0摘 要機床設計和制造的發(fā)展速度是很快的。由原先的只為滿足加工成形而要求刀具與工件間的某些相對運動關系和零件的一定強度和剛度，發(fā)展至今日的高度科學技術成果綜合應用的現代機床的設計，也包括計算機輔助設計（CAD）的應用。但目前機床主軸變速箱的設計還是以經驗或類比為基礎的傳統(tǒng)（經驗）設計方法。因此，探索科學理論的應用，科學地分析的處理經驗，數據和資料，既能提高機床設計和制造水平，也將促進設計方法的現代。機床設計是學生在學完基礎課，技術基礎課及有關專業(yè)課的基礎上，結合機床傳動部件（主軸變速箱）設計進行的綜合訓練。我們畢業(yè)設計題目是Φ320 普通車床的主軸變速箱設計及主軸箱電氣控制線路設計。在本設計中首先進行參數擬定，運動設計，動力計算和結構草圖設計，軸和軸承的驗算，主軸變速箱裝配設計，設計計算說明書等內容。設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸，軸承，帶輪，離合器和制動器等） ，主軸組件，操縱機構，潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯接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。課程設計限于時間，一般只畫展開圖及一或兩個截面圖。關鍵詞：普通車床；變速箱1AbstractMachine design and manufacturing growth rate is fast. Instead of only to meet the processing requirements of forming tool and the workpiece with some relative movement between the parts and a certain intensity and just , to the development of today's highly scientific and technical achievements and integrated application of modern machine design, also including computer-aided design (CAD) applications. However, the machine tool spindle gearbox design is analogous to the experience or the basis of the traditional (experience) design method. Therefore, to explore the application of scientific theory, scientific analysis of the treatment experience, data and information, can improve the design and manufacture of machine tools, but also will promote modern methods of design.Machine design is the completion of students in basic subjects, the technical basis of the Specialty Group and on the basis of Drive with machine parts for the design of integrated training. We graduated a design is Φ320 ordinary lathe spindle axis gearbox design and boxes of electrical control circuit design. In the first design parameters for the formulation, design movement, dynamic calculation of the draft structure and design, shaft and bearing checking, Spindle assembly gearbox design, brochures, and other design elements. Spindle gearbox design the structure of pieces, including transmission (transmission shaft, bearings, pulley, clutch and brake, etc.), spindle components, manipulated bodies, lubrication system and the box sealed and connected pieces of the structure design and layout, start with a map and a number of cross-section map. Curriculum design time to the general plan and started painting one or two cross-section map. Keywords : lathe；georbox2目錄1 緒 論 .21.1 課題研究背景及選題的意義 21.1.1 課題的背景 21.1.2 研究的意義 21.1.3 課題的目的 21.2 完成的內容 32 機床主要參數的確定 .42.1 動力參數的確定 42.2 運動參數的確定 52.2.1 主軸最低和最高轉速的確定 52.2.2 主軸轉速數列的確定 53 主傳動系統(tǒng)的設計 63.1 主傳動方案擬定 63.2 傳動結構擬定式的選擇 63.2.1 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數目 63.2.2 分配總降速比 73.3 皮帶輪直徑和齒輪齒數的確定及轉速圖擬定 83.3.1 確定皮帶輪動直徑 83.3.2 確定齒輪齒數 83.3.3 轉速圖擬定： .103.3.4 主軸轉速系列的驗算 .103.3.5 傳動系統(tǒng)圖的擬定 .123.4 確定各傳動軸和齒輪的計算轉速 .124 傳動件的估算和驗算 .134.1 齒輪模數的計算 .134.1.1 各傳動軸功率的計算 .134.1.2 齒輪模數的計算 .144.1.3 計算各軸之間的中心距 .154.2 三角帶傳動的計算 .154.2.1 計算皮帶尺寸 .154.3 傳動軸的估算和齒輪尺寸的計算 .174.3.1 確定各軸的直徑 .174.3.2 計算各齒輪的尺寸 .185 主軸部件的驗算 .205.1 驗算主軸軸端的位移 ya.205.2 前軸承的轉角及壽命的驗算 .225.2.1 驗算前軸承處的轉角 θ β .225.2.2 驗算前支系壽命 .226 主傳動系統(tǒng)的結構設計 .246.1 皮帶輪及齒輪塊設計 .246.2 軸承的選擇 .246.2.1 各軸承的選擇 .2436.2.2 主軸設計 .246.3 箱體設計 .246.4 操縱機構的設計 .256.5 密封結構及油滑 .25總 結 26致 謝 27參考文獻 .280摘 要機床設計和制造的發(fā)展速度是很快的。由原先的只為滿足加工成形而要求刀具與工件間的某些相對運動關系和零件的一定強度和剛度，發(fā)展至今日的高度科學技術成果綜合應用的現代機床的設計，也包括計算機輔助設計（CAD）的應用。但目前機床主軸變速箱的設計還是以經驗或類比為基礎的傳統(tǒng)（經驗）設計方法。因此，探索科學理論的應用，科學地分析的處理經驗，數據和資料，既能提高機床設計和制造水平，也將促進設計方法的現代。機床設計是學生在學完基礎課，技術基礎課及有關專業(yè)課的基礎上，結合機床傳動部件（主軸變速箱）設計進行的綜合訓練。我們畢業(yè)設計題目是Φ320 普通車床的主軸變速箱設計及主軸箱電氣控制線路設計。在本設計中首先進行參數擬定，運動設計，動力計算和結構草圖設計，軸和軸承的驗算，主軸變速箱裝配設計，設計計算說明書等內容。設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸，軸承，帶輪，離合器和制動器等） ，主軸組件，操縱機構，潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯接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。課程設計限于時間，一般只畫展開圖及一或兩個截面圖。關鍵詞：普通車床；變速箱1AbstractMachine design and manufacturing growth rate is fast. Instead of only to meet the processing requirements of forming tool and the workpiece with some relative movement between the parts and a certain intensity and just , to the development of today's highly scientific and technical achievements and integrated application of modern machine design, also including computer-aided design (CAD) applications. However, the machine tool spindle gearbox design is analogous to the experience or the basis of the traditional (experience) design method. Therefore, to explore the application of scientific theory, scientific analysis of the treatment experience, data and information, can improve the design and manufacture of machine tools, but also will promote modern methods of design.Machine design is the completion of students in basic subjects, the technical basis of the Specialty Group and on the basis of Drive with machine parts for the design of integrated training. We graduated a design is Φ320 ordinary lathe spindle axis gearbox design and boxes of electrical control circuit design. In the first design parameters for the formulation, design movement, dynamic calculation of the draft structure and design, shaft and bearing checking, Spindle assembly gearbox design, brochures, and other design elements. Spindle gearbox design the structure of pieces, including transmission (transmission shaft, bearings, pulley, clutch and brake, etc.), spindle components, manipulated bodies, lubrication system and the box sealed and connected pieces of the structure design and layout, start with a map and a number of cross-section map. Curriculum design time to the general plan and started painting one or two cross-section map. Keywords : lathe；georbox2目錄1 緒 論 .21.1 課題研究背景及選題的意義 21.1.1 課題的背景 21.1.2 研究的意義 21.1.3 課題的目的 21.2 完成的內容 32 機床主要參數的確定 .42.1 動力參數的確定 42.2 運動參數的確定 52.2.1 主軸最低和最高轉速的確定 52.2.2 主軸轉速數列的確定 53 主傳動系統(tǒng)的設計 63.1 主傳動方案擬定 63.2 傳動結構擬定式的選擇 63.2.1 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數目 63.2.2 分配總降速比 73.3 皮帶輪直徑和齒輪齒數的確定及轉速圖擬定 83.3.1 確定皮帶輪動直徑 83.3.2 確定齒輪齒數 83.3.3 轉速圖擬定： .103.3.4 主軸轉速系列的驗算 .103.3.5 傳動系統(tǒng)圖的擬定 .123.4 確定各傳動軸和齒輪的計算轉速 .124 傳動件的估算和驗算 .134.1 齒輪模數的計算 .134.1.1 各傳動軸功率的計算 .134.1.2 齒輪模數的計算 .144.1.3 計算各軸之間的中心距 .154.2 三角帶傳動的計算 .154.2.1 計算皮帶尺寸 .154.3 傳動軸的估算和齒輪尺寸的計算 .174.3.1 確定各軸的直徑 .174.3.2 計算各齒輪的尺寸 .185 主軸部件的驗算 .205.1 驗算主軸軸端的位移 ya.205.2 前軸承的轉角及壽命的驗算 .225.2.1 驗算前軸承處的轉角 θ β .225.2.2 驗算前支系壽命 .226 主傳動系統(tǒng)的結構設計 .246.1 皮帶輪及齒輪塊設計 .246.2 軸承的選擇 .246.2.1 各軸承的選擇 .2436.2.2 主軸設計 .246.3 箱體設計 .246.4 操縱機構的設計 .256.5 密封結構及油滑 .25總 結 26致 謝 27參考文獻 .2841 緒 論1.1 課題研究背景及選題的意義1.1.1 課題的背景金屬切削機床是制造機器的機器，稱為“工作母機” ，習慣上稱為機床。金屬切削機床是用切削方法將金屬毛胚加工成機器零件的機器。機械的水平隨著機床的精密程度，機床的屬性決定了它在國民經濟中的重要地位，機床的技術水平直接影響機械制造工業(yè)產品的質量和勞動生產效率，機床直接標志著一個國家的工業(yè)生產的能力和科學技術水平。由原先的只為滿足加工成形而要求刀具與工件間的某些相對運動關系和零件的一定強度和剛度，發(fā)展至今日的高度科學技術成果綜合應用的現代機床的設計，也包括計算機輔助設計（CAD）的應用。但目前機床主軸變速箱的設計還是以經驗或類比為基礎的傳統(tǒng)（經驗）設計方法。因此，探索科學理論的應用，科學地分析的處理經驗，數據和資料，既能提高機床設計和制造水平，也將促進設計方法的現代化。同時，在設計中處處實際出發(fā)，分析和處理問題是至關重要的。從大處講，聯系實際是指在進行機床工藝可能性的分析。參數擬定和方案確定中，既要了解當今的先進生產水平和可能趨勢。更應了解我國實際生產水平，使設計的機床，機器在四化建設中發(fā)揮最佳的小蓋。從小處講，指對設計的機床零部件的制造，裝配和維修要進行認真的，切實的考慮和分析，綜合思考的設計方法。1.1.2 研究的意義隨著科學技術和社會生產的不斷發(fā)展，對機電產品的質量和生產率提出了越來越高的要求。它對提高生產率，保證產品質量，改善勞動強度和降低生產成本，都是非常重的。機床工業(yè)發(fā)展到今天，技術已成熟，自動化、高精度、高效率、多樣化已成為當今時代機床發(fā)展的特征。多樣化的發(fā)展已經是機床的特點，技術的發(fā)展速度的更新和產品的加速使機床必須多品種，現代的機床主要面對多品種中小批生產，因此現代機床不僅要保障加工精度和高度自動化，還必須有一定的鋼度和柔性，使之能方便的適應加工。51.1.3 課題的目的機床設計是學生在學完基礎課，技術基礎課及專業(yè)課的基礎上，結合機床主傳動（主軸變速箱）設計計算進行集合訓練。1.掌握機床主傳動部件設計過程和方法，包括參數擬定，傳動設計，零件計算，結構設計等，培養(yǎng)結構分析和設計的能力。2.綜合應用過去所學的理論知識，提高聯系實際和綜合分析的能力。3.訓練和提高設計的基本技能。如計算，制圖，應用設計資料，標準和規(guī)范，編寫技術文件等。1.2 完成的內容機床設計是學生在學完基礎課，技術基礎課及有關專業(yè)課的基礎上，結合機床傳動部件（主軸變速箱）設計進行的綜合訓練。1.參數擬定根據機床類型，規(guī)格和其他特點，了解典型工藝的切削用量，結合世界條件和情況，并與同類機床對比分析后確定：極限轉速 和 ，公比 （或級maxnin?數 Z ） ，主傳動電機功率 N。2.動設計根據擬定的參數，通過結構網和轉速圖的分析，確定轉動結構方案和轉動系統(tǒng)圖，計算各轉動副的傳動比及齒輪的齒數，并驗算主軸的轉速誤差。3.動力計算和結構草圖設計估算齒輸模數 m 和軸徑 d，選擇和計算反向離合器，制動器。將各傳動件及其它零件在展開圖和剖面圖上做初步的安排，布置和設計。4.軸和軸承的驗算在結構草圖的基礎上，對一根傳動軸的剛度（學時充裕時，也可以對該軸的強度進行驗算）和該軸系的軸承的壽命進行驗算。5.主軸變速箱裝配設計主軸變速箱裝配圖是以結構草圖為“底稿” ，進行設計和會制的。圖上各零件要表達清楚，并標注尺寸和配合。6.設計計算說明書應包括參數，運動設計的分析和擬定，軸和軸承的驗算等，此外，還應對重要結構的選擇和分析做必要的說明。62.機床主要參數的確定機床（機器）設計的初始，首先需要確定有關參數，他們是傳動設計和機構設計的依據，影響到產品是否能滿足所需要的功能要求。因此，參數擬定是機床設計中的重要環(huán)節(jié)。2.1 動力參數的確定根據估算法來確定主電機功率已知給出 C620 普通車床由推存數據主軸轉速 n=40 轉/分，n=1800 轉/分。主軸轉速級數 Z=12功率估算法的計算公式 [1]。1.確定電動機的功率和轉速刀具材料：YT15 工件材料：45 號鋼切削方式：車削外圓 切削深度：3.5mm進給量：0.35 切削深度：90（1） 主切削力 Fz=1900aPf0.75N （2-1）=1900 3.5 0.350.75?=3026.06N（2） 切削功率 N 切 = （2-kWFZ6120?2） = =4.45kW9.3?（3） 估算重電機功率 N= （2-wN???8.0切總 切?3）= 56.4.（2-3）式中：N 值為 5.56kW 按我國生產的電機在 Y 系列的額定功率選取如下；同步轉速 1500r/min額定功率 5.5kW7滿載轉速 1440r/min2.2 運動參數的確定2.2.1 主軸最低和最高轉速的確定計算車床主軸極限轉速是加工直徑，按經驗分別?。?.1～0.2）D 和（0.45～0.5）D [1][2]。主軸極限轉速應為：nmax= r/min=1800r/minD??)2.0~1(maxnmin= r/min=40r/min??5.4.in2.2.2 主軸轉速數列的確定1.確定轉速范圍 Rn定公比 確定主軸轉速數例.?轉速范圍 R= =45 （2-32140maxin?4）Φ= （2-41.121?RZ5）考慮到設計的結構復雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴大轉動，并選級數Z=12。,今以 =1.41 和代入 R= z-1式，得 R=12,因此取 =1.41 更為適合。???標準數列表給出以 =1.06 的從 1～10000 的數值，因 =1.41=1.066，從表中找到 nmax=1800，得：1800,1250,900,630,450,315,224,160,112,80,56,40,共12 級轉速。83 主傳動系統(tǒng)的設計3.1 主傳動方案擬定擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以及開停，換向，制動，操縱等整個傳動系統(tǒng)的確定。傳動型式則指傳動和變速的元件，機構以及其組成，安排不同特點的傳動形式，變速類型。傳動方案和型式與結構的復雜程密切相關，和工作性能也有關。因此，確定傳動方案和型式，要從結構，工藝，性能及經濟性等多方面統(tǒng)一考慮。傳動方案有多種，傳動型式更是式樣眾多，比如：傳動型式上有集中傳動的主軸變速箱，分離傳動的主軸箱與變速箱；擴大變速范圍可以用增加傳動組數，也可用背輪結構，分支傳動等型式；變速型式上既可用多速電機，也可用交換齒輪，滑移齒輪，公用齒輪等 [2][3][4][5][6]。3.2 傳動結構擬定式的選擇3.2.1 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數目傳動副數分別及 2，3，2 的三個傳動組方案 12 級轉速傳動高統(tǒng)傳動組安排有 2 3 2 或 3 2 2 或 2 2 3。從電動機到主軸一般為降速傳動，轉速??較高，轉矩小，尺寸也小，將使小尺寸零件多些，大尺寸零件小些，節(jié)省材料這是前多后小的段則。主軸對加工精度，表面粗糙度的影響大，因此主軸上的齒輪小為好，最后一各傳動組傳動副也選用從以上角度考慮，最后選用 3 2 2?其本組和擴大組的確定。椐據前松后緊之后原則確定有了以上基礎小確定結構式。1.主軸轉速級數 Z 和公比 ?已知： （3-nR?miax1）1?zn?9Z=2a×3ba,b 為正數，即 Z 應可分解為 2 和 3 的因子，以便用 2，3 聯滑移齒輪實現變速。如取 4 或 5 的因子，則要用 2 個相互連鎖的滑動齒輪，以確保只有一對齒輪聯合，這種傳動由于結構復雜，很小采用。普通型和輕型車床系列，結構較簡單，轉速級數 Z=8～18 級為于。由于 Z 為 2 和 3 的因子積，而 又為標準數列數列，因此，如果按串聯傳?動設計時，在 定后，R n值已定，應適當地變動 nmax或 nmin，以符合?的關系。minax1z??這樣，就確定了主傳動部件（主軸變速箱）的運動參數 nmax,nmin,Z, 。并?與同類型車床進行類比分析 [2][3][6]。3.2.2 分配總降速比分配降速比時，應注意，傳動比的取值范圍步輪傳動副中最大傳動比umax 2 過大，容易一起振動和響音。最小傳動比 umin 。 過小，是主動齒輪與? 41?被動齒輪的直徑相差太大，將導致結構礦大。1.過大引起振動和噪音過小使齒輪也傳動齒輪的直徑相差大，結構龐大。 確定皮帶轉動的轉動比范圍 i =1～2.5。取 i=1.8 由于主電機額定轉速 1440r/min可知第Ⅰ軸的轉速 n1=1440 0.5=710r/min?2.確定最末一級傳動比的總的轉動比為 i 總 = （3-5.3640/1min?N2）i 總= i 被 iaminibminicmin最小傳動比 icmin=41?41?12=3[1] 2[3] 2[6]?103.3 皮帶輪直徑和齒輪齒數的確定及轉速圖擬定3.3.1 確定皮帶輪動直徑(1)選擇三角帶的型號Ni=KwNdK—工作情況系數Nd—電機額定功率由于是車床，工作載穩(wěn)定，取 Nd=1.1Nj=5.5 1.1=6.05kw?查表 3-1 選擇型號得出 B 型表 3-1 三角帶型號型號 b bp h ?13 17 14 10.5 40o(2)帶輪直徑 D1D2小帶輪計算直徑 D1，小帶輪直徑 D1不直過小，要求大于許用值Dmin=140， D 1 Dmin D1由表得取 220mm?大帶輪計算直徑 D2根據要求的傳動比 u 和滑動率 ε 確定 D 大。當帶傳動為降速時：D 大 =D 小 （3-3） ??????或 D 大 = （3-)1()(21?in4） （3-3） （3-4）式中：n 1——小帶輪轉速 r/minn2——大帶輪轉速 r/minε——帶的滑動系數，一般取 0.02取 D2=220mm三角膠帶的滑動率 =2%?3.3.2 確定齒輪齒數確定齒輪齒數應該注意以下幾類：（1）齒輪的齒數和應過大，以免加大中心距機床結構龐大一般推薦齒輪數和 SZ為 60～100。11（2）最小齒輪不產生極切 18～20。?minZ（3）三聯滑移齒輪的最大運動輪和次大齒輪的齒數差大于等于 4。避免齒輪右左移動時齒輪右相碰，能順利通過。由傳動比已知，傳動比的適用齒數表。ia1=1 Sz=60,62,64,66,68,70,72,74,76,78.ia2= Sz=60,63,65,67,68,70,72,73,75,77.41.ia3= Sz=60,63,66,69,72,75,78.?由于可知選用 Sz=72，從表查出小齒輪的齒數為 36，30，24，大齒輪的齒數則為 36，42，48。ib1=1 Sz=60,62,64,66,68,70,72,74,76,78,80.ib2= Sz=61,65,68,69,72,73,76,778.213??可選用 Sz=84 從表中查出小齒論的齒數 42，22，大齒輪的齒數則為 42，62。ic1=2 =1.99 Sz=63,66,69,72,75,78,81,84,90….2ic2= Sz=80,84,85,89,90…41??可選用 Sz=90 從表中查出小齒輪的齒數 30，18 大齒輪的齒數則為 60，72。123.3.3 轉速圖擬定：3.3.4 主軸轉速系列的驗算由確定的齒輪所得的實際轉速與傳動設計理論值難以完全相符，需要驗算主軸個級轉速，最大誤差不得超過(3-5)N n 實際 =N i 皮 ia ib ic??= ,)1(00???=10( -1)%=0.04101()n?????理 論實 際 理 論ⅣⅢⅡⅠ 電 動 機圖 3-1轉 速 圖13第一級：1400×140/220×24/48×22/62×18/72=4040-40/40〈4.1% （滿足）第二級：1400×140/220×30/42×22/62×18/62=5757-56/56〈4.1% （滿足）第三級：1400×140/220×36/36×22/62×18/72=8181-80/80〈4.1% （滿足）第四級：1440×140/220×24/48×42/42×18/72=115115-112/112〈4.1% （滿足）第五級：1440×140/220×30/42×42/42×18/72=163163-160/160〈4.1% （滿足）第六級：1440×140/220×36/36×42/42×18/72=230230-224/224〈4.1% （滿足）第七級：1440×140/220×24/48×22/62×60/30=322322-315/315〈4.1% （滿足）第八級：1440×140/220×30/42×22/62×60/30=458458-450/450〈4.1% （滿足）第九級：1440×140/220×36/36×22/62×60/30=645645-630/630〈4.1% （滿足）第十級：1440×140/220×24/48×42/42×60/30=921921-900/900〈4.1% （滿足）第十一級：1440×140/220×30/42×42/42×60/30=13081308-1250/1250〉4.1%（不滿足）第十二級：1440×140/220×36/36×42/42×60/30=18421842-1800/1800〈4.1%（滿足）143.3.5 傳動系統(tǒng)圖的擬定3.4 確定各傳動軸和齒輪的計算轉速(1)確定主軸計算轉速由nj=nmin (3-6)13???nⅣ =112r/min(2)各傳動軸計算轉速Ⅲ軸 nⅢ =160r/minⅡ軸 nⅡ =450r/minⅠ軸 nⅠ =900r/min(3)傳動組各軸上最小齒輪的轉速a 組 Z=24 時 n j=900r/minb 組 Z=22 時 n j=900r/minc 組 Z=18 時 n j=160r/minⅠ ⅡⅢⅣφ 275 φ 140圖 3-2傳 動 系 統(tǒng) 圖154 傳動件的估算和驗算傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度要求。因此必須保證傳動軸有足夠的剛度。傳動方案確定后，要進行方案的結構化，確定各零件的實際尺寸和有關布置。為此，常對傳動件的先進行估算，如傳動軸的直徑，齒輪模數，離合器，帶輪的根數和型號等。在這些尺寸的基礎上，畫出草圖，得出初步結構化的有關布置與尺寸；然后按結構尺寸進行主要零件的驗算，最后才能畫正式裝配圖。有經驗的設計師可以省略畫草圖這一中間步驟直接進行結構設計和驗算。但對缺少設計經驗的學生，先畫草圖可以避免大的反復，有利于設計的進行 [6][7][8]。4.1 齒輪模數的計算4.1.1 各傳動軸功率的計算由公式 N=NdK (4-1)??N——傳動軸的輸入功率Nd——電機額定功率k ——工作情況系統(tǒng)車床的起動載荷頸，工作載荷穩(wěn)定，二班制工作時，取 KW=1.1。NⅠ =Nd n=n 帶 軸 =0.96??=5.5 0.96?=5.28KW向心球軸承和向心短圓柱滾子 0.995，斜齒圓柱齒輪 =0.97?NⅡ= NⅡ ?=5.28×0.97×0.995=5.095kw NⅢ = NⅡ =5.095×0.96×0.99=4.8kwNⅣ =NⅢ ?=4.8×0.96×0.99=5.06kw164.1.2 齒輪模數的計算結構確定以后，齒輪的工作條件，空間安排，材料和精度等級等都已確定，才可能核心齒輪的接觸的疲勞彎皮帶強度值是否滿走要求。根據接觸疲勞計算齒輪模數公式：mj=16300 （4-????3213JmsniZK?????2） 根據彎句疲勞計算齒輪模數公式為：mω =275 （4-??3132wcMsnNK????3）（4-2） ， （4-3）式中：N——計算齒輪轉動遞的額定功率 N=?·Ndk?nj____計算齒輪（小齒輪）的計算轉速 r/min——齒寬系數 ,m?mb/??8Z1——計算齒輪的齒數，一般取轉動中最小齒輪的齒數：i——大齒輪與小齒輪的齒數比，i= ；（+）用于12?Z外齒合， （-）號用于內嚙合；KS——KS=KTKNKnKq命系數;KT—工作期限系數基本組的接觸疲勞齒輪模數: m j=16300 mm=2.3????3213JmsniZK?????彎曲疲勞齒輪模數: m ω =275 mm=1.83132wcMsn???所以標注模數 m=2.5第一擴大組:i=2.82 n Ⅱ =900r/minmj=16300 mm=2.18????3213JmsniZK?????17mω =275 mm=2.4??3132wcMsnNK????所以標注模數 m=3第二擴大組: i=4 n Ⅱ =160r/minmj=16300 mm=2.78????3213JmsniZK?????mω =275 mm=3.53132wcMsN???所以標注模數 m=3.54.1.3 計算各軸之間的中心距根據中心距公式 a= (z1+z2) （4-m4）(1)Ⅰ～Ⅱ軸 a= (36+36)=90mm5.(2)Ⅱ～Ⅲ軸 a= (42+42)=126mm23(3)Ⅲ～Ⅳ軸 a= (18+72)=157.5mm 44.2 三角帶傳動的計算(1)確定三角帶速度 ? 已知選用三角形 B 型帶輪確定帶的速度= m/s= =10.5m/s （4-?106?nD?1064.3?5） (2)初定中心距 A018帶論的中心距，通過根據機床總體布局初步選定，一般可以在下列范圍內選??；A0=（0.6～2） （D 1+D2）mm中心距過小，將降低帶的壽命；中心距過大時，會引起帶振動。(3) 確定三角帶的計算長度 L0只內周長 LN三角帶的計算長度是通過三角帶截面重心的長度。L0=2A0+ (D1+D2)+ mm =1432.9mm （4-???0214AD?6）將算出的 L0數值圓整到表準的計算長度 L，并從表中查中相應的內周長度LN（通過截面中心的計算長度 L=LN+Y，Y 是修正值） ，作為訂購和標記時用(4)確定實際中心距 AA 的精確值為A=A0+ mm=432mm20L?(5)驗算小帶輪包角 α 1α 1 =180°- 57.3°≥120°?AD12??180-220=140/432×57.3o≥120°如果 α 1過小，應加大中心距或加張緊裝置。(6)確定三角帶根書 ZZ= （4-10CN7）（4-7）式中：N 0——單根三角帶在 α=180°，特定長度，平穩(wěn)工作情況下傳遞的功率值 C1——包角系數19Z= =2.198.07125?所以取根數 Z=34.3 傳動軸的估算和齒輪尺寸的計算4.3.1 確定各軸的直徑公式 mm （4-??491?Jnd??8） (1)轉動軸的直徑（4-8）式中： N=N dη kWNd__電機額定功率；η——從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積n1——該傳動軸的計算轉速 r/min計算轉速 nJ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，按主軸得計算轉速和相應的傳動關系而確定，而中型車，銑床主軸的計算轉速為；[ ]——每米長度上的轉角（deg/m） ，可根據傳動軸的要求選取。?N=5.5 0.90=5.28Nn?mm=91 =25.18mm??491?Jnd??4.170285根據標準選 d=30mm[ ] 由表可知道 1.4?(2)Ⅱ軸的直徑mm=24.96mm??491?Jnd??選 d=35mm(3)Ⅲ軸的直徑mm=37.87mm??491?Jnd??20選 d=40mm(4)主軸的直徑根據書中范圍選擇 75mm4.3.2 計算各齒輪的尺寸齒輪分度圓直徑公式 d=mzha=ha*m hf=(ha*+c*)m齒頂圓直徑 d a=d+zha齒根圓直徑 d f=d-2hf(1)Ⅰ～Ⅱ軸間的齒輪尺寸a m=2.5 a=90mm z1=z2=36齒頂高 h a=ha*m =2.5m 齒根高度 h f=(ha*+c*)m=3.1經常齒制 ha*=1 c*=0.25d1=d2=90mmb=20mm齒頂圓直徑 dd 1=95=da2齒根圓直徑 df 1=84=df2b z1=24 z2=48 i= 時d1 =60mm d2 =120mmb=20mmda1=65mm da2=125mmdf1=54mm df2=114mmc z1=30 z2=42d1 =75mm d2 =105mmb=20mmda1=80mm da2=110mmdf1=69mm df2=99mm(2)Ⅱ～Ⅲ軸間的齒輪尺寸m=3 a=126mm ha=3 hf=3.75a z3=42 z4=42d1=d2=mz=3 42=126mm?b=20mmda1=da2=126+7=132mmdf1=df2=126-8.8=118.521b z3=22 z4=62d1=22 3=66mm d2=62 3=186mm??b=20mmda1=72mm da2=192mmdf1=58.5mm df2=178.5mm(3)Ⅲ～Ⅳ軸間的齒輪尺寸am=3.5 a=157.5mmaz5=60 z6=30 ha=3.5 hf=4.4 h=8d1=210mm d2=105mm b=25mmda1=217mm da2=112mmdf1=202mm df2=97mmb z5=18 z6=72d1=mz1=63mm d2=mz2=252mm齒頂高 ha=35mm 齒根高 hf=45mm全齒高 h=8齒頂圓直徑 da 1=d1+2ha=70mm da2=259mm齒根圓直徑 df 1=d1-2hf=54mm df2=250mm b=25mm225 主軸部件的驗算在設計主軸組件時，主軸的跨距希望是合理跨距，但由于結構，限制，主軸的實際跨距往往不等于合理跨距，為此要對主軸組件進行驗算，對一般的機床全部軸主要進行剛度驗算，通常如果能滿足剛度要求也就能滿足強度要求 [6][11]。5.1 驗算主軸軸端的位移 yaa 主軸的支承簡化L=e+ +L+2maxF=13+652+20=685mm2Bb 主軸的受力分析主軸受到切削力， 傳動力的作用。切削力是一個空間力,有 Px,Py,Pz等分力，設總的切削力為 P1傳動力也定空間力有 ax，a y，a z，主軸上連有一個齒輪，主要把主軸運動傳給進給箱，這齒輪主要是傳遞運動而不是傳遞動力，因此可以忽略不計。由上述各力的作用，主要受彎矩和扭矩的作用。此外運受拉力和壓力作用，但此起彎矩和扭矩要小的多，忽略不計，因此通?？柯房紤]到以上受力情況，可以簡化，以下的受力圖Q 為傳動力P 為總切削力M 是力矩曲 PX引起L圖 5-1主 軸 受 力 分 析 圖 MaPQXL圖 5-2主 軸 受 力 分 析 圖23為了計算方便，認為 Q 和 P 車同一個平面x=13+491.5+17.5=522mmC 確定切削力和傳動力的作用類a 前支承到主軸端部的距離，切削力的作用點，與前支承之間的距離S=a+0.4HH 為普通車床的中心高 a=100mm從以上受力圖以看出主軸端部的彎形由三部分組成。第一部分 P x=引起的變形第二部分 Q 力引起的變形第三部分 M 力引起的變形由三部分增加起來，以得出齒輪 A 點總的度 yA為yA= （5-?????????? ?????MLLaxPaEJ225.0311） a)確定 P 的大小 J?????4max1095主軸計算傳遞J?N 主軸傳遞的功率 536920.1954max???P= Dmax2?D 最大切削力估算直徑為 320mmP= =3356N320569?e 確定 a 力a=1.12 圓周a 圓周= M 扭=分 度扭d?j???41095d 分度=252mma 圓周= =4261N25369?a=1.12 圓周=4687N24E:主軸材料的彈性模是，一般用鋼E=20.6 104N/mm2?J：主軸載面慣性J= =4344037????240115864.364???dD?M=（0.3～0.35）P a=0.3 3356 100=100680?yA= ?????????????MLLaxEJ225.03= =0.0058689503146841??要求[y A,ymax]ymax=0.0002L=0.0002*685=0.137yA[ymax]符合要求5.2 前軸承的轉角及壽命的驗算5.2.1 驗算前軸承處的轉角 θ βθ β = （5-??15.0312?LaLEJP?????2）= =689503140268419 7.要求 aBaBmax aBmax=0.001red aB[amax]符合要求5.2.2 驗算前支系壽命由軸承壽命計算式C= （5-?106??????nTFLf3）25前支承是雙雙向心端圓柱磙子軸承，只承受徑向力，因此 F 前軸承的徑向力。進行受力分式??0?????BRL??MC= = =7270P6851068)(.3524687???溫度系數在 100Co 溫度內工作 =1 Tf Tf載荷系數如 =1FFfε 為壽命系數，磙子軸承 ε= 310C= .=7270 =86786Nf?106??????nTFLf 103629????????C=86786Nf=8856mgf前軸承的額定功率負荷 C 為 9420kgf,C[C]符合要求MaPQX圖 - 徑 向 力 受 力 分 析 圖266 主傳動系統(tǒng)的結構設計設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸，軸承，帶輪，離合器和制動器等） ，主軸組件，操縱機構，潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯接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。課程設計限于時間，一般只畫展開圖及一或兩個截面圖。6.1 皮帶輪及齒輪塊設計(1)皮帶選用 B 型號三角帶傳動共有根，設計長度為 2044mm(2)帶輪將動力傳動Ⅰ軸上有兩種類形一種是不卸載的軸端結構，另一種是卸載的軸端結構，即帶輪裝在軸承上軸承裝在滾筒上，傳給軸的只是扭矩，徑向力中固定在箱體上的滾筒承受避免了第一軸產生彎曲變形，選用卸載的帶輪傳動。6.2 軸承的選擇6.2.1 各軸承的選擇Ⅰ軸和Ⅱ軸主要承受徑向載荷，所以選用向心球軸承。Ⅲ軸固有斜齒齒輪主要承受徑向載荷和軸向載荷所以選用單列圓錐滾子軸承Ⅳ軸是主軸，剛度和Ⅳ精度要求比較高主要承受軸向載荷和徑向載荷，所以車主軸前端選擇了雙到向心短圓柱滾子軸承，前端軸承要比后端軸承精度高.Ⅴ軸Ⅵ軸Ⅶ及Ⅷ軸主要承受徑向載荷，所以選也用向心球軸承。6.2.2 主軸設計在此設計的主軸是階梯型主軸，因為階梯型主軸容易安裝主軸組件，又因主軸是棒料，所以是實心。276.3 箱體設計在箱體內要裝有各種機構，并保證其較準確的箱體位置，以便能夠正確運轉。同時也要保證箱體的密封防己潤滑的外流和灰塵的侵入，箱體應用足夠的強度和剛度說明。1.箱體材料的壁厚（放軸承處的壁厚和其它位置的壁厚）箱體材料一般工程用鑄造碳剛碑號 ZG200～400 壁厚a 放軸承處壁厚 35mmb 起它地方壁厚 15mm2.箱體的技術要求保證傳動件經常運轉和機床加工精度，基準面平直，主軸平基準面應保持平行，同軸線的孔要同心另處應保證安裝在箱體內零件與箱壁不加工面之間有足夠間隙，以防相碰。6.4 操縱機構的設計操縱第Ⅱ根軸的兩個三聯滑移齒輪和離合器設計集中式操縱機構,因為它的結構簡單,操縱方便。6.5 密封結構及油滑所有密封標準件，有調整式法蘭盤端蓋，墊圈毛氈等。主軸箱潤滑方式是飛濺潤滑適用潤滑點比較集中的地方，這種潤滑比較方便，為了獲的良好的，潤滑效果，濺油齒輪浸入油面深度以 12～25mm 為宜，濺油齒輪浸入深度不應大于 2～3 倍齒高濺油件外緣至也深度 H 30～60mm.?28總 結機床設計是學生在學完基礎課，技術基礎課及有關專業(yè)課的基礎上，結合機床傳動部件（主軸變速箱）設計進行的綜合訓練。我們畢業(yè)設計題目是c6140 普通車床的主軸變速箱設計及主軸箱電氣控制線路設計.隨著科學技術和社會生產的不斷發(fā)展,對機電產品的質量和生產率提出了越來越高的要求,生產過程的自動化是實際上述要求的措施之一,它對提高生產率,保證產品質量,改善勞動強度和降低生產成本都是非常重要的.我們主要參數擬定，運動設計，動力計算和結構草圖設計，軸和軸承的驗算，主軸變速箱裝配設計，設計計算說明書.此次畢業(yè)設計書是對機電一體化的設計和應用,通過對機床的機械部分和電路部分的設計,是我們綜合運用所學的機械,電子的知識進行依次機電結合的全面培訓,從而培養(yǎng)了我們自己動手的能力以及分析和處理生產中所遇到的機電方面等各個防年的技術問題的能力,為以后即將走向工作崗位奠定一個良好的基礎.29致 謝在本課題的選題，設計直至最后的論文寫作過程中，始終的到了白麗克孜老師的悉心指導和大力幫助。一位老師一絲不茍的治學態(tài)度，嚴謹的科研作風，廣博的知識，忘我的工作作風，都給作者留下深刻的印象，必將激勵我在今后的學習和工作中不斷前進。值此論文脫稿之際，謹向一位導師致意和崇高的敬意。同時感謝院，系，老師的關心和支持。謝謝各位專家，教授對論文的評審和指導。最后，對所有幫助過我的人表示衷心的感謝。