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1、 CG6125車床床頭箱的設計 摘要 當前的機床制造業(yè)中。雖然數控機床正在飛速發(fā)展，然而，普通機床由于其具有價廉、質優(yōu)、萬能而可靠的優(yōu)越性，在相當長時間內不可能被完全取代，還要與數控機床并駕齊驅。問題是如何挖掘潛力，改進性能，提高其競爭能力。本設計利用價值工程原理從結構，材料和工藝等方面對車床的床頭箱進行改進設計。所謂的價值工程是為了尋求功能與成本之間的合理匹配，使企業(yè)在生產經營活動中能正確處理質量和成本的關系，向社會提供更多的物美價廉的產品，給企業(yè)和社會帶來更多的經濟效益。確定價值工程的對象，一般我們選擇對產品

2、影響較大的零部件、設計年代已久或結構復雜需要改進或簡化結構的零部件、體積較大或材料利用率低的零部件、設計中間問題較多和改進潛力大的部件。因此利用價值工程作為依據，合理的確定普通床頭箱的結構并選擇合適的零部件進行設計。 關鍵詞：傳動效率 接觸疲勞強度 彎曲強度 耐磨性 目 錄 摘要 1 Abstract 2 目 錄 3 第一章 緒論 5 1.1 引言 5 1.2 國內外研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 6 1.3 本課題主要研究內容 7 第二章 機械運動設計 8 2.1 前置條件 8 2.2結構分析式 8 2.2.1確定變速組的個

3、數和傳動副數 8 2.2.2 傳動副組合的擴大順序的確定 9 2.2.3結構式確定 9 2.2.4驅動電機選型 9 2.3結構分析式 10 2.4繪制轉速圖 10 第三章 傳動件設計 14 3.1機床帶傳動設計 14 3.2各傳動件的計算轉速 16 3.2.1主軸的計算轉速 16 3.2.2各傳動軸的計算轉速 16 3.2.3核算主軸轉速誤差 16 3.3 繪制傳動系統(tǒng)圖 16 3.3．1各軸直徑的確定 17 3.3.2齒輪模數計算 18 3.3.3齒輪齒寬確定 22 第四章 強度校核 23 4.1齒輪強度校核 23 4.1．1校核a傳動組齒輪 23

4、 4.1.2 校核b傳動組齒輪 24 4.1.3校核c傳動組齒輪 25 4.2主軸撓度的校核 26 4.1軸的校核與驗算 26 4.3主軸最佳跨距的確定 29 4.3.1 選擇軸頸直徑,軸承型號和最佳跨距 29 4.3.2 求軸承剛度 29 4.3.3 各傳動軸支承處軸承的選擇 30 第五章 結構設計 31 5.1齒輪塊設計 31 5.2軸承的選擇 31 5.3密封裝置設計 33 5.4主軸換向與制動機構設計 33 5.5其他結構問題 34 總結 35 致 謝 36 參考文獻 37

5、 第一章 緒論 1.1 引言 當前的機床制造業(yè)中。雖然數控機床正在飛速發(fā)展，然而，普通機床由于其具有價廉、質優(yōu)、萬能而可靠的優(yōu)越性，在相當長時間內不可能被完全取代，還要與數控機床并駕齊驅。問題是如何挖掘潛力，改進性能，提高其競爭能力。本設計利用價值工程原理從結構，材料和工藝等方面對車床的床頭箱進行改進設計。所謂的價值工程是為了尋求功能與成本之間的合理匹配，使企業(yè)在生產經營活動中能正確處理質量和成本的關系，向社會提供更多的物美價廉的產品，給企業(yè)和社會帶來更多的經濟效益。確定價值工程的對象，一般我們選擇對產品影響較大的零部件、設計年代已久或結構復雜需要改進或

6、簡化結構的零部件、體積較大或材料利用率低的零部件、設計中間問題較多和改進潛力大的部件。因此利用價值工程作為依據，合理的確定普通床頭箱的結構并選擇合適的零部件進行設計。 　　普通車床床頭箱是改變進給量用的，依靠箱內的滑移齒輪機構或者塔倫機構來變換所需要的進給量。它的左端通過掛輪架與床頭箱的軸相連，右端通過聯(lián)軸節(jié)與光桿和絲桿相連，操縱時只要搬動床頭箱外面的手柄到相應位置，就可以把主軸的旋轉運動經過掛輪架，床頭箱傳到絲桿或光桿。在設計過程需要解決的主要問題。 1.2 國內外研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 1.普通車床床頭箱其動力傳動系統(tǒng)多采用齒輪傳動。齒輪傳

7、動具有工作可靠，使用壽命長，瞬時傳動比為常數，傳動效率高，結構緊湊，功率和速度使用范圍廣等特點，在各種機械設計中應用廣泛。傳統(tǒng)的齒輪傳動設計以安全系數或許用應力為基礎，由于安全系數的確定，缺乏定量的數學基礎，許用應力常根據材料性能、熱處理工藝、工作環(huán)境等諸多因素來確定，具有不確定性，而且齒輪的模數和齒數等都有一定的標準。但其參數的選用可根據實際傳動的要求進行，使齒輪傳動 　　2.在滿足基本要求的前提下體積最小、重量最輕、結構最緊湊。齒輪在工作過程中，由于輪齒受到外力的作用，會產生相應的應力，出現(xiàn)疲勞、磨損以及斷裂。要求齒輪必須有較高的硬度及好的耐磨性，齒面具有高的疲勞強度，齒輪心部要有足夠的

8、強度和韌度．即要求齒輪必須有較好的綜合力學性能。車床噪聲主要是齒輪噪聲。它來自車床主傳動和進給傳動系統(tǒng)(床頭箱、床頭箱和 溜板箱， 即“三箱’’)。而要使車床噪聲達到國家標準要求， 就應對產生主要噪聲源的齒輪進行剖析研究。 　　3.進給軸單元是普通車床的關鍵部件之一，其靜態(tài)特性(包括靜強度和靜剛度等)和動態(tài)特性(振動響應特性和熱穩(wěn)定性等)優(yōu)劣都將直接影響到整臺車床的使用性能。因此，在設計階段需對其靜態(tài)以及動態(tài)特性進行合理而準確的分析，以提高設計效率，減少試驗成本，進而提高進給軸的使用性能。 　 4.床頭箱的傳動系統(tǒng)在車床傳動系統(tǒng)中起著重要作用，對進給傳動系統(tǒng)進行優(yōu)化設計，使傳動路線縮短，

9、傳動元件減少提高傳動精度和被加工螺紋精度。 　　5.材料的使用性能應滿足零件的使用 要求。使用性能是指零件在正常使用狀態(tài)下，材料應具備的性能．包括力學性能、物理性能和化學性能。使用性能是保證零件工作安全可靠、經久耐用的必要條件。選材時，要根據零件的工作條件和失效形式，正確地判斷所要求的主要性能同時還要考慮經濟性。中國車床變速總成產業(yè)現(xiàn)狀。 1.3 本課題主要研究內容 設計目的：通過臥式機床主軸箱的結構設計，在擬定傳動和變速的結構方案過程中，得到設計構思、方案分析、結構工藝性、機械制圖、零件計算、編寫技術文件和查閱技術資料

10、等方面的綜合訓練，樹立正確的設計思想，掌握基本的設計方法，并具有初步的結構分析、結構設計和計算能力。掌握機床設計的過程和方法，使原有的知識有了進一步的加深。①課程設計屬于機械裝備制造課的延續(xù)，通過設計實踐，進一步學習掌握機械系統(tǒng)設計和機械裝備制造的一般方法；②培養(yǎng)綜合運用機械制圖、機械設計基礎、精度設計、金屬工藝學、材料熱處理及結構工藝等相關知識，進行工程設計的能力；③培養(yǎng)使用手冊、圖冊、有關資料及設計標準規(guī)范的能力；④提高技術總結及編制技術文件的能力。 第二章 機械運動設計 2.1 前置條件 [1]確定轉速范

11、圍：主軸最小轉速 [2]確定公比:,選取 [3]轉速級數：, [4]最大加工直徑D=250 mm 2.2結構分析式 2.2.1確定變速組的個數和傳動副數 實現(xiàn)18級轉速的變速方案的變速組成方案可為： （1） （2） （3） 為了變速箱中的齒輪總個數為最小值，每個變速組的傳動副數最好取p=2或3，并且考慮到機床實際結構情況，所以變速系統(tǒng)通常使用雙聯(lián)或者三聯(lián)齒輪進行變速（方案1齒輪數為9+2=11，方案26+3=9，方案3+3+2=8對）。還因為機床的主軸的最低轉速部分，比電動機轉速低得多，必須進行減速，而用p=2或3，達到同樣的變速級數，變速組相應增加，這樣可以利用變速的傳

12、動比來降速，以減少專門用于降速的定比傳動副。 故組成方案可分為： （1） （2） （3） 從電動機到主軸主要為降速傳動，若使傳動副較多的傳動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，也就是滿足傳動副前多后少的原則，因此取方案。 2.2.2 傳動副組合的擴大順序的確定 （1） （2） 根據級比指數分配應“前疏后密”的原則，應選方案（1） 其實擴大順序和傳動順序相互一致，它的中間軸的變速范圍是比較小的，當中間 最高轉速一定時，其最低速度處于較高位置，傳遞的扭矩就會變小。 在降速傳動中，防止齒輪直徑過大而使徑向尺寸常限制最小傳動比 ；在升速時

13、為防止產生過大的噪音和震動常限制最大轉速比。在主傳動鏈任一傳動 的最大變速范圍，在設計時必須保證中間傳動軸的變速范 最小。（1），最后擴大組的表示范圍其中，， 合適 （2） 最后擴大組的表示范圍其中，， 不合適 2.2.3結構式確定 總上所述得結構式為： 2.2.4驅動電機選型 已知該臥式車床的最大回轉直徑D=250mm，則加工工件直徑 dmax=（0.5--0.6）D=125--150mm dmin=（0.2--0.25）Dmax=50--62.5mm 車外圓時，工件以最高轉速nmax=2000r/min,車削毛坯為d=50mm 切

14、削速度vc= 車刀進給速度vf=80mm/min 進給量f= 最大背吃刀量ap=3mm 切削層公稱橫截面積AD=fap=0.043=0.12mm2 根據《金屬工藝學》切削力經驗公式 Fc=kcAD 根據《金屬工藝學》表1-2，選取kc =1962MPa 因此，有Fc=kcAD=19620.12=231.12N 切削功率PC= 選取機床傳動效率 則機床電動機的功率 根據《機械設計課程設計》表8-184，選取Y系列封閉式三相異步電動機Y90L—4。額定功率為1.5KW，滿載轉速為1400r/min 2

15、.3結構分析式 2.4繪制轉速圖 ⑴選擇電動機 一般車床若無特殊要求，多采用Y系列封閉式三相異步電動機，根據原則條件選擇Y90L-2型Y系列籠式三相異步電動機。 (2)確定各級轉速并繪制轉速圖 由 　z = 18確定各級轉速：由公式 得各級轉速為 40、50、63、80、100、125、160、200、250、315、400、500、630、800、1000、1250、1600、2000r/min (3)分配各變速組的最小傳動比 ①決定軸Ⅳ—Ⅴ的最小降速傳動比主軸上的齒輪希望大點，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值1/4，

16、公比，=4，因此在Ⅳ軸上向上六格找到一個固定位置，連結線即Ⅳ—Ⅴ得最小傳動比。 ②決定其余變速組的最小傳動比是根據前緩后急的原則決定 ③基本組的級比指數X0=1，第一擴大組的級比指數X1=3 第二擴大組級比指數X2=9（4）轉速圖 (5)確定各變速組傳動副齒數 ①傳動組Ⅱ—Ⅲ: ，， 查《金屬切削機床設計》表2-1 時：……59、61、63、65、66、68、70、72、74、75…… 時：……59、60、62、65、67、70、72、73、75、77…… 時：……57、60、63、66、69、72、75、78、75、81…… 可取72,于是可得軸Ⅱ齒輪齒數分別為：

17、32、28、24。 可得軸Ⅲ上的三聯(lián)齒輪齒數分別為：40、44、48。 ②傳動組Ⅲ—Ⅳ: ， 查《金屬切削機床設計》表2-1 時：……59、60、62、65、67、70、72、73、75、77……時：……63、65、66、68、70、72、73、75、77…… 時：……60、63、66、67、70、71、73、74、77…… 可取 77，為升速傳動 故取軸Ⅲ為47 于是可得軸Ⅲ上三聯(lián)齒輪的齒數分別為：47、34、22。 可得Ⅳ軸上的三聯(lián)齒輪齒數分別為：30、41、55 ③傳動組Ⅳ—Ⅴ: 升速傳動 查《金屬切削機床設計》表2-1 時：……78、81、84

18、、86、87、89、90、92…… 時：……80、81、84、85、86、89、90…… 可取 84，為升速傳動 故取軸Ⅴ為28 于是可得軸Ⅳ上二聯(lián)齒輪的齒數分別為：56、17。 得軸Ⅴ兩齒輪齒數分別為28，67。 綜上所述，各變速組齒輪齒數表所示 變速組 第一變速組 第二變速組 第三變速組 齒數和S 72 77 84 齒數名z Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14 Z15 Z16 齒數 24 48 28 44 32 40 22 55 34 41 47

19、 30 17 67 56 28 傳動過程中，會采用三聯(lián)滑移齒輪，為避免齒輪滑移中的干涉，檢驗z2-z3=48-42=6>4，因此所選齒輪的齒數符合設計要求的三聯(lián)滑移齒輪中最大和次大齒輪之間的齒數差應大于4。 36 第三章 傳動件設計 3.1機床帶傳動設計 （1）初定軸I的轉速 考慮I軸的轉速不宜過低（結構尺寸增大），也不宜過高（帶輪轉動不平衡引起的振動、噪聲），初定從動軸nⅡ=900r/min。 （2）確定計算功率Pca 由《機械設計》表8-7查得工作情況系數KA=1.1故 P ca=KAP=1.12.2=2.42KW （3）選取

20、V帶型的帶型 根據計算功率Pca和小帶輪轉速nⅡ=900r/min，從《機械設計》圖8-11選取A型V帶。 （4）確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v 初選小帶輪的基準直徑dd1,有《機械設計》表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑dd1=140mm 驗算帶速v。帶速 因為5m/s

21、速誤差允許在5%范圍內 （5）確定V帶的中心距a0和基準長度Ld 初定帶傳動的中心距 由式0.7（dd1+dd2） a0 2（dd1+dd2）初定中心距a0=450mm 計算帶所需的基準長度 由《機械設計》表8-2選取帶的基準長度Ld=1400 mm 3）計算實際中心距a 中心距的變化范圍為406~478 mm （6）驗算小帶輪上的包角 （7）計算單根V帶的基本額定功率P0 根據dd1=140mm和nd=1400r/min，由《機械設計》查表8-4a，用插值法，取得A型V帶的額定功率P0=1.928KW 額定功率的增量ΔP0 根據nd=1400r/min

22、和i=1.6，由課《機械設計》查表8-4b，用插值法，取得A型V帶的額定功率增量ΔP0=0.02kW （8）計算帶的根數Z 根據=170.1,由《機械設計》表8-5得包角系數=0.98；根據Ld=1400mm，由《機械設計》表8-2得帶長修正系數KL=0.96，于是 Pr=（P0+ΔP0）KL=1.833KW 因此由下列公式計算V帶根數 Z= 取兩根 （9）計算單根V帶的初拉力的最小值（F0）min 由《機械設計》表8-3得A型帶的單位長度質量q=0.1kg/m,所以 （F0）min= 應使帶的實際初拉力F0>（F0）min （10）計算壓軸力Fp

23、壓軸力的最小值為（Fp）min=2Z（Fp）minsin =22198.4sin =584.61N 3.2各傳動件的計算轉速 3.2.1主軸的計算轉速 由參考資料查得，主軸計算轉速是第一個三分之一轉速范圍內的最高一級轉速， 3.2.2各傳動軸的計算轉速 Ⅳ軸計算轉速的確定：a. Ⅳ軸共有9級實際工作轉速160-1000r/min。b.主軸在160r/min至1000r/min之間的所有轉速都能傳遞全部功率，此時Ⅳ軸若經齒輪副z15/z16傳動主軸，只有160-250r/min的3級轉速才能傳遞全部功率；若經齒輪副z13/z14傳動主軸，則315-2000r/min的9

24、級轉速都能傳遞全部功率；因此，Ⅳ軸具有的9級轉速都能傳遞全部功率。c.其中，能夠傳遞全部功率的最低轉速nⅣ=160r/min即為Ⅳ軸的計算轉速. 其余依次類推，得各傳動軸的計算轉速為：nⅡ=800r/min，nⅢ=400r/min. 3.2.3核算主軸轉速誤差 3.3 繪制傳動系統(tǒng)圖 根據軸數，齒輪副，電動機等已知條件可有如下系統(tǒng)圖： 各齒輪的計算轉速 1）齒輪z13的計算轉速。 z13裝在Ⅳ軸上，共有160-1000r/min共九級轉速；經z13/z14傳動，主軸所得到的3級轉速160-250r/min才能傳遞全部功率，其中最低轉速160r/min即為z13的計算

25、轉速。 2）齒輪z14的計算轉速。z14裝在Ⅴ軸上，共有40-250r/min共九級轉速；但只有其中的160-250r/min才能傳遞有效功率；其中在最低轉速160r/min即為z14的計算轉速。 其余依次類推，各齒輪的計算轉速見下表 齒輪序號 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14 Z15 Z16 轉速（r/min） 800 400 800 500 800 630 400 160 400 315 400 630 160 160 160 315 3.3．1各軸直徑

26、的確定 由《金屬切削機床設計》表3-11得主軸前軸頸直徑D1 =60mm，后軸頸直徑D2 = （0.7～0.8）D1，取D2 = 45mm。 1） 選擇材料。材料選用45鋼正火處理，有《機械設計課程設計》表8-17，材料抗拉強度，屈服強度 硬度255HBS.許用彎曲應力 2） 計算基本直徑dmin 由《機械設計》表15-3，查得軸材料及載荷系數A0=120，許用扭轉切應力 。當軸端彎矩較小時，查《機械設計課程設計》表2-4取V帶的傳動效率為0.96，齒輪傳動效率為0.97，滾動軸承傳動效率為0.99，則 PIV=2.20.960.970.990.970.990.970

27、.99=1.87KW Ⅱ軸直徑:，nⅡ=800r/min, 有一個鍵槽時，軸徑增大5%~7%，并圓整為25mm. Ⅲ軸直徑:，nⅢ=400r/min, 有一個鍵槽時，軸徑增大5%~7%，并圓整為25mm. Ⅳ軸直徑:，nⅣ=180r/min, 有一個鍵槽時，軸徑增大5%~7%，并圓整為32mm. Ⅴ軸直徑:，nⅤ=125r/min,主軸為空心軸,取=0.5， 有一個鍵槽時，軸徑增大5%~7%，并圓整為40mm. 主軸內孔直徑dIⅤ=0.1Dmax10 mm=2510 mm 取主軸內孔為dIⅤ=dV0.5=20mm 3.3.2齒輪模數計算 齒輪選用

28、40Cr 調質處理按接觸疲勞強度或者彎曲強度計算齒輪模數比較復雜，因此先進行估算，再選用標準齒輪模數，一般同一變速組中的齒輪取同一模數，一個主軸變速箱中的齒輪采用1~2個模數，傳動功率的齒數模數一般不小于2mm。 第一變速組：相同模數承受載荷最大，齒數最小的齒輪為Z1。Z1位于I軸，屬于高速軸 （1）按照接觸疲勞強度驗算齒輪選用精度。 1） 選擇載荷系數Kt=1.3 2） 計算小齒輪傳遞的轉矩T1= 3） 由《機械設計》表10-7選取齒寬系數，由表10-6查取材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa1/2,由圖10-21d按吃面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為；大齒輪的接觸

29、疲勞強度強度。 4） 計算應力循環(huán)次數。 N1=60n1jLh=608001（1530028）=3.456109 N2=3.456109/2=1.728108 5） 由《機械設計》圖10-19取KHN1=0.95，KHN2=1.02 取失效概率的1%，安全系數S=1 ; 6） 試算小齒輪分度圓直徑d1t,代入中較小的值。 圓周速度 齒寬系數 7） 計算齒寬與齒高之比b/h。 模數, 齒高h=2.25mt=4.12 mm, 根據v=2.07 m/s ,7級精度，由《機械設計》圖10-8查得動載系數Kv=1.23，直齒輪,由表10-2查得使用系數KA=1，由表10

30、-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，KHβ=1.4220，由圖10-13查得KFβ=1.28；故載荷系數K= 8）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑得 , 模數m=d1/z1=2.02 mm。 （2）按齒根彎曲疲勞強度計算 1）由《機械設計》圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限; 大齒輪的彎曲強度極限，并查取彎曲疲勞壽命; 計算疲勞彎曲許用應力 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，則 計算載荷系數， 由《機械設計》表10-5查得齒形系數YFa1=2.65,YFa2=2.332;應力校正系數YSa1=1.58,YSa2=1.692. 模數 對比

31、計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（及模數與齒數的乘積）有關，可取彎曲強度算得的模數1.40并就近圓整為標準值m=2mm。 由以上結論，按齒輪齒根彎曲疲勞彎曲強度驗算第二變速組和第三變速組中的齒輪模數。 第二變速組：相同模數承受載荷最大，齒數最小的齒輪為Z7。Z7位于Ⅲ軸 小齒輪傳遞的轉矩T1= 2）計算應力循環(huán)次數 N1=60n1jLh=604001（1530028）=1.728109 N2=1.728109/2.8=6.1710

32、8 3）由《機械設計》圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限; 大齒輪的彎曲強度極限，并查取彎曲疲勞壽命; 4）計算疲勞彎曲許用應力 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，則 載荷系數K約為1.315 由《機械設計》表10-5查得齒形系數YFa1=2.72,YFa2=2.272;應力校正系數YSa1=1.57,YSa2=1.734. 模數 第三變速組：相同模數承受載荷最大，齒數最小的齒輪為Z11。Z11位于III軸 1）小齒輪傳遞的轉矩T1= 2）計算應力循環(huán)次數 N1=60n1jLh=601801（1530028）=7.8108 N2=7.8108/4=1

33、.95108 3）由《機械設計》圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限; 大齒輪的彎曲強度極限，并查取彎曲疲勞壽命; 4）計算疲勞彎曲許用應力 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，則 載荷系數K約為1.310 由《機械設計》表10-5查得齒形系數YFa1=2.85,YFa2=2.228;應力校正系數YSa1=1.54,YSa2=1.762. 模數 為了使主軸變速箱中的齒輪采用1~2個模數，選取模數依次為2mm,3mm,3mm. 3.3.3齒輪齒寬確定 由公式得： 第一變速組齒寬BI=（6~10）2=12~20mm 第二變速組齒寬BII=（6~10）3=18~3

34、0mm 第三變速組齒寬BIII=（6~10）3=18~30mm 一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產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，應使主動輪比小齒輪齒寬大 綜上所述，齒輪的基本參數如下表所示 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14 Z15 Z16 齒數 24 48 28 44 32 40 22 55 34 41 47 30 17 67 56 28 模數 2 3 3 分度圓直徑 48 96 56 88

35、 64 80 66 165 102 123 141 90 51 201 168 84 齒根高 hf ( ha*+*c)m=1.252=2.5 3.75 3.75 齒頂高ha ha*m=12=2 3 3 齒頂圓直徑df 52 100 60 92 68 84 72 171 108 129 147 99 57 207 174 90 齒根圓直徑df 43 91 51 83 59 75 58.5 157.5 94.5 115.5 133.5 82.5 43.5 193.5 160.5 76.5 中

36、心距 72 105 126 齒寬 20 30 30 第四章 強度校核 4.1齒輪強度校核 4.1．1校核a傳動組齒輪 校核齒數為24的即可，確定各項參數 ⑴ P=2.2KW,n=800r/min, ⑵確定動載系數： 齒輪精度為7級，由《機械設計》查得使用系數 ⑶ ⑷確定齒向載荷分配系數:取齒寬系數 非對稱 ,查《機械設計》得 ⑸確定齒間載荷分配系數: 由《機械設計》查得 ⑹確定動載系數: ⑺查表 10-5 ⑻計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 圖1

37、0-18查得 ,S = 1.3 ， 故合適。 4.1.2 校核b傳動組齒輪 校核齒數為22的即可，確定各項參數 ⑴ P=2.002KW,n=400r/min, ⑵確定動載系數： 齒輪精度為7級，由《機械設計》查得使用系數 ⑶ ⑷確定齒向載荷分配系數:取齒寬系數 非對稱 ,查《機械設計》得 ⑸確定齒間載荷分配系數: 由《機械設計》查得 ⑹確定動載系數: ⑺查表 10-5 ⑻計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 圖10-18查得 ,S =

38、1.3 ， 故合適。 4.1.3校核c傳動組齒輪 校核齒數為17的即可，確定各項參數 ⑴ P=1.914KW,n=160r/min, ⑵確定動載系數： 齒輪精度為7級，由《機械設計》查得使用系數 ⑶ ⑷確定齒向載荷分配系數:取齒寬系數 非對稱 ,查《機械設計》得 ⑸確定齒間載荷分配系數: 由《機械設計》查得 ⑹確定動載系數: ⑺查表 10-5 ⑻計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合適。 4.2

39、主軸撓度的校核 4.1軸的校核與驗算 Ⅱ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Ⅰ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 。 Ⅲ軸、Ⅳ軸的校核同上。經校核，傳動軸全部合格。 （2）主軸的驗算： 由《機械設計》,齒輪傳遞扭距和力為 主軸轉距， 齒輪受的切向力 齒輪受的徑向力 Ⅳ軸傳遞給主軸的功率為P=1.8kW 由《材料力學》84頁空心軸抗扭截面系數為 ,其中 經過13-14齒輪傳遞時受力分析 大齒輪計算轉速為180r/min,則 主軸轉距 齒輪受的切向力 齒輪受的徑向力 查機械工程及自動化簡明設

40、計手冊P400，F(xiàn)c與Ff、Fp之間有一定關系，取Fp=0.4Fc，F(xiàn)f=0.25Fc。 主軸最大轉矩求切削力Fc===2872.96N 切削力平移到主軸端部，隨之在垂直平面和水平平面內產生一個附加彎矩Mc，Mp，把切削力作用點取離主軸夾頭端面（1/2~1/3）l件處，l件見表7-26 Mc=（2/3）Fcl件=2/32872.960.12=229.8388Nm Mp=（2/3）Fpl件=2/30.42872.960.12=91.9347 Nm Mf=（1/2）Ffl件=1/20.252872.960.12=43.0944 Nm Mp-Mf=91.9347-43.0944=48.8

41、4 Nm 彎矩圖和扭矩圖所示： B 由上述內力圖，可以判定軸的危險截面為截面B，在截面B上扭矩 T=230Nm 彎矩M=458.47Nm 很明顯,齒輪處受彎扭最大,且該處抗扭截面系數沒有相對其它處大很多,所以校核該處. 由第三強度,危險截面強度為 (因為 小于40Cr 許用應力要求，符合要求 4.3主軸最佳跨距的確定 4.3.1 選擇軸頸直徑,軸承型號和最佳跨距 前軸頸應為75-100mm,初選=90mm,后軸頸取,前軸承為NN3020K,后軸承為NN3016K,根據結構,定懸伸長度 4.3.2 求軸承剛度 考慮機械效率 主軸最大輸

42、出轉距 床身上最大加工直徑約為最大回轉直徑的60%,取50%即200,故半徑為0.1. 切削力 背向力 故總的作用力 次力作用于頂在頂尖間的工件上主軸尾架各承受一半, 故主軸軸端受力為 先假設 前后支撐分別為 根據 。 4.3.3 各傳動軸支承處軸承的選擇 主軸 前支承：NN3020K;中支承：N219E;后支承：NN3016K Ⅱ軸 前支承：30207;后支承：30207 Ⅲ軸 前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207 Ⅳ軸 前支承：30208

43、;后支承：30208 第五章 結構設計 5.1齒輪塊設計 機床的變速系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速機構。根據各傳動軸的工作特點，基本組、第一擴大組以及第二擴大組的滑移齒輪均采用了整體式滑移齒輪。所有滑移齒輪與傳動軸間均采用花鍵聯(lián)接。 從工藝角度考慮，其他固定齒輪（主軸上的齒輪除外）也采用花鍵聯(lián)接。由于主軸直徑較大，為了降低加工成本而采用了單鍵聯(lián)接。 Ⅱ—Ⅳ軸采用的花鍵分別為：Ⅰ軸：626306 Ⅱ軸：626306 Ⅲ軸：832

44、366 Ⅴ軸采用平鍵 18x120 Ⅱ～Ⅲ軸間傳動齒輪精度為877—8b，Ⅲ～Ⅴ軸間齒輪精度為766—7b。 5.2軸承的選擇 （1）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

45、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、軸產生彎曲變形時，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

46、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復雜程度，應根據機床的實際要求確定。 在配置軸承時，應注意以下幾點： 1)每個支撐點都要能承受徑向力。 2)兩個方向的軸向力應分別有相應的軸承承受。 3)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C或D級，后軸承選D或E級。選擇軸承的精度時，既要考慮機床精度要求，也要考慮經濟性。 軸承

47、與軸和軸承與箱體孔之間，一般都采用過渡配合。另外軸承的內外環(huán)都是薄壁件，軸和孔的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。 （4）軸承間隙的調整 為了提高主軸的回轉精度和剛度，主軸軸承的間隙應能調整。把軸承調到合適的負間隙，形成一定的預負載，回轉精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗振性也有改善。預負載使軸承內產生接觸變形，過大的預負載對提高剛度沒有明顯的效果，而磨損發(fā)熱量和噪聲都會增大，軸承壽命將因此而降低。 軸承間隙的調整量，應該能方便而且能準確地控制，但調整機構的結構不能太復雜。雙列短圓柱滾子軸承內圈

48、相對外圈可以移動，當內圈向大端軸向移動時，由于1：12的內錐孔，內圈將脹大消除間隙。 其他軸承調整也有與主軸軸承相似的問題。特別要注意：調整螺母的端面與螺紋中心線的垂直度，隔套兩個端面的平行度都較高要求，否則，調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。 為了方便安裝，Ⅰ軸上傳動件的外徑均小于箱體左側支承孔直徑，均采用深溝球軸承。為了便于裝配和軸承間隙調整，Ⅱ、Ⅲ軸均采用圓錐滾子軸承。滾動軸承均采用E級精度。 本車床為普通精度級的輕型機床，為了簡化結構、主軸采用了軸向后端定位的兩支承主軸組

49、件。前支承采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用角接觸球軸承和單向推力球軸承。為了保證主軸的回轉精度，主軸前后軸承均采用壓塊式防松螺母調整軸承的間隙。主軸前端采用短圓錐定心結構型式。前軸承為C級精度，后軸承為D級精度。 5.3密封裝置設計 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0.1～0.3mm的間隙（間隙越小，密封效果越好，但工藝困難）。還有一種是在軸承蓋的孔內開一個或幾個并列的

50、溝槽（圓弧形或V形），效果比上一種好些。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——在適當的地方做出回油路，使油能順利地流回到油箱。 因此，由于Ⅰ軸軸頸較小，線速度較低，為了保證密封效果，采用皮碗式接觸密封。而主軸直徑大、線速度較高，則采用了非接觸式密封。卸荷皮帶輪的潤滑采用毛氈式密封，以防止外界雜物進入。 5.4主軸換向與制動機構設計 本機床是適用于機械加工車間和維修車間的普通車床。主軸換向比較頻繁，才用雙向片式摩擦

51、離合器。這種離合器由內摩擦片、外摩擦片、止推片、壓塊和空套齒輪組成。離合器左右兩部門結構是相同的。左離合器傳動主軸正轉，用于切削加工。需要傳遞的轉矩較大，片數較多。右離合器用來傳動主軸反轉，主要用于退回，片數較少。這種離合器的工作原理是，內摩擦片的花鍵孔裝在軸Ⅰ的花鍵上，隨軸旋轉。外摩擦片的孔為圓孔，直徑略大于花鍵外徑。外圓上有4個凸起，嵌在空套齒輪的缺口之中。內外摩擦片相間安裝。用桿通過銷向左推動壓塊時，將內片與外片相互壓緊。軸Ⅰ的轉矩便通過摩擦片間的摩擦力矩傳遞給齒輪，使主軸正傳。同理，當壓塊向右時，使主軸反轉。壓塊處于中間位置時，左、右離合器都脫開，軸Ⅱ以后的各軸停轉。 制動器

52、安裝在軸Ⅲ，在離合器脫開時制動主軸，以縮短輔助時間。此次設計采用帶式制動器。該制動器制動盤是一個鋼制圓盤，與軸用花鍵聯(lián)接，周邊圍著制動帶。制動帶是一條剛帶，內側有一層酚醛石棉以增加摩擦。制動帶的一端與杠桿連接。另一端與箱體連接。為了操縱方便并保證離合器與制動器的聯(lián)鎖運動，采用一個操縱手柄控制。當離合器脫開時，齒條處于中間位置，將制動帶拉緊。齒條軸凸起的左、右邊都是凹槽。左、右離合器中任一個結合時，杠桿都按順時針方向擺動，使制動帶放松。 5.5其他結構問題 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

53、后的軸向力，推力軸承緊靠在孔的內端面，所以，內端面需要加工，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，內端面加工有一定難度。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40Cr或其他合金鋼。主軸頭部需要淬火，硬度為HRC50～55。其他部分處理后，調整硬度為HB220～250。 總結 時光飛逝，大學四年就這

54、樣結束了，同時也意味著我們真正離開校園的日子也不遠了，這次的機械制造裝備課程設計上我學到了很多課堂上學不到的知識，充分把自己所學的知識運用到實際問題上面。 通過這次畢業(yè)設計我也暴露了自己的很多問題，譬如分析問題的方法，不能有效的將理論知識和實際問題結合起來，基礎知識不夠扎實，有一種書到用時方恨少的感覺，這必定將影響我今后的學習態(tài)度，同時在課程設計的期間我也學會了如何獨立思考，如何開放自己的思維，如何有效的處理問題等，這也為我將來的工作生涯奠定了基礎。再今后的生活中我也一定會不斷的學習不斷的進取，將自己的所學充分發(fā)揮到工作當中去。 最后要感謝老師百忙之中耐心的教導，老師嚴謹的教學態(tài)度深深的影

55、響著我，老師在教學過程中表現(xiàn)的拼搏精神和無限的激情，也激勵著我在未來路上要勇往直前。最后向老師表示衷心的感謝。 致 謝 本論文是在老師精心指導和大力支持下完成的。劉老師平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設計的每個階段，從撰寫開題報告到查閱資料，設計草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細設計等整個過程中都給予了我悉心的指導。在此對劉老師表示衷心的感謝，謝謝他4個月以來的孜孜教誨。 其次我要感謝我的室友和幾位好友，他們幫助我克服了許多困難來完成此次畢業(yè)設計。每當我思路受阻時，他們便會出現(xiàn)在我身旁鼓勵我，幫我解決遇到的困難，沒有他們此次設計就

56、難以完成。 最后感謝母校對我的悉心培養(yǎng)，及各位老師所傳授的專業(yè)知識，這些知識將幫助我克服以后工作中遇到的各種困難。 參考文獻 [1]機械產品目錄編委會.機械產品目錄,北京:機械工業(yè)出版社，2006 [2]朱龍根.機械設計,北京:機械工業(yè)出版社,2006 [3]機械設計手冊編委會.機械設計手冊單行本減速器和變速器,北京.機械工業(yè)出版社,2012 [4]朱龍根.簡明機械零件設計手冊,北京:機械工業(yè)出版社,2006 [5]王鎮(zhèn), 沈際春.雙聯(lián)內錐齒輪和圓柱齒輪傳動研究.,陜西工學院學報,2012,3

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