φ320mm普通車床主軸箱設計【320mm 3KW 40 2000 1.26 18級】【C6132型號】【含CAD圖紙和說明書】,320mm 3KW 40 2000 1.26 18級,C6132型號,含CAD圖紙和說明書,φ320mm普通車床主軸箱設計【320mm,3KW,40,2000,1.26,18級】【C6132型號】【含CAD圖紙和說明書】,mm 寧XX學院 課程設計(論文) φ320mm普通車床主軸箱設計 所在學院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學 號 指導老師 年 月 日 摘要 主傳動系統(tǒng)設計是機床設計中非常重要的組成部分，本次設計主要由機床的級數(shù)入手，于結構式、結構網擬定，再到齒輪和軸的設計，再選擇各種主傳動配合件，對軸和齒輪及配合件進行校核，將主傳動方案“結構化”，設計主軸變速箱裝配圖及零件圖，側重進行傳動軸組件、主軸組件、變速機構、箱體、潤滑與密封、傳動軸及滑移齒輪零件的設計，完成設計任務。 本次突出了結構設計的要求，在保證機床的基本要求下，根據機床設計的原則，擬定機構式和結構網，對機床的機構進行精簡，力求降低生產成本；主軸和齒輪設計在滿足強度需要的同時，材料的選擇也是采用折中的原則，沒有選擇過高強度的材料從而造成浪費。 【關鍵詞】車床、主傳動系統(tǒng)、結構式、電動機。 Abstract Main drive system design is Very important part of the Machine Design,The design of the series to start primarily by machine,In the structure, the structure network developed, to the design of gears and shafts,Choose a variety of main drive with the pieces of the shaft and gear, and checked with the parts ，design and motive of completion sport spread the lord to move the project"the structure turn" , Design a principal axis to become soon a box assemble diagram and spare parts diagram and lay particular emphasis on to carry on spread to move stalk module, principal axis module and become soon organization, box a body, lubricate and seal completely, spread to move stalk and slippery move wheel gear spare parts of design to complete design tasks. This highlights the structural design requirements,under the basic requirements for ensuring the machine ,According to the principles of machine tool design,Development of institutional and structural net,Streamlining of the machine tool sector,Strive to reduce production costs,No choice of materials resulting in high strength waste. 【Keywords】lather, Main drive system,Structure , Electric motor. 目錄 摘要 2 緒論 5 1.主軸極限轉速的確定 5 2. 主動參數(shù)的擬定 7 2.1確定傳動公比 7 2.2主電動機的選擇 7 3.普通車床的規(guī)格 9 4.轉速圖的擬定 9 4.1確定變速組及各變速組中變速副的數(shù)目 9 4.2結構式基本組和擴大組的擬定 10 4.3結構網的擬定和結構式 12 4.4各變速組的變速范圍及極限傳動比 13 4.5確定各軸的轉速 13 4.6繪制轉速圖 15 4.7確定各變速組變速副齒數(shù) 15 5.傳動件的設計 17 5.1帶輪的設計 17 5.2傳動軸的直徑估算 20 5.3確定各軸轉速 21 5.4傳動軸直徑的估算：確定各軸最小直徑 22 5.5鍵的選擇、傳動軸、鍵的校核 23 6.各變速組齒輪模數(shù)的確定和校核 24 7.齒輪校驗 28 7.1校核a組齒輪 28 7.2 校核b組齒輪 30 8.主軸組件設計 31 8.1主軸的基本尺寸確定 32 8.1.1外徑尺寸D 32 8.1.2主軸孔徑d 32 8.1.3主軸懸伸量a 33 8.1.4支撐跨距L 34 8.1.5主軸最佳跨距的確定 34 8.2主軸剛度驗算 36 8.3各軸軸承的選用的型號 38 小 結 39 參考文獻 40 緒論 機床主傳動系統(tǒng)因機床的類型、性能、規(guī)格和尺寸等因素的不同，應滿足的要求也不一樣。設計機床主傳動系時最基本的原則就是以最經濟、合理的方式滿足既定的要求。在設計時應結合具體機床進行具體分析，一般應滿足的基本要求有：滿足機床使用性能要求。首先應滿足機床的運動特性，如機床主軸油足夠的轉速范圍和轉速級數(shù)；滿足機床傳遞動力的要求。 本文設計的為普通車床的傳動系統(tǒng)，根據不同的加工條件，對傳動系統(tǒng)的要求也不盡相同，依據某些典型工藝和加工對象，兼顧其他的可能工藝加工的要求，擬定機床技術參數(shù)，擬定參數(shù)時，要考慮機床發(fā)展趨勢和同國內外同類機床的對比，從而獲得最優(yōu)的參數(shù)，使機床設計的最為合理。 本文從開始到結束的流程如下： 1） 查閱資料，擬定計劃； 2） 擬定傳動結構，繪制草圖； 4） 設計傳動件和零件； 5） 校核零件、組件； 6） 繪圖，編寫論文說明書。 1.主軸極限轉速的確定 確定主軸的最高轉速和最低轉速，應該在分析所設計機床幾種典型加工方式的切削用量和參考現(xiàn)有同類型機床的技術性能的基礎上，并按照“技術上先進，經濟上合理”的原則進行。 由于通用性機床加工對象很廣，不同工序所采用的切削用量相差懸殊，而且加工零件的尺寸變換也很大，所以要合理地確定其極限轉速是一個復雜的任務，必須對有關加工工序和切削用量進行分析，在分析切削用量的過程中，應特別注意下列幾點： 1.考慮先進加工方法，但所選的切削用量不應該是個別記錄，而應該具有普遍性。 2.應考慮刀具材料的發(fā)展趨勢。例如普通車到在大多數(shù)情況下已經采用硬質合金，目前陶瓷刀具也已開始應用等情況。 3.最高和最低轉速不能僅用計算方法來確定。還應該和先進的同類機床比較，因為過大的轉速范圍不僅不能充分發(fā)揮其性能，而且還可能使結構無法實現(xiàn)。在傳動系統(tǒng)擬定好以后，驗算各主要傳動件的最大圓周速度應不超過允許值。 主軸最高和最低轉速可按下列計算： = = 其中： 、——主軸最高、最低轉速（m/min）； 、——典型工序的最大、最小切削速度（m/min）； 、——最大、最小計算直徑。 根據切《削用量那個手冊》 普通車床采用最大速度的典型工序一般為用硬質合金車刀精車或半精車鋼質軸類工件的外圓，取=200r/min。 采用最小速度的典型工序又以下幾種情況： 1.在低速光車，要求獲得粗糙度小于R3.2μm； 2.精鉸孔； 3.加工各種螺紋及多頭螺紋； 4.用高速鋼車刀，對鑄鐵材料的盤類工件進行粗車端面工作，取=25r/min。 一般取計算直徑： =0.5D=0.5ｘ320=160mm =(0.2~0.25)=0.2ｘ160=32mm 式中D為最大工件回轉直徑，即主參數(shù)(mm)。 5.當?shù)湫凸ば驗殂q孔或加工螺紋時，應按在車床上常用最大鉸孔直徑或經常加工的最大螺紋直徑作為最大計算直徑，根據調研可推薦：=0.2 ,(為刀架上最大工件回轉直徑） 故 c===1990 r/min，取=2000 r/min； ==49.65 r/min，取=40 r/min； 與本次設計給定的參數(shù)相差不大，取計算值。 2. 主動參數(shù)的擬定 2.1確定傳動公比 根據《機械制造裝備設計》公式（3-2）因為已知 ∴ Z=+1 ∴===1.26 根據《機械制造裝備設計》和《金屬切削機床手冊》標準公比，對于通用機床，為了轉速損失不大，機床結構不過于復雜，一般取=1.26或1.41，這里我們取標準公比系列=1.41。 因為=1.26=1.06 ，根據《機械制造裝備設計》表3-6標準數(shù)列。首先找到最小極限轉速40，再每跳過3個數(shù)（1.26～1.06 ）取一個轉速，即可得到公比為1.26的數(shù)列：40、50、63、80、100、125、160、200、250、315、400、500、630、800、1000、1250、1600、2000。 2.2主電動機的選擇 合理的確定電機功率P，使機床既能充分發(fā)揮其使用性能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素。 現(xiàn)在以常見的中碳鋼為工件材料，取45號鋼，正火處理，車削外圓，表面粗糙度=3.2mm。采用車刀具，可轉位外圓車刀，刀桿尺寸：16mm25mm。刀具幾何參數(shù)：=15，=6，=75，=15，=0，=-10，b=0.3mm，r=1mm。 現(xiàn)以確定粗車是的切削用量為設計： 確定背吃刀量和進給量f， 取3mm，f取0.2。 確定切削速度，取V=1.7。 機床功率的計算， 主切削力的計算 ：主切削力的計算公式及有關參數(shù)： F=9.81 =9.8127030.20.750.920.95 =1038（N） 切削功率的計算 ==10381.7=1.8（kW） 依照一般情況，取機床變速效率=0.8. =1.80.8=2.3(kW) 根據Y系列三相異步電動機的技術數(shù)據,Y系列三相異步電動機為一般用途全封閉自扇冷式籠型異步電動機，具有防塵埃、鐵屑或其他雜物侵入電動機內部的特點，B級絕緣，工業(yè)環(huán)境溫度不超過+40℃，相對濕度不超過95%，海拔高度不超過1000m，額定電壓380V，頻率50Hz。適用于無特殊要求的機械上，如機床，泵，風機，攪拌機，運輸機，農業(yè)機械等。 根據以上計算，為滿足轉速和功率要求，選擇Y系列三相異步電動機型號為：Y100L2-4,其技術參數(shù)見下表3-1. 表3-1 ?Y100L2-4型電動機技術數(shù)據 電動機型號 額定功率/KW 滿載轉速/rmp 額定轉矩/N.m 最大轉矩/N.m Y100L2-4 3 1440 2.2 2.3 至此，可得到下表3-2中的車床參數(shù)。 表3-2 車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)表 工件最大回轉直徑 (mm) 最高轉速 ( ) 最低轉速 ( ) 電機功率 P（kW） 公比 轉速級數(shù)Z 320 2000 40 3 1.26 18 3.普通車床的規(guī)格 根據以上的計算和設計任務書可得到本次設計車床的基本參數(shù)： 車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)表 工件最大回轉直徑 (mm) 最高轉速 () 最低轉速 () 電機功率 P（kW） 公比 轉速級數(shù)Z 320 2000 40 3 1.26 18 4.轉速圖的擬定 擬定變速方案，包括變速型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱等整個變速系統(tǒng)的確定。變速型式則指變速和變速的元件、機構以及組成、安排不同特點的變速型式、變速類型。 變速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，確定變速方案和型式，要從結構、工藝、性能及經濟等多方面統(tǒng)一考慮。 變速方案有多種，變速型式更是眾多，比如：變速型式上有集中變速，分離變速；擴大變速范圍可用增加變速組數(shù)，也可采用背輪結構、分支變速等型式；變速箱上既可用多速電機，也可用交換齒輪、滑移齒輪、公用齒輪等。 顯然，可能的方案有很多，優(yōu)化的方案也因條件而異。 4.1確定變速組及各變速組中變速副的數(shù)目 機床主參數(shù)：機床的主軸轉速范圍為40～2000轉/分，轉速級數(shù)Z=18，公比=1.26，電動機的轉速=1440轉/分。 級數(shù)為Z的變速系統(tǒng)由若干個順序的變速組組成，各變速組分別有、……個變速副。即 由于結構上的限制，變速組中的傳動副數(shù)目通常選用2或3為宜，故其結構式為：Z=2n×3m.對于18級傳動，其結構式可為以下三種形式： 18=3×3×2；18=3×2×3；18=2×3×3； 在電動機功率一定的情況下，所需傳遞的轉矩越小，傳動件和傳動軸的集合尺寸就越小。因此，從傳動順序來講，盡量使前面的傳動件多以些，即前多后少原則。故本設計采用結構式為：18=3×3×2。 從軸I到軸II有三隊齒輪分別嚙合，可得到三種不同的傳動速度；從軸II到軸III有三對齒輪分別嚙合，可得到三種不同的傳動速度，故從軸I到軸III可得到3×3=9種不同的傳動速度；同理，軸III到軸IV有兩對齒輪分別嚙合，可得到兩種不同的傳動速度，故從軸I到軸IV共可得到3×3×2=18種不同的傳動轉速。 設計車床主變速傳動系時，為避免從動齒輪尺寸過大而增加箱體的徑向尺寸，在降速變速中，一般限制限制最小變速比 ；為避免擴大傳動誤差，減少震動噪聲，在升速時一般限制最大轉速比。斜齒圓柱齒輪傳動較平穩(wěn)，可取。因此在主變速鏈任一變速組的最大變速范圍。在設計時必須保證中間變速軸的變速范圍最小。 4.2結構式基本組和擴大組的擬定 （1）繪制常規(guī)的轉速圖時，要注意，為了結構緊湊，減小振動和噪聲，通常限制： a：最小傳動比Imin>=1/4; b：最小傳動比Imax<=2(斜齒輪<=2.5);所以，在一個變速組中，變速范圍要小于等于8，對應本次設計，轉速圖中，一個軸上的傳動副間最大不能相差6格。 c：前緩后急原則；即傳動在前的傳動組，其降速比小，而在后的傳動組，其降速比大。 （2）但在繪制CM6132車床轉速圖時，要注意，由nmax=2000r/min，nmin=40r/min，Z=18.確定的各級轉速為：40、50、63、80、100、125、160、200、250、315、400、500、630、800、1000、1250、1600、2000，是非常規(guī)的轉速數(shù)列，故在繪制它的轉速圖線時，先要確定其主傳動系統(tǒng)結構。 CM6132型精密車床采用分離式傳動，即變速箱和主軸箱分離。III，IV軸為皮帶傳動。在主軸箱的傳動中采用了背輪機構，解決了傳動比不能過大（受極限傳動比限制）的問題。 (3)繪制轉速圖 a.選擇Y100L1-4型Y系列籠式三相異步電動機。 b.分配總降速變速比 總降速變速比i=nminnd=191420=0.013 又電動機轉速,不符合轉速數(shù)列標準，因而增加一定比變速副。 c.確定變速軸軸數(shù) 變速軸軸數(shù) = 變速組數(shù) + 3（背輪機構） = 3 +3= 6 d.繪制轉速圖 在五根軸中，按變速順序依次設為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ（背輪機構）、Ⅴ（主軸）。Ⅰ與Ⅱ、Ⅱ與Ⅲ、Ⅲ與Ⅳ、Ⅳ和Ⅴ軸之間的變速組分別設為a、b、c、d. Ⅴ（主軸）開始，確定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ的轉速： ①先來確定背輪機構的公比 變速組d 的變速范圍為R2=1.269×2-1=8，構式， 采用背輪機構，則其公比為：id1=1 id2=1φ4=12.51 id3=1φ5=13.16 ②確定軸Ⅲ的公比 變速組c采用皮帶傳動降速，可取 ic=1φ0.5=11.12 ③確定軸Ⅱ的公比 為了擴大變速范圍，變速組b是基本組，并采用混合公比，使用三聯(lián)滑移齒輪，可取 ib1=φ2=1.58 ib2=φ1=1.26 ib3=1φ3=12 ④確定軸Ⅰ的轉速 對于變速組a,是第一擴大組33，其級比指數(shù)為3,可取 ia1=φ2=1.58 ia2=1φ1=11.26 ia3=1φ4=12.51 由此也可確定加在電動機與主軸之間的定變速比i=8581430=0.6。下面畫出轉速圖（電動機轉速與主軸最高轉速相近）。CM6132型精密車床（18級轉速，混合公比）采用了背輪機構后的轉速圖 4.3結構網的擬定和結構式 結構網和結構式可以用來分析和比較機床傳動系統(tǒng)的方案。結構網與速圖的主要差別是：結構網只表示傳動比的相對關系，而不表示傳動比和轉速的絕對值，而且結構網上代表傳動比的射線對成分布。根據中間變速軸變速范圍小的原則選擇結構網。結構網可表示成結構式： 式中18表示轉速級數(shù)；3，3，2分別表示個轉速組的傳動副數(shù)，角標中1，3，9，則分別表示個變速組中相鄰傳動比的比值關系，即變速組級比指數(shù)。 由系統(tǒng)的組成可以得出，主軸得到Z=3×3×2=18種公比為的等比數(shù)列的轉速；各變速組的傳動副數(shù)即：=3，=3，=2；各變速組之間相鄰傳動比之間的關系，即：、、，各變速組的范圍即=、=、= 。 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ 4.4各變速組的變速范圍及極限傳動比 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。 主軸的變速范圍應等于住變速傳動系中各個變速組變速范圍的乘積，即： 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。 所以對 進行驗算： Z=18，=1.26. =≤8～10，符合要求. 4.5確定各軸的轉速 機床的主軸轉速范圍為40～2000轉/分，轉速級數(shù)Z=18，公比=1.26，電動機的轉速=1440轉/分。 ?確定變速組的數(shù)目 大多數(shù)機床采用滑移齒輪的變速方式為滿足結構設計和方便的要求，通常都采用雙聯(lián)和三聯(lián)齒輪，因此18級級轉速需要三個變速組，即Z=18=3×3×2 ②確定變速軸軸數(shù) 變速軸軸數(shù) = 變速組數(shù) + 定比變速副數(shù) + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。 ① 在五個變速軸中，按變速順序依次設為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅳ（主軸）。Ⅱ與Ⅲ、Ⅲ與Ⅳ、Ⅳ與Ⅴ軸之間的變速組分別設為a、b、c?，F(xiàn)由Ⅴ（主軸）開始，確定Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ軸的轉速。 ⑴先來確定Ⅳ軸的轉速 變速組c 的變速范圍為降速比為，升速比為故兩個傳動副的傳動比必然是兩個極限值： 、結合結構式， Ⅳ軸的轉速只有一種可能：160、200、250、315、400、500、630、800、1000。 ⑵確定軸Ⅲ的轉速 變速組b的級比指數(shù)為3，希望中間軸轉速較小，又不致變速比太小，由此可見變速組ｂ中的三個傳動比之間相差均為三格，即相差為倍關系，通過這三個傳動比使Ⅳ軸得到9種連續(xù)等比數(shù)列的轉速（180～1000）即從Ⅲ軸上的三種轉速擴大到Ⅳ軸上9種轉速，故可取 、 、 軸Ⅱ的轉速確定為：630、500、1000。 ⑶定軸Ⅱ的轉速 對于軸Ⅱ，其級比指數(shù)為1,可?。? == == = 確定軸Ⅱ轉速為800， 4.6繪制轉速圖 4.7確定各變速組變速副齒數(shù) 確定齒輪齒數(shù)的原則和要求： ①齒輪的齒數(shù)和不應過大；齒輪的齒數(shù)和過大會加大兩軸之間的中心距，使機床結構龐大，一般推薦≤100～200. ②最小齒輪的齒數(shù)要盡可能少；但同時要考慮： ※最小齒輪不產生根切，機床變速箱中標準直圓柱齒輪，一般最小齒數(shù)≥18； ※受結構限制的最小齒輪最小齒數(shù)應大于18～20； ※齒輪齒數(shù)應符合轉速圖上傳動比的要求：實際傳動比（齒數(shù)之比）與理論傳動比（轉速圖上要求的傳動比）之間又誤差，但不能過大，確定齒輪數(shù)所造成的轉速誤差，一般不應超過10%（-1）%，即% -要求的主軸轉速； -齒輪傳動實現(xiàn)的主軸轉速； 齒輪齒數(shù)的確定，當各變速組的傳動比確定以后，可確定齒輪齒數(shù)。對于定比傳動的齒輪齒數(shù)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(shù)，如傳動比是標準公比的整數(shù)次方時，變速組內每對齒輪的齒數(shù)和及小齒輪的齒數(shù)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(shù)應大于18～20。采用三聯(lián)滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪之間的齒數(shù)關系：三聯(lián)滑移齒輪的最大齒輪之間的齒數(shù)差應大于或等于4，以保證滑移是齒輪外圓不相碰。 根據《機械制造裝備設計》,查表3-9各種常用變速比的使用齒數(shù)。 ⑴變速組a: = = = ※確定最小齒輪的齒數(shù)及最小齒數(shù)和 該變速組內的最小齒輪必在i=1/2的齒輪副中，根據結構條件，假設最小齒數(shù)為=22時，查表得到 =66。 ※找出可能采用的齒數(shù)和諸數(shù)值 =1 =……60、62…… =1.41 =……60、63…… =2 =……60、63…… 在具體結構允許下，選用較小的 為宜，現(xiàn)確定=72， 確定各齒數(shù)副的齒數(shù) i=1/2，找出=24， =-=72-24=48； i=1/1.26，找出=32，=-=40； i=1/1.58 ，找出=30，=42； ⑵變速組b的齒數(shù)確定： =1.58 = = 故變速組中最小齒輪必在1/的齒輪副中，假設最小齒數(shù)為=22，=77， 同上i=1.58，找出=48， =29， i=1.26, 找出=34，=43， i=2.51, 找出=22；=55。 ⑶變速組c齒數(shù)確定 ==2 ； = 故變速組中最小齒輪必在1/的齒輪副中，假設最小齒數(shù)為=18，=89， 5.傳動件的設計 5.1帶輪的設計 三角帶傳動中，軸間距A可以加大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，宜可緩和沖擊及隔離振動，使傳動平穩(wěn)。帶輪結構簡單，但尺寸大，機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。電動機轉速n=1440r/min,傳遞功率P=3kW,傳動比i=1440/1000=1.44，兩班制，一天運轉16小時，工作年數(shù)10年。 (1)選擇三角帶的型號 由《機械設計》表8-7工作情況系數(shù)查的共況系數(shù)=1.1。 故根據《機械設計》公式（8-21） 式中P--電動機額定功率， --工作情況系數(shù) 因此根據、由《機械設計》 圖8-11普通V帶輪型圖選用A型。 (2)確定帶輪的基準直徑， 帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑不宜過小，即。查《機械設計》表8-8、圖8-11和表8-6取主動小帶輪基準直徑=90。 由《機械設計》公式(8-15a) 式中： -小帶輪轉速，-大帶輪轉速，-帶的滑動系數(shù)，一般取0.02。 故 ， 由《機械設計》表8-8取圓整為132mm。 (3)驗算帶速度V， 按《機械設計》式（8-13）驗算帶的速度 V= 所以，故帶速合適。 (4)初定中心距 帶輪的中心距，通常根據機床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內選?。?根據《機械設計》經驗公式（8-20） 0.7（90+132）≤≤2（90+132） 155.4≤≤444 取=300mm. (5)三角帶的計算基準長度 由《機械設計》公式（8-22）計算帶輪的基準長度 由《機械設計》表8-2，圓整到標準的計算長度 L=1000mm (6)確定實際中心距 按《機械設計》公式（8-23）計算實際中心距 A=+=324.91mm (7)驗算小帶輪包角 根據《機械設計》公式（8-25） ，故主動輪上包角合適。 (8)確定三角帶根數(shù) 根據《機械設計》式（8-26）得 查表《機械設計》表8-4d由 i=1.44和得= 0.15KW 查表《機械設計》表8-5，=0.98；查表《機械設計》表8-2，長度系數(shù)=0.92 所以取Z=2。 (9)計算預緊力 查《機械設計》表8-3，q=0.1kg/m 由《機械設計》式（8-27） 其中： -帶的變速功率,KW； v-帶速,m/s； q-每米帶的質量，kg/m；取q=0.1kg/m。 v = 1460r/min = 10.7m/s。 （10）計算作用在軸上的壓軸力 帶輪結構設計 ⑴帶輪的材料 常用的V帶輪材料為HT150或HT200，轉速較高時可以采用鑄鋼或鋼板沖壓焊接而成，小功略時采用鑄鋁或塑料。 ⑵帶輪結構形式 V帶輪由輪緣、輪輻和輪轂組成，根據輪輻結構的不同可以分為實心式（《機械制圖》圖8-14a）、腹板式（《機械制圖》圖8-14b）、孔板式（《機械制圖》圖8-14c）、橢圓輪輻式（《機械制圖》圖8-14d）。V帶輪的結構形式與基準直徑有關，當帶輪基準直徑（d為安裝帶輪的軸的直徑，mm）時。可以采用實心式，當可以采用腹板式，時可以采用孔板式，當時，可以采用輪輻式。 帶輪寬度：。 D=90mm是深溝球軸承6210軸承外徑，其他尺寸見帶輪零件圖。 ⑶V帶輪的論槽 V帶輪的輪槽與所選的V帶型號相對應，見《機械制圖》表8-10. 槽型 與相對應得 B 14.0 3.50 10.8 11.5 — — V帶輪的輪槽與所選的V帶型號 V帶繞在帶輪上以后發(fā)生彎曲變形，使V帶工作面夾角發(fā)生變化。為了使V帶的工作面與大論的輪槽工作面緊密貼合，將V帶輪輪槽的工作面得夾角做成小于。 V帶安裝到輪槽中以后，一般不應該超出帶輪外圓，也不應該與輪槽底部接觸。為此規(guī)定了輪槽基準直徑到帶輪外圓和底部的最小高度。 輪槽工作表面的粗糙度為。 ⑷V帶輪的技術要求 鑄造、焊接或燒結的帶輪在輪緣、腹板、輪輻及輪轂上不允許有沙眼、裂縫、縮孔及氣泡；鑄造帶輪在不提高內部應力的前提下，允許對輪緣、凸臺、腹板及輪轂的表面缺陷進行修補；轉速高于極限轉速的帶輪要做靜平衡，反之做動平衡。其他條件參見中的規(guī)定。 5.2傳動軸的直徑估算 傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反復載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大變形。因此疲勞強度一般不失是主要矛盾，除了載荷很大的情況外，可以不必驗算軸的強度。剛度要求保證軸在載荷下不至發(fā)生過大的變形。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。 5.3確定各軸轉速 ⑴確定主軸計算轉速： 計算轉速是傳動件能傳遞全部功率的最低轉速。各傳動件的計算轉速可以從轉速圖上，按主軸的計算轉速和相應的傳動關系確定。 根據《機械制造裝備設計》表3-10，主軸即Ⅴ軸的計算轉速為 取=125r/min; ⑵各變速軸的計算轉速： 如前所示主軸計算轉速至最高轉速間的所有轉速都傳遞全部功率，因此，實現(xiàn)上述主軸轉速的傳動件的實際工作轉速也傳遞全功率其他傳動件的計算轉速就是其傳遞全部功率是的最低轉速。 ①軸Ⅳ的計算轉速可從主軸125r/min按變速副找上去，軸Ⅳ的計算轉速=160r/min; ②軸Ⅲ的計算轉速為400r/min; ③軸Ⅱ的計算轉速為800r/min; 所以各軸計算轉速如下： 軸序號 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ 計算轉速 1440 800 400 160 125 ⑶各齒輪的計算轉速 各變速組內一般只計算組內最小齒輪，也是最薄弱的齒輪，故也只需確定最小齒輪的計算轉速。 ① 變速組c中，18/71, 計算Z=18（Ⅳ軸上）的齒輪，計算轉速為125r/min; ② 變速組b計算z = 22（Ⅲ軸上）的齒輪，計算轉速為400r/min; ③ 變速組a應計算z = 24（Ⅱ軸上）的齒輪，計算轉速為800r/in; ⑷核算主軸轉速誤差 ∵ ∴ 所以合適。 5.4傳動軸直徑的估算：確定各軸最小直徑 根據《機械設計手冊》表7-13，，并查《金屬切削機床設計》表7-13得到取1. ①Ⅱ軸的直徑：取 取整為36mm. ②Ⅲ軸的直徑：取 取整為40mm ③Ⅳ軸的直徑：取 取整為55mm ④Ⅴ軸的直徑：取 取整為70mm 其中：P-電動機額定功率（kW）； -從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積； -該傳動軸的計算轉速（）； -傳動軸允許的扭轉角（）。 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。Ⅰ和Ⅳ為由鍵槽并且軸Ⅳ為空心軸，Ⅱ和Ⅲ為花鍵軸。根據以上原則各軸的直徑取值：，和在后文給定，軸采用光軸，軸和軸因為要安裝滑移齒輪所以都采用花鍵軸。因為矩形花鍵定心精度高，定心穩(wěn)定性好，能用磨削的方法消除熱處理變形，定心直徑尺寸公差和位置公差都能獲得較高的精度，故我采用矩形花鍵連接。按規(guī)定，矩形花鍵的定心方式為小徑定心。查《機械設計手冊》 的矩形花鍵的基本尺寸系列，軸花鍵軸的規(guī)格；軸花鍵軸的規(guī)格。 5.5鍵的選擇、傳動軸、鍵的校核 查《機械設計手冊》表6-1選擇軸上的鍵，根據軸的直徑，鍵的尺寸選擇，鍵的長度L取22。主軸處鍵的選擇同上，鍵的尺寸為，鍵的長度L取100。 7.傳動軸的校核 需要驗算傳動軸薄弱環(huán)節(jié)處的傾角荷撓度。驗算傾角時，若支撐類型相同則只需驗算支反力最大支撐處傾角；當此傾角小于安裝齒輪處規(guī)定的許用值時，則齒輪處傾角不必驗算。驗算撓度時，要求驗算受力最大的齒輪處，但通?？沈炈銈鲃虞S中點處撓度（誤差<%3）。 當軸的各段直徑相差不大，計算精度要求不高時，可看做等直徑，采用平均直徑進行計算，計算花鍵軸傳動軸一般只驗算彎曲剛度，花鍵軸還應進行鍵側擠壓驗算。彎曲剛度驗算；的剛度時可采用平均直徑或當量直徑。一般將軸化為集中載荷下的簡支梁，其撓度和傾角計算公式見《金屬切削機床設計》表7-15.分別求出各載荷作用下所產生的撓度和傾角，然后疊加，注意方向符號，在同一平面上進行代數(shù)疊加，不在同一平面上進行向量疊加。 ①Ⅰ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 最大撓度： 查《機械制造裝備設計》表3-12許用撓度 ； 。 ②Ⅱ軸、Ⅲ軸的校核同上。 鍵和軸的材料都是鋼，由《機械設計》表6-2查的許用擠壓應力,取其中間值，。鍵的工作長度，鍵與輪榖鍵槽的接觸高度。由《機械設計》式（6-1）可得 可見連接的擠壓強度足夠了，鍵的標記為： 6.各變速組齒輪模數(shù)的確定和校核 齒輪模數(shù)的估算。通常同一變速組內的齒輪取相同的模數(shù)，如齒輪材料相同時，選擇負荷最重的小齒輪，根據齒面接觸疲勞強度和齒輪彎曲疲勞強度條件按《金屬切削機床設計》表7-17進行估算模數(shù)和，并按其中較大者選取相近的標準模數(shù)，為簡化工藝變速傳動系統(tǒng)內各變速組的齒輪模數(shù)最好一樣，通常不超過2～3種模數(shù)。 先計算最小齒數(shù)齒輪的模數(shù)，齒輪選用直齒圓柱齒輪及斜齒輪傳動，查《機械設計》表10-8齒輪精度選用7級精度，再由《機械設計》表10-1選擇小齒輪材料為40C(調質)，硬度為280HBS： 根據《金屬切削機床設計》表7-17；有公式： ①齒面接觸疲勞強度： ②齒輪彎曲疲勞強度： ⑴、a變速組：分別計算各齒輪模數(shù)，先計算最小齒數(shù)24的齒輪。 ①齒面接觸疲勞強度： 其中: -公比 ； = 2； P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.9611=10.56KW； -齒寬系數(shù)=；由《機械設計基礎》可得。 -齒輪許允接觸應力，由《金屬切削機床設計》圖7-6按MQ線查取; -計算齒輪計算轉速; K-載荷系數(shù)取1.2。 =650MPa， 所以根據《畫法幾何及機械制圖》表10-4將齒輪模數(shù)圓整為5 。 ②齒輪彎曲疲勞強度： 其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.963=2.88KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允齒根應力，由《金屬切削機床設計》圖7-11按MQ線查?。? -計算齒輪計算轉速; K-載荷系數(shù)取1.2； ， ∴ ∴ 根據《畫法幾何及機械制圖》表10-4將齒輪模數(shù)圓整為2.5mm 。 ∵所以≥≥2.32 于是變速組a的齒輪模數(shù)取m = 2.5，b =20mm。 ⑵、b變速組：確定軸Ⅲ上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù)，先計算最小齒數(shù)22的齒輪。 ① 齒面接觸疲勞強度：（公式見a變速組） 其中: -公比 ； =2.82； P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.9223=2.766KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允接觸應力，由《金屬切削機床設計》圖7-6按MQ線查取; -計算齒輪計算轉速; K-載荷系數(shù)取1.2。 =650MPa， ∴ ∴ 根據《畫法幾何及機械制圖》表10-4將齒輪模數(shù)圓整為2.5。 ② 齒輪彎曲疲勞強度： 其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P =0.9223=2.766KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允齒根應力，由《金屬切削機床設計》圖7-11按MQ線查??； -計算齒輪計算轉速; K-載荷系數(shù)取1.2。 ， ∴ ∴ 根據《畫法幾何及機械制圖》表10-4將齒輪模數(shù)圓整為3mm 。 ∵所以 軸Ⅲ上主動輪齒輪的直徑： ⑷、標準齒輪參數(shù)： 1)從《機械原理》表5-1查得以下公式 齒頂圓直徑 ； 齒根圓直徑； 分度圓直徑 ； 齒頂高 ； 齒根高 ； 2)圓柱齒輪 齒頂圓直徑 齒根圓直徑； 分度圓直徑 ； 齒頂高 ； 齒根高 ； 表5.1齒輪尺寸表 （單位：mm） 齒輪 齒數(shù) z 模數(shù) 分度圓直徑d 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒頂高 ⒈ 42 2.5 105 110 98.75 2.5 ⒉ 18 2.5 45 50 38.75 2.5 ⒊ 30 2.5 75 80 68.75 2.5 ⒋ 30 2.5 75 80 68.75 2.5 ⒌ 18 2.5 45 50 38.75 2.5 ⒍ 42 2.5 105 110 98.75 2.5 ⒎ 38 2.5 95 110 88.75 2.5 ⒏ 30 2.5 75 80 68.75 2.5 ⒐ 34 2.5 85 90 78.75 2.5 ⒑ 34 2.5 85 90 78.75 2.5 ⒒ 30 2.5 75 80 68.75 2.5 ⒓ 38 2.5 95 110 88.75 2.5 ⒔ 62 2.5 155 160 148.75 2.5 ⒕ 40 2.5 100 105 93.75 2.5 15 17 3 51 57 43.5 3 16 68 3 204 210 196.5 3 7.齒輪校驗 在驗算算速箱中的齒輪應力時，選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪進接觸應力和彎曲應力的驗算。這里要驗算的是齒輪1，齒輪5，齒輪11這三個齒輪。 齒輪強度校核 計算公式：①彎曲疲勞強度; ②接觸疲勞強度 7.1校核a組齒輪 ①彎曲疲勞強度；校核齒數(shù)為18的齒輪，確定各項參數(shù) ⑴,n=800r/min, ⑵確定動載系數(shù) ∵ 齒輪精度為7級，由《機械設計》圖10-8查得動載系數(shù)。由《機械設計》使用系數(shù)。 ⑶。 ⑷確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù) 查《機械設計》表10-4，得非對稱齒向載荷分配系數(shù)； h==11.25； , 查《機械設計》圖10-13得 ⑸確定齒間載荷分配系數(shù): 由《機械設計》表10-2查的使用， 由《機械設計》表10-3查得齒間載荷分配系數(shù) ⑹確定載荷系數(shù): ⑺ 查《機械設計》表 10-5 齒形系數(shù)及應力校正系數(shù) ； ⑻計算彎曲疲勞許用應力 由《機械設計》圖10-20(c)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 《機械設計》圖10-18查得 壽命系數(shù),取疲勞強度安全系數(shù)S = 1.3 ， ②接觸疲勞強度 ⑴載荷系數(shù)K的確定： ⑵彈性影響系數(shù)的確定；查《機械設計》表10-6得 ⑶查《機械設計》圖10-21（d）得， 故齒輪1合適。 7.2 校核b組齒輪 ①彎曲疲勞強度；校核齒數(shù)為22的齒輪，確定各項參數(shù) ⑴,n=400r/min, ⑵確定動載系數(shù)： 齒輪精度為7級，由《機械設計》圖10-8查得動載系數(shù) ⑶ ⑷確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù) 查《機械設計》表10-4，插值法得非對稱齒向載荷分配系數(shù) ,查《機械設計》圖10-13得 ⑸確定齒間載荷分配系數(shù): 由《機械設計》表10-2查的使用 ； 由《機械設計》表10-3查得齒間載荷分配系數(shù) ⑹確定動載系數(shù): ⑺查《機械設計》表 10-5齒形系數(shù)及應力校正系數(shù) 、 ⑻計算彎曲疲勞許用應力 由《機械設計》圖10-20(c)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 《機械設計》圖10-18查得 壽命系數(shù),疲勞強度安全系數(shù)S = 1.3 ， ②接觸疲勞強度 u=62/22=2.82； ⑴、載荷系數(shù)K的確定： ⑵、彈性影響系數(shù)的確定；查《機械設計》表10-6得 ⑶、查《機械設計》圖10-21（d）得， 故齒輪7合適。 8.主軸組件設計 主軸的結構儲存應滿足使用要求和結構要求，并能保證主軸組件具有較好的工作性能。主軸結構尺寸的影響因素比較復雜，目前尚難于用計算法準確定出。通常，根據使用要求和結構要求，進行同型號筒規(guī)格機床的類比分析，先初步選定尺寸，然后通過結構設計確定下來，最后在進行必要的驗算或試驗，如不能滿足要求可重新修改尺寸，直到滿意為直。 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。 8.1主軸的基本尺寸確定 8.1.1外徑尺寸D 主軸的外徑尺寸，關鍵是主軸前軸頸的（前支撐處）的直徑。選定后，其他部位的外徑可隨之而定。一般是通過筒規(guī)格的機床類比分析加以確定。320mm車床，P=3KW查《機械制造裝備設計》表3-13，前軸頸應,初選,后軸頸取, 8.1.2主軸孔徑d 中型臥式車床的主軸孔徑，已由d=48mm,增大到d=60-80mm,當主軸外徑一定時，增大孔徑受到一下條件的限制，1、結構限制；對于軸徑尺寸由前向后遞減的主軸，應特別注意主軸后軸頸處的壁厚不允許過薄，對于中型機床的主軸，后軸頸的直徑與孔徑之差不要小于，主軸尾端最薄處的直徑不要小于。2、剛度限制；孔徑增大會削弱主軸的剛度，由材料力學知，主軸軸端部的剛度與截面慣性矩成正比， 即： 據上式可得出主軸孔徑對偶剛度影響的 ，有圖可見 當時，，說明空心主軸的剛度降低較小。當時，，空心主軸剛度降低了24%，因此為了避免過多削弱主軸的剛度，一般取。主軸孔徑d確定后，可根據主軸的使用及加工要求選擇錐孔的錐度。錐孔僅用于定心時，則錐孔應大些，若錐孔除用于定心，還要求自鎖，借以傳遞轉矩時，錐度應小些，我這里選用莫氏六號錐孔。初步設定主軸孔徑d=60mm，主軸孔徑與外徑比為0.6。 8.1.3主軸懸伸量a 主軸懸伸量的大小往往收結構限制，主要取決于主軸端部的結構形式及尺寸、刀具或夾具的安裝方式、前軸承的類型及配置、潤滑與密封裝置的結構尺寸等。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。 8.1.4支撐跨距L 當前，多數(shù)機床的主軸采用前后兩個支撐，結構簡單，制造、裝配方便，容易保證精度，但是，由于兩支撐主軸的最佳支距一般較短，結構設計難于實現(xiàn)，故采用三支撐結構。要比前后支距地影響大得多，因此，需要合理確定。為了使主軸組件獲得很高的剛度可抗震性，前中之距可按兩支撐主軸的最佳只距來選取。 由于三支撐的前后支距對主軸組件的性能影響較小，可根據結構情況適當確定。如果為了提高主軸的工作平穩(wěn)性，前后支距可適當加大，如取。采用三支撐結構時，一般不應該把三個支撐處的軸承同時預緊，否則因箱孔及有關零件的制造誤差，會造成無法裝配或影響正常運作。因此為了保證主軸組件的剛度和旋轉精度，在三支撐中，其中兩個支撐需要預緊，稱為緊支撐；另外一個支撐必須具有較大的間隙，即處于“浮動”狀態(tài)，稱為松支撐，顯然，其中一個緊支撐必須是前支撐，否則前支撐即使存有微小間隙，也會使主軸組件的動態(tài)特性大為降低。試驗表明，前中支撐為緊支撐、后支撐位松支撐，要比前后支撐位緊支撐、中支撐為松支撐的結構靜態(tài)特性顯著提高。 8.1.5主軸最佳跨距的確定 ⑴考慮機械效率，主軸最大輸出轉距. 床身上最大加工直徑約為最大回轉直徑的50到60%,即加工工件直徑取為160mm,則半徑為0.08. [2]計算切削力 前后支撐力分別設為,. ⑶軸承剛度的計算 根據式《結構設計》（方鍵主編）（6-1）有： 查《結構設計》（方鍵主編）表6-11得軸承根子有效長度、球數(shù)和列數(shù)： 再帶入剛度公式： ； ⑷主軸當量直徑 ； ⑸主軸慣性矩 ； ⑹計算最佳跨距 設： 查《金屬切削機床設計》（3-14）； 式中 ∴ ∴ 式中： 8.2主軸剛度驗算 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。考慮動態(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?，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