機床主軸箱結構設計【nmax=1400 nmin=10 Rn=140 φ=1.26 Z=24】,nmax=1400 nmin=10 Rn=140 φ=1.26 Z=24,機床主軸箱結構設計【nmax=1400,nmin=10,Rn=140,φ=1.26,Z=24】,機床,主軸,結構設計,nmax 畢業(yè)設計（論文）任務書 機械設計制造及其自動化專業(yè) 1102班 學生：齊旭 畢業(yè)設計（論文）題目： 機床主軸箱結構設計1 畢業(yè)設計（論文）內容： 1.設計說明書一份 2.CAD圖紙一套（包括總裝圖、零件圖 ） 3.文獻綜述（不少于3000字） 畢業(yè)設計（論文）專題部分： 機床主軸箱結構 起止時間： 2015年3月6日至 2015年6月5日 指導教師： 簽字 2015年 3 月 6 日 沈陽化工大學科亞學院 本科畢業(yè)論文 題 目： 機床主軸箱結構設計1 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： 學生姓名： 指導教師： 論文提交日期： 2015 年 6 月 1 日 論文答辯日期： 2015 年 6 月 5 日 摘要 車床是車床中應用最廣泛的一種，約占車床類總數的65%，因其主軸以水平方式放置故稱為臥式車床。主傳動系統(tǒng)的運動設計有確定極限轉速、確定公比、確定轉速級數、確定結構網和結構式、繪制轉速圖、確定齒輪齒數和擬定傳動系統(tǒng)圖。主運動部件的結構設計有：帶傳動的設計、確定各種計算轉數、確定齒輪模數、確定各軸最小直徑和設計部分主軸主件。設計完成后軸與軸承的校核：軸的校核主要通過軸頸、結構、運動等計算出軸最大承受能力，能夠正常工作的時間。軸承則通過與每個不同的軸的連接，確定要用的軸承，選出最好的軸承，最終確定軸承軸和軸承是否達到要求。 本文對機床床頭箱進行了設計，的主軸箱是機床的動力源將動力和運動傳遞給機床主軸的基本環(huán)節(jié)，其機構復雜而巧妙，要實現其全部功能在軟件中的模擬仿真工作量非常大。這次設計的效果沒有預計的完美，有一些硬件方面的原因，在模擬仿真的時候，由于計算機的配置不能達到所需要求，致使運行速度非常慢，不但時間上拖了下來，而且所模擬的效果很不理想。我接受的設計任務是對車床的主軸箱進行設計。主軸箱的結構繁多，考慮到實際硬件設備的承受能力，在進行三維造型的時候在不影響模擬仿真的情況下，我省去了很多細部結構。 關鍵詞： 軸； 齒輪； 主軸箱； Abstract Common lathe is one of the the most widely used, accounting for 65% of the total number of lathes , because of the spindle horizontally placed so called horizontal lathe.Mainspindle: also known as the headstock, its main task is coming from the main motor rotation speed through a series of institutions required for the spindle to be turned to different positive and negative speed, while spindle box allocate part of the power the campaign to pass into the box. Lathe headstock spindle is the key to the middle part. Spindle bearing on the smooth operation of the workpiece directly affect the processing quality, once the accuracy of the rotation decreased , the machine's using values . feed box: also known as the cutting box, feed tank equipped with a variable speed feed motion in the body, it can adjust the speed to change mechanism, obtain the required feed rate or screw pitch, the light bar or screw through the spread of sports knife frame for cutting.Screw and light bars: to connect the feed box and the crates and deliver the motion and driving force to slide crate ,to make crate to get the vertical linear slide motion. Start lathe check each variable speed are in the lathe neutral. Clutch (clutch) whether is in the correct position, joystick is no in stop state, when confirmed, close the lathe total switch power supply. saddle bed according to the green button, motor (elettdc molor) started brought up to slip board box on the right side of the lever handle, spindle is turned; Lever handle back into the middle position, spindle stop turn move; Lever handle press, spindle reversal. the saddle bed of red stop button, motor stopped working. Keywords: haft; gear; Spindle box; 目 錄 第一章引言 …………………………………………………………… 1 第二章計算 …………………………………………………………… 3 2.1傳動方案和傳動系統(tǒng)圖的擬定…………………………………3 2.2主要設計零件的計算和驗算……………………………………5 2.2.1主軸箱的箱體………………………………………………… 5 2.2.2傳動系統(tǒng)的I軸及軸上零件設……………………………… 7 2.2.3傳動系統(tǒng)的II軸及軸上零件設計………………………… 15 2.2.4傳動系統(tǒng)的III軸及軸上零件設計 ……………………… 21 2.2.5傳動系統(tǒng)的IV軸及軸上零件設計 ……………………… 27 2.2.6傳動系統(tǒng)的V軸及軸上零件設計………………………… 32 第三章 結 論 ………………………………………………………… 39 第四章 致謝 …………………………………………………………… 40 第五章 參考文 ……………………………………………………… 41 沈陽化工大學科亞學院設計說明書 第一章引言 40 第一章 引言 車床作為機械制造的“母機”，但凡是有精度和表面粗糙度要求的零件，通常都需要在機床上進行最終加工。由此可以看出，機床在我國國民經濟現代化的建設中起著重大作用。數控機床的出現，縮短了零件的加工的輔助時間，提高了零件加工表面質量，降低了操作工人的勞動強度，極大程度的提高了生產效率。主軸箱主軸的選擇必須滿足以下要求：軸承尺寸公茶及旋轉精度允差要小，以適應高精度要求；用角接觸球軸承取代圓錐滾子軸承和推理球軸承承受徑向和軸向載荷并適應高度切削；減小徑向截面尺寸，以減小主軸系統(tǒng)的體積并有利于主軸系統(tǒng)的熱傳導，盡量采用小而多的滾動體’以減小主軸系統(tǒng)的運動剛度；采用高強度輕質保持架，選擇合理的運動方式以適應高速旋轉。 1.在過去的時間里，工程師們不斷探索各種方法，以求提高加工制造的效率。比如提高主軸轉速、進給速度，增大主軸電機功率，盡量加大切削用量、增強刀具質量。在含有多次換刀動作的加工過程中，如果提高換刀裝置的穩(wěn)定性與可靠性，縮短換刀時間，可以大大提高工件的加工效率與加工質量。國內外加工中心的研發(fā)機構都大量投入資金和精力，研制新型的自動換刀裝置，以增強換刀的穩(wěn)定性與可靠性，縮減換刀時間，提升加工質量和加工效率，增強企業(yè)競爭力。自動換刀裝置是數控加工中心的一個重要輔助裝置，用自動進給手柄作床鞍的縱向和中滑板的橫向進給的機動進給練習。 用手動進給手柄和手柄頂部的快進按鈕作縱向、橫向的快速移動操作。 2．操作車床進給量手柄得到各擋進給量。 按車床進給量銘牌確定選擇縱向進給量為 0 46 mm／r、橫向進給量為 0 20 mm／r 時手輪 和手柄的位置，并進行調整。沿床身導軌手動縱向移動尾座至合適位置， 逆時針方向扳動尾座緊固手柄． 將尾座固定。 注意移動尾座時用力不要過大。 逆時針方向轉動套筒鎖緊手柄(松開)，搖動手輪，使套筒作進、退移動。 3．手動操作車床床鞍、中滑板、小滑板手柄 .搖動床鞍手柄，使床鞍向左或向右作縱向移動。手輪軸 t 的刻度盤圓周等分．300 格， 手輪每轉動一格，床鞍縱向移動 1 mm。順時針方向轉動手柄時，床鞍向右運動；逆時針方向 轉動手柄時，床鞍向左運動。 (2)用左手、 右手分別按順時針和逆時針方向搖動中滑板手柄， 使中滑板作橫向進給和退出 移動。中滑板絲杠上的刻度盤圓周等分 100 格，手柄每轉過 1 格，中滑板橫向移動 o．05 mm。 順時針方向轉動手柄時，中滑板向遠離操作者方向運動(即橫向進刀)；逆時針方向轉動手柄 時，中滑板向靠近操作者方向運動(即橫向退刀)。脂潤滑在在使用上最為方便，他不存在漏油問題。潤滑脂的使用期現場，如果轉速不超過樣本所列的極限轉速，則一次從天可使用2000小時以上，只要密封的好，能保證灰塵、雪沫、冷卻液、潤滑油等不進入軸承，一次可用到修理時才更換。中間不需要補充它。由于脂不會外漏，主要是防止外漏和異物進入，多用不接觸的曲路，防止雜物進入。 4．啟動車床 (1)檢查車床各變速手柄是否處于空擋位置． 離合器(clutch)是否處于正確位置， 操縱桿是 否處于停止狀態(tài)，確認無誤后，合上車床電源總開關。 (2)按下床鞍上的綠色啟動按鈕，電動機(elettdc molor)啟動。 (3)采用防噪音、防漏油，且機床的制動采用在電機皮帶論處利用剎車盤、單項油缸制動原理，使床頭相不但結構簡單可靠，而且便于制造和維修，不易損壞。由于是專用機床，主傳動鏈有四根軸，兩個三聯(lián)齒輪變速，主軸共9種轉速，主傳動鏈短，有利于提高機床的制造精度，降低噪音和發(fā)熱量。 沈陽化工大學科亞學院設計說明書 第二章計算 第二章 計算 2.1傳動方案和傳動系統(tǒng)圖的擬定 （1）確定極限轉速 已知主軸最低轉速nmin為10r/min,最高轉速nmax為1400r/min，轉速調整范圍為 Rn=nmax/nmin=140 （2）確定公比 選定主軸轉速數列的公比為φ＝1.26 （3）求出主軸轉速級數Z Z=lgRn/lgφ+1= lg140/lg1.12+1=24 （4）確定結構式(選用分支傳動) 4=21×32×[1+（2×2-1）] （5）確定轉速數列，查《機械裝備設計》表3-6標準數列得： 10，12.5，16，25，31.5，40，50，63，80，100，125，160，200，250，315，400，500。高速級6級：450，560，710，900，1120，1400 （6）繪制轉速圖 1選定電動機 一般金屬切削機床的驅動，如無特殊性能要求，多采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。從帶電動機到主軸主要為降速傳動，若傳動副較多的傳動組放在較接近電動機處可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，節(jié)省材料，也就是滿足傳動副前多后少的原因，因此取12=2*2*3方案。在降速傳動中，防止齒輪直徑過大而使徑向尺寸常限制最小傳動比i≧1/4;在升速時為防止產生過大的噪音和震動常限制最大轉速比。 2分配總降速傳動比 總降速傳動比為uII=nmin/nd=10/1500≈6.67×10－3,nmin為主軸最低轉速，傳動組C中18/72只需計算z=18的齒輪，計算轉速為355r/min；60/30只需計算z=30的齒輪，計算轉速為250r/min;傳動組b計算z=22的齒輪，計算轉速為355r/min;傳動組a應計算z=24的齒輪，計算轉速為710r/min. 3確定傳動軸的軸數 傳動軸數＝變速組數+定比傳動副數+1=6 4繪制轉速圖 先按傳動軸數及主軸轉速級數格距l(xiāng)gφ畫出網格，用以繪制轉速圖。在轉速圖上，先分配從電動機轉速到主軸最低轉速的總降速比，在串聯(lián)的雙軸傳動間畫上u(k→k+1)min.再按結構式的級比分配規(guī)律畫上各變速組的傳動比射線，從而確定了各傳動副的傳動比。 圖2-1 轉速圖 沈陽化工大學科亞學院設計說明書 第二章計算 2.2主要設計零件的計算和驗算 2.2.1 主軸箱的箱體 主軸箱盡量采用配對軸承，以保證軸承的旋轉精度和剛度。滿足要求后，軸承可實現高速旋轉而溫度底剛性高。主軸高速旋轉所產生的離心力遠遠大于切削力對滾動體的作用所以高速主軸的的主要設計參數為轉速為了適用于高速切削。主軸熱膨脹時主軸待著后軸承在箱體孔內移動。后支撐背靠背組配為的是實現預緊，后支撐并不承受軸向載荷，故采用角度為15度的軸承，前后軸承精度為iso4,相當于p4級，使主軸具有較好的高速性和更高的精度。因此箱體材料以中等強度的灰鑄鐵HT150及HT200為最廣泛,本設計選用材料為HT20-40.箱體鑄造時的最小壁厚根據其外形輪廓尺寸(長×寬×高),按下表選取. 表1 外輪廓尺，寸 長×寬×高() 壁厚(mm) < 500 × 500 × 300 8-12 > 500 × 500 × 300-800 × 500 × 500 10-15 > 800 × 800 × 500 12-20 由于箱體軸承孔的影響將使扭轉剛度下降10%-20%，彎曲剛度下降更多，為彌補開口削弱的剛度，常用凸臺和加強筋；并根據結構需要適當增加壁厚。主軸箱采用防噪音防漏油的有力措施，且機床的制動采用在電機皮帶輪處利用剎車盤、單項油缸制動原理，使從床頭箱不但結構簡單可靠，而且便于制造、維修、壽命高，不易損壞。由于是專用機床，主傳動鏈有四跟軸，兩個三聯(lián)齒輪變速，主軸共九種轉速，主傳動鏈短，有利提高機床的制造精度，降低噪音和發(fā)熱量。 箱體在主軸箱中起支承和定位的作用。主軸箱中共有15根軸，軸的定位要靠箱體上安裝空的位置來保證，因此，箱體上安裝空的位置的確定很重要。根據各對配合齒輪的中心距及變位系數，并參考有關資料，箱體上軸安裝空的位置確定如下： 中心距(a)=1/2（d1+d2）+ym（式中y是中心距變動系數） 中心距Ⅰ-Ⅱ=（56+38）/2×2.25=105.75mm 中心距Ⅰ-Ⅶ=（50+34）/2×2.25=94.5mm 中心距Ⅱ-Ⅶ=（30+34）/2×2.25=72mm 中心距Ⅱ-Ⅲ=（39+41）/2×2.25=90mm 中心距Ⅲ-Ⅳ=（50+50）/2×2.5=125mm 中心距Ⅴ-Ⅷ=（44+44）/2×2=88mm 中心距Ⅴ-Ⅵ=（26+58）/2×4=168mm 中心距Ⅷ-Ⅸ=（58+26）/2×2=84mm 中心距Ⅸ-Ⅵ=（58+58）/2×2=116mm 中心距Ⅸ-Ⅹ=（33+33）/2×2=66mm 中心距Ⅸ-Ⅺ=（25+33）/2×2=58mm 箱體在床身上的安裝方式，機床類型不同，其主軸變速箱的定位安裝方式亦不同。有固定式、移動式兩種。車床主軸箱為固定式變速箱，用箱體底部平面與底部突起的兩個小垂直面定位，用螺釘和壓板固定。 床頭箱是車床的主要基礎件和支撐拌之一，也是較為典型、比較復雜、技術條件要求較為嚴格、廢品率較高的箱體類鑄件，其底部乘油不得滲漏，上不開口為箱口，床頭箱生產一直沿用傳統(tǒng)工藝鑄造，鑄件澆注位置選擇箱口朝下，箱底朝上，分型面在在鑄件的中間位置的最大截面處兩箱用手工制作模板造型。鑄件內腔由兩個壁隔開成三個內腔，并有三個主型芯形成，落在下箱，術質芯盒，手工制作型芯。該方案的長處在于主型芯較小，形狀簡單芯盒制造、制芯都交方便，型芯烘干和夏鑫位置也一樣，下芯、合箱都很方便。 體中潤滑油路的安裝空間和安裝螺紋孔及油溝，具體表達見箱體零件圖。 2.2.2傳動系統(tǒng)的I軸及軸上零件設計 2.2.2.1普通V帶傳動的計算 普通V帶的選擇應保證在傳動帶不打滑的前提下能傳遞的最大功率，同時要有充足的疲勞強度，來滿足其一定的使用壽命。 設計功率 （kW） ——工況系數，取1.1； 故 小帶輪基準直徑為130mm； 帶速 ： ； 大帶輪基準直徑為230 mm； 初選中心距＝1000mm, 由機床總體布局確定。過小，增加帶彎曲次數以保證穩(wěn)定；過大，易引起劇烈振動，損壞零件，造成機器精度的差異，對零部件造成損壞，使其不能正常工作和運轉。 帶基準長度 查表2-7，?。?800mm; 帶撓曲次數＝1000mv/=7.0440； 實際中心距 故 小帶輪包角 單根V帶的基本額定功率,查表2-8，取2.28kW； 單根V帶的基本額定功率增量 ——彎曲影響系數，查表2-9，取 ——傳動比系數，查表2-10，取1.12 故； 帶的根數 ——包角修正系數，查表2-11，取0.93； ——帶長修正系數，查表2-12，取1.01； 故 圓整z取4； 單根帶初拉力 q——帶每米長質量，查表2-13，取0.10； 故＝58.23N 帶對軸壓力 2.2.2.2多片式摩擦離合器的計算 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××11×0.98/800＝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，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表2-16，取1.00； ——接合次數修正系數，查表2-17，取1.00； ——摩擦結合面數修正系數，查表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。 2.2.2.3齒輪的驗算 接觸應力的驗算公式為 （MPa）≤[] （2-1） 彎曲應力的驗算公式為 （2-2） 式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； T-齒輪在機床工作期限（）內的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數； -齒輪的最低轉速（r/min）; -基準循環(huán)次數；查表3-1（以下均參見《機床設計指導》） m—疲勞曲線指數，查表3-1； —速度轉化系數，查表3-2； —功率利用系數，查表3-3； —材料強化系數，查表3-4； —的極限值，見表3-5，當≥時，則取=；當＜時，取=； —工作情況系數，中等沖擊的主運動，取=1.2~1.6； —動載荷系數，查表3-6； —齒向載荷分布系數，查表3-9； Y—標準齒輪齒形系數，查表3-8； []—許用接觸應力（MPa）,查表3-9； []—許用彎曲應力（MPa），查表3-9。 I軸上的齒輪采用整淬的方式進行熱處理 傳至I軸時的最大轉速為： N==5.625kw 在離合器兩齒輪中齒數最少的齒輪為50×2.25，且齒寬為B=12mm u=1.05 =≤[]=1250MP 符合強度要求。 驗算56×2.25的齒輪： =≤[]=1250MP 符合強度要求 2.2.2.4傳動軸的驗算 對于傳動軸的選擇計算，除去重載軸外，一般不需要進行強度校核，只需要進行剛度驗算即可，剛度達到所需要求即可判斷傳動軸的型號及材質。 軸的抗彎斷面慣性矩（） 1.花鍵軸 式中 d—花鍵軸的小徑（mm）； i—花軸的大徑（mm）； b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數； 傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得： = 式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）; —該軸的計算轉速（r/min）。 傳動軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力 式中D-齒輪節(jié)圓直徑（mm），D=mZ。 齒輪的徑向力： 式中 α—為齒輪的嚙合角，α＝20o； ρ—齒面摩擦角，； β—齒輪的螺旋角；β＝0 故N 花鍵軸鍵側擠壓應力的驗算 花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為： 式中 —花鍵傳遞的最大轉矩（）； D、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L—花鍵工作長度； N—花鍵鍵數； K—載荷分布不均勻系數，K=0.7～0.8； 故此花鍵軸校核合格 2.2.2.5軸承疲勞強度校核 機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進行疲勞驗算。其額定壽命的計算公式為： C—滾動軸承的額定負載（N）,根據《軸承手冊》或《機床設計手冊》查取，單位用（kgf）應換算成（N）； —速度系數， 為滾動軸承的計算轉速（r/mm） —壽命系數， —壽命系數，對球軸承=3，對滾子軸承=； 工作情況系數，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數機床），； —功率利用系數，查表3—3； —速度轉化系數，查表3—2； —齒輪輪換工作系數，查《機床設計手冊》； P—當量動載荷，按《機床設計手冊》。 故軸承校核合格 2.2.3.傳動系統(tǒng)的Ⅱ軸及軸上零件設計 2.2.3.1齒輪的驗算 驗算齒輪強度，應選擇相同模數承受載荷最大的齒數最小的齒輪，進行接觸應力和彎曲應力驗算。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲應力。 對硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗算齒根彎曲應力。 接觸應力的驗算公式為 （MPa）≤[] （2-3） 彎曲應力的驗算公式為 式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； -電動機額定功率（KW）； -從電動機到所計算的齒輪的機械效率； -齒輪計算轉速（r/min）; m-初算的齒輪模數（mm）; B-齒寬（mm） Z-小齒輪齒數； u-大齒輪與小齒輪齒數之比，u≥1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內嚙合； -壽命系數： -工作期限系數： T-齒輪在機床工作期限（）內的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數； -齒輪的最低轉速（r/min）; -基準循環(huán)次數；查表3-1（以下均參見《機床設計指導》） m—疲勞曲線指數，查表3-1； —速度轉化系數，查表3-2； —功率利用系數，查表3-3； —材料強化系數，查表3-4； —的極限值，見表3-5，當≥時，則取=；當＜時，取=； —工作情況系數，中等沖擊的主運動，取=1.2~1.6； —動載荷系數，查表3-6； —齒向載荷分布系數，查表3-9； Y—標準齒輪齒形系數，查表3-8； []—許用接觸應力（MPa）,查表3-9； []—許用彎曲應力（MPa），查表3-9 Ⅱ軸上的雙聯(lián)滑移齒輪采用整淬的方式進行熱處理 傳至Ⅱ軸時的最大轉速為： m=2.25 N==5.77kw 1.在雙聯(lián)滑移齒輪中齒數最少的齒輪為38×2.25，且齒寬為B=14mm u=1.05 =≤[]=1250MP 故雙聯(lián)滑移齒輪符合標準 2.驗算39×2.25的齒輪： 39×2.25齒輪采用整淬 N==5.71kw B=14mm u=1 =≤[]=1250MP 故此齒輪合格 3.驗算22×2.25的齒輪： 22×2.25齒輪采用整淬 N==5.1kw B=14mm u=4 =≤[]=1250MP 故此齒輪合格 4.驗算30×2.25齒輪： 30×2.25齒輪采用整淬 N==5.1kw B=14mm u=1 =≤[]=1250MP 故此齒輪合格 2.2.3.2傳動軸的驗算 對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。 軸的抗彎斷面慣性矩（） 花鍵軸 = 式中 d—花鍵軸的小徑（mm）； i—花軸的大徑（mm）； b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數； 傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得： = 式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）; —該軸的計算轉速（r/min）。 傳動軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力： 式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。 齒輪的徑向力： 式中 α—為齒輪的嚙合角； ρ—齒面摩擦角； β—齒輪的螺旋角； =27.86mm 符合校驗條件 花鍵軸鍵側擠壓應力的驗算 花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為： 式中 —花鍵傳遞的最大轉矩（）； D、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L—花鍵工作長度； N—花鍵鍵數； K—載荷分布不均勻系數，K=0.7～0.8； 故此花鍵軸校核合格 2.2.3.3軸組件的剛度驗算 《機床設計》的教科書中的主軸組件柔度方程系在主軸端部C點夾在時主軸和軸承兩相柔度的迭加，其極值方程為： 式中 L?！侠砜缇?； C —主軸懸伸梁； ﹑—后﹑前支撐軸承剛度 該一元三次方程求解可得為一實根： 機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進行疲勞驗算。其額定壽命的計算公式為： C—滾動軸承的額定負載（N）,根據《軸承手冊》或《機床設計手冊》查取，單位用（kgf）應換算成（N）； —速度系數， 為滾動軸承的計算轉速（r/mm） —壽命系數， —壽命系數，對球軸承=3，對滾子軸承=； 工作情況系數，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數機床），； —功率利用系數，查表3—3； —速度轉化系數，查表3—2； —齒輪輪換工作系數，查《機床設計手冊》； P—當量動載荷，按《機床設計手冊》。 故軸承校核合格 2.2.4 傳動系統(tǒng)的Ⅲ軸及軸上零件設計 2.2.4.1齒輪的驗算 驗算齒輪強度，應選擇相同模數承受載荷最大的齒數最小的齒輪，進行接觸應力和彎曲應力驗算。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲應力。 接觸應力的驗算公式為 （MPa）≤[] （2-5） 彎曲應力的驗算公式為 （2-6） 式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； -電動機額定功率（KW）； -從電動機到所計算的齒輪的機械效率； -齒輪計算轉速（r/min）; m-初算的齒輪模數（mm）; B-齒寬（mm） Z-小齒輪齒數； u-大齒輪與小齒輪齒數之比，u≥1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內嚙合； -壽命系數： -工作期限系數： T-齒輪在機床工作期限（）內的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數； -齒輪的最低轉速（r/min）; -基準循環(huán)次數；查表3-1（以下均參見《機床設計指導》） m—疲勞曲線指數，查表3-1； —速度轉化系數，查表3-2； —功率利用系數，查表3-3； —材料強化系數，查表3-4； —的極限值，見表3-5，當≥時，則取=；當＜時，取=； —工作情況系數，中等沖擊的主運動，取=1.2~1.6； —動載荷系數，查表3-6； —齒向載荷分布系數，查表3-9； Y—標準齒輪齒形系數，查表3-8； []—許用接觸應力（MPa）,查表3-9； []—許用彎曲應力（MPa），查表3-9。 三軸上的三聯(lián)滑移齒輪采用整淬的方式進行熱處理 傳至三軸時的最大轉速為： N==5.42kw 在三聯(lián)滑移齒輪中齒數最少的齒輪為41×2.25，且齒寬為B=12mm u=1.05 =≤[]=1250MP 故三聯(lián)滑移齒輪符合標準 1.驗算50×2.5的齒輪： 50×2.5齒輪采用整淬 N==5.1kw B=15mm u=1 =≤[]=1250MP 故此齒輪合格 2.驗算63×3的齒輪： 63×3齒輪采用整淬 N==5.1kw B=10mm u=4 =≤[]=1250MP 故此齒輪合格 3.驗算44×2齒輪： 44×2齒輪采用整淬 N==5.1kw B=10mm u=1 =≤[]=1250MP 故此齒輪合格 2.2.4.2 傳動軸的驗算 對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。 傳動軸的抗彎斷面慣性矩（） 花鍵軸 = 式中 d—花鍵軸的小徑（mm）； i—花軸的大徑（mm）； b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數； 傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得： = 式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）; —該軸的計算轉速（r/min）。 傳動軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力： 式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。 齒輪的徑向力： 式中 α—為齒輪的嚙合角； ρ—齒面摩擦角； β—齒輪的螺旋角； =27.86mm 符合校驗條件 花鍵軸鍵側擠壓應力的驗算 花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為： 式中 —花鍵傳遞的最大轉矩（）； D、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L—花鍵工作長度； N—花鍵鍵數； K—載荷分布不均勻系數，K=0.7～0.8； 故此三軸花鍵軸校核合格 2.2.4.3 軸組件的剛度驗算 兩支撐主軸組件的合理跨距 《機床設計》的教科書中的主軸組件柔度方程系在主軸端部C點家在時主軸和軸承兩相柔度的迭加，其極值方程為： 式中 L?！侠砜缇?； C —主軸懸伸梁； ﹑—后﹑前支撐軸承剛度 該一元三次方程求解可得為一實根： 其額定壽命的計算公式為： C—滾動軸承的額定負載（N）,根據《軸承手冊》或《機床設計手冊》查取，單位用（kgf）應換算成（N）； —速度系數， 為滾動軸承的計算轉速（r/mm） —壽命系數， —壽命系數，對球軸承=3，對滾子軸承=； 工作情況系數，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數機床），； —功率利用系數，查表3—3； —速度轉化系數，查表3—2； —齒輪輪換工作系數，查《機床設計手冊》； P—當量動載荷，按《機床設計手冊》。 故軸承校核合格 2.2.5傳動系統(tǒng)的Ⅳ軸及軸上零件設計 2.2.5.1齒輪的驗算 接觸應力的驗算公式為 （MPa）≤[] （2-7） 彎曲應力的驗算公式為 （2-8） 式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； -電動機額定功率（KW）； -從電動機到所計算的齒輪的機械效率； -齒輪計算轉速（r/min）; m-初算的齒輪模數（mm）; B-齒寬（mm） Z-小齒輪齒數； u-大齒輪與小齒輪齒數之比，u≥1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內嚙合； -壽命系數： -工作期限系數： T-齒輪在機床工作期限（）內的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數； -齒輪的最低轉速（r/min）; -基準循環(huán)次數；查表3-1（以下均參見《機床設計指導》） m—疲勞曲線指數，查表3-1； —速度轉化系數，查表3-2； —功率利用系數，查表3-3； —材料強化系數，查表3-4； —的極限值，見表3-5，當≥時，則取=；當＜時，取=； —工作情況系數，中等沖擊的主運動，取=1.2~1.6； —動載荷系數，查表3-6； —齒向載荷分布系數，查表3-9； Y—標準齒輪齒形系數，查表3-8； []—許用接觸應力（MPa）,查表3-9； []—許用彎曲應力（MPa），查表3-9。 Ⅸ軸上的直齒齒輪采用整淬的方式進行熱處理 傳至Ⅸ軸時的最大轉速為： N==5.42kw 齒輪的模數與齒數為33×2，且齒寬為B=20mm u=1.05 =≤[]=1250MP 故齒輪符合標準 驗算58×2的齒輪： 58×2齒輪采用整淬 N==5.1kw B=20mm u=1 =≤[]=1250MP 故此齒輪合格 2.2.5.2傳動軸的驗算 對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。 軸的抗彎斷面慣性矩（） 花鍵軸 = 式中 d—花鍵軸的小徑（mm）； D—花軸的大徑（mm）； b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數； 傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得： = 式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）; —該軸的計算轉速（r/min）。 傳動軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒 輪的圓周力： 式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。 齒輪的徑向力： 式中 α—為齒輪的嚙合角； ρ—齒面摩擦角； β—齒輪的螺旋角； =22.32mm 符合校驗條件 花鍵軸鍵側擠壓應力的驗算 花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為： 式中 —花鍵傳遞的最大轉矩（）； D、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L—花鍵工作長度； N—花鍵鍵數； K—載荷分布不均勻系數，K=0.7～0.8； 故此花鍵軸校核合格 2.2.5.3軸組件的剛度驗算 《機床設計》的教科書中的主軸組件柔度方程系在主軸端部C點家在時主軸和軸承兩相柔度的迭加，其極值方程為： 式中 L?！侠砜缇?； C —主軸懸伸梁； ﹑—后﹑前支撐軸承剛度 機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進行疲勞驗算。其額定壽命的計算公式為： C—滾動軸承的額定負載（N）,根據《軸承手冊》或《機床設計手冊》查取，單位用（kgf）應換算成（N）； —速度系數， 為滾動軸承的計算轉速（r/mm） —壽命系數， —壽命系數，對球軸承=3，對滾子軸承=； 工作情況系數，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數機床），； —功率利用系數，查表3—3； —速度轉化系數，查表3—2； —齒輪輪換工作系數，查《機床設計手冊》； P—當量動載荷，按《機床設計手冊》。 故軸承校核合格 2.2.6 傳動系統(tǒng)的Ⅴ軸及軸上零件設計 2.2.6.1齒輪的驗算 驗算齒輪強度，應選擇相同模數承受載荷最大且齒數最小的齒輪，來進行接觸應力和彎曲應力驗算。一般對高速傳動的齒輪進行驗算齒面接觸應力，對低速傳動的齒輪進行驗算齒根彎曲應力。 對硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗算齒根彎曲應力。 接觸應力的驗算公式為 （MPa）≤[] （2-9） 彎曲應力的驗算公式為 （2-10） 式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； -電動機額定功率（KW）； -從電動機到所計算的齒輪的機械效率； -齒輪計算轉速（r/min）; m-初算的齒輪模數（mm）; B-齒寬（mm） Z-小齒輪齒數； u-大齒輪與小齒輪齒數之比，u≥1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內嚙合； -壽命系數： -工作期限系數： Y—標準齒輪齒形系數，查表3-8； []—許用接觸應力（MPa）,查表3-9； []—許用彎曲應力（MPa），查表3-9。T-齒輪在機床工作期限（）內的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數； -齒輪的最低轉速（r/min）; -基準循環(huán)次數；查表3-1（以下均參見《機床設計指導》） m—疲勞曲線指數，查表3-1； —速度轉化系數，查表3-2； —功率利用系數，查表3-3； —材料強化系數，查表3-4； —的極限值，見表3-5，當≥時，則取=；當＜時，取=； —工作情況系數，中等沖擊的主運動，取=1.2~1.6； —動載荷系數，查表3-6； —齒向載荷分布系數，查表3-9； 如果驗算結果或不合格，可以改變初算時選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時，就得采取調整齒寬或重新選擇齒數及模數等措施。 軸上的斜齒輪采用調質處理的方式進行熱處理 傳至五軸時的最大轉速為： N==5.42kw 1.斜齒輪為26×4，且齒寬為B=35mm u=1.05 =≤[]=1560MP 故斜齒輪符合標準 2.驗算80×2.5的齒輪： 80×2.5齒輪采用調質熱處理 N==211.39kw B=26mm u=1 =≤[]=1250MP 故此齒輪合格 3.驗算50×2.5的齒輪： 50×2.5齒輪采用調質熱處理 N==5.1kw B=10mm u=4 =≤[]=1250MP 故此齒輪合格 2.2.6.2傳動軸的驗算 對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。 V軸的抗彎斷面慣性矩（） 花鍵軸 = 式中 d—花鍵軸的小徑（mm）； i—花軸的大徑（mm）； b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數； 傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得： = 式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）; —該軸的計算轉速（r/min）。 傳動軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力： 式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。 齒輪的徑向力： 式中 α—為齒輪的嚙合角； ρ—齒面摩擦角； β—齒輪的螺旋角； =31.43mm 符合校驗條件 花鍵軸鍵側擠壓應力的驗算 花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為： 式中 —花鍵傳遞的最大轉矩（）； D、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L—花鍵工作長度； N—花鍵鍵數； K—載荷分布不均勻系數，K=0.7～0.8； 故此五軸花鍵軸校核合格 2.2.6.3軸組件的剛度驗算 《機床設計》的教科書中的主軸組件柔度方程系在主軸端部C點家在時主軸和軸承兩相柔度的迭加，其極值方程為： 式中 L?！侠砜缇?； C —主軸懸伸梁； ﹑—后﹑前支撐軸承剛度 機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進行疲勞驗算。其額定壽命的計算公式為： C—滾動軸承的額定負載（N）,根據《軸承手冊》或《機床設計手冊》查取，單位用（kgf）應換算成（N）； —速度系數， 為滾動軸承的計算轉速（r/mm） —壽命系數， —壽命系數，對球軸承=3，對滾子軸承=； 工作情況系數，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數機床），； —功率利用系數，查表3—3； —速度轉化系數，查表3—2； —齒輪輪換工作系數，查《機床設計手冊》； P—當量動載荷，按《機床設計手冊》。 故軸承校核合格 沈陽化工大學科亞學院說明書 第三章結論 沈陽化工大學畢業(yè)設計說明書 3結論 第三章 結論 在本設計中，本人做了車床主軸箱的設計。 這次設計的結果不算太完美，與我的知識水平和缺乏實踐經驗有關。這點讓我深深的體會到努力學習的正確性，也明白了書到用時方恨少的無奈；實踐能教會我們很多在生活和工作中有用的東西，而且這些東西我們不能僅僅通過課堂的學習和老師的指導得到。在設計中我也遇到了其它許多的問題，例如，主軸箱傳動系統(tǒng)是一個復雜的系統(tǒng)，剛開始我一點都不了解，后來通過查閱大量的書刊資料和指導老師的講解，終于弄明白了，教會了我學無止境的道理，人就要活到老學到老。 本次設計用了很長的時間，回想起來，花在畫圖的時間不多，主要還是在設計計算上。通過本次課程設計，我不但鞏固了舊的知識，如：機械設計、金屬切削機床等。利用繪圖軟件繪圖，而且學會了怎樣設計變速箱，如何設計每一個細節(jié)。 課程設計是一次知識綜合的考研，要考慮的問題很多，一個人的能力時間是有限的，我們通過討論更加深一層設計的過程。從最初的總素的查找和整理，到文獻翻譯，然后初步進行設計，最后進行設計計算和畫圖。在這個過程中，我們的趙艷春老師對我們的指導是不可或缺的，她對我們要求嚴格，問題解答詳細，使我們順利的完成了畢業(yè)設計任務，所以再次要感謝老師與同學的幫助。 這次設計能讓我在以后的學習和工作中改正我在技術水平和性格上的缺陷，能鞭策我，使我不斷地提高和進步，讓我時時刻刻清醒地做個有崇高的理想、有正確的人生價值觀和努力向上進取的人。 沈陽化工大學畢業(yè)設計說明書 第四章 致謝 沈陽化工大學畢業(yè)設計說明書 致謝 致 謝 半年的時間轉瞬即逝，緊張的畢業(yè)設計已經到了收尾的階段。在這半年的時間里，在趙艷春老師的悉心指導下，我的畢業(yè)設計課程按期完成。在此我向老師致以崇高的敬意，沒有您細心指導，就沒有我今天的成功，我真誠的向老師道一聲：感謝您！ 我畢業(yè)設計的如期完成，除了趙艷春老師以外，整個設計小組的同學在設計過程中給我的幫助也是非常的重要的，在此對他們真誠的說一聲：謝謝你們！ 最后祝所有老師和同學們身體健康，工作順利！ 沈陽化工大學畢業(yè)設計說明書 第五章 參考文獻 參考文獻 [1] 任殿閣，張佩勤.機床設計指導（第三版）．北京：北京工業(yè)出版社，2002：76-80 [2] 劉朝儒，彭福萌.機械制圖（第四版）.北京：高等教育出版社，2006.12 [3] 楊德武，鄢利群．機械設計基礎[M]．長春：吉林科學技術出版社，2006：191-220 [4] 成大先．機械設計手冊（第三版）．第1卷[M]．北京：化學工業(yè)出版社，2002：76-80 [5] 成大先．機械設計手冊（第三版）．第2卷[M]．北京：化學工業(yè)出版社，2002：430-436 [6]成大先.機械設計手冊（第三版）.第3卷[M].北京：北京工業(yè)出版社，2002:32-40 [7] 成大先.機械設計手冊（第三版）.第4卷[M].北京：北京工業(yè)出版社，2002:256-187 [8] 劉杰，趙春雨，宋偉剛等．機電一體化技術基礎與產品設計[M]．北京：冶金工業(yè)出版社