中北大學(xué)信息商務(wù)學(xué)院課 程 設(shè) 計 說 明 書學(xué)生姓名：學(xué) 號：系：機械自動化系專業(yè)：機械設(shè)計制造及其自動化題目：機床課程設(shè)計車床主軸箱設(shè)計指導(dǎo)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(xué)課程設(shè)計說明書目錄一、傳動設(shè)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 Pca1 .6.2選擇 V 帶類型1.6.3確定帶輪直徑基準(zhǔn)并驗算帶速V1.7 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d02.4.2 選擇摩擦片尺寸2.4.3計算摩擦面對數(shù)Z2.4.4計算摩擦片片數(shù)2.4.5計算軸向壓力 Q2.5V 帶的選擇及計算2.5.1初定中心距 a02.5.2確定 V 帶計算長度 L 及內(nèi)周長 L N2.5.3驗算 V 帶的撓曲次數(shù)2中北大學(xué)課程設(shè)計說明書2.5.4確定中心距 a2.5.5驗算小帶輪包角 12.5.6計算單根 V 帶的額定功率 Pr2.5.7 計算 V 帶的根數(shù)三、結(jié)構(gòu)設(shè)計3.1 帶輪的設(shè)計3.2 主軸換向機構(gòu)的設(shè)計3.3 制動機構(gòu)的設(shè)計3.4 齒輪塊的設(shè)計3.5 軸承的選擇3.6 主軸組件的設(shè)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3.6.1.4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(shè)計3.8 密封裝置的設(shè)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(shè)計小結(jié)六、參考文獻3中北大學(xué)課程設(shè)計說明書一、傳動設(shè)計1.1 電機的選擇主電機功率： 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 nmaxnminZ1根據(jù)公式lg變速范圍 Rn=vm ax 1500/33.5=44.8 Z 1vm 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(shè)計指導(dǎo) P6 標(biāo)準(zhǔn)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。1.3 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 4312 3 2 212 2 3 212 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(yīng)“前多后少”的原則，方案12322 是可取的。但是，由于主軸換向采用雙向離合器結(jié)構(gòu)，致使軸尺寸加大， 此方案也不宜采用，而應(yīng)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=213226B、12=21 3422C、12 =2 33126D、12=26 31234中北大學(xué)課程設(shè)計說明書E、12=2234 21F、12=26 3221根據(jù)級比指數(shù)要“前密后疏”的原則，應(yīng)選用方案A。然而，對于所設(shè)計的機構(gòu)，將會出現(xiàn)兩個問題： 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，使得軸上的齒輪直徑不能太小，軸上的齒輪則會成倍增大。這樣，不僅使- 軸間中心距加大，而且 - 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。 如果第一變速組采用升速傳動（圖b），則軸至主軸間的降速傳動只能由后兩個變速組承擔(dān)。 為了避免出現(xiàn)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(jié)構(gòu)復(fù)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(xué)課程設(shè)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R26 8，符合設(shè)計原則要求，方案可用。由第二擴大組的變速范圍R26 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 81 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727290齒輪Z1Z 1*Z 2Z 2*Z 3Z 3*Z 4Z 4*Z 5Z 5*Z 6Z 6*Z 7Z 7*齒數(shù)2448423019532448304260301872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(yīng)大于4。所選齒輪的齒數(shù)符合設(shè)計要求。1.6 確定帶輪直徑1.6.1確定計算功率 Pca6中北大學(xué)課程設(shè)計說明書由機械設(shè)計表87 查得工作情況系數(shù)K A =1.1 故Pca K A P 1.1 44.4KW1.6.2選擇 V 帶類型據(jù) Pca、 nE 的值由機械設(shè)計圖811 選擇 A 型帶。1.6.3確定帶輪直徑基準(zhǔn)并驗算帶速V由機械設(shè)計表86、表 8 8，取小帶輪基準(zhǔn)直徑d1。118mm驗算帶速 V V d1 nE /(60 1000) 1181440/(60 1000) 8.897m/s因為 5m/sV30m/s, 所以帶輪合適。定大帶輪直徑 d 2d 2 i d1 （1）（ 1440/750 ） 118（ 10.02 ） 222.03mm帶的滑動系數(shù)，一般取0.02據(jù)機械設(shè)計表8 8，取基準(zhǔn)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- ) d1 u1 u 2 u 3d2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；nE為電機的滿載轉(zhuǎn)速；取 0.02 。轉(zhuǎn)速誤差用主軸實際轉(zhuǎn)速與標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速相對誤差的絕對值表示： n = |n n | 10（ -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n1n2n3n4n5n6理想轉(zhuǎn)速33.547.567951321907中北大學(xué)課程設(shè)計說明書實際轉(zhuǎn)速33.547.367.194.6133.4188.1轉(zhuǎn)速誤差 %00.40.10.410.5主軸轉(zhuǎn)速n7n8n9n10n11n12理想轉(zhuǎn)速26537553075010601500實際轉(zhuǎn)速265.2373.9527.2743.41054.51486.8轉(zhuǎn)速誤差 %0.10.30.50.90.50.9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 minZ14=95r/min;3=93.9r/min即n8中北大學(xué)課程設(shè)計說明書2.1.2各傳動軸計算轉(zhuǎn)速軸可從主軸為 95r/min 按 18/72 的傳動副找上去，似應(yīng)為 375r/min 。但是由于軸上的最低轉(zhuǎn)速 132r/min 經(jīng)傳動組 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，所以軸的計算轉(zhuǎn)速應(yīng)為132r/min 。軸的計算轉(zhuǎn)速可按傳動副b 推上去，得375r/min 。軸的計算轉(zhuǎn)速為 750r/min 。各軸的計算轉(zhuǎn)速列表如下軸計算轉(zhuǎn)速 nj750375132952.1.3 各齒輪計算轉(zhuǎn)速1*Z 2*Z 4*Z 7Z 1Z 2*Z 4*齒 ZZ 3Z 5Z 6Z 3Z 5Z 6Z 7輪齒2448423019532448304260301872數(shù)nj7537751063713371937261326379505005250552552.2 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(shè)計指南（以下簡稱設(shè)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 =91N4n 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 ；9中北大學(xué)課程設(shè)計說明書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(shè)計指導(dǎo) 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長度640600740840對軸d 91 4N 910.96428mmn j 640475011000對軸d 91 4N9140.960.97 35mmn j 460037511000對軸d 91 4N9140.960.97 0.97 40mmn j 413274011000考慮到軸是花鍵軸所以軸直徑作為花鍵軸小徑 , 據(jù)設(shè)計指南附表 2.3 1取 d128mm，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)果如下軸直徑283540花鍵6 3228 76 40 35 6 45 40 101210中北大學(xué)課程設(shè)計說明書2.3 估算傳動齒輪模數(shù)參考設(shè)計指導(dǎo) 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mw 32Nmm3n jZ按齒面點蝕的估算A 370Nmm3n jmj =2Azizi*式中 N 該軸傳遞功率（ KW）； N= N d ；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(biāo)準(zhǔn)模數(shù)值作為該變速組齒輪的模數(shù)。據(jù)設(shè)計指導(dǎo)P32取每兩傳動軸間傳動件的傳動效率0.97傳動組 a 中按齒輪彎曲疲勞的估算mw 323Nmm = 32 34 0.96 1.91mmn j Z75024按齒面點蝕的估算A 370 3Nmm 370 34 0.96 80.35mmn j375mj 2 Amm 2 80.35 2.23mmz1z1*72取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) m 2.5mm傳動組 b 中11中北大學(xué)課程設(shè)計說明書按齒輪彎曲疲勞的估算Nmm = 323 40.960.97 2.58 mmwm 32 337519n jZ按齒面點蝕的估算A 370 3Nmm370 3 40.960.97 112.6mmn j132mj 2 Amm 2112.6 3.13mmz3z3*72取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) m 4mm傳動組 c 中按齒輪彎曲疲勞的估算m w 32 3Nmm = 32 3 4 0.960.97 0.97 2.60mmn j Z37518按齒面點蝕的估算A 370Nmm 3704 0.96 0.97 0.9733nj95124.43mmmj 2 Amm 2124.43 2.77mmz6z6*90取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) m 3mm2.4 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 26 mm有d 0 D+(26) 36+(26)3842mm 取 d 0 42mm2.4.2選擇摩擦片尺寸參考設(shè)計指導(dǎo) P41 表摩擦片尺寸及花鍵規(guī)格自行設(shè)計摩擦片的尺寸如圖所示12中北大學(xué)課程設(shè)計說明書2442690909 83832外摩擦片厚度1.5內(nèi)摩擦片2.4.3 計算摩擦面對數(shù)ZK z Z12MnK103/ 33fp (Dd0) KvKm式中 Mn額定動扭矩； Mn9550N 955040.9648.90Nn j750mK1.3 1.5 ；取 K 1.3 ；f摩擦片間的摩擦系數(shù)；查設(shè)計指導(dǎo)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(shè)計指導(dǎo)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(shè)計指導(dǎo)表13 近似取為 1.3 ；Km 結(jié)合次數(shù)修正系數(shù)；查設(shè)計指導(dǎo)表13 取為 0.84 ；K z 接合面修正系數(shù)；13中北大學(xué)課程設(shè)計說明書把數(shù)據(jù)代入公式得K z Z10.8查設(shè)計指導(dǎo)表13 取 Z142.4.4 計算摩擦片片數(shù)摩擦片總片數(shù)（ Z1） 15 片2.4.5 計算軸向壓力 QQ ( D 2d0 2 ) p Kv40 (902422 ) 0.8 1.240 478N2.5V 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）（ 118 224） 205.2 684 mm取 a0 500 mm2.5.2確定 V 帶計算長度L 及內(nèi)周長 LNL0 2 a0( d1d 2 )( d2 d1 ) 224a0(118(224118)2 2 500224)50024 1542.8 mm據(jù)設(shè)計指導(dǎo) P30表計算長度取 L1625 mm，內(nèi)周長 LN 1600 mm。2.5.3 驗算 V 帶的撓曲次數(shù) 1000mv 40 次/sL式中 m帶輪個數(shù)；把數(shù)據(jù)代入上式得 10.95 40 次/s ，數(shù)據(jù)可用。2.5.4 確定中心距 a14中北大學(xué)課程設(shè)計說明書LL0 5001625 1542.8541.1 mma a0 22取 a542 mm2.5.5驗算小帶輪包角 11 180o d2 d157.3oa180o 22411857.3o542 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(shè)計表84a 得 P0 =1.76KW；據(jù) n1 1440r/min和 i 2.23 和 A 型帶，查機械設(shè)計表84b 得P0 =0.17KW；查機械設(shè)計表85 得 K 0.98 ；查機械設(shè)計表82 得 機械設(shè)計表8 5 得 K L 0.99 ；有 Pr （ P0 P0 ） K K L（ 1.76 0.17 ） 0.98 0.99 1.872.5.7 計算 V 帶的根數(shù)Z Pca / Pr =4.4/1.87 2.35取 Z3 根三、結(jié)構(gòu)設(shè)計3.1 帶輪的設(shè)計根據(jù) V 帶計算，選用 3 根 A 型 V 帶。由于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(xué)課程設(shè)計說明書3.2 主軸換向機構(gòu)的設(shè)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的花鍵上，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(dāng)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)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(xué)課程設(shè)計說明書123456783.3 制動機構(gòu)的設(shè)計根據(jù)制動器的設(shè)計原理，將其安裝在靠近主軸的較高轉(zhuǎn)速的軸，在離合器脫開時制動主軸，以縮短輔助時間。此次設(shè)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(dāng)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(xué)課程設(shè)計說明書3.4 齒輪塊的設(shè)計機床的變速系統(tǒng)采用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(shè)計指導(dǎo)P53, 軸間傳動齒輪精度為87 7Dc，軸間齒輪精度為 766 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1Z 1*Z 2Z 2*Z3Z 3*Z 4Z齒數(shù)24484230195324n7503757501060375132375j分度圓直徑961921681207621296齒頂圓直徑10420017612884220104齒底圓直徑861821581106620286齒輪寬32303032323032齒輪Z 4*Z 5Z 5*Z 6Z 6*Z 7Z 7*齒數(shù)48304260301872nj19037526513226537595分度圓直徑19212016824012072288齒頂圓直徑2001281762481288029618中北大學(xué)課程設(shè)計說明書齒底圓直徑18211015823011062278齒輪寬303230303233303.5 軸承的選擇為了方便安裝， 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，、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(shè)計3.6.1各部分尺寸的選擇3.6.1.1主軸通孔直徑參考設(shè)計指導(dǎo) P5，取主軸通孔直徑d37mm。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(shè)計指導(dǎo) P61 表莫氏錐度號選 5；其標(biāo)準(zhǔn)莫氏錐度尺寸如下莫氏大 端 直錐度簡圖徑 DDd長度號LL1：dD 5 44.399 130 19.0223.6.1.4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(shè)計指導(dǎo)P63 的圖及19中北大學(xué)課程設(shè)計說明書P64 表的主軸頭部尺寸如下圖所示569.,5610101.00+ 038565.3.4120817 7 301222133.6.1.5支承跨距及懸伸長度為了提高剛度，應(yīng)盡量縮短主軸的懸伸長度a，適當(dāng)選擇支承跨距L。取 L/a 3.24 ，由頭部尺寸取 a 100mm則 L324mm。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(shè)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10mm20中北大學(xué)課程設(shè)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(shè)計軸軸頸較小，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T1T2CF rAB168320R CbaR AT2 T1 =9.55 106 N9.55 10 6 4 0.96 48896 Nmmn750齒輪受到的徑向力Fr 2 T2 tan / d1 248896tan 20 o /96 370.8 N對于傳動軸主要驗算軸上裝齒輪和軸承處的撓度y 和傾角。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。軸平均直徑求的d28mm，則截面慣性矩 I d 4 28430171.9 mm46464按設(shè)計指導(dǎo) P34有關(guān)公式計算對 B 點y Fr a 2b2/3EI l370.8320216822.110830171.9488321中北大學(xué)課程設(shè)計說明書 1.16 104 mm查設(shè)計指導(dǎo) P33表對一般傳動軸許用撓度 Y （0.0003 0.0005 ）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。B Fab（ba）3EIl 370.8 320 168 （168320）3 2.1 108 30171.9 488 3.27 10 7 rad查設(shè)計指導(dǎo) P33表許用 0.001rad滿足要求。對 A 點A Fab(a2b)6EIl 370.8320 168 （3202 168）62.110830171.9488 7.05 10 7 rad對 C 點A Fab(b2a)6EIl 370.8320 168 （1682 320）62.110830171.9488 8.68 10 7 rad查設(shè)計指導(dǎo) P33表許用 0.001rad滿足要求。綜上，軸的剛度滿足要求。4.2 鍵的驗算4.2.1 花鍵的驗算花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為jy8Tmax jy 2d 2 )lz(D式中：jy 計算擠壓應(yīng)力； Mp22中北大學(xué)課程設(shè)計說明書Tmax花鍵傳遞的最大扭矩；N m mTmax 9.55106 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； mmz 花鍵的齒數(shù)； l 工作長度； mm 載荷分布不均勻系數(shù)，0.7 0.8 ；取0.75jy 許用擠壓應(yīng)力，查機械設(shè)計表6 3， jy 100140Mp，取 jy ；130 Mp對軸花鍵Tmax 9.551064 0.96 48896 Nm m750對軸裝離合器處花鍵D 36mmd 32 mm z 6 l 18 mm則jy8488962282 )1860.75(3220.1Mpjy滿足要求。對軸裝帶輪處花鍵D30mmd 26mm z 6l 40 mm則jy84889626 2 )4060.75(30 29.7Mp jy 滿足要求。所以軸花鍵滿足要求。對軸花鍵Tmax 9.5510 64 0.96 0.97 94858 Nm m375D 40mmd 35mm z6l 70 mm則23中北大學(xué)課程設(shè)計說明書894858jy ( 402352 )7060.756.4Mp jy 滿足要求。對軸花鍵Tmax 9.5510640.960.97 0.98 264094 Nm m132D 45mmd 40mm z6 l 110mm則8264094jy402 )11060.75( 45210.0Mpjy 滿足要求。4.2.2 平鍵的驗算普通平鍵的強度條件p 2T 103p kld式中： p 計算擠壓應(yīng)力； MpT 傳遞的轉(zhuǎn)矩； N mk 鍵與輪轂槽的接觸高度，k 0.5h ，此處 h 為鍵的高度； mml 鍵的工作長度； mmd 軸的直徑； mmp 鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力，查機械設(shè)計表 62，此處鍵、軸、輪轂三者材料都是鋼 p 100120M Mp，取 p 110 Mp；對軸三聯(lián)齒輪出 A 型平鍵 b h=1610 , L=56T 48.896 Nmk 0.5h 0.5 105 mml L-b=40 mm d 53 mm則p 2 48.8961035405324中北大學(xué)課程設(shè)計說明書9.2 Mp p 滿足要求。對軸三聯(lián)齒輪出 A 型平鍵 bh=18 11 , L=63T 94.858 Nmk 0.5h 0.5 115.5mml 45mmd 63mm則p 2 94.85810 35.5456312.2 Mp p 滿足要求。對軸三聯(lián)齒輪出A 型平鍵T 9.55 1034 0.96 0.97 0.98 1040 N mk 0.5h 0.5 1433.57mml 68mmd 75 mm , bh=22 14,L=80mm, 則p 27104010 3687558.3Mp 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)mjmj = 16300 3(i 1) Kd K cK b K s N mmm z12 ij 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/minm 齒寬系數(shù)；z1 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 KNKq60n TKT 工作期限系數(shù)：K T =mc025中北大學(xué)課程設(shè)計說明書T預(yù)定的齒輪工作期限，對中型機床T = 15000 20000h；n 齒輪的最低轉(zhuǎn)速； r/minc0 基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，查設(shè)計指導(dǎo)表3；m 疲勞曲線指數(shù)，查設(shè)計指導(dǎo)表3；Kn 轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，查設(shè)計指導(dǎo)表4；K 功率利用系數(shù)，查設(shè)計指導(dǎo)表5；NKq 材料強化系數(shù)，查設(shè)計指導(dǎo)表6；Kc 工作狀況系數(shù)，中等沖擊主運動，Kc= 1.2 1.6 ；Kd 動載荷系數(shù)，查設(shè)計指導(dǎo)表8；Kb 齒向載荷分布系數(shù)，查設(shè)計指導(dǎo)表9；j 許用接觸應(yīng)力，查設(shè)計指導(dǎo)表11； Mp齒輪按彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù)mwmw = 275K d K cK b K sN3m z1 w n j Y其中 Y 齒形系數(shù)由設(shè)計指導(dǎo)表10 查得；w 許用彎曲應(yīng)力，查設(shè)計指導(dǎo)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)傳動組 a傳動組 b傳動組 cN3.843.723.65n j750375375m7.57.57.5z1241918i22.84m333n75037513226TKTK sc0K nKNKqKcKdKbj mj結(jié)論中北大學(xué)課程設(shè)計說明書1500015000150004.073.232.281.440.880.811071071070.850.680.890.580.580.580.760.730.731.21.21.21.31.41.21.021.041.041100110011002.023.553.29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 cN3.843.723.65n j750375375m7.57.57.5z1