車床主軸傳動系統(tǒng)設計單主軸變速機構(gòu)設計【含3張CAD圖紙】

資源目錄里展示的全都有，所見即所得。下載后全都有,請放心下載。原稿可自行編輯修改=【QQ：401339828 或11970985 有疑問可加】 摘要 車床主要是為了進行車外圓、車端面和鏜孔等項工作而設計的機床。車削很少在其他種類的機床上進行，而且任何一種其他機床都不能像車床那樣方便地進行車削加工。由于車床還可以用來鉆孔和鉸孔，車床的多功能性可以使工件在一次安裝中完成幾種加工。因此，在生產(chǎn)中使用的各種車床比任何其他種類的機床都多。 車床的基本部件有：床身、主軸箱組件、尾座組件、溜板組件、絲杠和光杠。 主軸箱安裝在內(nèi)側(cè)導軌的固定位置上，一般在床身的左端。它提供動力，并可使工件在各種速度下回轉(zhuǎn)。它基本上由一個安裝在精密軸承中的空心主軸和一系列變速齒輪(類似于卡車變速箱)所組成。通過變速齒輪，主軸可以在許多種轉(zhuǎn)速下旋轉(zhuǎn)。大多數(shù)車床有8~12種轉(zhuǎn)速，一般按等比級數(shù)排列。而且在現(xiàn)代機床上只需扳動2~4個手柄，就能得到全部轉(zhuǎn)速。一種正在不斷增長的趨勢是通過電氣的或者機械的裝置進行無級變速。 由于機床的精度在很大程度上取決于主軸，因此，主軸的結(jié)構(gòu)尺寸較大，通常安裝在預緊后的重型圓錐滾子軸承或球軸承中。主軸中有一個貫穿全長的通孔，長棒料可以通過該孔送料。主軸孔的大小是車床的一個重要尺寸，因此當工件必須通過主軸孔供料時，它確定了能夠加工的棒料毛坯的最大尺寸。 關鍵字：車床；主軸箱組件；主軸；無級變速 Abstract Lathes are machine tools designed primarily to do turning, facing and boring, Very little turning is done on other types of machine tools, and none can do it with equal facility. Because lathes also can do drilling and reaming, their versatility permits several operations to be done with a single setup of the work piece. Consequently, more lathes of various types are used in manufacturing than any other machine tool. The essential components of a lathe are the bed, headstock assembly, tailstock assembly, and the leads crew and feed rod. The headstock is mounted in a foxed position on the inner ways, usually at the left end of the bed. It provides a powered means of rotating the word at various speeds . Essentially, it consists of a hollow spindle, mounted in accurate bearings, and a set of transmission gears-similar to a truck transmission—through which the spindle can be rotated at a number of speeds. Most lathes provide from 8 to 18 speeds, usually in a geometric ratio, and on modern lathes all the speeds can be obtained merely by moving from two to four levers. An increasing trend is to provide a continuously variable speed range through electrical or mechanical drives. Because the accuracy of a lathe is greatly dependent on the spindle, it is of heavy construction and mounted in heavy bearings, usually preloaded tapered roller or ball types. The spindle has a hole extending through its length, through which long bar stock can be fed. The size of maximum size of bar stock that can be machined when the material must be fed through spindle. Key words: Lathes; headstock assembly; variable speed; I 目錄 摘要 III ABSTRACT IV 1 緒論 1 1.1畢業(yè)設計的目的 1 1.2機床主傳動系統(tǒng)設計要求 1 2 車床參數(shù)的擬定 2 2.1車床主參數(shù)和基本參數(shù) 2 2.1.1極限切削速度Vmax、Vmin的確定 2 2.1.2主軸的極限轉(zhuǎn)速的確定 2 2.1.3主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)和公比的確定 3 2.1.4主電機的選擇 3 3 主傳動系統(tǒng)設計 6 3.1傳動結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)、轉(zhuǎn)速圖的確定 6 3.1.1傳動形式的確定 6 3.1.2傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目 6 3.1.3 傳動系統(tǒng)擴大順序的安排 7 3.1.4 繪制轉(zhuǎn)速圖 7 3.1.5轉(zhuǎn)速圖的擬定 7 3.1.6分配降速比 8 3.2 齒輪齒數(shù)的確定及傳動系統(tǒng)圖的繪制 10 3.2.1帶輪確定 10 3.2.2齒輪齒數(shù)的確定的要求 14 4 強度計算和結(jié)構(gòu)草圖設計 17 4.1 確定計算轉(zhuǎn)速 17 4.1.1 各軸、齒輪的計算轉(zhuǎn)速 17 4.2軸的估算和驗算 19 4.2.1 主軸的設計與計算 19 4.2.2傳動軸直徑的估算 22 4.3 齒輪模數(shù)的估算和計算 24 4.3.1齒輪模數(shù)的估算 24 4.3.2 齒輪模數(shù)的驗算 26 4.4 軸承的選擇與校核 31 4.4.1一般傳動軸上的軸承選擇 31 4.4.2主軸軸承的類型 31 4.4.3 軸承間隙調(diào)整和預緊 33 4.4.4軸承的較核 34 4.4.5 軸承的密封和潤滑 36 4.5 片式摩擦離合器的選擇與驗算 36 4.5.1按扭矩選擇 36 4.5.2片式離合器的計算 36 4.5.3計算摩擦面的對數(shù)Z 37 5 主軸箱的箱體設計 39 6 結(jié)論與展望 40 6.1 結(jié)論 40 6.2 展望 40 致 謝 41 參考文獻 42 III CA6140車床主軸變速箱的設計 1 緒論 1.1畢業(yè)設計的目的 通過機床主運動機械變速傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設計，在擬定傳動和變速的結(jié)構(gòu)方案過程中，得到設計構(gòu)思、分析方案、結(jié)構(gòu)工藝性、機械制圖、零件計算、編寫技術要求文件和查閱級數(shù)資料等方面的綜合訓練，樹立正確的設計思想，掌握機床設計的過程和方法，使原有的知識有了進一步的加深。 （1） 課程設計屬于機械系統(tǒng)設計課程的延續(xù)，通過設計實踐，進一步學習掌握機械系統(tǒng)的一般方法。 （2） 培養(yǎng)綜合運用機械制圖、機械設計基礎、精度設計、金屬工藝學、材料熱處理及結(jié)構(gòu)工藝等相關知識，進行工程設計的能力。 （3） 培養(yǎng)使用手冊、圖冊、有關資料及設計標準規(guī)范的能力。 （4） 提高技術總結(jié)及編制技術文件的能力。 （5） 為進入工廠打下基礎。 1.2機床主傳動系統(tǒng)設計要求 （1）、主軸具有一定的轉(zhuǎn)速和足夠的轉(zhuǎn)速范圍、轉(zhuǎn)速級別，能夠?qū)崿F(xiàn)運動的開停、變速、換向和制動等，以滿足機床的運動要求。 （2）、主電動機具有足夠的功率，全部機構(gòu)和元件具有足夠的強度和剛度，以滿足機床的傳動要求。 （3）、主運動的有關機構(gòu)，特別是主軸組件有足夠的精度、抗振性、溫升小和噪音小，傳動效率高，以滿足機床的工作性能要求。 （4）、操作靈活可靠，調(diào)整維修方便，潤滑密封良好，以滿足機床的使用要求。 （5）、結(jié)構(gòu)緊湊簡單、工藝性好、成本低、以滿足經(jīng)濟要求。 三、車床主要參數(shù)（規(guī)格尺寸） 最大工件回轉(zhuǎn)直徑D（mm） 400 刀架上最大回轉(zhuǎn)直徑D1 200 主軸通孔直徑 50 主軸頭號（JB2521-79） 6 最大工件長度L 750-2000 2 車床參數(shù)的擬定 2.1車床主參數(shù)和基本參數(shù) 2.1.1極限切削速度Vmax、Vmin的確定 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允許的切速極限參考值 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 根據(jù)給出條件，取Vmax=200 m/min 螺紋加工和鉸孔時取 Vmin=5 m/min 2.1.2主軸的極限轉(zhuǎn)速的確定 計算車床主軸極限轉(zhuǎn)速時的加工直徑， 按經(jīng)驗分別取K=0.5, Rd =0.25 dmax=KD=0.5×400=200mm dmin=Rd×dmax=0.25x200=50mm 其中: dmax、dmin并不是指機床上可加工的最大和最小直徑，而是指實際使用情況下，采用Vmax、（Vmin）時常用的經(jīng)濟加工直徑。 則主軸極限轉(zhuǎn)速應為： 取標準數(shù)列數(shù)值，即 =1400r/min 在中考慮車螺紋和鉸孔時，其加工的最大直徑應根據(jù)實際加工情況選取。因此，此處選最大直徑為50mm 取標準數(shù)列數(shù)值，即=31.5r/min 轉(zhuǎn)速范圍Rn= 轉(zhuǎn)速范圍Rn===44.44r/min 考慮到設計的機構(gòu)復雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴大傳動，并選級數(shù)Z=12，今以 和代入公式得R=12.7和43.8，因此取更合適。各級轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標準的數(shù)列表中查出，標準轉(zhuǎn)速數(shù)列表給出了的從1—10000的數(shù)值，因為。從表中找到 =1440r/min就可以每個5個數(shù)值選取一個，得列表如下 31.5，45，63，90，125，180，250，355，500，710，1000，1400 2.1.3主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)Z和公比的確定 已知 取Z=12級 =1440 =31.5 綜合上述可得：主傳動部件的運動參數(shù) Z=12 =1.41 2.1.4主電機的選擇 合理地確定電機功率N，使機床既能充分發(fā)揮其性能，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。 中型普通車床典型重切削條件下的用量如表2-2所示。 刀具材料：YT15工件材料45號鋼，切削方式：車削外圓 查下表可知：切深ap=3.5mm 進給量f(s)=0.35mm/r 切削速度V=90m/min 表2-2 中型普通車床典型重切削條件下的切削用量 切削用量 普通型 輕型 普通型 輕型 切深 3.5 3 4 3.5 進給量 0.35 0.25 0.4 0.35 切削速度 90 75 100 80 功率估算法用的計算公式 a 主切削力： b 切削功率： Pc= c 估算主電機功率： 中型機床上，一般都采用三相交流異步電動機作為動力源。可以在系列中選用，在選擇電動機型號時，應注意 根據(jù)機床切削能力的要求確定電機功率，但電動機都已經(jīng)標準化，因此選取相應的標準值 電機轉(zhuǎn)速： 選用時，要使電機轉(zhuǎn)速與主軸最高轉(zhuǎn)速和I軸轉(zhuǎn)速相近或相宜，以免采用過大的升速或過小的降速傳動。 查《機械設計手冊》可知： P值為5.5KW，按我國生產(chǎn)的電機在Y系列的額定功率選擇。 表2-3 Y系列的額定功率 電機型號 額定功率 滿載轉(zhuǎn)速 同步轉(zhuǎn)速 A B C D E Y132S--4 5.5KW 1440 1500 216 140 89 38 +0.018 80 +0.002 F G H K AB AC AD HD BB L 10 33 132 12 280 270 210 315 200 475 圖2.1為Y系列的電機的外形圖。 圖2.1為Y系列的電機的外形圖 35 3 主傳動系統(tǒng)設計 3.1傳動結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)、轉(zhuǎn)速圖的確定 3.1.1傳動形式的確定 集中傳動方式：傳動系的全部傳動和變速機構(gòu)集中裝在同一個主軸箱內(nèi)。 集中傳動適用于中、大型機床，尤其是CA6140,其優(yōu)點是結(jié)構(gòu)緊湊，便于集中操縱，安裝調(diào)整方便。利于降低制造成本；缺點是運轉(zhuǎn)的傳動件在運轉(zhuǎn)過程中所產(chǎn)生的振動、熱量，會使主軸產(chǎn)生變形，使主軸回轉(zhuǎn)中心線偏離正確位置而直接影響加工精度。 3.1.2傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目 擬定傳動鏈的基本原則，就是以經(jīng)濟的滿足對機床的要求，可以滿足同樣要求的方案有很多種，在進行傳動鏈的可能性分析時，應根據(jù)經(jīng)濟合理的原則，選出有最好的方案。轉(zhuǎn)速圖有助于各種方案的比較，并為進一步確定傳動系統(tǒng)提供方便。擬定主運動轉(zhuǎn)速圖應該按照下列步驟進行： 擬定傳動方案，包括傳動形式的選擇以及開停。換向，操縱等整個傳動系統(tǒng)的確定。傳動形式則指傳動和變速的元件，機構(gòu)以及組成，安排不同特點的傳動形式，變速類型。 傳動方案和形式與結(jié)構(gòu)的復雜程度密切相關，和工作性能也有關，因此，確定傳動方案和形式，要從結(jié)構(gòu)、工藝、性能、以及經(jīng)濟性等多方面統(tǒng)一考慮。 級數(shù)為的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳遞組組成，各傳動組分別有個傳動副。 即 傳動副數(shù)由于結(jié)構(gòu)的限制以2或3為適合，即變速級數(shù)Z應為2和3的因子： 即 實現(xiàn)12級主軸轉(zhuǎn)速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副的組合: 1) 2) 3) 4) 5) 在上述方案中，（1）（2）方案有時可以省掉一根軸，缺點是一個傳動組內(nèi)有四個傳動副，如果用一個四聯(lián)滑移齒輪。則會增加軸向尺寸；如果用兩個雙聯(lián)滑移齒輪，則操縱機構(gòu)必須互銷，以防止兩個滑移齒輪同時嚙合，所以一般少用。 （3）（4）（5）方案：按照傳動副“前多后少”的原則選擇Z=3×2×2這一方案，但Ⅰ軸換向采用雙向片式摩擦離合器結(jié)構(gòu)，Ⅰ軸的軸向尺寸不至于過大，以免加長變速箱尺寸，第一傳動組的傳動副不宜過多，以2為宜因此此方案不宜采用，而應選擇12=2×3×2。 方案4）是比較合理的 12=2×3×2 3.1.3 傳動系統(tǒng)擴大順序的安排 12=2×3×2的傳動副組合，其傳動組的擴大順序又可以有形式： 1) 2） 根據(jù)級比指數(shù)分配要“前密后疏”的原則，應選用Z=××這一方案，然而對于我們所設計的結(jié)構(gòu)將會出現(xiàn)兩個問題： 第一變速組采用降速傳動時，由于摩擦離合器徑向結(jié)構(gòu)尺寸限制，使得Ⅰ軸上的齒輪直徑不能太小，Ⅱ軸上的齒輪則會成倍增大。這樣，不僅使Ⅰ-Ⅱ軸間中心距加大，而且Ⅰ-Ⅱ軸間的中心距也會輥大，從而使整個傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)尺寸增大。這種傳動不宜采用。 如果第一變速組采用升速傳動，則Ⅰ軸至主軸間的降速傳動只能同后兩個變速組承擔。為了避免出現(xiàn)降速比小于允許的杉限值，常常需要增加一個定比降速傳動組，使系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復雜。這種傳動也不是理想的。 如果采用這一方案則可解決上述存在的問題。 3.1.4 繪制轉(zhuǎn)速圖 車床主傳動系統(tǒng)轉(zhuǎn)速結(jié)構(gòu)圖如圖3.1所示。 3.1.5轉(zhuǎn)速圖的擬定 運動參數(shù)確定以后，主軸各級轉(zhuǎn)速就已知，切削耗能確定了電機功率。在此基礎上，選擇電機型號，確定各中間傳動軸的轉(zhuǎn)速，這樣就擬定主運動的轉(zhuǎn)速圖，使主運動逐步具體化。 1800r/min 1400 1000 710 500 355 250 180 125 90 31,5 45 31.5 Ⅳ Ⅲ 圖3.1轉(zhuǎn)速結(jié)構(gòu)網(wǎng) Ⅱ Ⅰ 44:31 132:280 25:50 3.1.6分配降速比 設計機床主軸變速傳動時，為了避免從動齒輪過大而增加箱體的徑向尺寸，一般限制降速最小傳動比Umin1/4,為避免擴大傳動誤差，減少振動噪聲，一般限制直齒圓柱齒輪的最大升速比Umax,因此決定了一個傳動組的最大變速范圍 該車床主軸傳動系統(tǒng)共設有四個傳動組其中有一個是帶傳動。根據(jù)降速比分配應“前慢后快”的原則以及摩擦離合器的工作速度要求，確定各傳動組最小傳動比。 總的傳動比： a 決定軸Ⅲ-Ⅳ的最小降速傳動比主軸上的齒輪希望大一些，能起到飛輪的作用，所以最后一個變速組的最小降速傳動比取極限1/4，公比ψ=1.41，1.414=4， 最末一級間的間隔為6級 b 中間軸傳動比 可按先快后慢的原則，確定最小傳動比，根據(jù)基比指數(shù)確定其他傳動比 軸最小傳動比 因為 所以 軸最小傳動 軸采用升速傳動，加大齒輪外徑，使主動輪齒根直徑大于離合器外轂。 因此，皮帶輪的傳動比為. 3.2傳動原理圖 3.2 齒輪齒數(shù)的確定及傳動系統(tǒng)圖的繪制 3.2.1帶輪確定 因為床頭箱內(nèi)部緊湊，而第一軸除皮帶輪外的受力不大，沒有必要為抵消皮帶的拉力而選用大的軸承和軸，所以用卸荷式帶輪結(jié)構(gòu)更劃算。 1、選擇三角帶型號 根據(jù)計算功率 P---電機額定功率 Ka---工作情況系數(shù) 車床的啟動載荷輕，工作載荷穩(wěn)定，兩班制工作時，取Ka =1.1 故=5.5x1.1=6.05KKW 2、選擇V帶的帶型 根據(jù)計算功率和電機額定轉(zhuǎn)速查機械設計圖8—11選用B型。 3、確定小帶輪的基準直徑并驗算帶速v 皮帶輪的直徑越小，帶的彎曲應力就越大，為了提高帶的使用壽命，小帶輪直徑不宜過小。 1） 初選小帶輪的基準直徑。 由表8—6和表8—8.取小帶輪的基準直徑=132 2）驗算帶速 因為5m/s>查表8—2選帶的基準長度Ld=1600mm. 按下列公式計算實際中心距a 6、 驗算小帶輪的包角 因此，小帶輪包角取值合理。 7、 計算帶的根數(shù)Z 1） 計算單根V帶的額定功率Pr 由、和B型帶查表8-4a，由插補法得 由、和B型帶查表8—4b得 查表8—5得，表8—2得 2） 計算單根V帶的根數(shù)Z 因此，帶的根數(shù)為3。 8、 計算單根V帶的初拉力的最小值（ 帶型 Y Z A B C D E 0.02 0.06 0.10 0.18 0.30 0.61 0.92 由上表知道B型帶的單位長度質(zhì)量q=0.18kg/m 應使帶的實際初拉力> 9、 計算壓軸力 壓軸力的最小值 帶輪結(jié)構(gòu)工作表如下表所示。 帶型號 帶長Ld 中心距 帶輪直徑mm 帶根數(shù) 作用于軸上的壓力 大帶輪 小帶輪 B 1600 530 280 132 3 1360N 主軸箱的動力是從主電機經(jīng)過皮帶輪和三角帶傳遞給軸Ⅰ，并且輸進主軸箱，為防止軸Ⅰ在三角帶的張力作用下產(chǎn)生變形，設計時將皮帶輪先通過花鍵套、滾動軸承和法蘭安裝在箱體上。從而使張力由床身承受，扭矩由花鍵套傳遞給軸Ⅰ。軸Ⅰ不在因皮帶輪的張力而產(chǎn)生彎曲變形，故軸Ⅰ上的零件的動作條件得到改善。如下圖所示 卸荷式皮帶輪 1-皮帶輪 2-花鍵套筒 3-螺釘 4-支撐套 3.2.2齒輪齒數(shù)的確定的要求 1）確定齒輪齒數(shù) 可用計算法或查表確定齒輪齒數(shù)，后者更為簡便，根據(jù)要求的傳動比u和初步定出的傳動副齒數(shù)和，查表即可求出小齒輪齒數(shù) 選擇時應考慮： 1.傳動組小齒輪應保證不產(chǎn)生根切。對于標準齒輪，其最小齒數(shù)=17 2.齒輪的齒數(shù)和不能太大，以免齒輪尺寸過大而引起機床結(jié)構(gòu)增大，一般推薦齒數(shù)和≤100-120。 3.同一變速組中的各對齒輪，其中心距必須保證相等。 4采用三聯(lián)滑移齒輪時，最大齒輪齒數(shù)與次大齒輪齒數(shù)差應該大于或等于4。. 5保證強度和防止熱處理變形過大，齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚 6 保證主軸的轉(zhuǎn)速誤差在規(guī)定的范圍之內(nèi)。 查《機械制造裝備設計》表3--9 第一變速組： ，時，、70、72、75、84........ ，時，、72、75、84...... 符合條件的72、75和84。 因此選。于是得變速組a的兩個傳動副的主從齒輪數(shù)分別為：49、35；28、56 第二變速組： 時，、82、84、85、87、89、90........ 時，、84、86、87、89、90........ 時，、81、84、87、88、91........ 符合條件的和87 因此選。于是得變速組b的三個傳動副的主從齒輪數(shù)分別為：36、51；29、58；23、64。 第三變速組： 時，、84、86、87、89、90、92、93、95、104、105........ 時，、84、85、86、89、90、91、94、95、104、105........ 符合條件的、104 和105 因此選。于是得變速組c的兩個傳動副的主從齒輪數(shù)分別為：70、35；21、84 表3-3 變速組 第一變速組 第二變速組 第三變速組 齒數(shù)和 84 87 105 齒輪 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14 齒數(shù) 49 35 28 56 36 51 29 58 23 64 70 35 21 84 2）驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差 由于確定的齒輪齒數(shù)所得的實際轉(zhuǎn)速與傳動設計的理論轉(zhuǎn)速難以完全相符，需要驗算主軸各級轉(zhuǎn)速，最大誤差不得超過±10(ψ-1)%。 主軸各級實際轉(zhuǎn)速值用下式計算 其中 ε——滑移系數(shù)ε=0.02 ua ub uc分別為各級的傳動比 轉(zhuǎn)速誤差用主軸實際轉(zhuǎn)速與標準轉(zhuǎn)速相對誤差的絕對值表示 ⊿n=｜∣≤±10(ψ-1)%=4.1% 同樣其他的實際轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)速誤差如下: 表3-4 主軸轉(zhuǎn)速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 n10 n11 n12 標準轉(zhuǎn)速 31.5 45 63 90 125 180 250 355 500 710 1000 1440 實際轉(zhuǎn)速 31.35 44.2 62.33 87.8 123.8 175.1 247.6 350.2 495.3 700.5 990.65 1401 轉(zhuǎn)速誤差 0.48 1.8 1.07 2.5 0.97 2.8 0.97 1.4 0.95 1.4 0.94 2.8 轉(zhuǎn)速誤差滿足要求。 3）繪制主傳動系統(tǒng)圖 按照主傳動轉(zhuǎn)速圖以及齒輪齒數(shù)繪制主傳動系統(tǒng)圖如下3.5所示 圖3.5主傳動系統(tǒng)圖 4 強度計算和結(jié)構(gòu)草圖設計 4.1 確定計算轉(zhuǎn)速 4.1.1 各軸、齒輪的計算轉(zhuǎn)速 主軸Ⅳ的計算轉(zhuǎn)速： III軸 計算轉(zhuǎn)速 1. III軸最低轉(zhuǎn)速125r/min， 2. 可使主軸獲得31.5r/min、250r/min兩級轉(zhuǎn)速， 3. 其中250r/min大于nj，需要傳遞全部功率， 4. 所以III軸計算轉(zhuǎn)速為125r/min II軸 計算轉(zhuǎn)速 1. III軸計算轉(zhuǎn)速為125r/min，由II軸最低轉(zhuǎn)速355r/min得來， 需要傳遞全部功率， 2. 所以 II軸計算轉(zhuǎn)速為355r/min。 I 軸 計算轉(zhuǎn)速 II軸計算轉(zhuǎn)速為355r/min，由I軸最低轉(zhuǎn)速710r/min得來， 需要傳遞全部功率， 所以， I軸計算轉(zhuǎn)速為710r/min 變速組c 最小齒輪 z=21，裝在第III軸上， 使主軸獲得31.5~180r/min共6級， 其中主軸的計算轉(zhuǎn)速為90r/min， 故z=21齒輪計算轉(zhuǎn)速為355r/min 齒輪 z=84，裝在第Ⅳ軸上， 獲得31.5~180r/min共6級， 其中主軸的計算轉(zhuǎn)速為90r/min， 故z=84齒輪計算轉(zhuǎn)速為90r/min 齒輪 z=70，裝在第III軸上， 使主軸獲得250~1400r/min共6級， 其中主軸的計算轉(zhuǎn)速為355r/min， 故z=70，齒輪計算轉(zhuǎn)速為125r/min 齒輪 z=35，裝在第Ⅳ軸上， 獲得250~1400r/min共6級， 其中主軸的計算轉(zhuǎn)速為90r/min， 故z=35齒輪計算轉(zhuǎn)速為250r/min 變速組b 最小齒輪 z=23，裝在第II軸上。 III軸獲得125、355r/min ， 其中III軸的計算轉(zhuǎn)速為125r/min， 故z=23齒輪計算轉(zhuǎn)速為355r/min。 齒輪 z=64，裝在第III軸上。 III軸獲得125、355r/min ， 其中III軸的計算轉(zhuǎn)速為125r/min， 故z=64齒輪計算轉(zhuǎn)速為355r/min。 z=29，裝在第II軸上。 III軸獲得180、500r/min ， 其中III軸的計算轉(zhuǎn)速為125r/min， 故z=29齒輪計算轉(zhuǎn)速為355r/min。 齒輪 z=58，裝在第III軸上。 III軸獲得180、500r/min ， 其中III軸的計算轉(zhuǎn)速為125r/min， 故z=58齒輪計算轉(zhuǎn)速為180r/min。 z=36，裝在第II軸上。 III軸獲得250、710r/min ， 其中III軸的計算轉(zhuǎn)速為125r/min， 故z=36齒輪計算轉(zhuǎn)速為355r/min。 齒輪 z=52，裝在第III軸上。 III軸獲得250、710r/min ， 其中III軸的計算轉(zhuǎn)速為125r/min， 故z=52齒輪計算轉(zhuǎn)速為250r/min 變速組a 最小齒輪 z=28， II軸獲得355r/min ， 其中II軸的計算轉(zhuǎn)速為355r/min， 故z=28齒輪計算轉(zhuǎn)速為710r/min 齒輪 z=56 II軸獲得355r/min ， 其中II軸的計算轉(zhuǎn)速為355r/min， 故z=56齒輪計算轉(zhuǎn)速為355r/min 齒輪 z=49， II軸獲得1000r/min ， 其中II軸的計算轉(zhuǎn)速為355r/min， 故z=49齒輪計算轉(zhuǎn)速為710r/min 齒輪 z=35 II軸獲得1000r/min ， 其中II軸的計算轉(zhuǎn)速為355r/min， 故z=35齒輪計算轉(zhuǎn)速為1000r/min 4.2軸的估算和驗算 4.2.1 主軸的設計與計算 主軸組件結(jié)構(gòu)復雜，技術要求高。安裝工件的主軸參與切削成形運動，因此它的精度和性能性能直接影響加工質(zhì)量（加工精度與表面粗糙度）。 1）主軸直徑的選擇 查表可以選取前支承軸頸直徑 D1=105 mm 后支承軸頸直徑 D2=(0.7～0.85)D1=73.5～89.25 mm 選取 D2=75 mm 2）主軸內(nèi)徑的選擇 車床主軸由于要通過棒料，安裝自動卡盤的操縱機構(gòu)及通過卸頂尖的頂桿必須是空心軸。 確定孔徑的原則是在滿足對空心主軸孔徑要求和最小壁厚要求以及不削弱主軸剛度的要求盡可能取大些。 推薦：普通車床d/D(或d1/D1)=0.55～0.6 其中 D——主軸的平均直徑，D= (D1+D2)/2 d1——前軸頸處內(nèi)孔直徑 d=(0.55～0.6)D=49.5～54mm 所以，內(nèi)孔直徑取52mm 主軸錐孔對支撐軸徑A、B的跳動，近軸端允差0.005mm，離軸端300mm處允差0.01mm，錐度的接觸率大于70%，表面粗糙度Ra0.4um，硬度要求HRC48. 3）前錐孔尺寸 前錐孔用來裝頂尖或其它工具錐柄，要求能自鎖，目前采用莫氏錐孔。選擇如下： 莫氏錐度號取6號 標準莫氏錐度尺寸 大端直徑 D=63.348 4）主軸前端懸伸量的選擇 軸懸伸量指主軸前端面到前支撐徑向反力作用點（一般即為前徑支撐中點）的距離，它主要取決于主軸前端部結(jié)構(gòu)形式和尺寸，前支撐軸配置和密封等。因此，主要由結(jié)構(gòu)設計確定。 懸伸量與主軸部件的剛度和抗振性成反比，故應取小值主軸懸伸量與前軸頸直徑之比a/D1=0.6～1.25 a=(0.6～1.5)D1=66～131.25mm 所以，懸伸量取120mm 5）主軸合理跨距和最佳跨距 主軸跨距是決定主軸系統(tǒng)精度剛度的重要影響因素，目的是找出在切削力的作用下，主軸前端的柔度值最小的跨距稱為最優(yōu)跨距（） 根據(jù)表3-14 見《金屬切削機床設計》計算前支承剛度。 前后軸承均用雙列短圓柱滾子軸承，并采用前端定位的方式。 查表 =1700×901.4=9.26×105 N/mm 因為后軸承直徑小于前軸承，取 KB =6.61×105N/mm 其中 為參變量 綜合變量 其中 E——彈性模量，取E=2.0×105 N/mm2 I——轉(zhuǎn)動慣量，I=π(D4-d4)/64=3.14×(804-454)=1.81×106mm4 = =0.3909 由圖4.1主軸最佳跨距計算線圖中，在橫坐標上找出η=0.3909的點向上作垂線與的斜線相交，由交點向左作水平線與縱坐標軸相交，得L0/a=2.5。 所以最佳跨距L0 L0=2.5×120=300 又因為合理跨距的范圍 L合理=(0.75～3)L0=225～1600 圖4.1 主軸最佳跨距計算線圖 所以取L=625mm 圖4.2 主軸布置簡圖 6）主軸剛度的驗算 對于一般受彎矩作用的主軸，需要進行彎曲剛度驗算。主要驗算主軸軸端的位移y和前軸承處的轉(zhuǎn)角θA。 如主軸前端作用一外載荷F如下圖 圖4.3 切削力 Fz=3026N 撓度 yA= = =0.029 [y]=0.0002L=0.0002×625=0.125 yA＜[y] 傾角 θA= = =0.000269 前端裝有圓柱滾子軸承，查表[θA]=0.001rad θA＜[θA] 符合剛度要求。 7） 主軸的材料與熱處理 材料為45鋼，調(diào)質(zhì)到220～250HBS，主軸端部錐孔、定心軸頸或定心圓錐面等部位局部淬硬至HRC50～55，軸徑應淬硬。 4.2.2傳動軸直徑的估算 傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度要求，強度要求保證軸在反復載荷和扭矩載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。車床主軸傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大的變形。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，可不必驗算軸的強度。剛度要求保證軸在載荷下不發(fā)生過大的變形。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。 傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下列公式 估算傳動軸直徑： mm 其中：N—該傳動軸的輸入功率 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 取V帶的傳動效率=0.96，齒輪的傳動效率為0.995，滾動軸承的傳動效率為0.99（一對） —該傳動軸的計算轉(zhuǎn)速r/min —每米長度上允許的扭轉(zhuǎn)角(deg/m),可根據(jù)傳動軸的要求選取如表4-1所示。 表4-1 軸允許的扭轉(zhuǎn)角 剛度要求 允許的扭轉(zhuǎn)角 主 軸 一般的傳動軸 較低的傳動軸 0.5—1 1—1.5 1.5—2 對于一般的傳動軸，取=1.5 Ⅰ軸 KW =710 r/min mm 為了傳遞轉(zhuǎn)矩，選用花鍵軸，所以d1=24.1x（1-7%）=22.4mm 圓整后去d1=30mm。 Ⅱ軸 KW =355 r/min mm 為了傳遞轉(zhuǎn)矩，選用花鍵軸，所以d2=28.67x（1-7%）=26.67mm 圓整后去d2=35mm。 Ⅲ軸 KW =125r/min mm 為了傳遞轉(zhuǎn)矩，選用花鍵軸，所以d2=37.14x（1-7%）=34.54mm 圓整后去mm。 查表可以選取花鍵的型號其尺寸分別為 軸取 軸取 軸取 4.3 齒輪模數(shù)的估算和計算 4.3.1齒輪模數(shù)的估算 根據(jù)齒輪彎曲疲勞的估算： 其中、Z應為同一齒輪的計算轉(zhuǎn)速和齒輪齒數(shù)，并且取乘積最小的代入上式， 1） 第一變速組 由轉(zhuǎn)速圖得Z1=49齒輪的計算轉(zhuǎn)速為710r/min。 Z2=35齒輪的計算轉(zhuǎn)速為1000r/min。 Z3=28齒輪的計算轉(zhuǎn)速為710r/min。 Z4=56齒輪的計算轉(zhuǎn)速為355/min。 根據(jù) Pd=5.28KW mm 因此取 2） 第二變速組 由轉(zhuǎn)速圖得Z5=36齒輪的計算轉(zhuǎn)速為355r/min。 Z6=52齒輪的計算轉(zhuǎn)速為250r/min。 Z7=29齒輪的計算轉(zhuǎn)速為355r/min。 Z8=58齒輪的計算轉(zhuǎn)速為180/min。 Z9=23齒輪的計算轉(zhuǎn)速為355r/min。 Z10=64齒輪的計算轉(zhuǎn)速為125/min。 Pd=5.25KW 因此取 3） 第三變速組 由轉(zhuǎn)速圖得Z11=70齒輪的計算轉(zhuǎn)速為125r/min。 Z12=35齒輪的計算轉(zhuǎn)速為250r/min。 Z13=21齒輪的計算轉(zhuǎn)速為355r/min。 Z14=84齒輪的計算轉(zhuǎn)速為90/min。 Pd=5.20KW 因此取mw=3 齒輪接觸疲勞強度mj 其中為大齒輪的計算轉(zhuǎn)速，A為齒輪中心距。 由中心距A及齒數(shù)、求出模數(shù) 1) 第一變速組 Z1+Z2=Z3+Z4=84 Pd=5.28KW 取模數(shù)為2mm。 2) 第二變速組 Z5+Z6=Z7+Z8= Z9+Z10=87 Pd=5.25KW 取模數(shù)為3mm。 3） 第三變速組 Z11+Z12=Z13+Z14= 105 Pd=5.2KW 取模數(shù)為3mm。 據(jù)估算所得和中較大的值，選取相近的標準模數(shù)。 第一變速組m1=2.5；第二變速組m2=3；第三變速組m3=3 齒輪塊設計：機床的變速系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速結(jié)構(gòu)。根據(jù)各傳動軸的工作特點，第一擴大組、第二擴大組以及第三擴大組的滑移齒輪均采用了整體式的滑移齒輪。所以滑移齒輪與傳動軸間均采用花鍵連接。 從工藝角度考慮，其他固定齒輪（主軸上的齒輪除外）也采用花鍵連接。 4.3.2 齒輪模數(shù)的驗算 因為設計的是機床，所以齒輪對強度及精度都有一定的要求，齒輪應具有較高的強度及齒面具有高硬度；齒輪選用的是40Cr調(diào)制處理，硬度250~280HBW，驗算時選相同模數(shù)中承受載荷最大齒數(shù)最少的齒輪，一般對高速傳動齒輪以驗算接觸疲勞強度，對于低速傳動的齒輪以驗算彎曲疲勞強度為主，對硬齒面軟齒心的滲碳淬火齒輪，一定要驗算彎曲疲勞強度。 根據(jù)齒輪的接觸疲勞計算齒輪模數(shù)公式為： mm 根據(jù)齒輪的彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù)公式為： mm 式中：P---計算齒輪傳遞的額定功率 --計算齒輪（小齒輪）的計算轉(zhuǎn)速r/min ---齒寬系數(shù)，常取6～10； ---計算齒輪的齒數(shù)，一般取傳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； ---壽命系數(shù)，； ---工作期限系數(shù)，； 齒輪等傳動件在接觸和彎曲交變載荷下的疲勞曲線指數(shù)m和基準循環(huán)次數(shù)Co n---齒輪的最低轉(zhuǎn)速r/min; T---預定的齒輪工作期限，中型機床推薦：T=15000～20000h; ---轉(zhuǎn)速變化系數(shù) ---功率利用系數(shù) ---材料強化系數(shù)。幅值低的交變我荷可使金屬材料的晶粒邊界強化，起著阻止疲勞細縫擴展的作用； （壽命系數(shù)）的極限 當； ---工作情況系數(shù)。中等沖擊的主運動：=1.2～1.6； ---動載荷系數(shù) ---齒向載荷分布系數(shù) Y----齒形系數(shù)； 、---許用彎曲、接觸應力MPa 1) 第一變速組：相同模數(shù)中行承載最大齒數(shù)最少的齒輪為Z=28. Z=28位于Ⅰ軸，屬于高速軸，按照接觸疲勞強度驗算齒輪模數(shù)。 KW mm 節(jié)圓速度m/s 由表8可得：取精度等級為7級 。 =1.2 由表9得：=1 =0.90 由表可知 所以 取Ks=0.6 由表11 許用應力知，取齒輪材料為45 整淬 =1100MPa =320MPa 由表10可知 可查得 Y=0.45 所以 模數(shù)取2.5符合要求。 同樣可以校核其它齒輪的模數(shù)也符合要求。 2) 第二變速組：相同模數(shù)中行承載最大齒數(shù)最少的齒輪為Z=23. 按照接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度驗算齒輪模數(shù)。 KW mm 節(jié)圓速度m/s 由表8可得：取精度等級為7級 。 =1.2 由表9得：=1 =0.90 由表可知 所以 取Ks=0.6 由表11 許用應力知，取齒輪材料為45 整淬 =1100MPa =320MPa 由表10可知 可查得 Y=0.408 所以 模數(shù)取3符合要求。 3) 第三變速組：相同模數(shù)中行承載最大齒數(shù)最少的齒輪為Z=19. 按照彎曲疲勞強度和彎曲疲勞強度驗算齒輪模數(shù)。 KW mm 節(jié)圓速度m/s 由表8可得：取精度等級為7級 。 =1.2 由表9得：=1 =0.90 由表可知 所以 取Ks=0.6 由表11 許用應力知，取齒輪材料為45 整淬 =1100MPa =320MPa 由表10可知 可查得 Y=0.386 所以 模數(shù)取3符合要求。 表4-2 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14 齒數(shù) 49 35 28 56 36 52 29 58 23 64 70 35 21 84 模數(shù) 2.5 3 3 分度圓直徑 122.5 87.5 70 140 108 156 87 174 69 192 210 105 63 252 齒根高h 3.75 3.75 齒頂高h 3 3 齒頂圓直徑da 127.5 92.5 75 145 114 162 93 180 75 198 216 111 69 258 齒根圓直徑df 116.25 81.25 63.75 133.75 101.5 148.5 79.5 166.5 61.5 184.5 202.5 97.5 55.5 244.5 中心距 105 130.5 157.5 齒寬 17.5 21 21 4.4 軸承的選擇與校核 機床傳動軸常用的滾動軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升、空載功率和噪音等方面，球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越。而且滾錐軸承對軸的剛度、支承孔的加工精度要求都比較高，異常球軸承用得更多。但滾錐軸承的內(nèi)外圈可以公開。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。選擇軸承的型式和尺寸，首先取決于承載能力，但也要考慮其它結(jié)構(gòu)條件。即要滿足承載能力要求，又要符合孔的加工工藝，可以用輕、中、或重系列的軸承來達到支承孔直徑的安排要求。花鍵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，一般傳動軸承選用G級精度。 4.4.1一般傳動軸上的軸承選擇 為了安裝方便，Ⅰ軸上傳動件的外徑均小于箱體左側(cè)支承孔直徑，均采用深溝球軸承，為了便于裝配和軸承間隙調(diào)整，ⅡⅢ軸均采用圓錐滾子軸承，滾動軸承均采用E級精度。其具體的型號和尺寸如下 Ⅰ軸 前支撐：6206；中支撐：6206、6205；后支撐：6207 Ⅱ軸 前支撐：30206；后支撐：30206 Ⅲ軸 前支撐：30208；中支撐：6210；后支撐：30208 4.4.2主軸軸承的類型 主軸的前軸承選取雙列向心短圓柱滾子軸承，內(nèi)孔有1：12錐度，與主軸的錐形軸徑相匹配，軸向移動為內(nèi)圈，可把內(nèi)圈脹大，以消除徑向間隙或預緊，軸承的滾動體為滾子，能承受較大的徑向載荷和較高的轉(zhuǎn)速，軸承有兩列滾子交叉排列，數(shù)量較多，剛性很高，溫升低，但不能承受軸向力，必須和能承受軸向力的軸承（ 60°角的雙向推力角接觸球軸承，是一種新型軸承，用來承受雙向軸向載荷，為保證軸承不受徑向載荷，軸承外圈的公稱外徑與它配套的同孔徑雙列滾子軸承相同，但外徑公差帶在零線的下方。具有承載能力大，允許極限轉(zhuǎn)速高。)使用，因此整個部件支承結(jié)構(gòu)比較復雜。 前端軸承為NN3021K, 后端軸承為NN3015K 中間軸承為6214深溝球軸承和雙向推力角接觸球軸承234420。 軸承尺寸如下表所示。 軸承型號 D d B R NN3015K 115 75 30 1.1 NN3021K 145 105 40 1.5 6216 160 80 26 2 234420 150 100 60 1.5 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精度選擇高一級。 因此前軸承的精度為C，前軸承的精度為D。 軸承與軸和軸承與箱體之間的配合都采用過渡配合。 圖4.1 軸承外形圖 4.4.3 軸承間隙調(diào)整和預緊 為了提高主軸回轉(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、噪聲和抗振性也有改善。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效果，而磨損發(fā)熱量和噪聲都會增大，軸承壽命將因此而降低。 調(diào)整結(jié)構(gòu)形式如下圖所示： 圖4.2 主軸調(diào)整圖 調(diào)整說明： 用螺母軸向移動軸承內(nèi)圈，使內(nèi)圈徑向增大， 特點：結(jié)構(gòu)簡單。移動量完全靠經(jīng)驗，一旦調(diào)整過緊，難以把內(nèi)圈退回。 4.4.4軸承的較核 1) 滾動軸承的疲勞壽命驗算 或 —額定壽命 (h) —額定動載荷(N) —計算動載荷(N) —滾動軸承的許用壽命(h)，一般取10000～15000(h) —壽命指數(shù)，對球軸承 =3 ，對滾子軸承=10/3 —速度系數(shù)， —軸承的計算轉(zhuǎn)數(shù) r/min —壽命系數(shù)， —使用系數(shù) —轉(zhuǎn)化變化系數(shù) —齒輪輪換工作系數(shù) —當量動載荷 (N) (N) (N) 、—靜徑向，軸向系數(shù) 校驗Ⅰ軸上的軸承 Ⅰ軸選用的軸承為深溝球軸承6107，其基本額定負荷為12.5KN。 由于該軸的轉(zhuǎn)速是定值為710r/min所以齒輪越小越靠近軸承，對軸的要求越高，根據(jù)設計要求，應對Ⅰ軸末端的軸承進行校核。 齒輪的直徑 d=24x2.5=60mm。 Ⅰ軸的傳遞轉(zhuǎn)矩 齒輪受到的切向力 齒輪受到的軸向力 齒輪收到的徑向力 因此，軸承的當量動載荷= =096 =0.8 =0.8 = =230726.9 同樣可以較核其它軸承也符合要求。 4.4.5 軸承的密封和潤滑 滾動軸承在運轉(zhuǎn)過程中，滾動體和軸承滾道之間會產(chǎn)生滾動摩擦和滑動摩擦，產(chǎn)生熱量而使軸承溫度升高，因熱變形改變了軸承的間隙，引起振動和噪聲。潤滑的作用是利用潤滑劑在摩擦面之間形成潤滑油膜，減小摩擦系數(shù)和發(fā)熱量，并帶走一部分熱量，以降低軸承的溫升。 主軸箱采用飛濺式潤滑，油面高度為65mm，甩油環(huán)侵油深度為10mm左右，潤滑油型號為：HJ-20. 卸荷皮帶輪采用脂潤滑。型號為鈣質(zhì)潤滑脂。 Ⅰ軸軸徑較小，線速度較低，為了保證密封效果，采用皮碗式接觸密封。而主軸直徑較大、線速度較高，則采用了非接觸式密封。卸荷皮帶輪采用毛氈式密封，以防止外界雜物進入。 4.5 片式摩擦離合器的選擇與驗算 機床主傳動中常采用片式摩擦離合器，其主要作用是實現(xiàn)主傳動的換向，它可以在運動中接通和和脫開，結(jié)合平穩(wěn)，沒有沖擊，結(jié)構(gòu)緊湊，其部分零件已經(jīng)標準化。選用時必須做必要的計算。 4.5.1按扭矩選擇 K= 式中—離合器的額定靜力矩(Kgm) K—安全系數(shù) ，一般去1.5~1.7 —運轉(zhuǎn)時的最大負載力矩 P—離合器傳遞的功率。 查《機械設計手冊》表，取K=1.6