320mm臥式車床主軸箱設計【320mm 1500 35.5 12級 5.5KW 額定1440】【含CAD圖紙和說明書】,320mm 1500 35.5 12級 5.5KW 額定1440,含CAD圖紙和說明書,320mm臥式車床主軸箱設計【320mm,1500,35.5,12級,5.5KW,額定1440】【含CAD圖紙和說明書】,mm 機械制造裝備設計 題目: 320mm臥式車床主軸箱設計 學 號： 姓 名： 班 級： 指導教師： 成 績： 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，根據已確定的運動參數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，為減少齒輪數目，簡化結構，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數的設計方法是試算，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，結構式 5 目 錄 摘 要 2 目 錄 4 第1章 緒論 6 1.1 課程設計的目的 6 1.2課程設計的內容 6 1.2.1 理論分析與設計計算 6 1.2.2 圖樣技術設計 6 1.2.3編制技術文件 6 1.3 課程設計題目、主要技術參數和技術要求 6 第2章 車床參數的擬定 8 2.1車床主參數和基本參數 8 2.2 確定公比 8 2.3擬定參數的步驟和方法 8 2.3.1 極限切削速度Vmax、Vmin 8 2.3.2 主軸的極限轉速 9 33.5、47.5、67、95、132、170、265、335、530、670、1050、1500 r/min。 9 2.3.3 主電機功率——動力參數的確定 9 2.3.4確定結構式 9 2.3.5確定結構網 10 2.3.6繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 11 2.4 確定各變速組此論傳動副齒數 12 2.5 核算主軸轉速誤差 14 第3章 傳動件的計算 15 3.1 帶傳動設計 15 3.1.1計算設計功率Pd 15 3.1.2選擇帶型 16 3.1.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 16 3.1.4確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 17 3.1.5確定帶的根數z 18 3.1.6確定帶輪的結構和尺寸 18 3.1.7確定帶的張緊裝置 18 3.1.8計算壓軸力 18 3.2 計算轉速的計算 20 3.3 齒輪模數計算及驗算 20 3.4 傳動軸最小軸徑的初定 24 第4章 摩擦離合器(多片式)的計算 31 第5章 主要零部件的選擇 33 5.1電動機的選擇 33 5.2 軸承的選擇 33 5.3變速操縱機構的選擇 33 5.4 軸的校核 33 5.5 軸承壽命校核 35 第6章 主軸箱結構設計及說明 37 6.1 結構設計的內容、技術要求和方案 37 6.2 展開圖及其布置 37 7.1 截面圖內容 38 7.2 設計中的問題 38 參考文獻 40 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）根據總體設計參數，進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。 （3）根據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、主要技術參數和技術要求 題目：中型普通車床主軸箱設計 車床的主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數如下： 1. 臥式車床床身上的最大回轉直徑D=320mm； 2. 主軸箱主軸上的最大回轉轉速=1500r/min,最小轉速=33.5r/min，轉速級數Z=12級。 3. 主電機額定功率為5.5KW，額定轉速為1440r/min。 40 第2章 車床參數的擬定 2.1車床主參數和基本參數 車床的主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數如下： 主電動機功率（kW） 5.5 主電動機轉速（r/min） 1440 z（轉速級數） 12 nnax（r/min）（主軸最低轉速） 1500 nmin（r/min）（主軸最低轉速） 33.5 2.2 確定公比 根據【1】公式（3-2）因為已知 ，，=1.41 ∴Z=+1=12 根據【1】表3-5 標準公比。這里我們取標準公比系列=1.41 因為=1.41=1.066，根據【1】表3-6標準數列。首先找到最小極限轉速33.5，再每跳過5個數取一個轉速，即可得到公比為1.41的數列33.5、47.5、67、95、132、170、265、335、530、670、1050、1500 r/min。 2.3擬定參數的步驟和方法 2.3.1 極限切削速度Vmax、Vmin 根據典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮： 允許的切速極限參考值如下： 表 1.1 加 工 條 件 Vmax(m/min) Vmin(m/min) 硬質合金刀具粗加工鑄鐵工件 30～50 硬質合金刀具半精或精加工碳鋼工件 150～300 螺紋加工和鉸孔 3～8 2.3.2 主軸的極限轉速 計算車床主軸極限轉速時的加工直徑，則主軸極限轉速應為 結合題目條件，取標準數列數值， 取 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。各級轉速數列可直接從標準的數列表中查出，按標準轉速數列為： 33.5、47.5、67、95、132、170、265、335、530、670、1050、1500 r/min。 2.3.3 主電機功率——動力參數的確定 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。 根據題設條件電機功率為5.5KW 可選取電機為：Y132S-4額定功率為5.5KW，滿載轉速為1440r/min. 2.3.4確定結構式 已知Z=x3b a、b為正整數，即Z應可以分解為2和3的因子，以便用2、3聯滑移齒輪實現變速。 對于 Z=10 可以按照Z=12級 則Z=22 （1） 擬訂結構式： 1） 確定變速組傳動副數目： 實現12級主軸轉速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副組合： A．12=3*4 B. 12=4*3 C。12=3*2*2 D．12=2*3*2 E。12=2*2*3 方案A、B可節(jié)省一根傳動軸。但是，其中一個傳動組內有四個變速傳動副，增大了該軸的軸向尺寸。這種方案不宜采用。 根據傳動副數目分配應“前多后少”的原則，方案C是可取的。但是，由于主軸換向采用雙向離合器結構，致使Ⅰ軸尺寸加大，此方案也不宜采用，而應選用方案D 2） 確定變速組擴大順序： 12=2*3*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=21*32*26 B。12=21*34*22 C．12 =23*31*26 D。12=26*31*23 E．22*34*21 F。12=26*32*21 根據級比指數非陪要“前疏后密”的原則，應選用第一種方案。然而，對于所設計的機構，將會出現兩個問題： ① 第一變速組采用降速傳動（圖1a）時，由于摩擦離合器徑向結構尺寸限制，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)結構尺寸增大。這種傳動不宜采用。 ② 如果第一變速組采用升速傳動（圖1b），則Ⅰ軸至主軸間的降速傳動只能由后兩個變速組承擔。為了避免出現降速比小于允許的極限值，常常需要增加一個定比降速傳動組，使系統(tǒng)結構復雜。這種傳動也不是理想的。 如果采用方案C，即12 =23*31*26。 （2） 繪制轉速圖： 1） 驗算傳動組變速范圍： 第二擴大組的變速范圍是R2 = =8， 符合設計原則要求。 綜合上述可得：主傳動部件的運動參數 ，=33.5，,Z=12，=1.41 2.3.5確定結構網 根據“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結構緊湊的原則,選取傳動方案 Z=23×31×26,易知第二擴大組的變速范圍r=φ(P3-1)x=1.264=3.95〈8 滿足要求，其結構網如圖2-1。 Z=23×31×26 2.3.6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。根據系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數，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 (1)Sz100-120,中型機床Sz=70-100 (2)直齒圓柱齒輪Zmin18-20,m4 （7）齒輪齒數的確定。變速組內取模數相等，據設計要求Zmin≥18~20,齒數和Sz≤100～120，由表4.1，根據各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數，各齒輪齒數如表2-2。 齒輪齒數的確定，當各變速組的傳動比確定以后，可確定齒輪齒數。對于定比傳動的齒輪齒數可依據機械設計手冊推薦的方法確定。對于變速組內齒輪的齒數，如傳動比是標準公比的整數次方時，變速組內每對齒輪的齒數和及小齒輪的齒數可以從《機械制造裝備設計》表3-9中選取。一般在主傳動中，最小齒數應大于18～20。采用三聯滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪之間的齒數關系：三聯滑移齒輪的最大齒輪之間的齒數差應大于或等于4，以保證滑移是齒輪外圓不相碰。 根據表3-4（《機械制造裝備設計》主編趙雪松、任小中、于華）查得 ①傳動組a: 由 , 時： ……58、60、62、64、66、68、70、72、74、76……94 時： ……63、65、67、68、70、72、73、77……94 可取94,于是可得軸Ⅰ齒輪齒數分別為：39、31。 于是， 齒輪 I軸齒數 55 31 94 Ⅱ軸齒數 39 63 ②傳動組b： 由， 時：……69、72、73、76、77、80、81、84、87…… 時：……70、72、74、76、78、80、82、84、86…… 可取 84， 齒輪 Ⅱ軸齒數 42 35 28 84 Ⅲ軸齒數 42 49 56 ③傳動組c: 查表8-1,, 時：……84、85、89、90、94、95…… 時： ……72、75、78、81、84、87、89、90…… 取 90.為降速傳動，取軸Ⅲ齒輪齒數為18；為升速傳動，取軸Ⅳ齒輪齒數為30。于是得,；齒輪數據如下表所示： 齒輪 Ⅲ軸齒數 20 66 99 Ⅳ軸齒數 79 33 表2-2 齒輪齒數 傳動比 基本組 第一擴大組 1.41:1 1:2 1：1 1:1.41 1：2 代號 Z Z Z Z Z Z Z Z’ Z5 Z5’ 齒數 55 39 31 63 42 42 35 49 28 56 第二擴大組 2：1 1：4 Z Z Z7 Z 60 30 18 72 2.5 核算主軸轉速誤差 實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不應超過±10(-1)％,即 〈10(-1)％=4.1％ 經過計算各級轉速誤差轉速誤差小于4.1％，因此不需要修改齒數。 第3章 傳動件的計算 3.1 帶傳動設計 P=5.5KW,轉速n1=1440r/min,n2=530r/min 3.1.1計算設計功率Pd 表4 工作情況系數 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。 根據算出的Pd＝6.05kW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=150mm> ddmin.=75 mm（dd1根據P295表13-4查得） 表3.2 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=265mm 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＝117.39N，上面已得到=157.22，z=3，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，是帶輪與軸的聯接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯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 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=93.8r/min， 取95r/min。 同理可得各傳動軸的計算轉速： 軸 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 計算轉速r/min 710 670 335 95 （2）確定各齒輪的計算轉速： 傳動組c中，18/72只需計算z =18的齒輪，計算轉速為95r/min；60/30只需計算z = 30的齒輪，計算轉速為95r/min； 傳動組b計算z = 28的齒輪，計算轉速為335r/min； 傳動組a應計算z =31的齒輪，計算轉速為670r/min。 3.3 齒輪模數計算及驗算 （1）模數計算，一般同一變速組內的齒輪取同一模數，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，如表3-3所示。 45號鋼整體淬火， 按接觸疲勞計算齒輪模數m 1軸由公式mj=16338可得mj=2.34mm，取m=2.5mm 2軸由公式mj=16338可得mj=2.31mm，取m=2.5mm 3軸由公式mj=16338可得mj=2.86mm，取m=3mm 表3-3 模數 組號 基本組 第一擴大組 第2擴大組 模數 mm 2.5 2.5 3 （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` 齒數 55 39 31 63 分度圓直徑 137.5 97.5 77.5 157.5 齒頂圓直徑 142.5 102.5 82.5 162.5 齒根圓直徑 131.25 91.25 71.25 151.25 齒寬 18 20 20 18 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（mm）,; B----齒寬（mm）;; z----小齒輪齒數； u----小齒輪齒數與大齒輪齒數之比 -----壽命系數； = ----工作期限系數； 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，接觸載荷取=，彎曲載荷取= m----疲勞曲線指數，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6; ----轉速變化系數，查【5】2上，取=0.60 ----功率利用系數，查【5】2上，取=0.78 -----材料強化系數，查【5】2上， =0.60 -----工作狀況系數，取=1.1 -----動載荷系數，查【5】2上，取=1 ------齒向載荷分布系數，查【5】2上，=1 Y------齒形系數，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 Z3 Z3` Z4 Z4` Z5 Z5` 齒數 42 42 35 49 28 56 分度圓直徑 105 105 87.5 122.5 70 140 齒頂圓直徑 110 110 92.5 127.5 75 144 齒根圓直徑 98.75 98.75 81.25 116.25 63.75 133.75 齒寬 20 20 20 20 20 20 第二擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z5 Z5` Z6 Z6` 齒數 60 30 18 72 分度圓直徑 180 90 54 216 齒頂圓直徑 186 96 60 222 齒根圓直徑 172.5 82.5 46.5 208.5 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。 同理根據基本組的計算， 查文獻【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1， =1，=1，m=3，=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，==。 （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 根據文獻[1]中式（11-2），并查表11-2，取C=115，則 =21.12 考慮有鍵槽和軸承，軸加大5%： 所以取d=25mm 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 根據文獻[1]中式（11-2），并查表11-2，取C=115，則 =25 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 根據文獻[1]中式（11-2），并查表11-2，取C=115，則 =28 有鍵槽和軸承，軸加大5%：； 取d=30mm. 根據以上計算各軸的直徑取值如下表示： 軸 軸 軸 軸 最小軸徑值 25 30 30 （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：安裝兩個個雙聯齒輪塊，同時利用軸肩定位軸承，由軸肩計算公式 所以?。? 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數據如下： 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 4. 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320mm車床，P=5.5KW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。 ??；經計算選取內孔直徑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，如根據部產生切削顫動條件來確定主軸組件剛度，計算較為復雜。現在仍多用靜態(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，對剛度影響較小）；若前中支撐位緊支撐、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。 第4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××5.5×0.98/560＝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，一般取1.3～1.5； f——摩擦片間的摩擦系數，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 ＝n/6×=2.5（m/s） 根據平均圓周速度查《機床設計指導》表2-16，取1.00； ——接合次數修正系數，查《機床設計指導》表2-17，取1.00； ——摩擦結合面數修正系數，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。 第5章 主要零部件的選擇 5.1電動機的選擇 轉速n＝1440r/min，功率P＝5.5kw 選用Y系列三相異步電動機 5.2 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 5.3變速操縱機構的選擇 選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯滑移齒輪和二聯滑移齒輪。 5.4 軸的校核 （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 E取為， ， 由于小齒輪的傳動力大，這里以小齒輪來進行計算 將其分解為垂直分力和水平分力 由公式 可得 主軸載荷圖如下所示： 由上圖可知如下數據：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm 計算（在垂直平面） ,, ，， ，， 計算（在水平面） ,, ，， ，， 合成： 5.5 軸承壽命校核 由П軸最小軸徑可取軸承為7008C角接觸球軸承,ε=3；P=XFr+YFaX=1，Y=0。 對Ⅱ軸受力分析 得：前支承的徑向力Fr=2642.32N。 由軸承壽命的計算公式：預期的使用壽命 [L10h]=15000h L10h=×=×=h≥[L10h]=15000h 軸承壽命滿足要求。 第6章 主軸箱結構設計及說明 6.1 結構設計的內容、技術要求和方案 設計主軸變速箱的結構包括傳動件（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、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯結件的結構設計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設計由于時間的限制，一0般只畫展開圖。 主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外，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，結構工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標準化和通用化的原則。 主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點，由于結構復雜，設計中不可避免要經過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。目的是： 1 布置傳動件及選擇結構方案。 2 檢驗傳動設計的結果中有無干涉、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據。 6.2 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，得到一級反向轉動，右邊接通得到三級反向轉動。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構。 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。 第7章 截面圖設計 7.1 截面圖內容 截面圖，又稱部視圖，主要用來表明主軸間的空間位置，并和展開圖配合，把操縱機構、制動機構以及潤滑及有關機構，制動機構以及潤滑等有關機構、箱體、結構和各連接關系等具體結構完整表示出來。 7.2 設計中的問題 各軸的位置安排，包括主軸，I軸和中間各種傳動軸的合理安排和確定。設計院的剖視圖見圖7.1： 圖7.1 剖視圖 結束語 1、本次課程設計是針對專業(yè)課程基礎知識的一次綜合性應用設計，設計過程應用了《機械制圖》、《機械原理》、《工程力學》等。 2、本次課程設計充分應用了以前所學習的知識，并應用這些知識來分析和解決實際問題。 3、本次課程設計進一步掌握了一般設計的設計思路和設計切入點，同時對機械部件的傳動設計和動力計算也提高了應用各種資料和實際動手的能力。 4、本次課程設計進一步規(guī)范了制圖要求，掌握了機械設計的基本技能。 5、本次課程設計由于學習知識面的狹窄和對一些概念的理解不夠深刻，以及缺乏實際設計經驗，使得設計黨中出現了許多不妥和錯誤之處，誠請老師給予指正和教導。 參考文獻 【1】、段鐵群 主編 《機械系統(tǒng)設計》 科學出版社 第一版 【2】、于惠力 主編 《機械設計》 科學出版社 第一版 【3】、戴 曙 主編 《金屬切削機床設計》 機械工業(yè)出版社 【4】、戴 曙 主編 《金屬切削機床》 機械工業(yè)出版社 第一版 【4】、趙九江 主編 《材料力學》 哈爾濱工業(yè)大學出版社 第一版 【6】、鄭文經 主編 《機械原理》 高等教育出版社 第七版 【7】、于惠力 主編 《機械設計課程設計》 科學出版社