中型普通車床主軸箱設(shè)計【5.5KW 200 1.26 8】【含CAD圖紙、說明書】

1寧XX 大學(xué)課 程 設(shè) 計 (論 文 )中型普通車床主軸箱設(shè)計（題目 12）所 在 學(xué) 院專 業(yè)班 級姓 名學(xué) 號指 導(dǎo) 老 師年 月 日2摘 要設(shè)計機床得主傳動變速系統(tǒng)時首先利用傳動系統(tǒng)設(shè)計方法求出理想解和多個合理解。根據(jù)數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)及主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性要求，分析了機電關(guān)聯(lián)分級調(diào)速主傳動系統(tǒng)的設(shè)計原理和方法。從主傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)網(wǎng)入手，確定最佳機床主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性匹配方案，計算和校核相關(guān)運動參數(shù)和動力參數(shù)。本說明書著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設(shè)計步驟和設(shè)計方法，根據(jù)已確定的運動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標(biāo)，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設(shè)計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡化結(jié)構(gòu)，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設(shè)計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設(shè)計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。關(guān)鍵詞 分級變速；傳動系統(tǒng)設(shè)計,傳動副，結(jié)構(gòu)網(wǎng)，結(jié)構(gòu)式，齒輪模數(shù)，傳動比4目 錄摘 要.2目 錄.4第 1 章 緒論.61.1 課程設(shè)計的目的 61.2 課程設(shè)計的內(nèi)容 .61.2.1 理論分析與設(shè)計計算 .61.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計 .61.2.3 編制技術(shù)文件 61.3 課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 6第 2 章 車床參數(shù)的擬定.82.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù) .82.2 擬定參數(shù)的步驟和方法 .82.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin .82.2.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速 82.2.3 主電機功率 動力參數(shù)的確定 .92.2.4 確定結(jié)構(gòu)式 92.2.5 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 92.1.5 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 102.2 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 112.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 11第 3 章 傳動件的計算.133.1 帶傳動設(shè)計 133.2 選擇帶型 .143.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗證帶速 .143.4 確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長度并驗算小輪包角 .153.5 確定帶的根數(shù) z163.6 確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 .1653.7 確定帶的張緊裝置 .163.8 計算壓軸力 .163.9 計算轉(zhuǎn)速的計算 183.10 齒輪模數(shù)計算及驗算 193.11 傳動軸最小軸徑的初定 243.12 主軸合理跨距的計算 24第 4 章 摩擦離合器的選擇和計算.25第 5 章 主要零部件的選擇.285.1 軸承的選擇 285.2 鍵的規(guī)格 295.3 變速操縱機構(gòu)的選擇 .29第 6 章 校核.296.1 剛度校核 296.2 軸承壽命校核 30結(jié) 論.32參考文獻.33致 謝.346第 1 章 緒論1.1 課程設(shè)計的目的課程設(shè)計是在學(xué)完本課程后，進行一次學(xué)習(xí)設(shè)計的綜合性練習(xí)。通過課程設(shè)計，使學(xué)生能夠運用所學(xué)過的基礎(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課和專業(yè)課的有關(guān)理論知識，及生產(chǎn)實習(xí)等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學(xué)知識的目的。通過課程設(shè)計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構(gòu)，進行選擇和改進；結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計，進行設(shè)計計算并編寫技術(shù)文件；完成系統(tǒng)主傳動設(shè)計，達到學(xué)習(xí)設(shè)計步驟和方法的目的。通過設(shè)計，掌握查閱相關(guān)工程設(shè)計手冊、設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)和資料的方法，達到積累設(shè)計知識和設(shè)計技巧，提高學(xué)生設(shè)計能力的目的。通過設(shè)計，使學(xué)生獲得機械系統(tǒng)基本設(shè)計技能的訓(xùn)練，提高分析和解決工程技術(shù)問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設(shè)計創(chuàng)造一定的條件。1.2 課程設(shè)計的內(nèi)容課程設(shè)計內(nèi)容由理論分析與設(shè)計計算、圖樣技術(shù)設(shè)計和技術(shù)文件編制三部分組成。1.2.1 理論分析與設(shè)計計算（1）機械系統(tǒng)的方案設(shè)計。設(shè)計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。（2）根據(jù)總體設(shè)計參數(shù)，進行傳動系統(tǒng)運動設(shè)計和計算。（3）根據(jù)設(shè)計方案和零部件選擇情況，進行有關(guān)動力計算和校核。1.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計（1）選擇系統(tǒng)中的主要機件。（2）工程技術(shù)圖樣的設(shè)計與繪制。1.2.3 編制技術(shù)文件（1）對于課程設(shè)計內(nèi)容進行自我經(jīng)濟技術(shù)評價。（2）編制設(shè)計計算說明書。1.3 課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求題目：中型普通車床主軸箱設(shè)計技術(shù)參數(shù)：7題目 12 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)max正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )mir電機功率N（kw） 公比 轉(zhuǎn)速級數(shù) Z320 200 5.5 1.26 88第 2 章 車床參數(shù)的擬定2.1 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)max正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )mir電機功率N（kw） 公比 轉(zhuǎn)速級數(shù) Z320 200 5.5 1.26 82.2 擬定參數(shù)的步驟和方法2.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin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 1.1加 工 條 件 Vmax(m/min) Vmin(m/min)硬質(zhì)合金刀具粗加工鑄鐵工件 3050硬質(zhì)合金刀具半精或精加工碳鋼工件150300螺紋加工和鉸孔 382.2.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速計算車床主軸極限轉(zhuǎn)速時的加工直徑，則主軸極限轉(zhuǎn)速應(yīng)為：在 中考慮車螺紋和鉸孔時，其加工的最大直徑應(yīng)根據(jù)實際加工情況選取 0.1Dmmmin左右。即 =200r/min，取in 26.1依據(jù)題目要求選級數(shù) Z=8， =1.26=1.064考慮到設(shè)計的結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標(biāo)準(zhǔn)的數(shù)列表中查出，按標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速數(shù)列為：9200，250，315，400，500，630，800，10002.2.3 主電機功率動力參數(shù)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(chǎn)需要，又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。根據(jù)題設(shè)條件電機功率為 5.5KW可選取電機為：Y132S-4 額定功率為 5.5KW，滿載轉(zhuǎn)速為 1440r/min.2.2.4 確定結(jié)構(gòu)式已知 Z= x3b2aa、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)滑移齒輪實現(xiàn)變速。取 Z=8 級 則 Z=22 對于 Z=8 可分解為：Z=2 12224。綜合上述可得：主傳動部件的運動參數(shù) =200 Z=8 =1.26max10nmin2.2.5 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結(jié)構(gòu)緊湊的原則,選取傳動方案 Z=212224,易知第二擴大組的變速范圍 r= (P3-1)x=1.264=2.528 滿足要求，其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖 2-1。10圖 2-1 結(jié)構(gòu)網(wǎng) Z=2122242.1.5 繪制轉(zhuǎn)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(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 2-113：1-2 軸最小中心距：A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和:S zmin(Zmax+2+D/m)2.2 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)(1)Sz 100-120,中型機床 Sz=70-100(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-20,m 4圖 2-3 主傳動系統(tǒng)圖（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設(shè)計要求 Zmin1820,齒數(shù)和Sz100120，由表 4.1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表 2-2。表 2-2 齒輪齒數(shù)基本組 第一擴大組 第二擴大組傳動比1:1 1:58 1:1.26 1:1 1.26：1 1：2代號 Z1Z Z 2Z Z3Z Z4Z Z5 Z5 Z6Z 齒數(shù) 48 48 37 59 36 46 41 31 50 40 30 60122.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不應(yīng)超過10( -1),即10( -1)n標(biāo) 準(zhǔn) 轉(zhuǎn) 速標(biāo) 準(zhǔn) 轉(zhuǎn) 速實 際 轉(zhuǎn) 速 因此滿足要求。各級轉(zhuǎn)速誤差n 1000 800 630 500 400 315 250 200n 1000 782.6 630 491.3 400 311.5 250 196.8誤差 0 2.1 0 2.1 0 2.1 0 2.1轉(zhuǎn)速誤差小于2.6，因此不需要修改齒數(shù)。13第 3 章 傳動件的計算3.1 帶傳動設(shè)計輸出功率 P=5.5kW,轉(zhuǎn)速 n1=1440r/min,n2=850r/min3.1.1 計算設(shè)計功率 Pd edAdPK表 4 工作情況系數(shù) AK原動機類 類一天工作時間 /h工作機 101016 1601016 16載荷平穩(wěn)液體攪拌機；離心式水泵；通風(fēng)機和鼓風(fēng)機（） ；離心式壓縮機；7.5kW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(fēng)機（ ） ；發(fā)電機；旋7.5k轉(zhuǎn)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(fù)式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6載荷變動很破碎機（旋轉(zhuǎn)式、顎式等） ；球磨機；棒磨機；起重機；1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.814大 挖掘機；橡膠輥壓機根據(jù) V 帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16 小時） ，查機械設(shè)計P 296表 4，取 KA1.1。即 1.56.05kWdAedPK3.2 選擇帶型普通 V 帶的帶型根據(jù)傳動的設(shè)計功率 Pd 和小帶輪的轉(zhuǎn)速 n1 按機械設(shè)計P297 圖1311 選取。根據(jù)算出的 Pd6.05kW 及小帶輪轉(zhuǎn)速 n11440r/min ，查圖得：d d=80100 可知應(yīng)選取 A 型 V 帶。3.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗證帶速由機械設(shè)計P 298表 137 查得，小帶輪基準(zhǔn)直徑為 80100mm則取 dd1=100mm ddmin.=75 mm（d d1根據(jù) P295表 13-4 查得）表 3 V 帶帶輪最小基準(zhǔn)直徑 mind槽型 Y Z A B C D Emind20 50 75 125 200 355 5001521 240=1.8,10.8=mddi所 以 由機械設(shè)計P 295表 13-4 查“V 帶輪的基準(zhǔn)直徑” ，得 =180mm2d 誤差驗算傳動比： （ 為彈性滑動率）21 .04()0(12%)di誤 誤差 符合要求1.40%.5i誤 帶速 110v=7.4/66dnms滿足 5m/s300mm，所以宜選用 E 型輪輻式帶輪?？傊?，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。3.7 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。3.8 計算壓軸力由機械設(shè)計P303 表 1312 查得，A 型帶的初拉力 F0119.87N，上面已得到=153.36o，z=6，則1a1a168.32sin=49.7sinN=954.27ooFz17對帶輪的主要要求是質(zhì)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(zhuǎn)速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應(yīng)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(cè)面間的夾角是 40，為了適應(yīng) 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(zhǔn)寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準(zhǔn)線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準(zhǔn)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 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(shù) 外徑 d a 32 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 輪 槽 36 對應(yīng)的基準(zhǔn)直60 - - - - 475 600 1838 徑 d d - 80 118 190 315 475 600 角 極限偏差 1 0.5 V 帶輪按腹板（輪輻）結(jié)構(gòu)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(ddd) 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(jié)構(gòu)類型根據(jù)設(shè)計結(jié)果，可以得出結(jié)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）3.9 計算轉(zhuǎn)速的計算（1）主軸的計算轉(zhuǎn)速n j，由公式n =n 得，主軸的計算轉(zhuǎn)速n j=294r/min，jmin)13/(z取315 r/min。(2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 軸3=500 r/min，軸2=500r/min，軸1=800r/min。（2）確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。表 3-1 各軸計算轉(zhuǎn)速（3） 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。軸 號 軸 軸 軸計算轉(zhuǎn)速 r/min 800 500 50019表 3-2 齒輪副計算轉(zhuǎn)速序號 Z1Z 2Z3Z 4Z5n j800 800 500 500 5003.10 齒輪模數(shù)計算及驗算（1）模數(shù)計算。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度公式進行計算，即 mj=16338 可得各組的模數(shù)，如321)(jjmnuzP表 3-3 所示。根據(jù) 和 計算齒輪模數(shù)，根據(jù)其中較大值取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：jmw=16338 =16338 mmj321)(jjnuzP3213JmsniZKu齒輪的最低轉(zhuǎn)速 r/min；N頂定的齒輪工作期限，中型機床推存： =1520T T轉(zhuǎn)速變化系數(shù)； nk功率利用系數(shù)；N材料強化系數(shù)。 q（壽命系數(shù)）的極值skmaxinssk，齒輪等轉(zhuǎn)動件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數(shù) m 和基準(zhǔn)順環(huán)次數(shù) C0工作情況系數(shù)。中等中級的主運動： 1動載荷系數(shù)；2k齒向載荷分布系數(shù)；3齒形系數(shù)； Y根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)公式為： 式中：N計算齒輪轉(zhuǎn)動遞的額定功率 N= dwNk計算齒輪（小齒輪）的計算轉(zhuǎn)速 r/minjn20齒寬系數(shù) ,mmb/8Z1計算齒輪的齒數(shù)，一般取轉(zhuǎn)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i i12Z于內(nèi)嚙合： 命系數(shù)； sTNnqkk：工作期限 ， = ； TTmCn06= =3.49Tk接 310256= =1.8T彎 96=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(dāng) 時，取 = ；sminskmaxskminskmin= =0.85 =1.5； kax1=1.2 =1 =0.378 23Y許用彎曲應(yīng)力，接觸應(yīng)力，( )paM=354 =1750 WpaJ6 級材料的直齒輪材料選；20 熱處理 S-C59irTC3=16338 mmjm213JmsniZK根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)齒輪模數(shù)系數(shù)選用模數(shù)為: 基本組齒輪模數(shù)為 2.5，第一擴大組齒輪模數(shù)m=2.5，第二擴大組齒輪模數(shù) m=3; 表 3-3 模數(shù)21（2）基本組齒輪計算?；窘M齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z1 Z1 Z2 Z2齒數(shù) 48 48 37 59分度圓直徑 120 120 92.5 147.5齒頂圓直徑 125 125 97.5 152.5齒根圓直徑 113.75 113.75 86.25 141.25齒寬 20 20 20 20按基本組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度 241HB286HB，平均取260HB，大齒輪用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 229HB286HB ，平均取 240HB。計算如下： 齒面接觸疲勞強度計算：接觸應(yīng)力驗算公式為jfsj MPauBnNKzm)()1(02832彎曲應(yīng)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(zhuǎn)速（ r/min）. =500（r/min）;jnjm-初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=2.5（mm）;B-齒寬（mm）;B=25（mm）;組號 基本組 第一擴大組 第二擴大組模數(shù) mm 2.5 2.5 322z-小齒輪齒數(shù)；z=19;u-小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2.78;-壽命系數(shù)；sK=sTnNKq-工作期限系數(shù)；TmTC016T-齒輪工作期限，這里取 T=15000h.;-齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）, =500（r/min）1n1n-基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取 =0C0C70C612m-疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取 m=3；彎曲載荷取 m=6;-轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，查【5】2 上，取 =0.60nKnK-功率利用系數(shù)，查 【5】2 上，取 =0.78N N-材料強化系數(shù)，查【5】2 上， =0.60q q-工作狀況系數(shù)，取 =1.13K3K-動載荷系數(shù)，查【5】2 上，取 =12-齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2 上， =1 1 1KY-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；j j-許用彎曲應(yīng)力（ MPa） ，查【4】 ，表 4-7，取 =275 Mpa；w w根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa jj23=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 Z3 Z3 Z4 Z4齒數(shù) 41 41 36 46分度圓直徑 102.5 102.5 90 115齒頂圓直徑 107.5 107.5 95 120齒根圓直徑 96.25 96.25 83.75 108.75齒寬 20 20 20 20（4）第二擴大組齒輪計算。擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z5 Z5 Z6 Z6齒數(shù) 50 40 30 60分度圓直徑 150 120 90 180齒頂圓直徑 156 126 96 186齒根圓直徑 142.5 112.5 82.5 172.5齒寬 24 24 24 24按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度 241HB286HB，平均取 260HB，大齒輪用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 229HB286HB ，平均取 240HB。同理根據(jù)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：24=619 Mpa jj=135Mpa ww3.11 傳動軸最小軸徑的初定由【5】式 6，傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計算：d=1.64 （mm）4Tn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 ；JnNN-該軸傳遞的功率（KW）-該軸的計算轉(zhuǎn)速jn-該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角， = 。01各軸最小軸徑如表 3-3。表 3-3 最小軸徑3.12 主軸合理跨距的計算由于電動機功率 P=5.5kw，根據(jù)【1】表 3.20，前軸徑應(yīng)為 6090mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的 d2=（ 0.70.9）d 1，取 d2=60mm。根據(jù)設(shè)計方案，前軸承為NN3016K 型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量 a=120mm，主軸孔徑為 30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩 T=9550 =9550 =424.44N.mnP5.31軸 號 軸 軸最小軸徑 mm 35 4025設(shè)該機床為車床的最大加工直徑為 320mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的 50%，這里取 55%，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(shè) l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力 RA 和 RB 分別為RA=F =5272.65 =7908.97Nla2401RB=F =5272.65 =2636.325Nl根據(jù) 文獻【1】式 3.7 得：Kr=3.39 得前支承的剛度：K A= 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos1689.69 N/ ；K B= 785.57 N/ ； = =2.15mmBAK57.6主軸的當(dāng)量外徑 de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為I= =113.810-8m464)03.7.(= = =0.143aKEA6381.980.2查【1】圖 3-38 得 =2.0，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距 =1202.0=240mml0 0l合理跨距為（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=360mm。0l根據(jù)結(jié)構(gòu)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。第 4 章 摩擦離合器的選擇和計算 片式摩擦離合器目前在機床中應(yīng)用廣泛，因為它可以在運轉(zhuǎn)中接通或脫開，具有結(jié)合平穩(wěn)、沒有沖擊、結(jié)構(gòu)緊湊的特點，部分零件已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，多用于機床主傳動。26按扭矩選擇，即： 根據(jù)成大先主編機械設(shè)計手冊第四版第二卷和機械設(shè)計手冊編委會主編機械設(shè)計手冊 單行本聯(lián)軸器、離合器與制動器表 6-3-20，計算轉(zhuǎn)矩 ，tcT mNt 86.09.604.950查成大先主編機械設(shè)計手冊第四版第二卷表 6-3-21 得 4.1 mNc 2.134.860摩擦盤工作面的平均直徑 PDdDP 817)5.()(212 式中 d 為軸的直徑。摩擦盤工作面的外直徑 1mP25.08251摩擦盤工作面的內(nèi)直徑 DdP7.61.7.02摩擦盤寬度 b m25.02.5.21 摩擦面對數(shù) m，查成大先主編機械設(shè)計手冊第四版第二卷表 6-3-17，摩擦副材料為淬火鋼，對偶材料為淬火鋼，摩擦因數(shù)取 0.08，許用壓強取 ，許用溫210cmN度120.m78.610.8)75.602.1(4.33)(81 221 PcDTz圓整為 7.摩擦面片數(shù) z=7+1=8.摩擦片脫開時所需的間隙，因為采用濕式所以 5.02許用傳遞轉(zhuǎn)矩 cpTcTvPcp KmD121)(8 mNTcp 2.1345.6318.008.7654.327因為 smnDvpm49.360814.360,.,8.1TvKK壓緊力 Q NmDTpc 2.491708.132摩擦面壓強 p p)(42122109.65.3. cmNcpTc需 傳 遞 的 轉(zhuǎn) 矩 ， 136械 設(shè) 計 手 冊 】 表工 作 儲 備 系 數(shù) ， 見 【 機 15m， 干 式摩 擦 面 對 數(shù) ， 通 常 濕 式外 摩 擦 盤 數(shù)1i內(nèi) 摩 擦 盤 數(shù)2 1mizz21摩 擦 盤 總 數(shù) ， 736計 手 冊 】 表摩 擦 因 數(shù) ， 查 【 機 械 設(shè) 1cp2查 【 機 械 設(shè) 計 手 冊 】 表許 用 壓 強 ， N21 機 械 設(shè) 計 手 冊 】 表摩 擦 片 修 正 系 數(shù) ， 見 【K36械 設(shè) 計 手 冊 】 表速 度 修 正 系 數(shù) ， 見 【 機v【 機 械 設(shè) 計 手 冊 】 表結(jié) 合 次 數(shù) 修 正 系 數(shù) ， 見T根據(jù)機械設(shè)計手冊編委會主編機械設(shè)計手冊 單行本聯(lián)軸器、離合器與制動器表 22.7-7 選用帶滾動軸承的多片雙聯(lián)摩擦離合器，因為安裝在箱內(nèi)，所以采取濕式。結(jié)構(gòu)形式見機械設(shè)計手冊編委會主編機械設(shè)計手冊 單行本聯(lián)軸器、離合器與制動器表 22.7-7 圖（a） 。表 4.1特征參數(shù)圖 許用轉(zhuǎn)距 重量/kg 轉(zhuǎn)動慣量/ 2mkg接合 脫開28號 mNT 內(nèi)部 外部 力/N 力/N圖 a 120 4.7 0.0035 0.0050 170 100表 4.2主要尺寸B圖號許用轉(zhuǎn)矩 mNTD maxA閉式開式c maxE F G圖 a 120 18 32 - 108 100 18 32 60 45 70表 4.3主要尺寸圖號H J 1l2L 12L3R S a 1s圖 a 85 47 51 81 152 65 64 35 - 10 20 11第 5 章 主要零部件的選擇 5.1 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600929III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7012C5.2 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 5.3 變速操縱機構(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 6 章 校核6.1 剛度校核（1） 軸撓度校核單一載荷下，軸中心處的撓度采用文獻【5】中的公式計算：:30YmZnDxNLYba 43375.09.1L-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的距離；iaiN-軸傳遞的全功率；校核合成撓度YYbabah cos22-輸入扭距齒輪撓度；-輸出扭距齒輪撓度b；)(2-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)計算得： =0.026； =0.084； =0.160；2ay3ay1ay=0.205； =0.088； =0.025。5b4b6b合成撓度 =0.238cos251521aahY查文獻【6】 ，帶齒輪軸的許用撓度 =5/10000*Ly即 =0.268。y因合成撓度小于許用撓度，故軸的撓度滿足要求。（2） 軸扭轉(zhuǎn)角的校核傳動軸在支承點 A，B 處的傾角 可按下式近似計算：BA,radlyhA3將上式計算的結(jié)果代入得：rBA052.由文獻【6】 ，查得支承處的 =0.001因 0.001，故軸的轉(zhuǎn)角也滿足要求。.BA1寧XX 大學(xué)課 程 設(shè) 計 (論 文 )中型普通車床主軸箱設(shè)計（題目 12）所 在 學(xué) 院專 業(yè)班 級姓 名學(xué) 號指 導(dǎo) 老 師年 月 日2摘 要設(shè)計機床得主傳動變速系統(tǒng)時首先利用傳動系統(tǒng)設(shè)計方法求出理想解和多個合理解。根據(jù)數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)及主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性要求，分析了機電關(guān)聯(lián)分級調(diào)速主傳動系統(tǒng)的設(shè)計原理和方法。從主傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)網(wǎng)入手，確定最佳機床主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性匹配方案，計算和校核相關(guān)運動參數(shù)和動力參數(shù)。本說明書著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設(shè)計步驟和設(shè)計方法，根據(jù)已確定的運動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標(biāo)，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設(shè)計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡化結(jié)構(gòu)，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設(shè)計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設(shè)計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。關(guān)鍵詞 分級變速；傳動系統(tǒng)設(shè)計,傳動副，結(jié)構(gòu)網(wǎng)，結(jié)構(gòu)式，齒輪模數(shù)，傳動比4目 錄摘 要.2目 錄.4第 1 章 緒論.61.1 課程設(shè)計的目的 61.2 課程設(shè)計的內(nèi)容 .61.2.1 理論分析與設(shè)計計算 .61.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計 .61.2.3 編制技術(shù)文件 61.3 課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 6第 2 章 車床參數(shù)的擬定.82.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù) .82.2 擬定參數(shù)的步驟和方法 .82.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin .82.2.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速 82.2.3 主電機功率 動力參數(shù)的確定 .92.2.4 確定結(jié)構(gòu)式 92.2.5 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 92.1.5 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 102.2 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 112.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 11第 3 章 傳動件的計算.133.1 帶傳動設(shè)計 133.2 選擇帶型 .143.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗證帶速 .143.4 確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長度并驗算小輪包角 .153.5 確定帶的根數(shù) z163.6 確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 .1653.7 確定帶的張緊裝置 .163.8 計算壓軸力 .163.9 計算轉(zhuǎn)速的計算 183.10 齒輪模數(shù)計算及驗算 193.11 傳動軸最小軸徑的初定 243.12 主軸合理跨距的計算 24第 4 章 摩擦離合器的選擇和計算.25第 5 章 主要零部件的選擇.285.1 軸承的選擇 285.2 鍵的規(guī)格 295.3 變速操縱機構(gòu)的選擇 .29第 6 章 校核.296.1 剛度校核 296.2 軸承壽命校核 30結(jié) 論.32參考文獻.33致 謝.346第 1 章 緒論1.1 課程設(shè)計的目的課程設(shè)計是在學(xué)完本課程后，進行一次學(xué)習(xí)設(shè)計的綜合性練習(xí)。通過課程設(shè)計，使學(xué)生能夠運用所學(xué)過的基礎(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課和專業(yè)課的有關(guān)理論知識，及生產(chǎn)實習(xí)等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學(xué)知識的目的。通過課程設(shè)計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構(gòu)，進行選擇和改進；結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計，進行設(shè)計計算并編寫技術(shù)文件；完成系統(tǒng)主傳動設(shè)計，達到學(xué)習(xí)設(shè)計步驟和方法的目的。通過設(shè)計，掌握查閱相關(guān)工程設(shè)計手冊、設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)和資料的方法，達到積累設(shè)計知識和設(shè)計技巧，提高學(xué)生設(shè)計能力的目的。通過設(shè)計，使學(xué)生獲得機械系統(tǒng)基本設(shè)計技能的訓(xùn)練，提高分析和解決工程技術(shù)問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設(shè)計創(chuàng)造一定的條件。1.2 課程設(shè)計的內(nèi)容課程設(shè)計內(nèi)容由理論分析與設(shè)計計算、圖樣技術(shù)設(shè)計和技術(shù)文件編制三部分組成。1.2.1 理論分析與設(shè)計計算（1）機械系統(tǒng)的方案設(shè)計。設(shè)計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。（2）根據(jù)總體設(shè)計參數(shù)，進行傳動系統(tǒng)運動設(shè)計和計算。（3）根據(jù)設(shè)計方案和零部件選擇情況，進行有關(guān)動力計算和校核。1.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計（1）選擇系統(tǒng)中的主要機件。（2）工程技術(shù)圖樣的設(shè)計與繪制。1.2.3 編制技術(shù)文件（1）對于課程設(shè)計內(nèi)容進行自我經(jīng)濟技術(shù)評價。（2）編制設(shè)計計算說明書。1.3 課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求題目：中型普通車床主軸箱設(shè)計技術(shù)參數(shù)：7題目 12 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)max正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )mir電機功率N（kw） 公比 轉(zhuǎn)速級數(shù) Z320 200 5.5 1.26 88第 2 章 車床參數(shù)的擬定2.1 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)max正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )mir電機功率N（kw） 公比 轉(zhuǎn)速級數(shù) Z320 200 5.5 1.26 82.2 擬定參數(shù)的步驟和方法2.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin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 1.1加 工 條 件 Vmax(m/min) Vmin(m/min)硬質(zhì)合金刀具粗加工鑄鐵工件 3050硬質(zhì)合金刀具半精或精加工碳鋼工件150300螺紋加工和鉸孔 382.2.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速計算車床主軸極限轉(zhuǎn)速時的加工直徑，則主軸極限轉(zhuǎn)速應(yīng)為：在 中考慮車螺紋和鉸孔時，其加工的最大直徑應(yīng)根據(jù)實際加工情況選取 0.1Dmmmin左右。即 =200r/min，取in 26.1依據(jù)題目要求選級數(shù) Z=8， =1.26=1.064考慮到設(shè)計的結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標(biāo)準(zhǔn)的數(shù)列表中查出，按標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速數(shù)列為：9200，250，315，400，500，630，800，10002.2.3 主電機功率動力參數(shù)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(chǎn)需要，又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。根據(jù)題設(shè)條件電機功率為 5.5KW可選取電機為：Y132S-4 額定功率為 5.5KW，滿載轉(zhuǎn)速為 1440r/min.2.2.4 確定結(jié)構(gòu)式已知 Z= x3b2aa、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)滑移齒輪實現(xiàn)變速。取 Z=8 級 則 Z=22 對于 Z=8 可分解為：Z=2 12224。綜合上述可得：主傳動部件的運動參數(shù) =200 Z=8 =1.26max10nmin2.2.5 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結(jié)構(gòu)緊湊的原則,選取傳動方案 Z=212224,易知第二擴大組的變速范圍 r= (P3-1)x=1.264=2.528 滿足要求，其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖 2-1。10圖 2-1 結(jié)構(gòu)網(wǎng) Z=2122242.1.5 繪制轉(zhuǎn)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(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 2-113：1-2 軸最小中心距：A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和:S zmin(Zmax+2+D/m)2.2 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)(1)Sz 100-120,中型機床 Sz=70-100(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-20,m 4圖 2-3 主傳動系統(tǒng)圖（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設(shè)計要求 Zmin1820,齒數(shù)和Sz100120，由表 4.1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表 2-2。表 2-2 齒輪齒數(shù)基本組 第一擴大組 第二擴大組傳動比1:1 1:58 1:1.26 1:1 1.26：1 1：2代號 Z1Z Z 2Z Z3Z Z4Z Z5 Z5 Z6Z 齒數(shù) 48 48 37 59 36 46 41 31 50 40 30 60122.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不應(yīng)超過10( -1),即10( -1)n標(biāo) 準(zhǔn) 轉(zhuǎn) 速標(biāo) 準(zhǔn) 轉(zhuǎn) 速實 際 轉(zhuǎn) 速 因此滿足要求。各級轉(zhuǎn)速誤差n 1000 800 630 500 400 315 250 200n 1000 782.6 630 491.3 400 311.5 250 196.8誤差 0 2.1 0 2.1 0 2.1 0 2.1轉(zhuǎn)速誤差小于2.6，因此不需要修改齒數(shù)。13第 3 章 傳動件的計算3.1 帶傳動設(shè)計輸出功率 P=5.5kW,轉(zhuǎn)速 n1=1440r/min,n2=850r/min3.1.1 計算設(shè)計功率 Pd edAdPK表 4 工作情況系數(shù) AK原動機類 類一天工作時間 /h工作機 101016 1601016 16載荷平穩(wěn)液體攪拌機；離心式水泵；通風(fēng)機和鼓風(fēng)機（） ；離心式壓縮機；7.5kW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(fēng)機（ ） ；發(fā)電機；旋7.5k轉(zhuǎn)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(fù)式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6載荷變動很破碎機（旋轉(zhuǎn)式、顎式等） ；球磨機；棒磨機；起重機；1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.814大 挖掘機；橡膠輥壓機根據(jù) V 帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16 小時） ，查機械設(shè)計P 296表 4，取 KA1.1。即 1.56.05kWdAedPK3.2 選擇帶型普通 V 帶的帶型根據(jù)傳動的設(shè)計功率 Pd 和小帶輪的轉(zhuǎn)速 n1 按機械設(shè)計P297 圖1311 選取。根據(jù)算出的 Pd6.05kW 及小帶輪轉(zhuǎn)速 n11440r/min ，查圖得：d d=80100 可知應(yīng)選取 A 型 V 帶。3.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗證帶速由機械設(shè)計P 298表 137 查得，小帶輪基準(zhǔn)直徑為 80100mm則取 dd1=100mm ddmin.=75 mm（d d1根據(jù) P295表 13-4 查得）表 3 V 帶帶輪最小基準(zhǔn)直徑 mind槽型 Y Z A B C D Emind20 50 75 125 200 355 5001521 240=1.8,10.8=mddi所 以 由機械設(shè)計P 295表 13-4 查“V 帶輪的基準(zhǔn)直徑” ，得 =180mm2d 誤差驗算傳動比： （ 為彈性滑動率）21 .04()0(12%)di誤 誤差 符合要求1.40%.5i誤 帶速 110v=7.4/66dnms滿足 5m/s300mm，所以宜選用 E 型輪輻式帶輪?？傊?，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。3.7 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。3.8 計算壓軸力由機械設(shè)計P303 表 1312 查得，A 型帶的初拉力 F0119.87N，上面已得到=153.36o，z=6，則1a1a168.32sin=49.7sinN=954.27ooFz17對帶輪的主要要求是質(zhì)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(zhuǎn)速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應(yīng)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(cè)面間的夾角是 40，為了適應(yīng) 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(zhǔn)寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準(zhǔn)線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準(zhǔn)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 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(shù) 外徑 d a 32 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 輪 槽 36 對應(yīng)的基準(zhǔn)直60 - - - - 475 600 1838 徑 d d - 80 118 190 315 475 600 角 極限偏差 1 0.5 V 帶輪按腹板（輪輻）結(jié)構(gòu)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(ddd) 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(jié)構(gòu)類型根據(jù)設(shè)計結(jié)果，可以得出結(jié)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）3.9 計算轉(zhuǎn)速的計算（1）主軸的計算轉(zhuǎn)速n j，由公式n =n 得，主軸的計算轉(zhuǎn)速n j=294r/min，jmin)13/(z取315 r/min。(2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 軸3=500 r/min，軸2=500r/min，軸1=800r/min。（2）確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。表 3-1 各軸計算轉(zhuǎn)速（3） 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。軸 號 軸 軸 軸計算轉(zhuǎn)速 r/min 800 500 50019表 3-2 齒輪副計算轉(zhuǎn)速序號 Z1Z 2Z3Z 4Z5n j800 800 500 500 5003.10 齒輪模數(shù)計算及驗算（1）模數(shù)計算。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度公式進行計算，即 mj=16338 可得各組的模數(shù)，如321)(jjmnuzP表 3-3 所示。根據(jù) 和 計算齒輪模數(shù)，根據(jù)其中較大值取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：jmw=16338 =16338 mmj321)(jjnuzP3213JmsniZKu齒輪的最低轉(zhuǎn)速 r/min；N頂定的齒輪工作期限，中型機床推存： =1520T T轉(zhuǎn)速變化系數(shù)； nk功率利用系數(shù)；N材料強化系數(shù)。 q（壽命系數(shù)）的極值skmaxinssk，齒輪等轉(zhuǎn)動件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數(shù) m 和基準(zhǔn)順環(huán)次數(shù) C0工作情況系數(shù)。中等中級的主運動： 1動載荷系數(shù)；2k齒向載荷分布系數(shù)；3齒形系數(shù)； Y根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)公式為： 式中：N計算齒輪轉(zhuǎn)動遞的額定功率 N= dwNk計算齒輪（小齒輪）的計算轉(zhuǎn)速 r/minjn20齒寬系數(shù) ,mmb/8Z1計算齒輪的齒數(shù)，一般取轉(zhuǎn)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i i12Z于內(nèi)嚙合： 命系數(shù)； sTNnqkk：工作期限 ， = ； TTmCn06= =3.49Tk接 310256= =1.8T彎 96=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(dāng) 時，取 = ；sminskmaxskminskmin= =0.85 =1.5； kax1=1.2 =1 =0.378 23Y許用彎曲應(yīng)力，接觸應(yīng)力，( )paM=354 =1750 WpaJ6 級材料的直齒輪材料選；20 熱處理 S-C59irTC3=16338 mmjm213JmsniZK根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)齒輪模數(shù)系數(shù)選用模數(shù)為: 基本組齒輪模數(shù)為 2.5，第一擴大組齒輪模數(shù)m=2.5，第二擴大組齒輪模數(shù) m=3; 表 3-3 模數(shù)21（2）基本組齒輪計算?；窘M齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z1 Z1 Z2 Z2齒數(shù) 48 48 37 59分度圓直徑 120 120 92.5 147.5齒頂圓直徑 125 125 97.5 152.5齒根圓直徑 113.75 113.75 86.25 141.25齒寬 20 20 20 20按基本組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度 241HB286HB，平均取260HB，大齒輪用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 229HB286HB ，平均取 240HB。計算如下： 齒面接觸疲勞強度計算：接觸應(yīng)力驗算公式為jfsj MPauBnNKzm)()1(02832彎曲應(yīng)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(zhuǎn)速（ r/min）. =500（r/min）;jnjm-初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=2.5（mm）;B-齒寬（mm）;B=25（mm）;組號 基本組 第一擴大組 第二擴大組模數(shù) mm 2.5 2.5 322z-小齒輪齒數(shù)；z=19;u-小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2.78;-壽命系數(shù)；sK=sTnNKq-工作期限系數(shù)；TmTC016T-齒輪工作期限，這里取 T=15000h.;-齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）, =500（r/min）1n1n-基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取 =0C0C70C612m-疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取 m=3；彎曲載荷取 m=6;-轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，查【5】2 上，取 =0.60nKnK-功率利用系數(shù)，查 【5】2 上，取 =0.78N N-材料強化系數(shù)，查【5】2 上， =0.60q q-工作狀況系數(shù)，取 =1.13K3K-動載荷系數(shù)，查【5】2 上，取 =12-齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2 上， =1 1 1KY-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；j j-許用彎曲應(yīng)力（ MPa） ，查【4】 ，表 4-7，取 =275 Mpa；w w根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa jj23=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 Z3 Z3 Z4 Z4齒數(shù) 41 41 36 46分度圓直徑 102.5 102.5 90 115齒頂圓直徑 107.5 107.5 95 120齒根圓直徑 96.25 96.25 83.75 108.75齒寬 20 20 20 20（4）第二擴大組齒輪計算。擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z5 Z5 Z6 Z6齒數(shù) 50 40 30 60分度圓直徑 150 120 90 180齒頂圓直徑 156 126 96 186齒根圓直徑 142.5 112.5 82.5 172.5齒寬 24 24 24 24按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度 241HB286HB，平均取 260HB，大齒輪用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 229HB286HB ，平均取 240HB。同理根據(jù)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：24=619 Mpa jj=135Mpa ww3.11 傳動軸最小軸徑的初定由【5】式 6，傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計算：d=1.64 （mm）4Tn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 ；JnNN-該軸傳遞的功率（KW）-該軸的計算轉(zhuǎn)速jn-該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角， = 。01各軸最小軸徑如表 3-3。表 3-3 最小軸徑3.12 主軸合理跨距的計算由于電動機功率 P=5.5kw，根據(jù)【1】表 3.20，前軸徑應(yīng)為 6090mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的 d2=（ 0.70.9）d 1，取 d2=60mm。根據(jù)設(shè)計方案，前軸承為NN3016K 型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量 a=120mm，主軸孔徑為 30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩 T=9550 =9550 =424.44N.mnP5.31軸 號 軸 軸最小軸徑 mm 35 4025設(shè)該機床為車床的最大加工直徑為 320mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的 50%，這里取 55%，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(shè) l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力 RA 和 RB 分別為RA=F =5272.65 =7908.97Nla2401RB=F =5272.65 =2636.325Nl根據(jù) 文獻【1】式 3.7 得：Kr=3.39 得前支承的剛度：K A= 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos1689.69 N/ ；K B= 785.57 N/ ； = =2.15mmBAK57.6主軸的當(dāng)量外徑 de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為I= =113.810-8m464)03.7.(= = =0.143aKEA6381.980.2查【1】圖 3-38 得 =2.0，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距 =1202.0=240mml0 0l合理跨距為（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=360mm。0l根據(jù)結(jié)構(gòu)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。第 4 章 摩擦離合器的選擇和計算 片式摩擦離合器目前在機床中應(yīng)用廣泛，因為它可以在運轉(zhuǎn)中接通或脫開，具有結(jié)合平穩(wěn)、沒有沖擊、結(jié)構(gòu)緊湊的特點，部分零件已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，多用于機床主傳動。26按扭矩選擇，即： 根據(jù)成大先主編機械設(shè)計手冊第四版第二卷和機械設(shè)計手冊編委會主編機械設(shè)計手冊 單行本聯(lián)軸器、離合器與制動器表 6-3-20，計算轉(zhuǎn)矩 ，tcT mNt 86.09.604.950查成大先主編機械設(shè)計手冊第四版第二卷表 6-3-21 得 4.1 mNc 2.134.860摩擦盤工作面的平均直徑 PDdDP 817)5.()(212 式中 d 為軸的直徑。摩擦盤工作面的外直徑 1mP25.08251摩擦盤工作面的內(nèi)直徑 DdP7.61.7.02摩擦盤寬度 b m25.02.5.21 摩擦面對數(shù) m，查成大先主編機械設(shè)計手冊第四版第二卷表 6-3-17，摩擦副材料為淬火鋼，對偶材料為淬火鋼，摩擦因數(shù)取 0.08，許用壓強取 ，許用溫210cmN度120.m78.610.8)75.602.1(4.33)(81 221 PcDTz圓整為 7.摩擦面片數(shù) z=7+1=8.摩擦片脫開時所需的間隙，因為采用濕式所以 5.02許用傳遞轉(zhuǎn)矩 cpTcTvPcp KmD121)(8 mNTcp 2.1345.6318.008.7654.327因為 smnDvpm49.360814.360,.,8.1TvKK壓緊力 Q NmDTpc 2.491708.132摩擦面壓強 p p)(42122109.65.3. cmNcpTc需 傳 遞 的 轉(zhuǎn) 矩 ， 136械 設(shè) 計 手 冊 】 表工 作 儲 備 系 數(shù) ， 見 【 機 15m， 干 式摩 擦 面 對 數(shù) ， 通 常 濕 式外 摩 擦 盤 數(shù)1i內(nèi) 摩 擦 盤 數(shù)2 1mizz21摩 擦 盤 總 數(shù) ， 736計 手 冊 】 表摩 擦 因 數(shù) ， 查 【 機 械 設(shè) 1cp2查 【 機 械 設(shè) 計 手 冊 】 表許 用 壓 強 ， N21 機 械 設(shè) 計 手 冊 】 表摩 擦 片 修 正 系 數(shù) ， 見 【K36械 設(shè) 計 手 冊 】 表速 度 修 正 系 數(shù) ， 見 【 機v【 機 械 設(shè) 計 手 冊 】 表結(jié) 合 次 數(shù) 修 正 系 數(shù) ， 見T根據(jù)機械設(shè)計手冊編委會主編機械設(shè)計手冊 單行本聯(lián)軸器、離合器與制動器表 22.7-7 選用帶滾動軸承的多片雙聯(lián)摩擦離合器，因為安裝在箱內(nèi)，所以采取濕式。結(jié)構(gòu)形式見機械設(shè)計手冊編委會主編機械設(shè)計手冊 單行本聯(lián)軸器、離合器與制動器表 22.7-7 圖（a） 。表 4.1特征參數(shù)圖 許用轉(zhuǎn)距 重量/kg 轉(zhuǎn)動慣量/ 2mkg接合 脫開28號 mNT 內(nèi)部 外部 力/N 力/N圖 a 120 4.7 0.0035 0.0050 170 100表 4.2主要尺寸B圖號許用轉(zhuǎn)矩 mNTD maxA閉式開式c maxE F G圖 a 120 18 32 - 108 100 18 32 60 45 70表 4.3主要尺寸圖號H J 1l2L 12L3R S a 1s圖 a 85 47 51 81 152 65 64 35 - 10 20 11第 5 章 主要零部件的選擇 5.1 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600929III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7012C5.2 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 5.3 變速操縱機構(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 6 章 校核6.1 剛度校核（1） 軸撓度校核單一載荷下，軸中心處的撓度采用文獻【5】中的公式計算：:30YmZnDxNLYba 43375.09.1L-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的距離；iaiN-軸傳遞的全功率；校核合成撓度YYbabah cos22-輸入扭距齒輪撓度；-輸出扭距齒輪撓度b；)(2-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)計算得： =0.026； =0.084； =0.160；2ay3ay1ay=0.205； =0.088； =0.025。5b4b6b合成撓度 =0.238cos251521aahY查文獻【6】 ，帶齒輪軸的許用撓度 =5/10000*Ly即 =0.268。y因合成撓度小于許用撓度，故軸的撓度滿足要求。（2） 軸扭轉(zhuǎn)角的校核傳動軸在支承點 A，B 處的傾角 可按下式近似計算：BA,radlyhA3將上式計算的結(jié)果代入得：rBA052.由文獻【6】 ，查得支承處的 =0.001因 0.001，故軸的轉(zhuǎn)角也滿足要求。.BA