金屬切削機床課程設計說明書

1、<p><b>　　目 錄</b></p><p>　　前言........................................................................1</p><p>　　課程設計的內容和要求..................................................2&l

2、t;/p><p>　　1.1機床課程設計內容 .....................................................2</p><p>　　1.2機床課程設計的要求....................................................2</p><p>　　課程設計的步驟和方法............

3、......................................3</p><p>　　2.1運動設計..............................................................3</p><p>　　2.1.1確定極限轉速......................................................

4、.3</p><p>　　2.1.2確定結構式.........................................................3</p><p>　　2.1.3繪制轉速圖.........................................................4</p><p>　　2.1.4繪制傳動系統(tǒng)圖.

5、....................................................5</p><p>　　2.2傳動零件初步計算......................................................8</p><p>　　2.2.1求各軸計算轉速...........................................

6、..........8</p><p>　　2.2.2傳動軸直徑的初定...................................................8</p><p>　　2.2.3齒輪模數(shù)的初步計算.................................................9</p><p>　　2.2.4計算各齒輪參

7、數(shù)....................................................10</p><p>　　2.2.5確定各軸間距......................................................12</p><p>　　2.2.6三角帶的計算和初定......................................

8、..........12</p><p>　　2.2.7多片摩擦離合器計算................................................14</p><p>　　2.3傳動零件驗算.........................................................15</p><p>　　2.3.1直齒

9、圓柱齒輪應力的校驗............................................15</p><p>　　2.3.2主軸彎曲剛度驗算..................................................17</p><p>　　2.3.3主軸靜剛度驗算..........................................

10、..........18</p><p>　　2.3.4滾動軸承的驗算....................................................21</p><p>　　結構設計及說明.......................................................21</p><p>　　3.1結構設計的內

11、容、技術要求和方案........................................21</p><p>　　3.2展開圖及其布置........................................................22</p><p>　　3.3 I軸（輸入軸）的設計.........................................

12、..........23</p><p>　　3.4齒輪塊的設計..........................................................23</p><p>　　3.5傳動軸設計............................................................24</p><p>　　

13、3.6主軸組件設計..........................................................25</p><p>　　3.7其他問題..............................................................28</p><p>　　設計心得..............................

14、.....................................28</p><p>　　參考文獻...................................................................28</p><p><b>　　前 言</b></p><p>　　機床課程設計是在金屬切削機床課程

15、之后進行的實踐性教學環(huán)節(jié)。其目的自在于通</p><p>　　機床主運動機械變速傳動系統(tǒng)的結構設計，使學生在擬定傳動和變速的結構方案過程中，得到設計構思、方案分析、結構工藝性、機械制圖、零件計算、編寫技術文件盒查閱技術資料等方面的中和訓練，樹立正確的設計思想，掌握基本的設計方法，并培養(yǎng)學生具有初步的結構分析、結構設計和計算能力。</p><p>　　本設計是一個綜合性要求較高的學生課程設計

16、，綜合運用了機械設計，金屬切削機床，機械制造技術等主要課程。第一章是課程設計題目內容及要求，第二章講述的是課程設計的各個步驟。第一節(jié)是基本參數(shù)的選定，傳動的確定，第二節(jié)是對各傳動零件進行設計計算、對設計的傳動零件進行校核以及對機床結構進行設計，第三章主要對各結構設計要求進行說明。整個設計過程需要查閱各類書籍與手冊圖冊才能夠順利完成。</p><p>　　本次旨在培養(yǎng)學生綜合的設計能力，為接下來的畢業(yè)設計和學生以后

17、的工作設計打好基礎。</p><p>　　課程設計的內容和要求</p><p>　　1.1 機床課程設計的內容</p><p>　　一、設計題目：普通車床主軸箱設計</p><p>　　二、設計一臺中型普通車床有級變速主軸箱。具體參數(shù)如下：</p><p><b>　　三、設計內容：</b><

18、;/p><p>　　運動設計：根據給定的機床用途、規(guī)格、極限轉速、轉速數(shù)列公比，通過分析比較擬定傳動結構方案和傳動系統(tǒng)圖，確定傳動副的傳動比及齒輪的齒數(shù)，并計算主軸的實際轉速與標準轉速的相對誤差。</p><p>　　動力設計：根據給定的電動機功率和傳動件的計算轉速，初算傳動軸直徑、齒輪模數(shù)；確定皮帶型號及根數(shù)摩擦片離合器的尺寸和摩擦片數(shù)及制動器尺寸，完成裝配草圖后，要驗算傳動件的應力，變形或

19、壽命是否在允許范圍內，還要驗算主軸組件的靜剛度。</p><p>　　結構設計：進行主運動傳動軸系、變速機構、主軸組件、箱體、操縱機構、潤滑與密封等的布置和結構設計。</p><p>　　1.2 機床課程設計的要求</p><p>　　一、 床頭箱功能要求</p><p>　　主軸箱具有皮帶輪卸荷裝置；</p><p>

20、;　　手動操縱雙向摩擦片離合器實現(xiàn)主軸的正、反轉及停止運動要求；</p><p>　　主軸變速由變速操縱手柄完成（只畫出操縱手柄在床頭箱外部的位置及操縱手柄在床頭箱上連接固定方式）；</p><p>　　床頭箱與機床床身的聯(lián)接參照C618K—1車床的床頭箱結構形式。</p><p>　　課程設計的步驟和方法</p><p><b>

21、　　2.1運動設計</b></p><p>　　2.1.1 確定極限轉速</p><p><b>　　一、正轉：</b></p><p>　　， 。又因為=1.41，所以，得 </p><p>　　則，，由《金屬切削機床》表7-1，</p><p><b>　　取。<

22、/b></p><p><b>　　由于，，，得</b></p><p>　　車床正轉的轉速數(shù)列為：31.5、45、63、90、125、180、250、355、500、710、1000、1400r/min，12級轉速。</p><p><b>　　反轉：</b></p><p><b&g

23、t;　　由，，</b></p><p>　　由《金屬切削機床》表7-1，取，。</p><p><b>　　，，</b></p><p>　　由《金屬切削機床》表7-1，取。</p><p>　　則反轉各級轉速為：280、400、560、800、1120、1600r/min。</p><p

24、>　　2.1.2確定結構式</p><p><b>　　一、確定傳動副數(shù)目</b></p><p>　　級數(shù)為Z的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳動組組成，各傳動組分別有、、… 傳動副。即 </p><p>　　傳動副中由于結構的限制以2或3為合適，即變速級數(shù)Z應為2和3的因子。 ，可以有三種方

25、案： 12=3×2×2；12=2×3×2；12=2×2×3；</p><p><b>　　二、傳動式的擬定</b></p><p>　?。?）12級轉速傳動系統(tǒng)的傳動組，選擇傳動組安排方式時，考慮到機床主軸變速箱的具體結構、裝置和性能。</p><p>　　2、I軸需要安置換向摩擦離合

26、器時，為減少軸向尺寸，第一傳動組的傳動副數(shù)不宜多，所以選2為宜。</p><p>　　3、主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大，因此主軸上齒輪少些較好。故最后一個傳動組的傳動副選用2。</p><p>　　綜上所述，傳動式為12=2×3×2。</p><p><b>　　三、 結構式的擬定</b></p>&l

27、t;p>　　對于12=2×3×2傳動式，有6種結構式和對應的結構網。分別為：</p><p>　　， ， ，</p><p>　　由于本次設計的機床I軸裝有摩擦離合器，在結構上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑。中間傳動軸轉速范圍最小。初選的方案。</p><p><b>　　四、驗算</b><

28、;/p><p>　　主軸變速范圍應等于變速傳動中各個變速組范圍的乘積，需檢查最后一個擴大組，變速范圍是否超過極限值。</p><p>　　=1.416*(2-1)=7.8<8 ，因此所選結構式比較合理。</p><p>　　2.1.3繪制轉速圖</p><p><b>　　選定電動機</b></p>&l

29、t;p>　　查《金屬切削機床課程設計指導書》附錄2，選用Y132S-4的電動機，此電動機高效，節(jié)能。起動轉矩大，噪聲低，振動小，運動安全可靠，其安裝尺寸見《金屬切削機床課程設計指導書》附錄3額定功率5.5，，最大額定轉距2.2，其滿載轉速1440 r/min，同步轉速為1500 r/min。</p><p><b>　　總降速傳動比</b></p><p>&l

30、t;b>　　總降速傳動比：</b></p><p>　　將總降速傳動比按著“先緩后急”的遞減原則分配結合串聯(lián)的各變速組中的最小傳動比。</p><p>　　三、確定傳動軸的軸數(shù)</p><p>　　傳動軸數(shù)=變速組數(shù)+定比傳動副數(shù)+1=3+0+1=4</p><p><b>　　四、轉速圖繪制</b>&

31、lt;/p><p>　　先按傳動軸數(shù)及主軸轉速級數(shù)求格數(shù)，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。</p><p>　?。ㄒ唬┐_定各軸的轉速和傳動組</p><p>　　中間軸轉速可以從主軸開始往前推，即可先

32、決定軸III的轉速。</p><p>　　傳動組c變速范圍，可知兩個傳動副的傳動比為極限值：</p><p>　　故軸III的六種轉速只有一種可能，即125、180、250、355、500、710r/min。</p><p><b>　　II軸轉速。</b></p><p>　　傳動組b的級比指數(shù)為2，希望中間軸轉速較小

33、，因為為避免升速，又不使軸II的傳動比太小，可取</p><p>　　軸II的確定轉速為：500、710r/min。</p><p><b>　　I軸轉速。</b></p><p><b>　　對于軸I：</b></p><p>　　確定軸I轉速為710r/min</p><p&

34、gt;　　電動機與軸I之間帶傳動比</p><p><b>　?。ǘ┺D速圖如下：</b></p><p>　　2.1.4繪制傳動系統(tǒng)圖</p><p>　　一、確定各變速組齒輪傳動副的齒數(shù)</p><p>　　（一）確定各變速組齒輪傳動副的齒數(shù)時應根據以下原則：</p><p>　　1、受齒輪最

35、小齒數(shù)的限制，機床主傳動系統(tǒng)一般只取≥18～20，以避免產生根切現(xiàn)象。</p><p>　　2、套裝在軸上的小齒輪還考慮到齒根圓到它的鍵槽深處的最小尺寸應大于基圓齒厚，以防斷裂，則其最小齒數(shù)應為≥1.03D/m +5.6</p><p>　　式中 D—齒輪花鍵孔的外徑（mm）,單鍵槽的取其孔中心至鍵槽槽底的尺寸兩倍;</p><p>　　m—齒輪模數(shù)（mm）;<

36、;/p><p>　　還受最小傳動比和允許的最大齒數(shù)和的約束，機床主傳動的最小極限傳動比取≥1/4。中型機床一般取。</p><p>　　的選取不要使兩軸中心距過小，否則可能導致兩軸軸承過近，在等長的多軸變速系統(tǒng)中，還可能使前后變速組的齒輪頂圓與軸相碰，即k軸上前一個變速組中的最大被動齒輪的齒頂圓與（k+1）軸的外徑dk+1相碰，或（k+1）軸上的后一個變速組中的最大主動齒輪的齒頂圓與k軸外徑d

37、k相碰。</p><p>　　當各變速組的傳動比確定以后，可確定齒輪齒數(shù)。對于定比傳動的齒輪齒數(shù)可依據機械設計手冊推薦的方法確定。對于變速組內齒輪的齒數(shù)，如傳動比是標準公比的整數(shù)次方時，變速組內每對齒輪的齒數(shù)和及小齒輪的齒數(shù)可以從表3-6（機械制造裝備設計）中選取。一般在主傳動中，最小齒數(shù)應大于18～20。采用三聯(lián)滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪之間的齒數(shù)關系：三聯(lián)滑移齒輪的最大齒輪之間的齒數(shù)差應大于或等于4，以保證滑

38、移是齒輪外圓不相碰。</p><p><b>　?。ǘ┑谝唤M齒輪：</b></p><p>　　傳動比：，由《金屬切削機床》表8-1，取。</p><p>　　軸I齒輪齒數(shù)取Z1=35,Z2=42，軸II兩聯(lián)齒齒數(shù)分別為Z3=49,Z4=42。</p><p><b>　　第二組齒輪：</b>&l

39、t;/p><p>　　傳動比：，由《金屬切削機床》表8-1，取。</p><p>　　軸II三聯(lián)滑移齒齒數(shù)為：Z5=30、Z6=45、Z7=18；</p><p>　　軸III與軸II配合齒齒數(shù)為Z8=60、Z9=45、Z10=72。</p><p><b>　　第三組齒輪：</b></p><p>

40、　　傳動比：，由《金屬切削機床》表8-1，取。</p><p>　　軸III上兩聯(lián)齒齒數(shù)為：Z11=73、Z12=22；軸IV齒輪齒數(shù)為Z13=37、Z14=88。</p><p><b>　?。ㄎ澹┓崔D齒輪：</b></p><p><b>　　傳動比, </b></p><p><b>

41、;　　系統(tǒng)傳動圖如下：</b></p><p>　　2.1.5核算主軸轉速誤差</p><p>　　實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不應超過,即</p><p><b>　　已知。</b></p><p>　　因此主軸轉速誤差符合要求。</p><p>　　2.2 傳動零件的初步

42、計算</p><p>　　2.2.1求各軸的計算轉速</p><p><b>　　主軸的計算轉速</b></p><p>　　中型機床主軸的計算轉速度是低速第一個三分之一變速范圍的最高一級轉速，即。</p><p>　　二、各傳動軸的計算轉速</p><p>　　軸III有6級轉速，其最低轉速12

43、5r/min，經傳動副c使主軸獲得兩級轉速：31.5 r/min和250 r/min。250 r/min比主軸的計算轉速高，需傳遞全部功率，故軸III的125 r/min轉速也能傳遞全部功率，即。</p><p>　　軸II可按傳動副b推得：</p><p>　　軸I可按傳動副a推得，</p><p>　　各齒輪的計算轉速 </p><p>

44、;　　各變速組內一般只計算組內最小的，也是強度最薄弱的齒輪，故也中需要確定最小齒輪的計算轉速。</p><p>　　1、傳動組c中的最小齒輪是Z=22，該齒輪使主軸獲得6級轉速31.5 r/min，45 r/min，63 r/min，90r/min，125r/min，180 r/min，主軸計算轉速是90r/min，故該齒輪在355 r/min時應傳遞全部功率,是計算速度；</p><p>

45、;　　2、同理傳動組b中可得，軸II—III間最小齒輪Z=18的計算轉速為500 r/min。</p><p>　　3、同理傳動組a中可得，軸I—II間最小齒輪Z=35的計算轉速為710 r/min。</p><p>　　2.2.2 傳動軸直徑的初定</p><p>　　一、傳動軸直徑按扭轉剛度進行估算</p><p>　　式中 K—鍵槽系數(shù)

46、；</p><p><b>　　A—系數(shù)；</b></p><p>　　P—電動機額定功率(Kw)；P=5.5Kw</p><p>　　η—從電動機到計算軸的傳動效率；（軸承上的效率不計）</p><p>　　—傳動軸的計算轉速(r/min)。</p><p>　　一般傳動軸的每米長允許扭轉角取[

47、φ]=(0.5°～1.0°)/m，要求高的軸取[φ]=(0.25°～0.5°)/m，要求較低的軸取[φ]=(1°～2°)/m。</p><p>　　由《金屬切削機床課程設計指導書》表1，得</p><p>　　花鍵軸由表查 取K=1.07 ，A=92</p><p>　　—直齒傳動效率取7級精度，取0.98

48、；—V帶傳動效率，取0.97。</p><p><b>　　I軸： 取30mm</b></p><p>　　II軸： 取35mm</p><p>　　III軸： 取45mm</p><p><b>　　二、主軸尺寸計算</b></p><p>　　1、主軸軸徑：根據電動機功

49、率為P=5.5Kw，最大加工直徑為400 mm，由<<金屬切削機床設計>>圖3-12和表3-1，初選主軸前軸頸直徑D1=90mm</p><p>　　主軸后軸頸直徑 取</p><p>　　普通車床孔徑d，對于中型車床主軸，后軸頸直徑與孔徑差不小于20～25mm,主軸尾端最薄處的直徑差不小于10～15mm，為了直徑不過小，取d=50mm。</p>

50、<p><b>　　主軸外徑，取。</b></p><p><b>　　主軸前段懸伸量a</b></p><p>　　主軸懸伸量a指的是主軸前支承反力的作用點到主軸前端受力作用點之間的距離。主軸懸伸量a取決于主軸端部的結構形狀及尺寸，一般應按標準選取。有時為了提高主軸剛度或定位精度，可不按標準取。另外，懸伸量a與前支承中軸承的類型及組合

51、形式、工件或工件夾具的夾緊方式以及前支承的潤滑與密封裝置的結構尺寸等有關。因此，在滿足結構要求的前提下，應盡可能減少懸伸量a，以利于提高主軸組件的剛度。根據結構類型,定懸伸長度a=100mm。</p><p>　　2.2.3齒輪模數(shù)的初步計算</p><p>　　一般同一變速組中的齒輪取同一模數(shù)，選擇負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，</p><p&g

52、t;<b>　　(mm)</b></p><p>　　式中 — 按接觸疲勞強度計算的齒輪模數(shù) （mm）</p><p>　　— 驅動電動機功率 （Kw）</p><p>　　— 計算齒輪的計算轉速 （r/min）</p><p>　　— 大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比 u≥1，外嚙合取“+”</p><

53、p><b>　　— 小齒輪齒數(shù)</b></p><p>　　— 齒寬系數(shù)，=（B為齒寬，m為模數(shù)），=6～10</p><p>　　— 許用接觸應力 （）</p><p>　　第一組齒輪和反轉組齒輪材料選用40Cr，調質加表面淬火處理，工作年限為10年，每天12小時，由<<機械設計>>式10-12和圖10-21得

54、</p><p>　　其它組齒輪材料選用20CrMnTi，滲碳淬火處理，工作年限為10年，每天12小時，由<<機械設計>>式10-12和圖10-21得</p><p>　　[σf]=σHP==≈1325 Mpa</p><p>　?。?）第一組齒輪中，取齒輪Z=35</p><p>　　mfI-II=16338*=2.

55、34, </p><p>　　查<<機械原理>>表10-1圓整模數(shù),mfI-II=3.0 </p><p>　?。?）第二組齒輪中，取齒輪Z=18</p><p>　　mfII-III=16338*=2.44,圓整模數(shù),取mfII-III=3.0</p><p>　?。?）第三組齒輪中，取齒輪Z=30</p&g

56、t;<p>　　mfIII-IV=16338*=2.64, 圓整模數(shù) ,取mfIII-IV=3.0</p><p>　?。?）反轉組齒輪中，取齒輪Z=22</p><p>　　mf反 =16338*=3.08, 圓整模數(shù) ,取mf反=4.0</p><p>　　2.2.4計算各齒輪的參數(shù)</p><p>　　1、由《機械原理》

57、表10-2查得以下公式</p><p><b>　　齒頂圓 </b></p><p><b>　　齒根圓 </b></p><p><b>　　分度圓 </b></p><p><b>　　齒頂高 </b></p><p><

58、;b>　　齒根高 </b></p><p>　　齒寬：B=(6~10)m，對于嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產生的軸向錯位時導致嚙合齒輪減小而增大齒輪的載荷，設計時，應主動輪比從動輪寬（5~10）mm。</p><p>　　軸I：主動輪B=8*3=24mm</p><p>　　軸II：主動輪B=8*3=24mm</p>&l

59、t;p>　　軸III：主動輪B=8*3=24mm</p><p><b>　　第一組：m=3.0</b></p><p><b>　　第二組：m=3.0</b></p><p><b>　　第三組：m=3.0</b></p><p><b>　　反轉組：m=4.

60、0</b></p><p>　　2.2.5確定各軸間距 </p><p><b>　　a=</b></p><p>　　aI-II==126mm </p><p>　　aII-III==135mm </p><p>　　aIII-IV==165mm

61、 </p><p>　　af反= =184m</p><p>　　2.2.6三角膠帶傳動的計算和選定</p><p>　　V帶傳動中，軸間距A可以較大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，亦可因而緩和沖擊及隔離震動，使傳動平穩(wěn)。帶傳動結構簡單，機床中多用于電機輸出軸的定比傳動。</p><p><b>　　1、確定計算功率&

62、lt;/b></p><p>　　由《機械設計》表8-7查得 ，故</p><p><b>　　2、選擇帶型</b></p><p>　　根據計算功率和小帶輪轉速，由《機械設計》表8-8查得 V帶采用普通A型</p><p>　　3、確定帶輪基準直徑并驗算帶速V</p><p>　　初選小動

63、輪基準直徑，由《機械設計》表8-6和表8-8，應使初選主動輪基準直徑2）從動輪基準直徑</p><p>　　驗算帶的速度 < 35 m/s，所以合適。</p><p>　　計算大帶輪的基準直徑</p><p>　　，并根據《機械設計》表8-8，取。</p><p>　　4、確定中心距a和的帶的基準長度</p><p

64、>　　根據，則,初定中心距</p><p><b>　　帶所需的基準長度</b></p><p>　　由《機械設計》表8-2選帶的基準長度</p><p><b>　　3）實際中心距：</b></p><p><b>　　中心距范圍：</b></p><

65、;p>　　5、驗算主動輪上的包角</p><p>　　包角,主動輪上的包角合適。</p><p><b>　　6．計算帶的根數(shù)Z</b></p><p>　　1）計算V帶的額定功率。</p><p>　　由,查《機械設計》表8-4a，得</p><p>　　根據和A型V帶 ，查《機械設計》表

66、8-4b得</p><p>　　查表8-5得，由《機械設計》表8-2得，于是</p><p><b>　　計算V帶的根數(shù)Z。</b></p><p><b>　　，取4根。</b></p><p>　　7、計算單根V帶的初拉力的最小值</p><p>　　查《機械設計》表8-

67、3得A型帶單位長度質量，所以</p><p>　　應使，對于運轉的V帶取</p><p><b>　　8、計算壓軸力</b></p><p><b>　　壓軸力</b></p><p><b>　　帶輪結構設計</b></p><p>　　常用的帶材料為

68、HT150或HT200。轉速較高是可以采用鑄鋼或用鋼板沖壓焊接而成。</p><p>　　V帶輪的結構形式與基準直徑有關。當帶輪時，采用實心式結構，當時，可采用腹板式；當，同時，可采用孔板式；當時，可采用輪輻式。由帶輪采用腹板式結構。</p><p>　　本設計中帶輪與羊角處選用的是深溝球軸承6210，由《機械設計課程設計》表15-2，得：</p><p><

69、b>　　帶輪寬度：</b></p><p><b>　　由于</b></p><p>　　2.2.7多片摩擦離合器計算</p><p>　　一、根據要求選用帶滾動軸承的多片雙聯(lián)摩擦離合器，根據《機械設計手冊（單行本）軸及其聯(lián)接》表5-3-20。</p><p><b>　　計算轉矩：，<

70、/b></p><p>　　根據表5-3-21，取金屬切削機床摩擦工作儲備系數(shù)</p><p><b>　　需要傳遞的轉矩：</b></p><p><b>　　則</b></p><p>　　摩擦盤工作面的平均直徑：</p><p><b>　　摩擦工作面的

71、外徑：</b></p><p><b>　　摩擦工作面的內徑：</b></p><p><b>　　摩擦片寬度</b></p><p><b>　　摩擦面對數(shù)</b></p><p>　　摩擦副材料為淬火鋼，對偶材料為淬火鋼，因為安裝在箱內所以為濕式摩擦離合器。&l

72、t;/p><p>　　查表5-3-17，得</p><p><b>　　摩擦因數(shù)</b></p><p><b>　　許用壓強</b></p><p><b>　　則</b></p><p>　　圓整取m=6，則z=7，</p><p&g

73、t;　　摩擦片脫開是所需間隙因為采用濕式</p><p><b>　　許用傳遞轉矩：</b></p><p>　　摩擦面平均圓周速度，根據表5-3-22，得</p><p>　　取摩擦片修正系數(shù)，圓周速度修正系數(shù)，結合次數(shù)修正系數(shù)</p><p><b>　　壓緊力：</b></p>

74、<p><b>　　摩擦壓強：</b></p><p>　　二、反轉時摩擦片數(shù)的確定：</p><p>　　普通車床主軸反轉時一般不切削，故反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗確定。普通車床主軸高速空轉功率一般為額定功率的20～40%，取，。</p><p><b>　　計算反轉靜扭矩為，</b></p&

75、gt;<p><b>　　代入公式計算出</b></p><p><b>　　圓整取偶數(shù)，。</b></p><p>　　2.3 傳動零件的驗算</p><p>　　2.3.1直齒圓柱齒輪應力的校驗</p><p>　　在驗算算速箱中的齒輪應力時，選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒

76、輪進接觸應力和彎曲應力的驗算。這里要驗算的是I軸齒數(shù)35，II軸齒數(shù)18，III軸齒數(shù)22這三個齒。</p><p>　　接觸應力驗算公式為：</p><p>　　彎曲應力驗算公式為：</p><p>　　N—傳遞的額定功率（Kw）N=；</p><p>　　—大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比；</p><p>　　—齒向載

77、荷分布系數(shù)； ----動載荷系數(shù)；----工況系數(shù)；----壽命系數(shù)；</p><p><b>　　Y—齒形系數(shù)；</b></p><p>　　Z—小齒輪齒數(shù)； m—初算的齒輪模數(shù)；B—齒寬；</p><p>　　1、I軸齒數(shù)35的齒輪，模數(shù)為3，齒輪的應力：</p><p>　　B=（6~8）m,取B=20</p

78、><p>　　由《機械設計》表10-4，圖10-8，表10-3，表10-2，圖10-19，圖10-19；分別查得</p><p>　　由《金屬切削機床課程設計指導書》表2，取Y=0.462</p><p><b>　　接觸應力：</b></p><p><b>　　彎曲應力：</b></p>

79、<p>　　由《機械設計》表10-1，40Cr（滲碳）大齒輪小齒輪硬度為50HRC </p><p>　　由《機械設計》圖10-21e，得接觸疲勞強度極限；由圖10-21d，得彎曲疲勞強度極限。，符合要求。</p><p>　　2、軸II齒數(shù)為18的齒輪，模數(shù)為3</p><p>　　根據上一步驟分別查得</p><p><

80、;b>　　接觸應力：</b></p><p><b>　　彎曲應力：</b></p><p>　　查《機械設計》表10-1,齒輪的材產選20CrMnTi，大齒輪、小齒輪的硬度為60HRC</p><p>　　由《機械設計》圖10-21e，得接觸疲勞強度極限；由圖10-21d，得彎曲疲勞強度極限。，符合要求。</p>

81、<p>　　3、軸II齒數(shù)為22的齒輪，模數(shù)為3</p><p>　　根據上一步驟分別查得</p><p><b>　　接觸應力：</b></p><p><b>　　彎曲應力：</b></p><p>　　查《機械設計》表10-1,齒輪的材產選20CrMnTi，大齒輪、小齒輪的硬度為

82、60HRC</p><p>　　由《機械設計》圖10-21e，得接觸疲勞強度極限；由圖10-21d，得彎曲疲勞強度極限。，符合要求。</p><p>　　2.3.2主軸的彎曲剛度驗算</p><p>　　一、主軸上的彎曲載荷</p><p>　　齒輪傳動軸同時受輸入扭矩的齒輪驅動力和輸出扭矩的齒輪驅動阻力的作用而產生彎曲變形。當齒輪為直齒圓柱

83、齒輪，其嚙合角齒面摩擦角，齒面摩擦角時則：</p><p>　　式中 N — 該齒輪傳遞的全功率（Kw）</p><p>　　m、z — 該齒輪的模數(shù)（mm）、齒數(shù)</p><p>　　n — 該傳動軸入扭矩的齒輪計算轉速（r/min）</p><p><b>　　其中</b></p><p>

84、　　Z=88,m=3, 故</p><p>　　二、驗算兩支承主軸的彎曲變形</p><p>　　一般最佳跨距L=（2~3）a=100~300mm。考慮到結構以及支承剛度因磨損會不斷降低，應取跨距L比最佳支承跨距L大一些，再考慮到結構需要，這里取L=500mm。</p><p>　　由《機械設計手冊（單行本）軸及其聯(lián)接》</p><p>　　

85、圓柱滾子軸承處偏轉角 </p><p>　　圓錐滾子軸承處偏轉角</p><p>　　在單一彎曲載荷作用下，其中點撓度為：</p><p>　　式中 — 兩支承間的跨距（mm）</p><p>　　D — 該軸的平均直徑（mm）</p><p>　　，— 齒輪的工作位置至較近支承點的距離（mm）</p>

86、<p>　　由展開圖可知，=500mm , a1=70mm , a2=150mm , D=80.0mm</p><p>　　則 ，同時均小于,</p><p><b>　　即主軸設計滿足要求</b></p><p>　　2.3.3主軸組件的靜剛度驗算</p><p>　　求兩支承主軸組件的最佳支承<

87、/p><p>　　主軸前軸頸直徑D1=90 mm,主軸前端懸伸量a=100 mm</p><p><b>　　主軸前軸承</b></p><p><b>　　取后軸承剛度</b></p><p><b>　　取材料的彈性模量</b></p><p><

88、b>　　軸慣性矩</b></p><p><b>　　則a=</b></p><p><b>　　1.564</b></p><p><b>　　所以得：</b></p><p>　　則,所以可知主軸跨距在合理的跨距范圍內。</p><p&

89、gt;<b>　　計算條件的確定</b></p><p><b>　　1、切削力的確定</b></p><p><b>　　最大圓周切削力 </b></p><p>　　式中 — 電動機額定功率（Kw），</p><p>　　— 主軸的計算轉速（r/min），</p

90、><p>　　— 計算直徑，車床，為最大加工直徑（mm）</p><p><b>　　，取</b></p><p>　　— 主傳動系統(tǒng)總效率，</p><p><b>　　則</b></p><p><b>　　切削力作用點</b></p>&

91、lt;p>　　設切削力P的作用點到主軸前支承的距離為s，則</p><p>　　s=c+w (mm)</p><p>　　式中 c — 主軸前端的懸伸長度</p><p>　　w — 對于普通車床 w=0.4H，H為車床中心高</p><p>　　則 s=100+0.4200=180mm</p><p>　　

92、三、兩支承主軸組件的靜剛度驗算</p><p>　　計算主軸組件前端撓度</p><p>　?。?）計算切削力P作用在s點引起主軸前端c點的撓度</p><p><b>　　=</b></p><p>　?。?）計算力偶M作用在主軸前端c點產生的撓度</p><p>　　（3）計算驅動力Q作用在兩

93、支承之間時，主軸前端c點的撓度</p><p>　　根據齒輪、軸承寬度以及結構需要，取b=70mm</p><p><b>　　=</b></p><p>　?。?）求主軸前端c點的綜合撓度</p><p>　　切削合力P與水平坐標y軸的逆時夾角。</p><p>　　驅動力Q與水平坐標y軸的逆時

94、夾角</p><p>　　主軸前端c點有力偶M作用下，變形后所在的象限角</p><p>　?、偎阶鴺藋軸上的分量代數(shù)和為：</p><p><b>　　則： </b></p><p>　　②垂直坐標軸上的分量代數(shù)和為：</p><p><b>　　則：</b></p

95、><p><b>　　③綜合撓度：</b></p><p><b>　?、芫C合撓度方向角：</b></p><p>　　，故主軸設計符合要求。</p><p>　　2.3.4滾動軸承的驗算</p><p>　　I軸選用的是角接觸軸承7206 其基本額定負荷為C=23.0KN&l

96、t;/p><p>　　由于該軸的轉速是定值所以齒輪越小越靠近軸承，對軸承的要求越高。根據設計要求，應該對I軸未端的滾子軸承進行校核。</p><p>　　齒輪的直徑：d=35*3mm=105mm</p><p><b>　　軸傳遞的轉矩 ：</b></p><p><b>　　齒輪受力：</b><

97、/p><p>　　根據受力分析和受力圖可以得出軸承的徑向力為</p><p>　　， </p><p>　　因軸承在運轉中有中等沖擊載荷，又由于不受軸向力，按《機械設計》</p><p>　　表13-6，取載荷系數(shù)，則有：</p><p>　　因為，所以按的受力大小計算：</p

98、><p>　　故該軸承能滿足要求。 </p><p>　　第三章 結構設計及說明</p><p>　　3.1結構設計的內容、技術要求和方案</p><p>　　設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、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(lián)結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

99、由于時間的限制，一般只畫展開圖。</p><p>　　主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外，著重考慮以下幾個方面的問題。</p><p>　　精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結構工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標準化和通用化的原則。</p><p>　　主軸變速箱結構設計時整個機床設計

100、的重點，由于結構復雜，設計中不可避免要經過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。目的是：</p><p>　　布置傳動件及選擇結構方案。</p><p>　　檢驗傳動設計的結果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時</p><p><b>　　改正。</b></p><p>　　確定傳動軸的支承跨距、齒輪在

101、軸上的位置以及各軸的相對位置，以確</p><p>　　定各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數(shù)據。</p><p>　　3.2展開圖及其布置</p><p>　　展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個平面上。</p><p>　　I軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪。有兩種布置方

102、案，一是將兩級變速齒輪和離合器做成一體。齒輪的直徑受到離合器內徑的約束，齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑，負責齒輪無法加工。這樣軸的間距加大。另一種布置方案是離合器的左右部分分別裝在同軸線的軸上，左邊部分接通，得到一級反向轉動，右邊接通得到三級反向轉動。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第一種方案，通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結構。</p><p>　　總布置時需要考慮制動器的位置。制動器可以布置在背輪軸上

103、也可以放在其他軸上。制動器不要放在轉速太低軸上，以免制動扭矩太大，是制動尺寸增大。</p><p>　　齒輪在軸上布置很重要，關系到變速箱的軸向尺寸，減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。</p><p>　　3.3 I軸（輸入軸）的設計</p><p>　　將運動帶入變速箱的帶輪一般都安裝在軸端，軸變形較大，結構上應注意加強軸的剛度或使軸部受帶的拉力（采用卸荷裝置

104、）。I軸上裝有摩擦離合器，由于組成離合器的零件很多，裝配很不方便，一般都是在箱外組裝好I軸在整體裝入箱內。我們采用的卸荷裝置一般是把軸承裝載法蘭盤上，通過法蘭盤將帶輪的拉力傳遞到箱壁上。</p><p>　　車床上的反轉一般用于加工螺紋時退刀。車螺紋時，換向頻率較高。實現(xiàn)政反轉的變換方案很多，我們采用正反向離合器。正反向的轉換在不停車的狀態(tài)下進行，常采用片式摩 擦離合器。由于裝在箱內，一般采用濕式。<

105、/p><p>　　在確定軸向尺寸時，摩擦片不壓緊時，應留有0.2～0.4的間隙，間隙應能調整。</p><p>　　離合器及其壓緊裝置中有三點值得注意：</p><p>　　摩擦片的軸向定位：由兩個帶花鍵孔的圓盤實現(xiàn)。其中一個圓盤裝</p><p>　　在花鍵上，另一個裝在花鍵軸上的一個環(huán)形溝槽里，并轉過一個花鍵齒，和軸上的花鍵對正，然后用螺釘把

106、錯開的兩個圓盤連接在一起。這樣就限制了軸向和周向德兩個自由度，起了定位作用。</p><p>　　摩擦片的壓緊由加力環(huán)的軸向移動實現(xiàn)，在軸系上形成了彈性力的封閉</p><p>　　系統(tǒng)，不增加軸承軸向復合。</p><p>　　結構設計時應使加力環(huán)推動擺桿和鋼球的運動是不可逆的，即操縱力撤消后，有自鎖作用。</p><p>　　I軸上裝有摩

107、擦離合器，兩端的齒輪是空套在軸上，當離合器接通時才和軸一起轉動。但脫開的另一端齒輪，與軸回轉方向是相反的，二者的相對轉速很高（約為兩倍左右）。結構設計時應考慮這點。</p><p>　　齒輪與軸之間的軸承可以用滾動軸承也可以用滑動軸承?；瑒虞S承在一些性能和維修上不如滾動軸承，但它的徑向尺寸小。</p><p>　　空套齒輪需要有軸向定位，軸承需要潤滑。</p><p&g

108、t;<b>　　3.4 齒輪塊設計</b></p><p>　　齒輪是變速箱中的重要元件。齒輪同時嚙合的齒數(shù)是周期性變化的。也就是說，作用在一個齒輪上的載荷是變化的。同時由于齒輪制造及安裝誤差等，不可避免要產生動載荷而引起振動和噪音，常成為變速箱的主要噪聲源，并影響主軸回轉均勻性。在齒輪塊設計時，應充分考慮這些問題。</p><p>　　齒輪塊的結構形式很多，取決于下

109、列有關因素：</p><p>　　是固定齒輪還是滑移齒輪；</p><p>　　移動滑移齒輪的方法；</p><p>　　齒輪精度和加工方法；</p><p>　　變速箱中齒輪用于傳遞動力和運動。它的精度選擇主要取決于圓周速度。采用同一精度時，圓周速度越高，振動和噪聲越大，根據實際結果得知，圓周速度會增加一倍，噪聲約增大6dB。</p&

110、gt;<p>　　工作平穩(wěn)性和接觸誤差對振動和噪聲的影響比運動誤差要大，所以這兩項精度應選高一級。</p><p>　　為了控制噪聲，機床上主傳動齒輪都要選用較高的精度。大都是用7—6—6，圓周速度很低的，才選8—7—7。如果噪聲要求很嚴，或一些關鍵齒輪，就應選6—5—5。當精度從7—6—6提高到6—5—5時，制造費用將顯著提高。</p><p>　　不同精度等級的齒輪，要采

111、用不同的加工方法，對結構要求也有所不同。</p><p>　　8級精度齒輪，一般滾齒或插齒就可以達到。</p><p>　　7級精度齒輪，用較高精度滾齒機或插齒機可以達到。但淬火后，由于變形，精度將下降。因此，需要淬火的7級齒輪一般滾（插）后要剃齒，使精度高于7，或者淬火后在衍齒。</p><p>　　6級精度的齒輪，用精密滾齒機可以達到。淬火齒輪，必須磨齒才能達到

112、6級。</p><p>　　機床主軸變速箱中齒輪齒部一般都需要淬火。</p><p>　　滑移齒輪進出嚙合的一端要圓齒，有規(guī)定的形狀和尺寸。圓齒和倒角性質不同，加工方法和畫法也不一樣，應予注意。</p><p>　　選擇齒輪塊的結構要考慮毛坯形式（棒料、自由鍛或模鍛）和機械加工時的安裝和定位基面。盡可能做到省工、省料又易于保證精度。</p><p

113、>　　齒輪磨齒時，要求有較大的空刀（砂輪）距離，因此多聯(lián)齒輪不便于做成整體的，一般都做成組合的齒輪塊。有時為了縮短軸向尺寸，也有用組合齒輪的。</p><p>　　要保證正確嚙合，齒輪在軸上的位置應該可靠?；讫X輪在軸向位置由操縱機構中的定位槽、定位孔或其他方式保證，一般在裝配時最后調整確定。</p><p>　　根據《機械設計》齒輪齒頂圓直徑時，可以做成實心結構齒輪。當齒頂圓直徑時

114、，可做成腹板式結構?？紤]到齒寬較小，所有齒輪均做成實心式結構。</p><p><b>　　3.5傳動軸的設計</b></p><p>　　機床傳動軸，廣泛采用滾動軸承作支撐。軸上要安裝齒輪、離合器和制動器等。傳動軸應保證這些傳動件或機構能正常工作。</p><p>　　首先傳動軸應有足夠的強度、剛度。如撓度和傾角過大，將使齒輪嚙合不良，軸承工

115、作條件惡化，使振動、噪聲、空載功率、磨損和發(fā)熱增大；兩軸中心距誤差和軸芯線間的平行度等裝配及加工誤差也會引起上述問題。</p><p>　　傳動軸可以是光軸也可以是花鍵軸。成批生產中，有專門加工花鍵的銑床和磨床，工藝上并無困難。所以裝滑移齒輪的軸都采用花鍵軸，不裝滑移齒輪的軸也常采用花鍵軸。</p><p>　　花鍵軸承載能力高，加工和裝配也比帶單鍵的光軸方便。</p>&l

116、t;p>　　軸的部分長度上的花鍵，在終端有一段不是全高，不能和花鍵空配合。這是加工時的過濾部分。一般尺寸花鍵的滾刀直徑為65～85。</p><p>　　機床傳動軸常采用的滾動軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升、空載功率和噪聲等方面，球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越。而且滾錐軸承對軸的剛度、支撐孔的加工精度要求都比較高。因此球軸承用的更多。但是滾錐軸承內外圈可以分開，裝配方便，間隙容易調整。所以有時在沒有軸向力時，也常采

117、用這種軸承。選擇軸承的型號和尺寸，首先取決于承載能力，但也要考慮其他結構條件。</p><p>　　同一軸心線的箱體支撐直徑安排要充分考慮鏜孔工藝。成批生產中，廣泛采用定徑鏜刀和可調鏜刀頭。在箱外調整好鏜刀尺寸，可以提高生產率和加工精度。還常采用同一鏜刀桿安裝多刀同時加工幾個同心孔的工藝。下面分析幾種鏜孔方式：對于支撐跨距長的箱體孔，要從兩邊同時進行加工；支撐跨距比較短的，可以從一邊（叢大孔方面進刀）伸進鏜桿，同

118、時加工各孔；對中間孔徑比兩端大的箱體，鏜中間孔必須在箱內調刀，設計時應盡可能避免。</p><p>　　既要滿足承載能力的要求，又要符合孔加工工藝，可以用輕、中或重系列軸承來達到支撐孔直徑的安排要求。</p><p>　　兩孔間的最小壁厚，不得小于5～10，以免加工時孔變形。</p><p>　　花鍵軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個應小于花鍵的內徑。</p&g

119、t;<p>　　一般傳動軸上軸承選用級精度。</p><p>　　傳動軸必須在箱體內保持準確位置，才能保證裝在軸上各傳動件的位置正確性，不論軸是否轉動，是否受軸向力，都必須有軸向定位。對受軸向力的軸，其軸向定位就更重要。</p><p>　　回轉的軸向定位（包括軸承在軸上定位和在箱體孔中定位）在選擇定位方式時應注意：</p><p>　　軸的長度。長軸

120、要考慮熱伸長的問題，宜由一端定位。</p><p>　　軸承的間隙是否需要調整。</p><p>　　整個軸的軸向位置是否需要調整。</p><p>　　在有軸向載荷的情況下不宜采用彈簧卡圈。</p><p>　　加工和裝配的工藝性等。</p><p>　　3.6主軸組件設計 </p><p>

121、　　主軸組件結構復雜，技術要求高。安裝工件（車床）或者刀具（銑床、鉆床等）的主軸參予切削成形運動，因此它的精度和性能直接影響加工質量（加工精度和表面粗糙度），設計時主要圍繞著保證精度、剛度和抗振性，減少溫升和熱變形等幾個方面考慮。</p><p>　　一、 各部分尺寸的選擇</p><p>　　主軸形狀與各部分尺寸不僅和強度、剛度有關，而且涉及多方面的因素。</p><

122、p><b>　　內孔直徑</b></p><p>　　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。為了擴大使用范圍，加大可加工棒料直徑，車床主軸內孔直徑有增大的趨勢。</p><p><b>　　軸頸直徑</b></p><p>　　前支撐的直徑是主軸上一主要的尺寸，設計時，一般先

123、估算或擬定一個尺寸，結構確定后再進行核算。</p><p><b>　　前錐孔直徑</b></p><p>　　前錐孔用來裝頂尖或其他工具錐柄，要求能自鎖，目前采用莫氏錐孔。</p><p><b>　　支撐跨距及懸伸長度</b></p><p>　　為了提高剛度，應盡量縮短主軸的外伸長度。選擇適當

124、的支撐跨距，一般推薦?。?=3～5，跨距小時，軸承變形對軸端變形的影響大。所以，軸承剛度小時，應選大值，軸剛度差時，則取小值。</p><p>　　跨距的大小，很大程度上受其他結構的限制，常常不能滿足以上要求。安排結構時力求接近上述要求。</p><p><b>　　二、 主軸軸承</b></p><p><b>　　（一）軸承類型選

125、擇</b></p><p>　　主軸前軸承有兩種常用的類型：</p><p>　　雙列短圓柱滾子軸承。承載能力大，可同時承受徑向力和軸向力，結構比較簡單，但允許的極限轉速低一些。</p><p>　　與雙列短圓柱滾子軸承配套使用承受軸向力的軸承有三種：</p><p>　　600角雙向推力向心球軸承。是一種新型軸承，在近年生產的機