最大加工直徑為ф500mm普通車床的主傳動部件設(shè)計論文

1、<p>　　最大加工直徑為Ф500mm普通車床的主傳動部件設(shè)計</p><p>　　院(系) 部： 機(jī)械工程系</p><p><b>　　學(xué)生姓名：</b></p><p><b>　　指導(dǎo)教師： </b></p><p>　　專 業(yè)： 機(jī)械設(shè)計制造及其自動化</p&g

2、t;<p><b>　　班 級： </b></p><p><b>　　完成時間： </b></p><p><b>　　目錄</b></p><p>　　1.車床參數(shù)的擬定- ---------------------------------------------------

3、---2</p><p>　　1.1車床主參數(shù)和基本參數(shù)------------------------------------------------2</p><p>　　1.1.1擬定參數(shù)的步驟和方法----------------------------------------------2</p><p>　　2.運(yùn)動設(shè)計- ---------------

4、---------------------------------------------4</p><p>　　2.1傳動結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇確定-----------------------------------------4</p><p>　　2.1.1傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目------------------------------------4</p>

5、<p>　　2.1.2傳動系統(tǒng)擴(kuò)大順序的安排 -------------------------------------------4</p><p>　　2.1.3繪制結(jié)構(gòu)網(wǎng)--------------------------------------------------------4</p><p>　　2.1.4傳動組的變速范圍的極限值------------------

6、------------------------5</p><p>　　2.1.5最大擴(kuò)大組的選擇--------------------------------------------------5</p><p>　　2.2轉(zhuǎn)速圖的擬定--------------------------------------------------------6</p><p&g

7、t;　　2.2.1主電機(jī)的選定------------------------------------------------------6</p><p>　　2.3齒輪齒數(shù)的確定及傳動系統(tǒng)圖的繪制------------------------------------7</p><p>　　2.3.1齒輪齒數(shù)的確定的要求---------------------------------

8、-------------7</p><p>　　2.3.2變速傳動組中齒輪齒數(shù)的確定----------------------------------------8</p><p>　　3.強(qiáng)度計算和結(jié)構(gòu)草圖設(shè)計-- --------------------------------------------11</p><p>　　3.1確定計算轉(zhuǎn)速-------

9、------------------------------------------------11</p><p>　　3.1.1主軸的計算轉(zhuǎn)速---------------------------------------------------11</p><p>　　3.1.2中間傳動件的計算轉(zhuǎn)速--------------------------------------------

10、-11</p><p>　　3.1.3齒輪的計算轉(zhuǎn)速---------------------------------------------------12</p><p>　　3.2傳動軸的估算和驗算-------------------------------------------------12</p><p>　　3.2.1傳動軸直徑的估算-------

11、------------------------------------------12</p><p>　　3.2.2主軸的設(shè)計與計算-------------------------------------------------13</p><p>　　3.2.3主軸材料與熱處理-------------------------------------------------16&l

12、t;/p><p>　　3.3齒輪模數(shù)的估算和計算-----------------------------------------------16</p><p>　　3.3.1齒輪模數(shù)的估算---------------------------------------------------16</p><p>　　3.3.2齒輪模數(shù)的驗算--------------

13、-------------------------------------19</p><p>　　3.4軸承的選擇與校核---------------------------------------------------24</p><p>　　3.4.1一般傳動軸上的軸承選擇-------------------------------------------24</p>

14、<p>　　3.4.2主軸軸承的類型---------------------------------------------------25</p><p>　　3.4.3軸承間隙調(diào)整-----------------------------------------------------25</p><p>　　3.4.4軸承的校核--------------------

15、-----------------------------------26</p><p>　　3.5摩擦離合器的選擇與驗算---------------------------------------------26</p><p>　　3.5.1按扭矩選擇-------------------------------------------------------27</p>

16、;<p>　　3.5摩擦離合器的選擇與驗算---------------------------------------------27</p><p>　　3.5.1按扭矩選擇-------------------------------------------------------27</p><p>　　3.5.2外摩擦片的內(nèi)徑d- -----------------

17、-------------------------------28</p><p>　　3.5.3選擇摩擦片尺寸(自行設(shè)計)-----------------------------------------28</p><p>　　3.5.4計算摩擦面的對數(shù)Z------------------------------------------------28</p><

18、p>　　3.5.5摩擦片片數(shù) ------------------------------------------------------29參考文獻(xiàn)- -------------------------------------------------------------30</p><p><b>　　1.車床參數(shù)的擬定</b></p><p>　　1.1

19、車床主參數(shù)和基本參數(shù)</p><p>　　1.1.1擬定參數(shù)的步驟和方法</p><p>　　1）極限切削速度Vmax、Vmin</p><p>　　根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：</p><p>　　允許的切速極限參考值如下：</p><p><b>　　表 1.1</b><

20、;/p><p>　　根據(jù)給出條件，取Vmax=300 m/min </p><p><b>　　2）主軸的極限轉(zhuǎn)速</b></p><p>　　計算車床主軸極限轉(zhuǎn)速時的加工直徑，按經(jīng)驗分別取K=0.5,Rn=0.25。則主軸極限轉(zhuǎn)速應(yīng)為：</p><p>　　取標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列數(shù)值，即 =1600r/min</p>

21、<p>　　取標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列數(shù)值，即=35.5r/min</p><p><b>　　轉(zhuǎn)速范圍Rn=</b></p><p>　　轉(zhuǎn)速范圍Rn==43.0r/min</p><p>　　3）主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)Z和公比</p><p><b>　　已知</b></p><p>&

22、lt;b>　　Rn=</b></p><p><b>　　Rn=Z-1</b></p><p>　　以和代入R=式，得R=12.7和43.8，因為=43.0，所以選取=1.41。</p><p>　　考慮到設(shè)計的結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度要適中，并要求最好采用特殊形式的變速系統(tǒng)。選取級數(shù)Z=12。各級轉(zhuǎn)速數(shù)列直接從標(biāo)準(zhǔn)的數(shù)列表中查出，按標(biāo)準(zhǔn)

23、轉(zhuǎn)速數(shù)列為：</p><p>　　35.5， 50， 71， 100， 140， 200， </p><p>　　280, 400, 560，800， 1120, 1600</p><p>　　綜合上述可得：主傳動部件的運(yùn)動參數(shù) </p><p>　　=35.5 Z=12 =1.41</p><p>　　

24、4）主電機(jī)功率——動力參數(shù)的確定</p><p>　　合理地確定電機(jī)功率N，使機(jī)床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機(jī)經(jīng)常輕載而降低功率因素。</p><p>　　中型普通車床典型重切削條件下的用量</p><p>　　刀具材料：YT15工件材料45號鋼，切削方式：車削外圓</p><p>　　查表可知：切深ap=3.5mm 進(jìn)給量

25、f(s)=0.35mm/r</p><p>　　切削速度V=90m/min</p><p>　　功率估算法用的計算公式</p><p><b>　　a 主切削力：</b></p><p>　　Fz=1900apf0.75=19000.75=3026N</p><p><b>　　b

26、切削功率： </b></p><p>　　N切=KW=KW=4.45KW</p><p>　　c 估算主電機(jī)功率： </p><p>　　N===5.5KW </p><p>　　可選取電機(jī)為：Y132S-4額定功率為5.5KW，滿載轉(zhuǎn)速為1440r/min.</p><p><b>　　2

27、.運(yùn)動設(shè)計</b></p><p>　　2.1傳動結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇確定</p><p>　　2.1.1傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目</p><p>　　級數(shù)為Z的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳遞組組成，各傳動組分別有Z1、Z2、Z3、…個傳動副.即</p><p><b>　　Z=Z1Z2Z3…</b><

28、;/p><p>　　傳動副數(shù)由于結(jié)構(gòu)的限制以2或3為適合，即變速級數(shù)Z應(yīng)為2和3的因子：</p><p><b>　　即</b></p><p><b>　　Z=2a3b</b></p><p>　　實現(xiàn)12級主軸轉(zhuǎn)速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副的組合:</p><p>　　

29、1) 12=3×4 2) 12=4×3</p><p>　　3) 12=3×2×2 4) 12=2×3×2</p><p>　　5) 12=2×2×3</p><p>　　按照傳動副“前多后少”的原則選擇Z=3×

30、;2×2這一方案，但主軸換向采用雙向片式摩擦離合器結(jié)構(gòu)，致使Ⅰ軸的軸向尺寸過大，所以此方案不宜采用，而應(yīng)先擇12=2×3×2。</p><p>　　方案4）是比較合理的</p><p><b>　　12=2×3×2</b></p><p>　　2.1.2 傳動系統(tǒng)擴(kuò)大順序的安排</p>

31、;<p>　　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：</p><p>　　1) 12=21×32×26 2) 12=21×34×22</p><p>　　3) 12=23×31×26 4) 12=26×31×23

32、</p><p>　　5) 12=22×34×21 6) 12=26×32×21</p><p>　　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)計的結(jié)構(gòu)將會出現(xiàn)兩個問題：</p><p>　　第一變速組采用降速傳動時，由于摩擦離合器徑向結(jié)構(gòu)尺寸限制，使得

33、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，從而使整個傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)尺寸增大。這種傳動不宜采用。</p><p>　　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。</p><p>　

34、　如果采用Z=××這一方案則可解決上述存在的問題。</p><p>　　2.1.3 繪制結(jié)構(gòu)網(wǎng)</p><p><b>　　圖2.1結(jié)構(gòu)網(wǎng)</b></p><p>　　2.1.4 傳動組的變速范圍的極限值</p><p>　　齒輪傳動最小傳動比Umin1/4,最大傳動比Umax,決定了一個傳動組的最大

35、變速范圍rmax=umax/umin。</p><p>　　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。</p><p>　　極限傳動比及指數(shù)X,X,值為：</p><p><b>　　表2.1</b></p><p>　　2.1.5最大擴(kuò)大組的選擇</p><p>　　正常連續(xù)

36、的順序擴(kuò)大組的傳動的傳動結(jié)構(gòu)式為：</p><p>　　Z=Z1[1]Z2[Z1]Z3[Z1Z2]</p><p>　　最后擴(kuò)大組的變速范圍</p><p>　　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：</p><p><b>　　表2.2</b></p><p>　　最后擴(kuò)大組的傳動副

37、數(shù)目Z3=2時的轉(zhuǎn)速范圍遠(yuǎn)比Z3=3時大</p><p>　　因此，在機(jī)床設(shè)計中，因要求的R較大，最后擴(kuò)大組應(yīng)取2更為合適。</p><p>　　同時，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。</p><p>　　2.2 轉(zhuǎn)

38、速圖的擬定</p><p>　　運(yùn)動參數(shù)確定以后，主軸各級轉(zhuǎn)速就已知，切削耗能確定了電機(jī)功率。在此基礎(chǔ)上，選擇電機(jī)型號，確定各中間傳動軸的轉(zhuǎn)速，這樣就擬定主運(yùn)動的轉(zhuǎn)速圖，使主運(yùn)動逐步具體化。</p><p>　　2.2.1主電機(jī)的選定</p><p><b>　　1）電機(jī)功率N：</b></p><p>　　中型機(jī)床上，

39、一般都采用三相交流異步電動機(jī)作為動力源。</p><p>　　根據(jù)機(jī)床切削能力的要求確定電機(jī)功率：</p><p><b>　　N=5.5KW</b></p><p><b>　　電機(jī)轉(zhuǎn)速：</b></p><p>　　選用時，要使電機(jī)轉(zhuǎn)速與主軸最高轉(zhuǎn)速和I軸轉(zhuǎn)速相近或相宜，以免采用過大的升速或過小

40、的降速傳動。</p><p>　　=1440r/min</p><p>　　3）分配降速比: </p><p>　　該車床主軸傳動系統(tǒng)共設(shè)有四個傳動組其中有一個是帶傳動。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。</p><p>　　u總=/ =35.5/1440=1/40.6</p>

41、;<p>　　分配總降速傳動比時，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。</p><p>　　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軸的最下點向上4格，找到Ⅲ上對應(yīng)的點，

42、連接對應(yīng)的兩點即為Ⅲ-Ⅳ軸的最小傳動比。</p><p>　　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/ψ3，連接各線。</p><p>　　c 根據(jù)個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 <

43、/p><p><b>　　圖2.2轉(zhuǎn)速圖</b></p><p>　　2.2 帶輪直徑的確定</p><p>　　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(jié)構(gòu)簡單，但尺寸大，機(jī)床中常用作電機(jī)輸出軸的定比傳動。</p><p>　　根據(jù)擬定的轉(zhuǎn)速圖上的各傳動

44、件的傳動比，可以確定帶輪直徑。</p><p>　　2.2.1選擇三角帶型號</p><p>　　一般機(jī)床上都采用三角帶。根據(jù)電機(jī)轉(zhuǎn)速和功率查圖即可確定型號。應(yīng)使傳動帶數(shù)為3—5根為佳。</p><p><b>　　根據(jù)公式：</b></p><p>　　=1.15.5=6.05Kw</p><p&g

45、t;　　式中 ——電機(jī)的額定功率</p><p><b>　　——工作情況系數(shù)</b></p><p>　　車床的起動載荷輕，工作載荷穩(wěn)定，二班制工作時，取=1.1。</p><p>　　式中P---電動機(jī)額定功率，--工作情況系數(shù) </p><p>　　查《機(jī)械設(shè)計》圖8-8因此選擇B型帶。</p>

46、;<p>　　2.2.2確定帶輪的最小直徑</p><p>　　帶輪的直徑越小，帶的彎曲應(yīng)力就越大，為提高帶的使用壽命，小帶輪直徑不宜過小，要求大于許用最小帶輪直徑。</p><p>　　查表得，B型帶推薦值 =140mm</p><p>　　2.2.3計算大帶輪直徑</p><p><b>　　根據(jù)公式：</b

47、></p><p>　　==2.03140（1-0.02）=278.5mm</p><p>　　取圓整值=279mm</p><p>　　式中 ——小帶輪轉(zhuǎn)速r/min</p><p>　　——大帶輪轉(zhuǎn)速r/min</p><p>　　——帶的滑動系數(shù)，一般取0.02</p><p>

48、　　2.2.4確定三角帶速度v</p><p>　　v===10.55m/s</p><p>　　2.2.5初定中心距</p><p>　　帶輪的中心距，通常根據(jù)機(jī)床總體布局初步選定，一般可以在下列范圍內(nèi)選?。?lt;/p><p>　　=(0.6——2)(+)=1.8754.2mm</p><p>　　中心距過小，將降低帶

49、的壽命;中心距過大時，會引起振動。中型車床電機(jī)軸至變速箱帶輪軸的中心距一般為750——850mm。</p><p>　　2.2.6確定三角帶的計算長度及內(nèi)周長</p><p>　　三角帶的計算長度是通過三角帶截面重心的長度。</p><p>　　=2+=2754.2+1.57+6.40=1516.37mm</p><p>　　將算出的數(shù)值圓整

50、到標(biāo)準(zhǔn)的計算長度L，并從表中查出相應(yīng)的內(nèi)周長度。通過截面中心的計算長度L=+Y，Y為修正值，作為訂購和標(biāo)記時用。</p><p>　　L=1600mm ；=1600-33=1567mm</p><p>　　2.2.7驗算三角帶的撓曲次數(shù)u</p><p>　　u==m/s=13.240次/s</p><p>　　式中 m——帶輪個數(shù)。

51、</p><p>　　2.2.8確定實際中心距</p><p>　　A=+=754.2+=796.02mm</p><p>　　取圓整值A(chǔ)=796mm</p><p>　　2.2.9驗算小帶輪包角</p><p><b>　　==</b></p><p>　　2.2.10確

52、定三角帶的根數(shù)</p><p>　　Z==2.30 取Z=3</p><p>　　式中： ——單根三角帶在=、特定長度、平穩(wěn)工作情況下傳遞的功率值</p><p><b>　　——包角系數(shù)</b></p><p>　　2.3 齒輪齒數(shù)的確定及傳動系統(tǒng)圖的繪制</p><p>　　2.3.1齒

53、輪齒數(shù)的確定的要求</p><p>　　可用計算法或查表確定齒輪齒數(shù)，后者更為簡便，根據(jù)要求的傳動比u和初步定出的傳動副齒數(shù)和，查表即可求出小齒輪齒數(shù)。</p><p><b>　　選擇時應(yīng)考慮：</b></p><p>　　1.傳動組小齒輪應(yīng)保證不產(chǎn)生根切。對于標(biāo)準(zhǔn)齒輪，其最小齒數(shù)=18~20</p><p>　　2.

54、齒輪的齒數(shù)和不能太大，以免齒輪尺寸過大而引起機(jī)床結(jié)構(gòu)增大，一般推薦齒數(shù)和≤100-120，常選用在100之內(nèi)。</p><p>　　3同一傳動組中的各對齒輪副的中心距必須保證相等。若模數(shù)相同時，則齒數(shù)和亦應(yīng)相等。但由于傳動比的要求，尤其是在傳動中使用了公用齒輪后，常常滿足不了上述要求。機(jī)床上可用修正齒輪，在一定范圍內(nèi)調(diào)整中心距使其相等。但修正量不能太大，一般齒數(shù)差不能超過3——4個齒。</p>&l

55、t;p>　　4. 防止各種碰撞和干涉</p><p>　　5. 保證強(qiáng)度和防止熱處理變形過大，齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚2mm，一般取5mm，則</p><p>　　圖2.3 齒輪的壁厚</p><p>　　2.3.2 變速傳動組中齒輪齒數(shù)的確定 </p><p>　　1）確定齒輪齒數(shù)

56、 </p><p>　　1. 用計算法確定第一個變速組中各齒輪的齒數(shù)</p><p><b>　　Zj+Zj’=</b></p><p>　　Zj/Zj’ =uj</p><p><b>　　其中</b></p&g

57、t;<p>　　Zj——主動齒輪的齒數(shù)</p><p>　　Zj’——被動齒輪的齒數(shù)</p><p>　　uj——一對齒輪的傳動比</p><p>　　——一對齒輪的齒數(shù)和</p><p>　　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)。</p>&l

58、t;p>　　把Z1的齒數(shù)取大些：</p><p>　　取Z1=Zmin=20則 </p><p><b>　　Z2= =58</b></p><p>　　齒數(shù)和=Z1+Z2=20+58=78</p><p><b>　　同樣根據(jù)公式</b></p><p>　　Z3==

59、39 </p><p>　　2. 用查表法確定第二變速組的齒數(shù)</p><p>　　a 首先在u1、u2、u3中找出最小齒數(shù)的傳動比u1</p><p>　　b 為了避免根切和結(jié)構(gòu)需要，取Zmin=24</p><p>　　c 查表找到u1=1/1.413的倒數(shù)2.82的行找到Zmin=24查表最

60、小齒數(shù)和為92</p><p>　　d 找出可能的齒數(shù)和的各種數(shù)值，這些數(shù)值必須同時滿足各傳動比要求的齒輪齒數(shù)</p><p>　　能同時滿足三個傳動比要求的齒數(shù)和有</p><p>　　=92 96 99 102</p><p>　　e 確定合理的齒數(shù)和</p><p><b>　　=102<

61、;/b></p><p><b>　　依次可以查得</b></p><p>　　Z5=27 Z6=75</p><p>　　Z7=34 Z8=68</p><p>　　Z9=42 Z10=60</p><p>　　同理可得其它的齒輪如下表所示：</p>

62、;<p><b>　　表2.3</b></p><p>　　2）驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差</p><p>　　由于確定的齒輪齒數(shù)所得的實際轉(zhuǎn)速與傳動設(shè)計的理論轉(zhuǎn)速難以完全相符，需要驗算主軸各級轉(zhuǎn)速，最大誤差不得超過±10(ψ-1)%。</p><p>　　主軸各級實際轉(zhuǎn)速值用下式計算</p><p>　　

63、n實=nE×(1-ε)×ua×ub×uc×ud</p><p><b>　　其中 </b></p><p>　　ε——滑移系數(shù)ε=0.2</p><p>　　ua ub uc ud分別為各級的傳動比</p><p>　　轉(zhuǎn)速誤差用主軸實際轉(zhuǎn)速與標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速相對誤差的絕對值表示

64、</p><p>　　⊿n=｜∣≤±10(ψ-1)%</p><p>　　n實1=1440×0.625×0.98×0.35×0.35×0.35=37.8</p><p>　　⊿n=∣(37.8-35.5)/35.5∣=3.8%</p><p>　　同樣其他的實際轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)速誤差如下:&

65、lt;/p><p><b>　　表2.4</b></p><p>　　轉(zhuǎn)速誤差滿足要求。 </p><p><b>　　3） 齒輪的布置</b></p><p>　　為了使變速箱結(jié)構(gòu)緊湊以及考慮主軸適當(dāng)?shù)闹С芯嚯x和散熱條件，其齒輪的布置如下圖2.4所示。</p><p>　　4）

66、繪制主傳動系統(tǒng)圖</p><p>　　按照主傳動轉(zhuǎn)速圖以及齒輪齒數(shù)繪制主傳動系統(tǒng)圖如下2.5所示</p><p>　　圖2.4 齒輪結(jié)構(gòu)的布置</p><p>　　3 .強(qiáng)度計算和結(jié)構(gòu)草圖設(shè)計</p><p>　　3.1 確定計算轉(zhuǎn)速</p><p>　　3.1.1主軸的計算轉(zhuǎn)速</p><p&g

67、t;　　nj=nminψz/3-1</p><p><b>　　z=12</b></p><p><b>　　nj=nminψ3</b></p><p>　　=35.5×2.82=100r/min</p><p>　　3.1.2中間傳動件的計算轉(zhuǎn)速</p><p>

68、　?、筝S上的6級轉(zhuǎn)速分別為：140、200、280、400、560、800r/min.主軸在100r/min以上都可以傳遞全部功率。</p><p>　　Ⅲ軸經(jīng)Z13-Z14傳遞到主軸，這時從140r/min以上的轉(zhuǎn)速全部功率，所以確定最低轉(zhuǎn)速140r/min為Ⅲ軸的計算轉(zhuǎn)速。按上述的方法從轉(zhuǎn)速圖中分別可找到計算轉(zhuǎn)速：Ⅱ軸為400r/min,Ⅰ軸為1120r/min,電動機(jī)軸為1440r/min.</p&g

69、t;<p>　　3.1.3齒輪的計算轉(zhuǎn)速</p><p>　　Z10安裝在Ⅲ軸上，從轉(zhuǎn)速圖可見Z10齒輪本身有6種轉(zhuǎn)速，其要傳遞全部的功率的計算轉(zhuǎn)速為140r/min。</p><p>　　同樣可以確定其余齒輪的轉(zhuǎn)速如下表3.1所示：</p><p><b>　　表3.1</b></p><p>　　3.2

70、傳動軸的估算和驗算</p><p>　　3.2.1傳動軸直徑的估算</p><p>　　傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下列公式估算傳動軸直徑：</p><p><b>　　mm</b></p><p>　　其中：N—該傳動軸的輸入功率</p><p><b>　　KW</b><

71、/p><p>　　Nd—電機(jī)額定功率；</p><p>　　—從電機(jī)到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積</p><p>　　—該傳動軸的計算轉(zhuǎn)速r/min</p><p>　　—每米長度上允許的扭轉(zhuǎn)角(deg/m),可根據(jù)傳動軸的要求選取如表3.2所示</p><p><b>　　表3.2</b>&

72、lt;/p><p>　　對于一般的傳動軸，取=1.5</p><p>　　軸I KW</p><p>　　=1120 r/min </p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　取mm</b></p><p&

73、gt;　　軸II KW</p><p>　　=400 r/min </p><p><b>　　=33.2 mm</b></p><p><b>　　取</b></p><p>　　軸III KW</p><p>　　=140

74、 mm</p><p>　　采用花鍵軸結(jié)構(gòu)，即將估算的傳動軸直徑d減小7%為花鍵軸的直徑，在選相近的標(biāo)準(zhǔn)花鍵。</p><p>　　d1’=32×0.93=29.76</p><p>　　d2’=36×0.93=33.48</p><p>　　d3’=46×0.93=42.78</p><

75、p>　　查表可以選取花鍵的型號其尺寸分別為</p><p>　　軸取 8-32×36×6</p><p>　　軸取 8-36×40×7</p><p>　　軸取 8-46×50×9</p><p>　　3.2.2 主軸的設(shè)計與計算</p><p>

76、　　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）。</p><p><b>　　1）主軸直徑的選擇</b></p><p>　　查表可以選取前支承軸頸直徑</p><p><b>　　D1=90 mm</b></p><p&

77、gt;<b>　　后支承軸頸直徑 </b></p><p>　　D2=(0.7～0.85)D1=63～77 mm </p><p>　　選取 </p><p><b>　　D2=70 mm</b></p><p><b>　　2）主軸內(nèi)徑的選擇&l

78、t;/b></p><p>　　車床主軸由于要通過棒料，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。</p><p>　　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。</p><p>　　推薦：普通車床d/D(或d1/D1)=0.55～0.6</p><p><b>　

79、　其中</b></p><p>　　D——主軸的平均直徑，D=(D1+D2)/2</p><p>　　d1——前軸頸處內(nèi)孔直徑</p><p>　　d=(0.55～0.6)D=44～48 mm</p><p>　　所以，內(nèi)孔直徑取45mm</p><p><b>　　3）前錐孔尺寸</b&g

80、t;</p><p>　　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：</p><p><b>　　莫氏錐度號取5號</b></p><p><b>　　標(biāo)準(zhǔn)莫氏錐度尺寸</b></p><p>　　大端直徑 D=44.399</p><p>　　

81、4）主軸前端懸伸量的選擇</p><p>　　確定主軸懸伸量a的原則是在滿足結(jié)構(gòu)要求的前提下，盡可能取小值。</p><p>　　主軸懸伸量與前軸頸直徑之比a/D=0.6～1.5</p><p>　　a=(0.6～1.5)D1=54～135 mm</p><p>　　所以，懸伸量取100mm</p><p>　　5）主

82、軸合理跨距和最佳跨距選擇</p><p>　　根據(jù)表3-14 見《金屬切削機(jī)床設(shè)計》計算前支承剛度。</p><p>　　前后軸承均用3182100系列軸承，并采用前端定位的方式。</p><p><b>　　查表 </b></p><p>　　=1700×901.4=9.26×105 N/mm&l

83、t;/p><p>　　因為后軸承直徑小于前軸承，取</p><p>　　KB =6.61×105N/mm</p><p><b>　　其中 為參變量</b></p><p><b>　　綜合變量</b></p><p><b>　　其中</b>&

84、lt;/p><p>　　E——彈性模量，取E=2.0×105 N/mm2 </p><p>　　I——轉(zhuǎn)動慣量，I=π(D4-d4)/64=3.14×(804-454)=1.81×106mm4 </p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=0.3909<

85、;/b></p><p>　　由圖3-34中，在橫坐標(biāo)上找出η=0.3909的點向上作垂線與的斜線相交，由交點向左作水平線與縱坐標(biāo)軸相交，得L0/a=2.5。</p><p><b>　　所以最佳跨距L0</b></p><p>　　L0=2.5a=2.5×100=250 mm</p><p>　　又因為

86、合理跨距的范圍 </p><p>　　L合理=(0.75～1.5)L0=187.5～375 mm</p><p>　　所以取L=260 mm</p><p><b>　　6）主軸剛度的驗算</b></p><p>　　對于一般機(jī)床主軸，主要進(jìn)行剛度驗算，通常能滿足剛度要求的主軸也能滿足強(qiáng)度要求。</p>

87、<p>　　對于一般受彎矩作用的主軸，需要進(jìn)行彎矩剛度驗算。主要驗算主軸軸端的位移y和前軸承處的轉(zhuǎn)角θA。</p><p>　　圖3.1 主軸支承的簡化 </p><p>　　切削力 Fz=3026N</p><p>　　撓度 yA= </p><p><b>　　=</b

88、></p><p><b>　　=0.01</b></p><p>　　[y]=0.0002L=0.0002×260=0.052</p><p><b>　　yA＜[y]</b></p><p>　　傾角 θA= </p><p

89、><b>　　=</b></p><p><b>　　=0.00011</b></p><p>　　前端裝有圓柱滾子軸承，查表[θA]=0.001rad</p><p><b>　　θA＜[θA] </b></p><p><b>　　符合剛度要求。</b

90、></p><p>　　3.2.3 主軸材料與熱處理</p><p>　　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。</p><p>　　3.3 齒輪模數(shù)的估算和計算</p><p>　　3.3.1齒輪模數(shù)的估算</p><p>　　

91、根據(jù)齒輪彎曲疲勞的估算：</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　齒面點蝕的估算：</b></p><p><b>　　mm</b></p><p>　　其中為大齒輪的計算轉(zhuǎn)速，A為齒輪中心距。</p><p>　　由中心距

92、A及齒數(shù)、求出模數(shù)：mm</p><p>　　根據(jù)估算所得和中較大的值，選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。</p><p>　　1）齒數(shù)為20與58的齒輪</p><p>　　N=5.28KW </p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　= mm </b>

93、</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　取模數(shù)為2</b></p><p>　　2）齒數(shù)為39與39的齒輪</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　=mm</b><

94、/p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　取模數(shù)為2</b></p><p>　　3）齒數(shù)為24與78的齒輪</p><p><b>　　N=5.25KW</b></p><p><b>　　mm </b>

95、</p><p><b>　　=mm</b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　取模數(shù)為2.5</b></p><p>　　4）齒數(shù)為34與68的齒輪</p><p>　　N=525KW </p>&

96、lt;p><b>　　mm</b></p><p><b>　　=mm </b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　取模數(shù)為2.5</b></p><p>　　5）齒數(shù)為42與60的齒輪</p>&

97、lt;p><b>　　N=5.25KW</b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　=mm</b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　取模數(shù)為2.5</b>&

98、lt;/p><p>　　6）齒數(shù)為23與91的齒輪</p><p><b>　　N=5.20KW</b></p><p><b>　　mm </b></p><p><b>　　=mm</b></p><p><b>　　mm</b>

99、;</p><p><b>　　取模數(shù)為2.5</b></p><p>　　7）齒數(shù)為76與38的齒輪</p><p><b>　　N=5.20KW</b></p><p><b>　　mm </b></p><p><b>　　=mm&l

100、t;/b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　取模數(shù)為2.5</b></p><p>　　3.3.2 齒輪模數(shù)的驗算</p><p>　　結(jié)構(gòu)確定以后，齒輪的工作條件、空間安排、材料和精度等級等都已確定，才可能核驗齒輪的接觸疲勞和彎曲疲勞強(qiáng)度值是否滿足要求。

101、</p><p>　　根據(jù)齒輪的接觸疲勞計算齒輪模數(shù)公式為：</p><p><b>　　mm</b></p><p>　　根據(jù)齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度計算齒輪模數(shù)公式為：</p><p><b>　　mm</b></p><p>　　式中：N---計算齒輪傳遞的額定功率</

102、p><p>　　--計算齒輪（小齒輪）的計算轉(zhuǎn)速r/min</p><p>　　---齒寬系數(shù)，常取6～10；</p><p>　　---計算齒輪的齒數(shù)，一般取傳動中最小齒輪的齒數(shù)；</p><p>　　---大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比，；“+”用于外嚙合，“-”號用于內(nèi)嚙合；</p><p>　　---壽命系數(shù)，；……………

103、…………………………3.5</p><p>　　---工作期限系數(shù)，；………………………………………3.6</p><p>　　齒輪等傳動件在接觸和彎曲交變載荷下的疲勞曲線指數(shù)m和基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)Co</p><p>　　n---齒輪的最低轉(zhuǎn)速r/min;</p><p>　　T---預(yù)定的齒輪工作期限，中型機(jī)床推薦：T=15000～20000h

104、;</p><p><b>　　---轉(zhuǎn)速變化系數(shù)</b></p><p><b>　　---功率利用系數(shù)</b></p><p>　　---材料強(qiáng)化系數(shù)。幅值低的交變我荷可使金屬材料的晶粒邊界強(qiáng)化，起著阻止疲勞細(xì)縫擴(kuò)展的作用；</p><p><b>　?。▔勖禂?shù)）的極限</b&

105、gt;</p><p><b>　　當(dāng)；</b></p><p>　　---工作情況系數(shù)。中等沖擊的主運(yùn)動：=1.2～1.6；</p><p><b>　　---動載荷系數(shù)</b></p><p>　　---齒向載荷分布系數(shù)</p><p>　　Y----齒形系數(shù)；</

106、p><p>　　、---許用彎曲、接觸應(yīng)力MPa</p><p>　　I組 齒數(shù)為20與58的齒輪</p><p><b>　　KW</b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　節(jié)圓速度m/s</b></p>

107、<p>　　由表8可得：取精度等級為7級 。 =1.2 </p><p><b>　　由表9得：=1</b></p><p>　　=0.71 </p><p>　　由表可知 </p><p>　　所以 取Ks=0.6</p><p>　　由表11 許

108、用應(yīng)力知，可取齒輪材料為45 整淬</p><p>　　=1100MPa =320MPa</p><p>　　由表10可知 可查得 Y=0.45</p><p>　　所以 模數(shù)取2適合要求。</p><p>　　齒數(shù)為20與58的齒輪</p><p><b>　　KW</b&

109、gt;</p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　節(jié)圓速度m/s</b></p><p>　　由表8可得：取精度等級為7級 。 =1.2 </p><p><b>　　由表9得：=1</b></p><p>　　=0.

110、71 </p><p>　　由表可知 </p><p>　　所以 取Ks=0.6</p><p>　　由表11 許用應(yīng)力知，可取齒輪材料為45 整淬</p><p>　　=1100MPa =320MPa</p><p>　　由表10可知 可查得 Y=0.45<

111、;/p><p>　　所以 模數(shù)取2適合要求。</p><p>　　II組 齒數(shù)為24與78的齒輪</p><p><b>　　KW</b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　節(jié)圓速度m/s</b></p>

112、<p>　　由表8可得：取精度等級為7級 。 =1.2 </p><p><b>　　由表9得：=1</b></p><p>　　=0.71 </p><p>　　由表可知 </p><p>　　所以 取Ks=0.6</p><p>　　由表11 許用

113、應(yīng)力知，可取齒輪材料為45 整淬</p><p>　　=1100MPa =320MPa</p><p>　　由表10可知 可查得 Y=0.45</p><p>　　所以 模數(shù)取2.5適合要求。</p><p>　　III組 齒數(shù)為76與38的齒輪</p><p><b>　　KW&

114、lt;/b></p><p><b>　　mm</b></p><p><b>　　節(jié)圓速度m/s</b></p><p>　　由表8可得：取精度等級為7級 。 =1.2 </p><p><b>　　由表9得：=1</b></p><p>

115、;　　=0.71 </p><p>　　由表可知 </p><p>　　所以 取Ks=0.6</p><p>　　由表11 許用應(yīng)力知，可取齒輪材料為45 整淬</p><p>　　=1100MPa =320MPa</p><p>　　由表10可知 可查得 Y=0

116、.45</p><p>　　所以 模數(shù)取2.5適合要求。</p><p>　　3.4 軸承的選擇與校核</p><p>　　機(jī)床傳動軸常用的滾動軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升。空載功率和噪音等方面，球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越。而且滾錐軸承對軸的剛度、支承孔的加工精度要求都比較高，異常球軸承用得更多。但滾錐軸承的內(nèi)外圈可以公開。裝配方便，間隙容易調(diào)整。所以有時在沒有軸向力

117、時，也常采用這種軸承。選擇軸承的型式和尺寸，首先取決于承載能力，但也要考慮其它結(jié)構(gòu)條件。即要滿足承載能力要求，又要符合孔的加工工藝，可以用輕、中、或重系列的軸承來達(dá)到支承孔直徑的安排要求?；ㄦI軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個應(yīng)小于花鍵的內(nèi)徑，一般傳動軸承選用G級精度。</p><p>　　3.4.1一般傳動軸上的軸承選擇</p><p>　　在傳動軸上選擇6200系列的深溝球軸承，其具體的

118、型號和尺寸如下表3.3所示</p><p><b>　　表3.3</b></p><p>　　3.4.2主軸軸承的類型</p><p>　　主軸的前軸承選取3182100系列雙列向心短圓柱滾子軸承。這種軸承承載能力大，內(nèi)孔有1：12錐度，磨擦系數(shù)小，溫升低，但不能承受軸向力，必須和能承受軸向力的軸承配合使用，因此整個部件支承結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜。<

119、;/p><p><b>　　圖3.1</b></p><p>　　3.4.3 軸承間隙調(diào)整</p><p>　　為了提高主軸回轉(zhuǎn)精度和剛度，主軸軸承的間隙應(yīng)能調(diào)整。把軸承調(diào)到合適的負(fù)間隙，形成一定的預(yù)負(fù)載，回轉(zhuǎn)精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗振性也有改善。預(yù)負(fù)載使軸承內(nèi)產(chǎn)生接觸變形，過大的預(yù)負(fù)載對提高剛度沒有明顯效果，而磨損發(fā)熱量和噪聲都會增大

120、，軸承壽命將因此而降低。</p><p>　　調(diào)整結(jié)構(gòu)形式如下圖所示：</p><p><b>　　圖3.2</b></p><p><b>　　調(diào)整說明：</b></p><p>　　轉(zhuǎn)動調(diào)整螺母，使內(nèi)圈向大端移動。</p><p>　　特點：結(jié)構(gòu)簡單。移動量完全靠經(jīng)驗，一

121、旦調(diào)整過緊，難以把內(nèi)圈退回。</p><p>　　3.4.4軸承的較核</p><p>　　1) 滾動軸承的疲勞壽命驗算</p><p><b>　　或</b></p><p>　　—額定壽命 (h) —額定動載荷(N) —動載荷(N)</p><p>　　—滾動軸承的許用壽命

122、(h)，一般取10000～15000(h)</p><p>　　—壽命指數(shù)，對球軸承 =3 ，對滾子軸承=10/3</p><p>　　—速度系數(shù)， —軸承的計算轉(zhuǎn)數(shù) r/min</p><p>　　—壽命系數(shù)， —使用系數(shù) </p><p>　　—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

123、)</p><p>　　2)滾動軸承的靜負(fù)荷驗算</p><p>　　—靜負(fù)荷 (N) —額定靜負(fù)荷 (N)</p><p>　　—安全系數(shù) —當(dāng)量靜載荷 (N) (N)</p><p>　　、—靜徑向，軸向系數(shù)</p><p>　　a 校驗第Ⅰ根軸上的軸承</p>&l

124、t;p><b>　　T=10000h</b></p><p>　　查軸承樣本可知，6206軸承的基本額定動載荷</p><p>　　=19500N =1120 r/min </p><p>　　=0.96 =0.8 =0.8</p><p><b>　　=<

125、;/b></p><p><b>　　=19563</b></p><p>　　b 校驗第II根軸上的軸承</p><p><b>　　T=10000h</b></p><p>　　查軸承樣本可知，6207軸承的基本額定動載荷</p><p>　　=25500N

126、 =400 r/min </p><p>　　=0.96 =0.8 =0.8</p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=59497</b></p><p>　　c 校驗第III根軸上的軸承</p><p>

127、<b>　　T=10000h</b></p><p>　　查軸承樣本可知，6209軸承的基本額定動載荷</p><p>　　=31500N =140 r/min </p><p>　　=0.96 =0.8 =0.8</p><p><b>　　=</b>&

128、lt;/p><p><b>　　=481768</b></p><p>　　3.5 摩擦離合器的選擇與驗算</p><p>　　3.5.1按扭矩選擇</p><p>　　K=Kx9550 Nm</p><p><b>　　式中</b></p><p>　

129、　—離合器的額定靜力矩(Kgm) K—安全系數(shù) </p><p>　　—運(yùn)轉(zhuǎn)時的最大負(fù)載力矩</p><p>　　查《機(jī)械設(shè)計手冊》表，取K=2 =0.96</p><p>　　則K= =90.0 Nm</p><p>　　3.5.2外摩擦片的內(nèi)徑d</p><p>　　根據(jù)結(jié)構(gòu)需要采用軸裝式摩擦片，摩

130、擦片的內(nèi)徑d應(yīng)比安裝在軸的軸徑大2～6mm,取d=35mm</p><p>　　3.5.3選擇摩擦片尺寸(自行設(shè)計)</p><p>　　尺寸如下表3.4所示</p><p><b>　　表3.4</b></p><p>　　3.5.4計算摩擦面的對數(shù)Z</p><p>　　式中：f-----摩擦

131、片間的摩擦系數(shù)； [p]----許用壓強(qiáng)MPa；</p><p>　　D------摩擦片內(nèi)片外徑 mm； d-------摩擦片外片內(nèi)徑 mm；</p><p>　　----速度修正系數(shù)； -----接合面數(shù)修正系數(shù)；</p><p>　　-----接個次數(shù)修正系數(shù)； K------安全系數(shù)。</p><p><b>　　

132、分別查表</b></p><p>　　～1.2 mm =35mm </p><p><b>　　1.0</b></p><p><b>　　=10</b></p><p>　　3.5.5摩擦片片數(shù)</p><p>　　摩擦片總數(shù)為（z+1）片，即11片

133、，根據(jù)具體情況設(shè)內(nèi)為6片，外5片。</p><p><b>　　計算軸向壓力Q</b></p><p>　　=3.14×1.0××</p><p><b>　　=5073N</b></p><p><b>　　4.潤滑與密封</b></p&g

134、t;<p>　　主軸轉(zhuǎn)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。</p><p>　　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：</p><p>　　1）堵——加密封裝置防止油外流。</p><p>　　主軸轉(zhuǎn)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，