1寧XX 大學課 程 設 計 (論 文 )X5032 立式銑床主傳動結構設計所 在 學 院專 業(yè)班 級姓 名學 號指 導 老 師年 月 日2摘 要本設計著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設計步驟和設計方法，根據(jù)已確定的運動參數(shù)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(shù)目，簡化結構，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)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:傳動系統(tǒng)設計,傳動副，結構網(wǎng)，結構式，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 6第 2 章 銑床參數(shù)的擬定.72.1 銑床主參數(shù)和基本參數(shù) .72.2 銑床的變速范圍 R 和級數(shù) Z 72.3 確定級數(shù)主要其他參數(shù) .72.3.1 擬定主軸的各級轉速 .72.3.2 主電機功率—— 動力參數(shù)的確定 .72.3.3 確定結構式 72.3.4 確定結構網(wǎng) 92.3.5 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 92.4 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 11第 3 章 傳動件的計算.133.1 帶傳動設計 133.1.1 計算設計功率 Pd 133.1.2 選擇帶型 143.1.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 153.1.4 確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 163.1.5 確定帶的根數(shù) z.163.1.6 確定帶輪的結構和尺寸 173.1.7 確定帶的張緊裝置 1753.1.8 計算壓軸力 173.2 計算轉速的計算 193.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 193.4 傳動軸最小軸徑的初定 23第 4 章 主要零部件的選擇.244.1 軸承的選擇 244.2 鍵的規(guī)格 244.3 主軸彎曲剛度校核 245.2.軸承校核 .254.5 潤滑與密封 25第 5 章 摩擦離合器(多片式)的計算 255.1 結構設計 275.1.1 展開圖設計 .275.1.2 截面圖及軸的空間布置 .275.2 零件驗算 285.2.1 主軸剛度 .285.2.2 傳動軸剛度 .335.2.3 齒輪疲勞強度 .36第 6 章 主軸箱結構設計及說明.396.1 結構設計的內容、技術要求和方案 396.2 展開圖及其布置 39結束語.40參考文獻.416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(chǎn)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《機械系統(tǒng)設計》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(jù)總體設計參數(shù)，進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。（3）根據(jù)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(jīng)濟技術評價。（2）編制設計計算說明書。7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)X5032 立式銑床主傳動結構設計銑床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：假設 Z=18,Nmin=40rpm，公比 =1.26，電機功率為 3.5KW，工作臺尺寸為 320X1000?2.2 銑床的變速范圍 R 和級數(shù) Z20minax??由公式 R= ，其中 =1.26，R=50.8，可以計算 z=181Z??2.3 確定級數(shù)主要其他參數(shù)2.3.1 擬定主軸的各級轉速依據(jù)題目要求選級數(shù) 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(shù)列可直接從標準的數(shù)列表中查出，按標準轉速數(shù)列為：40,50,63,80,100,125,160,200,250,315，400，500，630，800，1000，1250，1600,20002.3.2 主電機功率——動力參數(shù)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(chǎn)需要，又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。根據(jù)題設條件電機功率為 3.5KW（由于查不到 3.5KW 的三相異步電機，故選擇標準4KW 的三相異步電機）可選取電機為：Y112M-4 額定功率為 4KW，滿載轉速為 1440r/min.2.3.3 確定結構式將主軸轉速級數(shù) 分解因子，可能的方案有：18Z?第一行 92?29??第二行 333218??8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)構成了主軸的 18 級轉速。這樣的方案能夠省掉一根軸，但有一個傳動組內將出現(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，操縱機構必須實現(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，操縱機構也相對簡單。因此，在主軸轉速為 18 級的分級變速系統(tǒng)設計中，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 與它的計算轉速 決定了傳cnPT/950? cn遞轉矩 T。一般情況下，從電動機到主軸為降速傳動。即所謂的“近電機高轉速” ，從而計算轉速 也較高，那么需要傳遞的轉矩就較小，尺寸也較小。根據(jù)傳動副的“前cn多后少”原則，即將傳動副較多的變速組安排在靠近電動機處，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，還可以使變速箱結構緊湊。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2318??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，由于基本組與擴大組之間的排列順序不同，又將衍生出 6231??種不同的方案。6 種方案的結構式如下：○ 1 1268○ 2 31628??○ 3 16218??○ 4 31??○ 5 9○ 6 93在這 6 個方案中，首先應對各個方案變速組的變速范圍進行驗算。在一般情況下，變速范圍最大的是最后一個擴大組，所以只需要對最后一個擴大組的變速范圍進行校驗。設計機床的變速系統(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4/1min?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)，2ax?所以取 。故，在一般情況下變速組的變速范圍應滿足以下條件：5.2max?i910~8)/(minax??r在 、 、 、 這四種方案中，最后一個擴大組都是 ，其變速范圍：○ 1 ○ 2 ○ 3 ○ 4 63max6)13()13()1(226.2 rrxp ???????所以不滿足傳動組的極限變速范圍要求。在 、 這兩種方案中，最后一個擴大組都是 ，其變速范圍：○ 5 ○ 6 92826.19)()(22 ?????xpr?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，結構式為： ?！?5 93182.3.4 確定結構網(wǎng)畫出結構網(wǎng)如下：(變速系統(tǒng)共需 4 根軸，其中Ⅳ軸為主軸)Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ133 92圖 3-1 結構網(wǎng)102.3.5 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(jù)系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖 2-3：1-2 軸最小中心距：A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和:S zmin(Zmax+2+D/m)11圖 2-3 主傳動系統(tǒng)圖2.4 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)(1)Sz 100-120,中型機床 Sz=70-100?(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-20?（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內取模數(shù)相等，據(jù)設計要求 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） 確定各變速組內齒輪齒數(shù)由以上確定的各個傳動比，根據(jù)參考文獻[1]表 5-2，有：a 變速組○ 112， ， 1?ai1.26ia2??1.58i2a3??時， =…，58，60，62，64，66，68，70，72，74，76，…a1zS時， =…，56 ，59，61，63，65，66， 68，70，72，74，….26ia?z時， =…57，59，60，62，65，67，70，72，73，75，…158a3zS可知， =70 和 72 是共同適用的，可取 =72。再由參考文獻 [1]表 5-2 查出各z zS對齒輪副中小齒輪的齒數(shù)為：36、32 和 28。則：； ；28/4i3a?' 32/40zi2a?' 32/40i2a1?'b 變速組○ 2， ， 1.6b 1.58b2?3.175b3?時， =…，70，72，74，75，77，79，81，82，83，84，…2ib1?zS時， =…，70，72，73，75，77，78，80，82，83，85，….58b2z時， =…，66，67，70，71，75，79，80，83，84，87，…317ib?zS可取 =83，查出齒輪齒數(shù)為：37、32、和 20。zS； ；46/37i2b1?' 32/51zi2b?' 20/63zi3b?'c 變速組○ 3， 41i6c1??12i3c2??時， =…，80，84，85，95，96，99，100，104，105，…c1zS13時， =…，92，93，95，96，98，99，101，102，104，…12ic?zS可取 =99，查出齒輪齒數(shù)為：20 和 33。則：zS；20/79ic1?' 6/3zi2c2?'第 3 章 傳動件的計算3.1 帶傳動設計輸出功率 P=4kW,轉速 n1=1440r/min,n2=1000r/min3.1.1 計算設計功率 Pd edAdPK?表 4 工作情況系數(shù) 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 1.314載荷變動小帶式運輸機（運送砂石、谷物） ，通風機（ ） ；發(fā)電機；旋7.5kW?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載荷變動很大破碎機（旋轉式、顎式等） ；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機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《機械設計》P 296表 4，取 KA＝1.1。即 1.4.kWdAedPK???3.1.2 選擇帶型普通 V 帶的帶型根據(jù)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。15根據(jù)算出的 Pd＝4.4kW 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。3.1.3 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(jù) 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 75 125 200 355 500 21 240=1.,01.4=dd??由《機械設計》P 295表 13-4 查“V 帶輪的基準直徑” ，得 =140mm2d① 誤差驗算傳動比： （ 為彈性滑動率）2101.4()(2%)di??????A ?誤差 符合要求1.40%.5i????A② 帶速 10v=7.43/66dnms??16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。3.1.7 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。3.1.8 計算壓軸力由《機械設計》P303 表 13－12 查得，A 型帶的初拉力 F0＝117.83N，上面已得到=172.63o，z=4，則1a1a172.632sin=4.8sinN=940.72ooFz???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。18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(shù) 外徑 d a 32° ≤ 60 - - - - - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 36° 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38° 對應的基準直徑 d d - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 輪 槽 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 。 19（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(jù)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） .3.2 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=127.031r/min，jmi)13/(??z取100r/min。(2). 傳動軸的計算轉速 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速。表 3-1 各軸計算轉速（3） 確定齒輪副的計算轉速。3-2。表 3-2 齒輪副計算轉速序號 Z1Z 2Z3Z `4Z5n j800 800 630 630 4003.3 齒輪模數(shù)計算及驗算（1）模數(shù)計算。一般同一變速組內的齒輪取同一模數(shù)，選取負荷最重的小齒輪，按軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計算轉速 r/min 800 630 40020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(shù)，如321][)(jjmnuzP???表 3-3 所示。表 3-3 模數(shù)（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` Z3 Z3`齒數(shù) 32 40 28 56 24 48分度圓直徑 128 160 112 224 96 192齒頂圓直徑 136 168 120 232 104 200齒根圓直徑 118 150 102 214 86 182齒寬 24 24 24 24 24 24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：組號 基本組 第一擴大組 第二擴大組模數(shù) mm 4 4 521??wswMPaBYnzmNK?????)(109235式中 N----傳遞的額定功率（kW） ，這里取 N 為電動機功率;-----計算轉速（ r/min）. ;jnm-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=4（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)；sK=sTnNKq----工作期限系數(shù)；TmTC016?T------齒輪工作期限，這里取 T=15000h.;-----齒輪的最低轉速（r/min）1n----基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取 =0C0C710C612?m----疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取 m=3；彎曲載荷取 m=6;----轉速變化系數(shù)，查【5】2 上，取 =0.60nKnK----功率利用系數(shù)，查 【5】2 上，取 =0.78N N-----材料強化系數(shù)，查【5】2 上， =0.60q q-----工作狀況系數(shù)，取 =1.13K3K-----動載荷系數(shù)，查【5】2 上，取 =12------齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2 上， =1 1 1K22Y------齒形系數(shù)，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(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa j????j?=78 Mpaww（3）擴大組齒輪計算。第一擴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 184 148 128 204 80 252齒頂圓直徑 192 156 136 212 88 260齒根圓直徑 174 138 118 194 70 242齒寬 24 24 24 24 24 24第二擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z5 Z5` Z6 Z6`齒數(shù) 66 33 20 79分度圓直徑 330 165 100 395齒頂圓直徑 340 175 110 405齒根圓直徑 317.5 152.5 87.5 382.523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(jù)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：=619 Mpa j????j?=135Mpa ww3.4 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24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6012II軸：對稱布置深溝球軸承6009III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7012C4.2 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 []0.250.1sy????b 主軸在前軸承處的傾角 []rad??容 許 值 軸 承c 在安裝齒輪處的傾角 .容 許 值 齒(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.軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸最小軸徑 mm 35 4025當量外徑 de= =21D?m2851045?主軸剛度：因為 di/de=25/285=0.0880.7,所以孔對剛度的影響可忽略；ks= =2kN/mm344424 10)5(1.023)(1034 ????????aldAi剛度要求：主軸的剛度可根據(jù)機床的穩(wěn)定性和精度要求來評定5.2.軸承校核????610()1739hCLThnP????4.5 潤滑與密封主軸轉速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨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——在適當?shù)牡胤阶龀龌赜吐?，使油能順利地流回到油箱。?5 章 摩擦離合器( 多片式)的計算設計多片式摩擦離合器時，首先根據(jù)機床結構確定離合器的尺寸，如為軸裝式時，外摩擦片的內徑 d 應比花鍵軸大 2～6mm，內摩擦片的外徑 D 的確定，直接影響離合器的徑向和軸向尺寸，甚至影響主軸箱內部結構布局，故應合理選擇。摩擦片對數(shù)可按下式計算Z≥2MnK/ f b[p]?20D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）;41djn410510Nd——電動機的額定功率（kW） ；26——安裝離合器的傳動軸的計算轉速（r/min） ；jnη——從電動機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《機床設計指導》表2-15，取 f=0.08；——摩擦片的平均直徑（mm）;0D=（ D+d）/2＝67mm;b——內外摩擦片的接觸寬度（mm） ；b=（D-d）/2=23mm；——摩擦片的許用壓強（N/ ） ；??p2m＝ ＝1.1×1.00×1.00×0.76＝0.8360t????vKmz——基本許用壓強（MPa） ，查《 機床設計指導》表 2-15，取 1.1；0t——速度修正系數(shù)v＝ n/6× =2.5（m/s）p?02D41根據(jù)平均圓周速度 查《機床設計指導》表 2-16，取 1.00；pv——接合次數(shù)修正系數(shù)，查《機床設計指導》表 2-17，取 1.00；mK——摩擦結合面數(shù)修正系數(shù)，查《機床設計指導》表 2-18，取 0.76。z所以 Z≥2MnK/ f b[p]＝2×1.28× ×1.4/（3.14×0.08× ×23×0.836＝11 ?0D510267立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kP＝ 0.4 ＝0.4×11＝4.4 kPdN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＝3.57×0tp?????2DvK267510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） ，內外層分離時的最大間隙為0.2～0.4（mm）,摩擦片的材料應具有較高的耐磨性、摩擦系數(shù)大、耐高溫、抗膠合性好等特點，常用 10 或 15 鋼，表面滲碳 0.3～0.5（mm）,淬火硬度達 HRC52～62。27圖 3-5 多片摩擦離合器5.1 結構設計5.1.1 展開圖設計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構集中在同一個主軸箱內，結構緊湊，便于實現(xiàn)集中操縱，安裝調整方便。電機軸與電動機采用彈性柱銷聯(lián)軸器連接，可一定程度降低定心精度要求，隔離點擊震動。5.1.1.2 主軸組件設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、支撐結構簡28（4-8）單、軸承間隙調整方便的特點。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構。用中支撐左側的螺母同時調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，滑塊做圓弧運動轉化為撥叉的滑動，實現(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 零件驗算5.2.1 主軸剛度5.2.1.1 主軸支撐跨距 的確定l前端懸伸量 ：主軸前端的懸伸長度，即從主軸外側前支撐中點（滾錐軸承及向心C推力軸承則是接觸角法線與軸線的交點處）到主軸前端的距離。這里選定 。60mC?一般最佳跨距 ，考慮到結構以及支承剛度會因磨損而不02~3(108)ml?斷降低，應取跨距 比最佳支承跨距 大一些，一般是 的 倍，再綜合考慮結l0l1.25~構的需要，本設計取 。76l5.2.1.2 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t 429510()dtjNDn????其中：——電動機額定功率( )， ；dNKWd——主傳動系統(tǒng)的總效率， ， 為各傳動副、軸承的效率，總效?? 1ni????i率 。由前文計算結果， 。取 ；0.7~85? 90.8.0.3??0.8???——主軸的計算轉速 ，由前文計算結果，主軸的計算轉速為jn(r/min)；.92r/mi——計算直徑 ，對于立式銑床， 為最大端銑刀計算直徑，對于工作jD)jD臺面積為 的立式銑床 ,其端銑刀的計算直徑及寬度分別為2301?29（4-9）（4-10）， 。10mjD?60B?可以得到， 429510.83921.7N7tP???驗算主軸組件剛度時，須求出作用在垂直于主軸軸線的平面內的最大切削合力 。P對于立式升降臺銑床的銑削力，一般按端銑計算。不妨假設本銑床進給系統(tǒng)的末端傳動副有消隙機構，應采用不對稱順銑，則各切削分力 、 、 同 的比值可大致認為VPHatP；0.95372.8NVtP?；41H。.6.at則 ， ，即 與水平面成20.983HVtPP???4.t???P?角， 在水平面的投影與 成 角。60??H5?5.2.1.3 切削力作用點的確定設切削力 的作用點到主軸前支撐的距離為 Ps(m)scw??其中：——主軸前端的懸伸長度， ；c60——對于普通升降臺銑床 。wB可以得到， 12s??5.2.1.4 齒輪驅動力 Q 的確定齒輪傳動軸受輸入扭矩的齒輪驅動力 的作用而產(chǎn)生彎曲變形，當齒輪為直齒圓柱Q齒輪時，其嚙合角 ，齒面摩20???擦角 時，其彎曲載荷5.7??? 72.10(N)mzn??其中：——齒輪傳遞的全功率( )，取 ；NKW4——該齒輪的模數(shù) 、齒數(shù)；,mz(——該傳動軸的計算工況轉速 。n(r/in可以得到，30（4-11）740.82.13.6KN392Q???5.2.1.5 變形量允許值的確定變形量允許值：對普通機床前端撓度的允許值 ，目前廣泛 使用的經(jīng)驗數(shù)據(jù)0[]y??0.2myl?()其中：——主軸兩支撐間的距離， 。l 76l?可以得到， ??0.20.52y??5.2.1.6 主軸組件的靜剛度驗算圖 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系，求各力同時作用下，前后軸承負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：Fxcoscos0PBQAFxFx????????的 方向：yininyy??在 點的水平投影：MB1寧XX 大學課 程 設 計 (論 文 )X5032 立式銑床主傳動結構設計所 在 學 院專 業(yè)班 級姓 名學 號指 導 老 師年 月 日2摘 要本設計著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設計步驟和設計方法，根據(jù)已確定的運動參數(shù)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(shù)目，簡化結構，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)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:傳動系統(tǒng)設計,傳動副，結構網(wǎng)，結構式，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 6第 2 章 銑床參數(shù)的擬定.72.1 銑床主參數(shù)和基本參數(shù) .72.2 銑床的變速范圍 R 和級數(shù) Z 72.3 確定級數(shù)主要其他參數(shù) .72.3.1 擬定主軸的各級轉速 .72.3.2 主電機功率—— 動力參數(shù)的確定 .72.3.3 確定結構式 72.3.4 確定結構網(wǎng) 92.3.5 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 92.4 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 11第 3 章 傳動件的計算.133.1 帶傳動設計 133.1.1 計算設計功率 Pd 133.1.2 選擇帶型 143.1.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 153.1.4 確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 163.1.5 確定帶的根數(shù) z.163.1.6 確定帶輪的結構和尺寸 173.1.7 確定帶的張緊裝置 1753.1.8 計算壓軸力 173.2 計算轉速的計算 193.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 193.4 傳動軸最小軸徑的初定 23第 4 章 主要零部件的選擇.244.1 軸承的選擇 244.2 鍵的規(guī)格 244.3 主軸彎曲剛度校核 245.2.軸承校核 .254.5 潤滑與密封 25第 5 章 摩擦離合器(多片式)的計算 255.1 結構設計 275.1.1 展開圖設計 .275.1.2 截面圖及軸的空間布置 .275.2 零件驗算 285.2.1 主軸剛度 .285.2.2 傳動軸剛度 .335.2.3 齒輪疲勞強度 .36第 6 章 主軸箱結構設計及說明.396.1 結構設計的內容、技術要求和方案 396.2 展開圖及其布置 39結束語.40參考文獻.416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(chǎn)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《機械系統(tǒng)設計》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(jù)總體設計參數(shù)，進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。（3）根據(jù)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(jīng)濟技術評價。（2）編制設計計算說明書。7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)X5032 立式銑床主傳動結構設計銑床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：假設 Z=18,Nmin=40rpm，公比 =1.26，電機功率為 3.5KW，工作臺尺寸為 320X1000?2.2 銑床的變速范圍 R 和級數(shù) Z20minax??由公式 R= ，其中 =1.26，R=50.8，可以計算 z=181Z??2.3 確定級數(shù)主要其他參數(shù)2.3.1 擬定主軸的各級轉速依據(jù)題目要求選級數(shù) 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(shù)列可直接從標準的數(shù)列表中查出，按標準轉速數(shù)列為：40,50,63,80,100,125,160,200,250,315，400，500，630，800，1000，1250，1600,20002.3.2 主電機功率——動力參數(shù)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(chǎn)需要，又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。根據(jù)題設條件電機功率為 3.5KW（由于查不到 3.5KW 的三相異步電機，故選擇標準4KW 的三相異步電機）可選取電機為：Y112M-4 額定功率為 4KW，滿載轉速為 1440r/min.2.3.3 確定結構式將主軸轉速級數(shù) 分解因子，可能的方案有：18Z?第一行 92?29??第二行 333218??8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)構成了主軸的 18 級轉速。這樣的方案能夠省掉一根軸，但有一個傳動組內將出現(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，操縱機構必須實現(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，操縱機構也相對簡單。因此，在主軸轉速為 18 級的分級變速系統(tǒng)設計中，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 與它的計算轉速 決定了傳cnPT/950? cn遞轉矩 T。一般情況下，從電動機到主軸為降速傳動。即所謂的“近電機高轉速” ，從而計算轉速 也較高，那么需要傳遞的轉矩就較小，尺寸也較小。根據(jù)傳動副的“前cn多后少”原則，即將傳動副較多的變速組安排在靠近電動機處，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，還可以使變速箱結構緊湊。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2318??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，由于基本組與擴大組之間的排列順序不同，又將衍生出 6231??種不同的方案。6 種方案的結構式如下：○ 1 1268○ 2 31628??○ 3 16218??○ 4 31??○ 5 9○ 6 93在這 6 個方案中，首先應對各個方案變速組的變速范圍進行驗算。在一般情況下，變速范圍最大的是最后一個擴大組，所以只需要對最后一個擴大組的變速范圍進行校驗。設計機床的變速系統(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4/1min?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)，2ax?所以取 。故，在一般情況下變速組的變速范圍應滿足以下條件：5.2max?i910~8)/(minax??r在 、 、 、 這四種方案中，最后一個擴大組都是 ，其變速范圍：○ 1 ○ 2 ○ 3 ○ 4 63max6)13()13()1(226.2 rrxp ???????所以不滿足傳動組的極限變速范圍要求。在 、 這兩種方案中，最后一個擴大組都是 ，其變速范圍：○ 5 ○ 6 92826.19)()(22 ?????xpr?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，結構式為： ?！?5 93182.3.4 確定結構網(wǎng)畫出結構網(wǎng)如下：(變速系統(tǒng)共需 4 根軸，其中Ⅳ軸為主軸)Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ133 92圖 3-1 結構網(wǎng)102.3.5 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(jù)系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖 2-3：1-2 軸最小中心距：A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和:S zmin(Zmax+2+D/m)11圖 2-3 主傳動系統(tǒng)圖2.4 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)(1)Sz 100-120,中型機床 Sz=70-100?(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-20?（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內取模數(shù)相等，據(jù)設計要求 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） 確定各變速組內齒輪齒數(shù)由以上確定的各個傳動比，根據(jù)參考文獻[1]表 5-2，有：a 變速組○ 112， ， 1?ai1.26ia2??1.58i2a3??時， =…，58，60，62，64，66，68，70，72，74，76，…a1zS時， =…，56 ，59，61，63，65，66， 68，70，72，74，….26ia?z時， =…57，59，60，62，65，67，70，72，73，75，…158a3zS可知， =70 和 72 是共同適用的，可取 =72。再由參考文獻 [1]表 5-2 查出各z zS對齒輪副中小齒輪的齒數(shù)為：36、32 和 28。則：； ；28/4i3a?' 32/40zi2a?' 32/40i2a1?'b 變速組○ 2， ， 1.6b 1.58b2?3.175b3?時， =…，70，72，74，75，77，79，81，82，83，84，…2ib1?zS時， =…，70，72，73，75，77，78，80，82，83，85，….58b2z時， =…，66，67，70，71，75，79，80，83，84，87，…317ib?zS可取 =83，查出齒輪齒數(shù)為：37、32、和 20。zS； ；46/37i2b1?' 32/51zi2b?' 20/63zi3b?'c 變速組○ 3， 41i6c1??12i3c2??時， =…，80，84，85，95，96，99，100，104，105，…c1zS13時， =…，92，93，95，96，98，99，101，102，104，…12ic?zS可取 =99，查出齒輪齒數(shù)為：20 和 33。則：zS；20/79ic1?' 6/3zi2c2?'第 3 章 傳動件的計算3.1 帶傳動設計輸出功率 P=4kW,轉速 n1=1440r/min,n2=1000r/min3.1.1 計算設計功率 Pd edAdPK?表 4 工作情況系數(shù) 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 1.314載荷變動小帶式運輸機（運送砂石、谷物） ，通風機（ ） ；發(fā)電機；旋7.5kW?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載荷變動很大破碎機（旋轉式、顎式等） ；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機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《機械設計》P 296表 4，取 KA＝1.1。即 1.4.kWdAedPK???3.1.2 選擇帶型普通 V 帶的帶型根據(jù)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。15根據(jù)算出的 Pd＝4.4kW 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。3.1.3 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(jù) 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 75 125 200 355 500 21 240=1.,01.4=dd??由《機械設計》P 295表 13-4 查“V 帶輪的基準直徑” ，得 =140mm2d① 誤差驗算傳動比： （ 為彈性滑動率）2101.4()(2%)di??????A ?誤差 符合要求1.40%.5i????A② 帶速 10v=7.43/66dnms??16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。3.1.7 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。3.1.8 計算壓軸力由《機械設計》P303 表 13－12 查得，A 型帶的初拉力 F0＝117.83N，上面已得到=172.63o，z=4，則1a1a172.632sin=4.8sinN=940.72ooFz???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。18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(shù) 外徑 d a 32° ≤ 60 - - - - - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 36° 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38° 對應的基準直徑 d d - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 輪 槽 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 。 19（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(jù)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） .3.2 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=127.031r/min，jmi)13/(??z取100r/min。(2). 傳動軸的計算轉速 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速。表 3-1 各軸計算轉速（3） 確定齒輪副的計算轉速。3-2。表 3-2 齒輪副計算轉速序號 Z1Z 2Z3Z `4Z5n j800 800 630 630 4003.3 齒輪模數(shù)計算及驗算（1）模數(shù)計算。一般同一變速組內的齒輪取同一模數(shù)，選取負荷最重的小齒輪，按軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計算轉速 r/min 800 630 40020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(shù)，如321][)(jjmnuzP???表 3-3 所示。表 3-3 模數(shù)（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` Z3 Z3`齒數(shù) 32 40 28 56 24 48分度圓直徑 128 160 112 224 96 192齒頂圓直徑 136 168 120 232 104 200齒根圓直徑 118 150 102 214 86 182齒寬 24 24 24 24 24 24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：組號 基本組 第一擴大組 第二擴大組模數(shù) mm 4 4 521??wswMPaBYnzmNK?????)(109235式中 N----傳遞的額定功率（kW） ，這里取 N 為電動機功率;-----計算轉速（ r/min）. ;jnm-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=4（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)；sK=sTnNKq----工作期限系數(shù)；TmTC016?T------齒輪工作期限，這里取 T=15000h.;-----齒輪的最低轉速（r/min）1n----基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取 =0C0C710C612?m----疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取 m=3；彎曲載荷取 m=6;----轉速變化系數(shù)，查【5】2 上，取 =0.60nKnK----功率利用系數(shù)，查 【5】2 上，取 =0.78N N-----材料強化系數(shù)，查【5】2 上， =0.60q q-----工作狀況系數(shù)，取 =1.13K3K-----動載荷系數(shù)，查【5】2 上，取 =12------齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2 上， =1 1 1K22Y------齒形系數(shù)，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(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa j????j?=78 Mpaww（3）擴大組齒輪計算。第一擴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 184 148 128 204 80 252齒頂圓直徑 192 156 136 212 88 260齒根圓直徑 174 138 118 194 70 242齒寬 24 24 24 24 24 24第二擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z5 Z5` Z6 Z6`齒數(shù) 66 33 20 79分度圓直徑 330 165 100 395齒頂圓直徑 340 175 110 405齒根圓直徑 317.5 152.5 87.5 382.523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(jù)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：=619 Mpa j????j?=135Mpa ww3.4 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24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6012II軸：對稱布置深溝球軸承6009III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7012C4.2 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 []0.250.1sy????b 主軸在前軸承處的傾角 []rad??容 許 值 軸 承c 在安裝齒輪處的傾角 .容 許 值 齒(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.軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸最小軸徑 mm 35 4025當量外徑 de= =21D?m2851045?主軸剛度：因為 di/de=25/285=0.0880.7,所以孔對剛度的影響可忽略；ks= =2kN/mm344424 10)5(1.023)(1034 ????????aldAi剛度要求：主軸的剛度可根據(jù)機床的穩(wěn)定性和精度要求來評定5.2.軸承校核????610()1739hCLThnP????4.5 潤滑與密封主軸轉速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨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——在適當?shù)牡胤阶龀龌赜吐?，使油能順利地流回到油箱。?5 章 摩擦離合器( 多片式)的計算設計多片式摩擦離合器時，首先根據(jù)機床結構確定離合器的尺寸，如為軸裝式時，外摩擦片的內徑 d 應比花鍵軸大 2～6mm，內摩擦片的外徑 D 的確定，直接影響離合器的徑向和軸向尺寸，甚至影響主軸箱內部結構布局，故應合理選擇。摩擦片對數(shù)可按下式計算Z≥2MnK/ f b[p]?20D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）;41djn410510Nd——電動機的額定功率（kW） ；26——安裝離合器的傳動軸的計算轉速（r/min） ；jnη——從電動機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《機床設計指導》表2-15，取 f=0.08；——摩擦片的平均直徑（mm）;0D=（ D+d）/2＝67mm;b——內外摩擦片的接觸寬度（mm） ；b=（D-d）/2=23mm；——摩擦片的許用壓強（N/ ） ；??p2m＝ ＝1.1×1.00×1.00×0.76＝0.8360t????vKmz——基本許用壓強（MPa） ，查《 機床設計指導》表 2-15，取 1.1；0t——速度修正系數(shù)v＝ n/6× =2.5（m/s）p?02D41根據(jù)平均圓周速度 查《機床設計指導》表 2-16，取 1.00；pv——接合次數(shù)修正系數(shù)，查《機床設計指導》表 2-17，取 1.00；mK——摩擦結合面數(shù)修正系數(shù)，查《機床設計指導》表 2-18，取 0.76。z所以 Z≥2MnK/ f b[p]＝2×1.28× ×1.4/（3.14×0.08× ×23×0.836＝11 ?0D510267立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kP＝ 0.4 ＝0.4×11＝4.4 kPdN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＝3.57×0tp?????2DvK267510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） ，內外層分離時的最大間隙為0.2～0.4（mm）,摩擦片的材料應具有較高的耐磨性、摩擦系數(shù)大、耐高溫、抗膠合性好等特點，常用 10 或 15 鋼，表面滲碳 0.3～0.5（mm）,淬火硬度達 HRC52～62。27圖 3-5 多片摩擦離合器5.1 結構設計5.1.1 展開圖設計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構集中在同一個主軸箱內，結構緊湊，便于實現(xiàn)集中操縱，安裝調整方便。電機軸與電動機采用彈性柱銷聯(lián)軸器連接，可一定程度降低定心精度要求，隔離點擊震動。5.1.1.2 主軸組件設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、支撐結構簡28（4-8）單、軸承間隙調整方便的特點。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構。用中支撐左側的螺母同時調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，滑塊做圓弧運動轉化為撥叉的滑動，實現(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 零件驗算5.2.1 主軸剛度5.2.1.1 主軸支撐跨距 的確定l前端懸伸量 ：主軸前端的懸伸長度，即從主軸外側前支撐中點（滾錐軸承及向心C推力軸承則是接觸角法線與軸線的交點處）到主軸前端的距離。這里選定 。60mC?一般最佳跨距 ，考慮到結構以及支承剛度會因磨損而不02~3(108)ml?斷降低，應取跨距 比最佳支承跨距 大一些，一般是 的 倍，再綜合考慮結l0l1.25~構的需要，本設計取 。76l5.2.1.2 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t 429510()dtjNDn????其中：——電動機額定功率( )， ；dNKWd——主傳動系統(tǒng)的總效率， ， 為各傳動副、軸承的效率，總效?? 1ni????i率 。由前文計算結果， 。取 ；0.7~85? 90.8.0.3??0.8???——主軸的計算轉速 ，由前文計算結果，主軸的計算轉速為jn(r/min)；.92r/mi——計算直徑 ，對于立式銑床， 為最大端銑刀計算直徑，對于工作jD)jD臺面積為 的立式銑床 ,其端銑刀的計算直徑及寬度分別為2301?29（4-9）（4-10）， 。10mjD?60B?可以得到， 429510.83921.7N7tP???驗算主軸組件剛度時，須求出作用在垂直于主軸軸線的平面內的最大切削合力 。P對于立式升降臺銑床的銑削力，一般按端銑計算。不妨假設本銑床進給系統(tǒng)的末端傳動副有消隙機構，應采用不對稱順銑，則各切削分力 、 、 同 的比值可大致認為VPHatP；0.95372.8NVtP?；41H。.6.at則 ， ，即 與水平面成20.983HVtPP???4.t???P?角， 在水平面的投影與 成 角。60??H5?5.2.1.3 切削力作用點的確定設切削力 的作用點到主軸前支撐的距離為 Ps(m)scw??其中：——主軸前端的懸伸長度， ；c60——對于普通升降臺銑床 。wB可以得到， 12s??5.2.1.4 齒輪驅動力 Q 的確定齒輪傳動軸受輸入扭矩的齒輪驅動力 的作用而產(chǎn)生彎曲變形，當齒輪為直齒圓柱Q齒輪時，其嚙合角 ，齒面摩20???擦角 時，其彎曲載荷5.7??? 72.10(N)mzn??其中：——齒輪傳遞的全功率( )，取 ；NKW4——該齒輪的模數(shù) 、齒數(shù)；,mz(——該傳動軸的計算工況轉速 。n(r/in可以得到，30（4-11）740.82.13.6KN392Q???5.2.1.5 變形量允許值的確定變形量允許值：對普通機床前端撓度的允許值 ，目前廣泛 使用的經(jīng)驗數(shù)據(jù)0[]y??0.2myl?()其中：——主軸兩支撐間的距離， 。l 76l?可以得到， ??0.20.52y??5.2.1.6 主軸組件的靜剛度驗算圖 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系，求各力同時作用下，前后軸承負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：Fxcoscos0PBQAFxFx????????的 方向：yininyy??在 點的水平投影：MB