寧XX大學
課程設計(論文)
車床主傳動系統(tǒng)設計
所在學院
專 業(yè)
班 級
姓 名
學 號
指導老師
年 月 日
V
摘 要
本設計著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設計步驟和設計方法，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，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡化結構，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設計方案。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。
關鍵詞:傳動系統(tǒng)設計,傳動副，結構網(wǎng)，結構式，
目 錄
摘 要 II
目 錄 IV
第1章 緒論 1
1.1 課程設計的目的 1
1.2課程設計的內容 1
1.2.1 理論分析與設計計算 1
1.2.2 圖樣技術設計 1
1.2.3編制技術文件 1
1.3 課程設計題目、主要技術參數(shù)和技術要求 1
第2章 車床參數(shù)的擬定 3
2.1車床主參數(shù)和基本參數(shù) 3
2.2車床的變速范圍R和級數(shù)Z 3
2.3確定級數(shù)主要其他參數(shù) 3
2.3.1 擬定主軸的各級轉速 3
2.3.2 主電機功率——動力參數(shù)的確定 3
2.3.3確定結構式 3
2.3.4繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 5
2.4 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 6
第3章 傳動件的計算 9
3.1 帶傳動設計 9
3.1.1計算設計功率Pd 9
3.1.2選擇帶型 10
3.1.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 10
3.1.4確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 11
3.1.5確定帶的根數(shù)z 12
3.1.6確定帶輪的結構和尺寸 12
3.1.7確定帶的張緊裝置 12
3.1.8計算壓軸力 12
3.2 計算轉速的計算 14
3.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 15
3.4 傳動軸最小軸徑的初定 18
第4章 主要零部件的選擇 19
4.1 軸承的選擇 19
4.2 鍵的規(guī)格 19
4.3 主軸彎曲剛度校核 19
4.4 軸承校核 20
4.5 潤滑與密封 20
第5章 摩擦離合器(多片式)的計算 21
5.1 結構設計 22
5.1.1 展開圖設計 22
5.1.2 截面圖及軸的空間布置 23
5.2主軸設計計算及校核 27
5.3 片式摩擦離合器的選擇和計算 30
5.4軸承的選用及校核 31
5.5鍵的選用及校核 32
5.6軸承端蓋設計 33
第6章 箱體的結構設計 34
第7章 潤滑與密封 35
總結 36
參考文獻 37
第1章 緒論
1.1 課程設計的目的
課程設計是在學完本課程后，進行一次學習設計的綜合性練習。通過課程設計，使學生能夠運用所學過的基礎課、技術基礎課和專業(yè)課的有關理論知識，及生產實習等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學知識的目的。通過課程設計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構，進行選擇和改進；結合結構設計，進行設計計算并編寫技術文件；完成系統(tǒng)主傳動設計，達到學習設計步驟和方法的目的。通過設計，掌握查閱相關工程設計手冊、設計標準和資料的方法，達到積累設計知識和設計技巧，提高學生設計能力的目的。通過設計，使學生獲得機械系統(tǒng)基本設計技能的訓練，提高分析和解決工程技術問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件。
1.2課程設計的內容
《機械系統(tǒng)設計》課程設計內容由理論分析與設計計算、圖樣技術設計和技術文件編制三部分組成。
1.2.1 理論分析與設計計算
（1）機械系統(tǒng)的方案設計。設計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。
（2）根據(jù)總體設計參數(shù)，進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。
（3）根據(jù)設計方案和零部件選擇情況，進行有關動力計算和校核。
1.2.2 圖樣技術設計
（1）選擇系統(tǒng)中的主要機件。
（2）工程技術圖樣的設計與繪制。
1.2.3編制技術文件
（1）對于課程設計內容進行自我經濟技術評價。
（2）編制設計計算說明書。
1.3 課程設計題目、主要技術參數(shù)和技術要求
參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：
37
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：
2.2車床的變速范圍R和級數(shù)Z
由公式R=，其中 =1.26，可以計算z=12
2.3確定級數(shù)主要其他參數(shù)
2.3.1 擬定主軸的各級轉速
依據(jù)題目要求選級數(shù)Z=12， =1.26=1.064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(shù)列可直接從標準的數(shù)列表中查出，按標準轉速數(shù)列為：
63,80,100,125,160,200,250,315，400，500，630
2.3.2 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，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素。
根據(jù)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.
2.3.3確定結構式
1. 擬定傳動方案：
擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱等整個傳動系統(tǒng)的確定。傳動型式則指傳動和變速的元件、機構以及其組成、安排不同特點的傳動型式、變速類型。傳動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，確定傳動方案和型式，要從結構、工藝、性能及經濟性等多方面統(tǒng)一考慮。
2. 確定結構式：
由Z=12可得：
主變速傳動系從電動機到主軸，通常為降速傳動，接近電動機的傳動轉速較高， 傳動的轉矩較小，尺寸小一些，反之，靠近主軸的傳動件轉速較低，傳遞的轉矩較大，尺寸就較大。因此在擬定主變速傳動系時，應盡可能將傳動副較多的變速組安排在前面，傳動副數(shù)少的變速組放在后面，使主變速傳動系中更多的傳動件在高速范圍內工作，尺寸小一些，以節(jié)省變速箱的造價，減小變速箱的外形尺寸；也就是滿足傳動副前多后少的原則，因此確定傳動方案為：12=3×2×2；
由12=3×2×2傳動式可得6種結構式和對應的結構網(wǎng)。分別為：
依據(jù)傳動順序與擴大順序相一致的原則選擇方案為 ：；
3. 設計結構網(wǎng)：
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進徑向尺寸過大，常限制最小傳動比，1/4，升速傳動時，為防止產生過大的振動和噪音，常限制最大傳動比，斜齒輪比較平穩(wěn)，可取，故變速組的最大變速范圍為/≤8～10。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。
依據(jù)中間軸變速范圍小的原則設計設計結構網(wǎng)如下所示：
系統(tǒng)結構網(wǎng)圖
檢查傳動組的變速范圍時，只檢查最后一個擴大組：
其中，， ；
最后一個擴大組轉速符合要求，則其他變速組的變速范圍肯定也符合要求。
2.3.4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：
（3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖2-3：
1-2軸最小中心距：A1_2min>1/2(Zmaxm+2m+D)
軸最小齒數(shù)和:Szmin>(Zmax+2+D/m)
圖2-3 主傳動系統(tǒng)圖
2.4 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)
(1)Sz100-120,中型機床Sz=70-100
(2)直齒圓柱齒輪Zmin18-20
（1） （7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內取模數(shù)相等，據(jù)設計要求Zmin≥18~20,齒數(shù)和Sz≤100～120，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。
（2） 確定各變速組內齒輪齒數(shù)
由以上確定的各個傳動比，根據(jù)參考文獻[1]表5-2，有：
a變速組
， ，
時，=…，58，60，62，64，66，68，70，72，74，76，…
時，=…，56，59，61，63，65，66，68，70，72，74，…
時，=…57，59，60，62，65，67，70，72，73，75，…
可知，=70和72是共同適用的，可取=72。再由參考文獻[1]表5-2查出各對齒輪副中小齒輪的齒數(shù)為：36、32和28。則：
；；
b變速組
， ，
時，=…，70，72，74，75，77，79，81，82，83，84，…
時，=…，70，72，73，75，77，78，80，82，83，85，…
時，=…，66，67，70，71，75，79，80，83，84，87，…
可取=83，查出齒輪齒數(shù)為：37、32、和20。
；
c變速組
，
可取=99，則： ；
第3章 傳動件的計算
3.1 帶傳動設計
輸出功率P=4kW,轉速n1=1440r/min,n2=1000r/min
3.1.1計算設計功率Pd
表4 工作情況系數(shù)
工作機
原動機
ⅰ類
ⅱ類
一天工作時間/h
10~16
10~16
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(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時），查《機械設計》P296表4，
取KA＝1.1。即
3.1.2選擇帶型
普通V帶的帶型根據(jù)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(jù)算出的Pd＝4.4kW及小帶輪轉速n1＝1440r/min ，查圖得：dd=80～100可知應選取A型V帶。
3.1.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速
由《機械設計》P298表13－7查得，小帶輪基準直徑為80～100mm
則取dd1=100mm> ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得）
表3 V帶帶輪最小基準直徑
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
20
50
75
125
200
355
500
由《機械設計》P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得=140mm
① 誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率）
誤差 符合要求
② 帶速
滿足5m/s
300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。
總之，小帶輪選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。
3.1.7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。
3.1.8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
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）
項目
?
符號
槽型
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
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
輪 槽 角
32°
對應的基準直徑 d d
≤ 60
-
-
-
-
-
-
34°
-
≤ 80
≤ 118
≤ 190
≤ 315
-
-
36°
60
-
-
-
-
≤ 475
≤ 600
38°
-
＞ 80
＞ 118
＞ 190
＞ 315
＞ 475
＞ 600
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(jù)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） .
3.2 計算轉速的計算
（1）主軸的計算轉速nj，由公式n=n得，主軸的計算轉速nj=100r/min，
取100r/min。
(2). 傳動軸的計算轉速
軸3=315 r/min， 軸2=500 r/min，軸1=1000r/min。
（2）確定各傳動軸的計算轉速。
表3-1 各軸計算轉速
軸 號
Ⅰ 軸
Ⅱ 軸
Ⅲ 軸
計算轉速 r/min
1000
500
315
（3） 確定齒輪副的計算轉速。3-2。
表3-2 齒輪副計算轉速
序號
Z
Z
Z
Z
Z
n
1000
500
500
315
100
3.3 齒輪模數(shù)計算及驗算
（1）模數(shù)計算。一般同一變速組內的齒輪取同一模數(shù)，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(shù)，如表3-3所示。
表3-3 模數(shù)
組號
基本組
第一擴大組
第二擴大組
模數(shù) mm
4
4
5
（2）基本組齒輪計算。
基本組齒輪幾何尺寸見下表
齒輪
Z1
Z1`
Z2
Z2`
Z3
Z3`
齒數(shù)
32
40
28
56
24
48
分度圓直徑
128
160
112
224
96
192
齒頂圓直徑
136
168
120
232
104
200
齒根圓直徑
118
150
102
214
86
182
齒寬
24
24
24
24
24
24
按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB～286HB，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
彎曲應力驗算公式為：
式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動機功率;
-----計算轉速（r/min）. ;
m-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=4（mm）;
B----齒寬（mm）
z----小齒輪齒數(shù)
u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比
-----壽命系數(shù)；
=
----工作期限系數(shù)；
T------齒輪工作期限，這里取T=15000h.;
-----齒輪的最低轉速（r/min）
----基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取=，彎曲載荷取=
m----疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6;
----轉速變化系數(shù)，查【5】2上，取=0.60
----功率利用系數(shù)，查【5】2上，取=0.78
-----材料強化系數(shù)，查【5】2上， =0.60
-----工作狀況系數(shù)，取=1.1
-----動載荷系數(shù)，查【5】2上，取=1
------齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2上，=1
Y------齒形系數(shù)，查【5】2上，Y=0.386；
----許用接觸應力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；
---許用彎曲應力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；
根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：
=635 Mpa
=78 Mpa
（3）擴大組齒輪計算。
第一擴大組
齒輪幾何尺寸見下表
齒輪
Z4
Z4`
Z5
Z5`
齒數(shù)
32
51
20
63
分度圓直徑
128
204
80
252
齒頂圓直徑
136
212
88
260
齒根圓直徑
118
194
70
242
齒寬
24
24
24
24
第二擴大組齒輪幾何尺寸見下表
齒輪
Z6
Z6`
Z7
Z7`
齒數(shù)
55
44
24
75
分度圓直徑
275
220
120
375
齒頂圓直徑
285
230
130
385
齒根圓直徑
262.5
207.5
107.5
362.5
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～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB～286HB，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，
=1，=1，m=3.5，=355；
可求得：
=619 Mpa
=135Mpa
3.4 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）
或 d=91（mm）
式中 d---傳動軸直徑（mm）
Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000；
N----該軸傳遞的功率（KW）
----該軸的計算轉速
---該軸每米長度的允許扭轉角，==。
各軸最小軸徑如表3-3。
表3-3 最小軸徑
軸 號
Ⅰ 軸
Ⅱ 軸
最小軸徑mm
35
40
第4章 主要零部件的選擇
4.1 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6012
II軸：對稱布置深溝球軸承6009
III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7012C
4.2 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
4.3 主軸彎曲剛度校核
（1）主軸剛度符合要求的條件如下：
a主軸的前端部撓度
b主軸在前軸承處的傾角
c在安裝齒輪處的傾角
(2)計算如下：
前支撐為雙列圓柱滾子軸承，后支撐為角接觸軸承架立放圓柱滾子軸承跨距L=450mm.
當量外徑 de==
主軸剛度：
因為di/de=25/285=0.088<0.7,所以孔對剛度的影響可忽略；
ks==2kN/mm
剛度要求：主軸的剛度可根據(jù)機床的穩(wěn)定性和精度要求來評定
4.4 軸承校核
4.5 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）密封圈——加密封裝置防止油外流。。
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?
第5章 摩擦離合器(多片式)的計算
設計多片式摩擦離合器時，首先根據(jù)機床結構確定離合器的尺寸，如為軸裝式時，外摩擦片的內徑d應比花鍵軸大2～6mm，內摩擦片的外徑D的確定，直接影響離合器的徑向和軸向尺寸，甚至影響主軸箱內部結構布局，故應合理選擇。
摩擦片對數(shù)可按下式計算
Z≥2MnK/fb[p]
式中 Mn——摩擦離合器所傳遞的扭矩（N·mm）；
Mn＝955×η/＝955××3×0.98/800＝1.28×（N·mm）;
Nd——電動機的額定功率（kW）；
——安裝離合器的傳動軸的計算轉速（r/min）；
η——從電動機到離合器軸的傳動效率；
K——安全系數(shù)，一般取1.3～1.5；
f——摩擦片間的摩擦系數(shù)，由于磨擦片為淬火鋼，查《機床設計指導》表2-15，取f=0.08；
——摩擦片的平均直徑（mm）;
=（D+d）/2＝67mm;
b——內外摩擦片的接觸寬度（mm）；
b=（D-d）/2=23mm；
——摩擦片的許用壓強（N/）；
＝＝1.1×1.00×1.00×0.76＝0.836
——基本許用壓強（MPa），查《機床設計指導》表2-15，取1.1；
——速度修正系數(shù)
＝n/6×=2.5（m/s）
根據(jù)平均圓周速度查《機床設計指導》表2-16，取1.00；
——接合次數(shù)修正系數(shù)，查《機床設計指導》表2-17，取1.00；
——摩擦結合面數(shù)修正系數(shù)，查《機床設計指導》表2-18，取0.76。
所以 Z≥2MnK/fb[p]＝2×1.28××1.4/（3.14×0.08××23×0.836＝11 臥式車床反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗確定，一般取
＝0.4＝0.4×11＝4.4
最后確定摩擦離合器的軸向壓緊力Q，可按下式計算：
Q=b(N)＝1.1×3.14××23×1.00＝3.57×
式中各符號意義同前述。
摩擦片的厚度一般取1、1.5、1.75、2（mm），內外層分離時的最大間隙為0.2～0.4（mm）,摩擦片的材料應具有較高的耐磨性、摩擦系數(shù)大、耐高溫、抗膠合性好等特點，常用10或15鋼，表面滲碳0.3～0.5（mm）,淬火硬度達HRC52～62。
圖3-5 多片摩擦離合器
5.1 結構設計
5.1.1 展開圖設計
5.1.1.1 齒輪布置
主傳動系統(tǒng)采用集中傳動方式，將全部傳動和變速機構集中在同一個主軸箱內，結構緊湊，便于實現(xiàn)集中操縱，安裝調整方便。電機軸與電動機采用彈性柱銷聯(lián)軸器連接，可一定程度降低定心精度要求，隔離點擊震動。
5.1.1.2 主軸組件設計
圓錐滾子軸承能同時承受徑向和軸向載荷，成對使用具有軸承數(shù)量少、支撐結構簡單、軸承間隙調整方便的特點。主軸采用單列圓錐滾子軸承的前中支承為主端深溝球軸承的尾端支承為輔的三支撐結構。用中支撐左側的螺母同時調整前中兩個軸承的間隙。
5.1.2 截面圖及軸的空間布置
由于滑移齒輪軸心離箱體壁距離較大，且滑移行程較長，故采用撥叉沿導向桿滑動來操縱滑移齒輪。擺動撥叉通過滑塊與滑動撥叉尾端的槽接觸，滑塊做圓弧運動轉化為撥叉的滑動，實現(xiàn)滑移。使用鋼球彈簧作為定位的手柄座可以使操作桿撥動到指定位置即停下并鎖緊，方便工人操作。
（4）各軸的功率：
取各傳動件效率如下：
帶傳動效率：
軸承傳動效率：
齒輪傳動效率：
則有各傳動軸傳遞功率計算如下：
（5）計算各軸的輸入轉矩：
由機械原理可知轉矩計算公式為：
以上計算數(shù)據(jù)總結如下：
傳動軸
電機軸
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ
傳動功率kw
4
3.8
3.65
3.51
3.37
傳遞轉矩
26.53
51.13
98.21
267.84
357.23
（6）傳動軸的直徑估算：
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《機械設計手冊》表7-12。軸有鍵槽，軸和軸因為要安裝滑移齒輪所以都采用花鍵軸,Ⅳ有鍵槽并且軸Ⅳ為空心軸.根據(jù)以上原則各軸的直徑取值：
a.Ⅰ軸的設計計算:
（1）選擇軸的材料
由文獻[1]中的表11-1和表11-3選用45號鋼，調質處理，硬度，，，。
（2）按扭矩初算軸徑
根據(jù)文獻[1]中式（11-2），并查表11-2，取C=115，則
考慮有鍵槽和軸承，軸加大5%：
所以取d=22mm
b. Ⅱ軸的設計計算:
（1）選擇軸的材料
由文獻[1]中的表11-1和表11-3選用45號鋼，調質處理，硬度，，，。
（2）按扭矩初算軸徑
根據(jù)文獻[1]中式（11-2），并查表11-2，取C=115，則
考慮有鍵槽，軸加大5%：
所以取最小d=30mm
c. Ⅲ軸的設計計算:
（1）選擇軸的材料
由文獻[1]中的表11-1和表11-3選用45號鋼，調質處理，硬度，，，。
(2）按扭矩初算軸徑
根據(jù)文獻[1]中式（11-2），并查表11-2，取C=115，則
有鍵槽和軸承，軸加大5%：； 取d=38mm.
根據(jù)以上計算各軸的直徑取值如下表示：
軸
軸
軸
軸
最小軸徑值
22
30
38
（7）Ⅱ軸的結構設計及校核計算：
（1）確定軸各段直徑和長度：
段：安裝圓錐滾子軸承，
段：安裝兩個個雙聯(lián)齒輪塊，同時利用軸肩定位軸承，由軸肩計算公式 所以取；
段：安裝圓錐滾子軸承，
（2）軸的強度校核：
軸的校核主要校核危險截面已知Ⅱ軸齒輪6、齒輪8數(shù)據(jù)如下：
求圓周力：；徑向力；
軸承支反力：
齒輪6對軸的支反力：
齒輪8對軸的支反力：
垂直面的彎矩：
由以上計算可知危險截面在軸的右端齒輪6處，，跨距282mm；直徑為48mm段；
軸承的支反力：
水平面彎矩：
合成彎矩：
已知轉矩為：轉矩產生的剪力按脈動循環(huán)變化，取截面C處的當量彎矩：
校核危險截面C的強度
則有該軸強度滿足要求。
同理可知，按照此方法校核其他傳動軸，經檢驗，傳動軸設計均符合要求。
轉矩圖
5.2主軸設計計算及校核
主軸上的結構尺寸雖然很多，但起決定作用的尺寸是：外徑D、孔徑d、懸伸量a和支撐跨距L。
1.主軸前后軸頸直徑的選擇：
主軸的外徑尺寸，關鍵是主軸前軸頸直徑。一般按照機床類型、主軸傳遞的功率或最大加工直徑，參考表3-7選取。最大回轉直徑400mm車床，P=4KW查《機械制造裝備設計》表3-7，前軸頸應,初選,后軸頸取。
2.主軸內孔直徑的確定：
很多機床的主軸是空心的，為了不過多的削主軸剛度，一般應保證d/D <0.7。
?。唤浻嬎氵x取內孔直徑d=40mm。
3.主軸前端伸長量a:
減小主軸前端伸長量對提高提高主軸組件的旋轉精度、剛度、和抗震性有顯著效果，因此在主軸設計時，在滿足結構的前提下，應最大限度的縮短主軸懸伸量a。根據(jù)結構,定懸伸長度;
取a=100mm。
4.支撐跨距L:
最佳跨距；取值
合理跨距；取值。
5.主軸剛度校驗：
機床在切削加工過程中，主軸的負荷較重，而允許的變形由很小，因此決定主軸結構尺寸的主要因素是它的變形大小。對于普通機床的主軸，一般只進行剛度驗算。通常能滿足剛度要求的主軸，也能滿足強度要求。只有重載荷的機床的主軸才進行強度驗算。對于高速主軸，還要進行臨界轉速的驗算，以免發(fā)生共振。
一彎曲變形為主的機床主軸(如車床、銑床)，需要進行彎曲剛度驗算，以扭轉變形為主的機床（如鉆床），需要進行扭轉剛度驗算。當前主軸組件剛度驗算方法較多，沒能統(tǒng)一，還屬近似計算，剛度的允許值也未做規(guī)定?？紤]動態(tài)因素的計算方法，如根據(jù)部產生切削顫動條件來確定主軸組件剛度，計算較為復雜?，F(xiàn)在仍多用靜態(tài)計算法，計算簡單，也較適用。
主軸彎曲剛度的驗算；驗算內容有兩項：其一，驗算主軸前支撐處的變形轉角，是否滿足軸承正常工作的要求；其二，驗算主軸懸伸端處的變形位移y，是否滿足加工精度的要求。對于粗加工機床需要驗算、y值；對于精加工或半精加工機床值需驗算y值；對于可進行粗加工由能進行半精的機床（如臥式車床），需要驗算值，同時還需要按不同加工條件驗算y值。
支撐主軸組件的剛度驗算，可按兩支撐結構近似計算。如前后支撐為緊支撐、中間支撐位松支撐，可舍棄中間支撐不計（因軸承間隙較大，主要起阻尼作用，對剛度影響較?。蝗羟爸兄挝痪o支撐、后支撐為松支撐時，可將前中支距當做兩支撐的之距計算，中后支撐段主軸不計。
機床粗加工時，主軸的變形最大，主軸前支撐處的轉角有可能超過允許值，故應驗算此處的轉角。因主軸中(后)支撐的變形一般較小，故可不必計算。
主軸在某一平面內的受力情況如圖：
在近似計算中可不計軸承變形的影響，則該平面內主軸前支撐處的轉角用下式計算；
切削力的作用點到主軸前支承支承的距離S=a+W，對于普通車床，W=0.4H，（H是車床中心高，設H=200mm)。
則：
當量切削力的計算：
主軸慣性矩
式中：
∴
因為；所以可知主軸前支撐轉角滿足要求。
5.3 片式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用廣泛，因為它可以在運轉中接通或脫開，具有結合平穩(wěn)、沒有沖擊、結構緊湊的特點，部分零件已經標準化，多用于機床主傳動。
【1】 摩擦片的徑向尺寸
摩擦片的外徑尺寸受到輪廓空間的限制，且受制于軸徑d，而摩擦片的內外徑又決定著內外摩擦片的環(huán)形接觸面積的大小，直接影響離合器的結構和性能。
一般外摩擦片的外徑可?。?
d為軸的直徑，取d=25，所以
25+5=30mm
特性系數(shù)是外片內徑與內片外徑D2之比
取=0.69，則內摩擦片外徑
【2】 按扭矩選擇摩擦片結合面的數(shù)目
一般應使選用和設計的離合器的額定靜扭矩和額定動扭矩滿足工作要求，由于普通機床是在空載下啟動反向的，故只需按離合器結合后的靜負載扭矩來計算。根據(jù)《機械制造裝備設計課程設計》有公式。即：
式中 ——速度修正系數(shù)，由表10.7。
——每小時結合數(shù)修正系數(shù)，干式取 1 ；濕式按表10.8選取。
——摩擦面對數(shù)修正系數(shù)。
取Z=7
故摩擦片總數(shù)為Z+1=8片，內摩擦片為9片。
用同樣的方法可以算出反轉摩擦片數(shù)：外摩擦片4片，內摩擦片5片。
【3】離合器的軸向拉緊力
由得：
查《機床零件手冊》，摩擦片的型號如下：
內片：Dp=72.85，查表?。篋=44mm，d=26mm
b=3mm,B=9.7mm
H=23.5mm,=0.5mm
外片：Dp=72.85，查表?。篋=86mm，d=30mm
b=2mm,B=20mm
H=48mm,H1=42mm
=0.5mm
內外片的最小間隙為：0.2～0.4
5.4軸承的選用及校核
1】各傳動軸軸承選取的型號：
主軸
前支承： NN3018K 型 圓錐孔雙列圓柱滾子軸承:9014037；
后支撐：352212 雙列圓錐滾子軸承:6011066；
Ⅰ軸
帶輪處：308 深溝球軸承軸409023；
軸與箱體處：305 GB276-89:256217；
齒輪：7305C 角接觸軸承GB292-83:255215；
③ Ⅱ軸
前、后支承：7306E 圓錐滾子軸承GBT297-84 :307219；
④ Ⅲ軸
前、后支承：7308E 圓錐滾子軸承GBT297-84 :409023；
2】各傳動軸軸承的校核：
假定：按兩班制工作，工作期限10年，每年按300天計，T=48000h。
依據(jù)《機械設計》軸承校核公式如下：
Ⅰ軸軸承校核：
已知選用軸承為：深溝球軸承 305 GB276-89:256217；
基本額定動載荷；由于該軸的轉速為定值710r/min；依據(jù)設計要求應對Ⅰ軸末端軸承進行校核。
最小齒輪直徑；
Ⅰ軸傳遞轉矩
齒輪受到的切向力
齒輪受到的軸向力
齒輪受到的徑向力
因此軸承當量動載荷
因此該軸承符合要求，選取合適。同理可校核其他傳動軸軸承，經校核各軸軸承選取均合適。
5.5鍵的選用及校核
<1>Ⅲ軸上的鍵的選用和強度校核：
Ⅲ軸與齒輪的聯(lián)接采用普通平鍵聯(lián)接，軸徑d=48mm；齒輪快厚度L=78.5mm；傳遞扭矩；選用A型平鍵，初選鍵型號為，。查《機械設計》表7-9得。由《機械設計》式（7-14）和式（7-15）得
由上式計算可知擠壓強度滿足。
由上式計算可知抗剪切強度滿足。
<2>主軸上的鍵的選用和強度校核
主軸與齒輪的聯(lián)接采用普通平鍵聯(lián)接，軸徑d=80mm；齒輪快厚度L=95mm；傳遞扭矩；選用A型平鍵，由于主軸空心所以選擇鍵，。查《機械設計》表7-9得。由《機械設計》式（7-14）和式（7-15）得
由上式計算可知擠壓強度滿足。
由上式計算可知抗剪切強度滿足。
5.6軸承端蓋設計
參照《機械設計及機械制造基礎課程設計》減速器端蓋設計方案來設計主軸箱端蓋，材料采用HT150，依據(jù)軸承外徑確定各端蓋的結構尺寸，如圖所示：
(依據(jù)該參數(shù)設計各軸承端蓋，詳見裝配圖紙圖案)
第6章 箱體的結構設計
1 、箱體材料
箱體多采用鑄造方法獲得，也有用鋼板焊接而成。鑄造箱體常用材料為HT15-33,強度要求較高的箱體用HT20-40，只有熱變形要求小的情況下才采用合金鑄鐵，采用HT20-40。與床身做成一體的箱體材料應根據(jù)床身或導軌的要求而定。箱體要進行時效處理。
2 、箱體結構
1、箱體結構設計要點
根據(jù)齒輪傳動的中心距、齒頂圓直徑、齒寬 等幾何尺寸，確定減速器的箱體的內部大小。由中心距確定箱體的長度，由齒頂圓直徑確定箱體的高度。由齒寬來確定箱體的寬度。
依據(jù)鑄造（或焊接）箱體的結構尺寸、工藝要求，確定箱體的結構尺寸，繪制箱體。如箱蓋，箱座及螺栓的尺寸。
根據(jù)齒輪的轉速確定軸承潤滑的方法與裝置，選擇軸承端蓋的類型。
附件設計與選擇。同時，可以進行軸系的結構設計，選擇軸承。
箱體的尺寸
名稱
符號
尺寸關系
箱座壁厚
15
主軸左側凸緣厚
73
箱座凸緣厚
32
主軸右側凸緣厚
37
外箱壁至軸承端面距離
齒輪頂圓與內箱壁距離
18
齒輪端面與內箱壁距離
10
2、鑄造工藝性要求
為了便于鑄造以及防止鑄件冷卻時產生縮孔或裂紋，箱體的結構應有良好的鑄造工藝性。
3、加工工藝性對結構的要求
由于生產批量和加工方法不同，對零件結構有不同要求，因此設計時要充分注意加工工藝對結構的要求。
4、裝配工藝對結構的要求
為了更快更省力地裝配機器，必須充分注意裝配工藝對接否設計的要求。
第7章 潤滑與密封
1、潤滑設計
普通機床主軸變速箱多用潤滑油，其中半精加工、精加工和沒有油式摩擦離合器的機床，采用油泵進行強制的箱內循環(huán)或箱外循環(huán)潤滑效果好。粗加工機床多采用結構簡單的飛濺潤滑點。
飛濺潤滑
要求賤油件的圓周速度為0.6～8米/秒，賤油件浸油深為10～20毫米（不大于2～3倍輪齒高）。速度過低或浸油深度過淺，都達不到潤滑目的，速度過高或浸油深度過深，攪油功率損失過大產生熱變形大，且油液容易氣化，影響機床的正常工作。油的深度要足夠，以免油池底部雜質被攪上來。
進油量的大小和方向
回油要保證暢通，進油方向要注意角接觸軸承的泵油效應，即油必須從小端進大端出。
箱體上的回油孔的直徑應盡可能的大些，一般應大于進油孔的直徑。箱體上放置油標，一邊及時檢查潤滑系統(tǒng)工作情況。
放油孔
應在箱體適當位置上設置放油孔，放油孔應低于油池底面，以便放凈油，為了便于接油最好在放油孔處接長管。
防止或減少機床漏油
箱體上外漏的最低位置的孔應高出油面。
軸與法蘭蓋的間隙要適當，通常直徑方向間隙1～1.5毫米。
主軸上常采用環(huán)形槽和間隙密封，效果要好，槽形的方向不能搞錯。
箱蓋處防漏油溝應設計成溝邊向箱體油溝內側偏一定距離，大約為3～5毫米。
2、潤滑油的選擇
潤滑油的選擇與軸承的類型、尺寸、運轉條件有關，速度高選粘度低的，反之選粘度高的。潤滑油粘度通常根據(jù)主軸前頸和主軸最高轉速選擇。
總結
金屬切削機床主軸箱的課程設計任務完成了，雖然設計的過程比較繁瑣，而且剛開始還有些不知所措，但是在同學們的共同努力下，再加上老師的悉心指導，我終于順利地完成了這次設計任務。本次設計鞏固和深化了課堂理論教學的內容，鍛煉和培養(yǎng)了我綜合運用所學過的知識和理論的能力，是我獨立分析、解決問題的能力得到了強化。通過本次設計我學到了很多東西，不但包括一些設計的方法，更重要的是，我學會了如何獨立思考，解決問題。在設計中，會不斷地遇到問題，這是就要我們去想辦法解決，讓我們去查資料，查手冊。在這次畢業(yè)設計中，我學會的一個解決問題的重要方法就是查設計手冊。
設計是一個系統(tǒng)的過程，通過這個過程，我們學會了分析問題、解決問題的一些基本的方法，讓我們系統(tǒng)回顧了大學四年學過的知識，也為我們將來的工作打下了基礎。
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