機械畢業(yè)設(shè)計（論文）-C620普通車床的主軸變速箱設(shè)計【全套圖紙】

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1、0 目錄目錄 1 緒 論.2 1.1 課題研究背景及選題的意義 2 1.1.1 課題的背景 2 1.1.2 研究的意義 2 1.1.3 課題的目的 2 1.2 完成的內(nèi)容 3 2 機床主要參數(shù)的確定.4 2.1 動力參數(shù)的確定4 2.2 運動參數(shù)的確定 5 2.2.1 主軸最低和最高轉(zhuǎn)速的確定5 2.2.2 主軸轉(zhuǎn)速數(shù)列的確定5 3 主傳動系統(tǒng)的設(shè)計6 3.1 主傳動方案擬定6 3.2 傳動結(jié)構(gòu)擬定式的選擇6 3.2.1 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目6 3.2.2 分配總降速比7 3.3 皮帶輪直徑和齒輪齒數(shù)的確定及轉(zhuǎn)速圖擬定8 3.3.1 確定皮帶輪動直徑 8 3.3.2 確定齒輪齒數(shù)

2、8 3.3.3 轉(zhuǎn)速圖擬定：.10 3.3.4 主軸轉(zhuǎn)速系列的驗算.10 3.3.5 傳動系統(tǒng)圖的擬定.12 3.4 確定各傳動軸和齒輪的計算轉(zhuǎn)速.12 4 傳動件的估算和驗算.13 4.1 齒輪模數(shù)的計算 .13 4.1.1 各傳動軸功率的計算.13 4.1.2 齒輪模數(shù)的計算 .14 4.1.3 計算各軸之間的中心距.15 4.2 三角帶傳動的計算.15 4.2.1 計算皮帶尺寸 .15 4.3 傳動軸的估算和齒輪尺寸的計算.17 4.3.1 確定各軸的直徑 .17 4.3.2 計算各齒輪的尺寸.18 5 主軸部件的驗算.20 5.1 驗算主軸軸端的位移 ya.20 5.2 前軸承的轉(zhuǎn)角及

3、壽命的驗算.22 5.2.1 驗算前軸承處的轉(zhuǎn)角 .22 5.2.2 驗算前支系壽命.22 6 主傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計 .24 6.1 皮帶輪及齒輪塊設(shè)計.24 6.2 軸承的選擇.24 6.2.1 各軸承的選擇 .24 1 6.2.2 主軸設(shè)計.24 6.3 箱體設(shè)計 .24 6.4 操縱機構(gòu)的設(shè)計 .25 6.5 密封結(jié)構(gòu)及油滑 .25 總 結(jié)26 致 謝27 參考文獻.28 全套圖紙，加 153893706 摘 要 機床設(shè)計和制造的發(fā)展速度是很快的。由原先的只為滿足加工成形而要求 刀具與工件間的某些相對運動關(guān)系和零件的一定強度和剛度，發(fā)展至今日的高 度科學(xué)技術(shù)成果綜合應(yīng)用的現(xiàn)代機床的設(shè)計，

4、也包括計算機輔助設(shè)計（CAD）的 應(yīng)用。但目前機床主軸變速箱的設(shè)計還是以經(jīng)驗或類比為基礎(chǔ)的傳統(tǒng)（經(jīng)驗） 設(shè)計方法。因此，探索科學(xué)理論的應(yīng)用，科學(xué)地分析的處理經(jīng)驗，數(shù)據(jù)和資料， 既能提高機床設(shè)計和制造水平，也將促進設(shè)計方法的現(xiàn)代。 機床設(shè)計是學(xué)生在學(xué)完基礎(chǔ)課，技術(shù)基礎(chǔ)課及有關(guān)專業(yè)課的基礎(chǔ)上，結(jié)合 機床傳動部件（主軸變速箱）設(shè)計進行的綜合訓(xùn)練。我們畢業(yè)設(shè)計題目是 320 普通車床的主軸變速箱設(shè)計及主軸箱電氣控制線路設(shè)計。 在本設(shè)計中首先進行參數(shù)擬定，運動設(shè)計，動力計算和結(jié)構(gòu)草圖設(shè)計，軸 和軸承的驗算，主軸變速箱裝配設(shè)計，設(shè)計計算說明書等內(nèi)容。 設(shè)計主軸變速箱的結(jié)構(gòu)包括傳動件（傳動軸，軸承，帶輪，離

5、合器和制動 器等） ，主軸組件，操縱機構(gòu)，潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)接件的結(jié)構(gòu)設(shè)計與布 置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設(shè)計限于時間，一般只畫展開 圖及一或兩個截面圖。 關(guān)鍵詞：普通車床；變速箱 2 AbstractAbstract Machine design and manufacturing growth rate is fast. Instead of only to meet the processing requirements of forming tool and the workpiece with some relative movement between the

6、 parts and a certain intensity and just , to the development of todays highly scientific and technical achievements and integrated application of modern machine design, also including computer-aided design (CAD) applications. However, the machine tool spindle gearbox design is analogous to the exper

7、ience or the basis of the traditional (experience) design method. Therefore, to explore the application of scientific theory, scientific analysis of the treatment experience, data and information, can improve the design and manufacture of machine tools, but also will promote modern methods of design

8、. Machine design is the completion of students in basic subjects, the technical basis of the Specialty Group and on the basis of Drive with machine parts for the design of integrated training. We graduated a design is 320 ordinary lathe spindle axis gearbox design and boxes of electrical control cir

9、cuit design. In the first design parameters for the formulation, design movement, dynamic calculation of the draft structure and design, shaft and bearing checking, Spindle assembly gearbox design, brochures, and other design elements. Spindle gearbox design the structure of pieces, including transm

10、ission (transmission shaft, bearings, pulley, clutch and brake, etc.), spindle components, manipulated bodies, lubrication system and the box sealed and connected pieces of the 3 structure design and layout, start with a map and a number of cross-section map. Curriculum design time to the general pl

11、an and started painting one or two cross- section map. Keywords : lathe；georbox 1 1 緒緒 論論 1.1 課題研究背景及選題的意義課題研究背景及選題的意義 1.1.1 課題的背景課題的背景 金屬切削機床是制造機器的機器，稱為“工作母機” ，習(xí)慣上稱為機床。金 屬切削機床是用切削方法將金屬毛胚加工成機器零件的機器。 機械的水平隨著機床的精密程度，機床的屬性決定了它在國民經(jīng)濟中的重 要地位，機床的技術(shù)水平直接影響機械制造工業(yè)產(chǎn)品的質(zhì)量和勞動生產(chǎn)效率， 機床直接標(biāo)志著一個國家的工業(yè)生產(chǎn)的能力和科學(xué)技術(shù)水平。由原先的只為

12、滿 足加工成形而要求刀具與工件間的某些相對運動關(guān)系和零件的一定強度和剛度， 發(fā)展至今日的高度科學(xué)技術(shù)成果綜合應(yīng)用的現(xiàn)代機床的設(shè)計，也包括計算機輔 助設(shè)計（CAD）的應(yīng)用。但目前機床主軸變速箱的設(shè)計還是以經(jīng)驗或類比為基礎(chǔ) 的傳統(tǒng)（經(jīng)驗）設(shè)計方法。因此，探索科學(xué)理論的應(yīng)用，科學(xué)地分析的處理經(jīng) 驗，數(shù)據(jù)和資料，既能提高機床設(shè)計和制造水平，也將促進設(shè)計方法的現(xiàn)代化。 同時，在設(shè)計中處處實際出發(fā)，分析和處理問題是至關(guān)重要的。從大處講， 聯(lián)系實際是指在進行機床工藝可能性的分析。參數(shù)擬定和方案確定中，既要了 解當(dāng)今的先進生產(chǎn)水平和可能趨勢。更應(yīng)了解我國實際生產(chǎn)水平，使設(shè)計的機 床，機器在四化建設(shè)中發(fā)揮最佳的

13、小蓋。從小處講，指對設(shè)計的機床零部件的 制造，裝配和維修要進行認(rèn)真的，切實的考慮和分析，綜合思考的設(shè)計方法。 1.1.2 研究的意義研究的意義 隨著科學(xué)技術(shù)和社會生產(chǎn)的不斷發(fā)展，對機電產(chǎn)品的質(zhì)量和生產(chǎn)率提出了 越來越高的要求。它對提高生產(chǎn)率，保證產(chǎn)品質(zhì)量，改善勞動強度和降低生產(chǎn) 4 成本，都是非常重的。 機床工業(yè)發(fā)展到今天，技術(shù)已成熟，自動化、高精度、高效率、多樣化已 成為當(dāng)今時代機床發(fā)展的特征。多樣化的發(fā)展已經(jīng)是機床的特點，技術(shù)的發(fā)展 速度的更新和產(chǎn)品的加速使機床必須多品種，現(xiàn)代的機床主要面對多品種中小 批生產(chǎn)，因此現(xiàn)代機床不僅要保障加工精度和高度自動化，還必須有一定的鋼 度和柔性，使之能方

14、便的適應(yīng)加工。 1.1.3 課題的目的課題的目的 機床設(shè)計是學(xué)生在學(xué)完基礎(chǔ)課，技術(shù)基礎(chǔ)課及專業(yè)課的基礎(chǔ)上，結(jié)合機床 主傳動（主軸變速箱）設(shè)計計算進行集合訓(xùn)練。 1.掌握機床主傳動部件設(shè)計過程和方法，包括參數(shù)擬定，傳動設(shè)計，零件 計算，結(jié)構(gòu)設(shè)計等，培養(yǎng)結(jié)構(gòu)分析和設(shè)計的能力。 2.綜合應(yīng)用過去所學(xué)的理論知識，提高聯(lián)系實際和綜合分析的能力。 3.訓(xùn)練和提高設(shè)計的基本技能。如計算，制圖，應(yīng)用設(shè)計資料，標(biāo)準(zhǔn)和規(guī) 范，編寫技術(shù)文件等。 1.2 完成的內(nèi)容完成的內(nèi)容 機床設(shè)計是學(xué)生在學(xué)完基礎(chǔ)課，技術(shù)基礎(chǔ)課及有關(guān)專業(yè)課的基礎(chǔ)上，結(jié)合 機床傳動部件（主軸變速箱）設(shè)計進行的綜合訓(xùn)練。 1.參數(shù)擬定 根據(jù)機床類型，

15、規(guī)格和其他特點，了解典型工藝的切削用量，結(jié)合世界條 件和情況，并與同類機床對比分析后確定：極限轉(zhuǎn)速和，公比（或級 max n min n 數(shù) Z ） ，主傳動電機功率 N。 2.動設(shè)計 根據(jù)擬定的參數(shù)，通過結(jié)構(gòu)網(wǎng)和轉(zhuǎn)速圖的分析，確定轉(zhuǎn)動結(jié)構(gòu)方案和轉(zhuǎn)動 系統(tǒng)圖，計算各轉(zhuǎn)動副的傳動比及齒輪的齒數(shù)，并驗算主軸的轉(zhuǎn)速誤差。 3.動力計算和結(jié)構(gòu)草圖設(shè)計 估算齒輸模數(shù) m 和軸徑 d，選擇和計算反向離合器，制動器。 將各傳動件及其它零件在展開圖和剖面圖上做初步的安排，布置和設(shè)計。 4.軸和軸承的驗算 在結(jié)構(gòu)草圖的基礎(chǔ)上，對一根傳動軸的剛度（學(xué)時充裕時，也可以對該軸 的強度進行驗算）和該軸系的軸承的壽命進行

16、驗算。 5 5.主軸變速箱裝配設(shè)計 主軸變速箱裝配圖是以結(jié)構(gòu)草圖為“底稿” ，進行設(shè)計和會制的。圖上各零 件要表達清楚，并標(biāo)注尺寸和配合。 6.設(shè)計計算說明書 應(yīng)包括參數(shù)，運動設(shè)計的分析和擬定，軸和軸承的驗算等，此外，還應(yīng)對 重要結(jié)構(gòu)的選擇和分析做必要的說明。 2.2.機床主要參數(shù)的確定機床主要參數(shù)的確定 機床（機器）設(shè)計的初始，首先需要確定有關(guān)參數(shù)，他們是傳動設(shè)計和機 構(gòu)設(shè)計的依據(jù)，影響到產(chǎn)品是否能滿足所需要的功能要求。因此，參數(shù)擬定是 機床設(shè)計中的重要環(huán)節(jié)。 2.1 動力參數(shù)的確定動力參數(shù)的確定 根據(jù)估算法來確定主電機功率 已知給出 C620 普通車床由推存數(shù)據(jù) 主軸轉(zhuǎn)速 n=40 轉(zhuǎn)/分

17、，n=1800 轉(zhuǎn)/分。 主軸轉(zhuǎn)速級數(shù) Z=12 功率估算法的計算公式1。 1.確定電動機的功率和轉(zhuǎn)速 刀具材料：YT15 工件材料：45 號鋼 切削方式：車削外圓 切削深度：3.5mm 進給量：0.35 切削深度：90 （1） 主切削力 Fz=1900aPf0.75N （2- 1） =1900 3.5 0.350.75 =3026.06N （2） 切削功率 N切= （2-kW FZ 61200 2） =4.45kW 61200 9006.3026 6 （3） 估算重電機功率 N= （2-w N 8 . 0 切 總 切 3） =w56 . 5 8 . 0 45 . 4 （2-3）式中： N 值

18、為 5.56kW 按我國生產(chǎn)的電機在 Y 系列的額定功率選取如下； 同步轉(zhuǎn)速 1500r/min 額定功率 5.5kW 滿載轉(zhuǎn)速 1440r/min 2.2 運動參數(shù)的確定運動參數(shù)的確定 2.2.1 主軸最低和最高轉(zhuǎn)速的確定主軸最低和最高轉(zhuǎn)速的確定 計算車床主軸極限轉(zhuǎn)速是加工直徑，按經(jīng)驗分別?。?.10.2）D 和 （0.450.5）D12。 主軸極限轉(zhuǎn)速應(yīng)為： nmax=r/min=1800r/min D )2 . 01 . 0( 1000 max nmin=r/min=40r/min D 5 . 045 . 0 1000 min 2.2.2 主軸轉(zhuǎn)速數(shù)列的確定主軸轉(zhuǎn)速數(shù)列的確定 1.確定轉(zhuǎn)

19、速范圍 Rn定公比確定主軸轉(zhuǎn)速數(shù)例. 轉(zhuǎn)速范圍 R=45 （2- 32 1440 max min n n 4） = （2-41 . 1 1121 RR Z 5） 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)的擴大轉(zhuǎn)動，并選級數(shù) Z=12。,今以 =1.41 和代入 R= z-1式，得 R=12,因此取 =1.41 更為適合。 標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列表給出以 =1.06 的從 110000 的數(shù)值，因 =1.41=1.066，從表中 7 找到 nmax=1800，得：1800,1250,900,630,450,315,224,160,112,80,56,40,共 12 級轉(zhuǎn)速。 3 3 主傳動系統(tǒng)的設(shè)計主傳動系

20、統(tǒng)的設(shè)計 3.1 主傳動方案擬定主傳動方案擬定 擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以及開停，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(gòu)以及其組成，安排不 同特點的傳動形式，變速類型。 傳動方案和型式與結(jié)構(gòu)的復(fù)雜程密切相關(guān)，和工作性能也有關(guān)。因此，確 定傳動方案和型式，要從結(jié)構(gòu)，工藝，性能及經(jīng)濟性等多方面統(tǒng)一考慮。 傳動方案有多種，傳動型式更是式樣眾多，比如：傳動型式上有集中傳動 的主軸變速箱，分離傳動的主軸箱與變速箱；擴大變速范圍可以用增加傳動組 數(shù)，也可用背輪結(jié)構(gòu)，分支傳動等型式；變速型式上既可用多速電機，也可用 交換齒輪，滑移齒輪，公用齒輪等23456。 3.

21、2 傳動結(jié)構(gòu)擬定式的選擇傳動結(jié)構(gòu)擬定式的選擇 3.2.1 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目 傳動副數(shù)分別及 2，3，2 的三個傳動組方案 12 級轉(zhuǎn)速傳動高統(tǒng)傳動組安排 有 2 3 2 或 3 2 2 或 2 2 3。從電動機到主軸一般為降速傳動，轉(zhuǎn)速 較高，轉(zhuǎn)矩小，尺寸也小，將使小尺寸零件多些，大尺寸零件小些，節(jié)省材料 這是前多后小的段則。 主軸對加工精度，表面粗糙度的影響大，因此主軸上的齒輪小為好，最后 一 各傳動組傳動副也選用從以上角度考慮，最后選用 3 2 2 其本組和擴大組的確定。 椐據(jù)前松后緊之后原則確定有了以上基礎(chǔ)小確定結(jié)構(gòu)式。 8 1.主軸轉(zhuǎn)

22、速級數(shù) Z 和公比 已知： （3- n R n n min max 1） 1 z n R Z=2a3b a,b 為正數(shù)，即 Z 應(yīng)可分解為 2 和 3 的因子，以便用 2，3 聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn) 變速。如取 4 或 5 的因子，則要用 2 個相互連鎖的滑動齒輪，以確保只有一對 齒輪聯(lián)合，這種傳動由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜，很小采用。 普通型和輕型車床系列，結(jié)構(gòu)較簡單，轉(zhuǎn)速級數(shù) Z=818 級為于。 由于 Z 為 2 和 3 的因子積，而又為標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列數(shù)列，因此，如果按串聯(lián)傳 動設(shè)計時，在定后，Rn值已定，應(yīng)適當(dāng)?shù)刈儎?nmax或 nmin，以符合 的關(guān)系。 min max1 n n Rn z 這樣，就確定了主傳動

23、部件（主軸變速箱）的運動參數(shù) nmax,nmin,Z,。并 與同類型車床進行類比分析236。 3.2.2 分配總降速比分配總降速比 分配降速比時，應(yīng)注意，傳動比的取值范圍步輪傳動副中最大傳動比 umax2 過大，容易一起振動和響音。最小傳動比 umin 。過小，是主動齒輪與 4 1 被動齒輪的直徑相差太大，將導(dǎo)致結(jié)構(gòu)礦大。 1.過大引起振動和噪音過小使齒輪也傳動齒輪的直徑相差大，結(jié)構(gòu)龐大。 確定皮帶轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)動比范圍 i =12.5。取 i=1.8 由于主電機額定轉(zhuǎn)速 1440r/min 可知第軸的轉(zhuǎn)速 n1=1440 0.5=710r/min 2.確定最末一級傳動比的 總的轉(zhuǎn)動比為 i總= （

24、3- 5 . 3640/1400 min n N 9 2） i總=i被iaminibminicmin 最小傳動比 icmin= 4 1 4 1 12=31 23 26 3.3 皮帶輪直徑和齒輪齒數(shù)的確定及轉(zhuǎn)速圖擬定皮帶輪直徑和齒輪齒數(shù)的確定及轉(zhuǎn)速圖擬定 3.3.1 確定皮帶輪動直徑確定皮帶輪動直徑 (1)選擇三角帶的型號 Ni=KwNd K工作情況系數(shù) Nd電機額定功率 由于是車床，工作載穩(wěn)定，取 Nd=1.1 Nj=5.5 1.1=6.05kw 查表 3-1 選擇型號得出 B 型 表 3-1 三角帶型號 型號 bbph 13171410.540 (2)帶輪直徑 D1D2 小帶輪計算直徑 D1

25、，小帶輪直徑 D1不直過小，要求大于許用值 Dmin=140， D1Dmin D1由表得取 220mm 大帶輪計算直徑 D2 根據(jù)要求的傳動比 u 和滑動率 確定 D 大。當(dāng)帶傳動為降速時： D大=D小 （3-3） 1 1 或 D大= （3-)1 ( 1 )1 ( 2 1 D i D n n 4） （3-3） （3-4）式中：n1小帶輪轉(zhuǎn)速 r/min n2大帶輪轉(zhuǎn)速 r/min 帶的滑動系數(shù)，一般取 0.02 取 D2=220mm 三角膠帶的滑動率=2% 10 3.3.2 確定齒輪齒數(shù)確定齒輪齒數(shù) 確定齒輪齒數(shù)應(yīng)該注意以下幾類： （1）齒輪的齒數(shù)和應(yīng)過大，以免加大中心距機床結(jié)構(gòu)龐大 一般推薦

26、齒輪數(shù)和 SZ為 60100。 （2）最小齒輪不產(chǎn)生極切1820。 min Z （3）三聯(lián)滑移齒輪的最大運動輪和次大齒輪的齒數(shù)差大于等于 4。 避免齒輪右左移動時齒輪右相碰，能順利通過。 由傳動比已知，傳動比的適用齒數(shù)表。 ia1=1 Sz=60,62,64,66,68,70,72,74,76,78. ia2= Sz=60,63,65,67,68,70,72,73,75,77. 41 . 1 1 ia3= Sz=60,63,66,69,72,75,78. 1 由于可知選用 Sz=72，從表查出小齒輪的齒數(shù)為 36，30，24，大齒輪的齒 數(shù)則為 36，42，48。 ib1=1 Sz=60,62

27、,64,66,68,70,72,74,76,78,80. ib2= Sz=61,65,68,69,72,73,76,77 8 . 2 11 3 可選用 Sz=84 從表中查出小齒論的齒數(shù) 42，22，大齒輪的齒數(shù)則為 42，62。 ic1=2=1.99 Sz=63,66,69,72,75,78,81,84,90. 2 ic2= Sz=80,84,85,89,90 4 11 4 可選用 Sz=90 從表中查出小齒輪的齒數(shù) 30，18 大齒輪的齒數(shù)則為 60，72。 11 3.3.3 轉(zhuǎn)速圖擬定：轉(zhuǎn)速圖擬定： 3.3.4 主軸轉(zhuǎn)速系列的驗算主軸轉(zhuǎn)速系列的驗算 由確定的齒輪所得的實際轉(zhuǎn)速與傳動設(shè)計理

28、論值難以完全相符，需要驗算 主軸個級轉(zhuǎn)速，最大誤差不得超過 電動機 圖 3-1轉(zhuǎn)速圖 12 (3-5) N n實際=N i皮 ia ib ic =,) 1(10 0 0 =10(-1)%=0.041 第一級：1400140/22024/4822/6218/72=40 40-40/404.1% （滿足） 第二級：1400140/22030/4222/6218/62=57 57-56/564.1% （滿足） 第三級：1400140/22036/3622/6218/72=81 81-80/804.1% （滿足） 第四級：1440140/22024/4842/4218/72=115 115-112/1

29、124.1% （滿足） 第五級：1440140/22030/4242/4218/72=163 163-160/1604.1% （滿足） 第六級：1440140/22036/3642/4218/72=230 230-224/2244.1% （滿足） 第七級：1440140/22024/4822/6260/30=322 322-315/3154.1% （滿足） 第八級：1440140/22030/4222/6260/30=458 458-450/4504.1% （滿足） 第九級：1440140/22036/3622/6260/30=645 645-630/6304.1% （滿足） 第十級：1440

30、140/22024/4842/4260/30=921 921-900/9004.1% （滿足） 第十一級：1440140/22030/4242/4260/30=1308 00 10(1) nn n n 理論實際 理論 13 1308-1250/12504.1%（不滿足） 第十二級：1440140/22036/3642/4260/30=1842 1842-1800/18004.1%（滿足） 3.3.5 傳動系統(tǒng)圖的擬定傳動系統(tǒng)圖的擬定 3.4 確定各傳動軸和齒輪的計算轉(zhuǎn)速確定各傳動軸和齒輪的計算轉(zhuǎn)速 (1)確定主軸計算轉(zhuǎn)速由 nj=nmin (3-6) 1 3 275 140 圖 3-2 傳動系

31、統(tǒng)圖 14 n=112r/min (2)各傳動軸計算轉(zhuǎn)速 軸 n=160r/min 軸 n=450r/min 軸 n=900r/min (3)傳動組各軸上最小齒輪的轉(zhuǎn)速 a 組 Z=24 時 nj=900r/min b 組 Z=22 時 nj=900r/min c 組 Z=18 時 nj=160r/min 4 4 傳動件的估算和驗算傳動件的估算和驗算 傳動軸除應(yīng)滿足強度要求外，還應(yīng)滿足剛度要求。因此必須保證傳動軸有 足夠的剛度。 傳動方案確定后，要進行方案的結(jié)構(gòu)化，確定各零件的實際尺寸和有關(guān)布 置。為此，常對傳動件的先進行估算，如傳動軸的直徑，齒輪模數(shù)，離合器， 帶輪的根數(shù)和型號等。在這些尺寸

32、的基礎(chǔ)上，畫出草圖，得出初步結(jié)構(gòu)化的有 關(guān)布置與尺寸；然后按結(jié)構(gòu)尺寸進行主要零件的驗算，最后才能畫正式裝配圖。 有經(jīng)驗的設(shè)計師可以省略畫草圖這一中間步驟直接進行結(jié)構(gòu)設(shè)計和驗算。 但對缺少設(shè)計經(jīng)驗的學(xué)生，先畫草圖可以避免大的反復(fù)，有利于設(shè)計的進行6 78。 4.1 齒輪模數(shù)的計算齒輪模數(shù)的計算 4.1.1 各傳動軸功率的計算各傳動軸功率的計算 由公式 N=NdK (4-1) N傳動軸的輸入功率 Nd電機額定功率 k工作情況系統(tǒng) 車床的起動載荷頸，工作載荷穩(wěn)定，二班制工作時，取 KW=1.1。 N=Nd n=n帶 軸=0.96 15 =5.5 0.96 =5.28KW 向心球軸承和向心短圓柱滾子

33、0.995，斜齒圓柱齒輪 =0.97 N=N =5.280.970.995=5.095kw N= N =5.0950.960.99=4.8kw N=N =4.80.960.99=5.06kw 4.1.2 齒輪模數(shù)的計算齒輪模數(shù)的計算 結(jié)構(gòu)確定以后，齒輪的工作條件，空間安排，材料和精度等級等都已確定， 才可能核心齒輪的接觸的疲勞彎皮帶強度值是否滿走要求。 根據(jù)接觸疲勞計算齒輪模數(shù)公式： mj=16300 （4- 3 2 1 2 1 321 1 Jm s niZ KKKK 2） 根據(jù)彎句疲勞計算齒輪模數(shù)公式為： m=275 （4- 3 1 321 wcM s n NKKKK 3） （4-2） ，

34、（4-3）式中： N計算齒輪轉(zhuǎn)動遞的額定功率 N=Ndk nj_計算齒輪（小齒輪）的計算轉(zhuǎn)速 r/min 齒寬系數(shù), m mb m /8m Z1計算齒輪的齒數(shù)，一般取轉(zhuǎn)動中最小齒輪的齒數(shù)： i大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比，i=；（+）用于1 1 2 Z Z 外齒合， （-）號用于內(nèi)嚙合； 16 KSKS=KTKNKnKq命系數(shù); KT工作期限系數(shù) 基本組的接觸疲勞齒輪模數(shù): mj=16300mm=2.3 3 2 1 2 1 321 1 Jm s niZ KKKK 彎曲疲勞齒輪模數(shù): m=275mm=1.8 3 1 321 wcM s n NKKKK 所以標(biāo)注模數(shù) m=2.5 第一擴大組:i=2.82

35、 n=900r/min mj=16300mm=2.18 3 2 1 2 1 321 1 Jm s niZ KKKK m=275mm=2.4 3 1 321 wcM s n NKKKK 所以標(biāo)注模數(shù) m=3 第二擴大組: i=4 n=160r/min mj=16300mm=2.78 3 2 1 2 1 321 1 Jm s niZ KKKK m=275mm=3.5 3 1 321 wcM s n NKKKK 所以標(biāo)注模數(shù) m=3.5 4.1.3 計算各軸之間的中心距計算各軸之間的中心距 根據(jù)中心距公式 a=(z1+z2) （4- 2 m 4） (1)軸 a=(36+36)=90mm 2 5 .

36、2 (2)軸 a=(42+42)=126mm 2 5 . 3 (3)軸 a=(18+72)=157.5mm 2 4 17 4.24.2 三角帶傳動的計算三角帶傳動的計算 (1)確定三角帶速度 已知選用三角形 B 型帶輪 確定帶的速度 =m/s=10.5m/s （4- 100060 11 nD 100060 144014014 . 3 5） (2)初定中心距 A0 帶論的中心距，通過根據(jù)機床總體布局初步選定，一般可以在下列范圍內(nèi) 選取； A0=（0.62） （D1+D2）mm 中心距過小，將降低帶的壽命；中心距過大時，會引起帶振動。 (3) 確定三角帶的計算長度 L0只內(nèi)周長 LN 三角帶的計算

37、長度是通過三角帶截面重心的長度。 L0=2A0+(D1+D2)+ mm =1432.9mm （4- 2 0 2 12 4A DD 6） 將算出的 L0數(shù)值圓整到表準(zhǔn)的計算長度 L，并從表中查中相應(yīng)的內(nèi)周長度 LN（通過截面中心的計算長度 L=LN+Y，Y 是修正值） ，作為訂購和標(biāo)記時用 (4)確定實際中心距 A A 的精確值為 A=A0+mm=432mm 2 0 LL (5)驗算小帶輪包角 1 1=180-57.3120 A DD 12 180-220=140/43257.3o120 18 如果 1過小，應(yīng)加大中心距或加張緊裝置。 (6)確定三角帶根書 Z Z= （4- 10 1 CN N

38、7） （4-7）式中：N0單根三角帶在 =180，特定長度，平穩(wěn)工作情況下 傳遞的功率值 C1包角系數(shù) Z=2.1 98 . 0 71 . 2 5 . 5 所以取根數(shù) Z=3 4.3 傳動軸的估算和齒輪尺寸的計算傳動軸的估算和齒輪尺寸的計算 4.3.1 確定各軸的直徑確定各軸的直徑 公式mm （4- 491 J n d 8） (1)轉(zhuǎn)動軸的直徑 （4-8）式中： N=Nd kW Nd_電機額定功率； 從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積 n1該傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 r/min 計算轉(zhuǎn)速 nJ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，按主軸得計算轉(zhuǎn)速和相應(yīng)的傳動關(guān)系

39、而確定，而中型車，銑床 主軸的計算轉(zhuǎn)速為； 每米長度上的轉(zhuǎn)角（deg/m） ，可根據(jù)傳動軸的要求選取。 N=5.5 0.90=5.28Nn mm=91=25.18mm 491 J n d 4 4 . 1710 28 . 5 19 根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)選 d=30mm 由表可知道 1.4 (2)軸的直徑 mm=24.96mm 491 J n d 選 d=35mm (3)軸的直徑 mm=37.87mm 491 J n d 選 d=40mm (4)主軸的直徑根據(jù)書中范圍選擇 75mm 4.3.2 計算各齒輪的尺寸計算各齒輪的尺寸 齒輪分度圓直徑公式 d=mz ha=ha*m hf=(ha*+c*)m 齒頂圓直徑

40、 da=d+zha 齒根圓直徑 df=d-2hf (1)軸間的齒輪尺寸 a m=2.5 a=90mm z1=z2=36 齒頂高 ha=ha*m =2.5m 齒根高度 hf=(ha*+c*)m=3.1 經(jīng)常齒制 ha*=1 c*=0.25 d1=d2=90mm b=20mm 齒頂圓直徑 dd1=95=da2 齒根圓直徑 df1=84=df2 b z1=24 z2=48 i=時 2 1 d1 =60mm d2 =120mm b=20mm da1=65mm da2=125mm df1=54mm df2=114mm c z1=30 z2=42 d1 =75mm d2 =105mm 20 b=20mm

41、da1=80mm da2=110mm df1=69mm df2=99mm (2)軸間的齒輪尺寸 m=3 a=126mm ha=3 hf=3.75 a z3=42 z4=42 d1=d2=mz=3 42=126mm b=20mm da1=da2=126+7=132mm df1=df2=126-8.8=118.5 b z3=22 z4=62 d1=22 3=66mm d2=62 3=186mm b=20mm da1=72mm da2=192mm df1=58.5mm df2=178.5mm (3)軸間的齒輪尺寸 am=3.5 a=157.5mm az5=60 z6=30 ha=3.5 hf=4.4

42、 h=8 d1=210mm d2=105mm b=25mm da1=217mm da2=112mm df1=202mm df2=97mm b z5=18 z6=72 d1=mz1=63mm d2=mz2=252mm 齒頂高 ha=35mm 齒根高 hf=45mm 全齒高 h=8 齒頂圓直徑 da1=d1+2ha=70mm da2=259mm 齒根圓直徑 df1=d1-2hf=54mm df2=250mm b=25mm 21 5 5 主軸部件的驗算主軸部件的驗算 在設(shè)計主軸組件時，主軸的跨距希望是合理跨距，但由于結(jié)構(gòu)，限制，主 軸的實際跨距往往不等于合理跨距，為此要對主軸組件進行驗算，對一般的機

43、 床全部軸主要進行剛度驗算，通常如果能滿足剛度要求也就能滿足強度要求6 11。 5.15.1 驗算主軸軸端的位移驗算主軸軸端的位移 y ya a a 主軸的支承簡化 L=e+L+ 2 max F =13+652+20=685mm 2 B b 主軸的受力分析 主軸受到切削力，傳動力的作用。 切削力是一個空間力,有 Px,Py,Pz等分力，設(shè)總的切削力為 P1傳動力也定空間力 有 ax，ay，az，主軸上連有一個齒輪，主要把主軸運動傳給進給箱， 這齒輪主要是傳遞運動而不是傳遞動力，因此可以忽略不計。 由上述各力的作用，主要受彎矩和扭矩的作用。此外運受拉力和壓力作用， L 圖 5-1 主軸受力分析圖

44、 22 但此起彎矩和扭矩要小的多，忽略不計，因此通?？柯房紤]到以上受力情況， 可以簡化，以下的受力圖 Q 為傳動力 P 為總切削力 M 是力矩曲 PX引起 為了計算方便，認(rèn)為 Q 和 P 車同一個平面 x=13+491.5+17.5=522mm C 確定切削力和傳動力的作用類 a 前支承到主軸端部的距離，切削力的作用點，與前支承之間的距離 S=a+0.4H H 為普通車床的中心高 a=100mm 從以上受力圖以看出主軸端部的彎形由三部分組成。 第一部分 Px=引起的變形 第二部分 Q 力引起的變形 第三部分 M 力引起的變形 由三部分增加起來，以得出齒輪 A 點總的度 yA為 yA= （5-

45、MLL L ax aLPa EJ 222 52 . 0 3 1 1） a)確定 P 的大小 J 4 max 10955 主軸計算傳遞 J N 主軸傳遞的功率 536922 90 06 . 5 10955 4 max P= D max 2 M a P Q X L 圖 5-2 主軸受力分析圖 23 D 最大切削力估算直徑為 320mm P=3356N 320 5369232 e 確定 a 力 a=1.12 圓周 a 圓周= M 扭= 分度 扭 d 2 j 4 10955 d 分度=252mm a 圓周=4261N 252 5369222 a=1.12 圓周=4687N E:主軸材料的彈性模是，一般

46、用鋼 E=20.6 104N/mm2 J：主軸載面慣性 J=434403724010000112550881 64 14 . 3 64 44 dD M=（0.30.35）Pa=0.3 3356 100=100680 yA= MLL L ax aLPa EJ 222 52 . 0 3 1 =0.0058689658000053513498430 0002684614866 02634460000 要求yA,ymax ymax=0.0002L=0.0002*685=0.137yAymax符合要求 5.25.2 前軸承的轉(zhuǎn)角及壽命的驗算前軸承的轉(zhuǎn)角及壽命的驗算 5.2.1 驗算前軸承處的轉(zhuǎn)角驗算前軸

47、承處的轉(zhuǎn)角 = （5-15 . 0 3 1 2 LL L aLL EJ P 2） = =68965800351349843 0002684614866 229886000 00007 . 0 24 要求 aBaBmax aBmax=0.001red aBamax符合要求 5.2.2 驗算前支系壽命驗算前支系壽命 由軸承壽命計算式 C= （5-1 106 60 n T F L n f Ff 3） 前支承是雙雙向心端圓柱磙子軸承，只承受徑向力，因此 F 前軸承的徑向力。 進行受力分式 0 B RL MC=7270 L MLP 685 100680)100685(56.335224687 溫度系數(shù)在

48、 100C 溫度內(nèi)工作 =1 T f T f 載荷系數(shù)如 =1 F f F f 為壽命系數(shù)，磙子軸承 = 3 10 C=.=7270 =86786Nf1 106 60 n T F L n f Ff 10 3 6 6012000 10 9060 C=86786Nf=8856mgf 前軸承的額定功率負(fù)荷 C 為 9420kgf,CC符合要求 M a P Q X L 圖 5-3 徑向力受力分析圖 25 6 6 主傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計主傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計 設(shè)計主軸變速箱的結(jié)構(gòu)包括傳動件（傳動軸，軸承，帶輪，離合器和制動 器等） ，主軸組件，操縱機構(gòu)，潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)接件的結(jié)構(gòu)設(shè)計與布 置，用一張

49、展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設(shè)計限于時間，一般只畫展開 圖及一或兩個截面圖。 6.1 皮帶輪及齒輪塊設(shè)計皮帶輪及齒輪塊設(shè)計 (1)皮帶選用 B 型號三角帶傳動共有根，設(shè)計長度為 2044mm (2)帶輪將動力傳動軸上有兩種類形一種是不卸載的軸端結(jié)構(gòu)，另一種是 卸載的軸端結(jié)構(gòu)，即帶輪裝在軸承上軸承裝在滾筒上，傳給軸的只是扭矩，徑 向力中固定在箱體上的滾筒承受避免了第一軸產(chǎn)生彎曲變形，選用卸載的帶輪 傳動。 6.2 軸承的選擇軸承的選擇 6.2.1 各軸承的選擇各軸承的選擇 軸和軸主要承受徑向載荷，所以選用向心球軸承。 軸固有斜齒齒輪主要承受徑向載荷和軸向載荷所以選用單列圓錐滾子軸 承軸是主軸

50、，剛度和精度要求比較高主要承受軸向載荷和徑向載荷，所以 26 車主軸前端選擇了雙到向心短圓柱滾子軸承，前端軸承要比后端軸承精度高. 軸軸及軸主要承受徑向載荷，所以選也用向心球軸承。 6.2.2 主軸設(shè)計主軸設(shè)計 在此設(shè)計的主軸是階梯型主軸，因為階梯型主軸容易安裝主軸組件，又因 主軸是棒料，所以是實心。 6.3 箱體設(shè)計箱體設(shè)計 在箱體內(nèi)要裝有各種機構(gòu)，并保證其較準(zhǔn)確的箱體位置，以便能夠正確運 轉(zhuǎn)。同時也要保證箱體的密封防己潤滑的外流和灰塵的侵入，箱體應(yīng)用足夠的 強度和剛度說明。 1.箱體材料的壁厚（放軸承處的壁厚和其它位置的壁厚） 箱體材料一般工程用鑄造碳剛碑號 ZG200400 壁厚 a 放

51、軸承處壁厚 35mm b 起它地方壁厚 15mm 2.箱體的技術(shù)要求 保證傳動件經(jīng)常運轉(zhuǎn)和機床加工精度，基準(zhǔn)面平直，主軸平基準(zhǔn)面應(yīng)保持 平行，同軸線的孔要同心另處應(yīng)保證安裝在箱體內(nèi)零件與箱壁不加工面之間有 足夠間隙，以防相碰。 6.4 操縱機構(gòu)的設(shè)計操縱機構(gòu)的設(shè)計 操縱第根軸的兩個三聯(lián)滑移齒輪和離合器設(shè)計集中式操縱機構(gòu),因為它的 結(jié)構(gòu)簡單,操縱方便。 6.5 密封結(jié)構(gòu)及油滑密封結(jié)構(gòu)及油滑 所有密封標(biāo)準(zhǔn)件，有調(diào)整式法蘭盤端蓋，墊圈毛氈等。 主軸箱潤滑方式是飛濺潤滑適用潤滑點比較集中的地方，這種潤滑比較方 便，為了獲的良好的，潤滑效果，濺油齒輪浸入油面深度以 1225mm 為宜，濺 油齒輪浸入深度

52、不應(yīng)大于 23 倍齒高濺油件外緣至也深度 H3060mm. 27 總總 結(jié)結(jié) 機床設(shè)計是學(xué)生在學(xué)完基礎(chǔ)課，技術(shù)基礎(chǔ)課及有關(guān)專業(yè)課的基礎(chǔ)上，結(jié)合 機床傳動部件（主軸變速箱）設(shè)計進行的綜合訓(xùn)練。我們畢業(yè)設(shè)計題目是 c6140 普通車床的主軸變速箱設(shè)計及主軸箱電氣控制線路設(shè)計. 隨著科學(xué)技術(shù)和社會生產(chǎn)的不斷發(fā)展,對機電產(chǎn)品的質(zhì)量和生產(chǎn)率提出了越 來越高的要求,生產(chǎn)過程的自動化是實際上述要求的措施之一,它對提高生產(chǎn)率, 保證產(chǎn)品質(zhì)量,改善勞動強度和降低生產(chǎn)成本都是非常重要的. 我們主要參數(shù)擬定，運動設(shè)計，動力計算和結(jié)構(gòu)草圖設(shè)計，軸和軸承的驗 算，主軸變速箱裝配設(shè)計，設(shè)計計算說明書. 此次畢業(yè)設(shè)計書是對

53、機電一體化的設(shè)計和應(yīng)用,通過對機床的機械部分和電 路部分的設(shè)計,是我們綜合運用所學(xué)的機械,電子的知識進行依次機電結(jié)合的全 面培訓(xùn),從而培養(yǎng)了我們自己動手的能力以及分析和處理生產(chǎn)中所遇到的機電方 面等各個防年的技術(shù)問題的能力,為以后即將走向工作崗位奠定一個良好的基礎(chǔ). 28 致致 謝謝 在本課題的選題，設(shè)計直至最后的論文寫作過程中，始終的到了白麗克孜 老師的悉心指導(dǎo)和大力幫助。一位老師一絲不茍的治學(xué)態(tài)度，嚴(yán)謹(jǐn)?shù)目蒲凶黠L(fēng)， 廣博的知識，忘我的工作作風(fēng)，都給作者留下深刻的印象，必將激勵我在今后 的學(xué)習(xí)和工作中不斷前進。值此論文脫稿之際，謹(jǐn)向一位導(dǎo)師致意和崇高的敬 意。 同時感謝院，系，老師的關(guān)心和支

54、持。謝謝各位專家，教授對論文的評審和指 導(dǎo)。 最后，對所有幫助過我的人表示衷心的感謝。 29 參考文獻參考文獻 1戴曙著.金屬切削機床設(shè)計，大連理工出版社，1989.9 第二版 2曹金榜著.機床主軸變速箱，機械工業(yè)出版社，1987.5 第五版 3紀(jì)明剛著.機床設(shè)計圖冊，上海科學(xué)技術(shù)出版社，1979.6 第二版 4042 頁 4胡大澤著.機床課程設(shè)計圖冊，高等教育出版社，1994.8 第三版 3738 頁 5劉新剛著.機床設(shè)計手冊，機械工業(yè)出版社，2000.7 第二版 1921 頁 6. 揚可楨，程光蘊著.機械設(shè)計基礎(chǔ)，高等教育出版社，1995.6 第五版 7柏松著.AutoCAD，電子科技大學(xué)出版社，2003.5 第四版 8曲東平，張劍澄著.Windows97,Wordows98, Excel97，電子科技出版社，1999.9 第 二版 9陸大絢，李靜著.機床電氣控制技術(shù)，機械工業(yè)出版社，2003.4 第二版 10.楊旭濤著.低壓電氣手冊，機械工業(yè)出版社，2001.4 第四版 3941 頁 11.馮澤華著.機械零件課程設(shè)計，機械工業(yè)出版社，2002.7 第三版 30