加工最大直徑為400mm普通車床主軸箱課程設(shè)計(jì)[4.5kw 12級 最低轉(zhuǎn)速28轉(zhuǎn) 1.41]（全套圖紙）

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1、 黑龍江大學(xué) 課程設(shè)計(jì)說明書 學(xué)院：機(jī)電工程學(xué)院 專業(yè)：機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動化 課程名稱：專業(yè)方向課程設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)題目：普通車床主軸箱設(shè)計(jì) 姓名： 學(xué)號： 指導(dǎo)教師： 成績： 30 目 錄 目 錄 2 第1章 機(jī)床主要參數(shù)的確定 4 1.1車床主參數(shù)和基本參數(shù) 4 1.2 確定最高轉(zhuǎn)速 4 1.3 轉(zhuǎn)速數(shù)列 4 1.4確定結(jié)構(gòu)式 4 1.5 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 5 1.6 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 7 1.7 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 8 第2章 動力計(jì)算 11 2.1 帶傳動設(shè)計(jì) 11 2.2計(jì)算設(shè)計(jì)功率Pd 11 2.3選

2、擇帶型 12 2.4確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速 13 2.5確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長度并驗(yàn)算小輪包角 14 2.6確定帶的根數(shù)z 15 2.7確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 15 2.8確定帶的張緊裝置 15 2.9計(jì)算壓軸力 15 2.10 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算 15 2.11齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速 16 2.12 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算 16 2.13 傳動軸最小軸徑的初定 21 2.14 主軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算 22 2.15 主軸材料與熱處理 25 第3章 主要零部件的選擇 25 3.1電動機(jī)的選擇 25 3.2 軸承的選擇 25 3.3 鍵的規(guī)格 25 3.4變速操縱機(jī)構(gòu)的選擇 2

3、6 第4章 校核 27 4.1 軸的校核 27 4.2 軸承壽命校核 29 第5章 設(shè)計(jì)心得 32 結(jié) 論 33 參考文獻(xiàn) 34 致 謝 35 全套圖紙加153893706 分級變速主傳動系統(tǒng)設(shè)計(jì)論文 第1章 機(jī)床主要參數(shù)的確定 1.1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） 變速級數(shù)Z 公比 400 28 4.5 12 1.41 1.2 確定最高轉(zhuǎn)速 根據(jù)【1】公式（3-2）因?yàn)橐阎? ， ，=1.41，

4、Z=12 取標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列數(shù)值，即 =1250r/min 1.3 轉(zhuǎn)速數(shù)列 查[1]表2.12，首先找到28r/min、然后每隔5個(gè)數(shù)取一個(gè)值（1.41=1.066），得出主軸的轉(zhuǎn)速數(shù)列為28，40，56，80，112，160，224，315，450，630，900，1250共12級。 1.4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。 對于Z=12可以按照12=2×3×2傳動式有6種結(jié)構(gòu)式和對應(yīng)的結(jié)構(gòu)網(wǎng)。分別為： ， ， ， 由于本次設(shè)計(jì)的機(jī)床I軸裝有摩擦離

5、合器，在結(jié)構(gòu)上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑。初選的方案。 從電動機(jī)到主軸主要為降速變速，若使變速副較多的變速組放在較接近電動機(jī)處可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，節(jié)省材料，也就是滿足變速副前多后少的原則，因此取12=2×3×2方案為好。 設(shè)計(jì)車床主變速傳動系時(shí)，為避免從動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)大傳動誤差，減少震動噪聲，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。 綜合上述可得：主傳動部件的運(yùn)動參數(shù) =28 Z=

6、12 =1.41 1.5 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 12=2×3×2的傳動副組合，其傳動組的擴(kuò)大順序又可以有6種形式： 1) 12=21×32×26 2) 12=21×34×22 3) 12=23×31×26 4) 12=26×31×23 5) 12=22×34×21 6) 12=26×32×21 根據(jù)級比指數(shù)分配要“前密后疏”的原則，應(yīng)選用Z=××這一方案，然而對于我們所設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)將會出現(xiàn)兩個(gè)問題： 第一變速組采用降速傳動時(shí)，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

7、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(gè)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(gè)變速組承擔(dān)。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(gè)定比降速傳動組，使系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜。這種傳動也不是理想的。 如果采用Z=××這一方案則可解決上述存在的問題。 圖2.1結(jié)構(gòu)網(wǎng) 傳動組的變速范圍的極限值 齒輪傳動最小傳動比Umin1/4,最大傳動比Umax,決定了一個(gè)傳動組的最大變速范圍rmax=umax/umin。 因此，要按照下表，淘汰傳動組變速范圍超過極限值的所有傳動方案。 極限傳動比及指數(shù)X,X,

8、值為： 表2.1 公比 極限傳動比指數(shù) 1.41 X值：Umin==1/4 4 X,值：Umax=x, =2 2 (X+ X,)值：rmin=x+x｀=8 6 最大擴(kuò)大組的選擇 正常連續(xù)的順序擴(kuò)大組的傳動的傳動結(jié)構(gòu)式為： Z=Z1[1]Z2[Z1]Z3[Z1Z2] 最后擴(kuò)大組的變速范圍 按照r原則，導(dǎo)出系統(tǒng)的最大級數(shù)Z和變速范圍Rn為： 表2.2 Z3 2 3 1.41 Z=12 Rn=44 Z=9 R

9、n=15.6 最后擴(kuò)大組的傳動副數(shù)目Z3=2時(shí)的轉(zhuǎn)速范圍遠(yuǎn)比Z3=3時(shí)大 因此，在機(jī)床設(shè)計(jì)中，因要求的R較大，最后擴(kuò)大組應(yīng)取2更為合適。 同時(shí)，最后傳動組與最后擴(kuò)大組往往是一致的。安裝在主軸與主軸前一傳動軸的具有極限或接近傳動比的齒輪副承受最大扭距，在結(jié)構(gòu)上可獲得較為滿意的處理，這也就是最后傳動組的傳動副經(jīng)常為2的另一原因。 1.6 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 該車床主軸傳動系統(tǒng)共設(shè)有四個(gè)傳動組其中有一個(gè)是帶傳動。根據(jù)降速比分配應(yīng)“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

10、。 u總=/ =28/1440=1/51.4 分配總降速傳動比時(shí)，要考慮是否增加定比傳動副，以使轉(zhuǎn)速數(shù)列符合標(biāo)準(zhǔn)和有利于減小齒數(shù)和減小徑向與軸向尺寸，必須按“前慢后快”的原則給串聯(lián)的各變速器分配最小傳動比。 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(gè)變速組的最小降速傳動比取極限1/4，公比ψ=1.41，1.414=4，因此從 Ⅳ軸的最下點(diǎn)向上4格，找到Ⅲ上對應(yīng)的點(diǎn)，連接對應(yīng)的兩點(diǎn)即為Ⅲ-Ⅳ軸的最小傳動比。 b 決定其余變速組的最小傳動比根據(jù)“前慢后快”的原則，軸Ⅱ-Ⅲ間變速組取umin=1/ψ3，即從Ⅲ軸向上3格，同理，軸Ⅰ-Ⅱ間取u=1

11、/ψ3，連接各線。 c 根據(jù)個(gè)變速組的傳動比連線按基本組的級比指數(shù)x0=3，第一擴(kuò)大組的級比指數(shù)x1=1，第二擴(kuò)大組的級比指數(shù)x3=6,畫出傳動系統(tǒng)圖如2.2所示 圖2-2 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) 1.7 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

12、輪Zmin18-20 圖2-3 主傳動系統(tǒng)圖 1）確定齒輪齒數(shù) 1. 用計(jì)算法確定第一個(gè)變速組中各齒輪的齒數(shù) Zj+Zj’= Zj/Zj’ =uj 其中 Zj——主動齒輪的齒數(shù) Zj’——被動齒輪的齒數(shù) uj——一對齒輪的傳動比 ——一對齒輪的齒數(shù)和 為了保證不產(chǎn)生根切以及保證最小齒輪裝到軸上或套筒上具有足夠

13、的強(qiáng)度，最小齒輪必然是在降速比最大的傳動副上出現(xiàn)。 把Z1的齒數(shù)取大些： 取Z1=Zmin=20則 Z2= =58 齒數(shù)和=Z1+Z2=20+58=78 同樣根據(jù)公式 Z3==39 2. 用查表法確定第二變速組的齒數(shù) a 首先在u1、u2、u3中找出最小齒數(shù)的傳動比u1 b 為了避免根切和結(jié)構(gòu)需要，取Zmin=24 c 查表找到u1=1/1.413的倒數(shù)2.82的行找到Zmin=24查表最小齒數(shù)和為92 d 找出可能的齒數(shù)和的各種數(shù)值，這些數(shù)值必須同時(shí)滿足各傳動比要求

14、的齒輪齒數(shù) 能同時(shí)滿足三個(gè)傳動比要求的齒數(shù)和有 =92 96 99 102 e 確定合理的齒數(shù)和 =102 依次可以查得 Z5=27 Z6=75 Z7=34 Z8=68 Z9=42 Z10=60 同理可得其它的齒輪如下表所示： 表2.3 變速組 第一變速組 第二變速組 第三變速組 齒數(shù)和 78 102 114 齒輪 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14 齒數(shù) 20

15、58 39 39 24 78 34 68 42 60 23 91 76 38 2）驗(yàn)算主軸轉(zhuǎn)速誤差 由于確定的齒輪齒數(shù)所得的實(shí)際轉(zhuǎn)速與傳動設(shè)計(jì)的理論轉(zhuǎn)速難以完全相符，需要驗(yàn)算主軸各級轉(zhuǎn)速，最大誤差不得超過±10(ψ-1)%。 主軸各級實(shí)際轉(zhuǎn)速值用下式計(jì)算 n實(shí)=nE×(1-ε)×ua×ub×uc×ud 其中 ε——滑移系數(shù)ε=0.2 ua ub uc ud分別為各級的傳動比12/45 轉(zhuǎn)速誤差用主軸實(shí)際轉(zhuǎn)速與標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速相對誤差的絕對值表示 ⊿n=｜∣≤±10(ψ-1)% n實(shí)1=1440×0.625×0.98×0.35×0.35×0.25=

16、27.8 ⊿n=∣(27.8-28)/28∣=0.7% 同樣其他的實(shí)際轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)速誤差如下: 表2.4 主軸轉(zhuǎn)速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 n10 n11 n12 標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速 28 40 56 80 112 160 224 315 450 630 900 1250 實(shí)際轉(zhuǎn)速 27.8 39.8 55.7 79.6 111.2 159.3 223.6 314.5 445.6 628.4 897.8 1244.9 轉(zhuǎn)速誤差 0.7 0.5 0.5 0.5 0.7 0.4 0

17、.1 0.2 0.9 0.3 0.2 0.4 轉(zhuǎn)速誤差滿足要求。 第2章 動力計(jì)算 2.1 帶傳動設(shè)計(jì) 輸出功率P=4.5KW,轉(zhuǎn)速n1=1440r/min,n2=900r/min 2.2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

18、；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(shí)），查《機(jī)械設(shè)計(jì)》P296表4， 取KA＝1.1。即 2.3選擇帶型 普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設(shè)計(jì)功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按《機(jī)械設(shè)計(jì)》

19、P297圖13－11選取。 根據(jù)算出的Pd＝4.95kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n1＝1440r/min ，查圖得：d d=80～100可知應(yīng)選取A型V帶。 2.4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=160mm ① 誤差驗(yàn)算傳

20、動比：（為彈性滑動率） 誤差，符合要求 ② 帶速 滿足5m/s

21、.10 1.05 1.00 0.92 0.98 0.95 0.89 0.86 0.82 0.78 0.73 0.68 表5. 彎曲影響系數(shù) 帶型 Z A B C D E 2.6確定帶的根數(shù)z 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊，取P1=0.35KW，△P1=0.03KW 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P299表13－8查得，取Ka=0.95 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P293表13－2查得，KL＝1.16 則帶的根數(shù) 所以z取整數(shù)為3根。 2.7確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 根據(jù)V帶輪結(jié)構(gòu)的選擇條件，電機(jī)的主軸

22、直徑為d=28mm； 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P293 ，“V帶輪的結(jié)構(gòu)”判斷：當(dāng)3d＜dd1(90mm)＜300mm，可采用H型孔板式或者P型輻板式帶輪，這次選擇H型孔板式作為小帶輪。 由于dd2>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。 2.8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。 2.9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＝132.20N，上面已得到=171.81o，z=4，則 2.10 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算

23、（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=78.49r/min， 取112r/min。 [2]各傳動軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速： Ⅲ軸上的6級轉(zhuǎn)速分別為：112、160、224、315、450、630r/min.主軸在112r/min以上都可以傳遞全部功率。 Ⅲ軸經(jīng)Z13-Z14傳遞到主軸，這時(shí)從112r/min以上的轉(zhuǎn)速全部功率，所以確定最低轉(zhuǎn)速112r/min為Ⅲ軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速。按上述的方法從轉(zhuǎn)速圖中分別可找到計(jì)算轉(zhuǎn)速：Ⅱ軸為315r/min,Ⅰ軸為900r/min,電動機(jī)軸為1440r/min. 2.11齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速 Z10安裝在Ⅲ軸上，從轉(zhuǎn)速圖可見Z10齒輪本身

24、有6種轉(zhuǎn)速，其要傳遞全部的功率的計(jì)算轉(zhuǎn)速為112r/min。 同樣可以確定其余齒輪的轉(zhuǎn)速如下表3.1所示： 表3.1 齒輪 Z1 Z２ Z３ Z４ Z５ Z６ Z７ Z８ Z９ Z1０ Z1１ Z1２ Z1３ Z1４ 計(jì)算轉(zhuǎn)速 900 315 900 900 315 112 315 112 315 112 150 160 112 112 2.12 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)， 式中 mj——按

25、接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的齒輪模數(shù)（mm）； ——驅(qū)動電動機(jī)功率（kW）； ——被計(jì)算齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）； ——大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比，外嚙合取“+”，內(nèi)嚙合取“-”； ——小齒輪的齒數(shù)（齒）； ——齒寬系數(shù)，（B為齒寬，m為模數(shù)），；=8 ——材料的許用接觸應(yīng)力（）。取=650 Mpa （2）基本組的齒輪參數(shù)計(jì)算 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=1.84mm，取m=22mm 2-3軸由公式mj=16338可得mj=2.31mm，取m=2.5mm 3-4軸由公式mj=16338可得mj=2.45mm，取m=2.5

26、mm ① 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。 由參考文獻(xiàn)[1]中的式（8-5）得出，若則校核合格。 齒形系數(shù)：由考文獻(xiàn)[1]；查表8-6得： 應(yīng)力修正系數(shù)：查文獻(xiàn)[1]中表8-7得： 由文獻(xiàn)[1]中圖8-8查得: 由文獻(xiàn)[1]表8-8查得： 由文獻(xiàn)[1]圖8-8查得： 所以： 故 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核合格。 （2）基本組齒輪計(jì)算。 基本組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2` 齒數(shù) 39 39 20 58 模數(shù) 2 2 2 2 分度圓直徑 78 78 40 116 齒頂圓直徑 82 8

27、2 44 120 齒根圓直徑 73 73 35 111 齒寬 20 20 20 20 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～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(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為電動機(jī)功率，N=3kW; -----計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）. =600（r/min

28、）; m-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=2（mm）; B----齒寬（mm）;B=20（mm）; z----小齒輪齒數(shù)；z=20; 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

29、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

30、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）擴(kuò)大組齒輪計(jì)算（中間一個(gè)變速組）。 =16338=3.5 第1擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z4 Z4` Z5 Z5` Z6 Z6` 齒數(shù) 34 68 24 78 42 60 模數(shù) 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 分度圓直徑 85 170 60 195 105 150 齒頂圓直徑 90 175 65 200 110 155 齒根圓直徑 78.75 163

31、.75 53.75 188.75 98.75 143.75 齒寬 28 28 28 28 28 28 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～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(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 第2擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z7 Z7` Z8

32、Z8` 齒數(shù) 76 38 23 91 模數(shù) 2.5 2.5 2.5 2.5 分度圓直徑 190 95 57.5 227.5 齒頂圓直徑 195 100 62.5 232.5 齒根圓直徑 183.75 88.75 51.25 221.25 齒寬 32 32 32 32 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。 齒形系數(shù)：由《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》劉孝民主編；查表8-6得： 應(yīng)力修正系數(shù)：查《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》劉孝民主編中表8-7得： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》劉孝民主編；由圖8-8查0得: 由《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》劉孝民主編；由表8-8查得：

33、 由《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》劉孝民主編；由圖8-8查得： 所以： 故 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核合格。 2.13 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(jì)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(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3-3。

34、 表3-3 最小軸徑 軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 III 軸 最小軸徑mm 25 30 45 2.14 主軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算 主軸組件結(jié)構(gòu)復(fù)雜，技術(shù)要求高。安裝工件的主軸參與切削成形運(yùn)動，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=90 mm 后支承軸頸直徑 D2=(0.7～0.85)D1=63～77 mm 選取 D2=70 mm 2）主軸內(nèi)徑的選擇 車床主軸由于要通過棒

35、料，安裝自動卡盤的操縱機(jī)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=44～48 mm 所以，內(nèi)孔直徑取45mm 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5號 標(biāo)準(zhǔn)莫氏錐度尺寸 大端直徑 D=44.399 4）主軸前端懸伸量的選擇 確定主軸懸伸量a

36、的原則是在滿足結(jié)構(gòu)要求的前提下，盡可能取小值。 主軸懸伸量與前軸頸直徑之比a/D=0.6～1.5 a=(0.6～1.5)D1=54～135 mm 所以，懸伸量取100mm 5）主軸合理跨距和最佳跨距選擇 根據(jù)表3-14 見《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)》計(jì)算前支承剛度。 前后軸承均用3182100系列軸承，并采用前端定位的方式。 查表 =1700×901.4=9.26×105 N/mm 因?yàn)楹筝S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

37、 I——轉(zhuǎn)動慣量，I=π(D4-d4)/64=3.14×(804-454)=1.81×106mm4 = =0.3909 由圖3-34中，在橫坐標(biāo)上找出η=0.3909的點(diǎn)向上作垂線與的斜線相交，由交點(diǎn)向左作水平線與縱坐標(biāo)軸相交，得L0/a=2.5。 所以最佳跨距L0 L0=2.5a=2.5×100=250 mm 又因?yàn)楹侠砜缇嗟姆秶? L合理=(0.75～1.5)L0=187.5～375 mm 所以取L=260 mm 6）主軸剛度的驗(yàn)算 對于一般機(jī)床主軸，主要進(jìn)行剛度驗(yàn)

38、算，通常能滿足剛度要求的主軸也能滿足強(qiáng)度要求。 對于一般受彎矩作用的主軸，需要進(jìn)行彎矩剛度驗(yàn)算。主要驗(yàn)算主軸軸端的位移y和前軸承處的轉(zhuǎn)角θA。 圖3.1 主軸支承的簡化 切削力 Fz=3026N 撓度 yA= = =0.01 [y]=0.0002L=0.0002×260=0.052 yA＜[y] 傾角 θA= = =0.00011 前端裝有圓柱滾子軸承，

39、查表[θA]=0.001rad θA＜[θA] 符合剛度要求。 2.15 主軸材料與熱處理 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(yīng)淬硬。 第3章 主要零部件的選擇 3.1電動機(jī)的選擇 1) 選擇電動機(jī)類型 根據(jù)已知工作條件和要求，選擇一般用途的Y系列三相鼠籠式異步電動機(jī)，臥式封閉結(jié)構(gòu)。 根據(jù)已知條件選擇最低轉(zhuǎn)速28r/min，最高轉(zhuǎn)速1250r/min,功率4.5kW，所以選擇Y132S-4的Y系列三相鼠籠式異步電動機(jī) 表3-1 Y132S-4電動機(jī)性能 電機(jī)型號

40、 額定功率/kW 電機(jī)轉(zhuǎn)速/(r/min) 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 Y132S-4 5.5 1500 1440 3.2 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 3.3 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 =8X36X40X

41、7 III軸選擇鍵規(guī)格： BXL=14X90 3.4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4章 校核 4.1 軸的校核 （1）軸的受力分析 1）求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 T=9.55×=9.55××=238.75×N·mm 2)求軸上的作用力 齒輪上的圓周力 = = =2652N·mm 齒輪上的徑向力 =tan= 2652·tan20°=965N·mm 3)確定軸的跨距 =255，=130，=80

42、（2）軸的受力分析 1）作軸的空間受力簡圖 2）作水平受力簡圖和彎矩圖 =292N，=5549N =74460N，=-303120N 3）作垂直受力簡圖和彎矩圖 =466N，=913N =118830N 4）作合成彎矩圖 ==140231N·mm ==303120N·mm 5）作轉(zhuǎn)矩圖 =341.07×N·mm=341070 N·mm 6）作當(dāng)量彎矩圖 ==368773N·mm 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》教材表7.5查得，對于45鋼，=600Mpa, =55Mpa,由公式 ===30.0Mpa<，故軸的強(qiáng)度足夠。 （1）П軸撓度校核 單一載荷下，軸中心處

43、的撓度采用文獻(xiàn)【5】中的公式計(jì)算：: L-----兩支承的跨距； D-----軸的平均直徑； X=/L；-----齒輪工作位置處距較近支承點(diǎn)的距離； N-----軸傳遞的全功率； 校核合成撓度 -----輸入扭距齒輪撓度； -------輸出扭距齒輪撓度 ； ---被演算軸與前后軸連心線夾角；=144° 嚙合角=20°，齒面摩擦角=5.72°。 代入數(shù)據(jù)計(jì)算得：=0.026；=0.084；=0.160； =0.205；=0.088；=0.025。 合成

44、撓度 =0.238 查文獻(xiàn)【6】，帶齒輪軸的許用撓度=5/10000*L 即=0.268。 因合成撓度小于許用撓度，故軸的撓度滿足要求。 （2）П軸扭轉(zhuǎn)角的校核 傳動軸在支承點(diǎn)A，B處的傾角可按下式近似計(jì)算： 將上式計(jì)算的結(jié)果代入得： 由文獻(xiàn)【6】，查得支承處的=0.001 因〈0.001，故軸的轉(zhuǎn)角也滿足要求。 4.2 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 1) 滾動軸承的疲勞壽命驗(yàn)算 或 —額定壽命 (h) —額定動載荷(

45、N) —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(jì)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(dāng)量動負(fù)荷(N) 2)滾動軸承的靜負(fù)荷驗(yàn)算 —靜負(fù)荷 (N) —額定靜負(fù)荷 (N) —安全系數(shù) —當(dāng)量靜載荷 (N) (N) 、—靜徑向，軸向系數(shù) 校驗(yàn)第Ⅰ根軸上的軸承 T=10000h 查軸承樣本可知，6205軸承的基本額定動載荷