1寧XX 大學課 程 設 計 (論 文 )中型普通車床主軸箱設計（題目 12）所 在 學 院專 業(yè)班 級姓 名學 號指 導 老 師年 月 日2摘 要設計機床得主傳動變速系統(tǒng)時首先利用傳動系統(tǒng)設計方法求出理想解和多個合理解。根據數控機床主傳動系統(tǒng)及主軸功率與轉矩特性要求，分析了機電關聯(lián)分級調速主傳動系統(tǒng)的設計原理和方法。從主傳動系統(tǒng)結構網入手，確定最佳機床主軸功率與轉矩特性匹配方案，計算和校核相關運動參數和動力參數。本說明書著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設計步驟和設計方法，根據已確定的運動參數以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數目，簡化結構，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數的設計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。關鍵詞 分級變速；傳動系統(tǒng)設計,傳動副，結構網，結構式，齒輪模數，傳動比4目 錄摘 要.2目 錄.4第 1 章 緒論.61.1 課程設計的目的 61.2 課程設計的內容 .61.2.1 理論分析與設計計算 .61.2.2 圖樣技術設計 .61.2.3 編制技術文件 61.3 課程設計題目、主要技術參數和技術要求 6第 2 章 車床參數的擬定.82.1 車床主參數和基本參數 .82.2 擬定參數的步驟和方法 .82.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin .82.2.2 主軸的極限轉速 82.2.3 主電機功率—— 動力參數的確定 .92.2.4 確定結構式 92.2.5 確定結構網 92.1.5 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 102.2 確定各變速組此論傳動副齒數 112.3 核算主軸轉速誤差 11第 3 章 傳動件的計算.133.1 帶傳動設計 133.2 選擇帶型 .143.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 .143.4 確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 .153.5 確定帶的根數 z163.6 確定帶輪的結構和尺寸 .1653.7 確定帶的張緊裝置 .163.8 計算壓軸力 .163.9 計算轉速的計算 183.10 齒輪模數計算及驗算 193.11 傳動軸最小軸徑的初定 243.12 主軸合理跨距的計算 24第 4 章 摩擦離合器的選擇和計算.25第 5 章 主要零部件的選擇.285.1 軸承的選擇 285.2 鍵的規(guī)格 295.3 變速操縱機構的選擇 .29第 6 章 校核.296.1 剛度校核 296.2 軸承壽命校核 30結 論.32參考文獻.33致 謝.346第 1 章 緒論1.1 課程設計的目的課程設計是在學完本課程后，進行一次學習設計的綜合性練習。通過課程設計，使學生能夠運用所學過的基礎課、技術基礎課和專業(yè)課的有關理論知識，及生產實習等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學知識的目的。通過課程設計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構，進行選擇和改進；結合結構設計，進行設計計算并編寫技術文件；完成系統(tǒng)主傳動設計，達到學習設計步驟和方法的目的。通過設計，掌握查閱相關工程設計手冊、設計標準和資料的方法，達到積累設計知識和設計技巧，提高學生設計能力的目的。通過設計，使學生獲得機械系統(tǒng)基本設計技能的訓練，提高分析和解決工程技術問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件。1.2 課程設計的內容課程設計內容由理論分析與設計計算、圖樣技術設計和技術文件編制三部分組成。1.2.1 理論分析與設計計算（1）機械系統(tǒng)的方案設計。設計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。（2）根據總體設計參數，進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。（3）根據設計方案和零部件選擇情況，進行有關動力計算和校核。1.2.2 圖樣技術設計（1）選擇系統(tǒng)中的主要機件。（2）工程技術圖樣的設計與繪制。1.2.3 編制技術文件（1）對于課程設計內容進行自我經濟技術評價。（2）編制設計計算說明書。1.3 課程設計題目、主要技術參數和技術要求題目：中型普通車床主軸箱設計技術參數：7題目 12 車床的主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數如下：工件最大回轉直徑D (mm)max正轉最低轉速nmin( )mir電機功率N（kw） 公比 ?轉速級數 Z320 200 5.5 1.26 88第 2 章 車床參數的擬定2.1 車床主參數和基本參數車床的主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數如下：工件最大回轉直徑D (mm)max正轉最低轉速nmin( )mir電機功率N（kw） 公比 ?轉速級數 Z320 200 5.5 1.26 82.2 擬定參數的步驟和方法2.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin根據典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：允許的切速極限參考值如下：表 1.1加 工 條 件 Vmax(m/min) Vmin(m/min)硬質合金刀具粗加工鑄鐵工件 30～50硬質合金刀具半精或精加工碳鋼工件150～300螺紋加工和鉸孔 3～82.2.2 主軸的極限轉速計算車床主軸極限轉速時的加工直徑，則主軸極限轉速應為：在 中考慮車螺紋和鉸孔時，其加工的最大直徑應根據實際加工情況選取 0.1Dmmmin左右。即 =200r/min，取in 26.1??依據題目要求選級數 Z=8， =1.26=1.064考慮到設計的結構復雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉速數列可直接從標準的數列表中查出，按標準轉速數列為：9200，250，315，400，500，630，800，10002.2.3 主電機功率——動力參數的確定合理地確定電機功率 N，使機床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素。根據題設條件電機功率為 5.5KW可選取電機為：Y132S-4 額定功率為 5.5KW，滿載轉速為 1440r/min.2.2.4 確定結構式已知 Z= x3b2aa、b 為正整數，即 Z 應可以分解為 2 和 3 的因子，以便用 2、3 聯(lián)滑移齒輪實現變速。取 Z=8 級 則 Z=22 對于 Z=8 可分解為：Z=2 1×22×24。?綜合上述可得：主傳動部件的運動參數 =200 Z=8 =1.26max10n?min?2.2.5 確定結構網根據“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結構緊湊的原則,選取傳動方案 Z=21×22×24,易知第二擴大組的變速范圍 r=φ (P3-1)x=1.264=2.52〈8 滿足要求，其結構網如圖 2-1。10圖 2-1 結構網 Z=21×22×242.1.5 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖（1）選擇電動機：采用 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。（2）繪制轉速圖：（3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖 2-113：1-2 軸最小中心距：A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數和:S zmin(Zmax+2+D/m)2.2 確定各變速組此論傳動副齒數(1)Sz 100-120,中型機床 Sz=70-100?(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-20,m 4??圖 2-3 主傳動系統(tǒng)圖（7）齒輪齒數的確定。變速組內取模數相等，據設計要求 Zmin≥18~20,齒數和Sz≤100～120，由表 4.1，根據各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數，各齒輪齒數如表 2-2。表 2-2 齒輪齒數基本組 第一擴大組 第二擴大組傳動比1:1 1:58 1:1.26 1:1 1.26：1 1：2代號 Z1Z 'Z 2Z 'Z3Z 'Z4Z ’ Z5 Z5’ Z6Z '齒數 48 48 37 59 36 46 41 31 50 40 30 60122.3 核算主軸轉速誤差實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不應超過±10( -1)％,即?〈10( -1)％n標 準 轉 速標 準 轉 速實 際 轉 速 ?因此滿足要求。各級轉速誤差n 1000 800 630 500 400 315 250 200n` 1000 782.6 630 491.3 400 311.5 250 196.8誤差 0％ 2.1％ 0％ 2.1％ 0％ 2.1％ 0％ 2.1％轉速誤差小于〈2.6％，因此不需要修改齒數。13第 3 章 傳動件的計算3.1 帶傳動設計輸出功率 P=5.5kW,轉速 n1=1440r/min,n2=850r/min3.1.1 計算設計功率 Pd edAdPK?表 4 工作情況系數 AK原動機ⅰ類 ⅱ類一天工作時間 /h工作機 10?10~16 16?0?10~16 16?載荷平穩(wěn)液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（） ；離心式壓縮機；7.5kW?輕型運輸機1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3載荷變動小帶式運輸機（運送砂石、谷物） ，通風機（ ） ；發(fā)電機；旋7.5k?轉式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4載荷變動較大螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6載荷變動很破碎機（旋轉式、顎式等） ；球磨機；棒磨機；起重機；1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.814大 挖掘機；橡膠輥壓機根據 V 帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16 小時） ，查《機械設計》P 296表 4，取 KA＝1.1。即 1.56.05kWdAedPK???3.2 選擇帶型普通 V 帶的帶型根據傳動的設計功率 Pd 和小帶輪的轉速 n1 按《機械設計》P297 圖13－11 選取。根據算出的 Pd＝6.05kW 及小帶輪轉速 n1＝1440r/min ，查圖得：d d=80～100 可知應選取 A 型 V 帶。3.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速由《機械設計》P 298表 13－7 查得，小帶輪基準直徑為 80～100mm則取 dd1=100mm ddmin.=75 mm（d d1根據 P295表 13-4 查得）表 3 V 帶帶輪最小基準直徑 mind槽型 Y Z A B C D Emind20 50 75 125 200 355 5001521 240=1.8,10.8=mddi??所 以 由《機械設計》P 295表 13-4 查“V 帶輪的基準直徑” ，得 =180mm2d① 誤差驗算傳動比： （ 為彈性滑動率）21 .04()0(12%)di?????誤 ?誤差 符合要求1.40%.5i???誤 ＜② 帶速 110v=7.4/66dnms??滿足 5m/s300mm，所以宜選用 E 型輪輻式帶輪?？傊?，小帶輪選 H 型孔板式結構，大帶輪選擇 E 型輪輻式結構。帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。3.7 確定帶的張緊裝置選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。3.8 計算壓軸力由《機械設計》P303 表 13－12 查得，A 型帶的初拉力 F0＝119.87N，上面已得到=153.36o，z=6，則1a1a168.32sin=49.7sinN=954.27ooFz???17對帶輪的主要要求是質量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內應力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通 V 帶兩側面間的夾角是 40°，為了適應 V 帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通 V 帶輪槽角 為 32°、34°、36°、38°（按帶的型號及帶輪直徑確定） ，輪槽尺寸見表 7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板） ，用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。表 普通 V 帶輪的輪槽尺寸（摘自 GB/T13575.1-92） 槽型 項目 符號 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 ± 0.3 12 ± 0.3 15 ± 0.3 19 ± 0.4 25.5 ± 0.5 37 ± 0.6 44.5 ± 0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f z —輪槽數 外徑 d a 32° ≤ 60 - - - - - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 輪 槽 36° 對應的基準直60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 1838° 徑 d d - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 角 極限偏差 ± 1 ± 0.5 V 帶輪按腹板（輪輻）結構的不同分為以下幾種型式： （1） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5 ～3)d 時)，如圖 7 -6a。  （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖 7-6b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖 7 -6c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖 7-6d。（a） （b） （c ） （d）圖 7-6 帶輪結構類型根據設計結果，可以得出結論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）3.9 計算轉速的計算（1）主軸的計算轉速n j，由公式n =n 得，主軸的計算轉速n j=294r/min，jmin)13/(??z取315 r/min。(2). 傳動軸的計算轉速 軸3=500 r/min，軸2=500r/min，軸1=800r/min。（2）確定各傳動軸的計算轉速。表 3-1 各軸計算轉速（3） 確定齒輪副的計算轉速。軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計算轉速 r/min 800 500 50019表 3-2 齒輪副計算轉速序號 Z1Z 2Z3Z `4Z5n j800 800 500 500 5003.10 齒輪模數計算及驗算（1）模數計算。一般同一變速組內的齒輪取同一模數，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即 mj=16338 可得各組的模數，如321][)(jjmnuzP???表 3-3 所示。根據 和 計算齒輪模數，根據其中較大值取相近的標準模數：jmw=16338 =16338 mmj321][)(jjnuzP???????3213JmsniZKu????——齒輪的最低轉速 r/min；N——頂定的齒輪工作期限，中型機床推存： =15～20T T——轉速變化系數； nk——功率利用系數；N——材料強化系數。 q——（壽命系數）的極值skmaxinssk，齒輪等轉動件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數 m 和基準順環(huán)次數 C0——工作情況系數。中等中級的主運動： 1——動載荷系數；2k——齒向載荷分布系數；3——齒形系數； Y根據彎曲疲勞計算齒輪模數公式為： 式中：N——計算齒輪轉動遞的額定功率 N=? dwNk——計算齒輪（小齒輪）的計算轉速 r/minjn20——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：——大齒輪與小齒輪的齒數比， = ；（+）用于外嚙合， （-）號用i i12?Z于內嚙合： 命系數； sTNnqkk?：：工作期限 ， = ； TTmCn06= =3.49Tk接 310256?= =1.8T彎 96=0.84 =0.58 nknk接=0.90 =0.55 =0.72 彎 q接 qk彎=3.49 0.84 0.58 0.55=0.94sk接 ??=1.8 0.84 0.90 0.72=0.99 時，取 = ，當 時，取 = ；s?minskmaxskminskmin= =0.85 =1.5； kax1=1.2 =1 =0.378 23Y許用彎曲應力，接觸應力，( )paM=354 =1750 ??W?pa??J?6 級材料的直齒輪材料選；20 熱處理 S-C59irTC3=16338 mmjm????213JmsniZK????根據標準齒輪模數系數選用模數為: 基本組齒輪模數為 2.5，第一擴大組齒輪模數m=2.5，第二擴大組齒輪模數 m=3; 表 3-3 模數21（2）基本組齒輪計算?；窘M齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2`齒數 48 48 37 59分度圓直徑 120 120 92.5 147.5齒頂圓直徑 125 125 97.5 152.5齒根圓直徑 113.75 113.75 86.25 141.25齒寬 20 20 20 20按基本組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調質處理，硬度 241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用 45 鋼，調質處理，硬度 229HB～286HB ，平均取 240HB。計算如下：① 齒面接觸疲勞強度計算：接觸應力驗算公式為??jfsj MPauBnNKzm??????)()1(02832彎曲應力驗算公式為：??wswPaBYnz?????)(109235式中 N----傳遞的額定功率（kW） ，這里取 N 為電動機功率，N=5kW;-----計算轉速（ r/min）. =500（r/min）;jnjm-----初算的齒輪模數（mm）, m=2.5（mm）;B----齒寬（mm）;B=25（mm）;組號 基本組 第一擴大組 第二擴大組模數 mm 2.5 2.5 322z----小齒輪齒數；z=19;u----小齒輪齒數與大齒輪齒數之比,u=2.78;-----壽命系數；sK=sTnNKq----工作期限系數；TmTC016?T------齒輪工作期限，這里取 T=15000h.;-----齒輪的最低轉速（r/min）, =500（r/min）1n1n----基準循環(huán)次數，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取 =0C0C70C612?m----疲勞曲線指數，接觸載荷取 m=3；彎曲載荷取 m=6;----轉速變化系數，查【5】2 上，取 =0.60nKnK----功率利用系數，查 【5】2 上，取 =0.78N N-----材料強化系數，查【5】2 上， =0.60q q-----工作狀況系數，取 =1.13K3K-----動載荷系數，查【5】2 上，取 =12------齒向載荷分布系數，查【5】2 上， =1 1 1KY------齒形系數，查 【5】2 上，Y=0.386；----許用接觸應力（ MPa）,查【4】 ，表 4-7，取 =650 Mpa；??j? ??j?---許用彎曲應力（ MPa） ，查【4】 ，表 4-7，取 =275 Mpa；w w根據上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa j????j?23=78 Mpaw????w（3）第一擴大組齒輪計算。擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z3 Z3` Z4 Z4`齒數 41 41 36 46分度圓直徑 102.5 102.5 90 115齒頂圓直徑 107.5 107.5 95 120齒根圓直徑 96.25 96.25 83.75 108.75齒寬 20 20 20 20（4）第二擴大組齒輪計算。擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z5 Z5` Z6 Z6`齒數 50 40 30 60分度圓直徑 150 120 90 180齒頂圓直徑 156 126 96 186齒根圓直徑 142.5 112.5 82.5 172.5齒寬 24 24 24 24按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調質處理，硬度 241HB～286HB，平均取 260HB，大齒輪用 45 鋼，調質處理，硬度 229HB～286HB ，平均取 240HB。同理根據基本組的計算，查文獻【6】 ，可得 =0.62， =0.77， =0.60， =1.1，nKNqK3=1， =1，m=3.5， =355；2K1j可求得：24=619 Mpa j????j?=135Mpa ww3.11 傳動軸最小軸徑的初定由【5】式 6，傳動軸直徑按扭轉剛度用下式計算：d=1.64 （mm）??4?Tn或 d=91 （mm）4njN式中 d---傳動軸直徑（mm）Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000 ；JnN?N----該軸傳遞的功率（KW）----該軸的計算轉速jn---該軸每米長度的允許扭轉角， == 。??????01各軸最小軸徑如表 3-3。表 3-3 最小軸徑3.12 主軸合理跨距的計算由于電動機功率 P=5.5kw，根據【1】表 3.20，前軸徑應為 60~90mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的 d2=（ 0.7~0.9）d 1，取 d2=60mm。根據設計方案，前軸承為NN3016K 型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量 a=120mm，主軸孔徑為 30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉矩 T=9550 =9550× =424.44N.mnP5.31軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸最小軸徑 mm 35 4025設該機床為車床的最大加工直徑為 320mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經濟加工直徑約為最大回轉直徑的 50%，這里取 55%，即 180mm，故半徑為 0.09m；切削力（沿 y 軸） Fc= =4716N09.42背向力（沿 x 軸） Fp=0.5 Fc=2358N總作用力 F= =5272.65N2pC?此力作用于工件上，主軸端受力為 F=5272.65N。先假設 l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力 RA 和 RB 分別為RA=F× =5272.65× =7908.97Nla?2401?RB=F× =5272.65× =2636.325Nl根據 文獻【1】式 3.7 得：Kr=3.39 得前支承的剛度：K A= 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos1689.69 N/ ；K B= 785.57 N/ ； = =2.15m?m?BAK57.6主軸的當量外徑 de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為I= =113.8×10-8m464)03.7.(???η= = =0.143aKEA6381.980.2??查【1】圖 3-38 得 =2.0，與原假設接近，所以最佳跨距 =120×2.0=240mml0 0l合理跨距為（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=360mm。0l根據結構的需要，主軸的實際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑 D=100mm，后軸徑 d=80mm。前軸承采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。第 4 章 摩擦離合器的選擇和計算 片式摩擦離合器目前在機床中應用廣泛，因為它可以在運轉中接通或脫開，具有結合平穩(wěn)、沒有沖擊、結構緊湊的特點，部分零件已經標準化，多用于機床主傳動。26按扭矩選擇，即： 根據成大先主編《機械設計手冊第四版第二卷》和機械設計手冊編委會主編《機械設計手冊 單行本聯(lián)軸器、離合器與制動器》表 6-3-20，①計算轉矩 ，tcT?? mNt ????86.09.604.950查《成大先主編機械設計手冊第四版第二卷》表 6-3-21 得 4.1?∴ mNc ??2.134.860②摩擦盤工作面的平均直徑 PDdDP 817)~5.()(212 ????式中 d 為軸的直徑。③摩擦盤工作面的外直徑 1mP25.08251???④摩擦盤工作面的內直徑 DdP7.61.7.02⑤摩擦盤寬度 b m25.02.5.21 ????⑥摩擦面對數 m，查《成大先主編機械設計手冊第四版第二卷》表 6-3-17，摩擦副材料為淬火鋼，對偶材料為淬火鋼，摩擦因數取 0.08，許用壓強取 ，許用溫210cmN度120℃.∴m78.610.8)75.602.1(4.33)(81 221 ????????PcDTz??圓整為 7.∴摩擦面片數 z=7+1=8.⑦摩擦片脫開時所需的間隙，因為采用濕式所以 5.0~2??⑧許用傳遞轉矩 cpTcTvPcp KmD???121)(8??? mNTcp ??????? 2.1345.6318.008.7654.327因為 smnDvpm49.360814.360????,.,8.1TvKK⑨壓緊力 Q NmDTpc 2.491708.132????⑩摩擦面壓強 p p??)(421?22109.65.3. cmNcp????Tc需 傳 遞 的 轉 矩 ， 136??械 設 計 手 冊 】 表工 作 儲 備 系 數 ， 見 【 機? ~15~m??， 干 式摩 擦 面 對 數 ， 通 常 濕 式外 摩 擦 盤 數1i內 摩 擦 盤 數?2 1mizz21??摩 擦 盤 總 數 ， 736?計 手 冊 】 表摩 擦 因 數 ， 查 【 機 械 設? 1cp2?查 【 機 械 設 計 手 冊 】 表許 用 壓 強 ， N21 機 械 設 計 手 冊 】 表摩 擦 片 修 正 系 數 ， 見 【K36?械 設 計 手 冊 】 表速 度 修 正 系 數 ， 見 【 機v?【 機 械 設 計 手 冊 】 表結 合 次 數 修 正 系 數 ， 見T根據機械設計手冊編委會主編《機械設計手冊 單行本聯(lián)軸器、離合器與制動器》表 22.7-7 選用帶滾動軸承的多片雙聯(lián)摩擦離合器，因為安裝在箱內，所以采取濕式。結構形式見機械設計手冊編委會主編《機械設計手冊 單行本聯(lián)軸器、離合器與制動器》表 22.7-7 圖（a） 。表 4.1特征參數圖 許用轉距 重量/kg 轉動慣量/ 2mkg?接合 脫開28號 mNT? 內部 外部 力/N 力/N圖 a 120 4.7 0.0035 0.0050 170 100表 4.2主要尺寸B圖號許用轉矩 mNT?][D maxA閉式開式c maxE F G圖 a 120 18 32 - 108 100 18 32 60 45 70表 4.3主要尺寸圖號H J 1l2L 12L3R S a 1s圖 a 85 47 51 81 152 65 64 35 - 10 20 11第 5 章 主要零部件的選擇 5.1 軸承的選擇I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸：對稱布置深溝球軸承600929III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C中間布置角接觸球軸承代號7012C5.2 鍵的規(guī)格I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格：BXL=10X56 II軸選擇花鍵規(guī)格：N d =8X36X40X7 × ×??×??III軸選擇鍵規(guī)格：BXL=14X90 5.3 變速操縱機構的選擇選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。第 6 章 校核6.1 剛度校核（1）П 軸撓度校核單一載荷下，軸中心處的撓度采用文獻【5】中的公式計算：:30??????YmZnDxNLYba ???43375.09.1L-----兩支承的跨距；D-----軸的平均直徑；X= /L； -----齒輪工作位置處距較近支承點的距離；iaiN-----軸傳遞的全功率；校核合成撓度??YYbabah ?????cos22-----輸入扭距齒輪撓度；-------輸出扭距齒輪撓度b；)(2???????---被演算軸與前后軸連心線夾角； =144°?嚙合角 =20°，齒面摩擦角 =5.72°。?代入數據計算得： =0.026； =0.084； =0.160；2ay3ay1ay=0.205； =0.088； =0.025。5b4b6b合成撓度 =0.238?cos251521aahY???查文獻【6】 ，帶齒輪軸的許用撓度 =5/10000*L??y即 =0.268。??y因合成撓度小于許用撓度，故軸的撓度滿足要求。（2）П 軸扭轉角的校核傳動軸在支承點 A，B 處的傾角 可按下式近似計算：BA?,????????radlyhA3將上式計算的結果代入得：rBA052.由文獻【6】 ，查得支承處的 =0.001???因 〈0.001，故軸的轉角也滿足要求。.??BA?1寧XX 大學課 程 設 計 (論 文 )中型普通車床主軸箱設計（題目 12）所 在 學 院專 業(yè)班 級姓 名學 號指 導 老 師年 月 日2摘 要設計機床得主傳動變速系統(tǒng)時首先利用傳動系統(tǒng)設計方法求出理想解和多個合理解。根據數控機床主傳動系統(tǒng)及主軸功率與轉矩特性要求，分析了機電關聯(lián)分級調速主傳動系統(tǒng)的設計原理和方法。從主傳動系統(tǒng)結構網入手，確定最佳機床主軸功率與轉矩特性匹配方案，計算和校核相關運動參數和動力參數。本說明書著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設計步驟和設計方法，根據已確定的運動參數以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數目，簡化結構，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數的設計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。關鍵詞 分級變速；傳動系統(tǒng)設計,傳動副，結構網，結構式，齒輪模數，傳動比4目 錄摘 要.2目 錄.4第 1 章 緒論.61.1 課程設計的目的 61.2 課程設計的內容 .61.2.1 理論分析與設計計算 .61.2.2 圖樣技術設計 .61.2.3 編制技術文件 61.3 課程設計題目、主要技術參數和技術要求 6第 2 章 車床參數的擬定.82.1 車床主參數和基本參數 .82.2 擬定參數的步驟和方法 .82.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin .82.2.2 主軸的極限轉速 82.2.3 主電機功率—— 動力參數的確定 .92.2.4 確定結構式 92.2.5 確定結構網 92.1.5 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 102.2 確定各變速組此論傳動副齒數 112.3 核算主軸轉速誤差 11第 3 章 傳動件的計算.133.1 帶傳動設計 133.2 選擇帶型 .143.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 .143.4 確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 .153.5 確定帶的根數 z163.6 確定帶輪的結構和尺寸 .1653.7 確定帶的張緊裝置 .163.8 計算壓軸力 .163.9 計算轉速的計算 183.10 齒輪模數計算及驗算 193.11 傳動軸最小軸徑的初定 243.12 主軸合理跨距的計算 24第 4 章 摩擦離合器的選擇和計算.25第 5 章 主要零部件的選擇.285.1 軸承的選擇 285.2 鍵的規(guī)格 295.3 變速操縱機構的選擇 .29第 6 章 校核.296.1 剛度校核 296.2 軸承壽命校核 30結 論.32參考文獻.33致 謝.346第 1 章 緒論1.1 課程設計的目的課程設計是在學完本課程后，進行一次學習設計的綜合性練習。通過課程設計，使學生能夠運用所學過的基礎課、技術基礎課和專業(yè)課的有關理論知識，及生產實習等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學知識的目的。通過課程設計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構，進行選擇和改進；結合結構設計，進行設計計算并編寫技術文件；完成系統(tǒng)主傳動設計，達到學習設計步驟和方法的目的。通過設計，掌握查閱相關工程設計手冊、設計標準和資料的方法，達到積累設計知識和設計技巧，提高學生設計能力的目的。通過設計，使學生獲得機械系統(tǒng)基本設計技能的訓練，提高分析和解決工程技術問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件。1.2 課程設計的內容課程設計內容由理論分析與設計計算、圖樣技術設計和技術文件編制三部分組成。1.2.1 理論分析與設計計算（1）機械系統(tǒng)的方案設計。設計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。（2）根據總體設計參數，進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。（3）根據設計方案和零部件選擇情況，進行有關動力計算和校核。1.2.2 圖樣技術設計（1）選擇系統(tǒng)中的主要機件。（2）工程技術圖樣的設計與繪制。1.2.3 編制技術文件（1）對于課程設計內容進行自我經濟技術評價。（2）編制設計計算說明書。1.3 課程設計題目、主要技術參數和技術要求題目：中型普通車床主軸箱設計技術參數：7題目 12 車床的主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數如下：工件最大回轉直徑D (mm)max正轉最低轉速nmin( )mir電機功率N（kw） 公比 ?轉速級數 Z320 200 5.5 1.26 88第 2 章 車床參數的擬定2.1 車床主參數和基本參數車床的主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數如下：工件最大回轉直徑D (mm)max正轉最低轉速nmin( )mir電機功率N（kw） 公比 ?轉速級數 Z320 200 5.5 1.26 82.2 擬定參數的步驟和方法2.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin根據典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：允許的切速極限參考值如下：表 1.1加 工 條 件 Vmax(m/min) Vmin(m/min)硬質合金刀具粗加工鑄鐵工件 30～50硬質合金刀具半精或精加工碳鋼工件150～300螺紋加工和鉸孔 3～82.2.2 主軸的極限轉速計算車床主軸極限轉速時的加工直徑，則主軸極限轉速應為：在 中考慮車螺紋和鉸孔時，其加工的最大直徑應根據實際加工情況選取 0.1Dmmmin左右。即 =200r/min，取in 26.1??依據題目要求選級數 Z=8， =1.26=1.064考慮到設計的結構復雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉速數列可直接從標準的數列表中查出，按標準轉速數列為：9200，250，315，400，500，630，800，10002.2.3 主電機功率——動力參數的確定合理地確定電機功率 N，使機床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素。根據題設條件電機功率為 5.5KW可選取電機為：Y132S-4 額定功率為 5.5KW，滿載轉速為 1440r/min.2.2.4 確定結構式已知 Z= x3b2aa、b 為正整數，即 Z 應可以分解為 2 和 3 的因子，以便用 2、3 聯(lián)滑移齒輪實現變速。取 Z=8 級 則 Z=22 對于 Z=8 可分解為：Z=2 1×22×24。?綜合上述可得：主傳動部件的運動參數 =200 Z=8 =1.26max10n?min?2.2.5 確定結構網根據“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結構緊湊的原則,選取傳動方案 Z=21×22×24,易知第二擴大組的變速范圍 r=φ (P3-1)x=1.264=2.52〈8 滿足要求，其結構網如圖 2-1。10圖 2-1 結構網 Z=21×22×242.1.5 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖（1）選擇電動機：采用 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。（2）繪制轉速圖：（3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖 2-113：1-2 軸最小中心距：A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數和:S zmin(Zmax+2+D/m)2.2 確定各變速組此論傳動副齒數(1)Sz 100-120,中型機床 Sz=70-100?(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-20,m 4??圖 2-3 主傳動系統(tǒng)圖（7）齒輪齒數的確定。變速組內取模數相等，據設計要求 Zmin≥18~20,齒數和Sz≤100～120，由表 4.1，根據各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數，各齒輪齒數如表 2-2。表 2-2 齒輪齒數基本組 第一擴大組 第二擴大組傳動比1:1 1:58 1:1.26 1:1 1.26：1 1：2代號 Z1Z 'Z 2Z 'Z3Z 'Z4Z ’ Z5 Z5’ Z6Z '齒數 48 48 37 59 36 46 41 31 50 40 30 60122.3 核算主軸轉速誤差實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不應超過±10( -1)％,即?〈10( -1)％n標 準 轉 速標 準 轉 速實 際 轉 速 ?因此滿足要求。各級轉速誤差n 1000 800 630 500 400 315 250 200n` 1000 782.6 630 491.3 400 311.5 250 196.8誤差 0％ 2.1％ 0％ 2.1％ 0％ 2.1％ 0％ 2.1％轉速誤差小于〈2.6％，因此不需要修改齒數。13第 3 章 傳動件的計算3.1 帶傳動設計輸出功率 P=5.5kW,轉速 n1=1440r/min,n2=850r/min3.1.1 計算設計功率 Pd edAdPK?表 4 工作情況系數 AK原動機ⅰ類 ⅱ類一天工作時間 /h工作機 10?10~16 16?0?10~16 16?載荷平穩(wěn)液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（） ；離心式壓縮機；7.5kW?輕型運輸機1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3載荷變動小帶式運輸機（運送砂石、谷物） ，通風機（ ） ；發(fā)電機；旋7.5k?轉式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4載荷變動較大螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6載荷變動很破碎機（旋轉式、顎式等） ；球磨機；棒磨機；起重機；1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.814大 挖掘機；橡膠輥壓機根據 V 帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16 小時） ，查《機械設計》P 296表 4，取 KA＝1.1。即 1.56.05kWdAedPK???3.2 選擇帶型普通 V 帶的帶型根據傳動的設計功率 Pd 和小帶輪的轉速 n1 按《機械設計》P297 圖13－11 選取。根據算出的 Pd＝6.05kW 及小帶輪轉速 n1＝1440r/min ，查圖得：d d=80～100 可知應選取 A 型 V 帶。3.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速由《機械設計》P 298表 13－7 查得，小帶輪基準直徑為 80～100mm則取 dd1=100mm ddmin.=75 mm（d d1根據 P295表 13-4 查得）表 3 V 帶帶輪最小基準直徑 mind槽型 Y Z A B C D Emind20 50 75 125 200 355 5001521 240=1.8,10.8=mddi??所 以 由《機械設計》P 295表 13-4 查“V 帶輪的基準直徑” ，得 =180mm2d① 誤差驗算傳動比： （ 為彈性滑動率）21 .04()0(12%)di?????誤 ?誤差 符合要求1.40%.5i???誤 ＜② 帶速 110v=7.4/66dnms??滿足 5m/s300mm，所以宜選用 E 型輪輻式帶輪?？傊?，小帶輪選 H 型孔板式結構，大帶輪選擇 E 型輪輻式結構。帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。3.7 確定帶的張緊裝置選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。3.8 計算壓軸力由《機械設計》P303 表 13－12 查得，A 型帶的初拉力 F0＝119.87N，上面已得到=153.36o，z=6，則1a1a168.32sin=49.7sinN=954.27ooFz???17對帶輪的主要要求是質量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內應力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通 V 帶兩側面間的夾角是 40°，為了適應 V 帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通 V 帶輪槽角 為 32°、34°、36°、38°（按帶的型號及帶輪直徑確定） ，輪槽尺寸見表 7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板） ，用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。表 普通 V 帶輪的輪槽尺寸（摘自 GB/T13575.1-92） 槽型 項目 符號 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 ± 0.3 12 ± 0.3 15 ± 0.3 19 ± 0.4 25.5 ± 0.5 37 ± 0.6 44.5 ± 0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f z —輪槽數 外徑 d a 32° ≤ 60 - - - - - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 輪 槽 36° 對應的基準直60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 1838° 徑 d d - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 角 極限偏差 ± 1 ± 0.5 V 帶輪按腹板（輪輻）結構的不同分為以下幾種型式： （1） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5 ～3)d 時)，如圖 7 -6a。  （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖 7-6b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖 7 -6c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖 7-6d。（a） （b） （c ） （d）圖 7-6 帶輪結構類型根據設計結果，可以得出結論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）3.9 計算轉速的計算（1）主軸的計算轉速n j，由公式n =n 得，主軸的計算轉速n j=294r/min，jmin)13/(??z取315 r/min。(2). 傳動軸的計算轉速 軸3=500 r/min，軸2=500r/min，軸1=800r/min。（2）確定各傳動軸的計算轉速。表 3-1 各軸計算轉速（3） 確定齒輪副的計算轉速。軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計算轉速 r/min 800 500 50019表 3-2 齒輪副計算轉速序號 Z1Z 2Z3Z `4Z5n j800 800 500 500 5003.10 齒輪模數計算及驗算（1）模數計算。一般同一變速組內的齒輪取同一模數，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即 mj=16338 可得各組的模數，如321][)(jjmnuzP???表 3-3 所示。根據 和 計算齒輪模數，根據其中較大值取相近的標準模數：jmw=16338 =16338 mmj321][)(jjnuzP???????3213JmsniZKu????——齒輪的最低轉速 r/min；N——頂定的齒輪工作期限，中型機床推存： =15～20T T——轉速變化系數； nk——功率利用系數；N——材料強化系數。 q——（壽命系數）的極值skmaxinssk，齒輪等轉動件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數 m 和基準順環(huán)次數 C0——工作情況系數。中等中級的主運動： 1——動載荷系數；2k——齒向載荷分布系數；3——齒形系數； Y根據彎曲疲勞計算齒輪模數公式為： 式中：N——計算齒輪轉動遞的額定功率 N=? dwNk——計算齒輪（小齒輪）的計算轉速 r/minjn20——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：——大齒輪與小齒輪的齒數比， = ；（+）用于外嚙合， （-）號用i i12?Z于內嚙合： 命系數； sTNnqkk?：：工作期限 ， = ； TTmCn06= =3.49Tk接 310256?= =1.8T彎 96=0.84 =0.58 nknk接=0.90 =0.55 =0.72 彎 q接 qk彎=3.49 0.84 0.58 0.55=0.94sk接 ??=1.8 0.84 0.90 0.72=0.99 時，取 = ，當 時，取 = ；s?minskmaxskminskmin= =0.85 =1.5； kax1=1.2 =1 =0.378 23Y許用彎曲應力，接觸應力，( )paM=354 =1750 ??W?pa??J?6 級材料的直齒輪材料選；20 熱處理 S-C59irTC3=16338 mmjm????213JmsniZK????根據標準齒輪模數系數選用模數為: 基本組齒輪模數為 2.5，第一擴大組齒輪模數m=2.5，第二擴大組齒輪模數 m=3; 表 3-3 模數21（2）基本組齒輪計算。基本組齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2`齒數 48 48 37 59分度圓直徑 120 120 92.5 147.5齒頂圓直徑 125 125 97.5 152.5齒根圓直徑 113.75 113.75 86.25 141.25齒寬 20 20 20 20按基本組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調質處理，硬度 241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用 45 鋼，調質處理，硬度 229HB～286HB ，平均取 240HB。計算如下：① 齒面接觸疲勞強度計算：接觸應力驗算公式為??jfsj MPauBnNKzm??????)()1(02832彎曲應力驗算公式為：??wswPaBYnz?????)(109235式中 N----傳遞的額定功率（kW） ，這里取 N 為電動機功率，N=5kW;-----計算轉速（ r/min）. =500（r/min）;jnjm-----初算的齒輪模數（mm）, m=2.5（mm）;B----齒寬（mm）;B=25（mm）;組號 基本組 第一擴大組 第二擴大組模數 mm 2.5 2.5 322z----小齒輪齒數；z=19;u----小齒輪齒數與大齒輪齒數之比,u=2.78;-----壽命系數；sK=sTnNKq----工作期限系數；TmTC016?T------齒輪工作期限，這里取 T=15000h.;-----齒輪的最低轉速（r/min）, =500（r/min）1n1n----基準循環(huán)次數，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取 =0C0C70C612?m----疲勞曲線指數，接觸載荷取 m=3；彎曲載荷取 m=6;----轉速變化系數，查【5】2 上，取 =0.60nKnK----功率利用系數，查 【5】2 上，取 =0.78N N-----材料強化系數，查【5】2 上， =0.60q q-----工作狀況系數，取 =1.13K3K-----動載荷系數，查【5】2 上，取 =12------齒向載荷分布系數，查【5】2 上， =1 1 1KY------齒形系數，查 【5】2 上，Y=0.386；----許用接觸應力（ MPa）,查【4】 ，表 4-7，取 =650 Mpa；??j? ??j?---許用彎曲應力（ MPa） ，查【4】 ，表 4-7，取 =275 Mpa；w w根據上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa j????j?23=78 Mpaw????w（3）第一擴大組齒輪計算。擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z3 Z3` Z4 Z4`齒數 41 41 36 46分度圓直徑 102.5 102.5 90 115齒頂圓直徑 107.5 107.5 95 120齒根圓直徑 96.25 96.25 83.75 108.75齒寬 20 20 20 20（4）第二擴大組齒輪計算。擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z5 Z5` Z6 Z6`齒數 50 40 30 60分度圓直徑 150 120 90 180齒頂圓直徑 156 126 96 186齒根圓直徑 142.5 112.5 82.5 172.5齒寬 24 24 24 24按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調質處理，硬度 241HB～286HB，平均取 260HB，大齒輪用 45 鋼，調質處理，硬度 229HB～286HB ，平均取 240HB。同理根據基本組的計算，查文獻【6】 ，可得 =0.62， =0.77， =0.60， =1.1，nKNqK3=1， =1，m=3.5， =355；2K1j可求得：24=619 Mpa j????j?=135Mpa ww3.11 傳動軸最小軸徑的初定由【5】式 6，傳動軸直徑按扭轉剛度用下式計算：d=1.64 （mm）??4?Tn或 d=91 （mm）4njN式中 d---傳動軸直徑（mm）Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000 ；JnN?N----該軸傳遞的功率（KW）----該軸的計算轉速jn---該軸每米長度的允許扭轉角， == 。??????01各軸最小軸徑如表 3-3。表 3-3 最小軸徑3.12 主軸合理跨距的計算由于電動機功率 P=5.5kw，根據【1】表 3.20，前軸徑應為 60~90mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的 d2=（ 0.7~0.9）d 1，取 d2=60mm。根據設計方案，前軸承為NN3016K 型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量 a=120mm，主軸孔徑為 30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉矩 T=9550 =9550× =424.44N.mnP5.31軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸最小軸徑 mm 35 4025設該機床為車床的最大加工直徑為 320mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經濟加工直徑約為最大回轉直徑的 50%，這里取 55%，即 180mm，故半徑為 0.09m；切削力（沿 y 軸） Fc= =4716N09.42背向力（沿 x 軸） Fp=0.5 Fc=2358N總作用力 F= =5272.65N2pC?此力作用于工件上，主軸端受力為 F=5272.65N。先假設 l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力 RA 和 RB 分別為RA=F× =5272.65× =7908.97Nla?2401?RB=F× =5272.65× =2636.325Nl根據 文獻【1】式 3.7 得：Kr=3.39 得前支承的剛度：K A= 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos1689.69 N/ ；K B= 785.57 N/ ； = =2.15m?m?BAK57.6主軸的當量外徑 de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為I= =113.8×10-8m464)03.7.(???η= = =0.143aKEA6381.980.2??查【1】圖 3-38 得 =2.0，與原假設接近，所以最佳跨距 =120×2.0=240mml0 0l合理跨距為（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=360mm。0l根據結構的需要，主軸的實際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑 D=100mm，后軸徑 d=80mm。前軸承采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。第 4 章 摩擦離合器的選擇和計算 片式摩擦離合器目前在機床中應用廣泛，因為它可以在運轉中接通或脫開，具有結合平穩(wěn)、沒有沖擊、結構緊湊的特點，部分零件已經標準化，多用于機床主傳動。26按扭矩選擇，即： 根據成大先主編《機械設計手冊第四版第二卷》和機械設計手冊編委會主編《機械設計手冊 單行本聯(lián)軸器、離合器與制動器》表 6-3-20，①計算轉矩 ，tcT?? mNt ????86.09.604.950查《成大先主編機械設計手冊第四版第二卷》表 6-3-21 得 4.1?∴ mNc ??2.134.860②摩擦盤工作面的平均直徑 PDdDP 817)~5.()(212 ????式中 d 為軸的直徑。③摩擦盤工作面的外直徑 1mP25.08251???④摩擦盤工作面的內直徑 DdP7.61.7.02⑤摩擦盤寬度 b m25.02.5.21 ????⑥摩擦面對數 m，查《成大先主編機械設計手冊第四版第二卷》表 6-3-17，摩擦副材料為淬火鋼，對偶材料為淬火鋼，摩擦因數取 0.08，許用壓強取 ，許用溫210cmN度120℃.∴m78.610.8)75.602.1(4.33)(81 221 ????????PcDTz??圓整為 7.∴摩擦面片數 z=7+1=8.⑦摩擦片脫開時所需的間隙，因為采用濕式所以 5.0~2??⑧許用傳遞轉矩 cpTcTvPcp KmD???121)(8??? mNTcp ??????? 2.1345.6318.008.7654.327因為 smnDvpm49.360814.360????,.,8.1TvKK⑨壓緊力 Q NmDTpc 2.491708.132????⑩摩擦面壓強 p p??)(421?22109.65.3. cmNcp????Tc需 傳 遞 的 轉 矩 ， 136??械 設 計 手 冊 】 表工 作 儲 備 系 數 ， 見 【 機? ~15~m??， 干 式摩 擦 面 對 數 ， 通 常 濕 式外 摩 擦 盤 數1i內 摩 擦 盤 數?2 1mizz21??摩 擦 盤 總 數 ， 736?計 手 冊 】 表摩 擦 因 數 ， 查 【 機 械 設? 1cp2?查 【 機 械 設 計 手 冊 】 表許 用 壓 強 ， N21 機 械 設 計 手 冊 】 表摩 擦 片 修 正 系 數 ， 見 【K36?械 設 計 手 冊 】 表速 度 修 正 系 數 ， 見 【 機v?【 機 械 設 計 手 冊 】 表結 合 次 數 修 正 系 數 ， 見T根據機械設計手冊編委會主編《機械設計手冊 單行本聯(lián)軸器、離合器與制動器》表 22.7-7 選用帶滾動軸承的多片雙聯(lián)摩擦離合器，因為安裝在箱內，所以采取濕式。結構形式見機械設計手冊編委會主編《機械設計手冊 單行本聯(lián)軸器、離合器與制動器》表 22.7-7 圖（a） 。表 4.1特征參數圖 許用轉距 重量/kg 轉動慣量/ 2mkg?接合 脫開28號 mNT? 內部 外部 力/N 力/N圖 a 120 4.7 0.0035 0.0050 170 100表 4.2主要尺寸B圖號許用轉矩 mNT?][D maxA閉式開式c maxE F G圖 a 120 18 32 - 108 100 18 32 60 45 70表 4.3主要尺寸圖號H J 1l2L 12L3R S a 1s圖 a 85 47 51 81 152 65 64 35 - 10 20 11第 5 章 主要零部件的選擇 5.1 軸承的選擇I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸：對稱布置深溝球軸承600929III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C中間布置角接觸球軸承代號7012C5.2 鍵的規(guī)格I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格：BXL=10X56 II軸選擇花鍵規(guī)格：N d =8X36X40X7 × ×??×??III軸選擇鍵規(guī)格：BXL=14X90 5.3 變速操縱機構的選擇選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。第 6 章 校核6.1 剛度校核（1）П 軸撓度校核單一載荷下，軸中心處的撓度采用文獻【5】中的公式計算：:30??????YmZnDxNLYba ???43375.09.1L-----兩支承的跨距；D-----軸的平均直徑；X= /L； -----齒輪工作位置處距較近支承點的距離；iaiN-----軸傳遞的全功率；校核合成撓度??YYbabah ?????cos22-----輸入扭距齒輪撓度；-------輸出扭距齒輪撓度b；)(2???????---被演算軸與前后軸連心線夾角； =144°?嚙合角 =20°，齒面摩擦角 =5.72°。?代入數據計算得： =0.026； =0.084； =0.160；2ay3ay1ay=0.205； =0.088； =0.025。5b4b6b合成撓度 =0.238?cos251521aahY???查文獻【6】 ，帶齒輪軸的許用撓度 =5/10000*L??y即 =0.268。??y因合成撓度小于許用撓度，故軸的撓度滿足要求。（2）П 軸扭轉角的校核傳動軸在支承點 A，B 處的傾角 可按下式近似計算：BA?,????????radlyhA3將上式計算的結果代入得：rBA052.由文獻【6】 ，查得支承處的 =0.001???因 〈0.001，故軸的轉角也滿足要求。.??BA?