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1、 中北大學 信息商務學院 課 程 設 計 說 明 書 學生姓名： 學 號： 系： 機械自動化系 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 題 目： 機床課程設計 ——車床主軸箱設計 指導教師： 馬維金 職稱 : 教授 黃曉斌 職稱 : 副教授 2013 年 12 月 28 日 中北大學課程設計說明書

2、目錄 一、傳動設計 1.1 電機的選擇 1.2 運動參數(shù) 1.3 擬定結(jié)構(gòu)式 1.3.1 確定變速組傳動副數(shù)目 1.3.2 確定變速組擴大順序 1.4 擬定轉(zhuǎn)速圖驗算傳動組變速范圍 1.5 確定齒輪齒數(shù) 1.6 確定帶輪直徑 1.6.1 確定計算功率 Pca 1 .6.2 選擇 V 帶類型 1.6.3 確定帶輪直徑基準并驗算帶速 V 1.7 驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差 1.8 繪制傳動系統(tǒng)圖 二、估算主要傳動件，確定其結(jié)構(gòu)尺寸 2.1 確定傳動件計算轉(zhuǎn)速 2.1.1 主軸計算轉(zhuǎn)速 2.1.2 各

3、傳動軸計算轉(zhuǎn)速 2.1.3 各齒輪計算轉(zhuǎn)速 2.2 初估軸直徑 2.2.1 確定主軸支承軸頸直徑 2.2.2 初估傳動軸直徑 2.3 估算傳動齒輪模數(shù) 2.4 片式摩擦離合器的選擇及計算 2.4.1 決定外摩擦片的內(nèi)徑 d0 2.4.2 選擇摩擦片尺寸 2.4.3 計算摩擦面對數(shù) Z 2.4.4 計算摩擦片片數(shù) 2.4.5 計算軸向壓力 Q 2.5V 帶的選擇及計算 2.5.1 初定中心距 a0 2.5.2 確定 V 帶計算長度 L 及內(nèi)周長 L N 2.5.3 驗算 V 帶的撓曲

4、次數(shù) 2 中北大學課程設計說明書 2.5.4 確定中心距 a 2.5.5 驗算小帶輪包角 α1 2.5.6 計算單根 V 帶的額定功率 Pr 2.5.7 計算 V 帶的根數(shù) 三、結(jié)構(gòu)設計 3.1 帶輪的設計 3.2 主軸換向機構(gòu)的設計 3.3 制動機構(gòu)的設計 3.4 齒輪塊的設計 3.5 軸承的選擇 3.6 主軸組件的設計 3.6.1 各部分尺寸的選擇 3.6.1.1 主軸通孔直徑 3.6.1.2 軸頸直徑 3.6.1.3 前錐孔尺寸 3.6.1

5、.4 頭部尺寸的選擇 3.6.1.5 支承跨距及懸伸長度 3.6.2 主軸軸承的選擇 3.7 潤滑系統(tǒng)的設計 3.8 密封裝置的設計 四、傳動件的驗算 4.1 傳動軸的驗算 4.2 鍵的驗算 4.2.1 花鍵的驗算 4.2.2 平鍵的驗算 4.3 齒輪模數(shù)的驗算 4.4 軸承壽命的驗算 五、設計小結(jié) 六、參考文獻 3 中北大學課程設計說明書 一、傳動設計 1.1 電機的選擇 主電機功

6、率： 4KW 主軸最高轉(zhuǎn)速： 1500r/min 選擇 Y112M-4型三相異步電動機。 1.2 運動參數(shù) lg nmax nmin Z 1 根據(jù)公式 lg 變速范圍 Rn= vm ax ＝1500/33.5=44.8 ＝ Z 1 vm in 對于中型車床， ＝1.26 或 ＝1.41 此處取 ＝1.41 得轉(zhuǎn)速級數(shù) Z=12。 查《設計指導》 P6 標準數(shù)列表得轉(zhuǎn)速系列為： 33.5 、 47.5 、67、95、 132、190、265、 375、530、750、1060、1500。 1.

7、3 擬定結(jié)構(gòu)式 1.3.1 確定變速組傳動副數(shù)目 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組合： 12＝ 3 4 12 ＝43 12＝ 3 2 2 12 ＝ 2 3 2 12 ＝ 2 2 3 在上列兩行方案中，第一行的方案有時可以節(jié)省一根傳動軸，缺點是有一個 傳動組內(nèi)有四個傳動副。 如用一個四聯(lián)滑移齒輪， 則會增加軸向尺寸； 如果用兩 個雙聯(lián)滑移齒輪， 操縱機構(gòu)必須互鎖以防止兩個雙聯(lián)滑移齒輪同時嚙合， 所以少 用。 根據(jù)傳動副數(shù)目分配應“前多后少”的原則，方案 12＝322 是可取的。 但是，由于主軸換向采用雙向離合器

8、結(jié)構(gòu)， 致使Ⅰ軸尺寸加大， 此方案也不宜采 用，而應選用方案 12＝ 2 3 2。 1.3.2 確定變速組擴大順序 12=23 2 的傳動副組合，其傳動組的擴大順序又可以有以下 6 種 形式： A 、 12=213226 B 、12=21 3422 C、12 =2 33126 D 、12=26 3123 4 中北大學課程設計說明書 E、12=2234 21 F 、12=26 3221 根據(jù)級比指數(shù)要“前密后疏”的原則，應選用方案 A。然而，對于所設計 的機構(gòu)，將會出現(xiàn)兩個問題： Ⅰ Ⅱ

9、 Ⅰ Ⅱ Ⅰ Ⅱ ① 第一變速組采用降速傳動（圖 a）時，由于摩擦離合器徑向結(jié)構(gòu)尺寸限 制，在結(jié)構(gòu)上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑， 使得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Ⅱ - Ⅲ軸間的中心距也會加大，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。 ② 如果第一變速組采用升速傳動（圖 b），則Ⅰ軸至主軸間的降速傳動只 能由后兩個變速組承擔。 為了避免出現(xiàn)降速比小于允許的極限值， 常

10、常需要增加 一個定比降速傳動組，使系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復雜。這種傳動也不是理想的。 如果采用方案 C、12 =2 3 3126（圖 c） 則可解決上述存在的問題。 其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下圖所示： 5 中北大學課程設計說明書 1.4 擬定轉(zhuǎn)速圖及驗算傳動組變速范圍 第二擴大組的變速范圍 R2＝ 6 ＝8，符合設計原則要求，方案可用。 由第二擴大組的

11、變速范圍 R2＝ 6 ＝ 8R＝ 可知第二擴大組兩個傳動副的傳 m ax 動必然是傳動比的極限值。所以轉(zhuǎn)速圖擬定如下： 1.5 確定齒輪齒數(shù) 查《金屬切削機床》表 8－1 各種傳動比的適用齒數(shù)求出各傳動組齒輪齒數(shù)如下表： 變速組 第一變速組 a 第二變速組 b 第三變速組 c 齒數(shù)和 72 72 90

12、 齒輪 Z1 Z 1* Z 2 Z 2* Z 3 Z 3* Z 4 Z 4* Z 5 Z 5* Z 6 Z 6* Z 7 Z 7* 齒數(shù) 24 48 42 30 19 53 24 48 30 42 60 30 18 72 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， 三聯(lián)滑移齒 輪中最大和次大齒輪之間的齒數(shù)差應大于 4。所選齒輪的齒數(shù)符合設計要求。 1.6 確定帶輪直徑 1.6.1 確定計算功率 Pca 6 中北大學課程設計說明書 由《機械設計》表 8－

13、7 查得工作情況系數(shù) K A =1.1 故 Pca ＝ K A P＝ 1.1 4＝4.4KW 1.6.2 選擇 V 帶類型 據(jù) Pca、 nE 的值由《機械設計》圖 8－11 選擇 A 型帶。 1.6.3 確定帶輪直徑基準并驗算帶速 V 由《機械設計》表 8－6、表 8－ 8，取小帶輪基準直徑 d1 ＝ 。 118mm 驗算帶速 V V ＝π d1 nE /(60 1000) ＝π 1181440/(60 1000) ＝ 8.897m/s 因為 5m/s＜V＜30m/s, 所以帶輪合適。

14、 定大帶輪直徑 d 2 d 2 ＝ i d1 （1－ε）＝（ 1440/750 ） 118（ 1－0.02 ）＝ 222.03mm ε――帶的滑動系數(shù)，一般取 0.02 據(jù)《機械設計》表 8－ 8，取基準直徑 d2 ＝224mm。 1.7 驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差 主軸各級實際轉(zhuǎn)速值用下式計算： n = n E(1- ε ) d1 u1 u 2 u 3 d2 式中 u 1 u 2 u 3 分別為第一、第二、第三變速組齒輪傳動比； n E 為電機的滿載轉(zhuǎn)速 ；ε取 0.02 。 轉(zhuǎn)速誤差用主軸實際轉(zhuǎn)速與標準轉(zhuǎn)速相對誤差的絕

15、對值表示： △ n = | n n | ≤ 10（Φ -1 ）%10（ 1.41 － 1） %=4.1% n 其中 n 主軸理想轉(zhuǎn)速 把數(shù)據(jù)依次代入公式得出下表 主軸轉(zhuǎn)速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 理想轉(zhuǎn)速 33.5 47.5 67 95 132 190 7 中北大學課程設計說明書 實際轉(zhuǎn)速 33.5 47.3 67.1 94.6 133.4 188.1 轉(zhuǎn)速誤差 % 0 0

16、.4 0.1 0.4 1 0.5 主軸轉(zhuǎn)速 n7 n8 n9 n10 n11 n12 理想轉(zhuǎn)速 265 375 530 750 1060 1500 實際轉(zhuǎn)速 265.2 373.9 527.2 743.4 1054.5 1486.8 轉(zhuǎn)速誤差 % 0.1 0.3 0.5 0.9 0.5 0.9 轉(zhuǎn)速誤差滿足要求，數(shù)據(jù)可用。 1.8 繪制傳動系統(tǒng)圖

17、 二、估算主要傳動件，確定其結(jié)構(gòu)尺寸 2.1 確定傳動件計算轉(zhuǎn)速 2.1.1 主軸計算轉(zhuǎn)速 主軸計算轉(zhuǎn)速是第一個三分之一轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的最高一級轉(zhuǎn)速， 即 nj = n min Z 1 4=95r/min; 3 =93.9r/min 即 n 8 中北大學課程設計說明書 2.1.2 各傳動軸計算轉(zhuǎn)速 軸Ⅲ可從主軸為 95r/min 按 18/72 的傳動副找上去，似應為 375r/min 。但是由于軸Ⅲ上的最低轉(zhuǎn)速 132r/min 經(jīng)傳動組

18、 c 可使主軸得到 33.5r/min 和 265r/min 兩種轉(zhuǎn)速。 265r/min 要傳遞全部功率，所以軸Ⅲ的計算轉(zhuǎn)速應為 132r/min 。軸Ⅱ的計算轉(zhuǎn)速可按傳動副 b 推上去，得 375r/min 。軸Ⅰ的計算轉(zhuǎn) 速為 750r/min 。 各軸的計算轉(zhuǎn)速列表如下 軸 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 計算轉(zhuǎn)速 nj 750 375 132 95 2.1.3 各齒輪計算轉(zhuǎn)速 1 * Z 2 * Z 4 * Z 7 Z 1 Z 2 * Z 4 * * * 齒 Z

19、 Z 3 Z 5 Z 6 Z 3 Z 5 Z 6 Z 7 輪 齒 24 48 42 30 19 53 24 48 30 42 60 30 18 72 數(shù) nj 75 37 75 106 37 13 37 19 37 26 13 26 37 95 0 5 0 0 5 2 5 0 5 5 2 5 5

20、 2.2 初估軸直徑 2.2.1 確定主軸支承軸頸直徑 據(jù)電機的功率參考《機械制造工藝金屬切削機床設計指南》 （以下簡稱《設 計指南》）表 4.2 －3，取主軸前軸頸直徑 D1 = 80mm，后軸頸直徑 D2 = （ 0.7 ～0.9 ） D1，取 D2 = 60 mm。 2.2.2 初估傳動軸直徑 按扭轉(zhuǎn)剛度初步計算傳動軸直徑 d = 91 N 4 n j [ ] 式中 d —— 傳動軸危險截面處直徑； N —— 該軸傳遞功率（ KW）； N= N d η； 9 中北大

21、學課程設計說明書 η——從電機到該傳動軸間傳動件的傳動效率（不計軸承上的效率） ，對估算傳動軸直徑影響不大可忽略； n j ——該軸計算轉(zhuǎn)速（ r/min ）； [ ] —— 該軸每米長度允許扭轉(zhuǎn)角 據(jù)《設計指導》 P32這些軸取 [ ]=1deg/m。 根據(jù)傳動系統(tǒng)圖上的傳動件布置情況初步估計各軸長度如下表 軸 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 長度 640 600 740 840 對Ⅰ軸 d＝ 91 4 N ＝ 91

22、 0.96 4 ＝28mm n j [ 640 ] 4 750 1 1000 對Ⅱ軸 d＝ 91 4 N ＝ 91 4 0.96 0.97 ＝35mm n j [ ] 4 600 375 1 1000 對Ⅲ軸 d＝ 91 4 N ＝ 91 4 0.96 0.97

23、0.97 ＝40mm n j [ ] 4 132 740 1 1000 考慮到軸是花鍵軸所以軸直徑作為花鍵軸小徑 , 據(jù)《設計指南》附表 2.3 －1取 d1＝28mm，花鍵規(guī)格 N d DB( 鍵數(shù)小徑大徑鍵寬 ) ＝832 287；d2＝ 35mm，花鍵規(guī)格 NdDB(鍵數(shù)小徑大徑鍵寬 ) ＝8403510；d3＝ 40mm，花鍵規(guī)格 NdDB(鍵數(shù)小徑大徑鍵寬 ) ＝ 8 454012。 綜上對傳動軸直徑估算結(jié)果如下 軸 Ⅰ Ⅱ Ⅲ

24、 直徑 28 35 40 花鍵 6 3228 7 6 40 35 6 45 40 10 12 10 中北大學課程設計說明書 2.3 估算傳動齒輪模數(shù) 參考《設計指導》 P36 中齒輪模數(shù)的初步計算公式初定齒輪的模數(shù)按齒輪彎曲疲勞的估算 m w ≥ 32 N mm 3 n j Z 按齒面點蝕的估算 A ≥ 370 N mm 3 n j m j = 2A zi zi*

25、 式中 N —— 該軸傳遞功率（ KW）； N= N d η； η——從電機到該傳動軸間傳動件的傳動效率（不計軸承上的效率） ； n j ——大齒輪的計算轉(zhuǎn)速（ r/min ）； Z —— 所算齒輪的齒數(shù)； A——齒輪中心距 同一變速組中的齒輪取同一模數(shù)，按工作負荷最重（通常是齒數(shù)最?。┑凝X 輪進行計算，然后取標準模數(shù)值作為該變速組齒輪的模數(shù)。據(jù)《設計指導》 P32 取每兩傳動軸間傳動件的傳動效率η＝ 0.97 傳動組 a 中 按齒輪彎曲疲勞的估算 m w ≥ 32 3 N mm

26、 = 32 3 4 0.96 ＝ 1.91mm n j Z 750 24 按齒面點蝕的估算 A ≥ 370 3 N mm＝ 370 3 4 0. 96 ＝ 80.35mm n j 375 m j ＝ 2 A mm＝ 2 80.35 ＝ 2.23mm z1 z1* 72 取標準模數(shù) m＝ 2.5mm 傳動組 b 中 11 中北大學課程設計說明書 按齒輪彎曲疲勞的估算 N mm = 32 3 4 0.9

27、6 0.97 ＝ 2.58 mm w m ≥ 32 3 375 19 n j Z 按齒面點蝕的估算 A ≥ 370 3 N mm＝370 3 4 0.96 0.97 ＝112.6mm n j 132 m j ＝ 2 A mm＝ 2 112.6 ＝3.13mm z3 z3* 72 取標準模數(shù) m＝ 4mm 傳動組 c 中 按齒輪彎曲疲勞的估算 m w ≥ 32 3 N

28、mm = 32 3 4 0.96 0.97 0.97 ＝ 2.60mm n j Z 375 18 按齒面點蝕的估算 A ≥ 370 N mm＝ 370 4 0.96 0.97 0.97 ＝ 3 3 nj 95 124.43mm m j ＝ 2 A mm＝ 2 124.43 ＝2.77mm z6 z6* 90 取標準模數(shù) m＝ 3mm 2.4 片式摩擦離合器的選擇及計算 2.4.1 決定外摩擦片的內(nèi)徑

29、d0 結(jié)構(gòu)為軸裝式，則外摩擦片的內(nèi)徑 d 0 比安裝軸的軸徑 D大 2～6 mm有 d 0 ＝D+(2～6) ＝ 36+(2～6) ＝38～42mm 取 d 0 ＝ 42mm 2.4.2 選擇摩擦片尺寸 參考《設計指導》 P41 表摩擦片尺寸及花鍵規(guī)格自行設計摩擦片的尺寸如圖 所示 12 中北大學課程設計說明書 24 φ42 6 φ90 φ90 φ9 8 φ38 φ32 外摩擦片 厚

30、度 1.5 內(nèi)摩擦片 2.4.3 計算摩擦面對數(shù) Z K z Z 12MnK 103 / π ［ ］ 3 3 f p (D d0 ) KvKm 式中 Mn――額定動扭矩； Mn＝9550 N η ＝ 9550 4 0.96 ＝ 48.90N n j 750 m K ＝1.3 ～1.5 ；取 K ＝1.3 ； f ——摩擦片間

31、的摩擦系數(shù)；查《設計指導》表 12 f ＝0.6 （摩擦片材料 10 鋼，油潤） [P] ——摩擦片基本許用比壓；查《設計指導》表 12 [P] ＝1.0MPa（摩 擦片材料 10 鋼，油潤）； D——摩擦片內(nèi)片外徑 mm； d 0 ――外摩擦片的內(nèi)徑 mm； KV ——速度修正系數(shù)； 根據(jù)平均圓周速度（ 1.62m/s ）查《設計指導》表 13 近似取為 1.3 ； Km ——結(jié)合次數(shù)修正系數(shù)；查《設計指導》表 13 取為 0.84 ； K z ――接合面修正系數(shù)； 13 中北大

32、學課程設計說明書 把數(shù)據(jù)代入公式得 K z Z＝10.8 查《設計指導》表 13 取 Z＝14 2.4.4 計算摩擦片片數(shù) 摩擦片總片數(shù)（ Z＋1）＝ 15 片 2.4.5 計算軸向壓力 Q Q＝ π ( D 2 d0 2 ) ［ p］ Kv 40 ＝ π (902 422 ) 0.8 1.2 40 ＝ 478N 2.5V 帶的選擇及計算 2.5.1 初定中心距 a0 由前面部分 V 帶輪直徑的選擇結(jié)合公式有 a0 ＝（ 0.6 ～2）（ d1 ＋ d2 ） ＝（ 0.6 ～ 2）（ 118

33、＋ 224） ＝ 205.2 ～ 684 mm 取 a0 ＝500 mm 2.5.2 確定 V 帶計算長度 L 及內(nèi)周長 LN L0 ＝ 2 a0 ＋π( d1 d 2 ) ( d2 d1 ) 2 2 4a0 π (118 (224 118)2 ＝ 2 500＋ 224) 500 2 4 ＝ 1542.8 mm 據(jù)《設計指導》 P30表計算長度取 L＝1625 mm，內(nèi)周長 LN ＝1600 mm。 2.5.3 驗算 V 帶的

34、撓曲次數(shù) μ＝ 1000mv ≤40 次/s L 式中 m――帶輪個數(shù)； 把數(shù)據(jù)代入上式得μ＝ 10.95 ≤40 次/s ，數(shù)據(jù)可用。 2.5.4 確定中心距 a 14 中北大學課程設計說明書 L L0 ＝ 500＋ 1625 1542.8 ＝541.1 mm a ＝ a0 ＋ 2 2 取 a＝542 mm 2.5.5 驗算小帶輪包角 α1 α1 ≈ 180o － d2 d1 57.3o a ＝180o － 224 118 57.

35、3o 542 ＝ 168.8o ≥ 120o 滿足要求。 2.5.6 計算單根 V 帶的額定功率 Pr 由 d1 ＝ 118min 和 n1 ＝1440r/min, 查《機械設計》表 8－4a 得 P0 =1.76KW； 據(jù) n1 ＝ 1440r/min 和 i ＝ 2.23 和 A 型帶，查《機械設計》表 8－4b 得△ P0 =0.17KW； 查《機械設計》表 8－5 得 Kα＝ 0.98 ； 查《機械設計》表 8－2 得 《機械設計》表 8－ 5 得 K L ＝0.99 ； 有 Pr ＝（ P0 ＋△

36、P0 ） Kα K L ＝（ 1.76 ＋0.17 ） 0.98 0.99 ＝ 1.87 2.5.7 計算 V 帶的根數(shù) Z ＝ Pca / Pr =4.4/1.87 ＝2.35[ 取 Z＝3 根 三、結(jié)構(gòu)設計 3.1 帶輪的設計 根據(jù) V 帶計算，選用 3 根 A 型 V 帶。由于Ⅰ軸安裝摩擦離合器及傳動齒輪，為了改善它們的工作條件， 保證加工精度，采用卸荷式帶輪結(jié)構(gòu)輸入。 如圖所示，帶輪支承在軸承外圓上， 而兩軸承裝在與箱體固定的法蘭盤上， 扭矩從端頭花鍵傳入。 15 中北大學課程設計說明書

37、 3.2 主軸換向機構(gòu)的設計 主軸換向比較頻繁，才用雙向片式摩擦離合器。 這種離合器由內(nèi)摩擦片、 外摩擦片、滑動套筒、螺母、鋼球和空套齒輪等組成。離合器左右兩部門結(jié) 構(gòu)是相同的。 左離合器傳動主軸正轉(zhuǎn)， 用于切削加工。 需要傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，片數(shù)較多。右離合器用來傳動主軸反轉(zhuǎn)，主要用于退回，片數(shù)較少。 這種離合器的工作原理是， 內(nèi)摩擦片的花鍵孔裝在軸Ⅰ的花鍵上，

38、隨軸 旋轉(zhuǎn)。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(nèi)外摩擦片相間安裝。移動套筒 4 時，鋼球沿斜面 向中心移動并使滑塊 3、螺母 1 向左移動，將內(nèi)片與外片相互壓緊。軸Ⅰ的 轉(zhuǎn)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，當滑塊 7、 螺母 8 向右時，使主軸反轉(zhuǎn)。處于中間位置時，左、右離合器都脫開，軸Ⅱ 以后的各軸停轉(zhuǎn)。摩擦片的間隙可通過放松銷 6 和螺母 8 來進行調(diào)整。 摩擦片的軸向定位是由兩個帶花鍵孔的圓盤實現(xiàn)。 其中一個圓盤裝在花 鍵上，另一個裝在花鍵軸的一個環(huán)形溝槽里，并轉(zhuǎn)

39、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起來。 結(jié)構(gòu)如下圖所示 16 中北大學課程設計說明書 1 2 3 4 5 6 7 8 3.3 制動機構(gòu)的設計 根據(jù)制動器的設計原理，將其安裝在靠近主軸的較高轉(zhuǎn)速的軸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

40、剛帶，內(nèi)側(cè)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(jié)合時，杠桿都按順時 針方向擺動，使制動帶放松。 17 中北大學課程設計說明書 3.4 齒輪塊的設計 機床的變速系統(tǒng)采用

41、了滑移齒輪變速機構(gòu)。根據(jù)各傳動軸的工作特點，基 本組 ( 傳動組 b) 滑移齒輪采用平鍵聯(lián)接裝配式齒輪，固定齒輪用獨立式；第一 擴大組 ( 傳動組 a) 的滑移齒輪采用了整體式滑移齒輪；第二擴大組 ( 傳動組 c) 傳動轉(zhuǎn)矩較大用平鍵聯(lián)接裝配式齒輪， 此時平鍵傳遞轉(zhuǎn)矩， 彈性擋圈軸向固定， 簡單、工藝性好、結(jié)構(gòu)方便。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。 由各軸的圓周速度參考《設計指導》 P53, Ⅰ～Ⅲ軸間傳動齒輪精度為 8－7

42、 － 7Dc，Ⅲ～Ⅳ軸間齒輪精度為 7－6－6 Dc 。齒輪材料為 45 鋼，采用整體淬火處理。 根據(jù)前面初估的模數(shù)計算齒輪直徑由于Ⅱ軸基本組的大齒輪會和離合器相 干涉（相碰），因而對第一擴大組的齒輪模數(shù)進行調(diào)整，調(diào)為 m=4mm,并取為統(tǒng)一模數(shù)。各齒輪參數(shù)如下表 齒輪 1 Z 1* Z 2 Z 2* Z 3 Z 3* Z 4 Z 齒數(shù) 24 48 42 30 19 53 24 n 750 375 750 1060 375 132 375 j

43、 分度圓直徑 96 192 168 120 76 212 96 齒頂圓直徑 104 200 176 128 84 220 104 齒底圓直徑 86 182 158 110 66 202 86 齒輪寬 32 30 30 32 32 30 32 齒輪 Z 4* Z 5 Z 5* Z 6 Z 6* Z 7 Z 7* 齒數(shù) 48 30 42 60 30 18 72 nj 190 375 265 132 265 375 95 分度圓直徑 192 120 168

44、 240 120 72 288 齒頂圓直徑 200 128 176 248 128 80 296 18 中北大學課程設計說明書 齒底圓直徑 182 110 158 230 110 62 278 齒輪寬 30 32 30 30 32 33 30 3.5 軸承的選擇 為了方便安裝， Ⅰ軸上傳動件的外徑均小于箱體左側(cè)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(diào)整，Ⅱ、Ⅲ軸均采用圓錐滾子軸承。滾動軸承均采用 E 級精度。 3.6 主軸組件的設計

45、 3.6.1 各部分尺寸的選擇 3.6.1.1 主軸通孔直徑 參考《設計指導》 P5，取主軸通孔直徑 d＝37mm。 3.6.1.2 軸頸直徑 據(jù)前面的估算主軸前軸頸直徑 D1 = 80mm，后軸頸直徑 D2 =60mm。 3.6.1.3 前錐孔尺寸 據(jù)車床最大回轉(zhuǎn)直徑 320mm，參考《設計指導》 P61 表莫氏錐度號選 5；其標 準莫氏錐度尺寸如下 莫 氏 大 端 直 錐 度 簡圖 徑 D D d 長度 號 L

46、 L 1 ： d D 5 44.399 130 19.022 3.6.1.4 頭部尺寸的選擇 采用短圓錐式的頭部結(jié)構(gòu)，懸伸短，剛度好。參考《設計指導》 P63 的圖及 19 中北大學課程設計說明書 P64 表的主軸頭部尺寸如下圖所示 5 6 9 . , 5 6 1 0 10 1 . 0 0 + 0

47、 3 8 5 6 5 . 3 . 4 1 2 0 8 1 7 7 30 1 2 22 13 3.6.1.5 支承跨距及懸伸長度 為了提高剛度，應盡量縮短主軸的懸伸長度 a，適當選擇支承跨距 L。取 L/a ＝ 3.24 ，由頭部尺寸取 a＝ 100mm則 L＝324mm。 3.6.2 主軸軸承的選擇 為提高剛度，主軸采用三支承，前支承和中支承為主要支承，后支承為輔 助支承。這是因為主軸上的傳動齒輪集

48、中在前部； 容易滿足主軸的最佳跨距要求； 箱體上前、中支承的同軸度加工容易保證，尺寸公差也易控制。 前軸承選用一個型號為 32316 的圓錐滾子軸承，中軸承選一個用型號為 30214 的圓錐滾子軸承，后軸承選用一個型號為 6312 深溝球軸承。前軸承 D 級精度，中軸承 E 級精度，后軸承 E 級精度。前軸承內(nèi)圈配合為 k5，外圈配合為M6；中軸承內(nèi)圈配合為 js5 ，外圈配合為 K6；后軸承內(nèi)圈配合為 js6 ，外圈配合為 H7。 3.7 潤滑系統(tǒng)的設計 主軸箱內(nèi)采用飛濺式潤滑，油面高度為 65mm左右，甩油環(huán)浸油深度為 10mm

49、20 中北大學課程設計說明書 左右。潤滑油型號為： IIJ30 。 卸荷皮帶輪軸承采用脂潤滑方式。潤滑脂型號為：鈣質(zhì)潤滑脂。 3.8 密封裝置的設計 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。詳見展開圖。 四、傳動件的驗算 4.1 傳動軸的驗算 Ⅰ軸的剛度較低，故而在此處進行驗算。其受力簡化如下圖所示 T1 T2 C F r

50、 A B 168 320 R C b a R A T2 ＝ T1 =9.55 106 N ＝9.55 10 6 4 0.96 ＝ 48896 Nmm n 750 齒輪受到的徑向力 Fr ＝2 T2 tan α / d1 ＝248896tan 20 o /96 ＝370.8 N 對于傳動軸Ⅰ主要驗算軸上裝齒輪和軸承處的撓度 y 和傾角θ。Ⅰ軸上有一段 為花鍵軸，但長度在軸上的比例不大，全軸按圓軸算。Ⅰ軸平均直徑求的 d＝ 28mm，則

51、 截面慣性矩 I ＝π d 4 ＝π 284 ＝30171.9 mm4 64 64 按《設計指導》 P34有關公式計算 對 B 點 y ＝ Fr a 2b2 /3EI l ＝ 370.8 3202 1682 2.1 108 30171.9 488 3 21 中北大學課程設計說明書 ＝ 1.16 10－4 mm 查《設計指導》 P33表 對一般傳動軸許用撓度 [Y] ＝（0.0003 ～ 0.0005

52、 ）l ＝（0.0003 ～0.0005 ） 448＝ 0.1464 ～0.244 mm； 對裝有齒輪的軸許用撓度 [Y] ＝（0.01 ～0.03 ）m＝（0.01 ～0.03 ） 4＝ 0.04 ～ 0.12 mm； 滿足要求。 θB ＝ Fab（b a） 3EIl ＝ 370.8 320 168 （168－320） 3 2.1 108 30171.9 488 ＝－ 3.27 10 7 rad 查《設計指導》 P33表許用 [ θ] ＝0.001rad 滿足要求。 對 A 點 θA ＝ Fab(a 2b

53、) 6EIl ＝ 370.8 320 168 （320 2 168） 6 2.1 108 30171.9 488 ＝ 7.05 10 7 rad 對 C 點 θA ＝－ Fab(b 2a) 6EIl ＝ 370.8 320 168 （168 2 320） 6 2.1 108 30171.9 488 ＝ 8.68 10 7 rad 查《設計指導》 P33表許用 [ θ ] ＝ 0.001rad 滿足要求。 綜上，Ⅰ軸的剛度滿足要求。 4.2 鍵的驗算

54、 4.2.1 花鍵的驗算 花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應力為 jy 8Tmax ≤ [ jy ] 2 d 2 )lz (D 式中： jy ――計算擠壓應力； Mp 22 中北大學課程設計說明書 Tmax ——花鍵傳遞的最大扭矩； N m m Tmax ＝ 9.55 106 N ，N――該軸傳遞的最大功率， n j ――該軸的計 n j 算轉(zhuǎn)速； D 、d —— 花鍵的外徑和內(nèi)徑； mm z—— 花鍵的齒數(shù)； l ――工作長度； mm —— 載

55、荷分布不均勻系數(shù)， ＝0.7 ～0.8 ；取 ＝0.75 [jy ] ――許用擠壓應力，查《機械設計》表6－ 3， [ jy ] ＝100～ 140Mp，取 [ jy ] ＝ ； 130 Mp 對Ⅰ軸花鍵 Tmax ＝ 9.55 106 4 0.96 ＝48896 Nm m 750 對Ⅰ軸裝離合器處花鍵 D ＝36mm d ＝ 32

56、 mm z ＝6 l ＝18 mm 則 jy＝ 8 48896 2 282 ) 18 6 0.75 (32 ＝20.1Mp≤[ jy ] 滿足要求。 對Ⅰ軸裝帶輪處花鍵 D＝30mm d ＝ 26mm z＝ 6 l ＝ 40 mm 則 jy＝ 8 48896 26 2 ) 40 6 0.75 (30 2

57、 ＝9.7Mp≤ [ jy ] 滿足要求。 所以Ⅰ軸花鍵滿足要求。 對Ⅱ軸花鍵 Tmax ＝ 9.55 10 6 4 0.96 0.97 ＝94858 Nm m 375 D＝ 40mm d ＝35mm z＝6 l ＝70 mm 則 23 中北大學課程設計說明書 8 94858 jy＝ ( 402 352 ) 70 6 0.75 ＝6.4Mp≤ [ jy ] 滿足要求。 對Ⅲ軸花鍵 Tma

58、x ＝ 9.55 106 4 0.96 0.97 0.98 ＝264094 Nm m 132 D＝ 45mm d ＝40mm z＝6 l ＝110mm 則 ＝ 8 264094 jy 402 ) 110 6 0.75 ( 452 ＝10.0Mp≤[ jy ] 滿足要求。 4.2.2 平鍵的驗算 普通平鍵的強度條件 σp ＝ 2T 103 ≤[ p ] kld 式中： σp ――計算擠壓應力； Mp T ——傳遞

59、的轉(zhuǎn)矩； N m k —— 鍵與輪轂槽的接觸高度， k ＝ 0.5h ，此處 h 為鍵的高度； mm l —— 鍵的工作長度； mm d ――軸的直徑； mm [ p ] ――鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力，查《機械設計》 表 6－2，此處鍵、軸、輪轂三者材料都是鋼 [ p ] ＝100～ 120M Mp，取 [ p ] ＝110 Mp； 對Ⅱ軸三聯(lián)齒輪出 A 型平鍵 b h=16 10 , L=56 T ＝48.896 Nm k ＝0.5h ＝0.5 10＝5 mm l ＝L-b=40 mm d ＝ 53 mm

60、 則 σp ＝ 2 48.896 103 5 40 53 24 中北大學課程設計說明書 ＝9.2 Mp ≤[ p ] 滿足要求。 對Ⅲ軸三聯(lián)齒輪出 A 型平鍵 b h=18 11 , L=63 T ＝94.858 Nm k ＝ 0.5h ＝0.5 11＝5.5mm l ＝ 45mm d ＝63mm則 σp ＝ 2 94.858 10 3 5.5 45 63 ＝12.2 Mp ≤ [ p ] 滿足要求。 對Ⅳ軸三聯(lián)

61、齒輪出 A 型平鍵 T ＝ 9.55 103 4 0.96 0.97 0.98 ＝1040 N m k ＝ 0.5h ＝ 0.5 14＝ 33.5 7mm l ＝ 68mm d ＝75 mm , b h=22 14,L=80mm, 則 σp ＝ 2 7 1040 10 3 68 75 ＝58.3Mp≤[ p ] 滿足要求。 4.3 齒輪模數(shù)的驗算 按接觸疲勞強度計算齒輪模數(shù) mj m j = 16300 3 (i 1) Kd K c K b K s N mm

62、 m z12 i[ j ] 2 n j 式中： N —— 傳遞的額定功率 KW； n j —— 計算轉(zhuǎn)速（小齒輪）； r/min m —— 齒寬系數(shù)； z 1 —— 計算齒輪齒數(shù)； i —— 大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比， “+”用于外嚙合，“—”用于內(nèi)嚙合，此處為外嚙合，故取“ +”; K s —— 壽命系數(shù)： K s = K TKn KNKq 60n T KT —— 工作期限系數(shù)： K T = m c0 25 中北大學課程設計說明書 T ——預定的齒輪工作期

63、限，對中型機床 T = 15000 ～20000h； n —— 齒輪的最低轉(zhuǎn)速； r/min c 0 —— 基準循環(huán)次數(shù)，查《設計指導》表 3； m —— 疲勞曲線指數(shù)，查《設計指導》表 3； K n —— 轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，查《設計指導》表 4； K —— 功率利用系數(shù)，查《設計指導》表 5； N K q —— 材料強化系數(shù)，查《設計指導》表 6； K c —— 工作狀況系數(shù)，中等沖擊主運動， Kc = 1.2 ～ 1.6 ； K d —— 動載荷系數(shù)，查《設計指導》表 8； K

64、 b —— 齒向載荷分布系數(shù)，查《設計指導》表 9； [ j ] —— 許用接觸應力，查《設計指導》表 11； Mp 齒輪按彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù) mw mw = 275 K d K c K b K s N 3 m z1 [ w ] n j Y 其中 Y —— 齒形系數(shù)由《設計指導》表 10 查得； [ w ] —— 許用彎曲應力，查《設計指導》表 11； Mp 驗算結(jié)果如下表 按接觸疲勞強度驗算算齒輪模數(shù) 參數(shù)

65、 傳動組 a 傳動組 b 傳動組 c N 3.84 3.72 3.65 n j 750 375 375 m 7.5 7.5 7.5 z1 24 19 18 i 2 2.8 4 m 3 3 3 n 750 375 132 26 T KT K s c0 K n KN Kq Kc Kd Kb [

66、 j ] mj 結(jié)論  中北大學課程設計說明書 15000 15000 15000 4.07 3.23 2.28 1.44 0.88 0.81 107 107 107 0.85 0.68 0.89 0.58 0.58 0.58 0.76 0.73 0.73 1.2 1.2 1.2 1.3 1.4 1.2 1.02 1.04 1.04 1100 1100 1100 2.02 3.55 3.29 估算值可用 估算值可用 估算值可用 齒輪按彎曲疲勞強度驗算齒輪模數(shù) 參數(shù) 傳動組 a 傳動組 b 傳動組 c N 3.84 3.72 3.65 n j 750 375 375 m 7.5 7.5 7.5 z1