說明書普通車床主軸變速箱設(shè)計

1、貴州大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院機(jī)自專業(yè) 機(jī)械加工設(shè)備課程設(shè)計任務(wù)書一、設(shè)計題目:中型普通車床主軸變速箱設(shè)計二、設(shè)計參數(shù):床身上最大工件回轉(zhuǎn)直徑:400mm 主電動機(jī)功率:7.5千瓦主軸最高轉(zhuǎn)速:1400轉(zhuǎn)分主軸最低轉(zhuǎn)速:31.5 轉(zhuǎn)分三、設(shè)計要求:1、主軸變速箱設(shè)計計算;2、主軸變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計;3、繪制主軸變速箱裝配圖;4、編寫設(shè)計計算說明書。四、設(shè)計時間:開始日期:2012年 12月 31日結(jié)束日期:2013年 1月 18日學(xué)生姓名:指導(dǎo)教師:Yi 目錄1. 車床參數(shù)的擬定 - -21.1車床主參數(shù)和基本參數(shù) -23. 結(jié)構(gòu)草圖設(shè)計 - -11參考文獻(xiàn) - -261. 車床參數(shù)的擬定1.1車床主參數(shù)和

2、基本參數(shù)1、 主軸的極限轉(zhuǎn)速由設(shè)計任務(wù)書可知:機(jī)床主軸的極限轉(zhuǎn)速為: min 5. 31min 0014min max r n r n =、 、 則其轉(zhuǎn)速范圍4. 41min 0140min max=r n R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)大傳動分級變速,并選取 級數(shù) z =12,設(shè)其轉(zhuǎn)速公比為 。則由式:4. 441m in m ax=-z n n R 現(xiàn)以 =1.26和 1.41代入上式得 R=12.7和 43.8,因此選 =1.41更為合適 . 各級轉(zhuǎn)速數(shù)列由標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列表中查出,因 =1.41=606. 1,首先找到 31.5,然后每隔 5個數(shù)取一個值,可得如下轉(zhuǎn)速數(shù)列 :

3、31.5、 45、 63、 90、 125、 180、 250、 355、 500、 710、 1000、 1400共 12級轉(zhuǎn)速。2、主軸轉(zhuǎn)速級數(shù) Z 和公比 已知n R =minmax n n n R =1-z 且 Z=2a x3ba 、 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。 (如取 4或 5的因子, 則要用兩個互鎖的滑移齒輪, 以確保只有一對齒輪嚙合。 使得結(jié)構(gòu)過于復(fù)雜且不易控制。 取 Z=12級 則 Z=223minmax 1n n R Z n =- 11241. 1-4. 14=Rn max n =1400min r min n

4、=31.5min r n R =minmax n n =41.4 綜合上述可得:主傳動部件的運動參數(shù)max n =1400min r min n =31.5min r Z=12 =1.413、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。查 <設(shè)計指導(dǎo) >P7可知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 a p =4mm 進(jìn)給量 f(s=0.4mm/r切削速度 V=100m/min功率估算法用的計算公式a 主切削力:Fz=1900N f

5、a p 75. 0=1900×4×75. 04. 0=3822.6Nb 切削功率:kw N Z F 25. 6=切 c 估算主電機(jī)功率:kw 87. 8. 0=總 切 N N查課程設(shè)計 P16 可選取電機(jī)為:Y132M-4 額定功率為 7.5KW ,滿載轉(zhuǎn)速 為 1440r min.2. 運動設(shè)計2.1傳動結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇確定級數(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=Z1Z 2Z 3傳動副數(shù)為使結(jié)構(gòu)盡量簡單以 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

6、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=4×33 12=3×2×2 4 12=2×3×25 12=2×2×3方案 1和方案 2 可省掉一根軸。但有一個傳動組有四個傳動副。若用一個四聯(lián) 滑移齒輪,則將大大增加其軸向尺寸;若用兩個雙聯(lián)滑移齒輪,則操縱機(jī)構(gòu)必須互鎖以防止兩個滑移齒輪同時嚙合。將使得結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜。故在此不予采用。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,加之主 軸

7、對加工精度、表面粗超度的影響最大。因此在主軸的傳動副不宜太多,故方案 5 亦不采用。而應(yīng)先擇 12=2×3×2。綜上所述: 方案 4 12=2×3×2 是比較合理的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! 3=種形式:1 12=21×32×26 2 12=21×34×223 12=23×31×26 4 12=26×31×235 12=22×34×21 6 12=26×32×21以上各種結(jié)構(gòu)式方案

8、中, 由于傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍的限 制,一般升速時 4min max 2i i 、降速時 。極限變速范圍 8min maxmax =i i R 。檢查傳動組的變速范圍時,只需檢查最后一個擴(kuò)大組 , 因其他傳動組的變速范圍 都比他小。由式(81=-n p n x n R 對于方案 2 和 方案 5 有:max 8242221641. 141. 13p 4R R x =則 、 , 則對于方案 2和 方案 5不予考慮。對于其余方案有:max 616222841. 141. 12p 6R R x =則 、 。然而在可行的結(jié)構(gòu)式方案 1 、 3 、 4 、 6中,為了使中間軸變速范圍

9、最小,在 各方案同號傳動軸的最高轉(zhuǎn)速相同時,變速范圍越小,最低轉(zhuǎn)速越高, 轉(zhuǎn)矩越小,傳動件尺寸也就越小。比較方案 1 、 3 、 4 、 6 ,方案 1 的中間傳動軸變速范圍最小,方案 1最佳。但由于軸裝有摩擦離合 器,在結(jié)構(gòu)上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑因而采用方案 3 12=23×31×26 最佳由上選擇的結(jié)構(gòu)式 12=2 3 ×31×26畫其結(jié)構(gòu)圖如下: 圖 2.1結(jié)構(gòu)網(wǎng)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/umin8。因此,要按照下表,淘汰傳動組變速范圍超過

10、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 正常連續(xù)的順序擴(kuò)大組的傳動結(jié)構(gòu)式為:Z=Z11Z2Z1Z3Z1Z2 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 R 為:表 2.2 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 Z3=2時 :R 64/ Z3=3時:R 22.6/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

11、的另一原因。2.2 轉(zhuǎn)速圖的擬定運動參數(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,這樣就擬定主運動的轉(zhuǎn)速圖,使 主運動逐步具體化。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=7.5KW2 電機(jī)轉(zhuǎn)速 d n :選用時,要使電機(jī)轉(zhuǎn)速 d n 與主軸最高轉(zhuǎn)速 max n 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。d n =1440r/min3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

12、擦離合器的工作速度要求,確定各傳動組最大、最小 傳動比。7. 45/11440max =dn n 03. 1/1min =dma n n 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

13、原則,軸 -間變速組取 umin=1/3,即從軸向上 3格,為了使軸 -間中心距不至太大,故降速比不宜 太大,可取 =降 3;另一傳動副采用升速傳動,傳動比為 連接各線。 c 根據(jù)每個變速組的傳動比連線按基本組的級比指數(shù) x 0=3,第一擴(kuò)大組的級比指數(shù) x 1=1,第二擴(kuò)大組的級比指數(shù) x 3=6由于結(jié)構(gòu)式有三個傳動組,變速機(jī)構(gòu)共有四根軸,加上電動機(jī)軸共五根軸,由 上分析畫出其轉(zhuǎn)速圖如下: 2.3 由轉(zhuǎn)速圖確定各軸及各齒輪計算轉(zhuǎn)速計算轉(zhuǎn)速是指主軸或各傳動件傳遞全功率時的最低轉(zhuǎn)速。由金屬切削機(jī)床 表 8 2可查得主軸的計算轉(zhuǎn)速1min -=n n j 為從主軸最低轉(zhuǎn)速算起, 第一個 轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)

14、的最高一級轉(zhuǎn)速, 即為 min 904r n =。 軸的計算轉(zhuǎn)速為 min 2513j r n =、軸的計算轉(zhuǎn)速為 min 3552r n j =、軸的計算 轉(zhuǎn)速為 min 10001r n j =各傳動齒輪的計算轉(zhuǎn)速如下表:表 2.3 齒輪的計算轉(zhuǎn)速 3 傳動軸的估算3.1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:mm n Nd j = 其中:N 該傳動軸的輸入功率d N N = KWN d 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j n 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

15、對于一般的傳動軸,取 =1.1。取估算的傳動軸長度為 1000mm 。 對軸有:KW N N d 2. 796. 05. 71= 1j n =710r/min mm d 3. 315. 17102. 7910051=預(yù)取 311=d mm對軸有:16. 7995. 096. 05. 72=d N N KW2j n =355 r/min9. 365. 135516. 79110000502=d mm 預(yù)取 d2=37對軸有:09. 799. 0995. 096. 05. 73=d N N KWj n =125r/min 8. 475. 1100000525109. 79143=d mm預(yù)取 84

16、3=d 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。' 1d =37×0.93=28.83mm ' 2d =37×0.93=34.41mm' 3d =48×0.93=44.64mm查 P35表可以選取花鍵的型號其尺寸 741144(-GB b d D Z 分別為1d 軸取 6-30×26×52d 軸取 6-38×33×10 3d 軸取 6-48×42×124片式摩擦離合器的選擇和計算4.1片式摩擦離合器的選擇片式摩擦離合器可以在

17、運轉(zhuǎn)中接通或斷開,且具有結(jié)合平穩(wěn)、沒有沖擊、結(jié)構(gòu) 緊湊等特點,部分零件已標(biāo)準(zhǔn)化。在機(jī)床主軸箱變速傳動中用于主軸的啟動和正、 反轉(zhuǎn)。1、 摩擦離合器上扭矩的計算由上可知軸 1d 取 6-30×26×6,直徑為 31mm 、轉(zhuǎn)速為 min 7101r n j =。 摩擦離合器所在軸(軸的扭矩由下式計算:1j n m f K KM M =式中:f M 離合器的額定靜扭矩K 安全系數(shù)m M 運轉(zhuǎn)時最大扭矩 N 電動機(jī)額定功率 1j n 軸計算轉(zhuǎn)速電動機(jī)軸到軸傳動效率由上知:N=7.5KW、 1j n =710min r 、 =0.96。查機(jī)床設(shè)計手冊表得 K=1.5。 則m N M

18、 f =3. 14596. 095505. 1由 P41表查的摩擦離合器外片外徑 D=110mm,內(nèi)片內(nèi)徑 d=40mm, 則其平均 圓周速度s m v d D 79. 2601000710601000=+2、計算摩擦面對數(shù) Z1000 . 33n 120mv K K d D p f KM KzZ -=式中:f 摩擦片間摩擦系數(shù)p許用壓強(qiáng) MPa D 摩擦片外片外徑 mm d 摩擦片內(nèi)片內(nèi)徑 mm Kv 速度修正系數(shù)Kz 結(jié)合面數(shù)修正系數(shù) Km 接觸系數(shù)修正系數(shù)查 P42表 12得 f=0.06、 p=1.2.;查表 13得 Kv =0.94、 Km =0.84所以經(jīng)計算 得 KzZ=6.8,

19、由于 KzZ 值不大 , 故可通過增加摩擦片數(shù)以減少摩擦片直徑 , 進(jìn)而減少軸 徑 , 從而使軸的徑向尺稱減少 . 現(xiàn)取摩擦離合器外片外徑 D=90mm,內(nèi)片內(nèi)徑 d=30mm,s m v dD 23. 2601000710601000=+,查表 13得 Kv =1.08、 Km =0.84,代入上式可得 KzZ=7.9可近似 =12X0.64=7.68,故取 Z=12,則摩擦片的總數(shù)為 z+1=12+1=13片 , 內(nèi)片 Z/2+1=7,外片 Z/2=6。3 計算軸向壓力 Q 軸向壓力可由下式計算:(v k p d DQ -=224N/將 D=90mm、 d=30mm、 p=1.2、 Kv

20、=1.08代入上式得 Q=5493.7N5 帶輪直徑和齒輪齒數(shù)的確定5.1 帶輪傳動的選擇1、選擇三角帶型號及帶輪直徑的確定由 P K P A ca=(式中 ca P 為 v 帶計算轉(zhuǎn)速、 A K 為工作情況系數(shù)、 P 為電動機(jī)額定功率 。電動機(jī)額定功率 P=7.5KW,查機(jī)械設(shè)計表 8 7取 KA=1.3則KW P K P A ca 75. 95. 73. 1=,小輪轉(zhuǎn)速(即電機(jī)軸轉(zhuǎn)速為 1440min r 查機(jī)床變速箱主軸 設(shè)計指導(dǎo) P29圖 4-1選用 B 型三角帶。查表取小輪直徑 =1D 140mm ,大輪直徑 2D 由 式1(112-=DD i 。 帶 的 滑 動 系 數(shù)一 般 取

21、0.02則mm D 4. 274 02. 01(14022=-=根據(jù)V 帶輪的基準(zhǔn)直徑系列圓整后取 2802=D mm 。2、確定三角帶速度 vs m n D v6. 10100060144014010006011=由于 s s v s 156. 1010=,對于 B 型帶比較經(jīng)濟(jì)耐用。故滿足設(shè)計要求。3、初定中心距 A 0帶輪的中心距,通常根據(jù)機(jī)床總體布局初步選定,一般可在下列范圍內(nèi)選取:(7562801408. 126. 0210=+=+=D D A中心距過小,將降低帶的壽命;中心距過大又將引起帶的振動。對重型機(jī)床電 動機(jī)軸變速箱帶輪軸的中心距一般為 750 850mm. 故估算的帶輪中心

22、距滿足要求。4、確定三角帶的計算長度 L 0及內(nèi)周長 L N三角帶的計算長度是通過三角帶截面重心的長度。21221004 ( (22A D D D D A L -+=代入數(shù)據(jù)得 0L =2177.9 mm.將其圓整得標(biāo)準(zhǔn)的計算長度為 L=2273 mm,查表得相應(yīng)的內(nèi)周長度 N L =2240mm,修正值 Y=33mm5、驗算三角帶的撓曲次數(shù)撓曲次數(shù) 次 401022376L mv ,故能滿足要求 6、確定實際中心距實際中心距 5. 80329=L L A A 7、驗算最小包角=-=-1201703. 575. 8031408071803. 57180121A D D 故能滿足要求8、確定三角

23、帶根數(shù)三角帶根數(shù) 101C N N Z =式中:N 1為根三角帶傳動的功率, N 0為單根三角帶在 =1801、特定長度、 平穩(wěn)工作情況下傳遞的功率,查表得 N 0=2.70C1包角系數(shù),查表得 C 1=0.98 三角帶傳遞的功率 N 1=7.5 KW 將所查數(shù)據(jù)代入可得 38. 298. 07. 25. 7101=C N N Z 所以,所需帶輪的根數(shù)為 3根5.2 確定齒輪齒數(shù)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 Z S ,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 min

24、 Z Z =17 2. 齒輪的齒數(shù)和 Z S 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 S 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) zi i iS Z Z =+' i i i Z Z ='其中:i Z 主動齒輪的齒數(shù) ' i Z 被動齒輪的齒數(shù) i 對齒輪的傳動比 Z S 對齒輪的齒數(shù)和為了保證不產(chǎn)生根切以及

25、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)。且齒根圓直徑應(yīng)大于摩擦離合器外片 外徑,即大于 90mm 。故把 Z 1的齒數(shù)取大些。取 Z 2=41則' 2Z =82214/114222=u Z 齒數(shù)和 Z S =Z2+Z2'=41+82=123 同樣根據(jù)公式 : 231' 11=+=Z Z S Z 41. 1' 11=Z Z 得Z 1 = 72 ' 1Z =51 2. 用查表法確定第二變速組的齒數(shù)1 首先第二變速組 u 3、 u 4、 u 5中各傳動比 u 3=41. =、 2/142=、83. 2/134=。

26、能同時滿足三個傳動比要求的齒數(shù)和有Z S =84、 87、 92、 96、 99、 104、 107、 108、 111、 114、 118、 119, 確定合理的齒數(shù)和,為了使主軸箱軸向尺寸不宜太大,故選取較小的最小齒輪齒數(shù),在以上同時滿 足三個傳動比的齒數(shù)和中,選取最小齒輪齒數(shù)為 22,則對應(yīng)的齒數(shù)和為 Z S =84。 2 依次可以查得各傳動比對應(yīng)的最小齒輪齒數(shù)為:222835543=Z Z Z 、 、則由 zi i i S Z Z =+' 得 ' 3Z =49, ' 4Z =56, ' 5Z =623確定第三變速組中各傳動比 u 5=41/4=、 262

27、=選取齒數(shù)和為 120,在同時滿足兩個傳動比的齒數(shù)和中, Z7=24, ' 7Z =96, Z6=80, ' 6Z =40表 2.4 各傳動組的最小齒輪齒數(shù)和齒數(shù)和 5.3 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 =nd ×(1- ×u 1×u 2×u 3×u 4其中:滑移系數(shù) =0.02u 1、 u 2 、 u 3 、 u 4分別為各級的傳動比轉(zhuǎn)速誤差用主軸實際轉(zhuǎn)速與標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速相對誤

28、差的絕對值表示 n=|理論理論實際 n n n -±10(-1% -=實 n n = (30.8-31.5/31.5 =0.02 4.1%同樣其他的實際轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)速誤差如下 :表 2.5各級傳動組的轉(zhuǎn)速誤差 故轉(zhuǎn)速誤差滿足要求。 5.4 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。 圖 2.4齒輪結(jié)構(gòu)的布置6 齒輪模數(shù)及中心距的估算6.1 齒輪模數(shù)的估算根據(jù)齒輪彎曲疲勞的估算:jzn Nm mm 齒面點蝕的估算:jn N A mm 其中 j n 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

29、模數(shù):212z z Am j +=mm 根據(jù)估算所得 m 和 j m 中較大的值,選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。 1齒數(shù)為 41與 82的齒輪N=7.2KW53. 2355142. 7=m mmjn N A = 4100. 3552. 73=mm 212z z A m j +=63. 182414. 1002=+=mm 取模數(shù)為 22齒數(shù) 51與 72的齒輪87. 1710512. 7=m mmjn N A =7. 797102. 73=mm 212z z A m j +=30. 172517. 792=+=mm 取模數(shù)為 23齒數(shù)為 35與 49的齒輪 N=7.16KW99. 22503516. 7=

30、m mm3jn N A =2. 11325016. 7=mm 212z z A m j +=70. 249352. 1132=+=mm 取模數(shù)為 44齒數(shù)為 28與 56的齒輪N=7.16KW60. 31802816. 73=m mmjn N A =5. 12618016. 7=mm 212z z A m j +=01. 356285. 1262=+=mm 取模數(shù)為 45齒數(shù)為 22與 62的齒輪 N=7.16KW4. 42512216. 7=m mmjn NA =6. 14251216. 7=mm212z z A m j +=40. 362226. 1422=+=mm 取模數(shù)為 46齒數(shù)為

31、40與 80的齒輪N=7.09KW05. 41254009. 73=m mmjn N A =2. 42112509. 7=mm 212z z A m j +=2.371202. 4212=mm取模數(shù)為 47）齒數(shù)為 24 與 96 的齒輪 N=7.09KW mw ³ 323 7.09 = 5.3 mm 24 ´ 90 A ³ 3703 N nj 7.09 = 158.6 mm 90 = 3703 mj = 2 ´ 158 .6 2A = = 2.64 mm 120 z1 + z 2 取模數(shù)為 4 6.2 齒輪分度圓直徑及（軸）中心距的估算 1）-傳動軸上

32、兩齒輪傳動副齒輪齒數(shù)分別為：72 與 51、41 與 82。為了使 軸上小齒輪齒根圓比摩擦離合器外片的外徑大，即大于 90mm,取模數(shù)為 2.5，則其 分度圓直徑分別為： Z1 = 72 ´ 2.5 = 180mm 、Z1 ' = 41´ 2.5 = 102.5mm、 Z 2 = 51´ 2.5 = 127.5mm 、Z 2 ' = 82 ´ 2.5 = 205mm -傳動軸間中心距 AI = m (Z 1 + Z 1 ') = 2.5 (72 + 51) = 153.75mm 2 2 2）-傳動軸上齒輪傳動副齒輪齒數(shù)分別為：35

33、 與 49、28 與 56、22 與 62。 模數(shù)為 4，則其分度圓直徑分別為： Z 3 = 35 ´ 4 = 140mm 、Z 3 ' = 49 ´ 4 = 196mm、 Z 4 = 28 ´ 4 = 112mm 、Z 4 ' = 56 ´ 4 = 224mm Z 5 = 22 ´ 4 = 88mm 、Z 5 ' = 62 ´ 4 = 248mm -傳動軸間中心距 A2 = m (Z 3 + Z 3 ') = 4 (35 + 49 ) = 168mm 2 2 3） -傳動軸上兩齒輪傳動副齒輪齒數(shù)分別為

34、： 28 與 56、 17 與 67。 模數(shù)為 4， 則其分度圓直徑分別為： Z 6 = 80 ´ 4 = 320mm 、Z 6 ' = 40 ´ 4 = 160mm、 20 Z 7 = 24 ´ 4 = 96mm 、Z 7 ' = 96 ´ 4 = 384mm -傳動軸間中心距 A3 = m (Z 1 + Z 1 ') = 4 (40 + 80 ) = 240 mm 2 2 7 主軸及其組件的設(shè)計 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動，因此， 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 由車床功率 N=5.5kw,查表可以選取前支承軸頸直徑: D1 = 95 130m m,考慮到軸 承的直徑系列均為 5 的倍數(shù)，故取 D1 = 100mm 后支承軸頸直徑 D2=(0.70.85D1=7085mm