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卧式普通车床主运动变速系统设计（4kw,1450,40,1.26,8级）【最大加工直径320mm】【含高清CAD图纸和说明书】
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最大加工直径320mm
含高清CAD图纸和说明书
卧式
普通
车床
运动
变速
系统
设计
kw1450401
268
最大
加工
直径
320
mm
含高清
CAD
图纸
说明书
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1 本科生课程设计本科生课程设计卧式普通车床主轴箱设计学生姓名所在专业机械设计制造及其自动化所在班级指导教师副指导教师答辩时间目 录2目目 录录设计总说明.4第 1 章 绪论.51.1 课程设计的目的.51.2 课程设计的内容.51.2.1 理论分析与设计计算.51.2.2 图样技术设计.51.2.3 编制技术文件.51.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求.5第 2 章 车床参数的拟定.72.1 车床主参数和基本参数.72.2 拟定参数的步骤和方法.72.2.1 极限切削速度 Vmax、Vmin.72.2.2 主轴的极限最低转速.72.2.3 主电机功率动力参数的确定.82.2.4 确定结构式.82.2.5 确定结构网.82.2.6 绘制转速图和传动系统图.92.3 确定各变速组此论传动副齿数.102.4 核算主轴转速误差.12第 3 章 传动件的计算.133.1 带传动设计.133.1.1 计算设计功率 Pd.133.1.2 选择带型.143.1.3 确定带轮的基准直径并验证带速.143.1.4 确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角.153.1.5 确定带的根数 z.163.1.6 确定带轮的结构和尺寸.163.1.7 确定带的张紧装置.163.1.8 计算压轴力.163.2 计算转速的计算.183.3 齿轮模数计算及验算.193.4 传动轴最小轴径的初定.223.5 主轴设计计算及校核.25第 4 章 主要零部件的选择.28目 录34.1 轴承的选择.284.2 键的规格.284.3 主轴弯曲刚度校核.284.4.轴承校核.294.5 润滑与密封.29第 5 章 摩擦离合器(多片式)的计算.29第 6 章 主要零部件的选择.316.1 电动机的选择.316.2 轴承的选择.316.3 变速操纵机构的选择.326.4 轴的校核.326.5 轴承寿命校核.34第 7 章 主轴箱结构设计及说明.357.1 结构设计的内容、技术要求和方案.357.2 展开图及其布置.35结束语.37参考文献.38 设计总说明4设计总说明根据已确定的运动参数以变速箱展开图的总中心距最小为目标，拟定变速系统的变速方案，以获得最优方案以及较高的设计效率。在机床主传动系统中，为减少齿轮数目，简化结构，缩短轴向尺寸，用齿轮齿数的设计方法是试算，凑算法，计算麻烦且不易找出合理的设计方案。本文通过对主传动系统中二联滑移齿轮传动特点的分析与研究，绘制零件工作图与主轴箱展开图及剖视图。关键词:传动系统设计,传动副，结构网，结构式广东海洋大学 xxxx 届本科生毕业设计5第 1 章 绪论1.1 课程设计的目的课程设计是在学完本课程后，进行一次学习设计的综合性练习。通过课程设计，使学生能够运用所学过的基础课、技术基础课和专业课的有关理论知识，及生产实习等实践技能，达到巩固、加深和拓展所学知识的目的。通过课程设计，分析比较机械系统中的某些典型机构，进行选择和改进；结合结构设计，进行设计计算并编写技术文件；完成系统主传动设计，达到学习设计步骤和方法的目的。通过设计，掌握查阅相关工程设计手册、设计标准和资料的方法，达到积累设计知识和设计技巧，提高学生设计能力的目的。通过设计，使学生获得机械系统基本设计技能的训练，提高分析和解决工程技术问题的能力，并为进行机械系统设计创造一定的条件。1.2 课程设计的内容机械系统设计课程设计内容由理论分析与设计计算、图样技术设计和技术文件编制三部分组成。1.2.1 理论分析与设计计算（1）机械系统的方案设计。设计方案的分析，最佳功能原理方案的确定。（2）根据总体设计参数，进行传动系统运动设计和计算。（3）根据设计方案和零部件选择情况，进行有关动力计算和校核。1.2.2 图样技术设计（1）选择系统中的主要机件。（2）工程技术图样的设计与绘制。1.2.3 编制技术文件（1）对于课程设计内容进行自我经济技术评价。（2）编制设计计算说明书。1.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求题目：中型普通车床主轴箱设计题目车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下：电机功率 P：4kW电机转速 n0：1450r/min主轴最低转速 nmin：40r/min公比 ：1.26转速级数 z：8反转：Z 反=Z 正/2；最大加工直径：400mm（转数级数为 12 级）、320mm（转数级数为 8 级）广东海洋大学 xxxx 届本科生毕业设计6第 2 章 车床参数的拟定2.1 车床主参数和基本参数车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下：电机功率 P：4kW电机转速 n0：1450r/min主轴最低转速 nmin：40r/min公比 ：1.26转速级数 z：8反转：Z 反=Z 正/2；最大加工直径：400mm（转数级数为 12 级）、320mm（转数级数为 8 级）2.2 拟定参数的步骤和方法2.2.1 极限切削速度 Vmax、Vmin根据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要考虑：允许的切速极限参考值如下：表 1.1加 工 条 件 Vmax(m/min)Vmin(m/min)硬质合金刀具粗加工铸铁工件 3050硬质合金刀具半精或精加工碳钢工件150300螺纹加工和铰孔382.2.2 主轴的极限最低转速计算车床主轴极限转速时的加工直径，则主轴极限转速应为：结合题目条件，取标准数列数值，即=20r/minminn取1.26依据题目要求选级数 Z=8， =1.26=1.064考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动。各级转速数列可直接从标准的数列表中查出，按标准转速数列为：40，50，63，80，100，125,160,200 n反max1.1n正max 所以反转转速数列是：45，56，71，90，112，140,165,224广东海洋大学 xxxx 届本科生毕业设计72.2.3 主电机功率动力参数的确定合理地确定电机功率 N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。合理地确定电机功率 N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。根据题设条件电机功率为 4KW 可选取电机 4KW 满载转速为 1450r/min.2.2.4 确定结构式已知 Z=x3b2aa、b 为正整数，即 Z 应可以分解为 2 和 3 的因子，以便用 2、3 联滑移齿轮实现变速。取 Z=8 级 则 Z=222对于 Z=8 可分解为：Z=212224。综合上述可得：主传动部件的运动参数 =40 Z=8 =1.26max200nminn2.2.5 确定结构网根据“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,结构紧凑的原则,选取传动方案 Z=222124,易知第二扩大组的变速范围 r=(P3-1)x=1.264=3.958 满足要求，其结构网如图 2-1。 广东海洋大学 xxxx 届本科生毕业设计8图 2-1 结构网 Z=2221242.2.6 绘制转速图和传动系统图（1）选择电动机：采用 Y 系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。（2）绘制转速图：（3）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数，画主传动系统图如图 2-3：1-2 轴最小中心距：A1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)轴最小齿数和:Szmin(Zmax+2+D/m)2.3 确定各变速组此论传动副齿数(1)Sz 100-120,中型机床Sz=70-100(2)直齿圆柱齿轮Zmin18-20,m 4广东海洋大学 xxxx 届本科生毕业设计9 图 2-3 主传动系统图（3）齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等，据设计要求 Zmin1820,齿数和Sz100120，由表 4.1，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表 2-2。 表 2-2 齿轮齿数基本组第一扩大组第二扩大组传动比1:1.251:1.581:11:1.61.25：11：2代号Z1Z1Z2Z2Z3Z3Z4Z 4Z5Z5Z6Z6齿数3353 3848 45453555 604836722.4 核算主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过10(-1),即广东海洋大学 xxxx 届本科生毕业设计1010(-1)=2.6nn标准转速标准转速实际转速n各级转速误差经过计算各级转速误差小于 2.6，因此不需要修改齿数。广东海洋大学 xxxx 届本科生毕业设计11第 3 章 传动件的计算3.1 带传动设计输出功率P=4kW,转速n1=1450r/min,i=3.633.1.1 计算设计功率 PdedAdPKP 表表 4 工作情况系数AK原动机类类一天工作时间/h工作机1010161610101616载荷平稳液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（）；离心式压缩7.5kW机；轻型运输机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（）；发电机；旋7.5kW转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛1.11.21.31.21.31.4载荷变动较大螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机1.31.41.51.51.61.8根据 V 带的载荷平稳，两班工作制（16 小时），查机械设计P296表表 4 4，取 KA1.1。即1.1 44.4kWdAedPK PkW3.1.2 选择带型普通 V 带的带型根据传动的设计功率 Pd 和小带轮的转速 n1 按机械设计P297 图1311 选取。广东海洋大学 xxxx 届本科生毕业设计12根据算出的 Pd4.4kW 及小带轮转速 n11450r/min ，查图得：d d=80100 mm可知应选取 A 型 V 带。3.1.3 确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计P298表 137 查得，小带轮基准直径为 80100mm则取 dd1= 100mm ddmin.=75 mm（dd1根据 P295表 13-4 查得）表表 3.3. V 带带轮最小基准直径mindd槽型YZABCDEmindd20507512520035550021213.63,=100 3.63=363mmddddidd所以 由机械设计P295表 13-4 查“V 带轮的基准直径”，得=355mm2dd 误差验算传动比：（为弹性滑动率）21355=3.57(1)100 (1 2%)dddid误误差，符合要求113.573.63100%100%2.2%5%3.63iiii误 带速 1100 1450v=7.59/60 100060 1000dd nm s满足 5m/sv300mm，所以宜选用 E 型轮辐式带轮。总之，小带轮选 H 型孔板式结构，大带轮选择 E 型轮辐式结构。带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。3.1.7 确定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。3.1.8 计算压轴力 由机械设计P303表 1312 查得，A 型带的初拉力 F0140.62N，上面已得到=156.77o，z=5，则1a1a156.772sin=2 5 140.62 sinN=839.60N22ooFzF 对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通 V 带两侧面间的夹角是 40，为了适应 V 带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通 V 带轮槽角 为 32、34、36、38（按带的型号及带轮直径确定），轮槽尺寸见表 7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体。表 普通 V 带轮的轮槽尺寸（摘自 GB/T13575.1-92） 槽型 项目 符号 Y Z A B C D E 广东海洋大学 xxxx 届本科生毕业设计15基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 32 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 对应的基准直径 d d - 80 118 190 315 475 600 轮 槽 角 极限偏差 1 0.5 V 带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： （1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d 时)，如图 7 -6a。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图 7-6b。 （3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图 7 -6c 。 （4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图 7-6d。（a） （b） （c） （d）图 7-6 带轮结构类型根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）,大带轮选择腹板带轮如图（b）3.2 计算转速的计算（1）主轴的计算转速nj，由公式n =n得，主轴的计算转速nj=58.796r/min，jmin)13/(z取63/min。(2). 传动轴的计算转速 轴1=400r/min,轴2=200 r/min，轴3=125 r/min，轴4=80 r/min，轴5=63 r/min广东海洋大学 xxxx 届本科生毕业设计163.3 齿轮模数计算及验算（1）模数计算。一般同一变速组内的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算，即 mj=16338可得各组的模数，如3221) 1(jjmnuzPu表 3-3 所示。表 3-3 模数（2）基本组齿轮计算。 基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1 Z2Z2齿数33533848分度圆直径99159114144齿顶圆直径105165120150齿根圆直径91.5151.5106.5136.5 齿宽20202020按基本组最小齿轮计算。小齿轮用 40Cr，调质处理，硬度 241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229HB286HB，平均取 240HB。计算如下： 齿面接触疲劳强度计算： 接触应力验算公式为 jfsjMPauBnNKKKKuzm)() 1(1020883218 弯曲应力验算公式为： wswMPaBYnzmNKKKK)(1019123215式中 N-传递的额定功率（kW），这里取 N 为电动机功率 -计算转速（r/min）jn m-初算的齿轮模数（mm） B-齿宽（mm） z-小齿轮齿数；组号基本组第一扩大组第二扩大组模数 mm 334广东海洋大学 xxxx 届本科生毕业设计17 u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比 -寿命系数；sK =sKTKnKNKqK -工作期限系数；TK mTCTnK0160 T-齿轮工作期限，这里取 T=15000h.; -齿轮的最低转速（r/min）, =500（r/min）1n1n -基准循环次数，接触载荷取=，弯曲载荷取=0C0C7100C6102 m-疲劳曲线指数，接触载荷取 m=3；弯曲载荷取 m=6; -转速变化系数，查【5】2 上，取=0.60nKnK -功率利用系数，查【5】2 上，取=0.78NKNK -材料强化系数，查【5】2 上， =0.60qKqK -工作状况系数，取=1.13K3K -动载荷系数，查【5】2 上，取=12K2K -齿向载荷分布系数，查【5】2 上，=1 1K1K Y-齿形系数，查【5】2 上，Y=0.386；-许用接触应力（MPa）,查【4】，表 4-7，取=650 Mpa； j j-许用弯曲应力（MPa），查【4】，表 4-7，取=275 Mpa； w w根据上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa j j=78 Mpaw w（3）扩大组齿轮计算。第一扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z3Z3 Z4Z4齿数45453555分度圆直径135135105165齿顶圆直径141141111171齿根圆直径127.5127.597.5157.5 齿宽20202020第二扩大组齿轮几何尺寸见下表 广东海洋大学 xxxx 届本科生毕业设计18齿轮Z5Z5Z6Z6齿数60483572分度圆直径240192140288齿顶圆直径248200148296齿根圆直径230182130278齿宽24242424按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用 40Cr，调质处理，硬度 241HB286HB，平均取 260HB，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229HB286HB，平均取 240HB。 同理根据基本组的计算，查文献【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，nKNKqK3K=1，=1，m=3，=355；2K1Kjn可求得：=619 Mpa j j =135Mpa w w3.4 传动轴最小轴径的初定取各传动件效率如下：带传动效率：96. 01轴承传动效率：99. 02齿轮传动效率：97. 03则有各传动轴传递功率计算如下：kWPpd80. 399. 096. 0421kWPpd65. 397. 099. 096. 0423212kWPpd51. 397. 099. 096. 042323132kWPpd37. 397. 099. 096. 043434132传动轴的直径估算：当轴上有键槽时，d 值应相应增大 45%;当轴为花键轴时，可将估算的 d 值减小 7%为花键轴的小径;空心轴时，d 需乘以计算系数 b，b 值见机械设计手册表 7-12。 轴有键槽，轴和轴因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴,有键槽并且轴为空心轴.根据以上原则各轴的直径取值： a.轴的设计计算:（1）选择轴的材料由文献1中的表 11-1 和表 11-3 选用 45 号钢，调质处理，硬度，217225HBS，。MPa MPab MPas （2）按扭矩初算轴径广东海洋大学 xxxx 届本科生毕业设计19 根据文献1中式（11-2），并查表 11-2，取 C=115，则 =21.123PdCn 考虑有键槽和轴承，轴加大 5%：mmd12.2112.20%)51 (所以取 d=25mmb. 轴的设计计算:（1）选择轴的材料由文献1中的表 11-1 和表 11-3 选用 45 号钢，调质处理，硬度，217225HBS，。MPa MPab MPas （2）按扭矩初算轴径 根据文献1中式（11-2），并查表 11-2，取 C=115，则 =253PdCn 考虑有键槽，轴加大 5%：mmd25.2625%)51 (所以取最小 d=30mmc. 轴的设计计算:（1）选择轴的材料由文献1中的表 11-1 和表 11-3 选用 45 号钢，调质处理，硬度，217225HBS，。MPa MPab MPas (2）按扭矩初算轴径 根据文献1中式（11-2），并查表 11-2，取 C=115，则 =283PdCn有键槽和轴承，轴加大 5%：； 取 d=30mm.根据以上计算各轴的直径取值如下表示：轴轴轴轴最小轴径值253030（7）轴的结构设计及校核计算：（1）确定轴各段直径和长度：段：安装圆锥滚子轴承， 1L；mmLmmd213011段：安装两个个双联齿轮块，同时利用轴肩定位轴承，由轴肩计算公式2L 所以取)(31.2030.1)(0.07d)0.1(0.07hmm；有结构确定mmLmmd2603622段：安装圆锥滚子轴承，3L；mmLmmd213033（2）轴的强度校核：广东海洋大学 xxxx 届本科生毕业设计20轴的校核主要校核危险截面已知轴齿轮 6、齿轮 8 数据如下：；右左mmLLmmmzdKNT177mm10512642321.986662；右左mmLLmmmzdKNT32mm2506622321.988882求圆周力：；径向力；dTFt2tantrFF ；KNFFKNdTFKNFFKNdTFtttt20.108320tan06.2976tan06.297666982102239.56720tan89.1558tan89.15581269821022r88r66轴承支反力：；右左battbattLLLFFLLLFFab齿轮 6 对轴的支反力：；右左KNLLLFFKNLLLFFbattbatt44.58017710510589.155845.97817710517789.1558ab齿轮 8 对轴的支反力：；右左KNLLLFFKNLLLFFbattbatt35.26382503225006.297671.337322503206.2976ab垂直面的弯矩：；：齿轮；：齿轮右左KNFLMKNFLMtactac2 .8442735.263832825.10273745.978105622由以上计算可知危险截面在轴的右端齿轮 6 处，跨距 282mm；直径为 48mm 段；轴承的支反力：广东海洋大学 xxxx 届本科生毕业设计21；右左KNLLLFFKNLLLFFbarrbarr26.21117710510539.56713.35617710517739.567ab水平面弯矩：；左KNFLMac65.3739313.356105r1合成弯矩：；KNMMMCCc81.10933025.10273765.37393222221已知转矩为：转矩产生的剪力按脉动循环变化，取截面 C；KNT21.982；6 . 0处的当量弯矩：;43.124199)(22cKNTMMCc校核危险截面 C 的强度；MPaKNdMc5562.26)361.0(43.124199)1.0/(136c则有该轴强度满足要求。同理可知，按照此方法校核其他传动轴，经检验，传动轴设计均符合要求。转矩图广东海洋大学 xxxx 届本科生毕业设计223.5 主轴设计计算及校核主轴上的结构尺寸虽然很多，但起决定作用的尺寸是：外径 D、孔径 d、悬伸量 a和支撑跨距 L。1.主轴前后轴颈直径的选择：主轴的外径尺寸，关键是主轴前轴颈直径。一般按照机床类型、主轴传递的功1D率或最大加工直径，参考表 3-7 选取。最大回转直径 320mm 车床，P=4KW 查机械1D制造装备设计表 3-7，前轴颈应,初选,后轴颈105701DmmD901取。12)85. 06 . 0(DD mmD6022.主轴内孔直径的确定：很多机床的主轴是空心的，为了不过多的削主轴刚度，一般应保证 d/D 0.7。mmDDD7526090221取；经计算选取内孔直径 d=40mm。)6 . 055. 0( Dd广东海洋大学 xxxx 届本科生毕业设计233.主轴前端伸长量 a:减小主轴前端伸长量对提高提高主轴组件的旋转精度、刚度、和抗震性有显著效果，因此在主轴设计时，在满足结构的前提下，应最大限度的缩短主轴悬伸量 a。根据结构,定悬伸长度;ma5 .1125490)25. 16 . 0(取 a=100mm。4.支撑跨距 L: 最佳跨距；取值350200)5 . 32(0aLmmL3000合理跨距；取值。mmaL1050225)5 . 375. 0(mmL6005.主轴刚度校验：机床在切削加工过程中，主轴的负荷较重，而允许的变形由很小，因此决定主轴结构尺寸的主要因素是它的变形大小。对于普通机床的主轴，一般只进行刚度验算。通常能满足刚度要求的主轴，也能满足强度要求。只有重载荷的机床的主轴才进行强度验算。对于高速主轴，还要进行临界转速的验算，以免发生共振。 一弯曲变形为主的机床主轴(如车床、铣床)，需要进行弯曲刚度验算，以扭转变形为主的机床（如钻床），需要进行扭转刚度验算。当前主轴组件刚度验算方法较多，没能统一，还属近似计算，刚度的允许值也未做规定。考虑动态因素的计算方法，如根据部产生切削颤动条件来确定主轴组件刚度，计算较为复杂。现在仍多用静态计算法，计算简单，也较适用。主轴弯曲刚度的验算；验算内容有两项：其一，验算主轴前支撑处的变形转角，是否满足轴承正常工作的要求；其二，验算主轴悬伸端处的变形位移 y，是否满足加工精度的要求。对于粗加工机床需要验算、y 值；对于精加工或半精加工机床值需验算y 值；对于可进行粗加工由能进行半精的机床（如卧式车床），需要验算值，同时还需要按不同加工条件验算 y 值。支撑主轴组件的刚度验算，可按两支撑结构近似计算。如前后支撑为紧支撑、中间支撑位松支撑，可舍弃中间支撑不计（因轴承间隙较大，主要起阻尼作用，对刚度影响较小）；若前中支撑位紧支撑、后支撑为松支撑时，可将前中支距当做两支撑1L的之距计算，中后支撑段主轴不计。机床粗加工时，主轴的变形最大，主轴前支撑处的转角有可能超过允许值，故应验算此处的转角。因主轴中(后)支撑的变形一般较小，故可不必计算。主轴在某一平面内的受力情况如图：广东海洋大学 xxxx 届本科生毕业设计24在近似计算中可不计轴承变形的影响，则该平面内主轴前支撑处的转角用下式计算；)1 ()1 (5 . 0)1 (31)1 (5 . 031MLLcQbcFaLEIMLLMLcQbcFaLEIA切削力的作用点到主轴前支承支承的距离 S=a+W，对于普通车床，FW=0.4H，（H 是车床中心高，设 H=200mm)。 则：1200.4 200200Smm 当量切削力的计算：NFaWaF33.62202 .373212080120 主轴惯性矩)(05. 044ddIe式中：主轴孔径；）主轴支撑段的惯性矩（）主轴当量外径（钢）主轴材料的弹性模量（主轴有关尺寸（、；主轴悬伸量支撑反力系数；主轴前支撑反力矩；可忽略不计；车床、磨床），若轴向切削力较小（如轴向切削力引起力偶矩）（作用于主轴上的传动力主轴传递全部功率时，）；切削力（作用于主轴端部的当量主轴传递全部功率时，ddDIcmLcmDMPaEMPaEcmcbLcmaMMcmNMNQNFA);(64;,;101 . 2,);)(),(;4447)1 ()1 (5 . 0)1 (31MLLcQbcFaLEI广东海洋大学 xxxx 届本科生毕业设计25rad4671067. 5)08.3268.261 (8 .274 . 57 .37365 . 048.181233.65501063. 2101 . 231因为；所以可知主轴前支撑转角满足要求。 rad001. 0第 4 章 主要零部件的选择 4.1 轴承的选择I轴：与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号7007C 另一安装深沟球轴承6012II轴：对称布置深沟球轴承6009III轴：后端安装双列角接触球轴承代号7015C 另一安装端角接触球轴承代号7010C中间布置角接触球轴承代号7012C4.2 键的规格 I轴安装带轮处选择普通平键规格：BXL=10X56 II轴选择花键规格：N d =8X36X40X7 III轴选择键规格：BXL=14X90 4.3 主轴弯曲刚度校核（1）主轴刚度符合要求的条件如下：a 主轴的前端部挠度 0.0002 5250.105syyb 主轴在前轴承处的倾角 0.001rad容许值轴承c 在安装齿轮处的倾角 0.001rad容许值齿(2)计算如下：前支撑为双列圆柱滚子轴承，后支撑为角接触轴承架立放圆柱滚子轴承跨距L=450mm.当量外径 de=221DDmm2852110450主轴刚度：因为 di/de=25/285=0.0880.7,所以孔对刚度的影响可忽略；ks=2kN/mm34442410)110450(11. 0)025. 045. 0(103)()(10344aladdAie刚度要求：主轴的刚度可根据机床的稳定性和精度要求来评定广东海洋大学 xxxx 届本科生毕业设计264.4.轴承校核 61010()1763960hCLThn P4.5 润滑与密封 主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。 主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难。防漏的措施有两种： 1）密封圈加密封装置防止油外流。 2）疏导在适当的地方做出回油路，使油能顺利地流回到油箱。第 5 章 摩擦离合器(多片式)的计算设计多片式摩擦离合器时，首先根据机床结构确定离合器的尺寸，如为轴装式时，外摩擦片的内径 d 应比花键轴大 26mm，内摩擦片的外径 D 的确定，直接影响离合器的径向和轴向尺寸，甚至影响主轴箱内部结构布局，故应合理选择。摩擦片对数可按下式计算 Z2MnK/fbp20D式中 Mn摩擦离合器所传递的扭矩（Nmm）； Mn955/955110.98/8001.28（Nmm）;410dNjn410510 Nd电动机的额定功率（kW）； 安装离合器的传动轴的计算转速（r/min）；jn 从电动机到离合器轴的传动效率； K安全系数，一般取 1.31.5； f摩擦片间的摩擦系数，由于磨擦片为淬火钢，查机床设计指导表2-15，取 f=0.08； 摩擦片的平均直径（mm）;0D =（D+d）/267mm;0D b内外摩擦片的接触宽度（mm）； b=（D-d）/2=23mm； 摩擦片的许用压强（N/）； p2mm1.11.001.000.760.836 p0tpvKmKzK 基本许用压强（MPa），查机床设计指导表 2-15，取 1.1；0tp广东海洋大学 xxxx 届本科生毕业设计27 速度修正系数vK n/6=2.5（m/s）pv02D410 根据平均圆周速度查机床设计指导表 2-16，取 1.00；pv 接合次数修正系数，查机床设计指导表 2-17，取 1.00；mK 摩擦结合面数修正系数，查机床设计指导表 2-18，取 0.76。zK所以 Z2MnK/fbp21.281.4/（3.140.08230.83611 20D510267卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗确定，一般取kP0.40.4114.4 kPdN最后确定摩擦离合器的轴向压紧力 Q，可按下式计算：Q=b(N)1.13.14231.003.570tp20DvK267510式中各符号意义同前述。摩擦片的厚度一般取 1、1.5、1.75、2（mm），内外层分离时的最大间隙为0.20.4（mm）,摩擦片的材料应具有较高的耐磨性、摩擦系数大、耐高温、抗胶合性好等特点，常用 10 或 15 钢，表面渗碳 0.30.5（mm）,淬火硬度达 HRC5262。广东海洋大学 xxxx 届本科生毕业设计28第 6 章 主要零部件的选择 6.1 电动机的选择转速n960r/min，功率P4kW选用Y系列三相异步电动机 6.2 轴承的选择I轴：与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号7007C 另一安装深沟球轴承6012II轴：对称布置深沟球轴承6009III轴：后端安装双列角接触球轴承代号7015C 另一安装端角接触球轴承代号7010C中间布置角接触球轴承代号7012C6.3 变速操纵机构的选择选用左右摆动的操纵杆使其通过杆的推力来控制II轴上的三联滑移齿轮和二联滑移齿轮。6.4 轴的校核（a） 主轴的前端部挠度 0.0002 5250.105syy（b） 主轴在前轴承处的倾角 0.001rad容许值轴承（c） 在安装齿轮处的倾角 0.001rad容许值齿65 1670 7875 5080 23685 16090 150D1.0787690DilimmL平均总E 取为，52.1 10EMPa44408745(1)(1)1356904()646487ddImmd43432 955 100.9952 955 103.37 0.9951268400 125zpFNdn主计件（），0.4507()yzFFN0.25217()xzFFN由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算442 955 102 955 103.378582)3 20 125QPFNm z n主计主主（将其分解为垂直分力和水平分力由公式,tantanQyQynQQzQynFFF FF可得2105(),6477()QzQyFNFN广东海洋大学 xxxx 届本科生毕业设计29221268 160135253()33ZZMF lN mmA件22507 16054080()33yyMF lN mmA件11317 13020605()22xxMF dN mmA件主轴载荷图如下所示：由上图可知如下数据：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm计算（在垂直平面）,1()6QZF abc layEIl22()3ZF cylcEIl3(23 )6zM cylcEI1230.00173szyyyy，()3QZF abbaEIl齿1(23 )6ZFlcEI齿2(3 )3ZMlcEI齿356.9 10齿Z齿1齿2齿3，()6QZF ab laEIl轴承13zF clEI轴承23ZM lEI轴承352.9 10轴承Z轴承1轴承2轴承3广东海洋大学 xxxx 届本科生毕业设计30计算（在水平面）,1()6QyF abc layEIl22()3yF cylcEIl3()(23 )6yxMMcylcEI1230.017syyyyy，()3QyF abbaEIl齿1(23 )6yFlcEI齿2()(3 )3yxMMlcEI齿3513.86 10齿y齿1齿2齿3，()6QyF ab laEIl轴承13yF clEI轴承2()3yxMMlEI轴承3532.8 10轴承y轴承1轴承2轴承3合成：220.0180.105sszsyyyy220.
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