中型普通車床主軸箱設(shè)計【Dmax=350mm Nmin=132r-minN=4KW φ=1.41 Z=8】

中型普通車床主軸箱設(shè)計【Dmax=350mm Nmin=132r-minN=4KW φ=1.41 Z=8】,Dmax=350mm Nmin=132r-min N=4KW φ=1.41 Z=8,中型普通車床主軸箱設(shè)計【Dmax=350mm,Nmin=132r-min,N=4KW,φ=1.41,Z=8】,中型 寧XX大學(xué) 課程設(shè)計(論文) 中型普通車床主軸箱設(shè)計（題目35） 所在學(xué)院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學(xué) 號 指導(dǎo)老師 年 月 日 5 摘 要 設(shè)計機(jī)床主軸箱時首先利用傳動系統(tǒng)設(shè)計方法求出理想解和多個合理解。根據(jù)數(shù)控機(jī)床主傳動系統(tǒng)及主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性要求，分析了機(jī)電關(guān)聯(lián)分級調(diào)速主傳動系統(tǒng)的設(shè)計原理和方法。從主傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)網(wǎng)入手，確定最佳機(jī)床主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性匹配方案，計算和校核相關(guān)運(yùn)動參數(shù)和動力參數(shù)。本說明書著重研究機(jī)床主傳動系統(tǒng)的設(shè)計步驟和設(shè)計方法，根據(jù)已確定的運(yùn)動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標(biāo)，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設(shè)計效率。在機(jī)床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡化結(jié)構(gòu)，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設(shè)計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設(shè)計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動特點(diǎn)的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。 關(guān)鍵詞 分級變速；傳動系統(tǒng)設(shè)計,傳動副，結(jié)構(gòu)網(wǎng)，結(jié)構(gòu)式，齒輪模數(shù)，傳動比 目 錄 摘 要 2 目 錄 4 第1章 緒論 6 1.1 課程設(shè)計的目的 6 1.2課程設(shè)計的內(nèi)容 6 1.2.1 理論分析與設(shè)計計算 6 1.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計 6 1.2.3編制技術(shù)文件 6 1.3 課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 6 第2章 車床參數(shù)的擬定 8 2.1車床主參數(shù)和基本參數(shù) 8 2.2擬定參數(shù)的步驟和方法 8 2.2.1 極限切削速度Vmax、Vmin 8 2.2.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速 8 2.2.3 主電機(jī)功率——動力參數(shù)的確定 9 2.2.4確定結(jié)構(gòu)式 9 2.2.5確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 9 2.2.6繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 10 2.3 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 10 2.4 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 11 第3章 傳動件的計算 12 3.1 帶傳動設(shè)計 12 3.2選擇帶型 13 3.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速 13 3.4確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長度并驗(yàn)算小輪包角 14 3.5確定帶的根數(shù)z 15 3.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 15 3.7確定帶的張緊裝置 15 3.8計算壓軸力 15 3.9 計算轉(zhuǎn)速的計算 17 3.10 齒輪模數(shù)計算及驗(yàn)算 18 3.11 傳動軸最小軸徑的初定 23 3.12 主軸合理跨距的計算 24 第4章 主要零部件的選擇 25 4.1 軸承的選擇 25 4.2 鍵的規(guī)格 25 4.3變速操縱機(jī)構(gòu)的選擇 25 第5章 校核 26 5.1主軸合理跨距的計算 26 5.2 軸承壽命校核 27 第6章 多片式摩擦離合器的計算 28 6.1 摩擦離合器的選擇與驗(yàn)算 28 6.1.1按扭矩選擇 28 6.1.2外摩擦片的內(nèi)徑d 28 6.1.3選擇摩擦片尺寸 28 6.1.4計算摩擦面的對數(shù)Z 28 6.1.5摩擦片軸向壓力 29 第7章 摩擦離合器(多片式)的計算 29 結(jié) 論 32 參考文獻(xiàn) 33 第1章 緒論 1.1 課程設(shè)計的目的 課程設(shè)計是在學(xué)完本課程后，進(jìn)行一次學(xué)習(xí)設(shè)計的綜合性練習(xí)。通過課程設(shè)計，使學(xué)生能夠運(yùn)用所學(xué)過的基礎(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課和專業(yè)課的有關(guān)理論知識，及生產(chǎn)實(shí)習(xí)等實(shí)踐技能，達(dá)到鞏固、加深和拓展所學(xué)知識的目的。通過課程設(shè)計，分析比較機(jī)械系統(tǒng)中的某些典型機(jī)構(gòu)，進(jìn)行選擇和改進(jìn)；結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計，進(jìn)行設(shè)計計算并編寫技術(shù)文件；完成系統(tǒng)主傳動設(shè)計，達(dá)到學(xué)習(xí)設(shè)計步驟和方法的目的。通過設(shè)計，掌握查閱相關(guān)工程設(shè)計手冊、設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)和資料的方法，達(dá)到積累設(shè)計知識和設(shè)計技巧，提高學(xué)生設(shè)計能力的目的。通過設(shè)計，使學(xué)生獲得機(jī)械系統(tǒng)基本設(shè)計技能的訓(xùn)練，提高分析和解決工程技術(shù)問題的能力，并為進(jìn)行主軸箱設(shè)計創(chuàng)造一定的條件。 1.2課程設(shè)計的內(nèi)容 課程設(shè)計內(nèi)容由理論分析與設(shè)計計算、圖樣技術(shù)設(shè)計和技術(shù)文件編制三部分組成。 1.2.1 理論分析與設(shè)計計算 （1）機(jī)械系統(tǒng)的方案設(shè)計。設(shè)計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。 （2）根據(jù)總體設(shè)計參數(shù)，進(jìn)行傳動系統(tǒng)運(yùn)動設(shè)計和計算。 （3）根據(jù)設(shè)計方案和零部件選擇情況，進(jìn)行有關(guān)動力計算和校核。 1.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計 （1）選擇系統(tǒng)中的主要機(jī)件。 （2）工程技術(shù)圖樣的設(shè)計與繪制。 1.2.3編制技術(shù)文件 （1）對于課程設(shè)計內(nèi)容進(jìn)行自我經(jīng)濟(jì)技術(shù)評價。 （2）編制設(shè)計計算說明書。 1.3 課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 題目：中型普通車床主軸箱設(shè)計 題目35車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下： 工件最大回轉(zhuǎn)直徑 D(mm) 正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速 nmin( ) 電機(jī)功率 N（kw） 公比 轉(zhuǎn)速級數(shù)Z 350 132 4 1.41 8 33 第2章 車床參數(shù)的擬定 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： 工件最大回轉(zhuǎn)直徑 D(mm) 正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速 nmin( ) 電機(jī)功率 N（kw） 公比 轉(zhuǎn)速級數(shù)Z 350 132 4 1.41 8 2.2擬定參數(shù)的步驟和方法 2.2.1 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 1.1 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 2.2.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速 計算車床主軸極限轉(zhuǎn)速時的加工直徑，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， =132r/min 取 依據(jù)題目要求選級數(shù)Z=8， =1.41=1.065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(kuò)大傳動。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： 132，190，265，375，530，750，1060，1500 2.2.3 主電機(jī)功率——動力參數(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4KW 可選取電機(jī)為：Y112M-4額定功率為4KW，滿載轉(zhuǎn)速為1440r/min. 2.2.4確定結(jié)構(gòu)式 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。 取Z=8級 則Z=22 對于Z=8可分解為：Z=21×22×24。 綜合上述可得：主傳動部件的運(yùn)動參數(shù) =140 Z=8 =1.41 2.2.5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,選取傳動方案 Z=21×22×24,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，其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖2-1。 圖2-1結(jié)構(gòu)網(wǎng) Z=21×22×24 2.2.6繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 （1）選擇電動機(jī)：采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機(jī)。 （2）繪制轉(zhuǎn)速圖： （3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖2-3： 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) 2.3 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) (1)Sz100-120,中型機(jī)床Sz=70-100 (2)直齒圓柱齒輪Zmin18-20,m4 圖2-3 主傳動系統(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)計要求Zmin≥18~20,齒數(shù)和Sz≤100～120，由表4.1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表2-2。 表2-2 齒輪齒數(shù) 傳動比 基本組 第一擴(kuò)大組 第二擴(kuò)大組 1:1 1:2 1:1 1:1.41 1.41：1 1：2.84 代號 Z Z Z Z Z Z Z Z’ Z5 Z5’ Z Z 齒數(shù) 48 48 32 64 42 42 35 49 55 39 25 69 2.4 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 實(shí)際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不應(yīng)超過±10(-1)％,即 〈10(-1)％=4.1％ 各級轉(zhuǎn)速誤差 n 1500 1060 750 530 375 265 190 132 n` 1538.5 1098.9 769.3 548.6 384.5 274.3 198.8 136.5 誤差 2.5％ 3.7％ 2.5％ 3.7％ 2.5％ 3.7％ 2.5％ 3.7％ 轉(zhuǎn)速誤差小于4.1％，因此不需要修改齒數(shù)。 第3章 傳動件的計算 3.1 帶傳動設(shè)計 輸出功率P=4kW,轉(zhuǎn)速n1=1440r/min,n2=1060r/min 3.1.1計算設(shè)計功率Pd 表4 工作情況系數(shù) 工作機(jī) 原動機(jī) ⅰ類 ⅱ類 一天工作時間/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)；振動篩 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 載荷 變動較大 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），查《機(jī)械設(shè)計》P296表4， 取KA＝1.1。即 3.2選擇帶型 普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設(shè)計功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按《機(jī)械設(shè)計》P297圖13－11選取。 根據(jù)算出的Pd＝4.4kW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。 3.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速 由《機(jī)械設(shè)計》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》P295表13-4查“V帶輪的基準(zhǔn)直徑”，得=132mm ① 誤差驗(yàn)算傳動比： （為彈性滑動率） 誤差 符合要求 ② 帶速 滿足5m/s300mm，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。 3.7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。 3.8計算壓軸力 由《機(jī)械設(shè)計》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝130.59N，上面已得到=153.36o，z=6，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)速高時要進(jìn)行動平衡，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)，如圖7 -6a。  （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 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） 橢圓輪輻帶輪：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(jié)構(gòu)類型 根據(jù)設(shè)計結(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） 3.9 計算轉(zhuǎn)速的計算 （1）主軸的計算轉(zhuǎn)速nj，由公式n=n得，主軸的計算轉(zhuǎn)速nj=234r/min， 取265 r/min。 (2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 軸3=750 r/min，軸2=1060 r/min，軸1=1060r/min。 （2）確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。各計算轉(zhuǎn)速入表3-1。 表3-1 各軸計算轉(zhuǎn)速 軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸 計算轉(zhuǎn)速 r/min 1060 1060 750 （3） 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。 依次可以得出其余齒輪的計算轉(zhuǎn)速，如表3-2。 表3-2 齒輪副計算轉(zhuǎn)速 序號 Z Z Z Z Z n 1060 1060 750 750 265 3.10 齒輪模數(shù)計算及驗(yàn)算 （1）模數(shù)計算。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)行計算，即mj=16338可得各組的模數(shù)，如表3-3所示。 根據(jù)和計算齒輪模數(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：=15～20 ——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： ——動載荷系數(shù)； ——齒向載荷分布系數(shù)； ——齒形系數(shù)； 根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)公式為： 式中：N——計算齒輪轉(zhuǎn)動遞的額定功率N=? ——計算齒輪（小齒輪）的計算轉(zhuǎn)速r/min ——齒寬系數(shù), Z1——計算齒輪的齒數(shù)，一般取轉(zhuǎn)動中最小齒輪的齒數(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，取=，當(dāng)<時，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；20熱處理S-C59 =16338mm =16338=2.6 mm =275mm =275 =2.2mm 表3-3 模數(shù) 組號 基本組 第一擴(kuò)大組 第二擴(kuò)大組 模數(shù) mm 2.5 2.5 3 （2）基本組齒輪計算。 基本組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2` 齒數(shù) 48 48 32 64 分度圓直徑 120 120 80 160 齒頂圓直徑 125 125 85 165 齒根圓直徑 113.75 113.75 73.75 153.75 齒寬 20 20 20 20 按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。計算如下： ① 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算： 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為電動機(jī)功率，N=5kW; -----計算轉(zhuǎn)速（r/min）. =265（r/min）; m-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=2.5（mm）; B----齒寬（mm）;B=20（mm）; z----小齒輪齒數(shù)；z=32; u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2; -----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）, =500（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)大組齒輪計算。 擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z3 Z3` Z4 Z4` 齒數(shù) 42 42 35 49 分度圓直徑 105 105 87.5 122.5 齒頂圓直徑 110 110 92.5 127.5 齒根圓直徑 98.75 98.75 81.25 116.25 齒寬 20 20 20 20 （4）第二擴(kuò)大組齒輪計算。 擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z5 Z5` Z6 Z6` 齒數(shù) 55 39 25 69 分度圓直徑 165 117 75 207 齒頂圓直徑 171 123 91 213 齒根圓直徑 157.5 109.5 67.5 199.5 齒寬 24 24 24 24 按擴(kuò)大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。 同理根據(jù)基本組的計算， 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 3.11 傳動軸最小軸徑的初定 由【5】式6，傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計算： d=1.64（mm） 或 d=91（mm） 式中 d---傳動軸直徑（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3-3。 表3-3 最小軸徑 軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 最小軸徑mm 35 40 3.12 主軸合理跨距的計算 由于電動機(jī)功率P=5.5kw，根據(jù)【1】表3.20，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)計方案，前軸承為NN3016K型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量a=120mm，主軸孔徑為30mm。 軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩T=9550=9550×=424.44N.m 設(shè)該機(jī)床為車床的最大加工直徑為350mm。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55%，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=120×2.0=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。 第4章 主要零部件的選擇 4.1 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 4.2 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×D×B =8X36X40X7 III軸選擇鍵規(guī)格： BXL=14X90 4.3變速操縱機(jī)構(gòu)的選擇 選用左右擺動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。 第5章 校核 5.1主軸合理跨距的計算 設(shè)機(jī)床最大加工回轉(zhuǎn)直徑為?350mm,電動機(jī)功率P=5.5kw，,主軸計算轉(zhuǎn)速為265r/min。 已選定的前后軸徑為:定懸伸量a=85mm。 軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩: TIII ＝ 設(shè)該車床的最大加工直徑為350mm。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55%，即180mm，故半徑為0.09m； 切削力（沿y軸） Fc=250.346/0.09=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》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》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。 5.2 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 得：前支承的徑向力Fr=2642.32N。 由軸承壽命的計算公式：預(yù)期的使用壽命 [L10h]=15000h L10h=×=×=h≥[L10h]=15000h 軸承壽命滿足要求。 第6章 多片式摩擦離合器的計算 6.1 摩擦離合器的選擇與驗(yàn)算 6.1.1按扭矩選擇 K=Kx9550 Nm 式中: —離合器的額定靜力矩(Kgm) K—安全系數(shù) —運(yùn)轉(zhuǎn)時的最大負(fù)載力矩 查《機(jī)械設(shè)計手冊》表，取K=2 =0.96 則K= =118.8 Nm 6.1.2外摩擦片的內(nèi)徑d 根據(jù)結(jié)構(gòu)需要采用軸裝式摩擦片，摩擦片的內(nèi)徑d應(yīng)比安裝在軸的軸徑大2～6mm,取d=35mm 6.1.3選擇摩擦片尺寸 尺寸如下表6.1所示 表6.1 片數(shù) 靜力矩 d D D1 B b 9 60 35 90 98 30 10 6.1.4計算摩擦面的對數(shù)Z 式中：f-----摩擦片間的摩擦系數(shù)； [p]----許用壓強(qiáng)MPa； D------摩擦片內(nèi)片外徑 mm； d-------摩擦片外片內(nèi)徑 mm； ----速度修正系數(shù)； -----接合面數(shù)修正系數(shù)； -----接個次數(shù)修正系數(shù)； K------安全系數(shù)。 分別查表 ～1.2 mm =35mm 1.0 =10 6.1.5摩擦片軸向壓力 計算軸向壓力Q =3.14×1.0×× =5073N 第7章 摩擦離合器(多片式)的計算 設(shè)計多片式摩擦離合器時，首先根據(jù)機(jī)床結(jié)構(gòu)確定離合器的尺寸，如為軸裝式時，外摩擦片的內(nèi)徑d應(yīng)比花鍵軸大2～6mm，內(nèi)摩擦片的外徑D的確定，直接影響離合器的徑向和軸向尺寸，甚至影響主軸箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)布局，故應(yīng)合理選擇。 摩擦片對數(shù)可按下式計算 Z≥2MnK/fb[p] 式中 Mn——摩擦離合器所傳遞的扭矩（N·mm）； Mn＝955×η/＝955××11×0.98/800＝1.28×（N·mm）; Nd——電動機(jī)的額定功率（kW）； ——安裝離合器的傳動軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min）； η——從電動機(jī)到離合器軸的傳動效率； K——安全系數(shù)，一般取1.3～1.5； f——摩擦片間的摩擦系數(shù)，由于磨擦片為淬火鋼，查《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》表2-15，取f=0.08； ——摩擦片的平均直徑（mm）; =（D+d）/2＝67mm; b——內(nèi)外摩擦片的接觸寬度（mm）； b=（D-d）/2=23mm； ——摩擦片的許用壓強(qiáng)（N/）； ＝＝1.1×1.00×1.00×0.76＝0.836 ——基本許用壓強(qiáng)（MPa），查《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》表2-15，取1.1； ——速度修正系數(shù) ＝n/6×=2.5（m/s） 根據(jù)平均圓周速度查《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》表2-16，取1.00； ——接合次數(shù)修正系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》表2-17，取1.00； ——摩擦結(jié)合面數(shù)修正系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》表2-18，取0.76。 所以 Z≥2MnK/fb[p]＝2×1.28××1.4/（3.14×0.08××23×0.836＝11 臥式車床反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗確定，一般取 ＝0.4＝0.4×11＝4.4 最后確定摩擦離合器的軸向壓緊力Q，可按下式計算： Q=b(N)＝1.1×3.14××23×1.00＝3.57× 式中各符號意義同前述。 摩擦片的厚度一般取1、1.5、1.75、2（mm），內(nèi)外層分離時的最大間隙為0.2～0.4（mm）,摩擦片的材料應(yīng)具有較高的耐磨性、摩擦系數(shù)大、耐高溫、抗膠合性好等特點(diǎn)，常用10或15鋼，表面滲碳0.3～0.5（mm）,淬火硬度達(dá)HRC52～62。 結(jié) 論 經(jīng)過課程設(shè)計，使我和同伴對主軸箱設(shè)計這門課當(dāng)中許多原理公式有了進(jìn)一步的了解，并且對設(shè)計工作有了更深入的認(rèn)識。懂得了理論和實(shí)踐同等重要的道理。理論能指導(dǎo)實(shí)踐，使你能事半功倍，實(shí)踐能上升成為理論，為以后的設(shè)計打下基礎(chǔ)。? 從校門走出后,一定要重視實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)的積累,要多學(xué)多問。把學(xué)校學(xué)習(xí)的專業(yè)知識綜合的應(yīng)用起來，這非常重要。體會到把技術(shù)搞好就必須安心的學(xué)習(xí)，虛心向別人請教，耐心的對待每一個問題，不放過任何一個自己遇到的問題，要善于發(fā)現(xiàn)問題。 在設(shè)計過程中，我們得到了老師們的精心指導(dǎo)和幫助，在此表示衷心的感謝！由于我們的經(jīng)驗(yàn)尚淺，知識把握不熟練，設(shè)計中定有許多地方處理不夠妥當(dāng)，有些部分甚至可能存在錯誤，希望老師多提寶貴意見。 參考文獻(xiàn) 1..段鐵群.《主軸箱設(shè)計》.科學(xué)出版社； 2.于惠力，向敬忠，張春宜.《機(jī)械設(shè)計》.科學(xué)出版社； 3.潘承怡，蘇相國. 《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計》，哈爾濱理工大學(xué)； 4.戴署.《金屬切削機(jī)床設(shè)計》.機(jī)械工業(yè)出版社； 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