最大加工直徑為400mm普通車床的主傳動部件設(shè)計(jì)【55KW40-180014112】

1、機(jī)制課程設(shè)計(jì)說明書題目：最大加工直徑為400mm普通車床的主傳動部件設(shè)計(jì) 姓名：學(xué)號： 班級：機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動化 指導(dǎo)老師:2016年1月6號一、機(jī)床課程設(shè)計(jì)的的目的-1-二、課程設(shè)計(jì)題目、設(shè)計(jì)任務(wù)及設(shè)計(jì)要求-1-三、傳動方案擬定-2-3.1、主軸級數(shù)的擬定-2-3.2選擇辭力機(jī)-3 -3.3、選擇結(jié)構(gòu)式-3-3.4、擬定轉(zhuǎn)速圖-4-3.4.1、確定傳動軸軸數(shù)-4-3.4.2、確定各級轉(zhuǎn)速并繪制轉(zhuǎn)速圖-4-3.5、確定各變速組變數(shù)副齒數(shù)-7-3.6、傳動系統(tǒng)圖-9-3.7、確定主軸、各傳動軸和齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速-9-3.7、核算主軸的轉(zhuǎn)速誤差-10-3.8、傳動軸傳遞的額定功率和扭矩-10-四

2、、齒輪設(shè)計(jì)-11-4.1、齒輪模數(shù)的估算-11-4.2、齒輪模數(shù)的驗(yàn)算-13-4.3、直齒圓柱齒輪的應(yīng)力驗(yàn)算-14-五、帶傳云力設(shè)計(jì)-17 -六 傳云力軸的校核-19-6.1、傳動軸的直徑以及花鍵選擇-19-6.2、傳動軸的校核-20-6.3、傳動軸ii的最大撓度計(jì)算-21-6.4、傳動軸ii的在支承處的傾角計(jì)算-23-七、軸承的壽命校核-24-八、主軸組件靜剛度的校核-25-8.1、兩支承主軸組件的最佳跨距-25-8.3、兩支承主軸組件的靜剛度驗(yàn)算-28-8.4、主軸材料與熱處理-30-8.5、頭部尺寸的選擇-31-九、艽他-31-金屬切削機(jī)床課程設(shè)計(jì)說明書一、機(jī)床課程設(shè)計(jì)的的目的機(jī)床課程設(shè)

3、計(jì)是在金屬切削機(jī)床課程之后進(jìn)行的實(shí)踐性教學(xué)環(huán) 節(jié)，其目的在于通過機(jī)床運(yùn)動機(jī)械變速傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，是學(xué)生 在擬定的傳動和結(jié)構(gòu)方案過程中，得到設(shè)計(jì)構(gòu)思、方案分析、結(jié)構(gòu)工 藝性、機(jī)械制圖、零件計(jì)算、編寫技術(shù)文件和查閱技術(shù)資料等方面的 綜合訓(xùn)練，樹立正確的設(shè)計(jì)思想，掌握基本的設(shè)計(jì)方法，并培養(yǎng)學(xué)生 具存初步的結(jié)構(gòu)分析、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和計(jì)算能力。、課程設(shè)計(jì)題目、設(shè)計(jì)任務(wù)及設(shè)計(jì)要求課程設(shè)計(jì)題目：最大加工直徑為400mm普通車床的主傳動部件設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)任務(wù)：1、擬定出一個(gè)完整的和合理的轉(zhuǎn)速圖與傳動系統(tǒng)圖。2、初算與驗(yàn)算并最后確定有關(guān)傳動件的結(jié)構(gòu)尺寸。3、進(jìn)行主運(yùn)動軸系、變速機(jī)構(gòu)、主軸組件、箱體、操縱機(jī)構(gòu)、 潤滑和

4、密封等的布置并進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。4、編寫設(shè)計(jì)說明書 設(shè)計(jì)要求：1、主軸最低轉(zhuǎn)速為40轉(zhuǎn)/分、轉(zhuǎn)速級數(shù)為12級、主電機(jī)功率為5.5kw,其余自定。2、主電機(jī)可以選擇丫系列電機(jī)、也可以使用直流電機(jī)和交流變 頻電機(jī)。3、最好采用特殊形式的變速系統(tǒng)。4、所有的圖紙都必須符合國家制定的六項(xiàng)基礎(chǔ)標(biāo)準(zhǔn)。圖面應(yīng)正 確、完整、美觀。5、說明書一律用規(guī)定的紙張按一定的格式單面書寫、要求簡明 扼要、文字精煉、語句通順、字跡工整、圖文并茂、裝訂成冊。三、傳動方案擬定最高轉(zhuǎn)速n3.1、主軸級數(shù)的擬定max = 1000vmax 17id mm r/min對于臥式車床，如用dmax表示床身上的最大回轉(zhuǎn)直徑（即主要參 數(shù)），通

5、?？扇∽畲蠛妥钚〖庸ぶ睆絛max =0.50.6，d min =0.20.25 d max， 其中最大加t直徑=400mm。對于一般車床來 說匕狀在 150-300r/min,所以取 vmax=300r/min。nmax = 1000vmax/;zrfniin=1000*300/5.14*400*0.6*0.25=1592r/min,取標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列轉(zhuǎn)速n胃=1600r/m i n=由于 z=12,所以公比 41=1.066n min 40查表（金屬切削機(jī)床）表7-1，首先找到40,然后每跳過5個(gè)數(shù)取一 個(gè)數(shù)，即可得到公比為1. 41的數(shù)列：40、 56、 80、 112、 160、 224、 31

6、5、 450、 630、 900、 1250、 1800 共12級轉(zhuǎn)速。蹤合上述可得：主傳動部件的運(yùn)動參數(shù) nlsoor/min nmin=40r/min z=124)=1.413.2選擇電動機(jī)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。選擇電動機(jī)的原則有 兩點(diǎn)： 考慮電動機(jī)的主要性能(啟動、超載及調(diào)速等)、額定功率大 小、額定轉(zhuǎn)速及結(jié)構(gòu)型式等方面要滿足生產(chǎn)機(jī)械的要求。 在以上前提下優(yōu)先選用結(jié)構(gòu)簡單、運(yùn)行可靠、維護(hù)方便又價(jià)格 合理的電動機(jī)。一般車床若無特殊要求，多采用y系列封閉式三相異 步電動機(jī)。la知電動機(jī)功率力5. 5kw，查(機(jī)械設(shè)

7、計(jì)課程設(shè)計(jì))電動 機(jī)表20-1，選y-132s-4型y系列籠式三相異步電動機(jī)，額定轉(zhuǎn)速為 1440r/min又電動機(jī)轉(zhuǎn)速nd=1440不符合轉(zhuǎn)速數(shù)列標(biāo)準(zhǔn)，因而增加一定比傳動副。3.3、選擇結(jié)構(gòu)式根據(jù)z為12,可得到三種結(jié)構(gòu)式：(1) 12=3x2x2(2) 12=2x3x2(3) 12=2x2x312級轉(zhuǎn)速變速系統(tǒng)的變速組，選擇變速組安排方式時(shí)，考慮到機(jī)床 主軸變速箱的具體結(jié)構(gòu)、裝置和性能，應(yīng)該遵守以下四個(gè)原則：(1) 傳動副前多后少原則(2) 傳動順序與擴(kuò)大順序相一致的原則(3) 變速組的降速要前快后慢，中間軸的轉(zhuǎn)速不超過電動機(jī)的轉(zhuǎn)速(4) 轉(zhuǎn)速圖中傳動比的分配以上原則，因此取方案(1)12

8、=3x2x2。在降速傳動中，防止齒輪直徑過大而使徑向尺寸常限制最小傳動 比；在升速時(shí)為防止產(chǎn)生過大的噪音和震動常限制最大轉(zhuǎn)速比。在 主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍。在設(shè)計(jì)時(shí)必須保證中間傳動軸 的變速范圍最小。對于12-3x2x2的傳動方案，根據(jù)變速組擴(kuò)大順序的不同又有 兒種不同的結(jié)構(gòu)式方案根據(jù)擴(kuò)大組的順序與傳動順序一致的原則，選擇方案12=31x23x26o 檢查傳動組的變速范圍時(shí)，只需要檢查最后一個(gè)擴(kuò)大組：其中 41，x2=6，p2=2所以r2=1.416:7. 858彡810,合適。3.4、擬定轉(zhuǎn)速圖3.4.1、確定傳動軸軸數(shù)傳動軸軸數(shù)變速組數(shù)定比傳動副數(shù)+ 1 = 3 + 1 + 1

9、二 5。3.4.2、確定各級轉(zhuǎn)速并繪制轉(zhuǎn)速由2 = 12確定各級轉(zhuǎn)速:40, 56、80, 112, 160, 224, 315, 450, 630, 900, 1250, 1800 r/min在五根軸中，除去電動機(jī)軸，其余四軸按傳動順序依次設(shè)為i、 ii、iii、iv。i與ii、ii與iii、iii與iv軸之間的傳動組分別設(shè)為a、 b、c?，F(xiàn)由iv （主軸）開始，確定i、ii、iii軸的轉(zhuǎn)速1）軸iii的轉(zhuǎn)速傳動組c的變速范圍為r2=1.416=7.858彡810，根據(jù)傳動比iii軸的轉(zhuǎn)速只存一種可能:160， 224， 315, 450， 630,900r/min2）軸ii的轉(zhuǎn)速傳動組b的

10、級比指數(shù)為3,希望中間軸轉(zhuǎn)速較小，因而為了避免升速，又不致傳動比太小，可取lbl = 1 =1 1lb2 =:2.84(p:軸ii的轉(zhuǎn)速確定為： 450， 630,900r/min。3）軸i的轉(zhuǎn)速對于軸i，其級比指數(shù)為1,可取11. 11.1 la = = - y la2 = la3 = - j2（p21.41 （p1確定軸i轉(zhuǎn)速為,900r/min。由此也可確定加在電動機(jī)與主軸之間的定傳動比。系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖:tv電機(jī)軸iiitit1440180012509006304503152241601128056403.5、確定各變速組變數(shù)副齒數(shù)齒輪齒數(shù)的確定必須在保證轉(zhuǎn)速在允許誤差范圍的前提下，對于 閉

11、式傳動盡量符合減少模數(shù)、增加齒數(shù)的選定最小齒數(shù)的原則，同時(shí) 又應(yīng)考慮到使齒輪結(jié)構(gòu)尺寸緊湊，經(jīng)過權(quán)衡、分析計(jì)算最后確定出較 為合理的齒數(shù)。齒數(shù)是按各個(gè)變速組分別進(jìn)行計(jì)算確定的。根據(jù)轉(zhuǎn)速圖中各個(gè)傳動副的傳動比來確定齒數(shù)等，可用計(jì)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i和初步定出的傳動副齒數(shù)和z， 查表即可求出小齒輪齒數(shù)。選擇時(shí)應(yīng)考慮：1. 傳動組小齒輪應(yīng)保證不產(chǎn)生根切。2. 對于標(biāo)準(zhǔn)齒輪，丼最小齒數(shù)zminl7-20齒輪的齒數(shù)和z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z < 100120，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

12、證相等。4. 保證強(qiáng)度和防止熱處理變形過大，以及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)。6. 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)。查金屬切削機(jī)床表8-1得出：a 組齒輪齒數(shù)為：24/48, 30/42, 36/36 b組齒輪齒數(shù)為：22/62, 42/42 c組齒輪齒數(shù)為：18/72, 60/30各傳動組的最小齒輪齒數(shù)和齒數(shù)和變數(shù)組第一變數(shù)組第二變數(shù)俎第三變數(shù)俎齒數(shù)和728490齒輪z,z2z:izir 2v 3z4z5v 'v 5z6z7v 6v 7齒數(shù)243036484236224262

13、42186072303.6、傳動系統(tǒng)3.7、確定主軸、各傳動軸和齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速1）根據(jù)金屬切削機(jī)床表8-2，中型車床主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速時(shí)第一個(gè) 三分之一轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的最高轉(zhuǎn)速，即n4=112r/min。2）從動軸軸ill可從主軸為112r/min按18/72的傳動副找上去為 450r/min。但是由于軸iii的最低轉(zhuǎn)速為160r/min經(jīng)傳動組c可使主 軸得到40和315r/min的兩種轉(zhuǎn)速。315r/min要傳遞全部功率，所 以軸iii的計(jì)算轉(zhuǎn)速應(yīng)為160r/min。軸ii的計(jì)算轉(zhuǎn)速可按傳動副b推 上去，得到450r/min。軸i的計(jì)算轉(zhuǎn)速為900r/min。3) 齒輪傳動組c中，18/72只需要

14、計(jì)算z=18的齒輪，計(jì)算轉(zhuǎn)速為 450r/min； 60/30只需要計(jì)算z=30,計(jì)算轉(zhuǎn)速為315r/min。傳動組b 應(yīng)計(jì)算z=22，計(jì)算轉(zhuǎn)速為450r/min。傳動組a應(yīng)計(jì)算z=24，計(jì)算轉(zhuǎn) 速為 900r/min。3.7、核算主軸的轉(zhuǎn)速誤差實(shí)際轉(zhuǎn)速標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速n實(shí)際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差一般不應(yīng)該超過±100-1)%，主軸轉(zhuǎn)速n,n2n：,n5n6n7nsn9n,onn,2理論轉(zhuǎn)速(r/min)40568011216022431545063090012501800實(shí)際轉(zhuǎn)速(r/min)39. 3855. 1178. 75110.25164220. 53154416308

15、8212341764轉(zhuǎn)速誤差(%)1.551.591.561.452.51.560200.891.282即iklo(-l)% =4.1%滿足要求。3.8、傳動軸傳遞的額定功率和扭矩帶傳動的效率z/0.96,滾動軸承效率7/2=0. 99，齒輪傳動效率i 軸:pi = pot/i = 5.5x0.96 = 5.2skwti = 9550x= 56.03/7?nii 車由：p2= p'種=5.28x0.99x0.98 = 5.01 kwt2 = 9550x= 107.60 2v / mz72iii軸：p3 = pi 徘=5.07x0.99x0.98 二 4.87/cw?3 = 9550x=

16、 290.68w /m、齒輪設(shè)計(jì)4.1、齒輪模數(shù)的估算按接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算齒輪模數(shù)比較復(fù)雜，而且有 些系數(shù)只有在各參數(shù)已知后方可確定，所以只在草圖畫完后校核用。 在畫草圖前，要選用標(biāo)準(zhǔn)齒輪模數(shù)。齒輪彎曲疲勞的估算：mw >323nzztj齒輪點(diǎn)蝕的估算：a > 3703n/并中n;為大齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速，a為齒輪的中心距由中心距及齒輪zl和z2求出模數(shù)：2amszl + 22根據(jù)估算所得和中的較大值，取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)表(gb/t1357-1987)第一系列1.01.251.53.04.05.06.08.010.0第二系列0.91.752.252.75(3.25)3.5

17、(3.75)4.55.5注：在選用模數(shù)時(shí)應(yīng)優(yōu)先采用第一系列，括號里的模數(shù)盡可能不用(1) 傳動組az=24，ny=900r/min,mw>323(=323( 528zhj24x9002.0,佔(zhàn)70<=320&57.71誦mj2azi + z2=1.6，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=2.5na> 370., =82.95mm nymj =2azi + z2=2.0，標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=3.0(2) 傳動組bz=22, n,=450r/min,mw > 32?/ =2.63z/ti(3) 傳動組c由于18和30兩個(gè)齒輪哪一個(gè)齒輪的應(yīng)力更大一些較難判斷。所 以應(yīng)該同時(shí)計(jì)算，選擇模數(shù)較大的作為

18、傳動組c的齒輪模數(shù)。n z=18，n; =450r/min,mw >323/ =2.70z/lja>370/=81.84mm njmj =1.8z + z2n z=30，n;=315r/min，mw >323/ =2.57z/lja> 37031 =92.17mm nj2a 9 nc mj =2.05zl + z2綜上所述，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)力m=3.04.2、齒輪模數(shù)的驗(yàn)算一般同一變速組中的齒輪取同一模數(shù)，選擇負(fù)荷最重的小齒輪， 按簡化的接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算：mj = 16338s(mm)hzi2ip/j2式中，一按接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的齒輪模數(shù)(mm);mi驅(qū)動電動機(jī)的功率(k

19、w);nj計(jì)算齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速；u一一大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比。1，外嚙合取“ + ”，內(nèi)嚙合取zj小齒輪齒數(shù)；(pm齒寬系數(shù)，= (b力齒寬，m力模數(shù))，外=6-10;m一一許用接觸應(yīng)力查齒輪許用應(yīng)力表10-1,確定齒輪材料為45整淬，硬度為 hrc=40-45,接觸許用應(yīng)力為lloompa,彎曲許用應(yīng)力為320mpa。(1) 傳動組a齒輪24/48mj = 163383(pnz2oj2nj16338(g + l)x5.57x24|xl 100x9002.01 mm，合適(2) 傳動組b齒輪2/62mj = 163383(w + y)nd(flnz2c7i2 nj163386222+ i)x

20、5.57x2x|xll004502.77 mm，合適(3) 傳動組c齒輪172mj = 163383(u + l)nd(pin7j 1 (7/* hj16338：7218+ i)x5.5727xi82xx11002x315 182.89 mm，合適齒輪600，163 測織r16338:4.3、直齒(+ i)x5.5 30= 2.46mm,合適7x302xx11002x315 30柱齒輪的應(yīng)力驗(yàn)算在驗(yàn)算變速箱中的齒輪應(yīng)力時(shí)，選用相同模數(shù)中承受荷載最大 的，齒數(shù)最小的齒輪進(jìn)行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力驗(yàn)算。一般對高速傳動 齒輪主要驗(yàn)算接觸應(yīng)力，對低速傳動齒輪主要驗(yàn)算彎曲應(yīng)力，對硬齒 面軟齒芯的滲碳淬火齒輪

21、，一定要驗(yàn)算彎曲應(yīng)力。對于z=24的齒輪 進(jìn)行接觸應(yīng)力驗(yàn)算，對于z=22、z=18的齒輪進(jìn)行彎曲應(yīng)力驗(yàn)算。接觸應(yīng)力驗(yàn)算公式為：2088x10' l(u + v>k'k2k必nn=,1-= mpa) < ctjzm vubnj彎曲應(yīng)力驗(yàn)算公式為：zm2 bynj(mpa) < a,式中，n傳遞的額定功率;n/計(jì)算轉(zhuǎn)速(r/min);初算的齒輪模數(shù)(mm);b齒寬，b =（jkd - （aimz ,取命=1 （mm）z小齒輪齒數(shù)；u一一大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比。1，外嚙合取“ + ”，內(nèi)嚙合取“ ” ks壽命系數(shù)；ks= krknkrkt一一工作期限系數(shù)； ie

22、omtkt = v cot一一齒輪在機(jī)床工作期限7；內(nèi)的總工作時(shí)間（h）,對于中型 機(jī)床的齒輪取ra=1500020000h,同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時(shí)間可近似地認(rèn)為t=ta/p, p為該變速組的最低傳動副；ni齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）;co一一基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，鋼和鑄鐵件；接觸載荷取co = lo7，彎曲載荷取cn = 2xio6;m疲勞曲線指數(shù)，鋼和鑄鐵件；接觸載荷取m=3;彎曲載 荷吋，對正火、調(diào)質(zhì)和整淬及整體淬硬件，對表面淬硬 （高頻、滲碳、氮化等）取m=9;kn轉(zhuǎn)速變化系數(shù)；kn功率利用系數(shù)；變動工作量交變載荷下，心的極限值查表。高速傳動件可能出 現(xiàn)/ >/c5nax，此時(shí)取a

23、 =大載荷低傳動件可能出現(xiàn)心</cn，此時(shí)取a = lmin;當(dāng)/csnh心，心取計(jì)算值。k3工作狀況系數(shù)?？紤]載荷沖擊的影響，主傳動（中等沖擊） 取心=1.21.6;k2東載荷系數(shù)；k,一一齒向載荷分布系數(shù)；y一一齒形系數(shù)如果驗(yàn)算的應(yīng)力、大于初算時(shí)選定的材料及熱處理方式的許 用應(yīng)力，可增加齒寬b值，或改變熱處理方式，或另選具有較大的許 用應(yīng)力值的材料。對于v大于25m/s或轉(zhuǎn)速大于3000r/min的齒輪定義為高速傳動 齒輪，所以對齒輪的進(jìn)行為彎曲應(yīng)力驗(yàn)算。齒輪z=242.33;j60mt _a<60x900x18000/3 v co _v 2xl06ks= ktkh = 2.3

24、3x0.90x0.78x0.77 = 1.25/cs腿=0.9，所以取a =0.9；= 68<a, = 320( mpa)191xl05k/m尺w _ 191xl05xl.45xl.l8xl.5x0.9x5.28 mrbym 24 x2.52x 60x0.420x900滿足要求。©齒輪z=22ktj60mrv co60x450x18000/22xl062.23 ；ks = krknknkr = 2.23x0.97x0.78x0.75 = 1.18 >=0.9,所以取 l=0.9 ;geo 191xl05/g/c2/dvzm2 bynj191x105xl .45x1.18x

25、1.5x0.9x5.0720x32x60x0.395x450= 117岡= 320( mpa)滿足要求。 齒輪z=18j60mr v co=660x160x18000/22xl061.87= krknknkz = 1.87x0.97x0.78x0.72 = 0.95>=0.9,所以取 a =0.9 ;191xl05 廠 ih/dwznv bynj191xl05xl.45x1.18x1.5x0.9x4.8718x32x54x0.378x450144<fa, = 320(a/pa)滿足要求。五、帶傳動設(shè)計(jì)電動機(jī)轉(zhuǎn)速n=1440r/min,傳遞功率p=5. 5kw,兩班制，一天運(yùn)轉(zhuǎn) 16

26、小時(shí)，工作年數(shù)10年。(1)定計(jì)算功率取1<=1.2，則 pt、a =kap = 1.2x5.5 = 6.6kw(2) 選取v帶型根據(jù)小帶輪的轉(zhuǎn)速和計(jì)算功率，選a型帶。(3) 定帶輪直徑和驗(yàn)算帶速查表小帶輪基準(zhǔn)直徑：tt1440取< =100mm，= dixi = 100x= 160mm。900驗(yàn)算帶速成v7cdxn60x1000其中-小帶輪轉(zhuǎn)速，r/min；4-小帶輪直徑，mm;3.14x100x144060x1000=7.536m/5e 5,25合適。(4) 確定帶傳動的中心距和帶的基準(zhǔn)長度設(shè)中心距為()，則0. 55 ( dx +1/2) a2 (t/| +)于是：143&l

27、t;a520,初取中心距為 = 350mmo帶長 £0 = 2a + (+ 6八)+ “2 一 名)24%1 3.14 /inn(160-100)211a1=2x350 hx(100 + 160) + -= 1101 mm24x350查表取相近的基準(zhǔn)長度£(/=1100腳!。帶傳動實(shí)際中心距« = «0 + 一 = 350mm 26/min = cl 0.15ld = 185: a max = 6z + 0.03l(i = 383(5) 撓曲次數(shù)looomv 1000x2x7.536 11 ld1100= 13.7040次/秒，合適(6) 驗(yàn)算小帶輪的包

28、角一般小帶輪的包角不應(yīng)小于120°。漢，180°x57.3。= 170120°。合適。(7) 確定帶的根數(shù)2 p ca(po+apo)a其中：單根普通v帶的基本額定功率：ap()-fvl時(shí)傳遞功率的增量；屹-按小輪包角6z，查得的包角系數(shù)；<-長度系數(shù)；為避免v型帶工作時(shí)各根帶受力嚴(yán)重不均勻，限制根數(shù)不大于10。z = (l.32 + o,5)xo.98xo.9r3-取 6 根"（8）計(jì)算帶的張緊力巧)二 500(2.5心vz ka) + gv2其中：a、,-帶的傳動功率，kw; v-帶速,m/s；q-每米帶的質(zhì)量，kg/m；取q=0. 105kg

29、/m。k=500xx（2,5°，98） + 0.105x7.5362 =119.16 7.536x60.98（9）計(jì)算作用在軸上的壓軸力fq - 2zf0 sin - 2x6x119.16xsin170= i4i9.26a六、傳動軸的校核6.1、傳動軸的直徑以及花鍵選擇傳動軸直徑按扭曲剛度下式進(jìn)行概算：d = 1.644,-（mm）w式中，d傳動軸直徑（mm）;t該軸傳遞的額定扭矩（wmm）;nj該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）;fl一一該軸每米長度允許扭曲角（deg/m）, 般傳動軸取 州=o.5、r,取=ri軸:=25.23( mm);ii 軸：d=29.70(mm);iii軸：d

30、= 1.644 = 38.08( mm);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。di= 0.93x25.23 = 23.46mm,花鍵軸為6-28x23x6d2 = 0.93x29.70 = 27.62mm，花鍵軸為6-30x26x6ds = 0.93x38.08 = 35.41mm，花鍵軸為 6-38x33x106.2、傳動軸的校核傳動軸的彎曲剛度主要對軸n進(jìn)行校核，齒輪傳動軸同時(shí)受輸入扭矩驅(qū)動力a和輸 出扭矩驅(qū)動力a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a = 20°，齒面摩擦角為p = 5.72。時(shí)，則2a=2.12

31、xl07- （2. 13） mzn式中：n該齒輪傳遞的全功率m,z_該齒輪的模數(shù) （mm）， 齒數(shù)；n該傳動軸的計(jì)算工況轉(zhuǎn)速（r/min）, （n = naj 2或zi = naj）;naj該軸輸入扭矩的齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）;nbj該軸輸出扭矩的齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）;么，2</2,2。3是變速組1的驅(qū)動力，且3個(gè)驅(qū)動力不能同吋作用，么，么是變速組2的驅(qū)動阻力，且2個(gè)驅(qū)動阻力不能同時(shí)作用。將五種驅(qū)動力/驅(qū)動阻力分別帶入式(2. 13),可得到各驅(qū)動力為:qaqu2qa3= 2.12x107x= 2.12x107x= 2.12x107x5.283x36x9005.283x48x9

32、005.283x42x900= 1179/v;=864n ;=9877v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ii速度以后計(jì)算6.3、傳動軸ii的最大撓度計(jì)算為了計(jì)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%.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 在彎曲載荷作用下，其中點(diǎn)撓度為：=171n5xa (mm)(6. 1)d mzn式中：/兩支承間的跨距(mm)，對于軸ii，/ = 228mm ；d該軸的平均直徑(mm)，本軸的平均直徑£> = 34醐7;x = |,n,一一齒輪z,的工作位置至較近支承點(diǎn)的距離(

33、mm);x,輸入扭矩的齒輪在軸的中點(diǎn)引起的燒度(mm);-輸出扭矩的齒輪在軸的中點(diǎn)引起的撓度(mm);a丁對于輸入的三個(gè)驅(qū)動力，計(jì)算其分別作用時(shí)對于軸中點(diǎn)的撓度 值，其余各符號定義與之前一致。對于其輸入位置 ai = 35.5mm，故; =二=0.156,2283 x 5.28 x (0.75 x 0.156 - 0.1563)vai = 171.39= 0.020284 x 3 x 36 x 900對于么，其輸入位置，a? = 55.5mm，故x6z20.243m _ 2283 x 5.28 x (0.75 x 0.243 - 0.2433) nn_ ya2 = 171.39= 0.0232

34、84x3x48x900對于i，其輸入位置a3 = 75.5mm，故x = 2 = 0.331>2 = 171.390.0332283 x 5.28x(0.75 x 0.331-0.3313)284x3x42x900故0:3引起的中點(diǎn)撓度最大，在計(jì)算合成撓度時(shí)使用qa = qa3 , > = >3進(jìn) 行計(jì)算。此時(shí)對之前計(jì)算的輸出驅(qū)動阻力進(jìn)行計(jì)算，各力為 行計(jì)算。q/,i = 2.12xl070,2 = 2.12xlo75.073x20x9005.073x20x9001990w10487v帶入式(6. 1)，對于輸出的兩個(gè)驅(qū)動阻力，計(jì)算其分別作用時(shí)對于軸中點(diǎn)的燒度值b對于込丨，其

35、輸入位置= 32.5mm，故1 =。二0.111州=17l39228-x5.07x(0.75x0.111-0.111 況284x3x20x900bi對于込2,其輸入位置卜2 = 52.5mm，故a: = 2 = 0.179= 171.39228'x5.07x(0.7 城0 皿284x3x38x900故么引起的中點(diǎn)撓度最大，在計(jì)算合成撓度時(shí)使用a =>。= 進(jìn)(6. 2)中點(diǎn)的合成撓度可按余弦定理計(jì)算，即:yh = yh - 2xwos 夕(脂 0式中：.v/,被驗(yàn)算軸的中點(diǎn)合成撓度(mm)p一一驅(qū)動力么和阻力么在橫剖面上，兩向量合成時(shí)的夾角 (deg), # = 5-2(a +

36、p)._在橫剖面上，被驗(yàn)算的軸與其前、后傳動軸連心線的夾 角(deg),按被驗(yàn)算的軸的旋轉(zhuǎn)方向計(jì)量，巾剖面圖上可 得5值.嚙合角6z = 20°,齒面磨擦角p = 5.72。，得/? = j - 2(a + p) = 0 - 2(20 + 5.72) = -51.44。代入計(jì)算，得:y/, =+= 0.0332 +0.0262 一2x0.033x0.026cos(-51.44") = 0.028y = (0.0003 0.0005)/= 0.0684 0.114 取y=0. 1,滿足要求。6.4、傳動軸ii的在支承處的傾角計(jì)算傳動軸在支承點(diǎn)a, b處的傾角么時(shí)，可按下式進(jìn)行

37、近似計(jì)算: 6?4 = -6fe = (mj)<(6. 3)代入 = 0.028 , i = 228mm，得泳=一泳=平=3.4x1 (t4 < 沒滿足要求，故不用計(jì)算其在齒輪處的傾角。七、軸承的壽命校核軸承選擇：i 軸：6205ii 軸：6205iii軸：6207軸承的壽命校核：機(jī)床的一般傳動軸用的滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應(yīng)進(jìn)行疲勞驗(yàn)算。其額定壽命的計(jì)算公式為：lh = 500()£ > ?(/?)kakhpk.klp或 cj = - kakhpknklp < c(n)fn式中：lh額定壽命(h);t滾動軸承的許用壽命，一般機(jī)床取10000150

38、00h，重型和精 密機(jī)床取2000030000h:cj計(jì)算動載荷(n);c滾動軸承額定動載荷(n);fn速度系數(shù)，fn=-；v 3ric£壽命指數(shù)，對球軸承s =3，對于滾子軸承£=10/5;nc計(jì)算轉(zhuǎn)速(r/min)；fh壽命系數(shù)，fh =；v500ka一一使用系數(shù)；k'、轉(zhuǎn)速變化系數(shù)；khp功率利用系數(shù)；p當(dāng)量動載荷(<e, p=fr; >e, p = 0.56fr +yfa )frfri軸：lh = 500(cfnkakhpk、klpy =500x(14000x0.331.1x0-82x0.78x0.8x914=36214615000/2滿足要求1

39、1軸：500(kakhpk,klp= 500x(14000x0.411.1x0.96x0.78x0.8x1612= 78898>15000/z滿足要求 in軸：lh = 500(cfnkakhpkklp)£ =500x(25500x0.591.1x0.96x0.78x0.8x3979=21654515000/2滿足要求八、主軸組件靜剛度的校核8.1、兩支承主軸組件的最佳跨距1. 軸承徑向剛度iv 軸(主軸)：nn3020k, nn3016k (3182100)取前端頸為a=100mm，后短頸為心= (0.70.9) 4 = 80腿80mm, 前軸承為nn3020k,后軸承為nn

40、3016k,根據(jù)結(jié)構(gòu)，定懸伸a=100mm。前端軸承徑向剛度為:q = 16.1290j07 x 80°816 = 48. in / um 后端軸承徑向剛度為:cb = 16.129°107 xloo0816 = 5s.0n/um2. 求軸承剛度nn3016k的內(nèi)徑為dsomm,查表，iz=52, la=9mm。差軸承樣 本，額定動載荷 c=94.2kn。取 fr=c/10=9420n。則:ka = 3.39x 9420°jx9°-8x 52()9 x cos19 0 = 1719 tv / wmnn3020k 的內(nèi)徑為£)2=100mm,查表

41、，iz=60, la=10mm。差軸承 樣本，額定動載荷c=125kn。取fr=c/10=12500n。則:a = 3.39 x 1 2500°jx10°-8x 6o0.9 x cos1.9 0 = 21847v / 麵3. 求最佳跨距 = 1.27,初步計(jì)算時(shí)，假定主軸的當(dāng)量外徑為前、后軸頸的平 kb均值d=(80+100)/2=90mm，內(nèi)孔徑為a=50mm。故慣性矩為：/=_x(0.094 -0.054) = 2.9xl(t6m4 640.28查線圖得=則最佳跨距為/。=2.1*100=210,合理跨距為:/ = (0.75-1.5)/0,取 l=300mm。8.2、

42、計(jì)算條件的確定1. 變形量的允許值(1) 驗(yàn)算主軸軸端的撓度>，山目前廣泛采用的經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)為: | yc | < 0.0002/ (mm)(7. 1)式中：/兩支承間的距離，在本主軸中，/ = 300mm.故取jv = 0.06.(2) 根據(jù)不產(chǎn)生切削自激振動的條件來確定主軸組件的剛度。選用驗(yàn)算主軸軸端的撓度y、，2. 切削力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，其計(jì)算 公式為：式中：n一一電動機(jī)額定功率(kw)，.7n主傳動系統(tǒng)的總效率，77n=fl> 7,為各傳動副、軸承的效率. /=!n主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速(r/min ),由前知，主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為112r/mi

43、rd.計(jì)算直徑(mm),對于車床07.為溜板上的最大加工直徑，(0.5-0.6)dmax , dmax 為最大加工直徑(mm).將參數(shù)值帶入公式，得pt =3192n o驗(yàn)算主軸組件剛度時(shí)，須求出作用在垂直于主軸軸線的平面內(nèi)的+ c。如果按通常采用未磨鈍的、主偏角為45"的車刀，切削鋼材時(shí)進(jìn)給量較大，各切削分力的比例關(guān)系大致為：尸 v=尸:吹30° =0.58尸：；進(jìn)給力 p a=p及 15°«0.27p:，貝帶入 數(shù)據(jù)由式(7. 2)得：/> = 1.15p/ = 1.15x3192n切削力的作用點(diǎn)設(shè)切削力p的作用點(diǎn)到主軸前支承的距離為則5 =

44、c + (mm)(7. 3)式中：c主軸前端的懸伸長度，此處c = 100mm;w對于普通車床w = 0.4h，(h為車床的中心高，當(dāng)h=160-250mm )w = 0.4x200 = 80mm切削力p的作用點(diǎn)到主軸前支承的距離為s = 180mm;8.3、兩支承主軸組件的靜剛度驗(yàn)算由于主軸上的大齒輪比小齒輪對主軸的剛度影響較大，故僅對大 齒輪進(jìn)行計(jì)算。主軸部件橫向視圖力的分布為了計(jì)算上的簡便，主軸部件前端燒度可將各載荷單獨(dú)作用下 所引起的變形值按線性進(jìn)行向量迭加，由參考文獻(xiàn)1其計(jì)算公式為： 計(jì)算切削力p作用在s點(diǎn)引起主軸前端c占的撓度&p3sc26ei+土+(/+參)+sc3eic/c/(mm)(7.4)式中：£抗拉彈性模量，鋼的£ = 2.1xlo5mp6/為bc段慣性矩，對于主軸前端，有ic =瓜/4(1-6t)6464= 4.6xl06為ab段慣性矩，有50初 4(1-6?)8°4(1_(80)4)6464= 1.7xl06其余各參數(shù)定義與之前保持一致。代入計(jì)算，得= 0.035，其方向如圖所示，沿p方向，ap