最大加工直徑為250mm的普通車(chē)床的主軸箱部件設(shè)計(jì)

PAGE4PAGE2寧XX大學(xué)課程設(shè)計(jì)(論文)最大加工直徑為250mm的普通車(chē)床的主軸箱部件設(shè)計(jì)所在學(xué)院專(zhuān)業(yè)班級(jí)姓名學(xué)號(hào)指導(dǎo)老師年月日摘要本設(shè)計(jì)著重研究機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)步驟和設(shè)計(jì)方法，根據(jù)已確定的運(yùn)動(dòng)參數(shù)以變速箱展開(kāi)圖的總中心距最小為目標(biāo)，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(shè)計(jì)效率。在機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡(jiǎn)化結(jié)構(gòu)，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設(shè)計(jì)方法是試算，湊算法，計(jì)算麻煩且不易找出合理的設(shè)計(jì)方案。本文通過(guò)對(duì)主傳動(dòng)系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動(dòng)特點(diǎn)的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開(kāi)圖及剖視圖。關(guān)鍵詞:傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì),傳動(dòng)副，結(jié)構(gòu)網(wǎng)，結(jié)構(gòu)式，目錄摘要 2目錄 4第1章緒論 61.1課程設(shè)計(jì)的目的 61.2課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容 61.2.1理論分析與設(shè)計(jì)計(jì)算 61.2.2圖樣技術(shù)設(shè)計(jì) 61.2.3編制技術(shù)文件 61.3課程設(shè)計(jì)題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 6第2章車(chē)床參數(shù)的擬定 82.1車(chē)床主參數(shù)和基本參數(shù) 82.2車(chē)床的變速范圍R和級(jí)數(shù)Z 82.3確定級(jí)數(shù)主要其他參數(shù) 82.3.1擬定主軸的各級(jí)轉(zhuǎn)速 82.3.2主電機(jī)功率——?jiǎng)恿?shù)的確定 82.3.3確定結(jié)構(gòu)式 82.3.4確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 92.3.5繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖 92.4確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù) 102.5核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 12第3章傳動(dòng)件的計(jì)算 123.1帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 123.2選擇帶型 133.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速 143.4確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度并驗(yàn)算小輪包角 143.5確定帶的根數(shù)z 153.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 153.7確定帶的張緊裝置 163.8計(jì)算壓軸力 163.9計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算 183.10齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算 183.11傳動(dòng)軸最小軸徑的初定 213.12主軸合理跨距的計(jì)算 22第4章主要零部件的選擇 234.1軸承的選擇 234.2鍵的規(guī)格 244.3主軸彎曲剛度校核 244.4.軸承校核 244.5潤(rùn)滑與密封 25第5章摩擦離合器(多片式)的計(jì)算 25第6章主要零部件的選擇 276.1電動(dòng)機(jī)的選擇 276.2軸承的選擇 276.3變速操縱機(jī)構(gòu)的選擇 276.4軸的校核 276.5軸承壽命校核 29第7章主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及說(shuō)明 307.1結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案 307.2展開(kāi)圖及其布置 31結(jié)束語(yǔ) 32參考文獻(xiàn) 33課程設(shè)計(jì)（論文）PAGE6第1章緒論1.1課程設(shè)計(jì)的目的課程設(shè)計(jì)是在學(xué)完本課程后，進(jìn)行一次學(xué)習(xí)設(shè)計(jì)的綜合性練習(xí)。通過(guò)課程設(shè)計(jì)，使學(xué)生能夠運(yùn)用所學(xué)過(guò)的基礎(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課和專(zhuān)業(yè)課的有關(guān)理論知識(shí)，及生產(chǎn)實(shí)習(xí)等實(shí)踐技能，達(dá)到鞏固、加深和拓展所學(xué)知識(shí)的目的。通過(guò)課程設(shè)計(jì)，分析比較機(jī)械系統(tǒng)中的某些典型機(jī)構(gòu)，進(jìn)行選擇和改進(jìn)；結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算并編寫(xiě)技術(shù)文件；完成系統(tǒng)主傳動(dòng)設(shè)計(jì)，達(dá)到學(xué)習(xí)設(shè)計(jì)步驟和方法的目的。通過(guò)設(shè)計(jì)，掌握查閱相關(guān)工程設(shè)計(jì)手冊(cè)、設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)和資料的方法，達(dá)到積累設(shè)計(jì)知識(shí)和設(shè)計(jì)技巧，提高學(xué)生設(shè)計(jì)能力的目的。通過(guò)設(shè)計(jì)，使學(xué)生獲得機(jī)械系統(tǒng)基本設(shè)計(jì)技能的訓(xùn)練，提高分析和解決工程技術(shù)問(wèn)題的能力，并為進(jìn)行機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)創(chuàng)造一定的條件。1.2課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容《機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)》課程設(shè)計(jì)內(nèi)容由理論分析與設(shè)計(jì)計(jì)算、圖樣技術(shù)設(shè)計(jì)和技術(shù)文件編制三部分組成。1.2.1理論分析與設(shè)計(jì)計(jì)算（1）機(jī)械系統(tǒng)的方案設(shè)計(jì)。設(shè)計(jì)方案的分析，最佳功能原理方案的確定。（2）根據(jù)總體設(shè)計(jì)參數(shù)，進(jìn)行傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)和計(jì)算。（3）根據(jù)設(shè)計(jì)方案和零部件選擇情況，進(jìn)行有關(guān)動(dòng)力計(jì)算和校核。1.2.2圖樣技術(shù)設(shè)計(jì)（1）選擇系統(tǒng)中的主要機(jī)件。（2）工程技術(shù)圖樣的設(shè)計(jì)與繪制。1.2.3編制技術(shù)文件（1）對(duì)于課程設(shè)計(jì)內(nèi)容進(jìn)行自我經(jīng)濟(jì)技術(shù)評(píng)價(jià)。（2）編制設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)。1.3課程設(shè)計(jì)題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求題目：中型普通車(chē)床主軸箱設(shè)計(jì)車(chē)床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：工件最大回轉(zhuǎn)直徑D(mm)正轉(zhuǎn)最高轉(zhuǎn)速Nmax()正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin()電機(jī)功率N（kw）公比250160031531.26第2章車(chē)床參數(shù)的擬定2.1車(chē)床主參數(shù)和基本參數(shù)車(chē)床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：工件最大回轉(zhuǎn)直徑D(mm)正轉(zhuǎn)最高轉(zhuǎn)速nmax()正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin()電機(jī)功率N（kw）公比250160031531.262.2車(chē)床的變速范圍R和級(jí)數(shù)ZR==由公式R=，其中=1.26，R=5.08，可以計(jì)算z=82.3確定級(jí)數(shù)主要其他參數(shù)2.3.1擬定主軸的各級(jí)轉(zhuǎn)速依據(jù)題目要求選級(jí)數(shù)Z=8，=1.26=1.064考慮到設(shè)計(jì)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(dòng)。各級(jí)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：315，400，500，630，800，1000，1250，16002.3.2主電機(jī)功率——?jiǎng)恿?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。根據(jù)題設(shè)條件電機(jī)功率為3KW可選取電機(jī)為：Y100L2-4額定功率為3KW，滿載轉(zhuǎn)速為1420r/min.2.3.3確定結(jié)構(gòu)式已知Z=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(shí)現(xiàn)變速。取Z=8級(jí)則Z=22對(duì)于Z=8可分解為：Z=21×22×24。綜合上述可得：主傳動(dòng)部件的運(yùn)動(dòng)參數(shù)=315Z=8=1.262.3.4確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)根據(jù)“前多后少”,“先降后升”,前密后疏,結(jié)構(gòu)緊湊的原則,選取傳動(dòng)方案Z=21×22×24,易知第二擴(kuò)大組的變速范圍r=φ(P3-1)x=1.264=3.95〈8滿足要求，其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖2-1。Z=21×22×242.3.5繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖（1）選擇電動(dòng)機(jī)：采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。（2）繪制轉(zhuǎn)速圖：（3）畫(huà)主傳動(dòng)系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù)，畫(huà)主傳動(dòng)系統(tǒng)圖如圖2-3：1-2軸最小中心距：A1_2min>1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和:Szmin>(Zmax+2+D/m)2.4確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù)(1)Sz100-120,中型機(jī)床Sz=70-100(2)直齒圓柱齒輪Zmin18-20,m4圖2-3主傳動(dòng)系統(tǒng)圖（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設(shè)計(jì)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(dòng)比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表2-2。表2-2齒輪齒數(shù)傳動(dòng)比基本組第一擴(kuò)大組第二擴(kuò)大組1:1.261:1.581.26：11:1.261.26：11：2代號(hào)ZZZZZZZZ’Z5Z5’ZZ齒數(shù)4252365847373747493929592.5核算主軸轉(zhuǎn)速誤差實(shí)際傳動(dòng)比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不應(yīng)超過(guò)±10(-1)％,即〈10(-1)％=2.6％各級(jí)轉(zhuǎn)速誤差n160012501000800630500400315n`1664.21237.81002.1804.5636.05503.6403.2318.6誤差0.4％1.4％0.4％1.4％0.4％1.4％0.4％1.4％轉(zhuǎn)速誤差小于2.6％，因此不需要修改齒數(shù)。第3章傳動(dòng)件的計(jì)算3.1帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)輸出功率P=3kW,轉(zhuǎn)速n1=1420r/min,n2=1250r/min3.1.1計(jì)算設(shè)計(jì)功率Pd表4工作情況系數(shù)工作機(jī)原動(dòng)機(jī)ⅰ類(lèi)ⅱ類(lèi)一天工作時(shí)間/h10~1610~16載荷平穩(wěn)液體攪拌機(jī)；離心式水泵；通風(fēng)機(jī)和鼓風(fēng)機(jī)（）；離心式壓縮機(jī)；輕型運(yùn)輸機(jī)1.01.11.21.11.21.3載荷變動(dòng)小帶式運(yùn)輸機(jī)（運(yùn)送砂石、谷物），通風(fēng)機(jī)（）；發(fā)電機(jī)；旋轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機(jī)床；剪床；壓力機(jī)；印刷機(jī)；振動(dòng)篩1.11.21.31.21.31.4載荷變動(dòng)較大螺旋式運(yùn)輸機(jī)；斗式上料機(jī)；往復(fù)式水泵和壓縮機(jī)；鍛錘；磨粉機(jī)；鋸木機(jī)和木工機(jī)械；紡織機(jī)械1.21.31.41.41.51.6載荷變動(dòng)很大破碎機(jī)（旋轉(zhuǎn)式、顎式等）；球磨機(jī)；棒磨機(jī)；起重機(jī)；挖掘機(jī)；橡膠輥壓機(jī)1.31.41.51.51.61.8根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時(shí)），查《機(jī)械設(shè)計(jì)》P296表4，取KA＝1.1。即3.2選擇帶型普通V帶的帶型根據(jù)傳動(dòng)的設(shè)計(jì)功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按《機(jī)械設(shè)計(jì)》P297圖13－11選取。根據(jù)算出的Pd＝3.3kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n1＝1420r/min，查圖得：dd=80～100可知應(yīng)選取A型V帶。3.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P298表13－7查得，小帶輪基準(zhǔn)直徑為80～100mm則取dd1=100mm>ddmin.=75mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得）表3V帶帶輪最小基準(zhǔn)直徑槽型YZABCDE205075125200355500由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P295表13-4查“V帶輪的基準(zhǔn)直徑”，得=112mm誤差驗(yàn)算傳動(dòng)比：（為彈性滑動(dòng)率）誤差符合要求②帶速滿足5m/s<v<25~30m/s的要求，故驗(yàn)算帶速合適。3.4確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度并驗(yàn)算小輪包角由式可得0.7（100+112）2（100+112）即148.4424，選取=300mm所以有：由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P293表13－2查得Ld＝900mm實(shí)際中心距符合要求。表4.包角修正系數(shù)包角220210200190180150170160140130120110100901.201.151.101.051.000.920.980.950.890.860.820.780.730.68表5.彎曲影響系數(shù)帶型ZABCDE3.5確定帶的根數(shù)z查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，取P1=0.35KW，△P1=0.03KW由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P299表13－8查得，取Ka=0.95由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P293表13－2查得，KL＝1.16則帶的根數(shù)所以z取整數(shù)為3根。3.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸根據(jù)V帶輪結(jié)構(gòu)的選擇條件，電機(jī)的主軸直徑為d=28mm；由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P293，“V帶輪的結(jié)構(gòu)”判斷：當(dāng)3d＜dd1(90mm)＜300mm，可采用H型孔板式或者P型輻板式帶輪，這次選擇H型孔板式作為小帶輪。由于dd2>300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。總之，小帶輪選H型孔板式結(jié)構(gòu)，大帶輪選擇E型輪輻式結(jié)構(gòu)。帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。3.7確定帶的張緊裝置選用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。3.8計(jì)算壓軸力由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝117.39N，上面已得到=177.57，z=3，則對(duì)帶輪的主要要求是質(zhì)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(zhuǎn)速高時(shí)要進(jìn)行動(dòng)平衡，對(duì)于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應(yīng)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(chēng)為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動(dòng)帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側(cè)面間的夾角是40°，為了適應(yīng)V帶在帶輪上彎曲時(shí)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(hào)及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見(jiàn)表7-3。裝在軸上的筒形部分稱(chēng)為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱(chēng)為輪幅（腹板），用來(lái)聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。表普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）項(xiàng)目

符號(hào)槽型YZABCDE基準(zhǔn)寬度bp5.38.511.014.019.027.032.0基準(zhǔn)線上槽深hamin1.62.02.753.54.88.19.6基準(zhǔn)線下槽深hfmin4.77.08.710.814.319.923.4槽間距e8±0.312±0.315±0.319±0.425.5±0.537±0.644.5±0.7第一槽對(duì)稱(chēng)面至端面的距離fmin67911.5162328最小輪緣厚55.567.5101215帶輪寬BB=(z-1)e+2f

z—輪槽數(shù)外徑da輪槽角32°對(duì)應(yīng)的基準(zhǔn)直徑dd≤60------34°-≤80≤118≤190≤315--36°60----≤475≤60038°-＞80＞118＞190＞315＞475＞600極限偏差±1±0.5V帶輪按腹板（輪輻）結(jié)構(gòu)的不同分為以下幾種型式：

（1）實(shí)心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d時(shí))，如圖7-6a。

（2）腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤300mm時(shí))，如圖7-6b。

（3）孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞100mm時(shí))，如圖7-6c。

（4）橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞500mm時(shí))，如圖7-6d。（a）（b）（c）（d）圖7-6帶輪結(jié)構(gòu)類(lèi)型根據(jù)設(shè)計(jì)結(jié)果，可以得出結(jié)論：小帶輪選擇實(shí)心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）3.9計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算（1）主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速nj，由公式n=n得，主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速nj=463.02r/min，取500r/min。(2).傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速軸2=1000r/min，軸1=800r/min。（2）確定各傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速。表3-1各軸計(jì)算轉(zhuǎn)速軸號(hào)Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸計(jì)算轉(zhuǎn)速r/min80010005000（3）確定齒輪副的計(jì)算轉(zhuǎn)速。3-2。表3-2齒輪副計(jì)算轉(zhuǎn)速序號(hào)ZZZZZn800800100010005003.10齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算（1）模數(shù)計(jì)算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負(fù)荷最重的小齒輪，按簡(jiǎn)化的接觸疲勞強(qiáng)度公式進(jìn)行計(jì)算，即mj=16338可得各組的模數(shù)，如表3-3所示。表3-3模數(shù)組號(hào)基本組第一擴(kuò)大組模數(shù)mm2.52.5（2）基本組齒輪計(jì)算。基本組齒輪幾何尺寸見(jiàn)下表齒輪Z1Z1`Z2Z2`齒數(shù)42523658分度圓直徑10513090145齒頂圓直徑11013595150齒根圓直徑98.75123.583.75138.75齒寬20202020按基本組最小齒輪計(jì)算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。計(jì)算如下：①齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算：接觸應(yīng)力驗(yàn)算公式為彎曲應(yīng)力驗(yàn)算公式為：式中N傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動(dòng)機(jī)功率，N=5kW;計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）.=500（r/min）;m初算的齒輪模數(shù)（mm）,m=2.5（mm）;B齒寬（mm）;B=20（mm）;z小齒輪齒數(shù)；z=36;u小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=1.6;壽命系數(shù)；=工作期限系數(shù)；T齒輪工作期限，這里取T=15000h.;齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）,=500（r/min）基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取=，彎曲載荷取=m疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6;轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，查【5】2上，取=0.60功率利用系數(shù)，查【5】2上，取=0.78材料強(qiáng)化系數(shù)，查【5】2上，=0.60工作狀況系數(shù)，取=1.1動(dòng)載荷系數(shù)，查【5】2上，取=1齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2上，=1Y齒形系數(shù)，查【5】2上，Y=0.386；許用接觸應(yīng)力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650Mpa；許用彎曲應(yīng)力（MPa），查【4】，表4-7，取=275Mpa；根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：=635Mpa=78Mpa（3）擴(kuò)大組齒輪計(jì)算。第一擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見(jiàn)下表齒輪Z3Z3`Z4Z4`齒數(shù)47373747分度圓直徑117.592.592.5117.5齒頂圓直徑122.597.597.5122.5齒根圓直徑111.2586.2586.25111.25齒寬20202020第二擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見(jiàn)下表齒輪Z5Z5`Z6Z6`齒數(shù)49392959分度圓直頂圓直根圓直徑139.5109.579.5169.5齒寬24242424按擴(kuò)大組最小齒輪計(jì)算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。同理根據(jù)基本組的計(jì)算，查文獻(xiàn)【6】，可得=0.62，=0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3.5，=355；可求得：=619Mpa=135Mpa3.11傳動(dòng)軸最小軸徑的初定由【5】式6，傳動(dòng)軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計(jì)算：d=1.64（mm）或d=91（mm）式中d傳動(dòng)軸直徑（mm）Tn該軸傳遞的額定扭矩（N*mm）T=9550000；N該軸傳遞的功率（KW）該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速該軸每米長(zhǎng)度的允許扭轉(zhuǎn)角，==。各軸最小軸徑如表3-3。表3-3最小軸徑軸號(hào)Ⅰ軸Ⅱ軸最小軸徑mm35403.12主軸合理跨距的計(jì)算由于電動(dòng)機(jī)功率P=3kw，根據(jù)【1】表3.20，前軸徑應(yīng)為60~90mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的d2=（0.7~0.9）d1，取d2=60mm。根據(jù)設(shè)計(jì)方案，前軸承為NN3016K型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量a=120mm，主軸孔徑為30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩T=9550=9550×=424.44N.m設(shè)該機(jī)床為車(chē)床的最大加工直徑為250mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟(jì)加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的50%，這里取60%，即180mm，故半徑為0.09m；切削力（沿y軸）Fc==4716N背向力（沿x軸）Fp=0.5Fc=2358N總作用力F==5272.65N此力作用于工件上，主軸端受力為F=5272.65N。先假設(shè)l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分別為RA=F×=5272.65×=7908.97NRB=F×=5272.65×=2636.325N根據(jù)文獻(xiàn)【1】式3.7得：Kr=3.39得前支承的剛度：KA=1689.69N/；KB=785.57N/；==2.15主軸的當(dāng)量外徑de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為I==113.8×10-8m4 η===0.14查【1】圖3-38得=2.0，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距=120×2.0=240mm合理跨距為（0.75-1.5），取合理跨距l(xiāng)=360mm。根據(jù)結(jié)構(gòu)的需要，主軸的實(shí)際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑D=100mm，后軸徑d=80mm。前軸承采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用背對(duì)背安裝的角接觸球軸承。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(hào)7007C另一安裝深溝球軸承6012II軸：對(duì)稱(chēng)布置深溝球軸承6009III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號(hào)7015C另一安裝端角接觸球軸承代號(hào)7010C中間布置角接觸球軸承代號(hào)7012C4.2鍵的規(guī)格I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格：QUOTEBXL=10X56II軸選擇花鍵規(guī)格：NQUOTEdQUOTE=8X36X40X7III軸選擇鍵規(guī)格：QUOTEBXL=14X904.3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b主軸在前軸承處的傾角c在安裝齒輪處的傾角(2)計(jì)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.當(dāng)量外徑de==主軸剛度：因?yàn)閐i/de=25/285=0.088<0.7,所以孔對(duì)剛度的影響可忽略；ks==2kN/mm剛度要求：主軸的剛度可根據(jù)機(jī)床的穩(wěn)定性和精度要求來(lái)評(píng)定4.4.軸承校核4.5潤(rùn)滑與密封主軸轉(zhuǎn)速高，必須保證充分潤(rùn)滑，一般常用單獨(dú)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(dǎo)——在適當(dāng)?shù)牡胤阶龀龌赜吐?，使油能順利地流回到油箱。?章摩擦離合器(多片式)的計(jì)算設(shè)計(jì)多片式摩擦離合器時(shí)，首先根據(jù)機(jī)床結(jié)構(gòu)確定離合器的尺寸，如為軸裝式時(shí)，外摩擦片的內(nèi)徑d應(yīng)比花鍵軸大2～6mm，內(nèi)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(nèi)部結(jié)構(gòu)布局，故應(yīng)合理選擇。摩擦片對(duì)數(shù)可按下式計(jì)算Z≥2MnK/fb[p]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）;Nd——電動(dòng)機(jī)的額定功率（kW）；——安裝離合器的傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）；η——從電動(dòng)機(jī)到離合器軸的傳動(dòng)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(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表2-15，取f=0.08；——摩擦片的平均直徑（mm）;=（D+d）/2＝67mm;b——內(nèi)外摩擦片的接觸寬度（mm）；b=（D-d）/2=23mm；——摩擦片的許用壓強(qiáng)（N/）；＝＝1.1×1.00×1.00×0.76＝0.836——基本許用壓強(qiáng)（MPa），查《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表2-15，取1.1；——速度修正系數(shù)＝n/6×=2.5（m/s）根據(jù)平均圓周速度查《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表2-16，取1.00；——接合次數(shù)修正系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表2-17，取1.00；——摩擦結(jié)合面數(shù)修正系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表2-18，取0.76。所以Z≥2MnK/fb[p]＝2×1.28××1.4/（3.14×0.08××23×0.836＝11臥式車(chē)床反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗確定，一般?。?.4＝0.4×11＝4.4最后確定摩擦離合器的軸向壓緊力Q，可按下式計(jì)算：Q=b(N)＝1.1×3.14××23×1.00＝3.57×式中各符號(hào)意義同前述。摩擦片的厚度一般取1、1.5、1.75、2（mm），內(nèi)外層分離時(shí)的最大間隙為0.2～0.4（mm）,摩擦片的材料應(yīng)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(diǎn)，常用10或15鋼，表面滲碳0.3～0.5（mm）,淬火硬度達(dá)HRC52～62。第6章主要零部件的選擇6.1電動(dòng)機(jī)的選擇轉(zhuǎn)速n＝1420r/min，功率P＝3kW選用Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)6.2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(hào)7007C另一安裝深溝球軸承6012II軸：對(duì)稱(chēng)布置深溝球軸承6009III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號(hào)7015C另一安裝端角接觸球軸承代號(hào)7010C中間布置角接觸球軸承代號(hào)7012C6.3變速操縱機(jī)構(gòu)的選擇選用左右擺動(dòng)的操縱桿使其通過(guò)桿的推力來(lái)控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。6.4軸的校核主軸的前端部撓度主軸在前軸承處的傾角在安裝齒輪處的傾角E取為，，由于小齒輪的傳動(dòng)力大，這里以小齒輪來(lái)進(jìn)行計(jì)算將其分解為垂直分力和水平分力由公式可得主軸載荷圖如下所示：由上圖可知如下數(shù)據(jù)：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm計(jì)算（在垂直平面）,,，，，，計(jì)算（在