1705_C6140普通車床主軸箱傳動設計1,_c6140,普通,車床,主軸,傳動,設計 畢業(yè)設計（論文）題目： C6140 普通車床主軸箱傳動設計 系 別： 航空工程系專業(yè)名稱： 機械設計制造及其自動化班級學號： 078105132學生姓名： 張松指導教師： 吳暉二 O 一一 年 六 月 南昌航空大學科技學院學士學位論文 11目錄1.車床參數的擬定- --------------------------------------------------21.1概述--------------------------------------------------------------21.2參數的擬定--------------------------------------------------------22.運動設計- ----------------------------------------------------------32.1傳動結構式、結構網的選擇確定---------------------------------------32.1.1傳動組及各傳動組中傳動副的數目----------------------------------32.1.2傳動系統(tǒng)擴大順序的安排 -----------------------------------------32.1.3繪制結構網------------------------------------------------------42.1.4傳動組的變速范圍的極限值----------------------------------------42.1.5最大擴大組的選擇------------------------------------------------52.2轉速圖的擬定------------------------------------------------------52.2.1主電機的選定----------------------------------------------------52.3齒輪齒數的確定及傳動系統(tǒng)圖的繪制----------------------------------5 2.3.1齒輪齒數的確定的要求--------------------------------------------52.3.2變速傳動組中齒輪齒數的確定--------------------------------------63.強度計算和結構草圖設計-- ---------------------------------------93.1確定計算轉速------------------------------------------------------93.1.1主軸的計算轉速--------------------------------------------------93.1.2中間傳動件的計算轉速--------------------------------------------93.1.3齒輪的計算轉速-------------------------------------------------103.2傳動軸的估算和驗算-----------------------------------------------103.2.1傳動軸直徑的估算-----------------------------------------------103.2.2主軸的設計與計算-----------------------------------------------113.2.3主軸材料與熱處理-----------------------------------------------123.3齒輪模數的估算和計算---------------------------------------------143.3.1齒輪模數的估算-------------------------------------------------143.3.2齒輪模數的驗算-------------------------------------------------173.4軸承的選擇與校核-------------------------------------------------193.4.1一般傳動軸上的軸承選擇-----------------------------------------193.4.2主軸軸承的類型-------------------------------------------------203.4.3軸承間隙調整---------------------------------------------------203.4.4軸承的校核-----------------------------------------------------213.5摩擦離合器的選擇與驗算-------------------------------------------223.5.1按扭矩選擇-----------------------------------------------------223.5.2外摩擦片的內徑 d- ----------------------------------------------22南昌航空大學科技學院學士學位論文 22總結----------------------------------------------------------------- 23參考文獻- -----------------------------------------------------------24致謝----------------------------------------------------------------- 251.車床參數的擬定1.1概述車床的規(guī)格系列和用處普通機床的規(guī)格和類型有系列型譜作為設計時應該遵照的基礎。因此，對這些基本知識和資料作些簡要介紹。本次設計的是普通型車床 C6140主軸變速箱。主要用于加工回轉體。車床的主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數（GB1582-79，JB/Z143-79）工件最大回轉直徑D (mm)max正轉最高轉 速nmax( )inr電機功 率N（kw） 公比 ?轉速級數 Z反轉400 1400 5.5 1.41 12級數 Z 反=Z 正/2；n 反max≈1.1n 正 max1.2參數的擬定1.2.1 確定極限轉速， nR=miax 1zn=南昌航空大學科技學院學士學位論文 33又∵ =1.41∴ 得 =43.79. 取 =45；?nRnR，去標準轉速列 .mi/1.3i/4510/maxin rr== min/5.31inr=1.2.2 主電機選擇合理的確定電機功率 N，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。已知電動機的功率是 5.5KW，根據《車床設計手冊》附錄表 2選 Y132S-4，額定功率 5.5 ，滿載轉速 1440 ，最大額定轉距 2.2。kwminr2.運動設計2.1 傳動結構式、結構網的選擇確定2.1.1 傳動組及各傳動組中傳動副的數目級數為 Z的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳遞組組成，各傳動組分別有Z1、Z2、Z3、…個傳動副.即Z=Z1Z2Z3…傳動副數由于結構的限制以 2或 3為適合，即變速級數 Z應為 2和 3的因子：即Z=2a 3b?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的組合:1) 12=3×4 2) 12=4×33) 12=3×2×2 4) 12=2×3×25) 12=2×2×3按照傳動副“前多后少”的原則選擇 Z=3×2×2這一方案，但主軸換向采用雙向片式摩擦離合器結構，致使Ⅰ軸的軸向尺寸過大，所以此方案不宜采用，而應先擇 12=2×3×2。方案 4）是比較合理的12=2×3×22.1.2 傳動系統(tǒng)擴大順序的安排12=2×3×2的傳動副組合，其傳動組的擴大順序又可以有 6種形式：1) 12=21×32×26 2) 12=21×34×223) 12=23×31×26 4) 12=26×31×23南昌航空大學科技學院學士學位論文 445) 12=22×34×21 6) 12=26×32×21根據級比指數分配要“前密后疏”的原則，應選用 Z= × × 這一方案，1236然而對于我們所設計的結構將會出現兩個問題：第一變速組采用降速傳動時，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Ⅰ-Ⅱ軸間的中心距也會輥大，從而使整個傳動系統(tǒng)結構尺寸增大。這種傳動不宜采用。如果第一變速組采用升速傳動，則Ⅰ軸至主軸間的降速傳動只能同后兩個變速組承擔。為了避免出現降速比小于允許的杉限值，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 Z= × × 這一方案則可解決上述存在的問題。32162.1.3 繪制結構網圖 2.1 結構網2.1.4 傳動組的變速范圍的極限值齒輪傳動最小傳動比 Umin 1/4,最大傳動比 Umax ,決定了一個傳動組的最大≥2≤變速范圍 rmax=umax/umin 。8≤因此，要按照下表，淘汰傳動組變速范圍超過極限值的所有傳動方案。極限傳動比及指數 X,X,值為：表 2.1公比極限傳動比指數 1.41南昌航空大學科技學院學士學位論文 55X值：Umin= x?1=1/44X,值：Umax= x, =2 2(X+ X,)值：rmin= x+x｀ =8 62.1.5最大擴大組的選擇正常連續(xù)的順序擴大組的傳動的傳動結構式為：Z=Z1[1] Z2[Z1] Z3[Z1 Z2]??最后擴大組的變速范圍按照 r 原則，導出系統(tǒng)的最大級數 Z 和變速范圍 Rn為：8?表 2.2Z3 231.41 Z=12 Rn=44 Z=9 Rn=15.6最后擴大組的傳動副數目 Z3=2時的轉速范圍遠比 Z3=3時大因此，在機床設計中，因要求的 R較大，最后擴大組應取 2更為合適。同時，最后傳動組與最后擴大組往往是一致的。安裝在主軸與主軸前一傳動軸的具有極限或接近傳動比的齒輪副承受最大扭距，在結構上可獲得較為滿意的處理，這也就是最后傳動組的傳動副經常為 2 的另一原因。2.2 轉速圖的擬定運動參數確定以后，主軸各級轉速就已知，切削耗能確定了電機功率。在此基礎上，選擇電機型號，確定各中間傳動軸的轉速，這樣就擬定主運動的轉速圖，使主運動逐步具體化。2.2.1主電機的選定1）電機功率 N：中型機床上，一般都采用三相交流異步電動機作為動力源。根據機床切削能力的要求確定電機功率：N=5.5KW2）電機轉速 ：dn選用時，要使電機轉速 與主軸最高轉速 和 I軸轉速相近或相宜，以免采dnmaxn用過大的升速或過小的降速傳動。=1440r/mind3）分配降速比: 南昌航空大學科技學院學士學位論文 66該車床主軸傳動系統(tǒng)共設有四個傳動組其中有一個是帶傳動。根據降速比分配應“前慢后快”的原則以及摩擦離合器的工作速度要求，確定各傳動組最小傳動比。u 總 = / =28/1440=1/51.4minE分配總降速傳動比時，要考慮是否增加定比傳動副，以使轉速數列符合標準和有利于減小齒數和減小徑向與軸向尺寸，必須按“前慢后快”的原則給串聯的各變速器分配最小傳動比。a 決定軸Ⅲ-Ⅳ的最小降速傳動比主軸上的齒輪希望大一些，能起到飛輪的作用，所以最后一個變速組的最小降速傳動比取極限 1/4，公比 ψ=1.41，1.41 4=4，因此從 Ⅳ軸的最下點向上 4格，找到Ⅲ上對應的點，連接對應的兩點即為Ⅲ-Ⅳ軸的最小傳動比。b 決定其余變速組的最小傳動比根據“前慢后快”的原則，軸Ⅱ-Ⅲ間變速組取umin=1/ψ3，即從Ⅲ軸向上 3格，同理，軸Ⅰ-Ⅱ間取 u=1/ψ3，連接各線。c 根據個變速組的傳動比連線按基本組的級比指數 x0=3，第一擴大組的級比指數x1=1，第二擴大組的級比指數 x3=6,畫出傳動系統(tǒng)圖如 2.2所示 圖 2.2轉速圖2.3 齒輪齒數的確定及傳動系統(tǒng)圖的繪制2.3.1齒輪齒數的確定的要求可用計算法或查表確定齒輪齒數，后者更為簡便，根據要求的傳動比 u 和初步定出的傳動副齒數和 ，查表即可求出小齒輪齒數。ZS選擇時應考慮：1.傳動組小齒輪應保證不產生根切。對于標準齒輪，其最小齒數 =17??mini?2.齒輪的齒數和 不能太大，以免齒輪尺寸過ZS南昌航空大學科技學院學士學位論文 77大而引起機床結構增大，一般推薦齒數和 ≤100-120，常選用在 100 之內。ZS3.同一變速組中的各對齒輪，其中心距必須保證相等。4.保證強度和防止熱處理變形過大，齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚5. 保證主軸的轉速誤差在規(guī)定的范圍之內。圖 2.3 齒輪的壁厚2.3.2 變速傳動組中齒輪齒數的確定 1）確定齒輪齒數 1. 用計算法確定第一個變速組中各齒輪的齒數Zj+Zj’= ZSZj/Zj’ =uj其中Zj——主動齒輪的齒數Zj’——被動齒輪的齒數uj——一對齒輪的傳動比——一對齒輪的齒數和ZS為了保證不產生根切以及保證最小齒輪裝到軸上或套筒上具有足夠的強度，最小齒輪必然是在降速比最大的傳動副上出現。把 Z1的齒數取大些：取 Z1=Zmin=20 則 Z2= =5885./10u齒數和 =Z1+Z2=20+58=78ZS同樣根據公式Z3= =39 42. 用查表法確定第二變速組的齒數a 首先在 u1、u 2、u 3中找出最小齒數的傳動比 u1南昌航空大學科技學院學士學位論文 88b 為了避免根切和結構需要，取 Zmin=24c 查表找到 u1=1/1.413的倒數 2.82 的行找到 Zmin=24 查表最小齒數和為 92d 找出可能的齒數和 的各種數值，這些數值必須同時滿足各傳動比要求的齒輪ZS齒數能同時滿足三個傳動比要求的齒數和有=92 96 99 102Ze 確定合理的齒數和=102ZS依次可以查得Z5=27 Z6=75Z7=34 Z8=68Z9=42 Z10=60同理可得其它的齒輪如下表所示：表 2.3變速組 第一變速組 第二變速組 第三變速組齒數和 78 102 114齒輪 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14齒數 20 58 39 39 24 78 34 68 42 60 23 91 76 382）驗算主軸轉速誤差由于確定的齒輪齒數所得的實際轉速與傳動設計的理論轉速難以完全相符，需要驗算主軸各級轉速，最大誤差不得超過±10(ψ-1)%。主軸各級實際轉速值用下式計算n 實=n E×(1-ε) ×ua×ub×uc×ud其中 ε——滑移系數 ε=0.2ua ub uc ud分別為各級的傳動比 12/45轉速誤差用主軸實際轉速與標準轉速相對誤差的絕對值表示⊿n=｜ ∣≤±10(ψ-1)%實 際 標 準實 際 nn 實 1=1440×0.625×0.98×0.35×0.35×0.25=27.8⊿n=∣(27.8-28)/28∣=0.7%同樣其他的實際轉速及轉速誤差如下:表 2.4主軸轉速n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 n10 n11 n12標準 28 40 56 80 112 160 224 315 450 630 900 1250南昌航空大學科技學院學士學位論文 99轉速實際轉速27.8 39.8 55.7 79.6 111.2 159.3 223.6 314.5 445.6 628.4 897.8 1244.9轉速誤差0.7 0.5 0.5 0.5 0.7 0.4 0.1 0.2 0.9 0.3 0.2 0.4轉速誤差滿足要求。 3） 齒輪的布置為了使變速箱結構緊湊以及考慮主軸適當的支承 距離和散熱條件，其齒輪的布置如下圖 2.4 所示。4）繪制主傳動系統(tǒng)圖按照主傳動轉速圖以及齒輪齒數繪制主傳動系統(tǒng) 圖如下 2.5所示圖 2.4 齒輪結構的布置南昌航空大學科技學院學士學位論文 1010圖 2.5 主傳動系統(tǒng)圖3 .強度計算和結構草圖設計3.1 確定計算轉速3.1.1主軸的計算轉速nj=nminψ z/3-1z=12nj=nminψ 3=28×2.82=79r/min3.1.2中間傳動件的計算轉速Ⅲ軸上的 6級轉速分別為：112、160、224、315、450、630r/min.主軸在79r/min以上都可以傳遞全部功率。Ⅲ軸經 Z13-Z14傳遞到主軸，這時從 112r/min以上的轉速全部功率，所以確定最低轉速 112r/min為Ⅲ軸的計算轉速。按上述的方法從轉速圖中分別可找到計算轉南昌航空大學科技學院學士學位論文 1111速：Ⅱ軸為 315r/min,Ⅰ軸為 900r/min,電動機軸為 1440r/min.3.1.3齒輪的計算轉速Z10安裝在Ⅲ軸上，從轉速圖可見 Z10齒輪本身有 6種轉速，其要傳遞全部的功率的計算轉速為 112r/min。同樣可以確定其余齒輪的轉速如下表 3.1所示：表 3.13.2 傳動軸的估算和驗算3.2.1 傳動軸直徑的估算傳動軸直徑按扭轉剛度用下列公式估算傳動軸直徑：mm4][9jnNd=其中：N—該傳動軸的輸入功率KWηdNd—電機額定功率；—從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積η—該傳動軸的計算轉速 r/minjn—每米長度上允許的扭轉角(deg/m),可根據傳動軸的要求選取如表][3.2所示表 3.2剛度要求允許的扭轉角 主 軸 一般的傳動軸 較低的傳動軸][0.5—1 1—1.5 1.5—2對于一般的傳動軸，取 =1.5][?KW28.5960.η=×=dN=900 r/min jnmm.5.1049.14×齒輪 Z1 Z２ Z３ Z４ Z５ Z６ Z７ Z８ Z９ Z1０ Z1１ Z1２ Z1３ Z1４計算轉速 900 315 900 900 315 112 315 112 315 112 150 160 112 112南昌航空大學科技學院學士學位論文 1212取 mm321=dKW25.9.065.η=×N=425 r/min jn=37 mm425.1032.91×=d取 62dKW20.9.95.η3 =dN=150 mmjn 45.10143×=63d采用花鍵軸結構，即將估算的傳動軸直徑 d減小 7%為花鍵軸的直徑，在選相近的標準花鍵。d1’=29.3×0.93=27.0d2’=34.5×0.93=32.0d3’=42.2×0.93=40.0查表可以選取花鍵的型號其尺寸 分別為)741(GBbDZ×軸取 6-28×32×71軸取 8-32×36×62軸取 8-42×46×803d3.2.2 主軸的設計與計算主軸組件結構復雜，技術要求高。安裝工件的主軸參與切削成形運動，此，它的精度和性能性能直接影響加工質量（加工精度與表面粗糙度） 。1）主軸直徑的選擇查表可以選取前支承軸頸直徑D1=90 mm后支承軸頸直徑 D2=(0.7～0.85)D 1=63～77 mm 選取 D2=70 mm2）主軸內徑的選擇南昌航空大學科技學院學士學位論文 1313車床主軸由于要通過棒料，安裝自動卡盤的操縱機構及通過卸頂尖的頂桿必須是空心軸。確定孔徑的原則是在滿足對空心主軸孔徑要求和最小壁厚要求以及不削弱主軸剛度的要求盡可能取大些。推薦：普通車床 d/D(或 d1/D1)=0.55～0.6其中D——主軸的平均直徑，D= (D1+D2)/2d1——前軸頸處內孔直徑d=(0.55～0.6)D=44～48 mm所以，內孔直徑取 45mm3）前錐孔尺寸前錐孔用來裝頂尖或其它工具錐柄，要求能自鎖，目前采用莫氏錐孔。選擇如下：莫氏錐度號取 5號標準莫氏錐度尺寸大端直徑 D=44.3994）主軸前端懸伸量的選擇確定主軸懸伸量 a的原則是在滿足結構要求的前提下，盡可能取小值。主軸懸伸量與前軸頸直徑之比 a/D=0.6～1.5a=(0.6～1.5)D 1=54～135 mm所以，懸伸量取 100mm5）主軸合理跨距和最佳跨距選擇根據表 3-14 見《機械設計手冊》計算前支承剛度 。AK前后軸承均用 3182100系列軸承，并采用前端定位的方式。查表 4.170DKA×==1700×901.4=9.26×105 N/mm因為后軸承直徑小于前軸承，取 4.1=BAKKB =6.61×105N/mm )1(6)η03+BAKaL?南昌航空大學科技學院學士學位論文 1414其中 為參變量BAK綜合變量 3ηaEIA=其中E——彈性模量，取 E=2.0×105 N/mm2 I——轉動慣量，I=π(D 4-d4)/64=3.14×(804-454)=1.81×106mm4 =3ηaKEIA356106.98.×=0.3909由圖 3-34中，在橫坐標上找出 η=0.3909 的點向上作垂線與 的斜線相4.1=BAK交，由交點向左作水平線與縱坐標軸相交，得 L0/a=2.5。所以最佳跨距 L0L0=2.5a=2.5×100=250 mm又因為合理跨距的范圍 L 合理 =(0.75～1.5)L 0=187.5～375 mm所以取 L=260 mm6）主軸剛度的驗算對于一般機床主軸，主要進行剛度驗算，通常能滿足剛度要求的主軸也能滿足強度要求。對于一般受彎矩作用的主軸，需要進行彎矩剛度驗算。主要驗算主軸軸端的位移 y和前軸承處的轉角 θ A。圖 3.1 主軸支承的簡化 切削力 Fz=3026N撓度 y A= EIaLFz3)(2+= 652108.0.)(6××=0.01南昌航空大學科技學院學士學位論文 1515[y]=0.0002L=0.0002×260=0.052yA＜[y]傾角 θ A= EIaLF6)32(+= 651080. )1××=0.00011前端裝有圓柱滾子軸承，查表[ θ A]=0.001radθ A＜[ θ A] 符合剛度要求。3.2.3 主軸材料與熱處理材料為 45 鋼，調質到 220～250HBS，主軸端部錐孔、定心軸頸或定心圓錐面等部位局部淬硬至 HRC50～ 55，軸徑應淬硬。3.3 齒輪模數的估算和計算3.3.1齒輪模數的估算根據齒輪彎曲疲勞的估算：mm3ω2≥jznNm齒面點蝕的估算：mm370jnA其中 為大齒輪的計算轉速，A 為齒輪中心距。jn由中心距 A及齒數 、 求出模數： mm1z2 21zAmj+=根據估算所得 和 中較大的值，選取相近的標準模數。?mj1）齒數為 32與 64的齒輪N=5.28KW mm85.1423.≥ω=×70jnNA= mm 5.842.3南昌航空大學科技學院學士學位論文 1616mm21zAmj+=78.16435=×取模數為 22）齒數為 56與 40的齒輪mm54.18062.3≥ω=×m37jnNA= mm681502.3mm21zAmj+42.1=×取模數為 23）齒數為 27與 75的齒輪N=5.25KWmm 48.21507.32≥ω=×m3jnNA= mm1250.73mm21zAmj+37.=×取模數為 2.54）齒數為 34與 68的齒輪N=525KW mm29.1685.32≥ω=×m南昌航空大學科技學院學士學位論文 1717370≥jnNA= mm 8.1253mm21zAmj+1.26407=×取模數為 2.55）齒數為 42與 60的齒輪N=5.25KWmm12.3065.2≥ω=×m= mm7jnNA.96.mm21zj+8.104取模數為 2.56）齒數為 23與 91的齒輪N=5.20KWmm 32.1509.32≥ω=×m= mm0.125.370mm21zAmj+.9=×取模數為 2.57）齒數為 76與 38的齒輪N=5.20KW370≥jnA南昌航空大學科技學院學士學位論文 1818mm 46.21507.32≥ω=×m3jnNA= mm6.1205.73mm21zAmj+.38=×取模數為 2.53.3.2 齒輪模數的驗算結構確定以后，齒輪的工作條件、空間安排、材料和精度等級等都已確定，才可能核驗齒輪的接觸疲勞和彎曲疲勞強度值是否滿足要求。根據齒輪的接觸疲勞計算齒輪模數公式為：mm3213]σ[Ψ)(160jjmSj nizNK±=根據齒輪的彎曲疲勞強度計算齒輪模數公式為：mm][275ω132ωjmsnYz式中：N---計算齒輪傳遞的額定功率--計算齒輪（小齒輪）的計算轉速 r/minJN---齒寬系數 ， 常取 6～10；Ψb=Ψ---計算齒輪的齒數，一般取傳動中最小齒輪的齒數；1z---大齒輪與小齒輪的齒數比， ；“+”用于外嚙合， “-”號用于內i 1≥2zi嚙合；---壽命系數， ；………………………………………3.5Ks qNnrKs=---工作期限系數， ；………………………………………3.6T mTC06齒輪等傳動件在接觸和彎曲交變載荷下的疲勞曲線指數 m和基準循環(huán)次數 Con---齒輪的最低轉速 r/min;T---預定的齒輪工作期限，中型機床推薦：T=15000～20000h;南昌航空大學科技學院學士學位論文 1919---轉速變化系數nK---功率利用系數N---材料強化系數。幅值低的交變我荷可使金屬材料的晶粒邊界強化，起著q阻止疲勞細縫擴展的作用；（壽命系數）的極限S minax,SK當 ；minimax≥SSK= 所以 取 Ks=0.6由表 11 許用應力知，可取齒輪材料為 45 整淬=1100MPa ]σ[j=320MPa]σ[ω由表 10可知 可查得 Y=0.45南昌航空大學科技學院學士學位論文 202089.1501326472..)(1630=××+=jm3213]σ[Ψ)(160jjmSj nizNK±=][275ω132ωjmsYz51.20874.0.6ω =×=所以 模數取 2適合要求。同樣可以校核其它齒輪的模數也符合要求。3.4 軸承的選擇與校核機床傳動軸常用的滾動軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升?？蛰d功率和噪音等方面，球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越。而且滾錐軸承對軸的剛度、支承孔的加工精度要求都比較高，異常球軸承用得更多。但滾錐軸承的內外圈可以公開。裝配方便，間隙容易調整。所以有時在沒有軸向力時，也常采用這種軸承。選擇軸承的型式和尺寸，首先取決于承載能力，但也要考慮其它結構條件。即要滿足承載能力要求，又要符合孔的加工工藝，可以用輕、中、或重系列的軸承來達到支承孔直徑的安排要求?；ㄦI軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個應小于花鍵的內徑，一般傳動軸承選用 G 級精度。3.4.1一般傳動軸上的軸承選擇在傳動軸上選擇 6200 系列的深溝球軸承，其具體的型號和尺寸如下表 3.3 所示表 3.3傳動軸 Ⅰ Ⅱ Ⅲ 軸承型號 6205 7206 7207軸承尺寸 25×52 30×55 35×723.4.2主軸軸承的類型主軸的前軸承選取 3182100系列雙列向心短圓柱滾子軸承。這種軸承承載能力大，內孔有 1：12 錐度，磨擦系數小，溫升低，但不能承受軸向力，必須和能承受軸向力的軸承配合使用，因此整個部件支承結構比較復雜。南昌航空大學科技學院學士學位論文 2121圖 3.13.4.3 軸承間隙調整為了提高主軸回轉精度和剛度，主軸軸承的間隙應能調整。把軸承調到合適的負間隙，形成一定的預負載，回轉精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗振性也有改善。預負載使軸承內產生接觸變形，過大的預負載對提高剛度沒有明顯效果，而磨損發(fā)熱量和噪聲都會增大，軸承壽命將因此而降低。調整結構形式如下圖所示：圖 3.2南昌航空大學科技學院學士學位論文 2222調整說明：轉動調整螺母，使內圈向大端移動。特點：結構簡單。移動量完全靠經驗，一旦調整過緊，難以把內圈退回。3.4.4軸承的較核1) 滾動軸承的疲勞壽命驗算 ()hTFKCfLlHnpAh ≥50ε=或 Nflnhj ≤—額定壽命 (h) —額定動載荷(N) —動載荷(N)hLCjC—滾動軸承的許用壽命(h)，一般取 10000～15000(h)T—壽命指數，對球軸承 =3 ，對滾子軸承 =10/3???—速度系數， —軸承的計算轉數 r/minnfε310cnf=n—壽命系數， —使用系數 功 率 利 用 系 數HpKhf ε50hLfAK—轉化變化系數 —齒輪輪換工作系數 —當量動負荷(N)HnKl F2)滾動軸承的靜負荷驗算—靜負荷 (N) —額定靜負荷 (N)00≤CFj=j0 0C—安全系數 —當量靜載荷 (N) 取 其 中 較 大 值或 raYX=+=0(N)徑 向 負 荷r、 —靜徑向，軸向系數0XY校驗第Ⅰ根軸上的軸承T=10000h查軸承樣本可知，6205 軸承的基本額定動載荷=212000N =850 r/min C3ε=jn34.0851ε=×nf1.=AK=096 =0.8 =0.8HnHpKl南昌航空大學科技學院學士學位論文 2323ε50=FKCfLlHnpAh=30268.96.142××=21437500 )(≥hT同樣可以較核其它軸承也符合要求。3.5 摩擦離合器的選擇與驗算3.5.1按扭矩選擇K =Kx9550 NmjM?maxjny式中—離合器的額定靜力矩(Kgm) K—安全系數 j—運轉時的最大負載力矩max查《機械設計手冊》表，取 K=2 =0.96η則 K = =118.8 NmfM?ax 85096.90.295×=×jnN3.5.2外摩擦片的內徑 d根據結構需要采用軸裝式摩擦片，摩擦片的內徑 d 應比安裝在軸的軸徑大2～6mm,取 d=35mm3.5.3選擇摩擦片尺寸(自行設計)尺寸如下表 3.4所示表 3.4片數 靜力矩 d D D1 B b9 60 35 90 98 30 103.5.4計算摩擦面的對數 ZmVznKdDpfMZ)]([π1203=式中：f-----摩擦片間的摩擦系數； [p]----許用壓強 MPa；南昌航空大學科技學院學士學位論文 2424D------摩擦片內片外徑 mm； d-------摩擦片外片內徑 mm；----速度修正系數； -----接合面數修正系數；vKzK-----接個次數修正系數； K------安全系數。m分別查表～1.2 mm =35mm 06.=f[]0.1P90=Dd94.0=VK1.085ZK=m()0.1943590.164.38.2××=103.5.5摩擦片片數摩擦片總數為（z+1）片，即 11 片，根據具體情況設內為 6 片，外 5 片。計算軸向壓力 Q()[]VKPD2140π==3.14×1.0× ×594.0=5073N總結經過大學四年艱苦學習，我們順利的完成了機械設計制造及自動化專業(yè)所學的全部課程，初步已具備了一個機械工程技術人員所具備的基本知識和技能，今后還需要進一步在實踐中不斷地探索與積累。這次畢業(yè)設計是我們零件課程設計和工藝課程設計之后的一次對我們更全面更綜合的考核是一次綜合的訓練.我們畢業(yè)設計題目是 C6140普通車床主軸箱傳動設計。通過畢業(yè)設計學到了很多知識，收獲很大。經過設計，分析得出了以下結論：（1） 進行了主傳動設計（2） 對傳動件進行了估算和驗算（3） 對各部件斷行了結構設計（4） 對主軸組件進行了驗算這次畢業(yè)設計為我們走向工作崗位尊定了基礎。南昌航空大學科技學院學士學位論文 2525參考文獻[1] 上海紡織工學院編.機床設計圖冊.上?？萍汲霭嫔?，1997 [2] 孫桓，陳作模主編.機械原理.第六版.北京：高等教育出版社，2002 [3] 成大先主編.機械設計手冊.北京：化學工業(yè)出版社，2004 [4] 張玉峰等主編.機床主軸變速箱設計指導.機械工業(yè)出版社，2000 [5]《機械制造裝備設計》.馮辛安主編.機械工業(yè)出版社[6]《機械設計》. 吳宗澤主編. 高等教育出版社[7] 《機械原理》.鄒慧君等主編. 高等教育出版社[8]《機械制造技術基礎》. 曾志新主編.武漢理工大學出版社 [9]《理論力學》. 陳昭儀. 航空工業(yè)出版社[10] 《材料力學》. 戴少度. 國防工業(yè)出版社[11] 《機械加工手冊》. 陳心昭. 機械工業(yè)出版社[12] 毛謙德 李振清主編.《袖珍機械設計師手冊》第二版.機械工業(yè)出版社,2002[13]《機床設計手冊》編寫組 主編.機床設計手冊.北京:機械工業(yè)出版社,1980[14]華東紡織工學院 哈爾濱工業(yè)大學 天津大學主編.機床設計圖冊.上海:上?？茖W技術出版社,1979年 6月[15] Ye Zhonghe, Lan Zhaohui. Mechanisms and Machine Theory. Higher Education Press, 2001.7南昌航空大學科技學院學士學位論文 2626致 謝 在論文完成之際，我要特別感謝我的指導老師吳暉老師的熱情關懷和悉心指導。吳老師平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設計的每個階段，從外出實習到查閱資料，設計草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細設計，程序調試等整個過程中都給予了我悉心的指導。我的設計較為復雜煩瑣，但是朱老師仍然細心地糾正程序中的錯誤。除了敬佩吳老師的專業(yè)水平外，他的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，并將積極影響我今后的學習和工作。同時也要感謝和我一組的同學們，在論文的寫作過程中，正是有了他們的幫助和指導，才使得我的畢業(yè)論文能夠快速順利的完成。 然后還要感謝所有關心、支持、幫助過我的良師益友。 最后，向在百忙中抽出時間對本文進行評審并提出寶貴意見的各位老師表示衷心地感謝！南昌航空大學科技學院畢業(yè)設計（論文）任務書I、畢業(yè)設計(論文) 題目：C6140 普通車床主軸箱傳動設計II、畢 業(yè)設計(論文)使用的原始資料(數據)及設計技術要求：已知 C6140 普通車床的主參數和基本參數如下： （1）加工工件最大回轉直徑：400mm；D (mm)max（2）正轉最高轉速：1400r/min; 電機功率:5.5KW; （3）公比:1.4;轉速級數：12； （4）級數 Z 反=Z 正/2；n 反 max≈1.1n 正 max。要求完成主軸變速箱的設計III、畢 業(yè)設計(論文)工作內容及完成 時間：1. 收集資料、外文資料翻譯、開 題報告 第 1 周—第 2 周2. 確定傳動系統(tǒng)圖 第 3 周—第 4 周3. 計算和確定各傳動件的尺寸參數 第 5 周—第 7 周4. 完成主軸箱傳動設計 第 8 周—第 15 周5. 撰寫畢業(yè)設計論文 第 16 周—第 17 周Ⅳ 、主 要參考資料：[1] 上海紡織 工學院編.機床設計圖冊.上海科技出版社，1997[2] 孫桓，陳作模主編.機械原理.第六版.北京：高等教育出版社，2002[3] 成大先主 編.機械設計手冊.北京：化學工業(yè)出版社，2004[4] 張玉峰等主 編.機床主軸變速箱設計指導.機械工業(yè)出版社，2000[5] Ye Zhonghe, Lan Zhaohui. Mechanisms and Machine Theory. Higher Education Press, 2001.7航空與機械工程 系 機械設計制造及其自動化 專業(yè)類 班學生： 張松填寫日期： 2011 年 01 月 03 日指導教師：助理指導教師(并指出所負責的部分)：機械設計制造及其自動化 系主任（簽名）：附注:任 務書應該附在已完成的畢業(yè)設計說明書首頁。