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畢 業(yè) 設 計 論 文 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 班 級 學生姓名 學 號 課 題 車床主軸箱設計 指導教師 年 月 日 普通車床主軸箱設計 第 2 頁 共 68 頁 摘要 普通中型車床主軸箱設計 普通中型車床主軸箱設計 主要包括三方面的設計 即 根據(jù)設計題目所 給定的機床用途 規(guī)格 主軸極限轉速 轉速數(shù)列公比或級數(shù) 確定其他有關 運動參數(shù) 選定主軸各級轉速值 通過分析比較 選擇傳動方案 擬定結構式 或結構網(wǎng) 擬定轉速圖 確定齒輪齒數(shù)及帶輪直徑 繪制傳動系統(tǒng)圖 其次 根據(jù)機床類型和電動機功率 確定主軸及各傳動件的計算轉速 初定傳動軸直 徑 齒輪模數(shù) 確定傳動帶型號及根數(shù) 摩擦片尺寸及數(shù)目 裝配草圖完成后 要驗算傳動件 傳動軸 主軸 齒輪 滾動軸承 的剛度 強度或壽命 最后 完成運動設計和動力設計后 要將主傳動方案 結構化 設計主軸變速箱裝配 圖及零件圖 側重進行傳動軸組件 主軸組件 變速機構 箱體 潤滑與密封 傳動軸及滑移齒輪零件的設計 關鍵詞 車床 主軸箱 變速系統(tǒng) 主軸組件 普通車床主軸箱設計 第 3 頁 共 68 頁 目錄 目錄 4 1 緒論 10 2 設計計算 11 2 1 普通車床的規(guī)格 11 2 1 1 車床的規(guī)格系列和用處 11 2 1 2 操作性能要求 11 3 主動參數(shù)參數(shù)的擬定 11 3 1 確定傳動公比 11 3 2 主電動機的選擇 12 4 變速結構的設計 13 4 1 主變速方案擬定 13 4 2 變速結構式 結構網(wǎng)的選擇 13 4 2 1 確定變速組及各變速組中變速副的數(shù)目 13 4 2 2 變速式的擬定 14 4 2 3 結構式的擬定 14 4 2 4 結構網(wǎng)的擬定 15 4 2 5 結構式的擬定 15 4 2 6 結構式的擬定 15 4 2 7 確定各變速組變速副齒數(shù) 17 4 2 8 繪制變速系統(tǒng)圖 18 5 結構設計 19 5 1 結構設計的內(nèi)容 技術要求和方案 19 5 2 展開圖及其布置 19 5 3 I 軸 輸入軸 的設計 20 5 4 齒輪塊設計 20 5 5 傳動軸的設計 21 5 6 主軸組件設計 22 5 6 1 各部分尺寸的選擇 22 5 6 2 主軸材料和熱處理 23 5 6 3 主軸軸承 23 5 6 4 主軸與齒輪的連接 24 5 6 5 潤滑與密封 25 5 6 6 其他問題 25 6 傳動件的設計 25 6 1 帶輪的設計 25 普通車床主軸箱設計 第 4 頁 共 68 頁 6 2 傳動軸的直徑估算 28 6 2 1 確定各軸轉速 28 6 2 2 傳動軸直徑的估算 確定各軸最小直徑 29 6 2 3 鍵的選擇 30 6 3 傳動軸的校核 30 6 3 1 傳動軸的校核 31 6 3 2 鍵的校核 31 6 4 各變速組齒輪模數(shù)的確定和校核 32 6 4 1 齒輪模數(shù)的確定 32 6 4 2 齒寬的確定 36 6 4 3 齒輪結構的設計 37 6 5 帶輪結構設計 38 6 6 片式摩擦離合器的選擇和計算 39 6 7 齒輪校驗 41 齒輪強度校核 41 6 7 1 校核 a 變速組齒輪 42 6 7 2 校核 b 變速組齒輪 43 6 7 3 校核 c 變速組齒輪 44 6 8 軸承的選用與校核 46 6 8 1 各軸軸承的選用 46 6 8 2 各軸軸承的校核 46 7 主軸組件設計 47 7 1 主軸的基本尺寸確定 48 7 1 1 外徑尺寸 D 48 7 1 2 主軸孔徑 d 48 7 1 3 主軸懸伸量 a 49 7 1 4 支撐跨距 L 50 7 1 5 主軸最佳跨距 的確定 510 7 2 主軸剛度驗算 53 7 2 1 主軸前支撐轉角的驗算 53 7 2 2 主軸前端位移的驗算 55 8 總結和展望 58 8 1 本文工作總結 58 8 2 課題展望 59 參考文獻 60 致 謝 61 附錄 62 普通車床主軸箱設計 第 5 頁 共 68 頁 普通車床主軸箱設計 1 緒論 機床技術參數(shù)有主參數(shù)和基本參數(shù) 他們是運動傳動和結構設計的依據(jù) 影響到機床是否滿足所需要的基本功能要求 參數(shù)擬定就是機床性能設計 主 參數(shù)是直接反映機床的加工能力 決定和影響其他基本參數(shù)的依據(jù) 如車床的 最大加工直徑 一般在設計題目中給定 基本參數(shù)是一些加工件尺寸 機床結 構 運動和動力特性有關的參數(shù) 可歸納為尺寸參數(shù) 運動參數(shù)和動力參數(shù) 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(zhì)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(diào)研和統(tǒng)計 依據(jù)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(shù) 擬定參數(shù)時 要考慮機床 發(fā)展趨勢和同國內(nèi)外同類機床的對比 使擬定的參數(shù)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(jīng)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(jīng)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(shù) 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(chǎn)品 的經(jīng)濟性要求 傳動鏈盡可能簡短 零件數(shù)目要少 以便節(jié)約材料 降低成本 本論文從資料查閱 總體設計 模塊設計 撰寫論文歷時三個月 具體流 程如下所示 資料查閱 熟悉課題 繪制裝配草圖 各零部件的尺寸確定 校核各零件的強度 繪制裝配圖和部分零件圖 撰寫論文 科技翻譯 普通車床主軸箱設計 第 6 頁 共 68 頁 2 設計計算 2 1 普通車床的規(guī)格 2 1 1 車床的規(guī)格系列和用處 普通機床的規(guī)格和類型有系列型號作為設計時應該遵照的基礎 因此 對 這些基本知識和資料作些簡要介紹 本次設計的是普通型車床主軸變速箱 主 要用于加工回轉體 表 1 1 車床的主參數(shù) 規(guī)格尺寸 和基本參數(shù)表 工件最大回轉直 徑 mm maxD 最高轉速 maxn ir 最低轉速 min r 電機功 率 P kW 公比 轉速級數(shù) Z 320 1120 25 7 5 1 41 12 2 1 2 操作性能要求 1 具有皮帶輪卸荷裝置 2 手動操縱雙向片式摩擦離合器實現(xiàn)主軸的正反轉及停止運動要求 3 主軸的變速由變速手柄完成 3 主動參數(shù)參數(shù)的擬定 3 1 確定傳動公比 根據(jù) 1 公式 3 2 因為已知 78P 8 42510minax R znR Z 1 lgnR 1 4129 1 Zn8 4 普通車床主軸箱設計 第 7 頁 共 68 頁 根據(jù) 1 表 3 5 標準公比 這里我們?nèi)藴使认盗?1 41 7P 因為 1 41 1 06 根據(jù) 1 表 3 6 標準數(shù)列 首先找到最小極限轉速 67P 25 再每跳過 5 個數(shù) 1 26 1 06 取一個轉速 即可得到公比為 1 41 的數(shù)6 列 25 35 5 50 71 100 140 200 280 400 560 800 1120 3 2 主電動機的選擇 合理的確定電機功率 P 使機床既能充分發(fā)揮其使用性能 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 現(xiàn)在以常見的中碳鋼為工件材料 取 45 號鋼 正火處理 車削外圓 表面 粗糙度 3 2mm 采用車刀具 可轉位外圓車刀 刀桿尺寸 16mm 25mm 刀aR 具幾何參數(shù) 15 6 75 15 0 0 o0 or or o o01 10 b 0 3mm r 1mm o1re 現(xiàn)以確定粗車是的切削用量為設計 確定背吃刀量 和進給量 f 根據(jù) 2 表 8 50 取 4mm f 取 0 6pa4Ppa rm 確定切削速度 參 2 表 8 57 取 V 1 7 48Pcsm 機床功率的計算 主切削力的計算 根據(jù) 2 表 8 59 和表 8 60 主切削力的計算4950 公式及有關參數(shù) F 9 81 Z Fcn60CFcZa FcfcZvFcK 9 81 270 4 0 92 0 9515 75 0615 0 3242 N 切削功率的計算 3242 1 7 5 5 kW cPF cv310 310 依照一般情況 取機床變速效率 0 8 6 86 kW Z8 5 根據(jù) 3 表 12 1 Y 系列 IP44 電動機的技術數(shù)據(jù) Y 系列167 IP44 電動機為一般用途全封閉自扇冷式籠型異步電動機 具有防塵埃 普通車床主軸箱設計 第 8 頁 共 68 頁 鐵屑或其他雜物侵入電動機內(nèi)部的特點 B 級絕緣 工業(yè)環(huán)境溫度不超過 40 相對濕度不超過 95 海拔高度不超過 1000m 額定電壓 380V 頻 率 50Hz 適用于無特殊要求的機械上 如機床 泵 風機 攪拌機 運輸 機 農(nóng)業(yè)機械等 根據(jù)以上要求 我們選取 Y132M 4 型三相異步電動機 額定功率 7 5kW 滿 載轉速 1440 額定轉矩 2 2 質(zhì)量 81kg minr 至此 可得到上表 1 1 中的車床參數(shù) 4 變速結構的設計 4 1 主變速方案擬定 擬定變速方案 包括變速型式的選擇以及開停 換向 制動 操縱等整個 變速系統(tǒng)的確定 變速型式則指變速和變速的元件 機構以及組成 安排不同 特點的變速型式 變速類型 變速方案和型式與結構的復雜程度密切相關 和工作性能也有關系 因此 確定變速方案和型式 要從結構 工藝 性能及經(jīng)濟等多方面統(tǒng)一考慮 變速方案有多種 變速型式更是眾多 比如 變速型式上有集中變速 分 離變速 擴大變速范圍可用增加變速組數(shù) 也可采用背輪結構 分支變速等型 式 變速箱上既可用多速電機 也可用交換齒輪 滑移齒輪 公用齒輪等 顯然 可能的方案有很多 優(yōu)化的方案也因條件而異 此次設計中 我們 采用集中變速型式的主軸變速箱 4 2 變速結構式 結構網(wǎng)的選擇 結構式 結構網(wǎng)對于分析和選擇簡單的串聯(lián)式的變速不失為有用的方法 但對于分析復雜的變速并想由此導出實際的方案 就并非十分有效 4 2 1 確定變速組及各變速組中變速副的數(shù)目 數(shù)為 Z 的變速系統(tǒng)由若干個順序的變速組組成 各變速組分別有 Z 個變速副 即 321Z 變速副中由于結構的限制以 2 或 3 為合適 即變速級數(shù) Z 應為 2 和 3 的因 子 可以有三種方案 baZ 普通車床主軸箱設計 第 9 頁 共 68 頁 321 32 312 4 2 2 變速式的擬定 12 級轉速變速系統(tǒng)的變速組 選擇變速組安排方式時 考慮到機床主軸變 速箱的具體結構 裝置和性能 在 軸如果安置換向摩擦離合器時 為減少軸向尺寸 第一變速組的變速 副數(shù)不能多 以 2 為宜 主軸對加工精度 表面粗糙度的影響很大 因此主軸上齒輪少些為好 最 后一個變速組的變速副數(shù)常選用 2 綜上所述 變速式為 12 2 3 2 4 2 3 結構式的擬定 對于 12 2 3 2 傳動式 有 6 種結構式和對應的結構網(wǎng) 分別為 由于本次設計的機床 I 軸裝有摩擦離合器 在結構上要求有一齒輪的齒根 圓大于離合器的直徑 初選 的方案 1263 從電動機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41min u 差 減少震動噪聲 在升速時一般限制最大轉速比 斜齒圓柱齒輪傳動2ax 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5 2max u 在設計時必須保證中間變速軸的變 10 8 inamax R 速范圍最小 4 2 4 結構網(wǎng)的擬定 根據(jù)中間變速軸變速范圍小的原則選擇結構網(wǎng) 從而確定結構網(wǎng)如下 普通車床主軸箱設計 第 10 頁 共 68 頁 4 2 5 結構式的擬定 主軸的變速范圍應等于住變速傳動系中各個變速組變速范圍的乘積 即 inR 210 檢查變速組的變速范圍是否超過極限值時 只需檢查最后一個擴大組 因為其 他變速組的變速范圍都比最后擴大組的小 只要最后擴大組的變速范圍不超過 極限值 其他變速組就不會超過極限值 122 PXR 其中 4 6 2 符合要求 0 8 612 4 2 6 結構式的擬定 繪制轉速圖 選擇 Y132M 4 型 Y 系列籠式三相異步電動機 分配總降速變速比 總降速變速比 017 4 25 min d 又電動機轉速 不符合轉速數(shù)列標準 因而增加一定比變速i140rd 副 確定變速軸軸數(shù) 變速軸軸數(shù) 變速組數(shù) 定比變速副數(shù) 1 3 1 1 5 普通車床主軸箱設計 第 11 頁 共 68 頁 確定各級轉速 由 z 12 確定各級轉速 min 25rni 41 1120 800 560 400 280 200 140 100 71 50 35 5 25r min 繪制轉速圖 在五根軸中 除去電動機軸 其余四軸按變速順序依次設為 主軸 與 與 與 軸之間的變速組分別設為 a b c 現(xiàn)由 主軸 開始 確定 軸的轉速 先來確定 軸的轉速 變速組 c 的變速范圍為 結合結構式 10 8 41 max66 R 軸的轉速只有一種可能 100 140 200 280 400 560r min 確定軸 的轉速 變速組 b 的級比指數(shù)為 2 希望中間軸轉速較小 因而為了避免升速 又 不致變速比太小 可取 4 1 1 i 2 14 2 ib1 3 ib 軸 的轉速確定為 400 560r min 確定軸 的轉速 對于軸 其級比指數(shù)為 1 可取 2 1 1 ia41 ia 確定軸 轉速為 800r min 由此也可確定加在電動機與主軸之間的定變速比 下面8 10 i 畫出轉速圖 電動機轉速與主軸最高轉速相近 傳 動 系 統(tǒng) 的 轉 速 圖電 動 機 普通車床主軸箱設計 第 12 頁 共 68 頁 4 2 7 確定各變速組變速副齒數(shù) 齒輪齒數(shù)的確定 當各變速組的傳動比確定以后 可確定齒輪齒數(shù) 對于 定比傳動的齒輪齒數(shù)可依據(jù)機械設計手冊推薦的方法確定 對于變速組內(nèi)齒輪 的齒數(shù) 如傳動比是標準公比的整數(shù)次方時 變速組內(nèi)每對齒輪的齒數(shù)和 及zS 小齒輪的齒數(shù)可以從 1 表 3 9 中選取 一般在主傳動中 最小齒數(shù)應大于 18 20 采用三聯(lián)滑移齒輪時 應檢查滑移齒輪之間的齒數(shù)關系 三聯(lián)滑移齒 輪的最大齒輪之間的齒數(shù)差應大于或等于 4 以保證滑移是齒輪外圓不相碰 根據(jù) 1 查表 3 9 各種常用變速比的使用齒數(shù) 94P 變速組 a 2 1 1 ia41 ia 時 57 60 63 66 69 72 75 78 2i zS 時 4 2i 58 60 63 65 67 68 70 72 73 77 zS 可取 84 于是可得軸 齒輪齒數(shù)分別為 28 35 z 于是 56 281ai 49 32 ai 可得軸 上的三聯(lián)齒輪齒數(shù)分別為 56 49 變速組 b 根據(jù) 1 查表 3 9 各種常用變速比的使用齒數(shù) 94P 1 1 ib2 ib1 3 i 時 87 89 90 91 92 4i zS 時 87 89 90 91 2 i z 時 86 88 90 91 1 ibz 可取 90 于是可得軸 上兩聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為 18 30 45 zS 于是 得軸 上兩齒輪的齒數(shù)分別為 72 81i 60 3 ib45 2 ib 72 60 45 變速組 c 根據(jù) 1 查表 3 9 各種常用變速比的使用齒數(shù) 94P 普通車床主軸箱設計 第 13 頁 共 68 頁 4 1 ic2ci 時 85 89 90 94 95 108 i zS 時 84 87 89 90 108 2cz 可取 108 z 為降速變速 取軸 齒輪齒數(shù)為 22 4 1ic 為升速變速 取軸 齒輪齒數(shù)為 36 2i 于是得 86 1 ic36 72ic 得軸 兩聯(lián)動齒輪的齒數(shù)分別為 22 72 得軸 兩齒輪齒數(shù)分別為 86 36 4 2 8 繪制變速系統(tǒng)圖 根據(jù)軸數(shù) 齒輪副 電動機等已知條件可有如下系統(tǒng)圖 變 速 系 統(tǒng) 圖 普通車床主軸箱設計 第 14 頁 共 68 頁 5 結構設計 5 1 結構設計的內(nèi)容 技術要求和方案 設計主軸變速箱的結構包括傳動件 傳動軸 軸承 帶輪 齒輪 離合器 和制動器等 主軸組件 操縱機構 潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結件的結構設 計與布置 用一張展開圖和若干張橫截面圖表示 主軸變速箱是機床的重要部件 設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外 著重考慮以下幾個方面的問題 精度方面的要求 剛度和抗震性的要求 傳動 效率要求 主軸前軸承處溫度和溫升的控制 結構工藝性 操作方便 安全 可靠原則 遵循標準化和通用化的原則 主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點 由于結構復雜 設計中不可 避免要經(jīng)過反復思考和多次修改 在正式畫圖前應該先畫草圖 目的是 1 布置傳動件及選擇結構方案 2 檢驗傳動設計的結果中有無干涉 碰撞或其他不合理的情況 以便 及時改正 3 確定傳動軸的支承跨距 齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置 以確定各軸的受力點和受力方向 為軸和軸承的驗算提供必要的數(shù)據(jù) 5 2 展開圖及其布置 展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序 假想將各軸沿其軸線剖開并 將這些剖切面平整展開在同一個平面上 I 軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪 有兩種布置方案 一是將兩級變速齒 輪和離合器做成一體 齒輪的直徑受到離合器內(nèi)徑的約束 齒根圓的直徑必須 大于離合器的外徑 否則齒輪無法加工 這樣軸的間距加大 另一種布置方案 是離合器的左右部分分別裝在同軸線的軸上 左邊部分接通 得到一級反向轉 動 右邊接通得到三級正向轉動 這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大 我們采用第 二種方案 通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結構 總布置時需要考慮制動器的位置 制動器可以布置在背輪軸上也可以放在 其他軸上 制動器不要放在轉速太低軸上 以免制動扭矩太大 使制動器尺寸 增大 齒輪在軸上布置很重要 關系到變速箱的軸向尺寸 減少軸向尺寸有利于 提高剛度和減小體積 5 3 I 軸 輸入軸 的設計 將運動帶入變速箱的帶輪一般都安裝在軸端 軸變形較大 結構上應注意 加強軸的剛度或使軸部受帶輪的拉力 采用卸荷裝置 I 軸上裝有摩擦離合器 由于組成離合器的零件很多 裝配很不方便 一般都是在箱外組裝好 I 軸在整 體裝入箱內(nèi) 我們采用的卸荷裝置一般是把軸承裝載法蘭盤上 通過法蘭盤將 普通車床主軸箱設計 第 15 頁 共 68 頁 帶輪的拉力傳遞到箱壁上 車床上的反轉一般用于加工螺紋時退刀 車螺紋時 換向頻率較高 實現(xiàn) 正反轉的變換方案很多 我們采用正反向離合器 正反向的轉換在不停車的狀 態(tài)下進行 常采用片式摩擦離合器 由于裝在箱內(nèi) 一般采用濕式 在確定軸向尺寸時 摩擦片不壓緊時 應留有 0 2 0 4 的間隙 間隙m 應能調(diào)整 離合器及其壓緊裝置中有三點值得注意 1 摩擦片的軸向定位 由兩個帶花鍵孔的圓盤實現(xiàn) 其中一個圓盤裝 在花鍵上 另一個裝在花鍵軸上的一個環(huán)形溝槽里 并轉過一個花鍵齒 和軸上的花鍵對正 然后用螺釘把錯開的兩個圓盤連接在一起 這樣就 限制了軸向和周向的兩個自由度 起了定位作用 2 摩擦片的壓緊由加力環(huán)的軸向移動實現(xiàn) 在軸系上形成了彈性力的 封閉系統(tǒng) 不增加軸承軸向復合 3 結構設計時應使加力環(huán)推動擺桿和鋼球的運動是不可逆的 即操縱 力撤消后 有自鎖作用 I 軸上裝有摩擦離合器 兩端的齒輪是空套在軸上 當離合器接通時才和 軸一起轉動 但脫開的另一端齒輪 與軸回轉方向是相反的 二者的相對轉速 很高 約為兩倍左右 結構設計時應考慮這點 齒輪與軸之間的軸承可以用滾動軸承也可以用滑動軸承 滑動軸承在一些 性能和維修上不如滾動軸承 但它的徑向尺寸小 空套齒輪需要有軸向定位 軸承需要潤滑 5 4 齒輪塊設計 齒輪是變速箱中的重要元件 齒輪同時嚙合的齒數(shù)是周期性變化的 也就 是說 作用在一個齒輪上的載荷是變化的 同時由于齒輪制造及安裝誤差等 不可避免要產(chǎn)生動載荷而引起振動和噪音 常成為變速箱的主要噪聲源 并影 響主軸回轉均勻性 在齒輪塊設計時 應充分考慮這些問題 齒輪塊的結構形式很多 取決于下列有關因素 1 是固定齒輪還是滑移齒輪 2 移動滑移齒輪的方法 3 齒輪精度和加工方法 變速箱中齒輪用于傳遞動力和運動 它的精度選擇主要取決于圓周速度 采用同一精度時 圓周速度越高 振動和噪聲越大 根據(jù)實際結果得知 圓周 速度會增加一倍 噪聲約增大 6dB 工作平穩(wěn)性和接觸誤差對振動和噪聲的影響比運動誤差要大 所以這兩項 精度應選高一級 為了控制噪聲 機床上主傳動齒輪都要選用較高的精度 大都是用 7 6 6 圓周速度很低的 才選 8 7 7 如果噪聲要求很嚴 或一些關鍵齒輪 就 應選 6 5 5 當精度從 7 6 6 提高到 6 5 5 時 制造費用將顯著提高 不同精度等級的齒輪 要采用不同的加工方法 對結構要求也有所不同 8 級精度齒輪 一般滾齒或插齒就可以達到 7 級精度齒輪 用較高精度滾齒機或插齒機可以達到 但淬火后 由于變 形 精度將下降 因此 需要淬火的 7 級齒輪一般滾 插 后要剃齒 使精度 普通車床主軸箱設計 第 16 頁 共 68 頁 高于 7 或者淬火后在衍齒 6 級精度的齒輪 用精密滾齒機可以達到 淬火齒輪 必須磨齒才能達到 6 級 機床主軸變速箱中齒輪齒部一般都需要淬火 滑移齒輪進出嚙合的一端要圓齒 有規(guī)定的形狀和尺寸 圓齒和倒角性質(zhì) 不同 加工方法和畫法也不一樣 應予注意 選擇齒輪塊的結構要考慮毛坯形式 棒料 自由鍛或模鍛 和機械加工時 的安裝和定位基面 盡可能做到省工 省料又易于保證精度 齒輪磨齒時 要求有較大的空刀 砂輪 距離 因此多聯(lián)齒輪不便于做成 整體的 一般都做成組合的齒輪塊 有時為了縮短軸向尺寸 也有用組合齒輪 的 要保證正確嚙合 齒輪在軸上的位置應該可靠 滑移齒輪在軸向位置由操 縱機構中的定位槽 定位孔或其他方式保證 一般在裝配時最后調(diào)整確定 5 5 傳動軸的設計 機床傳動軸 廣泛采用滾動軸承作支撐 軸上要安裝齒輪 離合器和制動 器等 傳動軸應保證這些傳動件或機構能正常工作 首先傳動軸應有足夠的強度 剛度 如撓度和傾角過大 將使齒輪嚙合不 良 軸承工作條件惡化 使振動 噪聲 空載功率 磨損和發(fā)熱增大 兩軸中 心距誤差和軸芯線間的平行度等裝配及加工誤差也會引起上述問題 傳動軸可以是光軸也可以是花鍵軸 成批生產(chǎn)中 有專門加工花鍵的銑床 和磨床 工藝上并無困難 所以裝滑移齒輪的軸都采用花鍵軸 不裝滑移齒輪 的軸也常采用花鍵軸 花鍵軸承載能力高 加工和裝配也比帶單鍵的光軸方便 軸的部分長度上的花鍵 在終端有一段不是全高 不能和花鍵空配合 這 是加工時的過濾部分 一般尺寸花鍵的滾刀直徑 為 65 85 刀Dm 機床傳動軸常采用的滾動軸承有球軸承和滾錐軸承 在溫升 空載功率和 噪聲等方面 球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越 而且滾錐軸承對軸的剛度 支撐孔的 加工精度要求都比較高 因此球軸承用的更多 但是滾錐軸承內(nèi)外圈可以分開 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 擇軸承的型號和尺寸 首先取決于承載能力 但也要考慮其他結構條件 同一軸心線的箱體支撐直徑安排要充分考慮鏜孔工藝 成批生產(chǎn)中 廣泛 采用定徑鏜刀和可調(diào)鏜刀頭 在箱外調(diào)整好鏜刀尺寸 可以提高生產(chǎn)率和加工 精度 還常采用同一鏜刀桿安裝多刀同時加工幾個同心孔的工藝 下面分析幾 種鏜孔方式 對于支撐跨距長的箱體孔 要從兩邊同時進行加工 支撐跨距比 較短的 可以從一邊 叢大孔方面進刀 伸進鏜桿 同時加工各孔 對中間孔 徑比兩端大的箱體 鏜中間孔必須在箱內(nèi)調(diào)刀 設計時應盡可能避免 既要滿足承載能力的要求 又要符合孔加工工藝 可以用輕 中或重系列 軸承來達到支撐孔直徑的安排要求 兩孔間的最小壁厚 不得小于 5 10 以免加工時孔變形 m 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 一般傳動軸上軸承選用 級精度 G 普通車床主軸箱設計 第 17 頁 共 68 頁 傳動軸必須在箱體內(nèi)保持準確位置 才能保證裝在軸上各傳動件的位置正 確性 不論軸是否轉動 是否受軸向力 都必須有軸向定位 對受軸向力的軸 其軸向定位就更重要 回轉的軸向定位 包括軸承在軸上定位和在箱體孔中定位 在選擇定位方 式時應注意 1 軸的長度 長軸要考慮熱伸長的問題 宜由一端定位 2 軸承的間隙是否需要調(diào)整 3 整個軸的軸向位置是否需要調(diào)整 4 在有軸向載荷的情況下不宜采用彈簧卡圈 5 加工和裝配的工藝性等 5 6 主軸組件設計 主軸組件結構復雜 技術要求高 安裝工件 車床 或者刀具 銑床 鉆 床等 的主軸參予切削成形運動 因此它的精度和性能直接影響加工質(zhì)量 加 工精度和表面粗糙度 設計時主要圍繞著保證精度 剛度和抗振性 減少溫升 和熱變形等幾個方面考慮 5 6 1 各部分尺寸的選擇 主軸形狀與各部分尺寸不僅和強度 剛度有關 而且涉及多方面的因素 1 內(nèi)孔直徑 車床主軸由于要通過棒料 安裝自動卡盤的操縱機構及通過卸頂尖的頂桿 必須是空心軸 為了擴大使用范圍 加大可加工棒料直徑 車床主軸內(nèi)孔直徑 有增大的趨勢 2 軸頸直徑 前支撐的直徑是主軸上一主要的尺寸 設計時 一般先估算或擬定一個尺 寸 結構確定后再進行核算 3 前錐孔直徑 前錐孔用來裝頂尖或其他工具錐柄 要求能自鎖 目前采用莫氏六號錐孔 4 支撐跨距及懸伸長度 為了提高剛度 應盡量縮短主軸的外伸長度 選擇適當?shù)闹慰缇?aL 一般推薦取 2 3 5 跨距 小時 軸承變形對軸端變形的影響大 所以 aLL 軸承剛度小時 應選大值 軸剛度差時 則取小值 跨距 的大小 很大程度上受其他結構的限制 常常不能滿足以上要求 安排結構時力求接近上述要求 5 6 2 主軸材料和熱處理 在主軸結構形狀和尺寸一定的條件下 材料的彈性模量 E 越大 主軸的剛 普通車床主軸箱設計 第 18 頁 共 68 頁 度也越高 由于鋼材的 E 值較大 故一般采用鋼質(zhì)主軸 一般機床的主軸選用 價格便宜 性能良好的 45 號鋼 提高主軸有關表面硬度 增加耐磨性 在長期 使用中不至于喪失精度 這是對主軸熱處理的根本要求 機床主軸都在一定部 位上承受著不同程度的摩擦 主軸與滾動軸承配合使用時 軸頸表面具有適當 的硬度可改善裝配工藝并保證裝配精度 通常硬度為 HRC40 50 即可滿足要求 一般機床的主軸 淬火時要求無裂紋 硬度均勻 淬硬層深度不小于 1mm 最 好 1 5 2mm 使精磨后仍能保留一點深度的淬硬層 主軸熱處理后變形要小 螺 紋表面一般不淬火 淬火部位的空刀槽不能過深 臺階交接處應該倒角 滲氮 主軸的銳邊 棱角必須倒圓 R 0 5mm 可避免滲氮層穿透剝落 5 6 3 主軸軸承 1 軸承類型選擇 主軸前軸承有兩種常用的類型 雙列短圓柱滾子軸承 承載能力大 可同時承受徑向力和軸向力 結構比 較簡單 但允許的極限轉速低一些 與雙列短圓柱滾子軸承配套使用承受軸向力的軸承有三種 600角雙向推力向心球軸承 是一種新型軸承 在近年生產(chǎn)的機床上廣泛采 用 具有承載能力大 允許極限轉速高的特點 外徑比同規(guī)格的雙列圓柱滾子 軸承小一些 在使用中 這種軸承不承受徑向力 推力球軸承 承受軸向力的能力最高 但允許的極限轉速低 容易發(fā)熱 向心推力球軸承 允許的極限轉速高 但承載能力低 主要用于高速輕載 的機床 2 軸承的配置 大多數(shù)機床主軸采用兩個支撐 結構簡單 制造方便 但為了提高主軸剛 度也有用三個支撐的了 三支撐結構要求箱體上三支撐孔具有良好的同心度 否則溫升和空載功率增大 效果不一定好 三孔同心在工藝上難度較大 可以 用兩個支撐的主要支撐 第三個為輔助支撐 輔助支撐軸承 中間支撐或后支 撐 保持比較大的游隙 約 0 03 0 07 只有在載荷比較大 軸產(chǎn)生彎曲m 變形時 輔助支撐軸承才起作用 軸承配置時 除選擇軸承的類型不同外 推力軸承的布置是主要差別 推 力軸承布置在前軸承 后軸承還是分別布置在前 后軸承 影響著溫升后軸的 伸長方向以及結構的負責程度 應根據(jù)機床的實際要求確定 在配置軸承時 應注意以下幾點 每個支撐點都要能承受經(jīng)向力 兩個方向的軸向力應分別有相應的軸承承受 徑向力和兩個方向的軸向力都應傳遞到箱體上 即負荷都由機床支撐件 承受 3 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選擇高一級 普通精度級機床的主軸 前軸承的選 或 級 后軸承選 或 級 選擇CDE 軸承的精度時 既要考慮機床精度要求 也要考慮經(jīng)濟性 軸承與軸和軸承與箱體孔之間 一般都采用過渡配合 另外軸承的內(nèi)外環(huán) 普通車床主軸箱設計 第 19 頁 共 68 頁 都是薄壁件 軸和孔德形狀誤差都會反映到軸承滾道上去 如果配合精度選的 太低 會降低軸承的回轉精度 所以軸和孔的精度應與軸承精度相匹配 1 軸承間隙的調(diào)整 為了提高主軸的回轉精度和剛度 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 回轉精度和剛度都能提高 壽命 噪聲和 抗震性也有改善 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 有明顯的小果 而磨損發(fā)熱量和噪聲都會增大 軸承壽命將因此而降低 軸承間隙的調(diào)整量 應該能方便而且能準確地控制 但調(diào)整機構的結構不 能太復雜 雙列短圓柱滾子軸承內(nèi)圈相對外圈可以移動 當內(nèi)圈向大端軸向移 動時 由于 1 12 的內(nèi)錐孔 內(nèi)圈將脹大消除間隙 其他軸承調(diào)整也有與主軸軸承相似的問題 特別要注意 調(diào)整落幕的端面 與螺紋中心線的垂直度 隔套兩個端面的平行度都由較高要求 否則 調(diào)整時 可能將軸承壓偏而破壞精度 隔套越長 誤差的影響越小 螺母端面對螺紋中心線垂直度 軸上和孔上套簡兩端平行度等均有嚴格的 精度要求 5 6 4 主軸與齒輪的連接 齒輪與主軸的連接可以用花鍵或者平鍵 軸做成圓柱體 或者錐面 錐度 一般取 1 15 左右 錐面配合對中性好 但加工較難 平鍵一般用一個或者兩 個 相隔 180 度布置 兩國特鍵不但平衡較好 而且平鍵高度較低 避免因齒 輪鍵槽太深導致小齒輪輪轂厚度不夠的問題 5 6 5 潤滑與密封 主軸轉速高 必須保證充分潤滑 一般常用單獨的油管將油引到軸承處 主軸是兩端外伸的軸 防止漏油更為重要而困難 防漏的措施有兩種 1 堵 加密封裝置防止油外流 主軸轉速高 多采用非接觸式的密封裝置 形式很多 一種軸與軸承蓋之 間留 0 1 0 3 的間隙 間隙越小 密封效果越好 但工藝困難 還有一種m 是在軸承蓋的孔內(nèi)開一個或幾個并列的溝槽 圓弧形或 形 效果比上一種好v 些 在軸上增開了溝槽 矩形或鋸齒形 效果又比前兩種好 在有大量切屑 灰塵和冷卻液的環(huán)境中工作時 可采用曲路密封 曲路可 做成軸向或徑向 徑向式的軸承蓋要做成剖分式 較為復雜 2 疏導 在適當?shù)牡胤阶龀龌赜吐?使油能順利地流回到油箱 5 6 6 其他問題 主軸上齒輪應盡可能靠近前軸承 大齒輪更應靠前 這樣可以減小主軸的 扭轉變形 當后支承采用推力軸承時 推力軸承承受著前向后的軸向力 推力軸承緊 靠在孔的內(nèi)端面 所以 內(nèi)端面需要加工 端面和孔有較高的垂直度要求 否 則將影響主軸的回轉精度 支承孔如果直接開在箱體上 內(nèi)端面加工有一定難 普通車床主軸箱設計 第 20 頁 共 68 頁 度 為此 可以加一個杯形套孔解決 套孔單獨在車床上加工 保證高的端面 與孔德垂直度 主軸的直徑主要取決于主軸需要的剛度 結構等 各種牌號鋼材的彈性模 量基本一樣 對剛度影響不大 主軸一般選優(yōu)質(zhì)中碳鋼即可 精度較高的機床 主軸考慮到熱處理變形的影響 可以選用 或其他合金鋼 主軸頭部需要淬Cr40 火 硬度為 50 55 其他部分處理后 調(diào)整硬度為 220 250 HRCHBS 6 傳動件的設計 6 1 帶輪的設計 三角帶傳動中 軸間距 A 可以加大 由于是摩擦傳遞 帶與輪槽間會有打 滑 宜可緩和沖擊及隔離振動 使傳動平穩(wěn) 帶輪結構簡單 但尺寸大 機 床中常用作電機輸出軸的定比傳動 電動機轉速 n 1440r min 傳遞功率 P 7 5kW 傳動比 i 1 8 兩班制 一天運轉 16 小時 工作年數(shù) 10 年 1 選擇三角帶的型號 由 4 表 8 7 工作情況系數(shù) 查的共況系數(shù) 1 2 156PAKAK 故根據(jù) 4 公式 8 21 0 9572 kWKAca 式中 P 電動機額定功率 工作情況系數(shù) AK 因此根據(jù) 由 4 圖 8 11 普通 V 帶輪型圖選用 A 型 caP1n157P 2 確定帶輪的基準直徑 D 帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大 為提高帶的壽命 小帶輪的直徑 不宜過小 即 查 4 表 8 8 圖 8 11 和 表 8 6 取主動小 Dmin 15715P 帶輪基準直徑 125 由 4 公式 8 15a 150P 12Dn 式中 小帶輪轉速 大帶輪轉速 帶的滑動系數(shù) 一般取 0 02 n 由 4 表 8 8 取圓整為mD5 20 1 258042 157P 普通車床主軸箱設計 第 21 頁 共 68 頁 224mm 3 驗算帶速度 V 按 4 式 8 13 驗算帶的速度150P 13 425109 4266Dnms 故帶速合適 smvs 4 初定中心距 帶輪的中心距 通常根據(jù)機床的總體布局初步選定 一般可在下列范圍內(nèi) 選取 根據(jù) 4 經(jīng)驗公式 8 20 152P 7 0210DAD 取 取 600mm 4698m 0 5 三角帶的計算基準長度 L 由 4 公式 8 22 計算帶輪的基準長度158P 0 2121042ADAL 20 53 4657 93m 由 4 表 8 2 圓整到標準的計算長度 146P180L 6 驗算三角帶的撓曲次數(shù) 符合要求 0 3140smvuL 次 7 確定實際中心距 A 按 4 公式 8 23 計算實際中心距158P006180752642m 8 驗算小帶輪包角 1 根據(jù) 4 公式 8 25 158P 故主動輪上包角合適 OOoAD1209 73 50121 9 確定三角帶根數(shù) Z 普通車床主軸箱設計 第 22 頁 共 68 頁 根據(jù) 4 式 8 26 得158P0calpzk 查表 4 表 8 4d 由 i 1 8 和 得 0 15KW 153 min14rn0 查表 4 表 8 5 0 98 查表 4 表 8 2 長度系數(shù) 1 01k lk 39 401 98 15 092 Z 取 根5 10 計算預緊力 查 4 表 8 3 q 0 1kg m 由 4 式 8 27 20 5 2 qvkvZpFca 其中 帶的變速功率 KW ca v 帶速 m s q 每米帶的質(zhì)量 kg m 取 q 0 1kg m v 1440r min 9 42m s NF 82 1564 90 98 52 4 90520 計算作用在軸上的壓軸力 ZQ 32 17sin 62sin10 傳動比 1240 81 vi 查表 4 表 8 4a 由 和 得 1 92KW 152PmD51 in1rn0p 6 2 傳動軸的直徑估算 傳動軸除應滿足強度要求外 還應滿足剛度的要求 強度要求保證軸在反 復載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞 機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高 不允 許有較大變形 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 可以不必驗算軸的強度 剛度要求保證軸在載荷下不至發(fā)生過大的變形 因此 必須保證傳動軸有足夠的剛度 普通車床主軸箱設計 第 23 頁 共 68 頁 6 2 1 確定各軸轉速 確定主軸計算轉速 計算轉速 是傳動件能傳遞全部功率的最低轉速 各jn 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 根據(jù) 1 表 3 10 主軸的計算轉速為 min 70 5r41 25n3213zmi j 各變速軸的計算轉速 軸 的計算轉速可從主軸 71r min 按 72 18 的變速副找上去 軸 的計算轉 速 為3jn 100r min 軸 的計算轉速 為 400r min 2jn 軸 的計算轉速 為 800r min 1j 各齒輪的計算轉速 各變速組內(nèi)一般只計算組內(nèi)最小齒輪 也是最薄弱的齒輪 故也只需確定 最小齒輪的計算轉速 變速組 c 中 22 86 只需計算 z 22 的齒輪 計算轉速為 280r min 變速組 b 計算 z 18 的齒輪 計算轉速為 400r min 變速組 a 應計算 z 28 的齒輪 計算轉速為 800r min 核算主軸轉速誤差 min 14 5736 245 9 324 1640 rn 實 mi 2r標 53 4102 57 10 標 標實 n 所以合適 6 2 2 傳動軸直徑的估算 確定各軸最小直徑 根據(jù) 5 公式 7 1 并查 5 表 7 13 得到 取 1 mnPdj491 軸的直徑 取 i 80 6 11rj 普通車床主軸箱設計 第 24 頁 共 68 頁 mndj 03 28196 575 79144 軸的直徑 取 min 40 92 2 rnj ndj 61 340925715 794 軸的直徑 取 in 0 8 323 rnj mndj 25 461095 795 7144 其中 P 電動機額定功率 kW 從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積 該傳動軸的計算轉速 jninr 傳動軸允許的扭轉角 mo 當軸上有鍵槽時 d 值應相應增大 4 5 當軸為花鍵軸時 可將估算的 d 值減小 7 為花鍵軸的小徑 空心軸時 d 需乘以計算系數(shù) b b 值見 5 表 7 12 和 為由鍵槽并且軸 為空心軸 和 為花鍵軸 根據(jù)以上原則各軸 的直徑取值 和 在后文給定 軸采用光軸 軸和 軸m30 d 因為要安裝滑移齒輪所以都采用花鍵軸 因為矩形花鍵定心精度高 定心穩(wěn)定 性好 能用磨削的方法消除熱處理變形 定心直徑尺寸公差和位置公差都能獲 得較高的精度 故我采用矩形花鍵連接 按 規(guī)定 矩形花鍵的19874 TGB 定心方式為小徑定心 查 15 表 5 3 30 的矩形花鍵的基本尺寸系列 軸花 鍵軸的規(guī)格 軸花鍵軸的規(guī)格742368 為BDdN 42 為 各軸間的中心距的確定 1684 58 21 mmzd 7 082 4 15cos2 86 doV 普通車床主軸箱設計 第 25 頁 共 68 頁 6 2 3 鍵的選擇 查 4 表 6 1 選擇軸 上的鍵 根據(jù)軸的直徑 鍵的尺寸選擇 30 2 d 鍵的長度 L 取 22 主軸處鍵的選擇同上 鍵的尺寸為78 取鍵 高鍵 寬 hb 鍵的長度 L 取 100 162取鍵 高鍵 寬 6 3 傳動軸的校核 需要驗算傳動軸薄弱環(huán)節(jié)處的傾角荷撓度 驗算傾角時 若支撐類型相同 則只需驗算支反力最大支撐處傾角 當此傾角小于安裝齒輪處規(guī)定的許用值時 則齒輪處傾角不必驗算 驗算撓度時 要求驗算受力最大的齒輪處 但通常可 驗算傳動軸中點處撓度 誤差 3 當軸的各段直徑相差不大 計算精度要求不高時 可看做等直徑 采用平均直 徑 進行計算 計算花鍵軸傳動軸一般只驗算彎曲剛度 花鍵軸還應進行鍵側1d 擠壓驗算 彎曲剛度驗算 的剛度時可采用平均直徑 或當量直徑 一般將1d2d 軸化為集中載荷下的簡支梁 其撓度和傾角計算公式見 5 表 7 15 分別求出 各載荷作用下所產(chǎn)生的撓度和傾角 然后疊加 注意方向符號 在同一平面上 進行代數(shù)疊加 不在同一平面上進行向量疊加 6 3 1 傳動軸的校核 軸的校核 通過受力分析 在一軸的三對嚙合齒輪副中 中間的兩對齒輪 對 軸中點處的撓度影響最大 所以 選擇中間齒輪嚙合來進行校核 NdTF mnPr 7 153 012 86 2 860 9 905 96 最大撓度 mEIbl3 4349222max1068 10647 53 6 3974064 124mdII MPaEE 軸 的 材 料 彈 性 模 量 式 中 普通車床主軸箱設計 第 26 頁 共 68 頁 查 1 表 3 12 許用撓度 my12 043 所 以 合 格 yYB 軸 軸的校核同上 6 3 2 鍵的校核 鍵和軸的材料都是鋼 由 4 表 6 2 查的許用擠壓應力 取其中間值 鍵的工作長度MPap120 MPap10 鍵與輪榖鍵槽的接觸高度mbLl 168 由 4 式 6 1 可得hk5 37 5 PaakldT pp 10 3 102 3 式 中 表鍵 弱 材 料 的 許 用 擠 壓 應 力鍵 軸 輪 轂 三 者 中 最 鍵 的 直 徑 為 鍵 的 寬 度 為 鍵 的 公 稱 長 度 圓 頭 平 鍵鍵 的 工 作 長 度 為 鍵 的 高 度此 處度鍵 與 輪 轂 鍵 槽 的 接 觸 高傳 遞 的 轉 矩 264 5 0 p MPamd mbmLbll hkkNT 可見連接的擠壓強度足夠了 鍵的標記為 20319680 TGB鍵 6 4 各變速組齒輪模數(shù)的確定和校核 6 4 1 齒輪模數(shù)的確定 齒輪模數(shù)的估算 通常同一變速組內(nèi)的齒輪取相同的模數(shù) 如齒輪材料相 同時 選擇負荷最重的小齒輪 根據(jù)齒面接觸疲勞強度和齒輪彎曲疲勞強度條 件按 5 表 7 17 進行估算模數(shù) 和 并按其中較大者選取相近的標準模HmF 數(shù) 為簡化工藝變速傳動系統(tǒng)內(nèi)各變速組的齒輪模數(shù)最好一樣 通常不超過 2 3 種模數(shù) 先計算最小齒數(shù)齒輪的模數(shù) 齒輪選用直齒圓柱齒輪及斜齒輪傳動 查 4 表 10 8 齒輪精度選用 7 級精度 再由 4 表 10 1 選擇小齒輪材料為 40C 調(diào)質(zhì) 硬度為 280HBS r 根據(jù) 5 表 7 17 有公式 普通車床主軸箱設計 第 27 頁 共 68 頁 齒面接觸疲勞強度 32 1 1602 HPjmHznK 齒輪彎曲疲勞強度 34FPjF a 變速組 分別計算各齒輪模數(shù) 先計算最小齒數(shù) 28 的齒輪 齒面接觸疲勞強度 32 1 1602 HPjmHznK 其中 公比 2 P 齒輪傳遞的名義功率 P 0 96 7 5 7 2KW 齒寬系數(shù) m m105 b 齒輪許允接觸應力 由 5 圖 7 6 按 MQHP lim9 HP li 線查取 計算齒輪計算轉速 jn K 載荷系數(shù)取 1 2 650MPa limH MPaPaHP589 065 m14 302 71123 根據(jù) 6 表 10 4 將齒輪模數(shù)圓整為 4mm 齒輪彎曲疲勞強度 3FPjmFznK 其中 P 齒輪傳遞的名義功率 P 0 96 7 5 7 2KW 齒寬系數(shù) m m105 b 齒輪許允齒根應力 由 5 圖 7 11 按 MQFP lim4 FP li 線查取 計算齒輪計算轉速 jn K 載荷系數(shù)取 1 2 MPaF30lim FP42 1 普通車床主軸箱設計 第 28 頁 共 68 頁 mmF 1 2408 7214301 根據(jù) 6 表 10 4 將齒輪模數(shù)圓整為 2 5mm 所以1FH 1 于是變速組 a 的齒輪模數(shù)取 m 4mm b 32mm 軸 上主動輪齒輪的直徑 ddaa 1403528421 軸 上三聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為 aa 9656 2 1 b 變速組 確定軸 上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù) 先計算最小齒數(shù) 18 的齒輪 齒面接觸疲勞強度 32 1 10 HPjmHznK 其中 公比 4 P 齒輪傳遞的名義功率 P 0 922 7 5 6 915KW 齒寬系數(shù) m m105 b 齒輪許允接觸應力 由 5 圖 7 6 按 MQHP lim9 HP li 線查取 計算齒輪計算轉速 jn K 載荷系數(shù)取 1 2 650MPa limH MPaPaP589 065 mH 24 50213 632 根據(jù) 6 表 10 4 將齒輪模數(shù)圓整為 5mm 齒輪彎曲疲勞強度 3FPjmFznK 其中 P 齒輪傳遞的名義功率 P 0 922 7 5 6 915KW 齒寬系數(shù) m m105 b 齒輪許允齒根應力 由 5 圖 7 11 按 MQ 線FP lim4 FP li 查取 普通車床主軸箱設計 第 29 頁 共 68 頁 計算齒輪計算轉速 jn K 載荷系數(shù)取 1 2 MPaF30lim FP42 1 m01 380956432 根據(jù) 6 表 10 4 將齒輪模數(shù)圓整為 3mm 所以2FHm 2 于是變速組 b 的齒輪模數(shù)取 m 5mm b 40mm 軸 上主動輪齒輪的直徑 mddd bbb 254 150390185 32 軸 上三聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為 bbb 63672 3 2 1 c 變速組 為了使傳動平穩(wěn) 所以使用斜齒輪 取 螺旋角 mn5 o14 計算中心距 a 3 27814cos2 6 cos 21mzn 圓整為 280mm 修正螺旋角 oz 42 15802 6 ars805 ars21 因 值改變不多 所以參數(shù) 等值不必修正 KHZ 所以軸 上兩聯(lián)動主動輪齒輪的直徑分別為 mdmd ococ 4 372 15s1 42 15s2 軸 上兩從動輪齒輪的直徑分別為 ococ 2 186 06 86 2 1 標準齒輪參數(shù) h0 度 從 7 表 5 1 查得以下公式 齒頂圓直徑 mzdaa 2 1 齒根圓直徑 cf 分度圓直徑 普通車床主軸箱設計 第 30 頁 共 68 頁 齒頂高 mha 齒根高 cf 齒輪的具體值見表 表 5 1 齒輪尺寸表 單位 mm 齒輪 齒數(shù) z 模數(shù) nm分度圓 直徑 d 齒頂圓 直徑 a 齒根圓 直徑 fd 齒頂高 ah齒根高 f 28 4 112 120 102 4 5 35 4 140 148 130 4 5 56 4 224 232 214 4 5 49 4 196 204 186 4 5 18 5 90 100 77 5 5 6 25 30 5 150 160 137 5 5 6 25 45 5 225 235 212 5 5 6 25 72 5 360 370 347 5 5 6 25 60 5 200 210 187 5 5 6 25 45 5 225 235 212 5 5 6 25 22 5 114 12 124 5 101 16 5 19 6 48 72 5 373 44 383 82 360 48 5 19 6 48 36 5 186 72 197 1 173 76 5 19 6 48 86 5 446 06 456 44 433 1 5 19 6 48 6 4 2 齒寬的確定 由公式 得 10 5 mb 普通車床主軸箱設計 第 31 頁 共 68 頁 軸主動輪齒輪 mb3248 軸主動輪齒輪 05 軸主動輪齒輪 一般一對嚙合齒輪 為了防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯位時導致嚙 合齒寬減小而增大輪齒的載荷 設計上 應主動輪比從動輪齒寬大 5 10mm 所以 mb321 mb243 40765 1098 12143 6 4 3 齒輪結構的設計 通過齒輪傳動強度的計算 只能確定出齒輪的主要尺寸 如齒數(shù) 模數(shù) 齒寬 螺旋角 分度圓直徑等 而齒圈 輪輻 輪轂等的結構形式及尺寸大小 通常都由結構設計而定 當齒頂圓直徑 時 可以做成實心式結構的mda160 齒輪 當 時 可做成腹板式結構 再考慮到加工問題 現(xiàn)16050amd 決定把齒輪 8 12 和 14 做成腹板式結構 其余做成實心結構 根據(jù) 4 圖 10 39 a 齒輪 10 12 和 13 結構尺寸計算如下 齒輪 8 結構尺寸計算 mmdDna 31052370 14 0 0 24 D68 6 6 343 取 mDD 74 6 72 10 350 2302 取 9 82111 m C 取 12cm BC6 43 0 20 齒輪 12 結構尺寸計算 324 8 32518 1 00 mDmdDna 普通車床主軸箱設計 第 32 頁 共 68 頁 mD42 mD68 2 674 16 33 取 mD80 7 4 0 50 2302 取 1962831D C 取 12cm mBC 4 0 20 齒輪 14 結構尺寸計算 mDdDna 404 396512 6 1 0 取 m4 70 6 43 m mDDD 682 67 140 3 35 20 2取 m8 21611 取 C 取 14cm BC 43 0 20 6 5