1說明書課程名稱 機械裝備設計課程設計 實驗（實踐）編號 1 實驗（實踐）名稱 車床主軸箱設計 實驗（實踐）學時 實驗（實踐）時間 2設計任務書車床的主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數如下：工件最大回轉直徑D (mm)max正轉最低轉速nmin( )mir正轉最高轉速nmin( )ir電機功率N（kw）公比 ?250 63 1400 4 1.414目 錄設計任務書.2目 錄.4第 1 章 機床用途、性能及結構簡單說明.6第 2 章 設計部分的基本技術特性和結構分析.72.1 車床主參數和基本參數 .72.2 確定傳動公比 7?2.3 擬定參數的步驟和方法 .72.3.1 極限切削速度 Vmax、Vmin .72.3.2 主軸的極限轉速 .8第 3 章 運動設計.93.1 主電機功率—— 動力參數的確定 93.2 確定結構式 .93.3 確定結構網 103.4 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 103.5 確定各變速組此論傳動副齒數 113.6 核算主軸轉速誤差 12第 4 章 設計部分的動力計算.134.1 帶傳動設計 134.1.1 計算設計功率 Pd 134.1.2 選擇帶型 144.1.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 144.1.4 確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 154.1.5 確定帶的根數 z.164.1.6 確定帶輪的結構和尺寸 164.1.7 確定帶的張緊裝置 164.1.8 計算壓軸力 164.2 計算轉速的計算 1854.3 齒輪模數計算及驗算 194.4 傳動軸最小軸徑的初定 244.5 主軸合理跨距的計算 254.6 軸承的選擇 264.7 鍵的規(guī)格 264.8 變速操縱機構的選擇 .264.9 主軸合理跨距的計算 .264.10 軸承壽命校核 27第 5 章 設計部分的調節(jié)、潤滑、維護保養(yǎng)、技術要求及其它.29第 6 章 設計中的優(yōu)缺點，存在的問題及改進意見.32參考文獻.336第 1 章 機床用途、性能及結構簡單說明機床技術參數有主參數和基本參數，他們是運動傳動和結構設計的依據，影響到機床是否滿足所需要的基本功能要求，參數擬定就是機床性能設計。主參數是直接反映機床的加工能力、決定和影響其他基本參數的依據，如車床的最大加工直徑，一般在設計題目中給定，基本參數是一些加工件尺寸、機床結構、運動和動力特性有關的參數，可歸納為尺寸參數、運動參數和動力參數。通用車床工藝范圍廣，所加工的工件形狀、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬質合金刀具又用高速鋼刀具。因此，必須對所設計的機床工藝范圍和使用情況做全面的調研和統(tǒng)計，依據某些典型工藝和加工對象，兼顧其他的可能工藝加工的要求，擬定機床技術參數，擬定參數時，要考慮機床發(fā)展趨勢和同國內外同類機床的對比，使擬定的參數最大限度地適應各種不同的工藝要求和達到機床加工能力下經濟合理。機床主傳動系因機床的類型、性能、規(guī)格和尺寸等因素的不同，應滿足的要求也不一樣。設計機床主傳動系時最基本的原則就是以最經濟、合理的方式滿足既定的要求。在設計時應結合具體機床進行具體分析，一般應滿足的基本要求有：滿足機床使用性能要求。首先應滿足機床的運動特性，如機床主軸油足夠的轉速范圍和轉速級數；滿足機床傳遞動力的要求。主電動機和傳動機構能提供足夠的功率和轉矩，具有較高的傳動效率；滿足機床工作性能要求。主傳動中所有零部件有足夠的剛度、精度和抗震性，熱變形特性穩(wěn)定；滿足產品的經濟性要求。傳動鏈盡可能簡短，零件數目要少，以便節(jié)約材料，降低成本。7第 2 章 設計部分的基本技術特性和結構分析2.1 車床主參數和基本參數車床的主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數如下：工件最大回轉直徑D (mm)max正轉最低轉速nmin( )mir正轉最高轉速nmin( )ir電機功率N（kw）公比 ?250 63 1400 4 1.412.2 確定傳動公比 ?根據【1】 公式（3-2）因為已知 ， ， =1.4178P 2.6310minax??R??znR?∴Z= +1=10 ?lgnR根據【1】 表 3-5 標準公比 。這里我們取標準公比系列 =1.417P??因為 =1.41=1.066，根據【1】 表 3-6 標準數列。首先找到最小極限轉速 63，再每7P跳過 5 個數取一個轉速，即可得到公比為 1.41 的數列：63，90，125，180，250，355，500，710,1000,14002.3 擬定參數的步驟和方法2.3.1 極限切削速度 Vmax、Vmin根據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)硬質合金刀具粗加工鑄鐵工件 30～50硬質合金刀具半精或精加工碳 150～3008鋼工件螺紋加工和鉸孔 3～82.3.2 主軸的極限轉速計算車床主軸極限轉速時的加工直徑，則主軸極限轉速應為結合題目條件，取標準數列數值，=63r/minmin取 41.??考慮到設計的結構復雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉速數列可直接從標準的數列表中查出，按標準轉速數列為：63，90，125，180，250，355，500，710,1000,14009第 3 章 運動設計3.1 主電機功率——動力參數的確定合理地確定電機功率 N，使機床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素。根據題設條件電機功率為 4KW可選取電機為：Y112M-4 額定功率為 4KW，滿載轉速為 1440r/min.3.2 確定結構式已知 Z= x3b2aa，b 為正整數，即 Z 應可以分解為 2 和 3 的因子，以便用 2、3 聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速。確定變速組傳動副數目實現(xiàn) 12 級主軸轉速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副組合：a）12=3 b） 12=4 3 4??c）12=3 d）12=22212=2 3在上述的方案中 1 和 2 有時可以省掉一根軸。缺點是有一個傳動組內有四個傳動副。如果用一個四聯(lián)滑移齒輪的話則會增加軸向尺寸；如果用兩個滑移雙聯(lián)齒輪，則操縱機構必須互梭以防止兩個滑移齒輪同時嚙合。所以一般少用。3，4，5 方案可根據下面原則比較：從電動機到主軸，一般為降速傳動。接近電動機處的零件，轉速較高從而轉矩較小，尺寸也較小。如使傳動副較多的傳動組放在接近電動機處，則可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就可少些，就省材料了。這就是“前多后少”的原則。從這個角度考慮，以取 12=3 的方案為好。2?在 12=2 中，又因基本組和擴大組排列順序的不同而有不同的方案。可能的六種方案，其結構網和結構式見下面的圖。在這些方案中可根據下列原則選擇最佳方案。1）傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍 在降速傳動時，為防止被動齒輪的直徑過大而使徑向尺寸太大，常限制最小傳動比 1/4。在升速時，為防止產生過大的震動和噪聲，常限制最大傳動比。因此主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍一般為。方案 a b c d 是可行的。方案 d f 是不可行的。10同時，最后傳動組與最后擴大組往往是一致的，安裝在主軸與主軸前一傳動軸的具有極限或接近極限傳動比的齒輪副承受最大扭矩，在結構設計上可以獲得較為滿意的處理。這也就是最后傳動組的傳動副經常為 2 的另一原因。設計車床主變速傳動系時，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 ；為避免擴大傳動誤差，減少震動噪聲，在升速時一般限制最大41min?u轉速比 。斜齒圓柱齒輪傳動較平穩(wěn)，可取 。因此在主變速鏈任一變2ax? 5.2max?u速組的最大變速范圍 。在設計時必須保證中??)10~8(.)~2(minaxa??uR間變速軸的變速范圍最小。綜合上述可得：主傳動部件的運動參數 ， =45，Z=12， =1.4120max?nmin?3.3 確定結構網根據“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結構緊湊的原則易知第二擴大組的變速范圍 r=φ (P3-1)x=1.414=3.95〈8 滿足要求6312??3.4 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖（1）選擇電動機：采用 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。（2）繪制轉速圖：11轉速圖（3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖 2-3：1-2 軸最小中心距：A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數和:S zmin(Zmax+2+D/m)3.5 確定各變速組此論傳動副齒數(1)Sz 100-124,中型機床 Sz=70-100?(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-24,m 4??12圖 2-3 主傳動系統(tǒng)圖（7）齒輪齒數的確定。變速組內取模數相等，據設計要求 Zmin≥18~24,齒數和Sz≤100～124，由表 4.1，根據各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數，各齒輪齒數如表 2-2。表 2-2 齒輪齒數基本組 第一擴大組 第二擴大組傳動比 1:1 1:2 1:1.41 1:1 1:2.8 1.41:1 1：4代號 Z1Z 'Z 2Z 'Z3Z 'Z4Z ’ Z5 Z5’ Z6Z 'Z7 Z7’齒數 42 42 28 56 35 49 42 42 22 62 53 37 23 673.6 核算主軸轉速誤差實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不應超過±10( -1)％,即?13〈10( -1)％=4.1％n標 準 轉 速標 準 轉 速實 際 轉 速 ??第 4 章 設計部分的動力計算4.1 帶傳動設計輸出功率 P=4kW,轉速 n1=1440r/min,n2=1000r/min4.1.1 計算設計功率 Pd edAdPK?表 4 工作情況系數 AK原動機ⅰ類 ⅱ類一天工作時間 /h工作機 10?10~16 16?0?10~16 16?載荷平穩(wěn)液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（）；離心式壓縮7.5kW?機；輕型運輸機1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3載荷變動小帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（）；發(fā)電機；旋7.5k?轉式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；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輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.614木工機械；紡織機械載荷變動很大破碎機（旋轉式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8根據 V 帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16 小時），查《機械設計》P 296表 4，取 KA＝1.1。即 1.4.kWdAedPK???4.1.2 選擇帶型普通 V 帶的帶型根據傳動的設計功率 Pd 和小帶輪的轉速 n1 按《機械設計》P297 圖13－11 選取。根據算出的 Pd＝4.4kW 及小帶輪轉速 n1＝1440r/min ，查圖得：d d=80～100 可知應選取 A 型 V 帶。4.1.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速由《機械設計》P 298表 13－7 查得，小帶輪基準直徑為 80～100mm則取 dd1=100mm ddmin.=75 mm（d d1根據 P295表 13-4 查得）表 3 V 帶帶輪最小基準直徑 mind15槽型 Y Z A B C D Emind20 50 75 125 200 355 500 21 240=1.,01.4=mdd??由《機械設計》P 295表 13-4 查“V 帶輪的基準直徑”，得 =140mm2d① 誤差驗算傳動比： （ 為彈性滑動率）2101.4()(2%)di??????A ?誤差 符合要求1.40%.5i????A② 帶速 10v=7.43/66dnms??滿足 5m/s300mm，所以宜選用 E 型輪輻式帶輪?？傊л嗊x H 型孔板式結構，大帶輪選擇 E 型輪輻式結構。帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。4.1.7 確定帶的張緊裝置選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。174.1.8 計算壓軸力由《機械設計》P303 表 13－12 查得，A 型帶的初拉力 F0＝117.83N，上面已得到=172.63o，z=4，則1a1a172.632sin=4.8sinN=940.72ooFz???對帶輪的主要要求是質量小且分布均勻、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。轉速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內應力要小, 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 帶兩側面間的夾角是 40°，為了適應 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） 槽型 項目 符號 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 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 18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 外徑 d a 32° ≤ 60 - - - - - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 36° 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38° 對應的基準直徑 d d - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 輪 槽 角 極限偏差 ± 1 ± 0.5 V 帶輪按腹板（輪輻）結構的不同分為以下幾種型式： （1） 實心帶輪：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 帶輪結構類型根據設計結果，可以得出結論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）4.2 計算轉速的計算（1）主軸的計算轉速n j，由公式 n =n 得，主軸的計算轉速n j=140.45r/min，jmi)13/(??z取180r/min。(2). 傳動軸的計算轉速 軸3=500r/min 軸2=710 r/min，軸1=1000r/min。（2）確定各傳動軸的計算轉速。各計算轉速入表 3-1。19表 3-1 各軸計算轉速（3） 確定齒輪副的計算轉速。齒輪 Z 裝在主軸上其中只有 180r/min 傳遞全功率，'6故 Z j=180 r/min。'6依次可以得出其余齒輪的計算轉速，如表 3-2。表 3-2 齒輪副計算轉速序號 Z1Z 2Z3Z `4Z5n j1000 1000 500 500 1804.3 齒輪模數計算及驗算（1）模數計算。一般同一變速組內的齒輪取同一模數，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即 mj=16338 可得各組的模數，如321][)(jjmnuzP???表 3-3 所示。根據 和 計算齒輪模數，根據其中較大值取相近的標準模數：jmw=16338 =16338 mmj321][)(jjnuzP???????3213JmsniZKu????——齒輪的最低轉速 r/min；N——頂定的齒輪工作期限，中型機床推存： =15～24T T——轉速變化系數； nk——功率利用系數；N——材料強化系數。 q——（壽命系數）的極值skmaxinssk，齒輪等轉動件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數 m 和基準順環(huán)次數 C0軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計算轉速 r/min 1000 500 50020——工作情況系數。中等中級的主運動： 1k——動載荷系數；2——齒向載荷分布系數；3——齒形系數； Y根據彎曲疲勞計算齒輪模數公式為： 式中：N——計算齒輪轉動遞的額定功率 N=? dwNk——計算齒輪（小齒輪）的計算轉速 r/minjn——齒寬系數 ,m?mb/??8Z1——計算齒輪的齒數，一般取轉動中最小齒輪的齒數：——大齒輪與小齒輪的齒數比， = ；（+）用于外嚙合，（-）號用i i12?Z于內嚙合： 命系數； sTNnqkk?：：工作期限 ， = ； TTmCn06= =3.49Tk接 310256?= =1.8T彎 96103=0.84 =0.58 nknk接=0.90 =0.55 =0.72 彎 q接 qk彎=3.49 0.84 0.58 0.55=0.94sk接 ??=1.8 0.84 0.90 0.72=0.99 時，取 = ，當 時，取 = ；s?minskmaxskminskmin= =0.85 =1.5； kax1=1.2 =1 =0.378 23Y許用彎曲應力，接觸應力，( )paM=354 =1750 ??W?pa??J?216 級材料的直齒輪材料選；24 熱處理 S-C59irTMC3按接觸疲勞計算齒輪模數 m 1-2 軸由公式 mj=16338 可得 mj=2.7mm，取 m=3mm321][)(jjnuzP???2-3 軸由公式 mj=16338 可得 mj=2.4mm，取 m=3mm321][)(jjm3-4 軸由公式 mj=16338 可得 mj=3.4mm，取 m=3.5mm321][)(jjnuzP???由于一般同一變速組內的齒輪盡量取同一模數，所以為了統(tǒng)一和方便如下?。罕?3-3 模數（2）基本組齒輪計算?；窘M齒輪幾何尺寸見下表組號 基本組 第一擴大組 第二擴大組模數 mm 3 3 3.5齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2` Z3 Z3`齒數 42 42 35 49 28 56分度圓直徑 126 126 105 147 84 168齒頂圓直徑 132 132 111 153 90 174齒根圓直徑 118.5 118.5 97.5 139.5 76.5 160.5齒寬 24 24 24 24 24 2422按基本組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調質處理，硬度 241HB～246HB，平均取260HB，大齒輪用 45 鋼，調質處理，硬度 229HB～246HB ，平均取 240HB。計算如下：① 齒面接觸疲勞強度計算：接觸應力驗算公式為??jfsj MPauBnNKzm??????)()1(02832彎曲應力驗算公式為：??wswPaBYnz?????)(109235式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取 N 為電動機功率，N=5kW;-----計算轉速（r/min）;jnm-----初算的齒輪模數（mm）, m=3（mm）;B----齒寬（mm）;B=24（mm）;z----小齒輪齒數；z=28;u----小齒輪齒數與大齒輪齒數之比;-----壽命系數；sK=sTnNKq----工作期限系數；TmTC016?T------齒輪工作期限，這里取 T=15000h.;-----齒輪的最低轉速（r/min）, =500（r/min）1n1n----基準循環(huán)次數，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取 =0C0C70C612?23m----疲勞曲線指數，接觸載荷取 m=3；彎曲載荷取 m=6;----轉速變化系數，查【5】2 上，取 =0.60nKnK----功率利用系數，查【5】2 上，取 =0.78N N-----材料強化系數，查 【5】2 上， =0.60q q-----工作狀況系數，取 =1.13K3K-----動載荷系數，查 【5】2 上，取 =12 2------齒向載荷分布系數，查【5】2 上， =1 1 1KY------齒形系數，查 【5】2 上，Y=0.386；----許用接觸應力（MPa）,查【4】，表 4-7，取 =650 Mpa；??j? ??j?---許用彎曲應力（ MPa），查【4】，表 4-7，取 =275 Mpa；w w根據上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa j????j?=78 Mpaww（3）第一擴大組齒輪計算。擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z4 Z4` Z5 Z5`齒數 42 42 22 62分度圓直徑 126 126 66 186齒頂圓直徑 132 132 72 192齒根圓直徑 118.5 118.5 58.5 178.5齒寬 24 24 24 24（4）第二擴大組齒輪計算。24擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z6 Z6` Z7 Z7`齒數 53 37 23 67分度圓直徑 185.5 129.5 80.5 234.5齒頂圓直徑 192.5 136.5 87.5 241.5齒根圓直徑 176.75 120.75 71.75 225.75齒寬 24 24 24 24按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調質處理，硬度 241HB～246HB，平均取 260HB，大齒輪用 45 鋼，調質處理，硬度 229HB～246HB ，平均取 240HB。同理根據基本組的計算，查文獻【6】，可得 =0.62， =0.77， =0.60， =1.1，nKNqK3=1， =1，m=3.5， =355；2K1j可求得：=619 Mpa j????j?=135Mpa ww4.4 傳動軸最小軸徑的初定由【5】式 6，傳動軸直徑按扭轉剛度用下式計算：d=1.64 （mm）??4?Tn或 d=91 （mm）4njN式中 d---傳動軸直徑（mm）Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000 ；JnN?25N----該軸傳遞的功率（KW）----該軸的計算轉速jn---該軸每米長度的允許扭轉角， == 。??????01各軸最小軸徑如表 3-3。表 3-3 最小軸徑4.5 主軸合理跨距的計算由于電動機功率 P=4kw，根據【1】表 3.24，前軸徑應為 60~90mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的 d2=（ 0.7~0.9）d 1，取 d2=60mm。根據設計方案，前軸承為NN3016K 型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量 a=124mm，主軸孔徑為 30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉矩 T=9550 =424.44N.mnP設該機床為車床的最大加工直徑為 250mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經濟加工直徑約為最大回轉直徑的 50%，這里取 75%，即 180mm，故半徑為 0.09m；切削力（沿 y 軸） Fc= =4716N09.42背向力（沿 x 軸） Fp=0.5 Fc=2358N總作用力 F= =5272.65N2pC?此力作用于工件上，主軸端受力為 F=5272.65N。先假設 l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力 RA 和 RB 分別為RA=F× =5272.65× =7908.97Nla?2401?RB=F× =5272.65× =2636.325Nl根據 文獻【1】式 3.7 得：Kr=3.39 得前支承的剛度：K A= 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸最小軸徑 mm 35 40261689.69 N/ ；K B= 785.57 N/ ； = =2.15m?m?BAK57.8691主軸的當量外徑 de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為I= =113.8×10-8m464)03.7.(???η= = =0.143aKEA6381.980.2??查【1】圖 3-38 得 =2.0，與原假設接近，所以最佳跨距 =124×2.0=240mml0 0l合理跨距為（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=360mm。0l根據結構的需要，主軸的實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。4.6 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6012II軸：對稱布置深溝球軸承6009III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7012C4.7 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 =8X36X40X7 III軸選擇鍵規(guī)格：BXL=14X90 4.8 變速操縱機構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27移齒輪。4.9 主軸合理跨距的計算設機床最大加工回轉直徑為?250mm,電動機功率P=3kw，,主軸計算轉速為800r/min。已選定的前后軸徑為: 定懸伸量a=85mm。162dm?1(0.7~85)dm?軸承剛度，主軸最大輸出轉矩:＝ 63.79.50=54N??設該車床的最大加工直徑 250mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經濟加工直徑約為最大回轉直徑的 50%，這里取 45%，即 125mm切削力（沿 y 軸） F c=250.346/0.125=2781N背向力（沿 x 軸） F p=0.5 Fc=1390N總作用力 F= =3109N2pC?此力作用于工件上，主軸端受力為 F=3109N。先假設 l/a=2，l=3a=255mm。前后支承反力 RA和 RB分別為RA=F× =3109× Nla?852415??RB=F× =3109× Nl036根據《主軸箱設計》得： =3.39 得前支承的剛度：K A= rK1.0F8.La0.91.()cosiz?1376.69 N/ ；K B= 713.73 N/ ； = =1.93m?m?BA376.主軸的當量外徑 de=(85+65)/2=75mm，故慣性矩為I= =1.55×10-6m440.756??28η= = =0.383aKEIA1632.0.57698??查《主軸箱設計》圖 得 =2.5，與原假設接近，所以最佳跨距 =85×2.5=212.5mml0 0l合理跨距為（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=250mm。0l根據結構的需要，主軸的實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。4.10 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=XF r+YFaX=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：預期的使用壽命 [L10h]=15000hL10h= × = × = h≥[L 10h]n1670?)PC(180673)28.10(?367.10()284.9524??=15000h軸承壽命滿足要求。29第 5 章 設計部分的調節(jié)、潤滑、維護保養(yǎng)、技術要求及其它1、為了減少車床磨損，延長使用壽命，保證工件加工精度，應對車床的所有摩擦部位進行潤滑，并注意日常的維護保養(yǎng)。2、車床的潤滑形式常用以下幾種，（1）澆油潤滑：常用于外露的滑動表面，如導軌面和滑板導軌面等。（2）濺油潤滑：常用于密閉的箱體中。如車床的主軸箱中的傳動齒輪將箱底的潤滑油濺射到箱體上部的油槽中，然后經槽內油孔流到各潤滑點進行潤滑。（3）油繩導油潤滑：常用于進給箱和溜板箱的油池中。利用毛線即吸油又滲油的特性，通過毛線把油引入潤滑點，間斷地滴油潤滑。（4）彈子油杯注油潤滑：常用于尾座、中滑板搖手柄及三杠（絲杠、光杠、開關杠）支架的軸承處。定期的用油槍端頭油嘴壓下油杯上的彈子，將油注入。油嘴撤去，彈子又回復原位，封住注油口，以防塵屑入內。（5）黃油杯潤滑：常用于交換齒輪箱掛輪架的中間軸或不經常潤滑處。事先在黃油杯中加滿鈣基潤滑脂，需要潤滑時，擰進油杯蓋，則杯中的油脂就被擠壓到潤滑點中去。（6）油泵輸油潤滑：常用于轉速高、需要大量潤滑油連續(xù)強制潤滑的場合。如主軸箱內許多潤滑點就是采用這種方式。303、車床的潤滑要求: （1）車床上一般都有潤滑系統(tǒng)圖，應嚴格按照潤滑系統(tǒng)圖進行潤滑。（2）換油時，應先將廢油放盡，然后用煤油把箱體內沖洗干凈后，在注入新機油，注油時應用網過濾，且油面不得低于油標中心線。主軸箱內零件用油泵潤滑或飛濺潤滑。箱內潤滑油一般三個月更換一次。主軸箱體上有一個油標，若發(fā)現(xiàn)油標內無油輸出，說明油泵輸油系統(tǒng)有故障，應立即停車檢查斷油的原因，并修復。（3）進給箱上部油繩導油潤滑的儲油槽，每班應給該儲油槽加一次油。（4）交換齒輪箱中間齒輪軸軸承是黃油杯潤滑，每班一次，7 天加一次鈣基脂。（5）彈子油杯潤滑每班潤滑一次。導軌工作前后擦凈用油槍加油。5、車床日常保養(yǎng)要求：（1）每天工作后，切斷電源，對車床各表面、各罩殼、導軌面、絲杠、光杠、各操縱手柄和操縱桿進行擦拭，做到無油污、無鐵屑、車床外表整潔。（2）每周要求保養(yǎng)床身導軌面和中小滑板導軌面及轉動部位的整潔、潤滑。要求油眼暢通、油標清晰，清洗油繩和護床油毛氈，保持車床外表清潔和工作場地整潔。6、車床一級保養(yǎng)要求：車場運行 500 小時后，須進行一級保養(yǎng)。其保養(yǎng)以操作工人為主，在維修工人的配合下進行。保養(yǎng)時必須先切斷電源，然后按下述順序和要求進行。（1）主軸箱的保養(yǎng)：a、清洗濾油器、使其無雜物b、檢查主軸鎖緊螺母有無松動，緊定螺釘是否擰緊。c、調整制動器及離合器摩擦片間隙。（2）交換齒輪箱的保養(yǎng)：a、清洗齒輪、軸套，并在油杯中注入新油脂。b、調整齒輪嚙合間隙。c、檢查軸套有無晃動現(xiàn)象（3）滑板和刀架的保養(yǎng)：拆洗刀架和中、小滑板，洗凈擦干后重新組裝，并調整中、小滑板與鑲條的間隙。（4）尾座的保養(yǎng)：1說明書課程名稱 機械裝備設計課程設計 實驗（實踐）編號 1 實驗（實踐）名稱 車床主軸箱設計 實驗（實踐）學時 實驗（實踐）時間 2設計任務書車床的主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數如下：工件最大回轉直徑D (mm)max正轉最低轉速nmin( )mir正轉最高轉速nmin( )ir電機功率N（kw）公比 ?250 63 1400 4 1.414目 錄設計任務書.2目 錄.4第 1 章 機床用途、性能及結構簡單說明.6第 2 章 設計部分的基本技術特性和結構分析.72.1 車床主參數和基本參數 .72.2 確定傳動公比 7?2.3 擬定參數的步驟和方法 .72.3.1 極限切削速度 Vmax、Vmin .72.3.2 主軸的極限轉速 .8第 3 章 運動設計.93.1 主電機功率—— 動力參數的確定 93.2 確定結構式 .93.3 確定結構網 103.4 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 103.5 確定各變速組此論傳動副齒數 113.6 核算主軸轉速誤差 12第 4 章 設計部分的動力計算.134.1 帶傳動設計 134.1.1 計算設計功率 Pd 134.1.2 選擇帶型 144.1.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 144.1.4 確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 154.1.5 確定帶的根數 z.164.1.6 確定帶輪的結構和尺寸 164.1.7 確定帶的張緊裝置 164.1.8 計算壓軸力 164.2 計算轉速的計算 1854.3 齒輪模數計算及驗算 194.4 傳動軸最小軸徑的初定 244.5 主軸合理跨距的計算 254.6 軸承的選擇 264.7 鍵的規(guī)格 264.8 變速操縱機構的選擇 .264.9 主軸合理跨距的計算 .264.10 軸承壽命校核 27第 5 章 設計部分的調節(jié)、潤滑、維護保養(yǎng)、技術要求及其它.29第 6 章 設計中的優(yōu)缺點，存在的問題及改進意見.32參考文獻.336第 1 章 機床用途、性能及結構簡單說明機床技術參數有主參數和基本參數，他們是運動傳動和結構設計的依據，影響到機床是否滿足所需要的基本功能要求，參數擬定就是機床性能設計。主參數是直接反映機床的加工能力、決定和影響其他基本參數的依據，如車床的最大加工直徑，一般在設計題目中給定，基本參數是一些加工件尺寸、機床結構、運動和動力特性有關的參數，可歸納為尺寸參數、運動參數和動力參數。通用車床工藝范圍廣，所加工的工件形狀、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬質合金刀具又用高速鋼刀具。因此，必須對所設計的機床工藝范圍和使用情況做全面的調研和統(tǒng)計，依據某些典型工藝和加工對象，兼顧其他的可能工藝加工的要求，擬定機床技術參數，擬定參數時，要考慮機床發(fā)展趨勢和同國內外同類機床的對比，使擬定的參數最大限度地適應各種不同的工藝要求和達到機床加工能力下經濟合理。機床主傳動系因機床的類型、性能、規(guī)格和尺寸等因素的不同，應滿足的要求也不一樣。設計機床主傳動系時最基本的原則就是以最經濟、合理的方式滿足既定的要求。在設計時應結合具體機床進行具體分析，一般應滿足的基本要求有：滿足機床使用性能要求。首先應滿足機床的運動特性，如機床主軸油足夠的轉速范圍和轉速級數；滿足機床傳遞動力的要求。主電動機和傳動機構能提供足夠的功率和轉矩，具有較高的傳動效率；滿足機床工作性能要求。主傳動中所有零部件有足夠的剛度、精度和抗震性，熱變形特性穩(wěn)定；滿足產品的經濟性要求。傳動鏈盡可能簡短，零件數目要少，以便節(jié)約材料，降低成本。7第 2 章 設計部分的基本技術特性和結構分析2.1 車床主參數和基本參數車床的主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數如下：工件最大回轉直徑D (mm)max正轉最低轉速nmin( )mir正轉最高轉速nmin( )ir電機功率N（kw）公比 ?250 63 1400 4 1.412.2 確定傳動公比 ?根據【1】 公式（3-2）因為已知 ， ， =1.4178P 2.6310minax??R??znR?∴Z= +1=10 ?lgnR根據【1】 表 3-5 標準公比 。這里我們取標準公比系列 =1.417P??因為 =1.41=1.066，根據【1】 表 3-6 標準數列。首先找到最小極限轉速 63，再每7P跳過 5 個數取一個轉速，即可得到公比為 1.41 的數列：63，90，125，180，250，355，500，710,1000,14002.3 擬定參數的步驟和方法2.3.1 極限切削速度 Vmax、Vmin根據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)硬質合金刀具粗加工鑄鐵工件 30～50硬質合金刀具半精或精加工碳 150～3008鋼工件螺紋加工和鉸孔 3～82.3.2 主軸的極限轉速計算車床主軸極限轉速時的加工直徑，則主軸極限轉速應為結合題目條件，取標準數列數值，=63r/minmin取 41.??考慮到設計的結構復雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉速數列可直接從標準的數列表中查出，按標準轉速數列為：63，90，125，180，250，355，500，710,1000,14009第 3 章 運動設計3.1 主電機功率——動力參數的確定合理地確定電機功率 N，使機床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素。根據題設條件電機功率為 4KW可選取電機為：Y112M-4 額定功率為 4KW，滿載轉速為 1440r/min.3.2 確定結構式已知 Z= x3b2aa，b 為正整數，即 Z 應可以分解為 2 和 3 的因子，以便用 2、3 聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速。確定變速組傳動副數目實現(xiàn) 12 級主軸轉速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副組合：a）12=3 b） 12=4 3 4??c）12=3 d）12=22212=2 3在上述的方案中 1 和 2 有時可以省掉一根軸。缺點是有一個傳動組內有四個傳動副。如果用一個四聯(lián)滑移齒輪的話則會增加軸向尺寸；如果用兩個滑移雙聯(lián)齒輪，則操縱機構必須互梭以防止兩個滑移齒輪同時嚙合。所以一般少用。3，4，5 方案可根據下面原則比較：從電動機到主軸，一般為降速傳動。接近電動機處的零件，轉速較高從而轉矩較小，尺寸也較小。如使傳動副較多的傳動組放在接近電動機處，則可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就可少些，就省材料了。這就是“前多后少”的原則。從這個角度考慮，以取 12=3 的方案為好。2?在 12=2 中，又因基本組和擴大組排列順序的不同而有不同的方案?？赡艿牧N方案，其結構網和結構式見下面的圖。在這些方案中可根據下列原則選擇最佳方案。1）傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍 在降速傳動時，為防止被動齒輪的直徑過大而使徑向尺寸太大，常限制最小傳動比 1/4。在升速時，為防止產生過大的震動和噪聲，常限制最大傳動比。因此主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍一般為。方案 a b c d 是可行的。方案 d f 是不可行的。10同時，最后傳動組與最后擴大組往往是一致的，安裝在主軸與主軸前一傳動軸的具有極限或接近極限傳動比的齒輪副承受最大扭矩，在結構設計上可以獲得較為滿意的處理。這也就是最后傳動組的傳動副經常為 2 的另一原因。設計車床主變速傳動系時，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 ；為避免擴大傳動誤差，減少震動噪聲，在升速時一般限制最大41min?u轉速比 。斜齒圓柱齒輪傳動較平穩(wěn)，可取 。因此在主變速鏈任一變2ax? 5.2max?u速組的最大變速范圍 。在設計時必須保證中??)10~8(.)~2(minaxa??uR間變速軸的變速范圍最小。綜合上述可得：主傳動部件的運動參數 ， =45，Z=12， =1.4120max?nmin?3.3 確定結構網根據“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結構緊湊的原則易知第二擴大組的變速范圍 r=φ (P3-1)x=1.414=3.95〈8 滿足要求6312??3.4 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖（1）選擇電動機：采用 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。（2）繪制轉速圖：11轉速圖（3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖 2-3：1-2 軸最小中心距：A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數和:S zmin(Zmax+2+D/m)3.5 確定各變速組此論傳動副齒數(1)Sz 100-124,中型機床 Sz=70-100?(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-24,m 4??12圖 2-3 主傳動系統(tǒng)圖（7）齒輪齒數的確定。變速組內取模數相等，據設計要求 Zmin≥18~24,齒數和Sz≤100～124，由表 4.1，根據各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數，各齒輪齒數如表 2-2。表 2-2 齒輪齒數基本組 第一擴大組 第二擴大組傳動比 1:1 1:2 1:1.41 1:1 1:2.8 1.41:1 1：4代號 Z1Z 'Z 2Z 'Z3Z 'Z4Z ’ Z5 Z5’ Z6Z 'Z7 Z7’齒數 42 42 28 56 35 49 42 42 22 62 53 37 23 673.6 核算主軸轉速誤差實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不應超過±10( -1)％,即?13〈10( -1)％=4.1％n標 準 轉 速標 準 轉 速實 際 轉 速 ??第 4 章 設計部分的動力計算4.1 帶傳動設計輸出功率 P=4kW,轉速 n1=1440r/min,n2=1000r/min4.1.1 計算設計功率 Pd edAdPK?表 4 工作情況系數 AK原動機ⅰ類 ⅱ類一天工作時間 /h工作機 10?10~16 16?0?10~16 16?載荷平穩(wěn)液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（）；離心式壓縮7.5kW?機；輕型運輸機1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3載荷變動小帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（）；發(fā)電機；旋7.5k?轉式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；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輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.614木工機械；紡織機械載荷變動很大破碎機（旋轉式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8根據 V 帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16 小時），查《機械設計》P 296表 4，取 KA＝1.1。即 1.4.kWdAedPK???4.1.2 選擇帶型普通 V 帶的帶型根據傳動的設計功率 Pd 和小帶輪的轉速 n1 按《機械設計》P297 圖13－11 選取。根據算出的 Pd＝4.4kW 及小帶輪轉速 n1＝1440r/min ，查圖得：d d=80～100 可知應選取 A 型 V 帶。4.1.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速由《機械設計》P 298表 13－7 查得，小帶輪基準直徑為 80～100mm則取 dd1=100mm ddmin.=75 mm（d d1根據 P295表 13-4 查得）表 3 V 帶帶輪最小基準直徑 mind15槽型 Y Z A B C D Emind20 50 75 125 200 355 500 21 240=1.,01.4=mdd??由《機械設計》P 295表 13-4 查“V 帶輪的基準直徑”，得 =140mm2d① 誤差驗算傳動比： （ 為彈性滑動率）2101.4()(2%)di??????A ?誤差 符合要求1.40%.5i????A② 帶速 10v=7.43/66dnms??滿足 5m/s300mm，所以宜選用 E 型輪輻式帶輪?？傊л嗊x H 型孔板式結構，大帶輪選擇 E 型輪輻式結構。帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。4.1.7 確定帶的張緊裝置選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。174.1.8 計算壓軸力由《機械設計》P303 表 13－12 查得，A 型帶的初拉力 F0＝117.83N，上面已得到=172.63o，z=4，則1a1a172.632sin=4.8sinN=940.72ooFz???對帶輪的主要要求是質量小且分布均勻、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。轉速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內應力要小, 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 帶兩側面間的夾角是 40°，為了適應 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） 槽型 項目 符號 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 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 18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 外徑 d a 32° ≤ 60 - - - - - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 36° 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38° 對應的基準直徑 d d - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 輪 槽 角 極限偏差 ± 1 ± 0.5 V 帶輪按腹板（輪輻）結構的不同分為以下幾種型式： （1） 實心帶輪：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 帶輪結構類型根據設計結果，可以得出結論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）4.2 計算轉速的計算（1）主軸的計算轉速n j，由公式 n =n 得，主軸的計算轉速n j=140.45r/min，jmi)13/(??z取180r/min。(2). 傳動軸的計算轉速 軸3=500r/min 軸2=710 r/min，軸1=1000r/min。（2）確定各傳動軸的計算轉速。各計算轉速入表 3-1。19表 3-1 各軸計算轉速（3） 確定齒輪副的計算轉速。齒輪 Z 裝在主軸上其中只有 180r/min 傳遞全功率，'6故 Z j=180 r/min。'6依次可以得出其余齒輪的計算轉速，如表 3-2。表 3-2 齒輪副計算轉速序號 Z1Z 2Z3Z `4Z5n j1000 1000 500 500 1804.3 齒輪模數計算及驗算（1）模數計算。一般同一變速組內的齒輪取同一模數，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即 mj=16338 可得各組的模數，如321][)(jjmnuzP???表 3-3 所示。根據 和 計算齒輪模數，根據其中較大值取相近的標準模數：jmw=16338 =16338 mmj321][)(jjnuzP???????3213JmsniZKu????——齒輪的最低轉速 r/min；N——頂定的齒輪工作期限，中型機床推存： =15～24T T——轉速變化系數； nk——功率利用系數；N——材料強化系數。 q——（壽命系數）的極值skmaxinssk，齒輪等轉動件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數 m 和基準順環(huán)次數 C0軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計算轉速 r/min 1000 500 50020——工作情況系數。中等中級的主運動： 1k——動載荷系數；2——齒向載荷分布系數；3——齒形系數； Y根據彎曲疲勞計算齒輪模數公式為： 式中：N——計算齒輪轉動遞的額定功率 N=? dwNk——計算齒輪（小齒輪）的計算轉速 r/minjn——齒寬系數 ,m?mb/??8Z1——計算齒輪的齒數，一般取轉動中最小齒輪的齒數：——大齒輪與小齒輪的齒數比， = ；（+）用于外嚙合，（-）號用i i12?Z于內嚙合： 命系數； sTNnqkk?：：工作期限 ， = ； TTmCn06= =3.49Tk接 310256?= =1.8T彎 96103=0.84 =0.58 nknk接=0.90 =0.55 =0.72 彎 q接 qk彎=3.49 0.84 0.58 0.55=0.94sk接 ??=1.8 0.84 0.90 0.72=0.99 時，取 = ，當 時，取 = ；s?minskmaxskminskmin= =0.85 =1.5； kax1=1.2 =1 =0.378 23Y許用彎曲應力，接觸應力，( )paM=354 =1750 ??W?pa??J?216 級材料的直齒輪材料選；24 熱處理 S-C59irTMC3按接觸疲勞計算齒輪模數 m 1-2 軸由公式 mj=16338 可得 mj=2.7mm，取 m=3mm321][)(jjnuzP???2-3 軸由公式 mj=16338 可得 mj=2.4mm，取 m=3mm321][)(jjm3-4 軸由公式 mj=16338 可得 mj=3.4mm，取 m=3.5mm321][)(jjnuzP???由于一般同一變速組內的齒輪盡量取同一模數，所以為了統(tǒng)一和方便如下?。罕?3-3 模數（2）基本組齒輪計算?；窘M齒輪幾何尺寸見下表組號 基本組 第一擴大組 第二擴大組模數 mm 3 3 3.5齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2` Z3 Z3`齒數 42 42 35 49 28 56分度圓直徑 126 126 105 147 84 168齒頂圓直徑 132 132 111 153 90 174齒根圓直徑 118.5 118.5 97.5 139.5 76.5 160.5齒寬 24 24 24 24 24 2422按基本組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調質處理，硬度 241HB～246HB，平均取260HB，大齒輪用 45 鋼，調質處理，硬度 229HB～246HB ，平均取 240HB。計算如下：① 齒面接觸疲勞強度計算：接觸應力驗算公式為??jfsj MPauBnNKzm??????)()1(02832彎曲應力驗算公式為：??wswPaBYnz?????)(109235式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取 N 為電動機功率，N=5kW;-----計算轉速（r/min）;jnm-----初算的齒輪模數（mm）, m=3（mm）;B----齒寬（mm）;B=24（mm）;z----小齒輪齒數；z=28;u----小齒輪齒數與大齒輪齒數之比;-----壽命系數；sK=sTnNKq----工作期限系數；TmTC016?T------齒輪工作期限，這里取 T=15000h.;-----齒輪的最低轉速（r/min）, =500（r/min）1n1n----基準循環(huán)次數，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取 =0C0C70C612?23m----疲勞曲線指數，接觸載荷取 m=3；彎曲載荷取 m=6;----轉速變化系數，查【5】2 上，取 =0.60nKnK----功率利用系數，查【5】2 上，取 =0.78N N-----材料強化系數，查 【5】2 上， =0.60q q-----工作狀況系數，取 =1.13K3K-----動載荷系數，查 【5】2 上，取 =12 2------齒向載荷分布系數，查【5】2 上， =1 1 1KY------齒形系數，查 【5】2 上，Y=0.386；----許用接觸應力（MPa）,查【4】，表 4-7，取 =650 Mpa；??j? ??j?---許用彎曲應力（ MPa），查【4】，表 4-7，取 =275 Mpa；w w根據上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa j????j?=78 Mpaww（3）第一擴大組齒輪計算。擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z4 Z4` Z5 Z5`齒數 42 42 22 62分度圓直徑 126 126 66 186齒頂圓直徑 132 132 72 192齒根圓直徑 118.5 118.5 58.5 178.5齒寬 24 24 24 24（4）第二擴大組齒輪計算。24擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z6 Z6` Z7 Z7`齒數 53 37 23 67分度圓直徑 185.5 129.5 80.5 234.5齒頂圓直徑 192.5 136.5 87.5 241.5齒根圓直徑 176.75 120.75 71.75 225.75齒寬 24 24 24 24按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調質處理，硬度 241HB～246HB，平均取 260HB，大齒輪用 45 鋼，調質處理，硬度 229HB～246HB ，平均取 240HB。同理根據基本組的計算，查文獻【6】，可得 =0.62， =0.77， =0.60， =1.1，nKNqK3=1， =1，m=3.5， =355；2K1j可求得：=619 Mpa j????j?=135Mpa ww4.4 傳動軸最小軸徑的初定由【5】式 6，傳動軸直徑按扭轉剛度用下式計算：d=1.64 （mm）??4?Tn或 d=91 （mm）4njN式中 d---傳動軸直徑（mm）Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000 ；JnN?25N----該軸傳遞的功率（KW）----該軸的計算轉速jn---該軸每米長度的允許扭轉角， == 。??????01各軸最小軸徑如表 3-3。表 3-3 最小軸徑4.5 主軸合理跨距的計算由于電動機功率 P=4kw，根據【1】表 3.24，前軸徑應為 60~90mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的 d2=（ 0.7~0.9）d 1，取 d2=60mm。根據設計方案，前軸承為NN3016K 型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量 a=124mm，主軸孔徑為 30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉矩 T=9550 =424.44N.mnP設該機床為車床的最大加工直徑為 250mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經濟加工直徑約為最大回轉直徑的 50%，這里取 75%，即 180mm，故半徑為 0.09m；切削力（沿 y 軸） Fc= =4716N09.42背向力（沿 x 軸） Fp=0.5 Fc=2358N總作用力 F= =5272.65N2pC?此力作用于工件上，主軸端受力為 F=5272.65N。先假設 l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力 RA 和 RB 分別為RA=F× =5272.65× =7908.97Nla?2401?RB=F× =5272.65× =2636.325Nl根據 文獻【1】式 3.7 得：Kr=3.39 得前支承的剛度：K A= 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸最小軸徑 mm 35 40261689.69 N/ ；K B= 785.57 N/ ； = =2.15m?m?BAK57.8691主軸的當量外徑 de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為I= =113.8×10-8m464)03.7.(???η= = =0.143aKEA6381.980.2??查【1】圖 3-38 得 =2.0，與原假設接近，所以最佳跨距 =124×2.0=240mml0 0l合理跨距為（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=360mm。0l根據結構的需要，主軸的實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。4.6 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6012II軸：對稱布置深溝球軸承6009III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7012C4.7 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 =8X36X40X7 III軸選擇鍵規(guī)格：BXL=14X90 4.8 變速操縱機構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27移齒輪。4.9 主軸合理跨距的計算設機床最大加工回轉直徑為?250mm,電動機功率P=3kw，,主軸計算轉速為800r/min。已選定的前后軸徑為: 定懸伸量a=85mm。162dm?1(0.7~85)dm?軸承剛度，主軸最大輸出轉矩:＝ 63.79.50=54N??設該車床的最大加工直徑 250mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經濟加工直徑約為最大回轉直徑的 50%，這里取 45%，即 125mm切削力（沿 y 軸） F c=250.346/0.125=2781N背向力（沿 x 軸） F p=0.5 Fc=1390N總作用力 F= =3109N2pC?此力作用于工件上，主軸端受力為 F=3109N。先假設 l/a=2，l=3a=255mm。前后支承反力 RA和 RB分別為RA=F× =3109× Nla?852415??RB=F× =3109× Nl036根據《主軸箱設計》得： =3.39 得前支承的剛度：K A= rK1.0F8.La0.91.()cosiz?1376.69 N/ ；K B= 713.73 N/ ； = =1.93m?m?BA376.主軸的當量外徑 de=(85+65)/2=75mm，故慣性矩為I= =1.55×10-6m440.756??28η= = =0.383aKEIA1632.0.57698??查《主軸箱設計》圖 得 =2.5，與原假設接近，所以最佳跨距 =85×2.5=212.5mml0 0l合理跨距為（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=250mm。0l根據結構的需要，主軸的實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。4.10 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=XF r+YFaX=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：預期的使用壽命 [L10h]=15000hL10h= × = × = h≥[L 10h]n1670?)PC(180673)28.10(?367.10()284.9524??=15000h軸承壽命滿足要求。29第 5 章 設計部分的調節(jié)、潤滑、維護保養(yǎng)、技術要求及其它1、為了減少車床磨損，延長使用壽命，保證工件加工精度，應對車床的所有摩擦部位進行潤滑，并注意日常的維護保養(yǎng)。2、車床的潤滑形式常用以下幾種，（1）澆油潤滑：常用于外露的滑動表面，如導軌面和滑板導軌面等。（2）濺油潤滑：常用于密閉的箱體中。如車床的主軸箱中的傳動齒輪將箱底的潤滑油濺射到箱體上部的油槽中，然后經槽內油孔流到各潤滑點進行潤滑。（3）油繩導油潤滑：常用于進給箱和溜板箱的油池中。利用毛線即吸油又滲油的特性，通過毛線把油引入潤滑點，間斷地滴油潤滑。（4）彈子油杯注油潤滑：常用于尾座、中滑板搖手柄及三杠（絲杠、光杠、開關杠）支架的軸承處。定期的用油槍端頭油嘴壓下油杯上的彈子，將油注入。油嘴撤去，彈子又回復原位，封住注油口，以防塵屑入內。（5）黃油杯潤滑：常用于交換齒輪箱掛輪架的中間軸或不經常潤滑處。事先在黃油杯中加滿鈣基潤滑脂，需要潤滑時，擰進油杯蓋，則杯中的油脂就被擠壓到潤滑點中去。（6）油泵輸油潤滑：常用于轉速高、需要大量潤滑油連續(xù)強制潤滑的場合。如主軸箱內許多潤滑點就是采用這種方式。303、車床的潤滑要求: （1）車床上一般都有潤滑系統(tǒng)圖，應嚴格按照潤滑系統(tǒng)圖進行潤滑。（2）換油時，應先將廢油放盡，然后用煤油把箱體內沖洗干凈后，在注入新機油，注油時應用網過濾，且油面不得低于油標中心線。主軸箱內零件用油泵潤滑或飛濺潤滑。箱內潤滑油一般三個月更換一次。主軸箱體上有一個油標，若發(fā)現(xiàn)油標內無油輸出，說明油泵輸油系統(tǒng)有故障，應立即停車檢查斷油的原因，并修復。（3）進給箱上部油繩導油潤滑的儲油槽，每班應給該儲油槽加一次油。（4）交換齒輪箱中間齒輪軸軸承是黃油杯潤滑，每班一次，7 天加一次鈣基脂。（5）彈子油杯潤滑每班潤滑一次。導軌工作前后擦凈用油槍加油。5、車床日常保養(yǎng)要求：（1）每天工作后，切斷電源，對車床各表面、各罩殼、導軌面、絲杠、光杠、各操縱手柄和操縱桿進行擦拭，做到無油污、無鐵屑、車床外表整潔。（2）每周要求保養(yǎng)床身導軌面和中小滑板導軌面及轉動部位的整潔、潤滑。要求油眼暢通、油標清晰，清洗油繩和護床油毛氈，保持車床外表清潔和工作場地整潔。6、車床一級保養(yǎng)要求：車場運行 500 小時后，須進行一級保養(yǎng)。其保養(yǎng)以操作工人為主，在維修工人的配合下進行。保養(yǎng)時必須先切斷電源，然后按下述順序和要求進行。（1）主軸箱的保養(yǎng)：a、清洗濾油器、使其無雜物b、檢查主軸鎖緊螺母有無松動，緊定螺釘是否擰緊。c、調整制動器及離合器摩擦片間隙。（2）交換齒輪箱的保養(yǎng)：a、清洗齒輪、軸套，并在油杯中注入新油脂。b、調整齒輪嚙合間隙。c、檢查軸套有無晃動現(xiàn)象（3）滑板和刀架的保養(yǎng)：拆洗刀架和中、小滑板，洗凈擦干后重新組裝，并調整中、小滑板與鑲條的間隙。（4）尾座的保養(yǎng)：