒輪獲得 63r/min，剛好能傳遞全部功率：所以：n V =136r/min同理可得：n Ⅳ =340r/min ，n Ⅲ =159r/min ，nⅡ =516r/min,nⅠ =880r/min- 11 -4.2.3 各軸直徑的估算4jPdKAmN??其中：P-電動機額定功率K-鍵槽系數A-系數-從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積；?-該傳動軸的計算轉速。jn計算轉速 是傳動件能傳遞全部功率的最低轉速。各傳動件的計算轉速可以從j轉速圖上，按主軸的計算轉速和相應的傳動關系確定。Ⅰ軸： ， 取 30mmmd4.2375.08194???Ⅱ軸： , 取 35mm9.8.164Ⅲ軸：, 取 35mmmd3.475.0194???Ⅳ軸 , 取 40md357.0419???- 12 -Ⅴ軸：, 取 50mmmd3.475.03194???Ⅵ軸：P 為 10kw，查的 d 取 110mm此軸徑為平均軸徑，設計時可相應調整。4.3 齒輪齒數的確定和模數的計算4.3.1 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械設計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，變速組內每對齒輪的齒數和 及小齒輪的齒數可以從表zS3-6（機械制造裝備設計）中選取。一般在主傳動中，最小齒數應大于 18～20。采用三聯(lián)滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪之間的齒數關系：三聯(lián)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。第一組齒輪：50/33，50/49,37/63,43/57 第二組齒輪：33/48,19/62,49/31第三組齒輪：26/52，48/85第四組齒輪：- 13 -22/55第五組齒輪：20/84.3.2 齒輪模數的計算(1)Ⅰ-Ⅱ 齒輪彎曲疲勞的計算：1dN7.5096kw7.2????33.2.054jmzn??（機床主軸變速箱設計指導 P36， 為大齒輪的計算轉速，可根據轉速圖jn確定）齒面點蝕的計算：337.2700956jNAm??取 A=90，由中心距 A 及齒數計算出模數：12902.4553jmZ????根據計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數。取 所以取j2.05?2.5?(2) Ⅱ-Ⅲ齒輪彎曲疲勞的計算：2N7.5096.80.9kw6.1????- 14 -336.91222.0jNmzn?????齒面點蝕的計算：336.917720.5NAmn??取 A=121，由中心距 A 及齒數計算出模數：1212.7563jmZ????根據計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數。取 j2.75?所以取 3m(3)Ⅲ-Ⅳ 齒輪彎曲疲勞的計算：3N7.5096.80.9.9kw1kw???33.7122.64580jmzn????齒面點蝕的計算：，336.71700.98NAn??取 A=162，由中心距 A 及齒數計算出模數：1262.835jmZ????根據計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數。- 15 -取 所以取2.83m??3m?(4)Ⅳ-Ⅴ 齒輪彎曲疲勞的計算：3N7.5096.80.9.908.kw1kw????33.5122.3780jmzn????齒面點蝕的計算：，336.517070.8NAn??取 A=161，由中心距 A 及齒數計算出模數：12613.97jmZ????根據計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數。取 所以取3.69??4?(5)Ⅴ-Ⅵ 齒輪彎曲疲勞的計算：3N7.5096.80.98kw.1kw???336.122.895jmzn????齒面點蝕的計算：- 16 -，336.17070.89NAmn??取 A=172，由中心距 A 及齒數計算出模數：1273.456jZ????根據計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數。取 所以取3.89m??4m?(4)標準齒輪：**20h1c0.25???度 ， ，從機械原理 表 10-2 查得以下公式齒頂圓 mhzdaa)2+(=*1齒根圓 *1fac??分度圓 zd=齒頂高 mha*齒根高 caf)+(=*齒輪的具體值見表齒輪尺寸表齒輪 齒數 z 模數 m 分度圓 d 齒頂圓- 17 -ad1 34 2.5 85 902 54 2.5 135 1403 39 2.5 97.5 102.54 49 2.5 122.5 127.55 34 3 102 1086 54 3 162 1687 44 3 132 1388 44 3 132 1389 25 3 75 8110 63 3 189 19511 26 3 78 8412 65 3 195 20113 56 3 168 17414 35 3 105 11115 23 4 92 10016 72 4 288 29617 53 4 212 22018 42 4 168 176- 18 -19 44 4 176 18420 56 4 224 232齒輪 齒根圓 fd齒頂高 ah齒根高 fh1 91.25 91.25 91.252 141.25 141.25 141.253 103.75 103.75 103.754 128.75 128.75 128.755 109.5 109.5 109.56 169.5 169.5 169.57 139.5 139.5 139.58 139.5 139.5 139.59 82.5 82.5 82.510 196.5 196.5 196.511 85.5 85.5 85.512 202.5 202.5 202.513 175.5 175.5 175.514 112.5 112.5 112.5- 19 -15 102 102 10216 298 298 29817 222 222 22218 178 178 17819 186 186 18620 234 234 2344.3.4 齒寬確定由公式 得：??6~10,mB??為 模 數第一套嚙合齒輪 ?2.5I m??第二套嚙合齒輪 ?6~10380IB第三套嚙合齒輪 ?I??第四套嚙合齒輪 ?6~10420IVBm第五套嚙合齒輪 ???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嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設計上，應主動輪比小齒輪齒寬大所以 ， ， ，127,15Bm?317Bm?41556789108,,- 20 -11213149,8,,9BmBm??151617,4,251819202,3,9BB??4.3.5 齒輪結構設計當 時，可做成腹板式結構，再考慮到加工問題，現16050amd?敲定把齒輪 14 做成腹板式結構。其余做成實心結構。齒輪 14 計算如下：， ， ，??01~4272anDdMm???486Ddm?31.6.813Ddm?????03.5.3182????103/2180,2C?4.4 帶輪結構設計查《機械設計》P156 頁，當 。D 是軸承外徑，30dm?時 ,采 用 腹 板 式查《機械零件手冊》確定選用深溝球軸承 6211，d=55mm,D=100mm。帶輪內孔尺寸是軸承外徑尺寸 100mm。齒《機械設計》表 8-10 確定參數得：min8.5,2.0,9.,12,85.,38dafbhef???????帶輪寬度： ????5764Bzf?????分度圓直徑： ，280dm?- 21 -1'.9.81085/242dDmCB????6,L4.5 傳動軸間的中心 md15021?????I.?dIV5.20?mI`.71?dIV20??4.6 片式摩擦離合器的選擇和計算片式摩擦離合器目前在機床中應用廣泛，因為它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。4.6.1 摩擦片的徑向尺寸摩擦片的外徑尺寸受到輪廓空間的限制，且受制于軸徑 d，而摩擦片的內外徑又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?。?mD)6~2(1??- 22 -d 為軸的直徑，取 d=55，所以55+5=60mm?1D特性系數 是外片內徑 與內片外徑 D2之比?1取 =0.7，則內摩擦片外徑m7.850612??4.6.2 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，jMd由于普通機床是在空載下啟動反向的，故只需按離合器結合后的靜負載扭矩來計算。即：??2017.340.65.189nMKZfDbp????取 Z=94.6.3 離合器的軸向拉緊力由 ，得：?KpSQ??][N6.31594.029?查《機床零件手冊》 ，摩擦片的型號如下：內片：Dp=72.85，查表?。?D=85mm，d=55mm- 23 -b=1.5mm,B=9.7mmH=23.5mm, =0.5mm?外片：Dp=72.85，查表?。?D=87mm，d=56mmb=1.5mm,B=20mmH=48mm,H1=42mm=0.5mm?內外片的最小間隙為：0.2～0.4mm4.6.4 反轉摩擦片數 49507.61.3.9882jnjNMKm????????20.813.146753.40nKZfDbp????取 Z=45. 動力設計