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課程設(shè)計說明書 臥式升降臺銑床主傳動設(shè)計(題目3） 學(xué)生姓名： 專 業(yè)： 班 級： 學(xué) 號： 指導(dǎo)教師： 職稱 完成時間： 3 目 錄 目 錄 2 第1章 緒論 5 1.1選題的目的 5 1.2研究的主要內(nèi)容 5 1.2.1擬定主運動參數(shù) 5 1.2.2運動設(shè)計 5 1.2.3動力計算和結(jié)構(gòu)草圖設(shè)計 5 1.2.4傳動件驗算 6 1.2.5裝配設(shè)計 6 1.2.6編寫設(shè)計說明書 6 1.3 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 銑床參數(shù)的擬定 7 2.1銑床主參數(shù)和基本參數(shù) 7 2.2銑床的變速范圍R和級數(shù)Z 7 2.3確定級數(shù)主要其他參數(shù) 7 2.3.1 擬定主軸的各級轉(zhuǎn)速 7 2.3.2 主電機功率——動力參數(shù)的確定 7 2.3.3確定結(jié)構(gòu)式 7 2.3.4確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 9 2.3.5繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 9 2.4 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 11 第3章 傳動件的計算 13 3.1 帶傳動設(shè)計 13 3.1.1計算設(shè)計功率Pd 13 3.1.2選擇帶型 14 3.1.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 14 3.1.4確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 15 3.1.5確定帶的根數(shù)z 16 3.1.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 16 3.1.7確定帶的張緊裝置 16 3.1.8計算壓軸力 16 3.2 計算轉(zhuǎn)速的計算 18 3.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 19 3.4 傳動軸最小軸徑的初定 21 第4章 主要零部件的選擇 22 4.1 軸承的選擇 22 4.2 鍵的規(guī)格 22 4.3 零件驗算 22 4.3.1 主軸剛度 22 4.3.2 傳動軸剛度 27 4.3.3 齒輪疲勞強度 30 4.4.軸承校核 32 4.5 潤滑與密封 32 第5章 結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明 33 5.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案 33 5.2 展開圖及其布置 33 結(jié) 論 34 參考文獻 34 第1章 緒論 隨著社會生產(chǎn)的進步和科學(xué)技術(shù)的不斷發(fā)展，機電產(chǎn)品的質(zhì)量和生產(chǎn)率的要求越來越高。研究本課題對提高機電產(chǎn)品生產(chǎn)率，保證產(chǎn)品質(zhì)量，改善勞動強度和降低生產(chǎn)成本等都非常重要。 車床產(chǎn)業(yè)發(fā)展到現(xiàn)在，技術(shù)已相經(jīng)當成熟。高效率、高精度、多樣化、自動化已成為當今社會車床發(fā)展的特征。機床的特點就是多樣化發(fā)展，技術(shù)的飛速發(fā)展和產(chǎn)品的更新使車床必須多樣化，目前車床主要是多品種小批生產(chǎn)，因此現(xiàn)代機床不但要保障加工精度和高度自動化，而且必須有一定的鋼度和柔性，這樣才能更加適應(yīng)加工。 1.1選題的目的 機床主軸變速箱設(shè)計是在學(xué)完基礎(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課及有關(guān)專業(yè)課的基礎(chǔ)上進行的綜合訓(xùn)練。通過這次畢業(yè)設(shè)計，我可以掌握機床主軸變速箱設(shè)計過程和方法，包括參數(shù)擬定、傳動設(shè)計、零件計算、結(jié)構(gòu)設(shè)計等，鍛煉了結(jié)構(gòu)分析和設(shè)計能力；綜合應(yīng)用過去所學(xué)的理論知識，提高聯(lián)系實際和綜合分析能力；訓(xùn)練和提高設(shè)計的基本技能，如計算、制圖、應(yīng)用設(shè)計資料、標準和規(guī)范、編寫技術(shù)文件等。 1.2研究的主要內(nèi)容 車床主軸變速箱設(shè)計是在學(xué)完基礎(chǔ)課，技術(shù)基礎(chǔ)課及相關(guān)專業(yè)課的基礎(chǔ)上進行的綜合訓(xùn)練。主要內(nèi)容如下： 1.2.1擬定主運動參數(shù) 根據(jù)車床的類型、規(guī)格等特點，查知典型工藝的切削用量，結(jié)合實際條件及情況，并與同類型車床比較分析后確定：極限轉(zhuǎn)速，，公比（或級數(shù) Z ），和主傳動電機功率N。 1.2.2運動設(shè)計 根據(jù)擬定的參數(shù)，完成結(jié)構(gòu)網(wǎng)和轉(zhuǎn)速圖并對其分析，確定傳動結(jié)構(gòu)方案和傳動系統(tǒng)圖，計算各傳動副的傳動比和齒輪的齒數(shù)，并驗算主軸的轉(zhuǎn)速誤差。 1.2.3動力計算和結(jié)構(gòu)草圖設(shè)計 估算軸徑d以及齒輸模數(shù)m，選擇和計算反向離合器，制動器。 將各傳動件和其它零件在展開圖和剖面圖上做簡單的安排，布置和設(shè)計。 1.2.4傳動件驗算 根據(jù)以上結(jié)構(gòu)草圖，對一根傳動軸的剛度和強度，以及該軸系的軸承的壽命進行驗算。 1.2.5裝配設(shè)計 車床主軸變速箱的裝配圖是以結(jié)構(gòu)草圖為“底稿”，進行設(shè)計和繪制的。設(shè)計主軸變速箱的結(jié)構(gòu)包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等）、主軸組件、操縱機構(gòu)、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)接件的結(jié)果設(shè)計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。圖上各零部件要表達清楚，并標注尺寸和配合。 1.2.6編寫設(shè)計說明書 應(yīng)包括車床的用途、特點及主要技術(shù)參數(shù)，同類型車床的方案及結(jié)構(gòu)的分析對比，參數(shù)擬定，運動設(shè)計，動力計算和結(jié)構(gòu)草圖設(shè)計，傳動件驗算，裝配圖設(shè)計等，此外，還應(yīng)對重要結(jié)構(gòu)的選擇和分析做必要的說明。 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：臥式升降臺銑床主傳動設(shè)計 銑床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：主軸最低轉(zhuǎn)速35.5r/ min；主軸最高轉(zhuǎn)速1800r/ min；主軸轉(zhuǎn)速公比1.26；主電動機功率3KW。 34 第2章 銑床參數(shù)的擬定 2.1銑床主參數(shù)和基本參數(shù) 銑床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下： 變速級數(shù)Z 正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速 nmin( ) 電機功率 N（kw） 公比 18 35.5 3 1.26 2.2銑床的變速范圍R和級數(shù)Z 由公式R=，其中 =1.26，R=50.8，可以計算z=18 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(zhuǎn)速 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)列可直接從標準的數(shù)列表中查出，按標準轉(zhuǎn)速數(shù)列為： 35.5,45,56,71,90,112,142,180,224,275,350，450，560，710，900，1120，1420，1800 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(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3KW 可選取電機為：Y100L-4額定功率為3KW，滿載轉(zhuǎn)速為1420r/min. 2.3.3確定結(jié)構(gòu)式 將主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)分解因子，可能的方案有： 第一行 第二行 在上面的兩行方案中，第一行方案是由11對傳動副組成的兩個變速組，這兩個變速組串聯(lián)構(gòu)成了主軸的18級轉(zhuǎn)速。這樣的方案能夠省掉一根軸，但有一個傳動組內(nèi)將出現(xiàn)9個傳動副。假如用一個九聯(lián)滑移齒輪，那么軸向尺寸會增大。假如采用若干個雙聯(lián)滑移齒輪與若干個三聯(lián)滑移齒輪組合使用，那么，為了防止各滑移齒輪同時嚙合，操縱機構(gòu)必須實現(xiàn)互鎖。綜上所述，第一行中的方案一般不采用。 對于第二行中的三個方案，將出現(xiàn)三個變速組，每個變數(shù)組中有2個或者3個傳動副。我們能夠采用雙聯(lián)或者三聯(lián)滑移齒輪來變速。該行方案中總的傳動副數(shù)最少，軸向尺寸較小，操縱機構(gòu)也相對簡單。因此，在主軸轉(zhuǎn)速為18級的分級變速系統(tǒng)設(shè)計中，通常采用第二行中的方案。 根據(jù)公式可得，傳動件所傳遞的功率P與它的計算轉(zhuǎn)速決定了傳遞轉(zhuǎn)矩T。一般情況下，從電動機到主軸為降速傳動。即所謂的“近電機高轉(zhuǎn)速”，從而計算轉(zhuǎn)速也較高，那么需要傳遞的轉(zhuǎn)矩就較小，尺寸也較小。根據(jù)傳動副的“前多后少”原則，即將傳動副較多的變速組安排在靠近電動機處，這樣可以多些小尺寸的零件，少些大尺寸的零件，不僅可以節(jié)省材料，還可以使變速箱結(jié)構(gòu)緊湊。因此，對于第二行中的三種方案，我們通常采用的方案，它表示該傳動系統(tǒng)是由3個變速組共8對傳動副組成（不包含可能的定比傳動副）。 在方案中，由于基本組與擴大組之間的排列順序不同，又將衍生出6種不同的方案。6種方案的結(jié)構(gòu)式如下： 在這6個方案中，首先應(yīng)對各個方案變速組的變速范圍進行驗算。在一般情況下，變速范圍最大的是最后一個擴大組，所以只需要對最后一個擴大組的變速范圍進行校驗。 設(shè)計機床的變速系統(tǒng)中，在降速傳動時，為了避免從動齒輪的直徑過大而使徑向尺寸隨之增大，通常使傳動副的最小傳動比。在升速傳動中，防止產(chǎn)生過大的噪聲與震動，通常使傳動副的最大傳動比。對于斜齒圓柱齒輪傳動比較平穩(wěn)，所以取。故，在一般情況下變速組的變速范圍應(yīng)滿足以下條件： 在、、、這四種方案中，最后一個擴大組都是，其變速范圍： 所以不滿足傳動組的極限變速范圍要求。 在、這兩種方案中，最后一個擴大組都是，其變速范圍： 滿足傳動組的極限變速范圍要求。根據(jù)中間軸變速范圍最小的原則，即“前密后疏”，方案為最佳方案，結(jié)構(gòu)式為：。 2.3.4確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 畫出結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下：(變速系統(tǒng)共需4根軸，其中Ⅳ軸為主軸) Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 圖1 結(jié)構(gòu)網(wǎng) 2.3.5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： 圖2 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2-3： 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 （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。 （1） 確定各變速組內(nèi)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 ， 時，=…，80，84，85，95，96，99，100，104，105，… 時，=…，92，93，95，96，98，99，101，102，104，… 可取=99，查出齒輪齒數(shù)為：20和33。則： ； 第3章 傳動件的計算 3.1 帶傳動設(shè)計 輸出功率P=3kW,轉(zhuǎn)速n1=1420r/min,n2=900r/min 3.1.1計算設(shè)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(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 變動很大 破碎機（旋轉(zhuǎn)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(shè)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(shè)計功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按《機械設(shè)計》P297圖13－11選取。 根據(jù)算出的Pd＝3.3kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n1＝1420r/min ，查圖得：dd=80～100可知應(yīng)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(shè)計》P298表13－7查得，小帶輪基準直徑為80～100mm 則取dd1=95mm> 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(shè)計》P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得=160mm 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/s300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。 總之，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。 3.1.7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。 3.1.8計算壓軸力 由《機械設(shè)計》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝123.75N，上面已得到=171.2o，z=3，則 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） 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(yīng)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(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((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(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） 3.2 計算轉(zhuǎn)速的計算 （1）主軸的計算轉(zhuǎn)速nj，由公式n=n得，主軸的計算轉(zhuǎn)速nj=100.037r/min， 取100r/min。 (2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 軸3=425 r/min， 軸2=670 r/min，軸1=850r/min。 （2）確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。 表6 各軸計算轉(zhuǎn)速 軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸 計算轉(zhuǎn)速 r/min 850 670 425 （3） 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。 表7 齒輪副計算轉(zhuǎn)速 序號 Z Z Z Z Z n 850 850 670 670 425 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(nèi)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8所示。 表8 模數(shù) 組號 基本組 第一擴大組 第二擴大組 模數(shù) mm 4 4 4 （2）基本組齒輪計算。 表9 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(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)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(yīng)力驗算公式為 彎曲應(yīng)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(yīng)力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa； ---許用彎曲應(yīng)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` Z6 Z6` 齒數(shù) 46 37 32 51 20 63 分度圓直徑 184 148 128 204 80 252 齒頂圓直徑 192 156 136 212 88 260 齒根圓直徑 174 138 118 194 70 242 齒寬 24 24 24 24 24 24 第二擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z5 Z5` Z6 Z6` 齒數(shù) 66 33 20 79 分度圓直徑 264 132 80 316 齒頂圓直徑 272 140 88 324 齒根圓直徑 254 122 70 306 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241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)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(zhuǎn)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(zhuǎn)速 ---該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角，==。 各軸最小軸徑如表10。 表10 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 零件驗算 4.3.1 主軸剛度 4.3.1.1 主軸支撐跨距的確定 前端懸伸量：主軸前端的懸伸長度，即從主軸外側(cè)前支撐中點（滾錐軸承及向心推力軸承則是接觸角法線與軸線的交點處）到主軸前端的距離。這里選定。 一般最佳跨距，考慮到結(jié)構(gòu)以及支承剛度會因磨損而不斷降低，應(yīng)取跨距比最佳支承跨距 大一些，一般是的倍，再綜合考慮結(jié)構(gòu)的需要，本設(shè)計取。 4.3.1.2 最大切削合力P的確定 最大圓周切削力須按主軸輸出全功率和最大扭矩確定 （4-8） 其中： ——電動機額定功率()，； ——主傳動系統(tǒng)的總效率，，為各傳動副、軸承的效率，總效率。由前文計算結(jié)果， 。?。? ——主軸的計算轉(zhuǎn)速，由前文計算結(jié)果，主軸的計算轉(zhuǎn)速為； ——計算直徑，對于臥式銑床，為最大端銑刀計算直徑，對于工作臺寬度為250mm的臥式銑床,其端銑刀的計算直徑及寬度分別為，。 可以得到， 驗算主軸組件剛度時，須求出作用在垂直于主軸軸線的平面內(nèi)的最大切削合力。對于臥式升降臺銑床的銑削力，一般按端銑計算。 不妨假設(shè)本銑床進給系統(tǒng)的末端傳動副有消隙機構(gòu)，應(yīng)采用不對稱順銑，則各切削分力、、同的比值可大致認為 ； ； 。 則，，即與水平面成角，在水平面的投影與成角。 4.3.1.3 切削力作用點的確定 設(shè)切削力的作用點到主軸前支撐的距離為 （4-9） 其中： ——主軸前端的懸伸長度，； ——對于普通升降臺銑床。 可以得到， 4.3.1.4 齒輪驅(qū)動力Q的確定 齒輪傳動軸受輸入扭矩的齒輪驅(qū)動力的作用而產(chǎn)生彎曲變形，當齒輪為直齒圓柱齒輪時，其嚙合角，齒面摩 擦角時，其彎曲載荷 （4-10） 其中： ——齒輪傳遞的全功率()，??； ——該齒輪的模數(shù)、齒數(shù)； ——該傳動軸的計算工況轉(zhuǎn)速。 可以得到， 4.3.1.5 變形量允許值的確定 變形量允許值：對普通機床前端撓度的允許值，目前廣泛 使用的經(jīng)驗數(shù)據(jù) （4-11） 其中： ——主軸兩支撐間的距離，。 可以得到， 4.3.1.6 主軸組件的靜剛度驗算 圖6 主軸組件縱向視圖力的分布 圖 7 主軸組件橫向視圖力的分布 選定如圖的直角坐標系，求各力同時作用下，前后軸承負荷的大小及其方向角，并判定象限。建立方程組計算主軸前后支撐處的支反力。 的方向： 的方向： 在點的水平投影： 在點的垂直投影： 可以得到， ，， ，， 即，方向與軸正方向夾角。 ，方向與軸正方向夾角。 前后軸承的負荷大小與支反力大小相同，方向相反。故前后軸承的負荷為： ，方向與軸正方向夾角。 ，方向與軸正方向夾角。 按軸承的合成負荷，計算軸承的彈性位移。 滾動軸承的徑向剛度是支承剛度的主要部分，支承剛度還包括軸承環(huán)與軸頸及箱體孔的配合表面間的接觸剛度。預(yù)緊的滾動軸承可以提高剛度。 計算時可以忽略軸承環(huán)與軸頸以及箱體孔之間的接觸剛度。僅以滾動軸承的游隙為零時，承受徑向載荷來計算軸承的徑向剛度，圓錐滾子軸承的徑向剛度 （4-12） 其中： ——滾動體列數(shù)； ——每列中滾動體數(shù)； ——滾子有效長度； ——軸承的徑向負荷； ——軸承的接觸角。 可以得到， 前后支承軸承的彈性位移， 分別計算各作用力對彈性主軸前端點產(chǎn)生的撓度。 由簡單載荷下簡支軸的變形公式，軸自身變形引起的軸點撓度公式 （4-13） （4-14） 其中： ——載荷力； ——材料的彈性模量，鋼的； ——分別為軸的的抗彎慣性矩 （4-15） 可以得到， 可以得到， 共同作用下，點的撓度分解 將軸承的彈性位移分解為直角坐標分量，并計算它對主軸前端點產(chǎn)生的相應(yīng)撓度值。 點： 點： 在水平面（方向）點產(chǎn)生的撓度： 在垂直面（方向）點產(chǎn)生的撓度： 可以得到， 將主軸組件前端c 點在直角坐標上的各分量進行代數(shù)疊加后，再合成綜合撓度值并計算其方向角。 分量： 合成： 方向角： 由綜合撓度，可見，故主軸通過校核。 4.3.2 傳動軸剛度 4.3.2.1 齒輪驅(qū)動力Q的確定 齒輪傳動軸同時受輸入扭矩的齒輪驅(qū)動力和輸出扭矩的齒輪驅(qū)動阻力的作用而產(chǎn)生彎曲變形，當齒輪為直齒圓柱齒輪，其嚙合角，齒面摩擦角時，其彎曲載荷 （4-16） 其中： ——該齒輪傳遞的全功率，取； ——該齒輪的模數(shù)和齒數(shù)； ——該傳動軸的計算工況轉(zhuǎn)速； ——該軸輸入扭矩的齒輪計算轉(zhuǎn)速； ——該軸輸出扭矩的齒輪計算轉(zhuǎn)速。 由于軸Ⅲ上有三種不同的驅(qū)動力和三種不同的驅(qū)動阻力，故驅(qū)動力具體的計算結(jié)果在下文討論。 4.3.2.2 變形量允許值的確定 齒輪傳動軸的抗彎剛度驗算，包括軸的最大撓度，滾動軸承處及齒輪安裝處的傾角驗算。其值均應(yīng)小于允許變形量及，允許變形量可由參考文獻[4]查得。 由參考文獻[3]知，對于傳動軸Ⅱ，僅需要進行剛度計算，無須進行強度驗算。 5.2.2.3 主軸組件的撓度驗算 圖8 傳動軸II載荷分布 其中是變速組1的驅(qū)動力，且3個驅(qū)動力不能同時作用；是變速組2的驅(qū)動阻力，且3個驅(qū)動阻力不能同時作用。 可以得到 對于輸出驅(qū)動阻力，由于各種情況轉(zhuǎn)速不定，故應(yīng)在選定校核用軸Ⅲ速度以后計算。 為了計算上的簡便，可以近似地以該軸的中點撓度代替最大撓度，其最大誤差不超過3%。 由參考文獻[4]，若兩支承的齒輪傳動軸為實心的圓形鋼軸，忽略其支承變形，在單位彎曲載荷作用下，其中點撓度 （4-17） 其中： ——兩支承間的跨距，； ——該軸的平均直徑，； （4-18） ——齒輪的工作位置至較近支撐點的距離； ——輸入扭矩的齒輪在軸的中點引起的撓度； ——輸出扭矩的齒輪在軸的中點引起的撓度； 其余各符號定義與前文一致。 可以得到， ； ； 。 可以得到 故引起的中點撓度最大，在計算合成撓度時使用，進行計算。此時軸Ⅲ轉(zhuǎn)速為。 可以得到， 可以得到， 故引起的中點撓度最大，在計算合成撓度時使用，進行計算。 由參考文獻[4]，中點的合成撓度 （4-19） 其中： ——被驗算軸的中點合成撓度； ——在橫截面上，被驗算的軸與其前、后傳動軸連心線的夾角； ——驅(qū)動力和阻力在橫截面上，兩向量合成時的夾角。 （4-20） 可以得到 可以得到 由綜合撓度，可見，滿足要求。 由參考文獻[4]，傳動軸在支承點A、B處的傾角、 （4-21） 可以得到， 可見，滿足要求，故不用計算傳動軸在齒輪處的傾角。 綜上，傳動軸Ⅱ通過校核。 4.3.3 齒輪疲勞強度 驗算變速箱中齒輪強度時，選擇相同模數(shù)中承受載荷最大的及齒數(shù)最小的齒輪進行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力計算。一般對高速轉(zhuǎn)動的齒輪驗算齒面接觸應(yīng)力，對低速轉(zhuǎn)動的齒輪驗算齒根彎曲應(yīng)力。對硬齒面軟芯的滲淬火齒輪，一定要驗算彎曲應(yīng)力。因而此處僅驗算與 這對齒輪。 由參考文獻[4]，齒面接觸應(yīng)力 （4-22） 齒根彎曲應(yīng)力 （4-23） 其中： ——初算得到的齒輪模數(shù)，； ——傳遞的額定功率，； ——齒輪的計算轉(zhuǎn)速， ——大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比，，外嚙合取“＋”號，內(nèi)嚙合取“－”號； ——小齒輪的齒數(shù)； ——齒寬； ——許用接觸應(yīng)力，由參考文獻[5]表13-16，齒輪材料選用45鋼，高頻淬火，可得； ——許用彎曲應(yīng)力，； ——壽命系數(shù)； （4-24） ——工作期限系數(shù)； （4-25） ——齒輪在機床工作期限內(nèi)的總工作時間，對于中型機床的齒輪，，取，統(tǒng)一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認為，為該變速組的傳動副數(shù)，取，則； ——齒輪的最低轉(zhuǎn)速 ——基準循環(huán)次數(shù)，對于鋼和鑄鐵件，接觸載荷取，彎曲載荷??； ——疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取，彎曲載荷對正火、調(diào)質(zhì)及整體淬硬件取，對表面淬硬（高頻、滲碳、氮化等）件??； 可以得到， ； ——功率利用系數(shù)，??； ——轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，??； ——材料強化系數(shù)，?。? 可以得到， ， ； ——齒向載荷分布系數(shù)，?。? ——動載荷系數(shù)，??； ——工作狀況系數(shù)，考慮載荷沖擊的影響，主運動（中等沖擊）??； ——齒形系數(shù)，取。 可以得到， 可見，，。 綜上，齒輪通過校核。 4.4.軸承校核 4.5 潤滑與密封 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。 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(dǎo)——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 結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明 5.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案 設(shè)計主軸變速箱的結(jié)構(gòu)包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等）、主軸組件、操縱機構(gòu)、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結(jié)件的結(jié)構(gòu)設(shè)計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設(shè)計由于時間的限制，一0般只畫展開圖。 主軸變速箱是機床的重要部件。設(shè)計時除考慮一般機械傳動的有關(guān)要求外，著重考慮以下幾個方面的問題。 精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結(jié)構(gòu)工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標準化和通用化的原則。 主軸變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計時整個機床設(shè)計的重點，由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜，設(shè)計中不可避免要經(jīng)過反復(fù)思考和多次修改。在正式畫圖前應(yīng)該先畫草圖。目的是： 1 布置傳動件及選擇結(jié)構(gòu)方案。 2 檢驗傳動設(shè)計的結(jié)果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時改正。 3 確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置，以確 定各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數(shù)據(jù)。 5.2 展開圖及其布置 展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個平面上。 I軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪。有兩種布置方案，一是將兩級變速齒輪和離合器做成一體。齒輪的直徑受到離合器內(nèi)徑的約束，齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑，負責齒輪無法加工。這樣軸的間距加大。另一種布置方案是離合器的左右部分分別裝在同軸線的軸上，左邊部分接通，得到一級反向轉(zhuǎn)動，右邊接通得到三級反向轉(zhuǎn)動。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第一種方案，通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結(jié)構(gòu)。 總布置時需要考慮制動器的位置。制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動器不要放在轉(zhuǎn)速太低軸上，以免制動扭矩太大，是制動尺寸增大。 齒輪在軸上布置很重要，關(guān)系到變速箱的軸向尺寸，減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。 結(jié) 論 分級變速主傳動系統(tǒng)設(shè)計的結(jié)構(gòu)及部分計算，到這里基本結(jié)束了，由于筆者水平有限，加之時間倉促，僅對分級變速主傳動系統(tǒng)主要部分進行設(shè)計和校核，定有許多地方處理不夠妥當，有些部分甚至可能存在錯誤，望老師多提寶貴意見。 經(jīng)過這次課程設(shè)計，使我對機械系統(tǒng)設(shè)計這門課當中許多原理公式有了進一步的了解，并且對設(shè)計工作有了更深入的認識。在設(shè)計過程中，得到XX老師的精心指導(dǎo)和幫助，在此表示衷心的感謝。 參考文獻 【1】陳立德主編 機械制造裝備設(shè)計課程設(shè)計 高等教育出版社2007.11 【2】李慶余、孟廣耀主編 機械制造裝備設(shè)計 機械工業(yè)出版社2008.7 【3】 濮良貴、名紀剛主編 機械設(shè)計 第八版 高等教育出版社2007.8 【4】殷玉楓主編 機械設(shè)計課程設(shè)計手冊 高等教育出版社2006.6 【5】張彤、樊紅麗主編 機械制圖 北京理工大學(xué)出版社2006.7 【6】何萍主編 金屬切削機床概論 北京理工大學(xué)出版社2008.2 【7】范思沖主編. 畫法幾何及機械制圖 機械工業(yè)出版社,2005.7