最大加工直徑為Ф400mm普通車床主軸變速箱設(shè)計_2

目錄 1.車床參數(shù)的擬定 - -2 1.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù) -2 1.1.1 擬定參數(shù)的步驟和方法 -2 2.運(yùn)動設(shè)計 - -4 2.1 傳動結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇確定 -4 2.1.1 傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目 -4 2.1.2 傳動系統(tǒng)擴(kuò)大順序的安排 -4 2.1.3 繪制結(jié)構(gòu)網(wǎng) -4 2.1.4 傳動組的變速范圍的極限值 -5 2.1.5 最大擴(kuò)大組的選擇 -5 2.2 轉(zhuǎn)速圖的擬定 -6 2.2.1 主電機(jī)的選定 -6 2.3 齒輪齒數(shù)的確定及傳動系統(tǒng)圖的繪制 -7 2.3.1 齒輪齒數(shù)的確定的要求 -7 2.3.2 變速傳動組中齒輪齒數(shù)的確定 -8 3.強(qiáng)度計算和結(jié)構(gòu)草圖設(shè)計 - -11 3.1 確定 計算轉(zhuǎn)速 -11 3.1.1 主軸的計算轉(zhuǎn)速 -11 3.1.2 中間傳動件的計算轉(zhuǎn)速 -11 3.1.3 齒輪的計算轉(zhuǎn)速 -12 3.2 傳動軸的估算和驗算 -12 3.2.1 傳動軸直徑的估算 -12 3.2.2 主軸的設(shè)計與計算 -13 3.2.3 主軸材料與熱處理 -16 3.3 齒輪模數(shù)的估算和計算 -16 3.3.1 齒輪模數(shù)的估算 -16 3.3.2 齒輪模數(shù)的驗算 -19 3.4 軸承的選擇與校核 -21 3.4.1 一般傳動軸上的軸承選擇 -21 3.4.2 主軸軸承的類型 -22 3.4.3 軸承間隙調(diào)整 -22 3.4.4 軸承的校核 -23 3.5 摩擦離合器的選擇與驗算 -23 3.5.1 按扭矩選擇 -24 3.5 摩擦離合器的選擇與驗算 -24 3.5.1 按扭矩選擇 -24 3.5.2 外摩擦片的內(nèi)徑 d- -25 3.5.3 選擇摩擦片尺寸 (自行設(shè)計 )-25 3.5.4計算摩擦面的對數(shù) Z-25 3.5.5 摩擦片片數(shù) -25 1 參考文獻(xiàn) - -26 1.車床參數(shù)的擬定 1.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù) 1.1.1擬定參數(shù)的步驟和方法 1）極限切削速度 Vmax、 Vmin 根據(jù)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(zhì)合金刀具粗加工鑄鐵工 件 30 50 硬質(zhì)合金刀具半精或精加工碳鋼工件 150 300 螺紋加工和鉸孔 3 8 根據(jù)給出條件，取 Vmax=150 m/min 螺紋加工和鉸孔時取 Vmin=4 m/min 2）主軸的極限轉(zhuǎn)速 計算車床主軸極限轉(zhuǎn)速時的加工直徑，按經(jīng)驗分別取 K=0.5,Rn=0.25。則主軸極限轉(zhuǎn)速應(yīng)為： 取標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列數(shù)值，即maxn=1250r/min 在 minn 中考慮車螺紋和鉸孔時，其加工的最大直徑應(yīng)根據(jù)實際加工 情況選取 50mm左右。 minn = 8.314014.3 41 0 0 01 0 0 0m a xm in d vr/min 取標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列數(shù)值，即 minn =28r/min 轉(zhuǎn)速范圍 Rn=minmaxnn 轉(zhuǎn)速范圍 Rn=minmaxnn = 281250 =44.64r/min 取 41.1 Z=41.1lg64.44lg1lglg1 nR =12 m i n/1 1 4 625.05.04 0 01 4 1 5.3 1 8 01 0 0 01 0 0 01 0 0 0m i nm a x rD k R nvdvn m a zm a z 2 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。并選級數(shù) Z=12，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： 28， 40， 56， 80， 112， 160， 224， 315， 450， 630， 900， 1250 3）主軸轉(zhuǎn)速級數(shù) Z和公比 已知 Rn=minmaxnn Rn= Z-1 且 Z= 2a x3b a、 b 為正整數(shù)，即 Z 應(yīng)可以分 解為 2 和 3 的因子，以便用 2、 3 聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速。 取 Z=12 級 則 Z=22 3 m inm a x1 nnR Zn 11241.1 8.43 Rn maxn=1250 minn =28 Rn=minmaxnn =44.64 綜合上述可得：主傳動部件的運(yùn)動參數(shù) 1250max n minn =28 Z=12 =1.41 4）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。 中型普通車床典型重切削條件下的用量 刀具材料： YT15 工件材料 45 號鋼，切削方式：車削外圓 查表可知：切深 ap=3.5mm 進(jìn)給量 f(s)=0.35mm/r 切削 速度 V=90m/min 功率估算法用的計算公式 a 主切削力： Fz=1900apf0.75=1900 35.05.3 0.75=3026N b 切削功率： N 切 =61200VFZKW=61200903026 KW=4.45KW c 估算主電機(jī)功率： N=總切N =8.045.4 =5.5KW 可選取電機(jī)為： Y132S-4 額定功率為 5.5KW，滿載 轉(zhuǎn)速為 1440r/min. 3 2.運(yùn)動設(shè)計 2.1 傳動結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇確定 2.1.1 傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目 級數(shù)為 Z的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳遞組組成，各傳動組分別有 Z1、 Z2、 Z3、個傳動副 .即 Z=Z1Z2Z3 傳動副數(shù)由于結(jié)構(gòu)的限制以 2 或 3為適合，即變速級數(shù) Z應(yīng)為 2和 3的因子： 即 Z=2a 3b 實現(xiàn) 12 級主軸轉(zhuǎn)速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副的組合 : 1) 12=3 4 2) 12=4 3 3) 12=3 2 2 4) 12=2 3 2 5) 12=2 2 3 按照傳動副“前多后少”的原則選擇 Z=3 2 2 這一方案，但主軸換向采用雙向片式摩擦離合器結(jié)構(gòu)，致使軸的軸向尺寸過大，所以此方案不宜采用，而應(yīng)先擇12=2 3 2。 方案 4）是比較合理的 12=2 3 2 2.1.2 傳動系統(tǒng)擴(kuò)大順序的安排 12=2 3 2的傳動副組合，其傳動組的擴(kuò)大順序又可以有 6 種形式： 1) 12=21 32 26 2) 12=21 34 22 3) 12=23 31 26 4) 12=26 31 23 5) 12=22 34 21 6) 12=26 32 21 根據(jù)級比指數(shù)分配要“前密后疏”的原則，應(yīng)選用 Z=12 23 62這一方案，然而對于我們所設(shè)計的結(jié)構(gòu)將會出現(xiàn)兩個問題： 第一變速組采用降速傳動時，由于摩擦離合器徑向結(jié)構(gòu)尺寸限制，使得軸上的齒輪直徑不能太小，軸上的 齒輪則會成倍增大。這樣，不僅使 -軸間中心距加大，而且 -軸間的中心距也會輥大，從而使整個傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)尺寸增大。這種傳動不宜采用。 如果第一變速組采用升速傳動，則軸至主軸間的降速傳動只能同后兩個變速組承擔(dān)。為了避免出現(xiàn)降速比小于允許的杉限值，常常需要增加一個定比降速傳動組，使系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜。這種傳動也不是理想的。 如果采用 Z=32 13 62這一方案則可解決上述存在的問題。 4 2.1.3 繪制結(jié)構(gòu)網(wǎng) 圖 2.1 結(jié)構(gòu)網(wǎng) 2.1.4 傳動組的變速范圍的極限值 齒輪傳動最小 傳動比 Umin 1/4,最大傳動比 Umax 2 ,決定了一個傳動組的最大變速范圍 rmax=umax/umin 8 。 因此，要按照下表，淘汰傳動組變速范圍超過極限值的所有傳動方案。 極限傳動比及指數(shù) X,X,值為： 表 2.1 公比 極限傳動比指數(shù) 1.41 X值： Umin=x1 =1/4 4 X,值： Umax= x, =2 2 (X+ X,)值： rmin= x+x =8 6 2.1.5最大擴(kuò)大組的選擇 正常連續(xù)的順序擴(kuò)大組的傳動的傳動結(jié)構(gòu)式為： Z=Z11 Z2Z1 Z3Z1 Z2 最后擴(kuò)大組的變速范圍 按照 r 8 原則，導(dǎo)出系統(tǒng)的最大級數(shù) Z 和變速范圍 Rn 為： 5 表 2.2 Z3 2 3 1.41 Z=12 Rn=44 Z=9 Rn=15.6 最后擴(kuò)大組的傳動副數(shù)目 Z3=2 時的轉(zhuǎn)速范圍遠(yuǎn)比 Z3=3 時大 因此 ，在機(jī)床設(shè)計中，因要求的 R較大，最后擴(kuò)大組應(yīng)取 2 更為合適。 同時，最后傳動組與最后擴(kuò)大組往往是一致的。安裝在主軸與主軸前一傳動軸的具有極限或接近傳動比的齒輪副承受最大扭距，在結(jié)構(gòu)上可獲得較為滿意的處理，這也就是最后傳動組的傳動副經(jīng)常為 2 的另一原因。 2.2 轉(zhuǎn)速圖的擬定 運(yùn)動參數(shù)確定以后，主軸各級轉(zhuǎn)速就已知，切削耗能確定了電機(jī)功率。在此基礎(chǔ)上，選擇電機(jī)型號，確定各中間傳動軸的轉(zhuǎn)速，這樣就擬定主運(yùn)動的轉(zhuǎn)速圖，使主運(yùn)動逐步具體化。 2.2.1主電機(jī)的選定 1）電機(jī)功率 N： 中型機(jī)床上，一般都采用三相交流異步電 動機(jī)作為動力源。 根據(jù)機(jī)床切削能力的要求確定電機(jī)功率： N=5.5KW 2） 電機(jī)轉(zhuǎn)速dn： 選用時，要使電機(jī)轉(zhuǎn)速dn與主軸最高轉(zhuǎn)速maxn和 I軸轉(zhuǎn)速相近或相宜，以免采用過大的升速或過小的降速傳動。 dn=1440r/min 3）分配降速比 : 該車床主軸傳動系統(tǒng)共設(shè)有四個傳動組其中有一個是帶傳動。根據(jù)降速比分配應(yīng)“前慢后快”的原則以及摩擦離合 器的工作速度要求，確定各傳動組最小傳動比。 u 總 = minn / En =28/1440=1/51.4 分配總降速傳動比時，要考慮是否增加定比傳動副，以使轉(zhuǎn)速數(shù)列符合標(biāo)準(zhǔn)和有利于減小齒數(shù)和減小徑向與軸向尺寸，必須按“前慢后快”的原則給串聯(lián)的各變速器分配最小傳動比。 a 決定軸 -的最小降速傳動比主軸上的齒輪希望大一些，能起到飛輪的作用，所以最后一個變速組的最小降速傳動比取極限 1/4，公比 =1.41， 1.414=4，因此從 軸的 最下點向上 4 格，找到上對應(yīng)的點，連接對應(yīng)的兩點即為 -軸的最小傳動比。 b 決定其余變速組的最小傳動比根據(jù)“前慢后快”的原則，軸 -間變速組取umin=1/ 3，即從軸向上 3格，同理，軸 -間取 u=1/ 3，連接各線。 6 c 根據(jù)個變速組的傳動比連線按基本組的級比指數(shù) x0=3，第一擴(kuò)大組的級比指數(shù)x1=1，第二擴(kuò)大組的級比指數(shù) x3=6,畫出傳動系統(tǒng)圖如 2.2 所示 圖 2.2 轉(zhuǎn)速圖 2.3 齒輪齒數(shù)的確定及傳動系統(tǒng)圖的繪制 2.3.1齒輪齒數(shù)的確定 的要求 可用計算法或查表確定齒輪齒數(shù)，后者更為簡便，根據(jù)要求的傳動比 u 和初步定出的傳動副齒數(shù)和ZS，查表即可求出小齒輪齒數(shù)。 選擇時應(yīng)考慮： 1.傳動組小齒輪應(yīng)保證不產(chǎn)生根切。對于標(biāo)準(zhǔn)齒輪，其最小齒數(shù) min minZZ=17 2.齒輪的齒數(shù)和ZS不能太大，以免齒輪尺寸過大而引起機(jī)床結(jié)構(gòu)增大，一般推薦齒數(shù)和ZS 100-120，常選用在 100 之內(nèi)。 3.同一變速組中的各對齒輪，其中心距必須保證相等。 4.保證強(qiáng)度和防止熱處理變形過大，齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚 5. 保證主軸的轉(zhuǎn)速誤差在規(guī)定的范圍之內(nèi)。 圖 2.3 齒輪的壁厚 7 2.3.2 變速傳動組中齒輪齒數(shù)的確定 1）確定齒輪齒數(shù) 1. 用計 算法確定第一個變速組中各齒輪的齒數(shù) Zj+Zj =ZSZj/Zj =uj 其中 Zj 主動齒輪的齒數(shù) Zj 被動齒輪的齒數(shù) uj 一對齒輪的傳動比 ZS 一對齒輪的齒數(shù)和 為了保證不產(chǎn)生根切以及保證最小齒輪裝到軸上或套筒上具有足夠的強(qiáng)度，最小齒輪必然是在降速比最大的傳動副上出現(xiàn)。 把 Z1 的齒數(shù)取大些： 取 Z1=Zmin=20 則 Z2=85.2/12021 uZ=58 齒數(shù)和ZS=Z1+Z2=20+58=78 同樣根據(jù)公式 Z3= 4Z =39 2. 用查表法確定第二變速組的齒數(shù) a 首先在 u1、 u2、 u3 中找出最小齒數(shù)的傳動比 u1 b 為了避免根切和結(jié)構(gòu)需要，取 Zmin=24 c 查表找到 u1=1/1.413 的倒數(shù) 2.82 的行找到 Zmin=24 查表最小齒數(shù)和為 92 d 找出可能的齒數(shù)和ZS的各種數(shù)值，這些數(shù)值必須同時滿足各傳動比要求的齒輪齒數(shù) 能同時滿足三個傳動比要求的齒數(shù)和有 ZS=92 96 99 102 e 確定合理的齒數(shù)和 ZS=102 依次可以查得 Z5=27 Z6=75 Z7=34 Z8=68 Z9=42 Z10=60 8 同理可得其它的齒輪如下表所示： 表 2.3 變速組 第一變速組 第二變速組 第三變速組 齒數(shù)和 78 102 114 齒輪 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14 齒數(shù) 20 58 39 39 24 78 34 68 42 60 23 91 76 38 2）驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差 由于確定的齒輪齒數(shù)所得的實際轉(zhuǎn)速與傳動設(shè)計的理論轉(zhuǎn)速難以完全相符，需要驗算主軸各級轉(zhuǎn)速，最大 誤差不得超過 10( -1)%。 主軸各級實際轉(zhuǎn)速值用下式計算 n實 =nE (1- ) ua ub uc ud 其中 滑移系數(shù) =0.2 ua ub uc ud分別為各級的傳動比 12/45 轉(zhuǎn)速誤差用主軸實際轉(zhuǎn)速與標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速相對誤差的絕對值表示 n=實際標(biāo)準(zhǔn)實際 n nn 10( -1)% n 實 1=1440 0.625 0.98 0.35 0.35 0.25=27.8 n= (27.8-28)/28 =0.7% 同樣其他的實際轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)速誤差如下 : 表 2.4 主軸轉(zhuǎn)速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 n10 n11 n12 標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速 28 40 56 80 112 160 224 315 450 630 900 1250 實際轉(zhuǎn)速 27.8 39.8 55.7 79.6 111.2 159.3 223.6 314.5 445.6 628.4 897.8 1244.9 轉(zhuǎn)速誤差 0.7 0.5 0.5 0.5 0.7 0.4 0.1 0.2 0.9 0.3 0.2 0.4 轉(zhuǎn)速誤差滿足要求。 3） 齒輪的布置 為了使變速箱結(jié)構(gòu)緊湊以 及考慮主軸適當(dāng)?shù)闹С芯嚯x和散熱條件，其齒輪的布置如下圖 2.4 所示。 4）繪制主傳動系統(tǒng)圖 按照主傳動轉(zhuǎn)速圖以及齒輪齒數(shù)繪制主傳動系統(tǒng)圖如下 2.5 所示 圖 2.4 齒輪結(jié)構(gòu)的布置 9 圖 2.5 主傳動系統(tǒng)圖 3 .強(qiáng)度計算和結(jié)構(gòu)草圖設(shè)計 3.1 確定計算轉(zhuǎn)速 3.1.1主軸的計算轉(zhuǎn)速 nj=nmin z/3-1 z=12 nj=nmin 3 =28 2.82=79r/min 3.1.2中間傳動件的計算轉(zhuǎn)速 軸上的 6級轉(zhuǎn)速分別為： 112、 160、 224、 315、 450、 630r/min.主軸在 79r/min以上都可以傳遞全部功率。 10 軸經(jīng) Z13-Z14傳遞到主軸，這時從 112r/min 以上的轉(zhuǎn)速全部功率，所以確定最低轉(zhuǎn)速 112r/min 為軸的計算轉(zhuǎn)速。按上述的方法從轉(zhuǎn)速圖中分別可找到計算轉(zhuǎn)速：軸為 315r/min,軸為 900r/min,電動機(jī)軸為 1440r/min. 3.1.3齒輪的計算轉(zhuǎn)速 Z10安裝在軸上，從轉(zhuǎn)速圖可見 Z10齒輪本身有 6 種轉(zhuǎn)速 ，其要傳遞全部的功率的計算轉(zhuǎn)速為 112r/min。 同樣可以確定其余齒輪的轉(zhuǎn)速如下表 3.1 所示： 表 3.1 3.2 傳動軸的估算和驗算 3.2.1 傳動軸直徑的估算 傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下列公式估算傳動軸直徑： 4 94 jnNd mm 其中： N 該傳動軸的輸 入功率 dNN KW Nd 電機(jī)額定功率； 從電機(jī)到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積 jn 該傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 r/min 每米長度上允許的扭轉(zhuǎn)角 (deg/m),可根據(jù)傳動軸的要求選取如表3.2 所示 表 3.2 剛度要求 允許的扭轉(zhuǎn)角 主 軸 一般的傳動軸 較低的傳動軸 0.5 1 1 1.5 1.5 2 對于一般的傳動軸，取 =1.5 28.596.05.5 dNN KW jn=900 r/min 齒輪 Z1 Z Z Z Z Z Z Z Z Z1 Z1 Z1 Z1 Z1 計算轉(zhuǎn)速 900 315 900 900 315 112 315 112 315 112 150 160 112 112 11 5.285.1100040090028.59141dmm 取 321 dmm 25.5995.096.05.52 dNN KW jn=425 r/min 42 5.11 00 04 003 1525.591d=37 mm 取 362 d 20.599.09 9 5.096.05.53 dNN KW jn=150 2.425.1100 040015020.59143dmm 463 d 采用花鍵軸結(jié)構(gòu)，即將估算的傳動軸直徑 d減小 7%為花鍵軸的直徑，在選相近的標(biāo)準(zhǔn)花鍵。 d1 =29.3 0.93=27.0 d2 =34.5 0.93=32.0 d3 =42.2 0.93=40.0 查表可以選取花鍵的型號其尺寸 )741 1 4 4( GBbdDZ 分別為 1d 軸取 6-28 32 7 2d 軸取 8-32 36 6 3d軸取 8-42 46 80 3.2.2 主軸的設(shè)計與計算 主軸組件結(jié)構(gòu)復(fù)雜，技術(shù)要求高。安裝工件的主軸參與切削成形運(yùn)動，此，它的精度和性能性能直接影響加工質(zhì)量（加工精度與表面粗糙度）。 1）主軸直徑的選擇 查表可 以選取前支承軸頸直徑 D1=90 mm 后支承軸頸直徑 D2=(0.7 0.85)D1=63 77 mm 12 選取 D2=70 mm 2）主軸內(nèi)徑的選擇 車床主軸由于要通過棒料，安裝自動卡盤的操縱機(jī)構(gòu)及通過卸頂尖的頂桿必須是空心軸。 確定孔徑的原則是在滿足對空心主軸孔徑要求和最小壁厚要求以及不削弱主軸剛度的要求盡可能取大些。 推薦：普通車床 d/D(或 d1/D1)=0.55 0.6 其中 D 主軸的平均直徑， D= (D1+D2)/2 d1 前軸頸處內(nèi)孔直徑 d=(0.55 0.6)D=44 48 mm 所以，內(nèi)孔直徑取 45mm 3）前錐孔尺寸 前錐孔用來裝頂尖或其它工具錐柄，要求能自鎖，目前采用莫氏錐孔。選擇如下： 莫氏錐度號取 5號 標(biāo)準(zhǔn)莫氏錐度尺寸 大端直徑 D=44.399 4）主軸前端懸伸量的選擇 確定主軸懸伸量 a 的原則是在滿足結(jié)構(gòu)要求的前提下，盡可能取小值。 主軸懸伸量與前軸頸直徑之比 a/D=0.6 1.5 a=(0.6 1.5)D1=54 135 mm 所以，懸伸量取 100mm 5）主軸合理跨距 和最佳跨距選擇 根據(jù)表 3-14 見金屬切削機(jī)床設(shè)計計算前支承剛度 AK 。 前后軸承均用 3182100 系列軸承，并采用前端定位的方式。 查表 4.111700 DK A AK =1700 901.4=9.26 105 N/mm 因為后軸承直徑小于前軸承，取 4.1BAKKKB =6.61 105N/mm 13 )1(61)(030BAKKaLaL 其中 BAKK為參變量 綜合變量3aKEIA 其中 E 彈性模量，取 E=2.0 105 N/mm2 I 轉(zhuǎn)動慣量， I= (D4-d4)/64=3.14 (804-454)=1.81 106mm4 3aKEIA = 35 65 1001026.9 1081.1100.2 =0.3909 由圖 3-34中，在橫坐標(biāo)上找出 =0.3909的點向上 作垂線與 4.1BAKK的斜線相交，由交點向左作水平線與縱坐標(biāo)軸相交，得 L0/a=2.5。 所以最佳跨距 L0 L0=2.5a=2.5 100=250 mm 又因為合理跨距的范圍 L 合理 =(0.75 1.5)L0=187.5 375 mm 所以取 L=260 mm 6）主軸剛度的驗算 對于一般機(jī)床主軸，主要進(jìn)行剛度驗算，通常能滿足剛度要求的主軸也能滿足強(qiáng)度要求。 對于一般受彎矩作用的主軸，需要進(jìn)行彎矩剛度驗算。主要驗算主軸軸端 的位移y 和前軸承處的轉(zhuǎn)角 A。 圖 3.1 主軸支承的簡化 切削力 Fz=3026N 撓度 yA=EI aLaFz 3 )(2 14 =6521081.1100.23 )1 0 02 6 0(1 0 03 0 2 6 =0.01 y=0.0002L=0.0002 260=0.052 yA y 傾角 A=EI aLFa 6 )32( =65 101 81100.26)1 0032 602(1 003 02 6 =0.00011 前端裝有圓柱滾子軸承，查表 A=0.001rad A A 符合剛度要求。 3.2.3 主軸材料與熱處理 材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)到 220 250HBS，主軸端部錐孔、定心軸頸或定心圓錐面等部位局部淬硬至 HRC50 55，軸徑應(yīng)淬硬。 3.3 齒輪模數(shù)的估算和計算 3.3.1齒輪模數(shù)的估算 根據(jù)齒輪彎曲疲勞的估算： 332jznNm mm 齒面點蝕的估算： 3370jnNA mm 其中jn為大齒輪的計算轉(zhuǎn)速， A 為齒輪中心距。 由中心距 A及齒數(shù) 1z 、 2z 求出模數(shù)：212 zz Amj mm 根據(jù)估算所得m和jm中較大的值，選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。 1）齒數(shù)為 32 與 64 的齒輪 N=5.28KW 85.14 2 532 28.532 3 m mm 3370jnNA 15 = 5.8542528.5370 3 mm 212 zz Amj 78.164325.852 mm 取模數(shù)為 2 2）齒數(shù)為 56 與 40 的齒輪 54.18505628.532 3 mmm 3370jnNA = 68185028.5370 3 mm 212 zz Amj 42.14056682 mm 取模數(shù)為 2 3）齒數(shù)為 27 與 75 的齒輪 N=5.25KW 48.21 5 07525.532 3 mmm 3370jnNA = 12115025.5370 3 mm 212 zz Amj 37.275271212 mm 取模數(shù)為 2.5 4）齒數(shù)為 34 與 68 的齒輪 N=525KW 16 29.22126825.532 3 mmm 3370jnNA = 8.10721225.5370 3 mm 212 zz Amj 11.268348.1072 mm 取模數(shù)為 2.5 5）齒數(shù)為 42 與 60 的齒輪 N=5.25KW 12.23006025.532 3 mmm 3370jnNA = 1.9630025.5370 3 mm 212 zz Amj 88.160421.962 mm 取模數(shù)為 2.5 6）齒數(shù)為 23 與 91 的齒輪 N=5.20KW 32.215091 20.532 3 m mm 3370jnNA = 0.12115020.5370 3 mm 212 zz Amj 12.291230.1212 mm 取模數(shù)為 2.5 17 7）齒數(shù)為 76 與 38 的齒輪 N=5.20KW 46.21 5 07620.532 3 mmm 3370jnNA = 6.12015020.5370 3 mm 212 zz Amj 12.238766.1202 mm 取模數(shù)為 2.5 3.3.2 齒輪模數(shù)的驗算 結(jié)構(gòu)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，才可能核驗齒輪的接觸疲勞和彎曲疲勞強(qiáng)度值是否滿足要求。 根據(jù)齒輪的接觸疲勞計算齒輪模數(shù)公式為： 3 221321)1(16300jjmSjnizNKKKKim mm 根據(jù)齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度計算齒輪模數(shù)公式為： 275 1 321 jm snYzNKKKKmmm 式中： N-計算齒輪傳遞的額定功率 JN-計算齒輪（小齒輪）的計算轉(zhuǎn)速 r/min m -齒寬系數(shù)mbm， m 常取 6 10； 1z -計算齒輪的齒數(shù)，一般取傳動中最小齒輪的齒數(shù)； i -大齒輪與 小齒輪的齒數(shù)比， 112 zzi；“ +”用于外嚙合，“ -”號用于內(nèi)嚙合； Ks -壽命系數(shù)， qNnr KKKKKs ； 3.5 TK -工作期限系數(shù)， mT CnTK060 ； 3.6 18 齒輪等傳動件在接觸和彎曲交變載荷下的疲勞曲線指數(shù) m和基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù) Co n-齒輪的最低轉(zhuǎn)速 r/min； T-預(yù)定的齒輪工作期限，中型機(jī)床推薦： T=15000 20000h； nK-轉(zhuǎn)速變化系數(shù) NK-功率利用系數(shù) qK-材料強(qiáng)化系數(shù)。幅值低的交變我荷可使金屬材料的晶粒邊界強(qiáng)化，起著阻止疲勞細(xì)縫擴(kuò)展的作用； SK（壽命系數(shù)）的極限minmax , SS KK當(dāng)m i nm i nm a x SSSSS KKKKKK 時，取時，則取； 1K -工作情況系數(shù)。中等沖擊的主運(yùn)動： 1K =1.2 1.6； 2K -動載荷系數(shù) 3K-齒向載荷分布系數(shù) Y-齒形系數(shù)； 、 j -許用彎曲、接觸應(yīng)力 MPa 1)齒數(shù)為 32與 64 的齒輪 28.5N KW 64322 mzd mm 節(jié)圓速度 85.26 0 0 0 0 8 5 0646 0 0 0 0 ndV m/s 由表 8可得：取精度等級為 7級 。 2K =1.2 2.11 K 21.073211 mm z 由表 9得：3K=1 qNnr KKKKKs mT CnTK060 43.410 1 7 0 0 08 5 06037 TKnK=0.71 60.0wK78.0qK47.178.060.071.043.4 Ks 由表可知 maxKKS 所以 取 Ks=0.6 由表 11 許用應(yīng)力知，可取齒輪材料為 45 整淬 19 =1100MPa j =320MPa 由表 10可知 可查得 Y=0.45 3 221321)1(16300jjmSjnizNKKKKim89.18501100326432728.56.012.12.1)13264(1 6 3 0 0 322jm 275 1 321 jm snYzNKKKKm51.13 2 08 5 0745.032 28.56.012.12.12 7 5 m 所以 模數(shù)取 2適合要求。 同樣可以校核其它齒輪的模數(shù)也符合要求。 3.4 軸承的選擇與校核 機(jī)床傳動軸常用的滾動軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升。空載功率和噪音等方面，球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越。而且滾錐軸承對軸的剛度、支承孔的加工精度要求都比較高，異常球軸承用 得更多。但滾錐軸承的內(nèi)外圈可以公開。裝配方便，間隙容易調(diào)整。所以有時在沒有軸向力時，也常采用這種軸承。選擇軸承的型式和尺寸，首先取決于承載能力，但也要考慮其它結(jié)構(gòu)條件。即要滿足承載能力要求，又要符合孔的加工工藝，可以用輕、中、或重系列的軸承來達(dá)到支承孔直徑的安排要求。花鍵軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個應(yīng)小于花鍵的內(nèi)徑，一般傳動軸承選用 G級精度。 3.4.1一般傳動軸上的軸承選擇 在傳動軸上選擇 6200 系列的深溝球軸承，其具體的型號和尺寸如下表 3.3 所示 表 3.3 傳動軸 軸承型號 6205 7206 7207 軸承尺寸 25 52 30 55 35 72 3.4.2主軸軸承的類型 主軸的前軸承選取 3182100 系列雙列向心短圓柱滾子軸承。這種軸承承載能力大，內(nèi)孔有 1： 12 錐度，磨擦系數(shù)小，溫升低，但不能承受軸向力，必須和能承受軸向力的軸承配合使用，因此整個部件支承結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜。 20 圖 3.1 3.4.3 軸承間隙調(diào)整 為了提高主軸回 轉(zhuǎn)精度和剛度，主軸軸承的間隙應(yīng)能調(diào)整。把軸承調(diào)到合適的負(fù)間隙，形成一定的預(yù)負(fù)載，回轉(zhuǎn)精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗振性也有改善。預(yù)負(fù)載使軸承內(nèi)產(chǎn)生接觸變形，過大的預(yù)負(fù)載對提高剛度沒有明顯效果，而磨損發(fā)熱量和噪聲都會增大，軸承壽命將因此而降低。 調(diào)整結(jié)構(gòu)形式如下圖所示： 21 圖 3.2 調(diào)整說明： 轉(zhuǎn)動調(diào)整螺母，使內(nèi)圈向大端移動。 特點：結(jié)構(gòu)簡單。移動量完全靠經(jīng)驗，一旦調(diào)整過緊，難以把內(nèi)圈退回。 3.4.4軸承的較核 1) 滾動軸承的疲勞壽命驗算 hTFKKKK CfLlHnHpAnh 500 或 NCFKKKKffClHnHpAnhj hL 額定壽命 (h) C 額定動載荷 (N) jC 動載荷