寧重慶大學(xué)網(wǎng)絡(luò)教育學(xué)院
畢業(yè)設(shè)計(論文)
臥式升降臺主傳動系統(tǒng)設(shè)計
所在學(xué)院
專 業(yè)
班 級
姓 名
學(xué) 號
指導(dǎo)老師
年 月 日
VIII
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摘 要
本設(shè)計著重研究臥式銑床主傳動系統(tǒng)的設(shè)計步驟和設(shè)計方法，根據(jù)已確定的運(yùn)動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標(biāo)，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(shè)計效率。在機(jī)床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡化結(jié)構(gòu)，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設(shè)計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設(shè)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(diǎn)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(guān)鍵詞:傳動系統(tǒng)設(shè)計,傳動副，結(jié)構(gòu)網(wǎng)，結(jié)構(gòu)式
Abstract
The design focuses on the design steps and design method for horizontal milling machine main drive system, according to the movement determined parameters to the gearbox developed view of the total center distance as the objective, to develop the program shift transmission system to obtain the optimal solution as well as more high design efficiency. In the machine tool main drive in order to reduce the number of gear structure is simplified, shorter axial dimension, with the gear design approach is a spreadsheet, hash algorithm to calculate cumbersome and difficult to find a reasonable design. Based on the main drive system features triple sliding gear analysis and research, working drawings and drawing parts headstock developed view and a sectional view.
Keywords: transmission system design, transmission deputy, network architecture, structure
目 錄
摘 要 II
Abstract III
目 錄 IV
第1章 緒論 1
第2章 銑床參數(shù)的擬定 2
2.1銑床主參數(shù)和基本參數(shù) 2
2.2確定級數(shù)主要其他參數(shù) 2
2.2.1 擬定主軸的各級轉(zhuǎn)速 2
2.2.2 主電機(jī)功率——動力參數(shù)的確定 2
2.2.3確定結(jié)構(gòu)式 2
2.2.4確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 4
2.2.5繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 4
2.3 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 6
第3章 傳動件的計算 9
3.1 帶傳動設(shè)計 9
3.1.1計算設(shè)計功率Pd 9
3.1.2選擇帶型 10
3.1.3驗(yàn)證帶速并確定帶輪的基準(zhǔn)直徑 10
3.1.4確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長度并驗(yàn)算小輪包角 11
3.1.5確定帶的根數(shù)z 12
3.1.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 12
3.1.7確定帶的張緊裝置 12
3.1.8計算壓軸力 13
3.2 計算轉(zhuǎn)速的計算 14
3.3 齒輪模數(shù)計算及驗(yàn)算 15
3.4 傳動軸最小軸徑的初定 18
第4章 主要零部件的選擇 20
4.1 軸承的選擇 20
4.2 鍵的規(guī)格 20
4.3 主軸彎曲剛度校核 20
4.4 軸承校核 21
4.5 潤滑與密封 21
第5章 摩擦離合器(多片式)的計算 22
5.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計 23
5.1.1 展開圖設(shè)計 23
5.1.2 截面圖及軸的空間布置 24
5.2 零件驗(yàn)算 24
5.2.1 主軸剛度 24
5.2.2 傳動軸剛度 29
5.2.3 齒輪疲勞強(qiáng)度 32
第6章 主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明 35
6.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案 35
6.2 展開圖及其布置 35
結(jié)束語 36
參考文獻(xiàn) 37
第1章 緒論
機(jī)床技術(shù)參數(shù)有主參數(shù)和基本參數(shù)，他們是運(yùn)動傳動和結(jié)構(gòu)設(shè)計的依據(jù)，影響到機(jī)床是否滿足所需要的基本功能要求，參數(shù)擬定就是機(jī)床性能設(shè)計。主參數(shù)是直接反映機(jī)床的加工能力、決定和影響其他基本參數(shù)的依據(jù)，如車床的最大加工直徑，一般在設(shè)計題目中給定，基本參數(shù)是一些加工件尺寸、機(jī)床結(jié)構(gòu)、運(yùn)動和動力特性有關(guān)的參數(shù)，可歸納為尺寸參數(shù)、運(yùn)動參數(shù)和動力參數(shù)。
通用車床工藝范圍廣，所加工的工件形狀、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬質(zhì)合金刀具又用高速鋼刀具。因此，必須對所設(shè)計的機(jī)床工藝范圍和使用情況做全面的調(diào)研和統(tǒng)計，依據(jù)某些典型工藝和加工對象，兼顧其他的可能工藝加工的要求，擬定機(jī)床技術(shù)參數(shù)，擬定參數(shù)時，要考慮機(jī)床發(fā)展趨勢和同國內(nèi)外同類機(jī)床的對比，使擬定的參數(shù)最大限度地適應(yīng)各種不同的工藝要求和達(dá)到機(jī)床加工能力下經(jīng)濟(jì)合理。
機(jī)床主傳動系因機(jī)床的類型、性能、規(guī)格和尺寸等因素的不同，應(yīng)滿足的要求也不一樣。設(shè)計機(jī)床主傳動系時最基本的原則就是以最經(jīng)濟(jì)、合理的方式滿足既定的要求。在設(shè)計時應(yīng)結(jié)合具體機(jī)床進(jìn)行具體分析，一般應(yīng)滿足的基本要求有：滿足機(jī)床使用性能要求。首先應(yīng)滿足機(jī)床的運(yùn)動特性，如機(jī)床主軸油足夠的轉(zhuǎn)速范圍和轉(zhuǎn)速級數(shù)；滿足機(jī)床傳遞動力的要求。主電動機(jī)和傳動機(jī)構(gòu)能提供足夠的功率和轉(zhuǎn)矩，具有較高的傳動效率；滿足機(jī)床工作性能要求。主傳動中所有零部件有足夠的剛度、精度和抗震性，熱變形特性穩(wěn)定；滿足產(chǎn)品的經(jīng)濟(jì)性要求。傳動鏈盡可能簡短，零件數(shù)目要少，以便節(jié)約材料，降低成本。
題目：臥式升降臺主傳動系統(tǒng)設(shè)計
參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：
1、 X6132萬能升降臺銑床主軸箱設(shè)計，電機(jī)額定功率p=4kw,nmin=33.5r/min,?nmax=1320r/min轉(zhuǎn)速級數(shù)z=17,電動機(jī)轉(zhuǎn)速no=1440r/min,公比Φ=1.26。
36
第2章 銑床參數(shù)的擬定
2.1銑床主參數(shù)和基本參數(shù)
銑床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：
2、 X6132萬能升降臺銑床主軸箱設(shè)計，電機(jī)額定功率p=4kw,nmin=33.5r/min,?nmax=1320r/min轉(zhuǎn)速級數(shù)z=17,電動機(jī)轉(zhuǎn)速no=1440r/min,公比Φ=1.26。
2.2確定級數(shù)主要其他參數(shù)
2.2.1 擬定主軸的各級轉(zhuǎn)速
依據(jù)題目要求選級數(shù)Z=17， =1.26=1.064考慮到設(shè)計的結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴(kuò)大傳動。各級轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標(biāo)準(zhǔn)的數(shù)列表中查出，按標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速數(shù)列為：
33.5,42.5,53,67,85,106,132.5,170,212,267，335，425，535，670，850，1060，1320
2.2.2 主電機(jī)功率——動力參數(shù)的確定
合理地確定電機(jī)功率N，使機(jī)床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機(jī)經(jīng)常輕載而降低功率因素。
根據(jù)題設(shè)條件電機(jī)功率為4KW可選取電機(jī)為：Y112M-4額定功率為4KW，滿載轉(zhuǎn)速為1440r/min.
2.2.3確定結(jié)構(gòu)式
對于Z=17可按照將主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)分解因子，可能的方案有：
第一行
第二行
在上面的兩行方案中，第一行方案是由11對傳動副組成的兩個變速組，這兩個變速組串聯(lián)構(gòu)成了主軸的17級轉(zhuǎn)速。這樣的方案能夠省掉一根軸，但有一個傳動組內(nèi)將出現(xiàn)9個傳動副。假如用一個九聯(lián)滑移齒輪，那么軸向尺寸會增大。假如采用若干個雙聯(lián)滑移齒輪與若干個三聯(lián)滑移齒輪組合使用，那么，為了防止各滑移齒輪同時嚙合，操縱機(jī)構(gòu)必須實(shí)現(xiàn)互鎖。綜上所述，第一行中的方案一般不采用。
對于第二行中的三個方案，將出現(xiàn)三個變速組，每個變數(shù)組中有2個或者3個傳動副。我們能夠采用雙聯(lián)或者三聯(lián)滑移齒輪來變速。該行方案中總的傳動副數(shù)最少，軸向尺寸較小，操縱機(jī)構(gòu)也相對簡單。因此，在主軸轉(zhuǎn)速為18級的分級變速系統(tǒng)設(shè)計中，通常采用第二行中的方案。
根據(jù)公式可得，傳動件所傳遞的功率P與它的計算轉(zhuǎn)速決定了傳遞轉(zhuǎn)矩T。一般情況下，從電動機(jī)到主軸為降速傳動。即所謂的“近電機(jī)高轉(zhuǎn)速”，從而計算轉(zhuǎn)速也較高，那么需要傳遞的轉(zhuǎn)矩就較小，尺寸也較小。根據(jù)傳動副的“前多后少”原則，即將傳動副較多的變速組安排在靠近電動機(jī)處，這樣可以多些小尺寸的零件，少些大尺寸的零件，不僅可以節(jié)省材料，還可以使變速箱結(jié)構(gòu)緊湊。因此，對于第二行中的三種方案，我們通常采用的方案，它表示該傳動系統(tǒng)是由3個變速組共8對傳動副組成（不包含可能的定比傳動副）。
在方案中，由于基本組與擴(kuò)大組之間的排列順序不同，又將衍生出6種不同的方案。6種方案的結(jié)構(gòu)式如下：
在這6個方案中，首先應(yīng)對各個方案變速組的變速范圍進(jìn)行驗(yàn)算。在一般情況下，變速范圍最大的是最后一個擴(kuò)大組，所以只需要對最后一個擴(kuò)大組的變速范圍進(jìn)行校驗(yàn)。
設(shè)計機(jī)床的變速系統(tǒng)中，在降速傳動時，為了避免從動齒輪的直徑過大而使徑向尺寸隨之增大，通常使傳動副的最小傳動比。在升速傳動中，防止產(chǎn)生過大的噪聲與震動，通常使傳動副的最大傳動比。對于斜齒圓柱齒輪傳動比較平穩(wěn)，所以取。故，在一般情況下變速組的變速范圍應(yīng)滿足以下條件：
在、、、這四種方案中，最后一個擴(kuò)大組都是，其變速范圍：
所以不滿足傳動組的極限變速范圍要求。
在、這兩種方案中，最后一個擴(kuò)大組都是，其變速范圍：
滿足傳動組的極限變速范圍要求。根據(jù)中間軸變速范圍最小的原則，即“前密后疏”，方案為最佳方案，結(jié)構(gòu)式為：。
2.2.4確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)
畫出結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下：(變速系統(tǒng)共需4根軸，其中Ⅳ軸為主軸)
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ
圖3-1 結(jié)構(gòu)網(wǎng)
2.2.5繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖
（1）選擇電動機(jī)：采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機(jī)。
（2）繪制轉(zhuǎn)速圖：
（3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖2-3：
1-2軸最小中心距：A1_2min>1/2(Zmaxm+2m+D)
軸最小齒數(shù)和:Szmin>(Zmax+2+D/m)
圖2-3 主傳動系統(tǒng)圖
2.3 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)
(1)Sz100-120,中型機(jī)床Sz=70-100
(2)直齒圓柱齒輪Zmin18-20
（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設(shè)計要求Zmin≥18~20,齒數(shù)和Sz≤100～120，由表4.1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表2-2。
（1） 確定各變速組內(nèi)齒輪齒數(shù)
由以上確定的各個傳動比，根據(jù)參考文獻(xiàn)[1]表5-2，有：
a變速組
， ，
時，=…，58，60，62，64，66，68，70，72，74，76，…
時，=…，56，59，61，63，65，66，68，70，72，74，…
時，=…57，59，60，62，65，67，70，72，73，75，…
可知，=70和72是共同適用的，可取=72。再由參考文獻(xiàn)[1]表5-2查出各對齒輪副中小齒輪的齒數(shù)為：36、32和28。則：
；；
b變速組
， ，
時，=…，70，72，74，75，77，79，81，82，83，84，…
時，=…，70，72，73，75，77，78，80，82，83，85，…
時，=…，66，67，70，71，75，79，80，83，84，87，…
可取=83，查出齒輪齒數(shù)為：37、32、和20。
；；
c變速組
，
時，=…，80，84，85，95，96，99，100，104，105，…
時，=…，92，93，95，96，98，99，101，102，104，…
可取=99，查出齒輪齒數(shù)為：24和33。則：
；
第3章 傳動件的計算
3.1 帶傳動設(shè)計
輸出功率P=4kW,轉(zhuǎn)速n1=1440r/min,n2=670r/min
3.1.1計算設(shè)計功率Pd
表3-3 工作情況系數(shù)
工作機(jī)
原動機(jī)
ⅰ類
ⅱ類
一天工作時間/h
10~16
10~16
載荷
平穩(wěn)
液體攪拌機(jī)；離心式水泵；通風(fēng)機(jī)和鼓風(fēng)機(jī)（）；離心式壓縮機(jī)；輕型運(yùn)輸機(jī)
1.0
1.1
1.2
1.1
1.2
1.3
載荷
變動小
帶式運(yùn)輸機(jī)（運(yùn)送砂石、谷物），通風(fēng)機(jī)（）；發(fā)電機(jī)；旋轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機(jī)床；剪床；壓力機(jī)；印刷機(jī)；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(yùn)輸機(jī)；斗式上料機(jī)；往復(fù)式水泵和壓縮機(jī)；鍛錘；磨粉機(jī)；鋸木機(jī)和木工機(jī)械；紡織機(jī)械
1.2
1.3
1.4
1.4
1.5
1.6
載荷
變動很大
破碎機(jī)（旋轉(zhuǎn)式、顎式等）；球磨機(jī)；棒磨機(jī)；起重機(jī)；挖掘機(jī)；橡膠輥壓機(jī)
1.3
1.4
1.5
1.5
1.6
1.8
根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時），查《機(jī)械設(shè)計》P296表4，
取KA＝1.1。即
3.1.2選擇帶型
普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設(shè)計功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按《機(jī)械設(shè)計》P297圖13－11選取。
圖3-2
根據(jù)算出的Pd＝4.4kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n1＝1440r/min ，查圖得：d d=80～100可知應(yīng)選取A型V帶。
3.1.3驗(yàn)證帶速并確定帶輪的基準(zhǔn)直徑
由《機(jī)械設(shè)計》P298表13－7查得，小帶輪基準(zhǔn)直徑為80～100mm
則取dd1= 100mm> ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得）
表3-4 V帶帶輪最小基準(zhǔn)直徑
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
20
50
75
125
200
355
500
由《機(jī)械設(shè)計》查“V帶輪的基準(zhǔn)直徑”，得=200mm
① 誤差驗(yàn)算傳動比： （為彈性滑動率）
誤差 符合要求
② 帶速
滿足5m/s
300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。
總之，小帶輪選H型孔板式結(jié)構(gòu)，大帶輪選擇E型輪輻式結(jié)構(gòu)。
帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。
3.1.7確定帶的張緊裝置
選用結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。
3.1.8計算壓軸力
由《機(jī)械設(shè)計》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝123.31N，上面已得到=165.17o，z=3，則
對帶輪的主要要求是質(zhì)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(zhuǎn)速高時要進(jìn)行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應(yīng)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(cè)面間的夾角是40°，為了適應(yīng)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。
項(xiàng)目
?
符號
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
基準(zhǔn)寬度
b p
5.3
8.5
11.0
14.0
19.0
27.0
32.0
基準(zhǔn)線上槽深
h amin
1.6
2.0
2.75
3.5
4.8
8.1
9.6
基準(zhǔn)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(shù)
外徑
d a
輪 槽 角
32°
對應(yīng)的基準(zhǔn)直徑 d d
≤ 60
-
-
-
-
-
-
34°
-
≤ 80
≤ 118
≤ 190
≤ 315
-
-
36°
60
-
-
-
-
≤ 475
≤ 600
38°
-
＞ 80
＞ 118
＞ 190
＞ 315
＞ 475
＞ 600
極限偏差
± 1
± 0.5
表3-7 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）
V帶輪按腹板（輪輻）結(jié)構(gòu)的不同分為以下幾種型式：
（1） 實(shí)心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d時)，如圖3-2a。
（2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖3-2b。
（3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖3-3c 。
（4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖3-3d。
（a） （b） （c） （d）
圖3-3 帶輪結(jié)構(gòu)類型
根據(jù)設(shè)計結(jié)果，可以得出結(jié)論：小帶輪選擇實(shí)心帶輪，
如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）
3.2 計算轉(zhuǎn)速的計算
（1）主軸的計算轉(zhuǎn)速nj，由公式n=n得，主軸的計算轉(zhuǎn)速nj=127.031r/min，
取100r/min。
(2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速
軸3=400 r/min， 軸2=630 r/min，軸1=800r/min。
（2）確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。
表3-1 各軸計算轉(zhuǎn)速
軸 號
Ⅰ 軸
Ⅱ 軸
Ⅲ 軸
計算轉(zhuǎn)速 r/min
800
630
400
（3） 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。3-2。
表3-2 齒輪副計算轉(zhuǎn)速
序號
Z
Z
Z
Z
Z
n
800
800
630
630
400
3.3 齒輪模數(shù)計算及驗(yàn)算
（1）模數(shù)計算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負(fù)荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強(qiáng)度公式進(jìn)行計算，即mj=16338可得各組的模數(shù)，如表3-3所示。
表3-3 模數(shù)
組號
基本組
第一擴(kuò)大組
第二擴(kuò)大組
模數(shù) mm
3
3
3.5
（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`
Z3
Z3`
齒數(shù)
32
40
28
56
24
48
分度圓直徑
96
120
84
168
72
144
齒頂圓直徑
102
126
90
174
78
150
齒根圓直徑
88.5
112.5
76.5
160.5
64.5
136.5
齒寬
24
24
24
24
24
24
按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。計算如下：
① 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算：
接觸應(yīng)力驗(yàn)算公式為
彎曲應(yīng)力驗(yàn)算公式為：
式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動機(jī)功率;
-----計算轉(zhuǎn)速（r/min）. ;
m-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=3（mm）;
B----齒寬（mm）
z----小齒輪齒數(shù)
u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比
-----壽命系數(shù)；
=
----工作期限系數(shù)；
T------齒輪工作期限，這里取T=15000h.;
-----齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）
----基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取=，彎曲載荷取=
m----疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6;
----轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，查【5】2上，取=0.60
----功率利用系數(shù)，查【5】2上，取=0.78
-----材料強(qiáng)化系數(shù)，查【5】2上， =0.60
-----工作狀況系數(shù)，取=1.1
-----動載荷系數(shù)，查【5】2上，取=1
------齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2上，=1
Y------齒形系數(shù)，查【5】2上，Y=0.386；
----許用接觸應(yīng)力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；
---許用彎曲應(yīng)力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；
根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：
=635 Mpa
=78 Mpa
（3）擴(kuò)大組齒輪計算。
第一擴(kuò)大組
齒輪幾何尺寸見下表
齒輪
Z4
Z4`
Z5
Z5`
Z6
Z6`
齒數(shù)
46
37
32
51
20
63
分度圓直徑
138
111
96
153
60
189
齒頂圓直徑
144
117
102
159
66
195
齒根圓直徑
130.5
103.5
88.5
145.5
52.5
181.5
齒寬
24
24
24
24
24
24
第二擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見下表
齒輪
Z5
Z5`
Z6
Z6`
齒數(shù)
66
33
24
75
分度圓直徑
231
115.5
84
262.5
齒頂圓直徑
238
122.5
91
269.5
齒根圓直徑
222.25
106.75
75.25
253.75
齒寬
24
24
24
24
按擴(kuò)大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。
同理根據(jù)基本組的計算，
查文獻(xiàn)【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，
=1，=1，m=3.5，=355；
可求得：
=619 Mpa
=135Mpa
3.4 傳動軸最小軸徑的初定
由【5】式6，傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計算：
d=1.64（mm）
或 d=91（mm）
式中 d---傳動軸直徑（mm）
Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000；
N----該軸傳遞的功率（KW）
----該軸的計算轉(zhuǎn)速
---該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角，==。
各軸最小軸徑如表3-3。
表3-3 最小軸徑
軸 號
Ⅰ 軸
Ⅱ 軸
最小軸徑mm
35
40
第4章 主要零部件的選擇
4.1 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6012
II軸：對稱布置深溝球軸承6009
III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7012C
4.2 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
4.3 主軸彎曲剛度校核
（1）主軸剛度符合要求的條件如下：
a主軸的前端部撓度
b主軸在前軸承處的傾角
c在安裝齒輪處的傾角
(2)計算如下：
前支撐為雙列圓柱滾子軸承，后支撐為角接觸軸承架立放圓柱滾子軸承跨距L=450mm.
當(dāng)量外徑 de==
主軸剛度：
因?yàn)閐i/de=25/285=0.088<0.7,所以孔對剛度的影響可忽略；
ks==2kN/mm
剛度要求：主軸的剛度可根據(jù)機(jī)床的穩(wěn)定性和精度要求來評定
4.4 軸承校核
4.5 潤滑與密封
主軸轉(zhuǎn)速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨(dú)的油管將油引到軸承處。
主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種：
1）密封圈——加密封裝置防止油外流。。
2）疏導(dǎo)——在適當(dāng)?shù)牡胤阶龀龌赜吐?，使油能順利地流回到油箱?
第5章 摩擦離合器(多片式)的計算
設(shè)計多片式摩擦離合器時，首先根據(jù)機(jī)床結(jié)構(gòu)確定離合器的尺寸，如為軸裝式時，外摩擦片的內(nèi)徑d應(yīng)比花鍵軸大2～6mm，內(nèi)摩擦片的外徑D的確定，直接影響離合器的徑向和軸向尺寸，甚至影響主軸箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)布局，故應(yīng)合理選擇。
摩擦片對數(shù)可按下式計算
Z≥2MnK/fb[p]
式中 Mn——摩擦離合器所傳遞的扭矩（N·mm）；
Mn＝955×η/＝955××3×0.98/800＝1.28×（N·mm）;
Nd——電動機(jī)的額定功率（kW）；
——安裝離合器的傳動軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min）；
η——從電動機(jī)到離合器軸的傳動效率；
K——安全系數(shù)，一般取1.3～1.5；
f——摩擦片間的摩擦系數(shù)，由于磨擦片為淬火鋼，查《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》表2-15，取f=0.08；
——摩擦片的平均直徑（mm）;
=（D+d）/2＝67mm;
b——內(nèi)外摩擦片的接觸寬度（mm）；
b=（D-d）/2=23mm；
——摩擦片的許用壓強(qiáng)（N/）；
＝＝1.1×1.00×1.00×0.76＝0.836
——基本許用壓強(qiáng)（MPa），查《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》表2-15，取1.1；
——速度修正系數(shù)
＝n/6×=2.5（m/s）
根據(jù)平均圓周速度查《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》表2-16，取1.00；
——接合次數(shù)修正系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》表2-17，取1.00；
——摩擦結(jié)合面數(shù)修正系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》表2-18，取0.76。
所以 Z≥2MnK/fb[p]＝2×1.28××1.4/（3.14×0.08××23×0.836＝11 臥式銑床反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗確定，一般取
＝0.4＝0.4×11＝4.4
最后確定摩擦離合器的軸向壓緊力Q，可按下式計算：
Q=b(N)＝1.1×3.14××23×1.00＝3.57×
式中各符號意義同前述。
摩擦片的厚度一般取1、1.5、1.75、2（mm），內(nèi)外層分離時的最大間隙為0.2～0.4（mm）,摩擦片的材料應(yīng)具有較高的耐磨性、摩擦系數(shù)大、耐高溫、抗膠合性好等特點(diǎn)，常用10或15鋼，表面滲碳0.3～0.5（mm）,淬火硬度達(dá)HRC52～62。
圖3-5 多片摩擦離合器
5.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計
5.1.1 展開圖設(shè)計
5.1.1.1 齒輪布置
主傳動系統(tǒng)采用集中傳動方式，將全部傳動和變速機(jī)構(gòu)集中在同一個主軸箱內(nèi)，結(jié)構(gòu)緊湊，便于實(shí)現(xiàn)集中操縱，安裝調(diào)整方便。電機(jī)軸與電動機(jī)采用彈性柱銷聯(lián)軸器連接，可一定程度降低定心精度要求，隔離點(diǎn)擊震動。
5.1.1.2 主軸組件設(shè)計
圓錐滾子軸承能同時承受徑向和軸向載荷，成對使用具有軸承數(shù)量少、支撐結(jié)構(gòu)簡單、軸承間隙調(diào)整方便的特點(diǎn)。主軸采用單列圓錐滾子軸承的前中支承為主端深溝球軸承的尾端支承為輔的三支撐結(jié)構(gòu)。用中支撐左側(cè)的螺母同時調(diào)整前中兩個軸承的間隙。
5.1.2 截面圖及軸的空間布置
由于滑移齒輪軸心離箱體壁距離較大，且滑移行程較長，故采用撥叉沿導(dǎo)向桿滑動來操縱滑移齒輪。擺動撥叉通過滑塊與滑動撥叉尾端的槽接觸，滑塊做圓弧運(yùn)動轉(zhuǎn)化為撥叉的滑動，實(shí)現(xiàn)滑移。使用鋼球彈簧作為定位的手柄座可以使操作桿撥動到指定位置即停下并鎖緊，方便工人操作。
5.2 零件驗(yàn)算
5.2.1 主軸剛度
5.2.1.1 主軸支撐跨距的確定
前端懸伸量：主軸前端的懸伸長度，即從主軸外側(cè)前支撐中點(diǎn)（滾錐軸承及向心推力軸承則是接觸角法線與軸線的交點(diǎn)處）到主軸前端的距離。這里選定。
一般最佳跨距，考慮到結(jié)構(gòu)以及支承剛度會因磨損而不斷降低，應(yīng)取跨距比最佳支承跨距 大一些，一般是的倍，再綜合考慮結(jié)構(gòu)的需要，本設(shè)計取。
5.2.1.2 最大切削合力P的確定
最大圓周切削力須按主軸輸出全功率和最大扭矩確定
（4-8）
其中：
——電動機(jī)額定功率()，；
——主傳動系統(tǒng)的總效率，，為各傳動副、軸承的效率，總效率。由前文計算結(jié)果， 。??；
——主軸的計算轉(zhuǎn)速，由前文計算結(jié)果，主軸的計算轉(zhuǎn)速為；
——計算直徑，對于臥式銑床，為最大端銑刀計算直徑，對于工作臺面積為的臥式銑床,其端銑刀的計算直徑及寬度分別為，。
可以得到，
驗(yàn)算主軸組件剛度時，須求出作用在垂直于主軸軸線的平面內(nèi)的最大切削合力。對于臥式升降臺銑床的銑削力，一般按端銑計算。
不妨假設(shè)本銑床進(jìn)給系統(tǒng)的末端傳動副有消隙機(jī)構(gòu)，應(yīng)采用不對稱順銑，則各切削分力、、同的比值可大致認(rèn)為
；
；
。
則，，即與水平面成角，在水平面的投影與成角。
5.2.1.3 切削力作用點(diǎn)的確定
設(shè)切削力的作用點(diǎn)到主軸前支撐的距離為
（4-9）
其中：
——主軸前端的懸伸長度，；
——對于普通升降臺銑床。
可以得到，
5.2.1.4 齒輪驅(qū)動力Q的確定
齒輪傳動軸受輸入扭矩的齒輪驅(qū)動力的作用而產(chǎn)生彎曲變形，當(dāng)齒輪為直齒圓柱齒輪時，其嚙合角，齒面摩
擦角時，其彎曲載荷
（4-10）
其中：
——齒輪傳遞的全功率()，?。?
——該齒輪的模數(shù)、齒數(shù)；
——該傳動軸的計算工況轉(zhuǎn)速。
可以得到，
5.2.1.5 變形量允許值的確定
變形量允許值：對普通機(jī)床前端撓度的允許值，目前廣泛 使用的經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)
（4-11）
其中：
——主軸兩支撐間的距離，。
可以得到，
5.2.1.6 主軸組件的靜剛度驗(yàn)算
圖 4-4 主軸組件縱向視圖力的分布
圖 4-5 主軸組件橫向視圖力的分布
選定如圖的直角坐標(biāo)系，求各力同時作用下，前后軸承負(fù)荷的大小及其方向角，并判定象限。建立方程組計算主軸前后支撐處的支反力。
的方向：
的方向：
在點(diǎn)的水平投影：
在點(diǎn)的垂直投影：
可以得到，
，，
，，
即，方向與軸正方向夾角。
，方向與軸正方向夾角。
前后軸承的負(fù)荷大小與支反力大小相同，方向相反。故前后軸承的負(fù)荷為：
，方向與軸正方向夾角。
，方向與軸正方向夾角。
按軸承的合成負(fù)荷，計算軸承的彈性位移。
滾動軸承的徑向剛度是支承剛度的主要部分，支承剛度還包括軸承環(huán)與軸頸及箱體孔的配合表面間的接觸剛度。預(yù)緊的滾動軸承可以提高剛度。
計算時可以忽略軸承環(huán)與軸頸以及箱體孔之間的接觸剛度。僅以滾動軸承的游隙為零時，承受徑向載荷來計算軸承的徑向剛度，圓錐滾子軸承的徑向剛度
（4-12）
其中：
——滾動體列數(shù)；
——每列中滾動體數(shù)；
——滾子有效長度；
——軸承的徑向負(fù)荷；
——軸承的接觸角。
可以得到，
前后支承軸承的彈性位移，
分別計算各作用力對彈性主軸前端點(diǎn)產(chǎn)生的撓度。
由簡單載荷下簡支軸的變形公式，軸自身變形引起的軸點(diǎn)撓度公式
（4-13）
（4-14）
其中：
——載荷力；
——材料的彈性模量，鋼的；
——分別為軸的的抗彎慣性矩
（4-15）
可以得到，
可以得到，
共同作用下，點(diǎn)的撓度分解
將軸承的彈性位移分解為直角坐標(biāo)分量，并計算它對主軸前端點(diǎn)產(chǎn)生的相應(yīng)撓度值。
點(diǎn)：
點(diǎn)：
在水平面（方向）點(diǎn)產(chǎn)生的撓度：
在垂直面（方向）點(diǎn)產(chǎn)生的撓度：
可以得到，
將主軸組件前端c 點(diǎn)在直角坐標(biāo)上的各分量進(jìn)行代數(shù)疊加后，再合成綜合撓度值并計算其方向角。
分量：
合成：
方向角：
由綜合撓度，可見，故主軸通過校核。
5.2.2 傳動軸剛度
5.2.2.1 齒輪驅(qū)動力Q的確定
齒輪傳動軸同時受輸入扭矩的齒輪驅(qū)動力和輸出扭矩的齒輪驅(qū)動阻力的作用而產(chǎn)生彎曲變形，當(dāng)齒輪為直齒圓柱齒輪，其嚙合角，齒面摩擦角時，其彎曲載荷
（4-16）
其中：
——該齒輪傳遞的全功率，?。?
——該齒輪的模數(shù)和齒數(shù)；
——該傳動軸的計算工況轉(zhuǎn)速；
——該軸輸入扭矩的齒輪計算轉(zhuǎn)速；
——該軸輸出扭矩的齒輪計算轉(zhuǎn)速。
由于軸Ⅲ上有三種不同的驅(qū)動力和三種不同的驅(qū)動阻力，故驅(qū)動力具體的計算結(jié)果在下文討論。
5.2.2.2 變形量允許值的確定
齒輪傳動軸的抗彎剛度驗(yàn)算，包括軸的最大撓度，滾動軸承處及齒輪安裝處的傾角驗(yàn)算。其值均應(yīng)小于允許變形量及，允許變形量可由參考文獻(xiàn)[4]查得。
由參考文獻(xiàn)[3]知，對于傳動軸Ⅱ，僅需要進(jìn)行剛度計算，無須進(jìn)行強(qiáng)度驗(yàn)算。
5.2.2.3 主軸組件的撓度驗(yàn)算
圖5-4 傳動軸II載荷分布
其中是變速組1的驅(qū)動力，且3個驅(qū)動力不能同時作用；是變速組2的驅(qū)動阻力，且3個驅(qū)動阻力不能同時作用。
可以得到
對于輸出驅(qū)動阻力，由于各種情況轉(zhuǎn)速不定，故應(yīng)在選定校核用軸Ⅲ速度以后計算。
為了計算上的簡便，可以近似地以該軸的中點(diǎn)撓度代替最大撓度，其最大誤差不超過3%。
由參考文獻(xiàn)[4]，若兩支承的齒輪傳動軸為實(shí)心的圓形鋼軸，忽略其支承變形，在單位彎曲載荷作用下，其中點(diǎn)撓度
（4-17）
其中：
——兩支承間的跨距，；
——該軸的平均直徑，；
（4-18）
——齒輪的工作位置至較近支撐點(diǎn)的距離；
——輸入扭矩的齒輪在軸的中點(diǎn)引起的撓度；
——輸出扭矩的齒輪在軸的中點(diǎn)引起的撓度；
其余各符號定義與前文一致。
可以得到，
；
；
。
可以得到
故引起的中點(diǎn)撓度最大，在計算合成撓度時使用，進(jìn)行計算。此時軸Ⅲ轉(zhuǎn)速為。
可以得到，
可以得到，
故引起的中點(diǎn)撓度最大，在計算合成撓度時使用，進(jìn)行計算。
由參考文獻(xiàn)[4]，中點(diǎn)的合成撓度
（4-19）
其中：
——被驗(yàn)算軸的中點(diǎn)合成撓度；
——在橫截面上，被驗(yàn)算的軸與其前、后傳動軸連心線的夾角；
——驅(qū)動力和阻力在橫截面上，兩向量合成時的夾角。
（4-20）
可以得到
可以得到
由綜合撓度，可見，滿足要求。
由參考文獻(xiàn)[4]，傳動軸在支承點(diǎn)A、B處的傾角、
（4-21）
可以得到，
可見，滿足要求，故不用計算傳動軸在齒輪處的傾角。
綜上，傳動軸Ⅱ通過校核。
5.2.3 齒輪疲勞強(qiáng)度
驗(yàn)算變速箱中齒輪強(qiáng)度時，選擇相同模數(shù)中承受載荷最大的及齒數(shù)最小的齒輪進(jìn)行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力計算。一般對高速轉(zhuǎn)動的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力，對低速轉(zhuǎn)動的齒輪驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。對硬齒面軟芯的滲淬火齒輪，一定要驗(yàn)算彎曲應(yīng)力。因而此處僅驗(yàn)算與 這對齒輪。
由參考文獻(xiàn)[4]，齒面接觸應(yīng)力
（4-22）
齒根彎曲應(yīng)力
（4-23）
其中：
——初算得到的齒輪模數(shù)，；
——傳遞的額定功率，；
——齒輪的計算轉(zhuǎn)速，
；
——大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比，，外嚙合取“＋”號，內(nèi)嚙合取“－”號；
——小齒輪的齒數(shù)；
——齒寬；
——許用接觸應(yīng)力，由參考文獻(xiàn)[5]表13-16，齒輪材料選用45鋼，高頻淬火，可得；
——許用彎曲應(yīng)力，；
——壽命系數(shù)；
（4-24）
——工作期限系數(shù)；
（4-25）
——齒輪在機(jī)床工作期限內(nèi)的總工作時間，對于中型機(jī)床的齒輪，，取，統(tǒng)一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認(rèn)為，為該變速組的傳動副數(shù)，取，則；
——齒輪的最低轉(zhuǎn)速，??；
——基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，對于鋼和鑄鐵件，接觸載荷取，彎曲載荷取；
——疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取，彎曲載荷對正火、調(diào)質(zhì)及整體淬硬件取，對表面淬硬（高頻、滲碳、氮化等）件?。?
可以得到，
；
——功率利用系數(shù)，??；
——轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，??；
——材料強(qiáng)化系數(shù)，?。?
可以得到，
，
；
——齒向載荷分布系數(shù)，?。?
——動載荷系數(shù)，取；
——工作狀況系數(shù)，考慮載荷沖擊的影響，主運(yùn)動（中等沖擊）?。?
——齒形系數(shù)，取。
可以得到，
可見，，。
綜上，齒輪通過校核。
第6章 主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明
6.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案
設(shè)計主軸變速箱的結(jié)構(gòu)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(jī)構(gòu)、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結(jié)件的結(jié)構(gòu)設(shè)計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設(shè)計由于時間的限制，一0般只畫展開圖。
主軸變速箱是機(jī)床的重要部件。設(shè)計時除考慮一般機(jī)械傳動的有關(guān)要求外，著重考慮以下幾個方面的問題。
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(jié)構(gòu)工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標(biāo)準(zhǔn)化和通用化的原則。
主軸變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計時整個機(jī)床設(shè)計的重點(diǎn)，由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜，設(shè)計中不可避免要經(jīng)過反復(fù)思考和多次修改。在正式畫圖前應(yīng)該先畫草圖。目的是：
1 布置傳動件及選擇結(jié)構(gòu)方案。
2 檢驗(yàn)傳動設(shè)計的結(jié)果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時改正。
3 確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置，以確
定各軸的受力點(diǎn)和受力方向，為軸和軸承的驗(yàn)算提供必要的數(shù)據(jù)。
6.2 展開圖及其布置
展開圖就是按照傳動軸傳遞運(yùn)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。
I軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪。有兩種布置方案，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(nèi)徑的約束，齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑，負(fù)責(zé)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(zhuǎn)動，右邊接通得到三級反向轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)。
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也可以放在其他軸上。制動器不要放在轉(zhuǎn)速太低軸上，以免制動扭矩太大，是制動尺寸增大。
齒輪在軸上布置很重要，關(guān)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。
結(jié)束語
1、本次課程設(shè)計是針對專業(yè)課程基礎(chǔ)知識的一次綜合性應(yīng)用設(shè)計，設(shè)計過程應(yīng)用了《機(jī)械制圖》、《機(jī)械原理》、《工程力學(xué)》等。
2、本次課程設(shè)計充分應(yīng)用了以前所學(xué)習(xí)的知識，并應(yīng)用這些知識來分析和解決實(shí)際問題。
3、本次課程設(shè)計進(jìn)一步掌握了一般設(shè)計的設(shè)計思路和設(shè)計切入點(diǎn)，同時對機(jī)械部件的傳動設(shè)計和動力計算也提高了應(yīng)用各種資料和實(shí)際動手的能力。
4、本次課程設(shè)計進(jìn)一步規(guī)范了制圖要求，掌握了機(jī)械設(shè)計的基本技能。
5、本次課程設(shè)計由于學(xué)習(xí)知識面的狹窄和對一些概念的理解不夠深刻，以及缺乏實(shí)際設(shè)計經(jīng)驗(yàn)，使得設(shè)計黨中出現(xiàn)了許多不妥和錯誤之處，誠請老師給予指正和教導(dǎo)。
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