畢業(yè)設計論文臥式車床主軸箱設計

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1、臥式車床主軸箱設計 摘 要 金屬切削機床又稱為“工作母機”或“工具機”，習慣上稱為機床。機床在國民經(jīng)濟現(xiàn)代化建設中起著重大的作用。機床技術水平的高低已成為衡量一個國家工業(yè)現(xiàn)代化水平的重要標志之一。機床工業(yè)是機械制造業(yè)的“裝備部”、“總工藝部”，對國民經(jīng)濟的發(fā)展起著重大作用。 車床借助于轉動的工件對著刀具來切去金屬材料。車床主要用于加工各種回轉體表面，如外圓柱面、內圓柱面、錐形表面、端面、切槽、切斷、車螺紋、鉆孔、鉸孔等；在車床上采用特殊的裝置，還可以進行鏜削、磨削、研磨、拋光等。在一般機械制造企業(yè)中，車床占機床總數(shù)的20%～35%。 本論文主要設計臥式車床的主軸箱。設計摘要如下

2、：確定主傳動的運動設計，論證并確定合理的結構網(wǎng)和轉速圖，擬訂傳動系統(tǒng)圖；根據(jù)已知條件對傳動件進行設計和計算，對主要傳動進行驗算；確定傳動軸的空間位置及各個零件的裝配關系。 關鍵詞：機床，車床，主軸箱，轉速圖 HORIZONTAL LATHE HEADSTOCKS DESIGN ABSTRACT The metal-cutting machine tool is called “the machine tool” or “the machine”, in custom is called engine bed. The engine bed is playing t

3、he significant role in the national economy modernization. The engine bed technical levels height have become weighs one of national industry modernization level important symbols. The machine tool industry is the machine-building industry “the logistics department”, “the total craft department”, to

4、 national economy development important function The lathe with the aid of treats the cutting tool in the rotation work piece to slice the metallic material. The lathe mainly uses in processing each kind of solid of revolution surface, like the outer annulus cylinder, the internal bore cylinder, th

5、e cone-shape surface, the end surface, the grooving, the cut-off, the cutting thread, the drill hole, ream and so on; Uses the special installment in the lathe, but may also carry on, the grinding, the attrition, polishing boring and so on. In the common machine manufacture enterprise, the lathe acc

6、ounts for the engine bed total 20%~35%. Present paper main design horizontal lathes headstock. The design abstract is as follows: The definite master drives movement design, proves and determined that the reasonable structure network and the speed change diagram, draft the kinematic scheme; To pass

7、es on the moving parts according to the datum to carry on the design and the computation, carries on the checking calculation to the main transmission; Definite drive shafts space position and each components assembly relations. KEY WORDS: Engine bed, Lathe, Headstock, Speed change diagram 目

8、　錄 前　言 1 第1章 運動設計 5 1.1 主軸變速范圍的確定 5 1.2 公比的確定 5 1.3 主軸轉速級數(shù)的確定 5 1.4 結構式、結構網(wǎng)的確定 6 1.4.1 確定結構式 6 1.4.2 確定結構網(wǎng) 7 1.5 繪制轉速圖 8 1.5.1 選定電動機 8 1.5.2 變速組分析 8 1.5.3 確定軸數(shù)，繪制轉速圖 8 1.6 各變速組齒輪傳動副齒數(shù)的確定 10 1.6.1 Ⅰ軸—Ⅱ軸變速組齒輪 10 1.6.2 Ⅱ軸—Ⅲ軸變速組齒輪 11 1.6.3 Ⅲ軸—Ⅳ軸變速組齒輪 11 1.6.4 Ⅳ軸—Ⅴ軸變速組齒輪 11 1.6.5 高速分支

9、Ⅲ軸—Ⅵ軸變速組齒輪 12 1.6.6 低速分支Ⅴ軸—Ⅵ軸變速組齒輪 12 1.7核算轉速誤差 13 1.8繪制傳動系統(tǒng)圖 14 第2章 傳動零件的初步計算 16 2.1 帶傳動計算 16 2.2 各軸傳遞功率的計算 20 2.3 各軸計算轉速的確定 21 2.4 傳動軸直徑的估算 23 2.5 齒輪模數(shù)的初步計算 27 2.6 主軸尺寸參數(shù)的確定 30 第3章 零件的驗算 34 3.1 對Ⅰ軸——Ⅱ軸小齒輪的驗算 34 3.1.1 接觸疲勞強度的驗算 34 3.1.2 彎曲疲勞強度的驗算 36 3.2 主軸剛度的驗算 37 3.2.1 剛度標準 37 3.2

10、.2 主軸上的載荷 37 3.2.3 主軸前端撓度的驗算 39 3.2.4 主軸前軸承傾角的驗算 46 3.3 主軸前軸承疲勞強度的驗算 48 第4章 離合器的計算 50 結　論 53 謝 辭 54 參考文獻 55 前　言 1.金屬切削機床及其在國民經(jīng)濟中的地位 金屬切削機床是用切削的方法將金屬毛坯加工成機器零件的機器，它是制造機器的機器，所以又稱為“工作母機”或“工具機”，習慣上簡稱為機床。 現(xiàn)代社會中，人們?yōu)榱烁咝А⒔?jīng)濟地生產(chǎn)各種高質量的產(chǎn)品，日益廣泛地使用各種機器、儀器和工具等技術設備與裝備。為制造這些技術設備與裝備，又必須具備各種加工金屬零件的設備

11、，諸如鑄造、鍛造、焊接、切削加工和各種特種加工設備等。由于切削加工是將金屬毛坯加工成具有一定形狀、尺寸和表面質量的零件的主要加工方法，在加工精密零件時，目前主要是依靠切削加工來達到所需的加工精度和表面質量。機床是現(xiàn)代化機械制造業(yè)中最重要的加工設備。所以，金屬切削機床是加工機器零件的主要設備，它所擔負的工作量，約占機器總制造工作量的40%～60%。機床的技術性能直接影響機械產(chǎn)品的質量、勞動生產(chǎn)率及其制造的經(jīng)濟性，進而決定著國民經(jīng)濟的發(fā)展水平。 機械制造工業(yè)是國民經(jīng)濟各部門賴以發(fā)展的基礎，而機床工業(yè)則是機械制造工業(yè)的基礎。一個國家機床工業(yè)的技術水平在很大程度上標志著這個國家的工業(yè)生產(chǎn)能力和科學技

12、術水平。顯然，金屬切削機床在國民經(jīng)濟現(xiàn)代化建設中起著重大的作用。機床技術水平的高低已成為衡量一個國家工業(yè)現(xiàn)代化水平的重要標志之一。 一個國家要繁榮富強，必須實現(xiàn)工業(yè)、農(nóng)業(yè)、國防和科學技術的現(xiàn)代化，這就需要一個強大的機械制造工業(yè)為各部門提供現(xiàn)代化的先進技術設備與武備，即各種機器、儀器和工具等。然而，一個現(xiàn)代化的機械制造業(yè)必須要由一個現(xiàn)代化的機床制造業(yè)作后盾。機床工業(yè)是機械制造業(yè)的“裝備部”、“總工藝部”，對國民經(jīng)濟的發(fā)展起著重大作用。因此，許多國家都十分重視本國機床工業(yè)的發(fā)展和機床技術水平的提高，使本國國民經(jīng)濟的發(fā)展建立在堅實可靠的基礎上。 2.機床的工藝范圍 機床可實現(xiàn)三個主要功能：1.

13、牢固地支持工件或者刀架和刀具；2.提供工件和刀具之間的相對運動；3.提供一定范圍的走刀和切削速度。 機床的工藝范圍是指適應不同生產(chǎn)要求的能力。它大致包含這些內容：機床可以完成的工序種類；所加工零件的類型、材料和尺寸范圍；機床的生產(chǎn)率和加工零件的單件成本；毛坯種類；適用的規(guī)模；加工精度和表面粗糙度。 3.車床簡介 （1）.車床的用途 車床借助于轉動的工件對著刀具來切去金屬材料。車床主要用于加工各種回轉體表面，如外圓柱面、內圓柱面、錐形表面、端面、切槽、切斷、車螺紋、鉆孔、鉸孔等；在車床上采用特殊的裝置，還可以進行鏜削、磨削、研磨、拋光等。在一般機械制造企業(yè)中，車床占機床總數(shù)的20%～35

14、%。在車削過程中，工件隨機床主軸一起旋轉，刀具與工件始終接觸，基本上無沖擊現(xiàn)象，可以采用很高的切削速度，切削過程連續(xù)、平穩(wěn)，生產(chǎn)效率高。根據(jù)零件的使用要求，車削加工等級可達到IT11～IT6，表面粗糙度Ra值為12.5～0.8μm。 （2）.臥式車床的工藝范圍 臥式車床的工藝范圍很廣，它能完成多種多樣的加工工序：加工各種軸類、套同類和盤類零件上的回轉表面，如車削內外圓柱面、圓錐面、環(huán)槽及成型回轉面；車削端面及各種常用螺紋；還可以進行鉆孔、擴孔、鉸孔和滾花等工作。 臥式車床的萬能性較大，但結構較復雜而且自動化程度低，在加工形狀比較復雜的工件時，換刀較麻煩，加工過程中的輔助時間較多，所以適用

15、于單件、小批量生產(chǎn)及修理車間等。 （3）.車床主軸箱的簡介 主軸箱內部裝有主軸和變速、傳動機構。主軸箱的功能是支承主軸，將動力經(jīng)變速、傳動機構傳給主軸，使主軸按規(guī)定的轉速帶動工件轉動。主軸右端安裝用來裝夾工件的頂尖或卡盤等。主軸徑向及軸向跳動會影響工件的旋轉平穩(wěn)性，是衡量車床精度的主要指標。 4.本設計的目的和要求 （1）.本設計的目的 本設計是在學完大學的基礎技術課和專業(yè)課之后進行的一個實踐性教學環(huán)節(jié)。本設計主要設計普通車床的主軸箱。其目的： 1〉.培養(yǎng)綜合運用和鞏固擴大已學過的知識，以提高理論聯(lián)系實踐的綜合分析、設計和計算能力。 2〉.培養(yǎng)收集、閱讀、分析和運用資料的能力，以

16、提高獨立工作的能力。 3〉.使自己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。 4〉.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。 5〉.使自己掌握機床設計的方法和步驟，以提高結構設計與編制技術文件的能力。 （2）.本設計的要求 有關設計圖紙和設計計算說明書的具體技術要求如下： 1〉. 部件裝配圖 部件裝配圖，用以表明該部件的全部機構、機構工作原理、每個零件的功用、形狀、尺寸、位置、相互聯(lián)接的方法、配合性質及運動關系。零件要標注零件號、參數(shù)和數(shù)量

17、。并用羅馬字標注各軸軸號。 主軸箱展開圖，是將傳動關系，通過各軸線轉折的縱向展開而成的軸系裝配圖。展開圖上要標注配合件的配合尺寸和配合性質、影響軸向轉配尺寸的軸向尺寸。主軸箱展開圖用一張A0號圖紙繪制。 橫向剖面（或剖視）圖是確定各軸的空間位置并表明操縱機構、制動及潤滑裝置等的布置與結構的裝配圖。允許作階梯剖視或局部剖面，以盡可能地表示出操縱機構。在橫向剖面圖上還要標注嚙合齒輪的中心距，主軸軸線至基面的距離，箱體剖面輪廓尺寸等。橫向剖面圖有A-A剖面圖和B-B剖面圖，用A0號圖紙繪制。 主軸部件圖主要確定主軸上安裝零件形狀、大小，及各部件間的安裝尺寸，公差等。主軸部件圖用A1號圖紙繪制。

18、 2〉. 零件工作圖 任何機器都是由零件組成的，機器零件又是按著它的設計圖紙進行制造和檢驗的，所以零件工作圖是機器制造的基本依據(jù)。它應正確簡明地表示出零件的形狀、大小、構造、精度、表面粗糙度、形位公差和技術條件等。在設計中繪制了兩張零件圖，撥叉零件圖和齒輪零件圖，二者均用A3號圖紙繪制。 3〉. 設計說明書 設計說明書用以論證設計方案的正確性，是整個設計的依據(jù)。 5.本設計的內容 本設計的內容包括： 1〉.運動設計 根據(jù)給定的機床用途、規(guī)格、極限轉速，確定公比、求出主軸轉速級數(shù)、確定結構式和結構網(wǎng)、繪制轉速圖、確定傳動副的傳動比及齒輪的齒數(shù)、計算主軸實際轉速與標準轉速的相對誤差

19、并核算主軸實際轉速與標準轉速的相對誤差是否在合理范圍內、繪制傳動系統(tǒng)圖。 2〉.動力設計 根據(jù)給定的電動機功率，進行帶傳動的計算，確定皮帶型號及根數(shù)、計算各軸傳遞的功率、計算出傳動件的計算轉速、估算傳動軸的直徑、初步計算齒輪的模數(shù)、確定主軸尺寸參數(shù)；驗算齒輪的接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度、驗算主軸剛度、驗算主軸前軸承疲勞壽命、計算摩擦片式離合器的尺寸和摩擦片數(shù)。 3〉.結構設計 進行主傳動傳動軸系、變速機構、主軸組件、箱體、操縱結構、潤滑與密封等的布置和結構設計。即繪制裝配圖（包括主軸箱展開圖、剖面圖、主軸組件圖）和零件工作圖。 4〉.編寫設計說明書 第1章 運動設計

20、 1.1 主軸變速范圍的確定 根據(jù)設計任務書，得知，。 變速范圍可由下式求得： （1-1） 由（1-1）式計算得變速范圍為： 1.2 公比的確定 規(guī)定標準公比>1，并且規(guī)定相對速度損失的最大值不大于50%，則相應不大于2，所以。 為了簡化機床設計和使用，規(guī)定了幾個標準值這些是2或10的某次方根。 對于中小型通用機床，常取公比=1.26或1.41。 本設計考慮到適當減小相對速度損失，選取=1.26。 1.3 主軸轉速級數(shù)的確定 確定了變速范圍和公比后，可由下式求出主軸轉速級數(shù)z：

21、 （1-2） 式中：——變速范圍； ——傳動系統(tǒng)的公比。 由（1-2）式計算得主軸轉速級數(shù)為： 取主軸轉速級數(shù)z=24。 1.4 結構式、結構網(wǎng)的確定 1.4.1 確定結構式 因為變速范圍，超過了連續(xù)串聯(lián)傳動的允許變速范圍50。因此，采用串并聯(lián)式傳動（分支傳動）結構。因為車床需要正、反轉，從動帶輪軸上需要安裝一個摩擦片式離合器，它必須占據(jù)一定的長度，同時摩擦片必須有相當?shù)闹睆絹韨鬟f扭矩，從而導致主動齒輪尺寸一定大于被動齒輪尺寸，而形成升速傳動。從結構上考慮，轉速偏高

22、會引起摩擦片式離合器振動，因此，從電機到從動帶輪軸需要降速。同時，傳動鏈上第一變速組兩個傳動副而第二變速組三個傳動副。 此分支結構可以由低速分支和高速分支并聯(lián)組成。 在傳動系統(tǒng)中采用背輪機構擴大主軸的變速范圍。 根據(jù)具體情況，低速分支得到主軸轉速16～800，共18級，公比=1.26，結構式為，其中主軸出現(xiàn)6級重復轉速。高速分支得到主軸轉速900～2800，共6級，公比=1.26，結構式為。高速分支與低速分支采用背輪傳動轉換，這樣擴大了變速范圍。 查[3]第17頁表1-5 得本設計的24級標準轉速數(shù)列為：低速分支：16，20，25，31.5，40，50，63，80，100，125，16

23、0，200，250，315，400，500，630，800 共18級轉速；高速分支：900，1120，1400，1800，2240，2800 共6級轉速。 1.4.2 確定結構網(wǎng) 根據(jù)結構式畫出結構網(wǎng)。應該遵循“前少后多”、“前緊后松”、“前緩后急”的原則，并且考慮前面的設計內容。 結構網(wǎng)見圖1-1。這是主軸箱的傳動系統(tǒng)的結構網(wǎng)，是從動帶輪軸到主軸的結構網(wǎng)。 圖1-1 24級傳動系統(tǒng)的結構網(wǎng) 由圖中可以看出，在第一變速組兩個傳動副（因為在第一變速組的主動軸上要安裝一個摩擦式離合器，并且第一變速組是升速。），第二變速組三個傳動副，在第三變速組中有低速分支和高速分支兩個分支，高

24、速分支直接到達主軸，得到6級高速轉速，而低速分支經(jīng)過第三變速組和第四變速組后，再經(jīng)過一對齒輪得到18級低速轉速。 1.5 繪制轉速圖 1.5.1 選定電動機 一般的普通車床，多采用Y系列封閉自扇冷式籠型三相異步電動機。Y系列電動機高效、節(jié)能、起動轉矩大、噪聲低、振動小、運行安全可靠。選用Y132S2-2電動機。其額定功率為7.5，滿載轉速為2900 。 1.5.2 變速組分析 該車床的主傳動系統(tǒng)的總降速比為，每個降速變速組的最小降速比為，則總降速比為，這樣是無需增加降速的定比傳動，為使Ⅰ軸的轉速降低，及其它變速組變速緩慢，以減少結構的徑向尺寸，在電動機到Ⅰ軸之間增加一對的

25、降速帶傳動，這樣有利于機床設計，也有利于主軸箱徑向和軸向尺寸的減少。 在低速分支上最后一對齒輪采用斜齒輪傳動，會使主傳動穩(wěn)定，主軸精度有所提高。高速分支與低速分支的轉換通過一個背輪機構實現(xiàn)，此機構可擴大變速范圍。 1.5.3 確定軸數(shù)，繪制轉速圖 本設計需要6根軸，再加上電動機軸，24級轉速，畫出轉速圖見圖1-2。 由圖1-2分析可知：Ⅰ軸有1種轉速，從電動機到Ⅰ軸的傳動比為： 圖1-2 24級傳動系統(tǒng)的轉速圖 ；Ⅱ軸有2種轉速，即從Ⅰ軸到Ⅱ軸有兩種傳動比：=1.19，=1.50；Ⅲ軸有6種轉速，即從Ⅱ軸到Ⅲ軸有三種傳動比：=1，，；Ⅳ軸有12種轉速，即從Ⅲ軸到Ⅳ軸有兩種

26、傳動比：=1，；Ⅴ軸有18種轉速，從圖中可以知道，從Ⅳ軸到Ⅴ軸有兩種傳動比：=1，；Ⅵ軸（主軸）有24種轉速，高速分支6種轉速，從Ⅲ軸到Ⅵ軸有一種傳動比：，低速分支18種轉速，即從Ⅴ軸到Ⅵ軸有一種傳動比：。 1.6 各變速組齒輪傳動副齒數(shù)的確定 多軸變速傳動機構的各變速組間的齒數(shù)和可以由下式確定： （1-3） 式中：——同一變速組中最小傳動比； ——同一變速組中最小齒輪的齒數(shù)； ——變速組間的最大齒數(shù)和，取。 1.6.1 Ⅰ軸—Ⅱ軸變速組齒輪 Ⅰ軸—Ⅱ軸變速組的齒輪，因為要安裝一個離合器，齒數(shù)要選的大一些

27、，為了避免根切現(xiàn)象和結構設計的需要，取。 由式（1-3）得： 查[3]書第36頁表2 確定合理的齒數(shù)和=99。 =40，則==99-40=59； =45，則==99-45=54。 1.6.2 Ⅱ軸—Ⅲ軸變速組齒輪 為了避免根切現(xiàn)象和結構設計的需要，取。 由式（1-3）得： 查[3]書第36頁表2 確定合理的齒數(shù)和=80。 =40，則==80-40=40； =23，則==80-23=57； =31，則==80-31=49。 1.6.3 Ⅲ軸—Ⅳ軸變速組齒輪 為了避免根切現(xiàn)象，同時滿足傳動比的要求，取。 由式（1-3）得： 查

28、[3]書第36頁表2 確定合理的齒數(shù)和=100。 =20，則==100-20=80； =50，則==100-50=50。 1.6.4 Ⅳ軸—Ⅴ軸變速組齒輪 為了避免根切現(xiàn)象，同時滿足傳動比的要求，且要滿足有6級轉速重復，取。 由式（1-3）得： 查[3]書第36頁表2 確定合理的齒數(shù)和=100。 =20，則==100-20=80； =50，則==100-50=50。 1.6.5 高速分支Ⅲ軸—Ⅵ軸變速組齒輪 此處僅有一個傳動比 。 為了避免根切現(xiàn)象，同時滿足傳動比的要求，取。 由式（1-3）得： 查[3]書第36頁表2 確定合理的齒數(shù)和=

29、113。 =50，則==113-50=63。 1.6.6 低速分支Ⅴ軸—Ⅵ軸變速組齒輪 此處僅有一個傳動比。 為了避免根切現(xiàn)象，同時滿足傳動比的要求，取。 由式（1-3）得： 此對齒輪為斜齒輪，取此對斜齒輪的螺旋角。 保證Ⅲ軸—Ⅵ軸與Ⅴ軸—Ⅵ軸的中心距相等，即 若模數(shù)相等，即，則。 查[3]書第36頁表2 齒數(shù)和=111。 =29，則==111-29=82。 1.7核算轉速誤差 實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不應該超過，即 （1-4） 式中：——主軸的實際轉速，； ——主軸的標

30、準轉速, ； ——傳動系統(tǒng)的公比。 1. 最小轉速誤差 主軸的最小實際轉速為： 由（1-4）式得， 2. 最大轉速誤差 主軸的最大實際轉速為： 由（1-4）式得， 綜上所述，主軸轉速的誤差在規(guī)定的范圍內。 1.8繪制傳動系統(tǒng)圖 圖1-3 傳動系統(tǒng)圖 根據(jù)轉速圖和各傳動副齒輪的齒數(shù)按國家標準《機械制圖》中的機構運動簡圖（GB4460—84）繪制出傳動系統(tǒng)圖，圖中按運動順序畫出由電動機經(jīng)各傳動軸至主軸的傳動系統(tǒng)。傳動軸上的齒輪軸向位置大致與展開圖相對應，畫出了軸承的符號，標出了軸號、齒輪的齒數(shù)、皮帶輪的直徑、電動機的型號、功率和

31、轉速，傳動系統(tǒng)圖見圖1-3。 車床的正、反轉是通過一個空套齒輪實現(xiàn)的，當反轉時運動由Ⅰ軸傳到Ⅶ軸，通過Ⅶ軸上的空套齒輪將運動傳到Ⅱ軸上。 第2章 傳動零件的初步計算 2.1 帶傳動計算 帶傳動的失效形式和設計準則： 帶傳動的主要失效形式是打滑和帶的疲勞破壞，因此，帶傳動的設計準則是在保證帶傳動不打滑的前提下，具有一定的疲勞強度和壽命。 1. 確定設計功率 根據(jù)電動機的額定功率、載荷的性質和每天工作時間等因素來確定設計功率： （2-1） 式中：——工作情況系數(shù)； ——電動機的額定功率

32、，。 由以上設計內容可知，電動機的型號為Y132S2—2，額定功率為，查[4]第142頁表9—13 ，取工作情況系數(shù)。 則，設計功率為 因此，設計功率為。 2. 選擇帶型 根據(jù)設計功率和小帶輪的轉速，查[4]第143頁圖9—8 得，帶型為A型普通V帶。 3. 確定帶輪直徑 初選小帶輪直徑。 查[4]第134頁表9—7 得，可初選小帶輪直徑； 大帶輪的轉速；傳動比。 大帶輪直徑： 查[4]第134頁表9—7 得，選大帶輪直徑。 實際傳動比為： 大帶輪實際轉速 轉速誤差 因此，此帶輪直徑是允許的。 4. 驗算帶速

33、可用下式計算帶速： （2-2） 式中：——帶速，； ——帶輪的基準直徑，； ——帶輪的轉速，。 用公式（2-2）計算帶速 因為,因此帶速合適。 5. 確定帶的基準長度和傳動中心距 由初定中心距，取。 根據(jù)帶傳動的幾何關系，按下式計算所需帶的長度： （2-3） 式中：——帶的初算長度，； ——初定中心距，； 、——主動輪和從動輪的基準直徑，。 則根據(jù)公式（2-3）得： 查[4]第129頁圖9—3

34、得，取帶的基準長度。 由下式可以計算實際中心距： （2-4） 式中：——實際中心距，； ——帶的基準長度，； ——帶的初算長度，。 則，實際中心距為： 6. 驗算小帶輪的包角 由下式可以計算帶輪上的包角： （2-5） 式中：——小帶輪的包角； ——實際中心距，； 、——主動輪和從動輪的基準直徑，。 則，小帶輪上的包角為： 因此，小帶輪的包角合適。 7. 計算帶的根數(shù) 由下式可以計算V帶的

35、根數(shù): (2-6) 式中：——V帶的根數(shù)； ——電動機的設計功率，； ——單根V帶所能傳遞的基本額定功率，； ——基本額定功率增量，； ——包角系數(shù)，是考慮包角不是時對傳動的影響； ——長度系數(shù)，考慮帶的基準長度不為特定長度時是對傳動的影響。 由小帶輪的直徑，小帶輪的轉速，查[4]第139頁表9—9 得基本額定功率； 由傳動比，小帶輪的轉速，查[4]第140頁 表9—10 得基本額定功率增量； 由小帶輪的包角，查[4]第145頁表9—14 得包角系數(shù)； 由帶的基準長度，查[4]第145頁表9—15 得長度系數(shù)。 因

36、此，由公式（2-6）得，帶的根數(shù)為： 取 Z=3根。 2.2 各軸傳遞功率的計算 由下式可以計算出各個軸的傳遞功率： （2-7） 式中：——電動機的額定功率，； ——從電動機到該軸之間傳動件的傳動效率的乘積（不計該軸軸承上的效率）。 查[5]第32頁得，V型帶的帶傳動效率為0.96，未磨齒的齒輪傳動效率為0.98，磨齒的齒輪的傳動效率為0.99，斜齒圓柱齒輪的傳動效率為0.985，圓錐滾子軸承的傳動效率為0.99，向心球軸承的傳動效率為0.995，推力球軸承的傳動效率為

37、0.99。 用、、、、、分別表示V型帶的帶傳動效率、向心球軸承的傳動效率、未磨齒的齒輪傳動效率、圓錐滾子軸承的傳動效率、斜齒圓柱齒輪的傳動效率、推力球軸承的傳動效率。 Ⅰ軸的傳遞功率為： Ⅱ軸的傳遞功率為： Ⅲ軸的傳遞功率為： 高速分支，Ⅵ軸的傳遞功率為： 低速分支，Ⅳ軸的傳遞功率為： Ⅴ軸的傳遞功率為：

38、 Ⅵ軸的傳遞功率為： 2.3 各軸計算轉速的確定 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轉速圖上，按主軸的計算轉速和相應的傳動關系確定。查[3]第54頁表2-2 得中型車床主軸的計算轉速可按下式確定： （2-8） 式中：——主軸計算轉速，； ——主軸的最小轉速，； ——傳動系統(tǒng)的公比，。 由公式（2-8）得主軸的計算轉速為： 根據(jù)主軸轉速標準數(shù)列得到，主軸的計算轉速應為。 圖2-1 傳

39、動系統(tǒng)齒輪編號圖 主軸計算轉速為主軸第一個（低的）三分之一轉速范圍內的最高一級的轉速。中間傳動件的計算轉速可先找出該傳動件有幾級轉速，再找其中傳遞全部功率的是哪幾級，最后從中確定傳遞全部功率時的最低轉速。 1. 主軸計算轉速。圖2-1中的齒輪12的計算轉速為，齒輪22的計算轉速為。 2. 對于Ⅴ軸有18級轉速：2260、1781、1414、1131、891、707、565.5、452、353、283、226、178、141、113、89、71、56、45。主軸在80以上的轉速都能傳遞全部功率，所以確定轉速226為Ⅴ軸的計算轉速。圖2-1中的齒輪18的計算轉速為，齒輪20的計算轉速為，齒輪

40、21的計算轉速為。 3. 對于Ⅳ軸有12級轉速：2260、1781、1414、1131、891、707、565.5、452、353、283、226、178。Ⅴ軸在226以上的轉速都能傳遞全部功率。若經(jīng)的傳動比傳動時，Ⅳ軸在226以上的轉速能傳遞全部功率，若經(jīng)的傳動比傳動時，Ⅳ軸在891以上的轉速能傳遞全部功率，所以確定轉速226為Ⅳ軸的計算轉速。圖2-1中的齒輪14的計算轉速為，齒輪16的計算轉速為，齒輪21的計算轉速為。 4. 對于Ⅲ軸有6級轉速：2260、1781、1414、1131、891、707。Ⅳ軸在226以上的轉速都能傳遞全部功率。若經(jīng)的傳動比傳動時，Ⅲ軸在891以上的轉速能傳

41、遞全部功率，若經(jīng)的傳動比傳動時，Ⅲ軸的全部轉速都能傳遞全部功率，所以確定轉速707為Ⅲ軸的計算轉速。圖2-1中的齒輪6的計算轉速為，齒輪8的計算轉速為，齒輪10的計算轉速為，齒輪13、15、11的計算轉速為。 5. 對于Ⅱ軸有兩級轉速：2260、1781。Ⅱ軸的兩級轉速都能傳遞全部功率，所以確定轉速707為Ⅱ軸的計算轉速。圖2-1中的齒輪2的計算轉速為,齒輪4的計算轉速為，齒輪5、7、9的計算轉速為。 6. Ⅰ軸只有一級轉速：1531，又能傳遞全部功率，所以Ⅰ軸的計算轉速為1531。齒輪1、3的計算轉速為。 2.4 傳動軸直徑的估算 由下式可估算出各傳動軸及主軸的直徑：

42、 （2-9） 式中：——軸的估算直徑，； ——軸的傳遞功率，； ——軸的計算轉速，； ——每米長度上允許的扭轉角。 1. 主軸直徑估算 取 齒輪22處的直徑估算： 齒輪12處的直徑估算： 主軸具體的直徑，由后面的設計進一步計算得到。 2. Ⅴ軸直徑估算 取 齒輪18、20、21處的直徑估算：

43、 取齒輪18、20、21處的直徑=40。 3. Ⅳ軸直徑估算 取 齒輪14、17、19處的直徑估算： 齒輪16處的直徑估算： 因為齒輪14與齒輪16是雙聯(lián)齒輪，所以齒輪14、16、17、19處的直徑取=40。 4. Ⅲ軸直徑估算 取 齒輪6處的直徑估算： 齒輪8處的直徑估算：

44、 齒輪10處的直徑估算： 因為齒輪6、齒輪8與齒輪10是三聯(lián)齒輪，所以取=40。 齒輪13、15、11處的直徑估算： 取齒輪13、15、11處的直徑=40。 5. Ⅱ軸直徑估算 取 齒輪2處的直徑估算： 齒輪4處的直徑估算： 取齒輪2、4處的直徑=30。

45、 齒輪5、7、9處的直徑估算： 取齒輪5、7、9處的直徑=30。 6. Ⅰ軸直徑估算 取[]=1 齒輪1、3處的直徑估算： 取齒輪1、3處的直徑=25。多片式摩擦離合器處的直徑取=30。 2.5 齒輪模數(shù)的初步計算 一般同一變速組中的齒輪取同一模數(shù)，選擇負荷最重的小齒輪進行計算，按接觸疲勞強度計算，并且要考慮結構尺寸的關系。 （2-10） 式中：——按接觸疲勞強度計算得的模數(shù)，； ——電機的功率

46、，； ——齒寬系數(shù)，（B為齒寬，m為模數(shù)）=6～10； ——小齒輪齒數(shù)； ——小齒輪的計算轉速，； ——齒輪副傳動比（大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比）， “”，外嚙合取“+”號，內嚙合取“-”號； ——許用接觸應力，。 1. Ⅰ軸——Ⅱ軸齒輪模數(shù) 由以上設計可得，；取8；此變速組中小齒輪為齒輪2，；；；查[5]第40頁表11 得齒輪選用45鋼，熱處理選用高頻淬火，其許用應力為。由公式（2-10）得： 查[4]第174頁表11-2 取。 2. Ⅱ軸——Ⅲ軸齒輪模數(shù) 由以上設計可得，；取8；此變速組中小齒輪為

47、齒輪7，；；；查[5]第40頁表11 得齒輪選用45鋼，熱處理選用高頻淬火，其許用應力為。由公式（2-10）得： 查[4]第174頁表11-2 取。 3. 高速分支，Ⅲ軸——Ⅵ軸齒輪模數(shù) 由以上設計可得，；取8；此變速組中小齒輪為齒輪12，；；；查[5]第40頁表11 得齒輪選用45鋼，熱處理選用高頻淬火，其許用應力為。由公式（2-10）得： 查[4]第174頁表11-2 取。 4. Ⅲ軸——Ⅳ軸齒輪模數(shù) 由以上設計可得，；取8；此變速組中小齒輪為齒輪13，；；；查[5]第40頁表11 得齒輪選用45鋼，熱處理選用高頻淬火，其許用應力

48、為。由公式（2-10）得： 查[4]第174頁表11-2 取。 5. Ⅳ軸——Ⅴ軸齒輪模數(shù) 由以上設計可得，；取8；此變速組中小齒輪為齒輪17，；；；查[5]第40頁表11 得齒輪選用45鋼，熱處理選用高頻淬火，其許用應力為。由公式（2-10）得： 查[4]第174頁表11-2 取。 6. Ⅴ軸——Ⅵ軸齒輪模數(shù) 由以上設計可得，；取8；此變速組中小齒輪為齒輪21，；；；查[5]第40頁表11 得齒輪選用45鋼，熱處理選用高頻淬火，其許用應力為。由公式（2-10）得： 查[4]第174

49、頁表11-2 取。 2.6 主軸尺寸參數(shù)的確定 1. 主軸前、后軸徑的確定 根據(jù)機床主參數(shù)按下式可確定主軸的前軸頸直徑： （2-11） 式中：——主軸的前軸頸直徑，； ——機床主參數(shù)（機床最大加工直徑），。 主軸后軸頸的直徑可根據(jù)前軸頸直徑按下面的經(jīng)驗公式確定： （2-12） 式中：——主軸后軸頸的直徑，； ——主軸的前軸頸直徑，。 此設計的主參數(shù)。 主軸前軸頸直徑 取主軸前軸頸直徑。 主軸后軸頸直徑

50、 取主軸后軸頸直徑。 2. 主軸內孔直徑的選擇 主軸內孔主要用于通過棒料、夾緊刀具或工件用的拉桿、冷卻管等。大型、重型機床的空心主軸，還可減輕重量。確定孔徑d的原則是在滿足對空心主軸孔徑的要求和最小壁厚要求以及不削弱主軸剛度的要求下盡量取大一些。 普通車床 。 主軸前軸頸處內孔直徑 取主軸前軸頸處內孔直徑。 主軸后軸頸處內孔直徑 取主軸前軸頸處內孔直徑。 3. 主軸前端懸伸量的選擇 主軸前端懸伸量是指主軸前支

51、承徑向反力作用點到主軸前端受力作用點之間的距離。無論從理論分析還是從實際測試的結果來看，主軸懸伸量值愈小愈能提高主軸部件的剛度。因此確定主軸懸伸量的原則是在滿足結構要求的前提下，盡可能取小值。 查[3]第89頁表3-13 得： 則主軸前端懸伸量 取主軸前端懸伸量。 4. 主軸合理跨距的選擇 根據(jù)綜合變量和前、后支承的剛度之比求出主軸支承的最佳跨距，在具體設計時，常由于結構上的限制，實際跨距，這樣就造成主軸部件的剛度損失，當時，剛度損失不大（5%左右），應認為在合理范圍之內，稱為合理跨距。 根據(jù)[3]第90頁的描述，又因為后軸承內徑小于前軸承內

52、徑，所以，取前、后支承的剛度之比。 綜合變量可用下式計算得到： （2-13） 式中：——綜合變量； ——主軸材料的彈性模量，各種鋼材的均在左右，； ——主軸截面的平均慣性矩，； ——前支承的剛度，； ——主軸前端懸伸量，。 查[3]第92頁表3-14 得 主軸材料的彈性模量； 主軸截面的平均慣性矩 由公式（2-13）得 此主軸的綜合變量為： 查[3]第90頁圖3-34 得，所以最佳跨距為。 合理跨距為。

53、 由圖1-3，得跨距，因此，此設計需要三支承。 第3章 零件的驗算 3.1 對Ⅰ軸——Ⅱ軸小齒輪的驗算 3.1.1 接觸疲勞強度的驗算 齒面接觸疲勞強度的驗算公式為： （3-1） 式中：——傳遞的額定功率，，； ——電動機的功率，； ——從電動機到所計算齒輪的傳動功率； ——所要計算齒輪的計算轉速，； ——初算的齒輪模數(shù)，； ——齒寬，； ——小齒輪的齒數(shù)； ——大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比，， “+”用于外嚙合，“-”用于內嚙合 ——壽命系

54、數(shù)，； ——工作期限系數(shù)： （3-2） ——齒輪在機床工作期限（）內的總工作時間（），對于中型機床的齒輪取，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為，為該變速組的傳動副數(shù)； ——基準循環(huán)次數(shù)，鋼和鑄鐵件：接觸載荷取，彎曲載荷； ——疲勞曲線指數(shù)，鋼和鑄鐵件：接觸載荷取，彎曲載荷，對正火、調質及整體淬硬件取，對表面淬硬?。? ——轉速變化系數(shù)； ——功率利用系數(shù)； ——材料強化系數(shù)； ——工作狀況系數(shù)，主運動（中等沖擊）取。 ——動載荷系數(shù)； ——齒向載荷分布系數(shù)；

55、 ——許用接觸應力，。 根據(jù)上面的設計可知，Ⅰ軸——Ⅱ軸的小齒輪的齒數(shù)；小齒輪的齒寬為；；；；； 工作期限系數(shù)： 查[6]第67頁表32 得；查[6]第69頁表33 得 ；查[6]第70頁表34 得；壽命系數(shù)為： ??；查[6]第65頁表28 精度等級取7級，齒輪材料為45鋼，熱處理為高頻淬火，圓周線速度為： 則，查得； 查[6]第65頁表29 得，軸的剛度較高，齒輪非對稱布置，則；。 由公式（3-1）得： 因此，齒輪的接觸疲勞強度足夠。 3.1.2 彎曲疲勞強度

56、的驗算 彎曲疲勞強度的驗算公式為： （3-3） 式中：——齒形系數(shù)； ——許用彎曲應力，。 其它符號的意義同公式（3-1）中的字母。 ，工作工作期限系數(shù)： 查[6]第69頁表33 得=0.90；查[6]第70頁表34 得=0.77；其余符號的值同公式（3-1）。 壽命系數(shù)為： 查[6]第64頁表27 得；查[6]第40頁表11 得。 由公式（3-3）得： 因此，齒輪的彎曲疲勞強度足夠。 3.2 主軸剛度的驗算

57、 3.2.1 剛度標準 1.主軸前端撓度允許值 對于普通車床，，為主軸前后支承跨距。 在此設計中，。 主軸前端撓度允許值 2.主軸在前軸承處的傾角允許值 查[6]第37頁表39 得主軸在前軸承處的傾角允許值。 3.2.2 主軸上的載荷 1.主切削力 主切削力可由下式算出： （3-4） 式中：——主軸所受的主切削力，； ——主軸的功率，； ——切削試件的直徑，； ——主軸的計算轉速，。 查[6]第75頁表42 得，；。 由公式（3-4）得主切削力

58、為： 2.徑向切削力和走刀力 徑向切削力和走刀力分別可由下面兩式求得： （3-5） （3-6） 由公式（3-5）得 徑向切削力 由公式（3-6）得 走刀力 3.齒輪傳動力 齒輪傳動力 （3-7） 式中：——主軸上大齒輪的模數(shù)，； —

59、—主軸上大齒輪的齒數(shù)。 其它符號的意義同公式（3-4）。 由公式（3-7）得齒輪的傳動力為： 4.作用在主軸前端部的彎矩、和 （3-8） 由公式（3-8）得 3.2.3 主軸前端撓度的驗算 求解三支承主軸結構的支反力是一個靜不定問題，借助《材料力學》中梁的變形條件，得到一個補充方程才可解

60、出支反力。 1. 豎直平面內的撓度 將主軸三支承中去掉一個支承，以該支承的支反力作為軸的外載荷，再按兩支承軸的計算公式計算。如圖3-1中分圖所示的三支承軸，將其中的中間支承C去掉成為兩支承軸如圖3-1中分圖所示。在V平面內，外載荷使C點產(chǎn)生的撓度，可按下式計算： （3-9） 考慮只有C點的支反力作用下，軸變形產(chǎn)生的撓度如圖4-1中分圖所示。按[6]第80頁表46， 可寫出下式： （3-10） 如果忽略支承處的彈性變形和配合間隙，則根據(jù)軸的變形條件在C點的綜合撓度應為0，因此

61、 （3-11） 圖3-1 三支承主軸V平面內計算簡圖 圖中， =514，=156，=790，=670，=285，=385，=120（主軸前端懸伸量） 由公式（3-9）、（3-10）、（3-11）得C支承的支反力為： 如圖3-2所示，由可得到支承B的支反力為： 圖3-2 V平面前后軸承支反力計算簡圖 在豎直平面上，力的合力為0，，可以求出支承A的支反力： V平面內

62、P點的計算簡圖見圖3-1的分圖所示。 只考慮時主軸前端P點撓度為： 只考慮時主軸前端P點撓度為： 只考慮時主軸前端P點撓度為： 只考慮時主軸前端P點撓度為： 在V平面內，主軸前端的撓度為： 2. 水平平面內的撓度 將主軸三支承中去掉一個支承，以該支承的支反力作為軸的外載荷，再按兩支承軸的計算公式計算。如圖3-3中分圖所示的三支承軸，將其中的中間支承C去掉成為兩支承軸如圖3-3中分圖所示。在

63、V平面內，外載荷使C點產(chǎn)生的撓度，可按下式計算： （3-12） 圖3-3 三支承主軸H平面內計算簡圖 圖中，=790，=670，=285，=385，=120（主軸前端懸伸量） 考慮只有C點的支反力作用下，軸變形產(chǎn)生的撓度如圖4-3中分圖所示。按[6]第80頁表46， 可寫出下式： （3-13） 如果忽略支承處的彈性變形和配合間隙，則根據(jù)軸的變形條件在C點的綜合撓度應為0，因此 （3-14） 由公式（3-12）、（3-13）、（3

64、-14）得C支承的支反力為： 如圖3-4所示，由 可得到支承B的支反力為： 圖3-4 H平面前后軸承支反力計算簡圖 在水平平面上，力的合力為0，即： ，可以求出支承A的支反力： H平面內的計算簡圖見圖3-3的分圖所示。 只考慮時主軸前端P點撓度為： 只考慮時主軸前端P點撓度為： 只考慮時主軸前端P點撓度為： 在H平面內，主軸前端的撓度為： 3. 主軸前端的總撓度

65、 主軸前端的總撓度符合撓度剛度標準，主軸剛度合格。 3.2.4 主軸前軸承傾角的驗算 1. 豎直平面內的傾角 V平面內A點傾角的計算簡圖見圖3-1的分圖所示。 只考慮時主軸前軸承A點傾角為： 只考慮時主軸前軸承A點傾角為： 只考慮時主軸前軸承A點傾角為： 只考慮時主軸前軸承A點傾角為： 在V平面內，主軸前軸承的

66、傾角為： 2. 水平平面內的傾角 H平面內A點傾角的計算簡圖見圖3-3的分圖所示。 只考慮時主軸前軸承A點傾角為： 只考慮時主軸前軸承A點傾角為： 只考慮時主軸前軸承A點傾角為： 在H平面內，主軸前軸承的傾角為： 3. 主軸前軸承的總傾角 主軸前端的總傾角符合傾角剛度標準，主軸剛度合格。 因此，主軸剛度足夠。 3.3 主軸前軸承疲勞強度的驗算 驗算額定壽命的計算公式為： （3-15） 式中：——設計要求的滾動軸承工作期限，一般取10000～15000小時，重型機床或精密機床可取20000～30000小時； ——滾動軸承的額定動載荷，； ——工作情況系數(shù)； ——功率利用系數(shù)； ——平均當量動載荷，； ——速度系數(shù)，；