主軸箱主軸減速器

1、目錄 TOC o 1-5 h z 一運(yùn)功設(shè)計(jì)21、電動(dòng)機(jī)的選擇2 HYPERLINK l bookmark20 o Current Document 2、轉(zhuǎn)速圖的繪制2 HYPERLINK l bookmark35 o Current Document 3、帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)6 HYPERLINK l bookmark48 o Current Document 4、齒輪齒數(shù)的確定及傳動(dòng)系統(tǒng)圖的繪制7二、動(dòng)力計(jì)算121、確定計(jì)算轉(zhuǎn)速12 HYPERLINK l bookmark72 o Current Document 2、傳動(dòng)軸的估算和驗(yàn)算12 HYPERLINK l bookmark84 o Cu

2、rrent Document 3、齒輪模數(shù)的估算和計(jì)算16 HYPERLINK l bookmark99 o Current Document 3、軸承的選擇與校核18三、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)241、摩擦離合器的選擇與驗(yàn)算24 HYPERLINK l bookmark118 o Current Document 2、齒寬的確定25 HYPERLINK l bookmark121 o Current Document 3 鍵的選擇25 HYPERLINK l bookmark124 o Current Document 4、潤滑與密封25 HYPERLINK l bookmark127 o Current

3、Document 四、設(shè)計(jì)總結(jié)26 HYPERLINK l bookmark131 o Current Document 參考文獻(xiàn)-27機(jī)械設(shè)計(jì)一、運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)1、電動(dòng)機(jī)的選擇合理地確定電機(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：硬質(zhì)合金 工件材料鋼材，查機(jī)械工程及自動(dòng)化簡明設(shè)計(jì)手冊表7-4可得：切深 a =3.5mm 進(jìn)給量 f(s)=0.35mm/r、切削速度 V=90m/mina主切削力：查表 6-19 F = 2795a f 0.75v -。.皿其中k = kk1 2=1x、0.75=ixf650r6

4、50 )=1切削功率：n FV P =, c 61200單位為kw ；估算主電機(jī)功率:Pe= p/ 門=p/0.8 = 4.41kw查表可選取電機(jī)為：Y132M-4，P=5.5kw,n=1440r/min o2、轉(zhuǎn)速圖的繪制、傳動(dòng)組及各傳動(dòng)組中傳動(dòng)副的數(shù)目級(jí)數(shù)為Z的傳動(dòng)系統(tǒng)由若干個(gè)順序的傳遞組組成，各傳動(dòng)組分別有Z1、Z2、Z3、 個(gè)傳動(dòng)副.即Z=ZZZ 傳動(dòng)副數(shù)由于結(jié)構(gòu)的限制以2或3為適合，即變速級(jí)數(shù)Z應(yīng)為2和3的因子：即Z=2a x 3b實(shí)現(xiàn)12級(jí)主軸轉(zhuǎn)速變化的傳動(dòng)系統(tǒng)可以寫成多種傳動(dòng)副的組合：1)12=3X42)12=4X312=3X2X24)12=2X3X25)12=2X2X3按照傳動(dòng)

5、副“前多后少”的原則選擇Z=3X2X2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I軸的軸向尺寸過大，所以此方案不宜采用，而應(yīng)先擇 12=2X3X2。方案4)是比較合理的12=2X3X22 )、傳動(dòng)系統(tǒng)擴(kuò)大順序的安排12=2X3X2的傳動(dòng)副組合，其傳動(dòng)組的擴(kuò)大順序又可以有6種形式：1)12=2 X3 X2 2)12=2 X3 X21261423)12=2 X3 X2 4)12=2 X3 X23166135)12=2 X3 X2 6)12=2 X3 X2241621根據(jù)級(jí)比指數(shù)分配要“前密后疏”的原則，應(yīng)選用Z= 2 X 3 X 2這一方案，然 126而對(duì)于我們所設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)將會(huì)出現(xiàn)兩個(gè)

6、問題：第一變速組采用降速傳動(dòng)時(shí)，由于摩擦離合器徑向結(jié)構(gòu)尺寸限制，使得I軸上 的齒輪直徑不能太小，11軸上的齒輪則會(huì)成倍增大。這樣，不僅使I-II軸間中心距 加大，而且I-II軸間的中心、距也會(huì)輥大，從而使整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)尺寸增大。這種 傳動(dòng)不宜采用。如果第一變速組采用升速傳動(dòng)，則I軸至主軸間的降速傳動(dòng)只能同后兩個(gè)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(gè)定比降速傳動(dòng) 組，使系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜。這種傳動(dòng)也不是理想的。如果采用Z= 2 X 3 X 2這一方案則可解決上述存在的問題。3163)、繪制結(jié)構(gòu)網(wǎng)結(jié)構(gòu)網(wǎng)、傳動(dòng)組的變速圍的極限值齒輪傳動(dòng)最小傳動(dòng)比Umin 1/4,最大傳動(dòng)比U

7、max 2，決定了 一個(gè)傳動(dòng)組的最大 變速圍 rmax=umax/umin8。因此，要按照下表，淘汰傳動(dòng)組變速圍超過極限值的所有傳動(dòng)方案。極限傳動(dòng)比及指數(shù)X,X,值為：公比甲 極限傳動(dòng)比指數(shù)1.411X 值：Umin= =1/4 p x4X，值:Umax=甲 x, =22(X+ X,)值：rmin=中 x+x=86-_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(dòng)的傳動(dòng)結(jié)構(gòu)式為:Z=Z11 Z2Z1 Z3Z1 Z2最后擴(kuò)大組的變速圍按照r 8原則，導(dǎo)出系統(tǒng)的最大級(jí)數(shù)Z和變速圍、為: 表231.41Z=12R=44Z=9R=15.6最后擴(kuò)大組的傳動(dòng)副數(shù)目Z3=2時(shí)的轉(zhuǎn)速圍遠(yuǎn)比Z3=3時(shí)大因此，

8、在機(jī)床設(shè)計(jì)中，因要求的R較大，最后擴(kuò)大組應(yīng)取2更為合適。同時(shí)，最后傳動(dòng)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(dòng)軸的 具有極限或接近傳動(dòng)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(dòng)組的傳動(dòng)副經(jīng)常為2的另一原因。6）、轉(zhuǎn)速圖的擬定運(yùn)動(dòng)參數(shù)確定以后，主軸各級(jí)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(hào)，確定各中間傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速，這樣就擬定主運(yùn)動(dòng)的轉(zhuǎn)速圖，使主 運(yùn)動(dòng)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(dòng)機(jī)作為動(dòng)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n :d選用時(shí)，要使電機(jī)轉(zhuǎn)速nd與主軸

9、最高轉(zhuǎn)速nmax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(dòng)。n=1440r/min（3）分配降速比：該車床主軸傳動(dòng)系統(tǒng)共設(shè)有四個(gè)傳動(dòng)組其中有一個(gè)是帶傳動(dòng)。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(dòng)組最小傳動(dòng)比。u 總二 n . / nE 二315/900=1/2.82分配總降速傳動(dòng)比時(shí)，要考慮是否增加定比傳動(dòng)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(dòng)比。a決定軸III-W的最小降速傳動(dòng)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(gè)變速組的最小降速傳動(dòng)比取極限

10、1/4,公比W=1.41，1.414=4，因此從 III軸的最下點(diǎn)向上4格，找到III上對(duì)應(yīng)的點(diǎn)，連接對(duì)應(yīng)的兩點(diǎn)即為III-W軸的最小傳動(dòng)比。b決定其余變速組的最小傳動(dòng)比根據(jù)“前慢后快”的原則，軸II -III間變速組取 umin=1/W3,即從I軸向上3格，同理，軸1-11間取u=1/W3，連接各線。c根據(jù)個(gè)變速組的傳動(dòng)比連線按基本組的級(jí)比指數(shù)x=3，第一擴(kuò)大組的級(jí)比指數(shù) x=1，第二擴(kuò)大組的級(jí)比指數(shù)x=6，畫出轉(zhuǎn)速圖如下所示：3、帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)已知電動(dòng)機(jī)功率5.5KW，轉(zhuǎn)速n1 = 1440r/min，傳動(dòng)比i=16，預(yù)定每天工作8 小時(shí)。1、確定傳動(dòng)功率Pca查機(jī)械工程及自動(dòng)化簡明設(shè)計(jì)手冊

11、表8-7得工作狀況系數(shù)KA = 1.1，故P K P 1.1 x 5.5 = 6.05kw2、選擇V帶的帶型根據(jù)七、七由圖8-11選用a型。3、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd 1。由表8-6和表8-8，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd 1 90mm。2）驗(yàn)算帶速v。按式（8-13）驗(yàn)算帶的速度v_ Kdn -兀 x90 x1440_678m/sV 60 x1000 60 x1000 . m S 因?yàn)?m / s v 30m / s，故帶速合適。3）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)式（8-15a），計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑dd 2d id 1.6 x 90 144mm根據(jù)表8-8，圓

12、整為150mm。4、確定V帶的中心距合和基準(zhǔn)長度Ld1）根據(jù)式（8-20），由 0.7（d + d ）a 2（d + d ）,即168a 480，則初定中d 1d 20d1d 20心距 a - 350mm。2）由式（8-22）計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長度兀（d -d）2L = 2a + （d + d ）+ d2心o兀/、(150 - 90)2 x 350 + -x(90 +150)+24 x 350牝 1236mm由表8-2選帶的基準(zhǔn)長度Ld 1250mm。3）按式（8-23）計(jì)算實(shí)際中心距。r350 +V1250 -1236 )2 J牝 357 牝 360mm中心、距的變化圍為a -0.015Ld

13、341a + 0.03L, 364。5、驗(yàn)算小帶輪上的包角a 157.357.3a 廣 180 (2 - dd 1)= 180。 (150 - 90) 170.45 906、計(jì)算帶的根數(shù)z1)計(jì)算單根V帶的額定功率尸。由 d - 90mm和n = 1440r / min，查表 8-4a 得 P = 1.064kw。根據(jù)n1= 1440r /min,i = 1.6和 A 型帶。查表 8-4b 得 AP = 0.15kw。查表8-5得K = 0.925，查表8-2得K = 0.925，于是P =（P +AP ） Ka -K =（1.064+0.15）x0.90 x0.93 = 1.02kw2）計(jì)算

14、V帶的根數(shù)z。竺=5.93 1.02取5根。4、齒輪齒數(shù)的確定及傳動(dòng)系統(tǒng)圖的繪制齒輪齒數(shù)的確定的要求可用計(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(dòng)比u和初步定 出的傳動(dòng)副齒數(shù)和可，查表即可求出小齒輪齒數(shù)。選擇時(shí)應(yīng)考慮：傳動(dòng)組小齒輪應(yīng)保證不產(chǎn)生根切。對(duì)于標(biāo)準(zhǔn)齒輪，其最小齒數(shù)3心zmin=17齒輪的齒數(shù)和可不能太大，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)和七100-120，常選用在100之。同一變速組中的各對(duì)齒輪，其中心、距必須保證 相等。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保證主軸的轉(zhuǎn)速誤差在規(guī)定的圍之。2)變速傳動(dòng)組中齒輪齒數(shù)的確定(1)確定齒輪齒數(shù)用計(jì)算

15、法確定第一個(gè)變速組中各齒輪的齒數(shù)Z/Z =u其中 j j j八 Z主動(dòng)齒輪的齒數(shù)Zj 一一被動(dòng)齒輪的齒數(shù)uj對(duì)齒輪的傳動(dòng)比對(duì)齒輪的齒數(shù)和SZ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(dòng)副上出現(xiàn)。把Z1的齒數(shù)取大些：取 Z1=Z =20 則1 minZ= 土 = * =58 2 u21/2.85齒數(shù)和 Sz %+Z20+58=78 同樣根據(jù)公式Z3= Z 4=39用查表法確定基本組的齒數(shù)a首先在*、舄、u中找出最小齒數(shù)的傳動(dòng)比*b為了避免根切和結(jié)構(gòu)需要，取Z.=241c 查表找到*=1/1.413的倒數(shù)2.82的行找到Z . =24查表最小

16、齒數(shù)和為92d找出可能的齒數(shù)和sz的各種數(shù)值，這些數(shù)值必須同時(shí)滿足各傳動(dòng)比要求的齒輪齒 數(shù)能同時(shí)滿足三個(gè)傳動(dòng)比要求的齒數(shù)和有e確定合理的齒數(shù)和依次可以查得f確定反轉(zhuǎn)齒輪齒數(shù)Sz二92 96 99 102SZ =102 TOC o 1-5 h z Z =24Z =78Z5=34Z6=68Z：=51Z：=51根據(jù)整體結(jié)構(gòu)及轉(zhuǎn)速分配 七=24,七=24同理可得其它的齒輪如下表所示:表變速 組第一變速組基本組第二變速組反轉(zhuǎn)齒數(shù) 和7810211448齒輪Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14Z15Z16齒數(shù)20583939247834685151239176382424驗(yàn)算

17、主軸轉(zhuǎn)速誤差由于確定的齒輪齒數(shù)所得的實(shí)際轉(zhuǎn)速與傳動(dòng)設(shè)計(jì)的理論轉(zhuǎn)速難以完全相符，需要 驗(yàn)算主軸各級(jí)轉(zhuǎn)速，最大誤差不得超過10(W-1)%。主軸各級(jí)實(shí)際轉(zhuǎn)速值用下式計(jì)算n 實(shí)二n X (1- e ) Xu Xu Xu XuEa b c d其中e滑移系數(shù)e =0.2u u u u分別為各級(jí)的傳動(dòng)比12/45轉(zhuǎn)速誤差用主軸1實(shí)際轉(zhuǎn)速與標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速相對(duì)誤差的絕對(duì)值表示/n二 I Mb一M準(zhǔn) |W10(WT)%(中為公比)n實(shí)際n =1440X0.625X0.98X0.35X0.35X0.25=27.8/實(shí)1二 | (27.8-28)/28 | =0.5%同樣其他的實(shí)際轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)速誤差如下：主 軸 轉(zhuǎn) 速n2n

18、3n4n5n6n7n8n9n10n11n12N13標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速4056801121602243154506309001250180 0實(shí) 際 轉(zhuǎn) 速39.855.779.6111.2159.3223.6314.5445.6628.4897.81244.9轉(zhuǎn) 速 誤 差0.50.50.50.70.40.10.20.90.30.20.40.8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 如下圖所示。齒輪結(jié)構(gòu)的布置4）繪制主傳動(dòng)系統(tǒng)圖S樹墀二、動(dòng)力計(jì)算1、確定計(jì)算轉(zhuǎn)速1）、確定主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速：計(jì)算轉(zhuǎn)速.是傳動(dòng)件能傳遞全部功率的最低轉(zhuǎn)速。各傳動(dòng) 件的

19、計(jì)算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖上，按主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速和相應(yīng)的傳動(dòng)關(guān)系確定。根據(jù)上表，主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為Z12n = n 4 3T = 40XI.4I3T = 112r / min2）、各變速軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速：軸III有六級(jí)轉(zhuǎn)速，其最低轉(zhuǎn)速160,/min通過雙聯(lián)滑移齒輪使主軸獲得兩級(jí)轉(zhuǎn)速： 40r/min和315r/min。315,/min比主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速高，需傳遞全部功率，故軸III的 160,/min也應(yīng)該能傳遞全部功率，是計(jì)算轉(zhuǎn)速。同理也可以求出其他軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速。軸II的計(jì)算轉(zhuǎn)速n .為315r/min；軸I的計(jì)算轉(zhuǎn)速n為900r/min。3）、各齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速各變速組一般只計(jì)算組最小齒輪，也是最薄弱的齒

20、輪，故也只需確定最小齒輪 的計(jì)算轉(zhuǎn)速。軸III一W之間，最小齒輪為z=23，計(jì)算轉(zhuǎn)速為450r/min；軸II一III之間，最小齒數(shù)為z=24，計(jì)算轉(zhuǎn)速為315r/min；軸I 一II之間，最下齒數(shù)為z=20，計(jì)算轉(zhuǎn)速為900r/min。齒輪z1z2z3z4z5z6z7z8計(jì)算轉(zhuǎn) 速r/min900315900900315160315224齒輪z9z10z11z12z13z14z15z16計(jì)算轉(zhuǎn) 速r/min315315450450160160140014002、傳動(dòng)軸的估算和驗(yàn)算1）傳動(dòng)軸直徑的估算傳動(dòng)軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下列公式估算傳動(dòng)軸直徑:d = 94 ；mm4 .k 其中：N該傳動(dòng)軸的

21、輸入功率N = N j KWN一電機(jī)額定功率；d門一從電機(jī)到該傳動(dòng)軸之間傳動(dòng)件的傳動(dòng)效率的乘積，見機(jī)械工程及其 自動(dòng)化簡明設(shè)計(jì)手冊表24.n .該傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速r/min里每米長度上允許的扭轉(zhuǎn)角（deg/m）,可根據(jù)傳動(dòng)軸的要求選取如下表 所示剛度要求允許的扭轉(zhuǎn)角、一般傳動(dòng)軸要求較高的軸軸要求較低的軸里0.5。1。0.1。0.5。1.5。2。對(duì)于一般的傳動(dòng)軸，取叨=1。，由上面可知I、II、III的計(jì)算轉(zhuǎn)速分別為:900r / min、315r / min、160r / min112r/ min 。N、= N? = 5.5 x 0.96 = 5.28 KWn 二900 r/min午 914

22、繇二 25-18mm取d = 25 mm ；N 2 = Np= 5.5 x 0.96 x 0.995 = 5.25 KWn 二315 r/mind = 914 5.25 盤為 mm24315 x 1。取 d = 35mm ；N 3 = Np= 5.5 x 0.96 x 0.995 x 0.99 = 5.20 KWn. =160r / mind = 914 5.20 = 38.64 mm34160 x1。取 d = 40mm ；N = N廣 5.5 x 0.96 x 0.995 x 0.99 x 0.99 = 5.148n =112r/mind = 914 .I = 42.14mm 4112 x

23、1。N反=5.5 x 0.96 x 0.995 = 5.25kwn. = 1400 r / mind = 915.251400 x1=22.5mm取 25mm；主軸采用A型普通平鍵，則為保證軸的剛度，則d值增大7%8%，這里增大 8%，則：d = 42.14 x1.08 n 45mm。I軸采用光軸，II軸和HI軸因?yàn)橐惭b滑移齒輪所以都采用花鍵軸。因?yàn)榫匦位ㄦI 定心精度高，定心穩(wěn)定性好，能用磨削的方法消除熱處理變形，定心直徑尺寸公差 和位置公差都能獲得較高的精度，故我采用矩形花鍵連接。按GBT1144-1987規(guī)定， 矩形花鍵的定心方式為小徑定心。花鍵的小徑為軸減小7%作為其值，則d 22 =

24、 35 x 0.93 = 32.55mm,取 32 mmd 33 = 40 x 0.93 = 37.2mm,取 36 mm查機(jī)械工程及自動(dòng)化簡明設(shè)計(jì)手冊表C-30的矩形花鍵的基本尺寸系列，II 軸花鍵軸的規(guī)格 N xd x D x B為8x32 f 7 x36a11x 6d10,a = 2.7mm ；III 軸花鍵軸的規(guī)格 N x d x D x B為8x36 f 7 x 40a11x 7d10,a = 3.5mm;2)主軸的設(shè)計(jì)與計(jì)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(dòng)，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)。主軸直徑的選擇查教材表3-1可

25、以選取前支承軸頸直徑D1=90 mm后支承軸頸直徑D2=(0.70.85)Dj6377 mm選取D =70 mm2主軸徑的選擇車床主軸由于要通過棒料，安裝自動(dòng)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(duì)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d/D)=0.550.611其中D主軸的平均直徑，D=(D1+D2)/2前軸頸處孔直徑dd 1二（0.550.6）D=4448 mm1所以，孔直徑取45mm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(hào)取5號(hào)主軸前端懸伸量的選

26、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=0.61.5a=(0.61.5)D =54135 mm1所以，懸伸量取100mm主軸支撐跨距的選擇在選擇跨距時(shí)，因主軸彎曲變形和支撐變性引起主軸前軸端的總位移量為最小。一般取匕=(23.5)氣即 = (200 - 350)mm，取匕=260mm。則主軸的結(jié)構(gòu)簡 圖圖所示：主軸剛度的驗(yàn)算對(duì)于一般機(jī)床主軸，主要進(jìn)行剛度驗(yàn)算，通常能滿足剛度要求的主軸也能滿足強(qiáng) 度要求。所以只要進(jìn)行剛度校核即可。對(duì)于一般受彎矩作用的主軸，需要進(jìn)行彎矩剛度驗(yàn)算。主要驗(yàn)算主軸軸端的位移 y和前軸承處的轉(zhuǎn)角0 Ao主軸支承的簡

27、化圖切削力 Fz=2795N查機(jī)械工程及自動(dòng)化簡明設(shè)計(jì)手冊表7-26撓度_ Fa2(L + a) _ 2795x 1002 x(260 +100) _0 009 七一3EI3 x 2.0 x 105 x1.81x 106 _ *3EI其中E為彈性模量，鋼材E=2.1 x 105MPa。I為截面慣性矩：1 =6470、1 一_ 1.81x 106 mm 4k 90 J-d廠F查機(jī)械工程及自動(dòng)化簡明設(shè)計(jì)手冊表7-25，軸的彎曲量允許值y=0.0002L=0.0002X260=0.052yAV yF(2cl + a - 3a 2) 2795 x(2 x100 +100 - 3 x1002)9 _ 0

28、.00003radx傾角6EI6 x105 x1.81x106前端裝有圓柱滾子軸承，查表0 =0.001rad0 370，一 mmt n其中n.為大齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速，A為齒輪中心距。由中心距A及齒數(shù)z、z求出模數(shù)：m = 2A mm12j z1 + z 2根據(jù)估算所得m 3和m .中較大的值，選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。（1）齒數(shù)為20與58的齒輪N=5.28KWm 325.2858 x 315=2.12 mm二 3703528 = 95 mm3152Am =j z + z2 x 9520 + 58=2.43 mm取模數(shù)為2.5（2）齒數(shù)為39與39的齒輪m/ 3*舄=2.07 mm,NA 370 ni

29、 j二 37035竺=67 mm900m = 2A = 2 X 67 = 1.71 mm j z + z 39 + 39取模數(shù)為2.5（3）齒數(shù)為24與78的齒輪N=5.25KW5.25 小 m=2.40 mmN A370. 3 n i j二 370525 = 118 mm 1602A2x118m = 2.31 mmj 七 + z 224 + 78取模數(shù)為2.5齒數(shù)為34與68的齒輪N=525KW 5.25m 323 224 - 2.24 mm34 + 68j Z + z 2:取模數(shù)為2.5-2.08 mm（5）齒數(shù)為51與51的齒輪N=5.25KW5.25m 3251 315 - 2.20m

30、m.525A 370二 370寸市-95 mm2 x 9551 + 51-1.86 mm2 Am j z + z12取模數(shù)為2.5齒數(shù)為23與91的齒輪N=5.20KW5.201 .m 32=1.61 mm91x 450A 370 3七5.20二 3703=84 mm 450m =工=3 =1.65 mmj zi + z 223 + 91為是全部齒輪模數(shù)統(tǒng)一，則取模數(shù)為2.5齒數(shù)為76與38的齒輪N=5.20KW”/=2.41 mm:NA 370 3 n1 j5.20二 3703=118 mm 160 TOC o 1-5 h z 2x1182 A=2.07 m =mm76 + 38 j z +

31、 z 12取模數(shù)為2.5齒輪模數(shù)的驗(yàn)算才可結(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(jí)等都已確定， 能核驗(yàn)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(jì)算齒輪模數(shù)公式為：m = 16300 土KK2K3K，N mmj3 W zig .Rn,根據(jù)齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算齒輪模數(shù)公式為：m = 275 : KKKKN mm3 zY ng 式中：N 計(jì)算齒輪傳遞的額定功率N 一計(jì)算齒輪（小齒輪）的計(jì)算轉(zhuǎn)速r/minWm-齒寬系數(shù)Wm =，中m常取610； mz -計(jì)算齒輪的齒數(shù)，一般取傳動(dòng)中最小齒輪的齒數(shù)；i-大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比，i =勺 1; +”用于外嚙合，“-”號(hào)

32、用于嚙合; z1Ks-壽命系數(shù)，Ks = K K KnK ； Kt-工作期限系數(shù)，K=il60nT齒輪等傳動(dòng)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)Con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=1500020000h；K一轉(zhuǎn)速變化系數(shù)K n 功率利用系數(shù)K，一材料強(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；七（壽命系數(shù)）的極限七,七.當(dāng)K K 時(shí)，則取K K所以取Ks=0.6由表:7-23許用應(yīng)力知，可取齒輪材料為45淬火和回火g =1100MPa j。=320MPaw由表10可知可查得Y=0.4558m _ 1

33、6300 1）K K2K3 Vj3 W z12io 2nm _16300（三 + 1）x1.2 x 1.2 x 1x 0.6 x 5.280_ 2.067 x 202 x 58 x 11002 x 90020m _ 2751.2 x 1.2 x 1x 0.6 x 5.28 _ 1.77 20 x 0.45 x 7 x 850 x 320所以模數(shù)取2.5適合要求。同樣可以校核其它齒輪的模數(shù)也符合要求。4、軸承的選擇與校核機(jī)床傳動(dòng)軸常用的滾動(dòng)軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升?？蛰d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(duì)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

34、滾錐軸承的外圈可以公開。裝配方便，間隙容 易調(diào)整。所以有時(shí)在沒有軸向力時(shí)，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(gè)應(yīng)小于花鍵的徑，一般傳動(dòng)軸承選用G級(jí) 精度。1）一般傳動(dòng)軸上的軸承選擇其具體的型號(hào)和尺寸如下表所示：位置型號(hào)dDB類型帶輪6207357217深溝球軸承一軸最左端6205255215深溝球軸承一周齒輪與軸配合7205253115角接觸球軸承二軸30207357217圓錐滾子軸承三軸兩端3020945

35、8519圓錐滾子軸承三周中間6209458519深溝球軸承主軸末端302136512023圓錐滾子軸承主軸中端512147010527推力球軸承主軸前端NN30189014037雙列圓柱滾子軸承2）主軸軸承的類型主軸的前軸承選取NN系列雙列向心、短圓柱滾子軸承。這種軸承承載能力大，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(gè)部件支承結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜。雙列圓柱滾子 軸承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

36、軸承產(chǎn)生接觸變形，過大的預(yù)負(fù)載對(duì)提高剛度沒有明顯效果，而磨 損發(fā)熱量和噪聲都會(huì)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：調(diào)整說明：轉(zhuǎn)動(dòng)調(diào)整螺母，使圈向大端移動(dòng)。特點(diǎn)：結(jié)構(gòu)簡單。移動(dòng)量完全靠經(jīng)驗(yàn)，一旦調(diào)整過緊，難以把圈退回。軸承的較核1)滾動(dòng)軸承的疲勞壽命驗(yàn)算=500CfnK K K KFA Hp Hn l T (h )或 c = LkaKh Kh K F C(N)nLh額定壽命(h)c 一額定動(dòng)載荷的 c廠動(dòng)載荷(N)T 一滾動(dòng)軸承的許用壽命(h)，一般取1000015000(h)8 壽命指數(shù)，對(duì)球軸承8 =3 ,對(duì)滾子軸承8 =10/3fn 一速度系數(shù)，n一軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)數(shù)r/min

37、fh 一壽命系數(shù)，h % 500K入使用系數(shù)七一功率利用系數(shù)匕一轉(zhuǎn)化變化系數(shù) K一齒輪輪換工作系數(shù)F 一當(dāng)量動(dòng)負(fù)荷(N)滾動(dòng)軸承的靜負(fù)荷驗(yàn)算C0, = K0F0 T (h)同樣可以較核其它軸承也符合要求。三、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1、摩擦離合器的選擇與驗(yàn)算1)按扭矩選擇八 -NrM . KM =Kx9550Nmj式中Mj一離合器的額定靜力矩(Kgm)K一安全系數(shù)，一般取1.31.5，這里取1.4；N一離合器需傳遞的功率，單位為KW；門一電動(dòng)機(jī)至裝離合器的軸的傳動(dòng)功率，這 里取0.96；匕一離合器所在軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速，單位為r/min ； M響一運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)的最大 負(fù)載力矩N0 一96則正轉(zhuǎn)：M亍 KM = Kx955

38、0 x=1.4x9550 x5.5x荷=78.44NmjN0 96反轉(zhuǎn)：M了 KM =Kx9550 x= 1.4x9550 x5.5x育而=50.42Nmj2）外摩擦片的徑da、根據(jù)結(jié)構(gòu)需要采用軸裝式摩擦片，則摩擦片的徑七=（1.5 3）d = 37.5 45mm,取40mm；切確定摩擦片外徑D2查機(jī)械工程及自動(dòng)化簡明設(shè)計(jì)手冊表7-13，選擇通用型摩擦片尺寸， 尺寸如下表片數(shù)靜力矩D1D2D0Bb91004011811030143.5.3計(jì)算摩擦面中經(jīng)D （單位mm）及摩擦面平均軸線速度v （單位m/s） TOC o 1-5 h z D =心二冬622u =兀明 =x 900 x 79 = 3

39、 72m/s七一6000060000* m S摩擦盤寬度bb =工=118 = 39mm223）計(jì)算摩擦面的對(duì)數(shù)Z7 =12M - K103=K f p（D23 -D3）K K K式中：f摩擦片間的摩擦系數(shù)；p許用壓強(qiáng)MPa；D2摩擦片片外徑mm； D1外摩擦片片徑mm；七速度修正系數(shù)；呈摩擦面對(duì)數(shù)修正系數(shù)；Km結(jié)合次數(shù)修正系數(shù)；K安全系數(shù)，一般取1.31.5；Mn 離合器需要傳遞的扭矩，單位為N m。在機(jī)械工程及自動(dòng)化簡明設(shè)計(jì)手冊中分別查表f = 0.06P = 1.0 1.2D2 = 118 mmD1=40mm = 0.86匕=0.82Km = 1.012 x 50.24 x 1.4 x 10312 尸&44 x*103= 6.28 =6 兀 x0.06x1xU183 403人0.86x 1x0.82（z+1）片:摩擦片為4片，外摩擦片為3片;摩擦片為3片，外摩擦片為2片。氣一兀 x 0.06 x1x(118： 403 )x 0.86 x1x 0.82 =4摩擦片總數(shù)為正轉(zhuǎn)：反轉(zhuǎn)：4）計(jì)算軸向壓力QFq = 40（D22 D2 ）p