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機(jī)械裝備設(shè)計(jì)
最大加工直徑為Φ400普通車床主軸箱設(shè)計(jì)(題目7）
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目錄
第1章 機(jī)床用途、性能及結(jié)構(gòu)簡單說明 6
第2章 設(shè)計(jì)部分的基本技術(shù)特性和結(jié)構(gòu)分析 7
2.1車床主參數(shù)和基本參數(shù) 7
2.2 確定傳動(dòng)公比 7
2.3擬定參數(shù)的步驟和方法 7
2.3.1 極限切削速度Vmax、Vmin 7
2.3.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速 7
第3章 運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì) 9
3.1 主電機(jī)功率——?jiǎng)恿?shù)的確定 9
3.2確定結(jié)構(gòu)式 9
3.3 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 10
3.4 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖 10
3.5 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù) 11
3.6 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 13
第4章 設(shè)計(jì)部分的動(dòng)力計(jì)算 13
4.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 13
4.1.1計(jì)算設(shè)計(jì)功率Pd 13
4.1.2選擇帶型 14
4.1.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速 15
4.1.4確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長度并驗(yàn)算小輪包角 16
4.1.5確定帶的根數(shù)z 17
4.1.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 17
4.1.7確定帶的張緊裝置 17
4.1.8計(jì)算壓軸力 17
4.2 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算 19
4.3 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算 20
4.4 傳動(dòng)軸最小軸徑的初定 25
4.5 主軸合理跨距的計(jì)算 26
4.6 軸承的選擇 27
4.7 鍵的規(guī)格 27
4.8變速操縱機(jī)構(gòu)的選擇 27
4.9主軸合理跨距的計(jì)算 27
4.10 軸承壽命校核 28
第5章 主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及說明 29
5.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案 29
5.2 展開圖及其布置 30
結(jié)束語 31
參考文獻(xiàn) 32
3
第1章 機(jī)床用途、性能及結(jié)構(gòu)簡單說明
機(jī)床技術(shù)參數(shù)有主參數(shù)和基本參數(shù)，他們是運(yùn)動(dòng)傳動(dòng)和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的依據(jù)，影響到機(jī)床是否滿足所需要的基本功能要求，參數(shù)擬定就是機(jī)床性能設(shè)計(jì)。主參數(shù)是直接反映機(jī)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(shè)計(jì)題目中給定，基本參數(shù)是一些加工件尺寸、機(jī)床結(jié)構(gòu)、運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力特性有關(guān)的參數(shù)，可歸納為尺寸參數(shù)、運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)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(shè)計(jì)的機(jī)床工藝范圍和使用情況做全面的調(diào)研和統(tǒng)計(jì)，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(jī)床技術(shù)參數(shù)，擬定參數(shù)時(shí)，要考慮機(jī)床發(fā)展趨勢和同國內(nèi)外同類機(jī)床的對比，使擬定的參數(shù)最大限度地適應(yīng)各種不同的工藝要求和達(dá)到機(jī)床加工能力下經(jīng)濟(jì)合理。
機(jī)床主傳動(dòng)系因機(jī)床的類型、性能、規(guī)格和尺寸等因素的不同，應(yīng)滿足的要求也不一樣。設(shè)計(jì)機(jī)床主傳動(dòng)系時(shí)最基本的原則就是以最經(jīng)濟(jì)、合理的方式滿足既定的要求。在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)結(jié)合具體機(jī)床進(jìn)行具體分析，一般應(yīng)滿足的基本要求有：滿足機(jī)床使用性能要求。首先應(yīng)滿足機(jī)床的運(yùn)動(dòng)特性，如機(jī)床主軸油足夠的轉(zhuǎn)速范圍和轉(zhuǎn)速級數(shù)；滿足機(jī)床傳遞動(dòng)力的要求。主電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)機(jī)構(gòu)能提供足夠的功率和轉(zhuǎn)矩，具有較高的傳動(dòng)效率；滿足機(jī)床工作性能要求。主傳動(dòng)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(jì)性要求。傳動(dòng)鏈盡可能簡短，零件數(shù)目要少，以便節(jié)約材料，降低成本。
31
第2章 設(shè)計(jì)部分的基本技術(shù)特性和結(jié)構(gòu)分析
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：
原始數(shù)據(jù)：
主電動(dòng)機(jī)功率（kw） 主電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（r\min） 最低轉(zhuǎn)速（r/min） 級數(shù)Z 公比
5.5 1440 16 12 1.41
2.2 確定傳動(dòng)公比
根據(jù)【1】公式（3-2）因?yàn)橐阎? R==
取值為710r/min
由公式R=，其中 =1.41，R=43.79，z=12
根據(jù)【1】表3-5 標(biāo)準(zhǔn)公比。這里我們?nèi)?biāo)準(zhǔn)公比系列=1.41
因?yàn)?1.41=1.066，根據(jù)【1】表3-6標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列。首先找到最小極限轉(zhuǎn)速45，再每跳過5個(gè)數(shù)取一個(gè)轉(zhuǎn)速，即可得到公比為1.41的數(shù)列：16,22.4，31.5，45，63，90，125，180，250，355，500，710
2.3擬定參數(shù)的步驟和方法
2.3.1 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 2.1
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
3～8
2.3.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速
計(jì)算車床主軸極限轉(zhuǎn)速時(shí)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(zhǔn)數(shù)列數(shù)值，
取
考慮到設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴(kuò)大傳動(dòng)。各級轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標(biāo)準(zhǔn)的數(shù)列表中查出，按標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速數(shù)列為：
16,22.4，31.5，45，63，90，125，180，250，355，500，710
第3章 運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)
3.1 主電機(jī)功率——?jiǎng)恿?shù)的確定
合理地確定電機(jī)功率N，使機(jī)床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機(jī)經(jīng)常輕載而降低功率因素。
根據(jù)題設(shè)條件電機(jī)功率為5.5KW
可選取電機(jī)為：Y132S-4額定功率為5.5KW，滿載轉(zhuǎn)速為1440r/min.
3.2確定結(jié)構(gòu)式
可以按照Z=12進(jìn)行分配
已知Z=x3b
a，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(shí)現(xiàn)變速。
確定變速組傳動(dòng)副數(shù)目
實(shí)現(xiàn)12級主軸轉(zhuǎn)速變化的傳動(dòng)系統(tǒng)可以寫成多種傳動(dòng)副組合：
a）12=3 b）12=43
c）12=3 d）12=2
12=2
在上述的方案中1和2有時(shí)可以省掉一根軸。缺點(diǎn)是有一個(gè)傳動(dòng)組內(nèi)有四個(gè)傳動(dòng)副。如果用一個(gè)四聯(lián)滑移齒輪的話則會增加軸向尺寸；如果用兩個(gè)滑移雙聯(lián)齒輪，則操縱機(jī)構(gòu)必須互梭以防止兩個(gè)滑移齒輪同時(shí)嚙合。所以一般少用。
3，4，5方案可根據(jù)下面原則比較：從電動(dòng)機(jī)到主軸，一般為降速傳動(dòng)。接近電動(dòng)機(jī)處的零件，轉(zhuǎn)速較高從而轉(zhuǎn)矩較小，尺寸也較小。如使傳動(dòng)副較多的傳動(dòng)組放在接近電動(dòng)機(jī)處，則可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就可少些，就省材料了。這就是“前多后少”的原則。從這個(gè)角度考慮，以取12=3的方案為好。
在12=2中，又因基本組和擴(kuò)大組排列順序的不同而有不同的方案?？赡艿牧N方案，其結(jié)構(gòu)網(wǎng)和結(jié)構(gòu)式見下面的圖。在這些方案中可根據(jù)下列原則選擇最佳方案。
1）傳動(dòng)副的極限傳動(dòng)比和傳動(dòng)組的極限變速范圍 在降速傳動(dòng)時(shí)，為防止被動(dòng)齒輪的直徑過大而使徑向尺寸太大，常限制最小傳動(dòng)比1/4。在升速時(shí)，為防止產(chǎn)生過大的震動(dòng)和噪聲，常限制最大傳動(dòng)比。因此主傳動(dòng)鏈任一傳動(dòng)組的最大變速范圍一般為。方案a b c d是可行的。方案d f是不可行的。
同時(shí)，最后傳動(dòng)組與最后擴(kuò)大組往往是一致的，安裝在主軸與主軸前一傳動(dòng)軸的具有極限或接近極限傳動(dòng)比的齒輪副承受最大扭矩，在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)上可以獲得較為滿意的處理。這也就是最后傳動(dòng)組的傳動(dòng)副經(jīng)常為2的另一原因。設(shè)計(jì)車床主變速傳動(dòng)系時(shí)，為避免從動(dòng)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 ；為避免擴(kuò)大傳動(dòng)誤差，減少震動(dòng)噪聲，在升速時(shí)一般限制最大轉(zhuǎn)速比。斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)較平穩(wěn)，可取。因此在主變速鏈任一變速組的最大變速范圍。在設(shè)計(jì)時(shí)必須保證中間變速軸的變速范圍最小。
3.3 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)緊湊的原則易知第二擴(kuò)大組的變速范圍r=φ(P3-1)x=1.414=3.95〈8 滿足要求
圖3.1 結(jié)構(gòu)網(wǎng)圖
3.4 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖
（1）選擇電動(dòng)機(jī)：采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。
（2）繪制轉(zhuǎn)速圖：
圖3.2 轉(zhuǎn)速圖
（3）畫主傳動(dòng)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(dòng)系統(tǒng)圖如圖3.3：
1-2軸最小中心距：A1_2min>1/2(Zmaxm+2m+D)
軸最小齒數(shù)和:Szmin>(Zmax+2+D/m)
3.5 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù)
(1)Sz100-124,中型機(jī)床Sz=70-100
(2)直齒圓柱齒輪Zmin18-24,m4
圖3.3 主傳動(dòng)系統(tǒng)圖
（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(jì)要求Zmin≥18~24,齒數(shù)和Sz≤100～124，由表4.1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動(dòng)比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表
（8） 3.1。
表3.1 齒輪齒數(shù)
傳動(dòng)比
基本組
第一擴(kuò)大組
第二擴(kuò)大組
1:1.41
1:2
1:2.8
1:1.41
1:4
2:1
1：2
代號
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z’
Z5
Z5’
Z
Z
Z7
Z7’
齒數(shù)
30
42
24
48
19
53
35
49
17
67
60
30
18
72
3.6 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差
實(shí)際傳動(dòng)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％
經(jīng)過計(jì)算都能滿足小于4.1％的要求，檢驗(yàn)合格。
第4章 設(shè)計(jì)部分的動(dòng)力計(jì)算
4.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)
輸出功率P=5.5kW,轉(zhuǎn)速n1=1440r/min,n2=710r/min
4.1.1計(jì)算設(shè)計(jì)功率Pd
表4 工作情況系數(shù)
工作機(jī)
原動(dòng)機(jī)
ⅰ類
ⅱ類
一天工作時(shí)間/h
10~16
10~16
載荷
平穩(wěn)
液體攪拌機(jī)；離心式水泵；通風(fēng)機(jī)和鼓風(fēng)機(jī)（）；離心式壓縮機(jī)；輕型運(yùn)輸機(jī)
1.0
1.1
1.2
1.1
1.2
1.3
載荷
變動(dòng)小
帶式運(yùn)輸機(jī)（運(yùn)送砂石、谷物），通風(fēng)機(jī)（）；發(fā)電機(jī)；旋轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機(jī)床；剪床；壓力機(jī)；印刷機(jī)；振動(dòng)篩
1.1
1.2
1.3
1.2
1.3
1.4
載荷
變動(dòng)較大
螺旋式運(yùn)輸機(jī)；斗式上料機(jī)；往復(fù)式水泵和壓縮機(jī)；鍛錘；磨粉機(jī)；鋸木機(jī)和木工機(jī)械；紡織機(jī)械
1.2
1.3
1.4
1.4
1.5
1.6
載荷
變動(dòng)很大
破碎機(jī)（旋轉(zhuǎn)式、顎式等）；球磨機(jī)；棒磨機(jī)；起重機(jī)；挖掘機(jī)；橡膠輥壓機(jī)
1.3
1.4
1.5
1.5
1.6
1.8
根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時(shí)），查《機(jī)械設(shè)計(jì)》P296表4，
取KA＝1.1。即
4.1.2選擇帶型
普通V帶的帶型根據(jù)傳動(dòng)的設(shè)計(jì)功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按《機(jī)械設(shè)計(jì)》P297圖13－11選取。
根據(jù)算出的Pd＝6.05kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n1＝1440r/min ，查圖得：dd=80～100可知應(yīng)選取A型V帶。
4.1.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P298表13－7查得，小帶輪基準(zhǔn)直徑為80～100mm
則取dd1=100mm> ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得）
表3 V帶帶輪最小基準(zhǔn)直徑
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
20
50
75
125
200
355
500
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P295表13-4查“V帶輪的基準(zhǔn)直徑”，得=200mm
① 誤差驗(yàn)算傳動(dòng)比： （為彈性滑動(dòng)率）
誤差 符合要求
② 帶速
滿足5m/s
300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。
總之，小帶輪選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。
4.1.7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。
4.1.8計(jì)算壓軸力
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝120.67N，上面已得到=167.59o，z=4，則
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(shí)要進(jìn)行動(dòng)平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應(yīng)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(dòng)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(yīng)V帶在帶輪上彎曲時(shí)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。
表 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）
項(xiàng)目
?
符號
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
基準(zhǔn)寬度
b p
5.3
8.5
11.0
14.0
19.0
27.0
32.0
基準(zhǔn)線上槽深
h amin
1.6
2.0
2.75
3.5
4.8
8.1
9.6
基準(zhǔn)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
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
輪 槽 角
32°
對應(yīng)的基準(zhǔn)直徑 d d
≤ 60
-
-
-
-
-
-
34°
-
≤ 80
≤ 118
≤ 190
≤ 315
-
-
36°
60
-
-
-
-
≤ 475
≤ 600
38°
-
＞ 80
＞ 118
＞ 190
＞ 315
＞ 475
＞ 600
極限偏差
± 1
± 0.5
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(shí)心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d時(shí))，如圖7 -6a。
（2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時(shí))，如圖7-6b。
（3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時(shí))，如圖7 -6c 。
（4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時(shí))，如圖7-6d。
（a） （b） （c） （d）
圖7-6 帶輪結(jié)構(gòu)類型
根據(jù)設(shè)計(jì)結(jié)果，可以得出結(jié)論：小帶輪選擇實(shí)心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）
4.2 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算
（1）主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速nj，由公式n=n得，主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速nj=39.245r/min，
取45 r/min。
(2). 傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速
軸3=180r/min 軸2=250 r/min，軸1=710r/min。
（2）確定各傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速。各計(jì)算轉(zhuǎn)速入表4.6。
表4.6 各軸計(jì)算轉(zhuǎn)速
軸 號
Ⅰ 軸
Ⅱ 軸
Ⅲ 軸
計(jì)算轉(zhuǎn)速 r/min
710
250
180
（3） 確定齒輪副的計(jì)算轉(zhuǎn)速。齒輪Z裝在主軸上其中只有180r/min傳遞全功率，故Zj=180 r/min。
依次可以得出其余齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速，如表4.7。
表4.7 齒輪副計(jì)算轉(zhuǎn)速
序號
Z
Z
Z
Z
Z
n
710
250
250
180
45
4.3 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算
（1）模數(shù)計(jì)算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負(fù)荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強(qiáng)度公式進(jìn)行計(jì)算，即mj=16338可得各組的模數(shù)，如表3-3所示。
根據(jù)和計(jì)算齒輪模數(shù)，根據(jù)其中較大值取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：
=16338=16338mm
——齒輪的最低轉(zhuǎn)速r/min；
——頂定的齒輪工作期限，中型機(jī)床推存：=15～24
——轉(zhuǎn)速變化系數(shù)；
——功率利用系數(shù)；
——材料強(qiáng)化系數(shù)。
——（壽命系數(shù)）的極值
齒輪等轉(zhuǎn)動(dòng)件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數(shù)m和基準(zhǔn)順環(huán)次數(shù)C0
——工作情況系數(shù)。中等中級的主運(yùn)動(dòng)：
——?jiǎng)虞d荷系數(shù)；
——齒向載荷分布系數(shù)；
——齒形系數(shù)；
根據(jù)彎曲疲勞計(jì)算齒輪模數(shù)公式為：
式中：N——計(jì)算齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)遞的額定功率N=?
——計(jì)算齒輪（小齒輪）的計(jì)算轉(zhuǎn)速r/min
——齒寬系數(shù),
Z1——計(jì)算齒輪的齒數(shù)，一般取轉(zhuǎn)動(dòng)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
于內(nèi)嚙合： 命系數(shù)；
：工作期限 ， =；
==3.49
==1.8
=0.84 =0.58
=0.90 =0.55 =0.72
=3.49 0.84 0.58 0.55=0.94
=1.80.84 0.90 0.72=0.99
時(shí)，取=，當(dāng)<時(shí)，取=；
==0.85 =1.5；
=1.2 =1 =0.378
許用彎曲應(yīng)力，接觸應(yīng)力，()
=354 =1750
6級材料的直齒輪材料選；24熱處理S-C59
按接觸疲勞計(jì)算齒輪模數(shù)m
1-2軸由公式mj=16338可得mj=2.7mm，取m=3mm
2-3軸由公式mj=16338可得mj=2.4mm，取m=3mm
3-4軸由公式mj=16338可得mj=3.4mm，取m=3.5mm
由于一般同一變速組內(nèi)的齒輪盡量取同一模數(shù)，所以為了統(tǒng)一和方便如下取：
表4.8 模數(shù)
組號
基本組
第一擴(kuò)大組
第二擴(kuò)大組
模數(shù) mm
3
3
3.5
（2） 基本組齒輪計(jì)算。
基本組齒輪幾何尺寸見下表
表4.9 基本組齒輪計(jì)算表
齒輪
Z1
Z1`
Z2
Z2`
Z3
Z3`
齒數(shù)
30
42
24
48
19
53
分度圓直徑
90
126
72
144
57
159
齒頂圓直徑
96
132
78
150
63
165
齒根圓直徑
82.5
118.5
64.5
136.5
49.5
151.5
齒寬
24
24
24
24
24
24
按基本組最小齒輪計(jì)算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～246HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～246HB，平均取240HB。計(jì)算如下：
① 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算：
接觸應(yīng)力驗(yàn)算公式為
彎曲應(yīng)力驗(yàn)算公式為：
式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動(dòng)機(jī)功率
-----計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）;
m-----初算的齒輪模數(shù)（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)；
=
----工作期限系數(shù)；
T------齒輪工作期限，這里取T=15000h.;
-----齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）,
----基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取=，彎曲載荷取=
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=0.60
----功率利用系數(shù)，查【5】2上，取=0.78
-----材料強(qiáng)化系數(shù)，查【5】2上， =0.60
-----工作狀況系數(shù)，取=1.1
-----動(dòng)載荷系數(shù)，查【5】2上，取=1
------齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2上，=1
Y------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；
---許用彎曲應(yīng)力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；
根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：
=635 Mpa
=78 Mpa
（3）第一擴(kuò)大組齒輪計(jì)算。
擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見下表
4.10 第一擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸
齒輪
Z4
Z4`
Z5
Z5`
齒數(shù)
35
49
17
67
分度圓直徑
105
147
51
201
齒頂圓直徑
111
153
57
207
齒根圓直徑
97.5
139.5
43.5
193..5
齒寬
24
24
24
24
（4）第二擴(kuò)大組齒輪計(jì)算。
擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見下表
4.11第二擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸
齒輪
Z6
Z6`
Z7
Z7`
齒數(shù)
60
30
18
72
分度圓直徑
210
105
63
252
齒頂圓直徑
217
112
70
259
齒根圓直徑
201.25
96.25
54.5
243.5
齒寬
24
24
24
24
按擴(kuò)大組最小齒輪計(jì)算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～246HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～246HB，平均取240HB。
同理根據(jù)基本組的計(jì)算，
查文獻(xiàn)【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，
=1，=1，m=3.5，=355；
可求得：
=619 Mpa
=135Mpa
4.4 傳動(dòng)軸最小軸徑的初定
由【5】式6，傳動(dòng)軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計(jì)算：
d=1.64（mm）
或 d=91（mm）
式中 d---傳動(dòng)軸直徑（mm）
Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000；
N----該軸傳遞的功率（KW）
----該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速
---該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角，=。
各軸最小軸徑如表4.13。
表4.13 最小軸徑
軸 號
Ⅰ 軸
Ⅱ 軸
最小軸徑mm
35
40
4.5 主軸合理跨距的計(jì)算
由于電動(dòng)機(jī)功率P=5.5kw，根據(jù)【1】表3.24，前軸徑應(yīng)為60~90mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的d2=（0.7~0.9）d1，取d2=60mm。根據(jù)設(shè)計(jì)方案，前軸承為NN3016K型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量a=124mm，主軸孔徑為30mm。
軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩T=9550=424.44N.m
設(shè)該機(jī)床為車床的最大加工直徑為400mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟(jì)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） Fc==4716N
背向力（沿x軸） Fp=0.5 Fc=2358N
總作用力 F==5272.65N
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×=7908.97N
RB=F×=5272.65×=2636.325N
根據(jù) 文獻(xiàn)【1】式3.7 得：Kr=3.39得前支承的剛度：KA= 1689.69 N/ ；KB= 785.57 N/；==2.15
主軸的當(dāng)量外徑de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為
I==113.8×10-8m4
η===0.14
查【1】圖3-38 得 =2.0，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距=124×2.0=240mm
合理跨距為（0.75-1.5），取合理跨距l(xiāng)=360mm。
根據(jù)結(jié)構(gòu)的需要，主軸的實(shí)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。
4.6 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6012
II軸：對稱布置深溝球軸承6009
III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7012C
4.7 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
4.8變速操縱機(jī)構(gòu)的選擇
選用左右擺動(dòng)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。
4.9主軸合理跨距的計(jì)算
圖4.3 主軸合理跨距圖
設(shè)機(jī)床最大加工回轉(zhuǎn)直徑為?400mm,電動(dòng)機(jī)功率P=5.5kw，
切削力（沿y軸） Fc=250.346/0.125=2781N
背向力（沿x軸） Fp=0.5 Fc=1390N
總作用力 F==3109N
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×N
RB=F×=3109×N
根據(jù)《主軸箱設(shè)計(jì)》得：=3.39得前支承的剛度：KA= 1376.69 N/ ；KB= 713.73 N/；==1.93
主軸的當(dāng)量外徑de=(85+65)/2=75mm，故慣性矩為
I==1.55×10-6m4
η===0.38
查《主軸箱設(shè)計(jì)》圖 得 =2.5，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距=85×2.5=212.5mm
合理跨距為（0.75-1.5），取合理跨距l(xiāng)=250mm。
根據(jù)結(jié)構(gòu)的需要，主軸的實(shí)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。
4.10 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=XFr+YFa
X=1，Y=0。
對Ⅱ軸受力分析
圖4.4 Ⅱ軸受力分析
得：前支承的徑向力Fr=2642.32N。
由軸承壽命的計(jì)算公式：預(yù)期的使用壽命 [L10h]=15000h
L10h=×=×=h≥[L10h]=15000h
軸承壽命滿足要求。
圖4.5 軸承
第5章 主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及說明
5.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案
設(shè)計(jì)主軸變速箱的結(jié)構(gòu)包括傳動(dòng)件（傳動(dòng)軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動(dòng)器等）、主軸組件、操縱機(jī)構(gòu)、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結(jié)件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設(shè)計(jì)由于時(shí)間的限制，一0般只畫展開圖。
主軸變速箱是機(jī)床的重要部件。設(shè)計(jì)時(shí)除考慮一般機(jī)械傳動(dòng)的有關(guān)要求外，著重考慮以下幾個(gè)方面的問題。
精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動(dòng)效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結(jié)構(gòu)工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標(biāo)準(zhǔn)化和通用化的原則。
主軸變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)整個(gè)機(jī)床設(shè)計(jì)的重點(diǎn)，由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜，設(shè)計(jì)中不可避免要經(jīng)過反復(fù)思考和多次修改。在正式畫圖前應(yīng)該先畫草圖。目的是：
1 布置傳動(dòng)件及選擇結(jié)構(gòu)方案。
2 檢驗(yàn)傳動(dòng)設(shè)計(jì)的結(jié)果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時(shí)改正。
3 確定傳動(dòng)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(diǎn)和受力方向，為軸和軸承的驗(yàn)算提供必要的數(shù)據(jù)。
5.2 展開圖及其布置
展開圖就是按照傳動(dòng)軸傳遞運(yùn)動(dòng)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(gè)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，負(fù)責(zé)齒輪無法加工。這樣軸的間距加大。另一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(dòng)，右邊接通得到三級反向轉(zhuǎn)動(dòng)。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第一種方案，通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結(jié)構(gòu)。
總布置時(shí)需要考慮制動(dòng)器的位置。制動(dòng)器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動(dòng)器不要放在轉(zhuǎn)速太低軸上，以免制動(dòng)扭矩太大，是制動(dòng)尺寸增大。
齒輪在軸上布置很重要，關(guān)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。
結(jié)束語
1、本次課程設(shè)計(jì)是針對專業(yè)課程基礎(chǔ)知識的一次綜合性應(yīng)用設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)過程應(yīng)用了《機(jī)械制圖》、《機(jī)械原理》、《工程力學(xué)》等。
2、本次課程設(shè)計(jì)充分應(yīng)用了以前所學(xué)習(xí)的知識，并應(yīng)用這些知識來分析和解決實(shí)際問題。
3、本次課程設(shè)計(jì)進(jìn)一步掌握了一般設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)思路和設(shè)計(jì)切入點(diǎn)，同時(shí)對機(jī)械部件的傳動(dòng)設(shè)計(jì)和動(dòng)力計(jì)算也提高了應(yīng)用各種資料和實(shí)際動(dòng)手的能力。
4、本次課程設(shè)計(jì)進(jìn)一步規(guī)范了制圖要求，掌握了機(jī)械設(shè)計(jì)的基本技能。
5、本次課程設(shè)計(jì)由于學(xué)習(xí)知識面的狹窄和對一些概念的理解不夠深刻，以及缺乏實(shí)際設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，使得設(shè)計(jì)黨中出現(xiàn)了許多不妥和錯(cuò)誤之處，誠請老師給予指正和教導(dǎo)。
參考文獻(xiàn)
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