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C6140普通车床主轴箱传动设计【5张CAD图纸+毕业答辩论文】

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C6140普通车床主轴箱传动设计【全套CAD图纸+毕业答辩论文】.rar

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关键词：: c6140 普通车床主轴传动设计全套 cad 图纸毕业答辩论文

资源描述：

摘要：本文用简明的语言有侧重的介绍了普通机床中C6140主轴的设计过程，先通过研究背景及选题意义的介绍，来引出本设计的意义。然后分别从参数拟定、传动设计、传动件的估算和验算、各部件结构设计和主轴组件的验算5个部分来进行设计的。以齿轮、带轮、皮带轮、轴承、箱体等的参数设计为重点。

关键词：齿轮；结构设计；箱体

Abstract: This article has focused on using plain language introduction to the general machine tools in the design process of C6140 spindle, first by studying the background and significance of the topic's introduction, to elicit the significance of this design. And then were prepared from the parameters, transmission design, estimation and checking transmission parts, components structural design and checking 5 spindle components for the design part. The gears, belts, pulleys, bearings, cabinet and other key design parameters.

Keyword: Gear; structural design; box

1.车床参数的拟定- --------------------------------------------------2

1.1概述--------------------------------------------------------------2

1.2参数的拟定--------------------------------------------------------2

2.运动设计- ----------------------------------------------------------3

2.1传动结构式、结构网的选择确定---------------------------------------3

2.1.1传动组及各传动组中传动副的数目----------------------------------3

2.1.2传动系统扩大顺序的安排 -----------------------------------------3

2.1.3绘制结构网------------------------------------------------------4

2.1.4传动组的变速范围的极限值----------------------------------------4

2.1.5最大扩大组的选择------------------------------------------------5

2.2转速图的拟定------------------------------------------------------5

2.2.1主电机的选定----------------------------------------------------5

2.3齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制------------------------------5 2.3.1齿轮齿数的确定的要求--------------------------------------------5

2.3.2变速传动组中齿轮齿数的确定--------------------------------------6

3.强度计算和结构草图设计-- ---------------------------------------9

3.1确定计算转速------------------------------------------------------9

3.1.1主轴的计算转速--------------------------------------------------9

3.1.2中间传动件的计算转速--------------------------------------------9

3.1.3齿轮的计算转速-------------------------------------------------10

3.2传动轴的估算和验算-----------------------------------------------10

3.2.1传动轴直径的估算-----------------------------------------------10

3.2.2主轴的设计与计算-----------------------------------------------11

3.2.3主轴材料与热处理-----------------------------------------------12

3.3齿轮模数的估算和计算---------------------------------------------14

3.3.1齿轮模数的估算-------------------------------------------------14

3.3.2齿轮模数的验算-------------------------------------------------17

3.4轴承的选择与校核-------------------------------------------------19

3.4.1一般传动轴上的轴承选择-----------------------------------------19

3.4.2主轴轴承的类型-------------------------------------------------20

3.4.3轴承间隙调整---------------------------------------------------20

3.4.4轴承的校核-----------------------------------------------------21

3.5摩擦离合器的选择与验算-------------------------------------------22

3.5.1按扭矩选择-----------------------------------------------------22

3.5.2外摩擦片的内径d- ----------------------------------------------22

总结----------------------------------------------------------------- 23

参考文献- -----------------------------------------------------------24

致谢----------------------------------------------------------------- 25

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内容简介：: 毕业设计（论文）题目： C6140 普通车床主轴箱传动设计系别：航空工程系专业名称：机械设计制造及其自动化班级学号： 088105430 学生姓名：张松指导教师：吴晖二 O 一一年六月 nts南昌航空大学科技学院学士学位论文 1 1 目录 1.车床参数的拟定 - -2 1.1 概述 -2 1.2 参数的拟定 -2 2.运动设计 - -3 2.1 传动结构式、结构网的选择确定 -3 2.1.1 传动组及各传动组中传动副的数目 -3 2.1.2传动系统扩大顺序的安排 -3 2.1.3绘制结构网 -4 2.1.4传动组的变速范围的极限值 -4 2.1.5最大扩大组的选择 -5 2.2 转速图的拟定 -5 2.2.1主电机的选定 -5 2.3 齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制 -5 2.3.1齿轮齿数的确定的要求 -5 2.3.2 变速传动组中齿轮齿数的确定 -6 3.强度计算和结构草图设计 - -9 3.1 确定计算转速 -9 3.1.1主轴的计算转速 -9 3.1.2 中间传动件的计算转速 -9 3.1.3 齿轮的计算转速 -10 3.2 传动轴的估算和验算 -10 3.2.1传动轴直径的估算 -10 3.2.2 主轴的设计与计算 -11 3.2.3 主轴材料与热处理 -12 3.3 齿轮模数的估算和计算 -14 3.3.1齿轮模数的估算 -14 3.3.2 齿轮模数的验算 -17 3.4 轴承的选择与校核 -19 3.4.1一般传动轴上的轴承选择 -19 3.4.2主轴轴承的类型 -20 3.4.3轴承间隙调整 -20 3.4.4轴承的校核 -21 3.5 摩擦离合器的选择与验算 -22 3.5.1按扭矩选择 -22 3.5.2外摩擦片的内径 d- -22 总结 - 23 参考文献 - -24 nts南昌航空大学科技学院学士学位论文 2 2 致谢 - 25 1.车床参数的拟定 1.1 概述车床的规格系列和用处普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。因此，对这些基本知识和资料作些简要介绍。本次设计的是普通型车床 C6140 主轴变速箱。主要用于加工回转体。车床的主参数（规格尺寸）和基本参数（ GB1582-79， JB/Z143-79）工件最大回转直径 Dmax (mm) 正转最高转速 nmax( minr ) 电机功率 N（ kw）公比转速级数 Z 反转 400 1400 5.5 1.41 12 级数 Z 反 =Z 正 /2；n反 max 1.1n 正max 1.2 参数的拟定 1.2.1 确定极限转速 nRnn =minmax， 1znR =又 =1.41 得nR=43.79. 取 nR=45； m i n/1.31m i n/45/1 4 0 0/m a xm i n rrRnn n = ，去标准转速列 min/5.31m in rn = . 1.2.2 主电机选择 nts南昌航空大学科技学院学士学位论文 3 3 合理的确定电机功率 N，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。已知电动机的功率是 5.5KW，根据车床设计手册附录表 2选 Y132S-4，额定功率 5.5kw ，满载转速 1440 minr ，最大额定转距 2.2。 2.运动设计 2.1 传动结构式、结构网的选择确定 2.1.1 传动组及各传动组中传动副的数目级数为 Z的传动系统由若干个顺序的传递组组成，各传动组分别有 Z1、 Z2、 Z3、个传动副 .即 Z=Z1Z2Z3 传动副数由于结构的限制以 2 或 3为适合，即变速级数 Z应为 2和 3的因子：即 Z=2a 3b 实现 12 级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副的组合 : 1) 12=3 4 2) 12=4 3 3) 12=3 2 2 4) 12=2 3 2 5) 12=2 2 3 按照传动副“ 前多后少”的原则选择 Z=3 2 2 这一方案，但主轴换向采用双向片式摩擦离合器结构，致使轴的轴向尺寸过大，所以此方案不宜采用，而应先择12=2 3 2。方案 4）是比较合理的 12=2 3 2 2.1.2 传动系统扩大顺序的安排 12=2 3 2的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有 6 种形式： 1) 12=21 32 26 2) 12=21 34 22 3) 12=23 31 26 4) 12=26 31 23 5) 12=22 34 21 6) 12=26 32 21 根据级比指数分配要“前密后疏”的原则，应选用 Z=12 23 62这一方案，然而对于我们所设计的结构将会出现两个问题：第一变速组采用降速传动时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限制，使得轴上的齿轮直径不能太小，轴上的齿轮则会成倍增大。这样，不仅使 -轴间中心距nts南昌航空大学科技学院学士学位论文 4 4 加大，而且 -轴间的中心距也会辊大，从而使整个传动系统结构尺寸增大。这种传动不宜采用。如果第一变速组采用升速传动，则轴至主轴间的降速传动只能同后两个变速组承担。为了避免出现降速比小于允许的杉限值，常常需要增加一个定比降速传动组，使系统结构复杂。这种传动也不是理想的。如果采用 Z=321362这一方案则可解决上述存在的问题。 2.1.3 绘制结构网图 2.1 结构网 2.1.4 传动组的变速范围的极限值齿轮传动最小传动比 Umin 1/4,最大传动比 Umax 2 ,决定了一个传动组的最大变速范围 rmax=umax/umin 8 。因此，要按照下表，淘汰传动组变速范围超过极限值的所有传动方案。极限传动比及指数 X,X,值为：表 2.1 公比极限传动比指数 1.41 X值： Umin=x1 =1/4 4 X,值： Umax= x, =2 2 (X+ X,)值： rmin= x+x =8 6 2.1.5最大扩大组的选择正常连续的顺序扩大组的传动的传动结构式为： nts南昌航空大学科技学院学士学位论文 5 5 Z=Z11 Z2Z1 Z3Z1 Z2 最后扩大组的变速范围按照 r 8 原则，导出系统的最大级数 Z 和变速范围 Rn 为：表 2.2 Z3 2 3 1.41 Z=12 Rn=44 Z=9 Rn=15.6 最后扩大组的传动副数目 Z3=2 时的转速范围远比 Z3=3 时大因此，在机床设计中，因要求的 R较大，最后扩大组应取 2 更为合适。同时，最后传动组与最后扩大组往往是一致的。安装在主轴与主轴前一传动轴的具有极限或接近传动比的齿轮副承受最大扭距，在结构上可获得较为满意的处理，这也就是最后传动组的传动副经常为 2 的另一原因。 2.2 转速图的拟定运动参数确定以后，主轴各级转速就已知，切削耗能确定了电机功率。在此基础上，选择电机型号，确定各中间传动轴的转速，这样就拟定主运动的转速图，使主运动逐步具体化。 2.2.1主电机的选定 1）电机功率 N：中型机床上，一般都采用三相交流异步电动机作为动力源。根据机床切削能力的要求确定电机功率： N=5.5KW 2）电机转速dn：选用时，要使电机转速dn与主轴最高转速maxn和 I轴转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。 dn=1440r/min 3）分配降速比 : 该车床主轴传动系统共设有四个传动组其中有一个是带传动。根据降速比分配应“前慢后快”的原则以及摩擦离合器的工作速度要求，确定各传动组最小传动比。 u 总 = minn / En =28/1440=1/51.4 分配总降速传动比时，要考虑是否增加定比传动副，以使转速数列符合标准和有利于减小齿数和减小径向与轴向尺寸，必须按“前慢后快”的原则给串联的各变速器分配最小传动比。 a 决定轴 -的最小降速传动比主轴上的齿轮希望大一些，能起到飞轮的作用，所以最后一个变速组的最小降速传动比取极限 1/4，公比 =1.41， 1.414=4，因此从轴的最下点向上 4 格，找到上对应的点，连接对应的两点即为 -轴的最小传nts南昌航空大学科技学院学士学位论文 6 6 动比。 b 决定其余变速组的最小传动比根据“前慢后快”的原则，轴 -间变速组取umin=1/ 3，即从轴向上 3格，同理，轴 -间取 u=1/ 3，连接各线。 c 根据个变速组的传动比连线按基本组的级比指数 x0=3，第一扩大组的级比指数x1=1，第二扩大组的级比指数 x3=6,画出传动系统图如 2.2 所示图 2.2 转速图 2.3 齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制 2.3.1齿轮齿数的确定的要求可用计算法或查表确定齿轮齿数，后者更为简便，根据要求的传动比 u 和初步定出的传动副齿数和ZS，查表即可求出小齿轮齿数。选择时应考虑： 1.传动组小齿轮应保证不产生根切。对于标准齿轮，其最小齿数 min minZZ=17 2.齿轮的齿数和ZS不能太大，以免齿轮尺寸过大而引起机床结构增大，一般推荐齿数和ZS 100-120，常选用在 100 之内。 3.同一变速组中的各对齿轮，其中心距必须保证相等。 4.保证强度和防止热处理变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚 5. 保证主轴的转速误差在规定的范围之内。 nts南昌航空大学科技学院学士学位论文 7 7 图 2.3 齿轮的壁厚 2.3.2 变速传动组中齿轮齿数的确定 1）确定齿轮齿数 1. 用计算法确定第一个变速组中各齿轮的齿数 Zj+Zj =ZSZj/Zj =uj 其中 Zj 主动齿轮的齿数 Zj 被动齿轮的齿数 uj 一对齿轮的传动比 ZS 一对齿轮的齿数和为了保证不产生根切以及保证最小齿轮装到轴上或套筒上具有足够的强度，最小齿轮必然是在降速比最大的传动副上出现。把 Z1 的齿数取大些：取 Z1=Zmin=20 则 Z2=85.2/1 2021 =uZ=58 齿数和ZS=Z1+Z2=20+58=78 同样根据公式 Z3= 4Z =39 2. 用查表法确定第二变速组的齿数 a 首先在 u1、 u2、 u3 中找出最小齿数的传动比 u1 b 为了避免根切和结构需要，取 Zmin=24 c 查表找到 u1=1/1.413 的倒数 2.82 的行找到 Zmin=24 查表最小齿数和为 92 d 找出可能的齿数和ZS的各种数值，这些数值必须同时满足各传动比要求的齿轮齿数能同时满足三个传动比要求的齿数和有 ZS=92 96 99 102 e 确定合理的齿数和 ZS=102 依次可以查得 nts南昌航空大学科技学院学士学位论文 8 8 Z5=27 Z6=75 Z7=34 Z8=68 Z9=42 Z10=60 同理可得其它的齿轮如下表所示：表 2.3 变速组第一变速组第二变速组第三变速组齿数和 78 102 114 齿轮 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14 齿数 20 58 39 39 24 78 34 68 42 60 23 91 76 38 2）验算主轴转速误差由于确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计的理论转速难以完全相符，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过 10( -1)%。主轴各级实际转速值用下式计算 n实 =nE (1- ) ua ub uc ud 其中滑移系数 =0.2 ua ub uc ud分别为各级的传动比 12/45 转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示 n=实际标准实际 n nn 10( -1)% n 实 1=1440 0.625 0.98 0.35 0.35 0.25=27.8 n= (27.8-28)/28 =0.7% 同样其他的实际转速及转速误差如下 : 表 2.4 主轴转速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 n10 n11 n12 标准转速 28 40 56 80 112 160 224 315 450 630 900 1250 实际转速 27.8 39.8 55.7 79.6 111.2 159.3 223.6 314.5 445.6 628.4 897.8 1244.9 转速误差 0.7 0.5 0.5 0.5 0.7 0.4 0.1 0.2 0.9 0.3 0.2 0.4 转速误差满足要求。 3）齿轮的布置为了使变速箱结构紧凑以及考虑主轴适当的支承距离和散热条件，其齿轮的布置如下图 2.4 所示。 4）绘制主传动系统图按照主传动转速图以及齿轮齿数绘制主传动系统图如下 2.5 所示 nts南昌航空大学科技学院学士学位论文 9 9 图 2.4 齿轮结构的布置图 2.5 主传动系统图 3 .强度计算和结构草图设计 3.1 确定计算转速 3.1.1主轴的计算转速 nj=nmin z/3-1 z=12 nj=nmin 3 nts南昌航空大学科技学院学士学位论文 10 10 =28 2.82=79r/min 3.1.2中间传动件的计算转速轴上的 6级转速分别为： 112、 160、 224、 315、 450、 630r/min.主轴在 79r/min以上都可以传递全部功率。轴经 Z13-Z14传递到主轴，这时从 112r/min 以上的转速全部功率，所以确定最低转速 112r/min 为轴的计算转速。按上述的方法从转速图中分别可找到计算转速：轴为 315r/min,轴为 900r/min,电动机轴为 1440r/min. 3.1.3齿轮的计算转速 Z10安装在轴上，从转速图可见 Z10齿轮本身有 6 种转速，其要传递全部的功率的计算转速为 112r/min。同样可以确定其余齿轮的转速如下表 3.1 所示：表 3.1 3.2 传动轴的估算和验算 3.2.1 传动轴直径的估算传动轴直径按扭转刚度用下列公式估算传动轴直径： 4 94jnNd = mm 其中： N 该传动轴的输入功率 dNN = KW Nd 电机额定功率；从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积 jn 该传动轴的计算转速 r/min 每米长度上允许的扭转角 (deg/m),可根据传动轴的要求选取如表3.2 所示表 3.2 刚度要求允许的扭转角主轴一般的传动轴较低的传动轴 0.5 1 1 1.5 1.5 2 齿轮 Z1 Z Z Z Z Z Z Z Z Z1 Z1 Z1 Z1 Z1 计算转速 900 315 900 900 315 112 315 112 315 112 150 160 112 112 nts南昌航空大学科技学院学士学位论文 11 11 对于一般的传动轴，取 =1.5 28.596.05.5 = dNN KW jn=900 r/min 5.285.11 00 04 009 0028.59141=dmm 取 321 =dmm 25.5995.096.05.52 = dNN KW jn=425 r/min 42 5.1100040031525.591=d=37 mm 取 362 =d 20.599.0995.096.05.53 = dNN KW jn=150 2.425.11 00 04 001 5020.59143=d mm 463 =d 采用花键轴结构，即将估算的传动轴直径 d减小 7%为花键轴的直径，在选相近的标准花键。 d1 =29.3 0.93=27.0 d2 =34.5 0.93=32.0 d3 =42.2 0.93=40.0 查表可以选取花键的型号其尺寸 )741144( GBbdDZ 分别为 1d 轴取 6-28 32 7 2d 轴取 8-32 36 6 3d轴取 8-42 46 80 3.2.2 主轴的设计与计算主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件的主轴参与切削成形运动，此，它的精度和性能性能直接影响加工质量（加工精度与表面粗糙度）。 1）主轴直径的选择 nts南昌航空大学科技学院学士学位论文 12 12 查表可以选取前支承轴颈直径 D1=90 mm 后支承轴颈直径 D2=(0.7 0.85)D1=63 77 mm 选取 D2=70 mm 2）主轴内径的选择车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆必须是空心轴。确定孔径的原则是在满足对空心主轴孔径要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的要求尽可能取大些。推荐：普通车床 d/D(或 d1/D1)=0.55 0.6 其中 D 主轴的平均直径， D= (D1+D2)/2 d1 前轴颈处内孔直径 d=(0.55 0.6)D=44 48 mm 所以，内孔直径取 45mm 3）前锥孔尺寸前锥孔用来装顶尖或其它工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。选择如下：莫氏锥度号取 5号标准莫氏锥度尺寸大端直径 D=44.399 4）主轴前端悬伸量的选择确定主轴悬伸量 a 的原则是在满足结构要求的前提下，尽可能取小值。主轴悬伸量与前轴颈直径之比 a/D=0.6 1.5 a=(0.6 1.5)D1=54 135 mm 所以，悬伸量取 100mm 5）主轴合理跨距和最佳跨距选择根据表 3-14 见机械设计手册计算前支承刚度 AK 。前后轴承均用 3182100 系列轴承，并采用前端定位的方式。查表 4.111700 DK A = AK =1700 901.4=9.26 105 N/mm 因为后轴承直径小于前轴承，取 4.1=BAKKnts南昌航空大学科技学院学士学位论文 13 13 KB =6.61 105N/mm )1(61)(030+=BAKKaLaL 其中 BAKK为参变量综合变量3 aKEIA= 其中 E 弹性模量，取 E=2.0 105 N/mm2 I 转动惯量， I= (D4-d4)/64=3.14 (804-454)=1.81 106mm4 3 aKEIA= = 35 65 1001026.9 1081.1100.2 =0.3909 由图 3-34中，在横坐标上找出 =0.3909的点向上作垂线与 4.1=BAKK的斜线相交，由交点向左作水平线与纵坐标轴相交，得 L0/a=2.5。所以最佳跨距 L0 L0=2.5a=2.5 100=250 mm 又因为合理跨距的范围 L 合理 =(0.75 1.5)L0=187.5 375 mm 所以取 L=260 mm 6）主轴刚度的验算对于一般机床主轴，主要进行刚度验算，通常能满足刚度要求的主轴也能满足强度要求。对于一般受弯矩作用的主轴，需要进行弯矩刚度验算。主要验算主轴轴端的位移y 和前轴承处的转角 A。图 3.1 主轴支承的简化切削力 Fz=3026N nts南昌航空大学科技学院学士学位论文 14 14 挠度 yA=EI aLaFz 3 )(2 + =6521081.1100.23 )1 0 02 6 0(1 0 03 0 2 6 +=0.01 y=0.0002L=0.0002 260=0.052 yA y 倾角 A=EI aLFa 6 )32( +=65 101 81100.26)1 0032 602(1 003 02 6 + =0.00011 前端装有圆柱滚子轴承，查表 A=0.001rad A A 符合刚度要求。 3.2.3 主轴材料与热处理材料为 45 钢，调质到 220 250HBS，主轴端部锥孔、定心轴颈或定心圆锥面等部位局部淬硬至 HRC50 55，轴径应淬硬。 3.3 齿轮模数的估算和计算 3.3.1齿轮模数的估算根据齿轮弯曲疲劳的估算： 3 32jznNm mm 齿面点蚀的估算： 3370jnNA mm 其中jn为大齿轮的计算转速， A 为齿轮中心距。由中心距 A及齿数 1z 、 2z 求出模数：212 zz Amj +=mm 根据估算所得m和jm中较大的值，选取相近的标准模数。 1）齿数为 32 与 64 的齿轮 N=5.28KW 85.142532 28.532 3 =m mm nts南昌航空大学科技学院学士学位论文 15 15 3370jnNA = 5.8542528.5370 3 = mm 212 zz Amj += 78.164325.852 =+= mm 取模数为 2 2）齿数为 56 与 40 的齿轮 54.18505628.532 3 =mmm 3370jnNA = 68185028.5370 3 = mm 212 zz Amj += 42.14056682 =+= mm 取模数为 2 3）齿数为 27 与 75 的齿轮 N=5.25KW 48.21507525.532 3 =mmm 3370jnNA = 12115025.5370 3 = mm 212 zz Amj += 37.275271212 =+= mm 取模数为 2.5 nts南昌航空大学科技学院学士学位论文 16 16 4）齿数为 34 与 68 的齿轮 N=525KW 29.22126825.532 3 =mmm 3370jnNA = 8.10721225.5370 3 =mm 212 zz Amj += 11.268348.1072 =+= mm 取模数为 2.5 5）齿数为 42 与 60 的齿轮 N=5.25KW 12.23006025.532 3 =mmm 3370jnNA = 1.9630025.5370 3 = mm 212 zz Amj += 88.160421.962 =+= mm 取模数为 2.5 6）齿数为 23 与 91 的齿轮 N=5.20KW 32.215091 20.532 3 =m mm = 0.12115020.5370 3 = mm 212 zz Amj += 12.291230.1212 =+= mm 取模数为 2.5 3370jnNAnts南昌航空大学科技学院学士学位论文 17 17 7）齿数为 76 与 38 的齿轮 N=5.20KW 46.21 5 07620.532 3 =mmm 3370jnNA = 6.12015020.5370 3 = mm 212 zz Amj += 12.238766.1202 =+= mm 取模数为 2.5 3.3.2 齿轮模数的验算结构确定以后，齿轮的工作条件、空间安排、材料和精度等级等都已确定，才可能核验齿轮的接触疲劳和弯曲疲劳强度值是否满足要求。根据齿轮的接触疲劳计算齿轮模数公式为： 3 221321)1(1 6 3 0 0jjmSjnizNKKKKim = mm 根据齿轮的弯曲疲劳强度计算齿轮模数公式为： 2 7 5 1 321 jm snYzNKKKKm = mm 式中： N-计算齿轮传递的额定功率 JN-计算齿轮（小齿轮）的计算转速 r/min m -齿宽系数mbm=， m 常取 6 10； 1z -计算齿轮的齿数，一般取传动中最小齿轮的齿数； i -大齿轮与小齿轮的齿数比， 112zzi =；“ +”用于外啮合，“ -”号用于内啮合； Ks -寿命系数， qNnr KKKKKs = ； 3.5 nts南昌航空大学科技学院学士学位论文 18 18 TK-工作期限系数，mT CnTK060= ； 3.6 齿轮等传动件在接触和弯曲交变载荷下的疲劳曲线指数 m和基准循环次数 Co n-齿轮的最低转速 r/min; T-预定的齿轮工作期限，中型机床推荐： T=15000 20000h; nK-转速变化系数 NK-功率利用系数 qK-材料强化系数。幅值低的交变我荷可使金属材料的晶粒边界强化，起着阻止疲劳细缝扩展的作用； SK（寿命系数）的极限minmax , SS KK当m i nm i nm a x SSSSS KKKKKK =nts南昌航空大学科技学院学士学位论文 19 19 所以取 Ks=0.6 由表 11 许用应力知，可取齿轮材料为 45 整淬 =1100MPa j =320MPa 由表 10可知可查得 Y=0.45 3 221321)1(1 6 3 0 0jjmSjnizNKKKKim = 89.18501 1 0 0326432728.56.012.12.1)13264(1 6 3 0 0 322=+=jm 2 7 5 1 321 jm snYzNKKKKm = 51.1320850745.032 28.56.012.12.1275 = =m 所以模数取 2适合要求。同样可以校核其它齿轮的模数也符合要求。 3.4 轴承的选择与校核机床传动轴常用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升。空载功率和噪音等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支承孔的加工精度要求都比较高，异常球轴承用得更多。但滚锥轴承的内外圈可以公开。装配方便，间隙容易调整。所以有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选择轴承的型式和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其它结构条件。即要满足承载能力要求，又要符合孔的加工工艺，可以用轻、中、或重系列的轴承来达到支承孔直径的安排要求。花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的内径，一般传动轴承选用 G级精度。 3.4.1一般传动轴上的轴承选择在传动轴上选择 6200 系列的深沟球轴承，其具体的型号和尺寸如下表 3.3 所示表 3.3 传动轴轴承型号 6205 7206 7207 轴承尺寸 25 52 30 55 35 72 3.4.2主轴轴承的类型主轴的前轴承选取 3182100 系列双列向心短圆柱滚子轴承。这种轴承承载能力大，内孔有 1： 12 锥度，磨擦系数小，温升低，但不能承受轴向力，必须和能承受轴向力的轴承配合使用，因此整个部件支承结构比较复杂。 nts南昌航空大学科技学院学士学位论文 20 20 图 3.1 3.4.3 轴承间隙调整为了提高主轴回转精度和刚度，主轴轴承的间隙应能调整。把轴承调到合适的负间隙，形成一定的预负载，回转精度和刚度都能提高，寿命、噪声和抗振性也有改善。预负载使轴承内产生接触变形，过大的预负载对提高刚度没有明显效果，而磨损发热量和噪声都会增大，轴承寿命将因此而降低。调整结构形式如下图所示： nts南昌航空大学科技学院学士学位论文 21 21 图 3.2 调整说明：转动调整螺母，使内圈向大端移动。特点：结构简单。移动量完全靠经验，一旦调整过紧，难以把内圈退回。 3.4.4轴承的较核 1) 滚动轴承的疲劳寿命验算 ( )hTFKKKK CfLlHnHpAnh 5 00= 或 ( )NCFKKKKffClHnHpAnhj =hL 额定寿命 (h) C 额定动载荷 (N) jC 动载荷 (N) T 滚动轴承的许用寿命 (h)，一般取 10000 15000(h) 寿命指数，对球轴承 =3 ，对滚子轴承 =10/3 nf 速度系数， 3100cn nf =n 轴承的计算转数 r/min hf 寿命系数， 500hh Lf =AK 使用系数功率利用系数HpKHnK 转化变化系数 lK 齿轮轮换工作系数 F 当量动负荷 (N) 2)滚动轴承的静负荷验算 0000 CFKC j =jC0 静负荷 (N) 0C 额定静负荷 (N) 0K 安全系数 0F 当量静载荷 (N) 取其中较大值或ra FFFYFXF =+= 00000径向负荷rF (N) 0X、0Y 静径向，轴向系数校验第根轴上的轴承 T=10000h 查轴承样本可知， 6205 轴承的基本额定动载荷 C =212000N 3= jn =850 r/min 34.08503100 =nf1.1=AK HnK =096 HpK =0.8 lK =0.8 nts南昌航空大学科技学院学士学位论文 22 22 500= FKKKK CfLlHnHpAnh = 33 0268.08.096.01.134.02 120 005 00 =21437500 )( hT 同样可以较核其它轴承也符合要求。 3.5 摩擦离合器的选择与验算 3.5.1按扭矩选择 jM KmaxM=Kx9550jnynNm 式中 jM 离合器的额定静力矩 (Kgm) K 安全系数 maxM 运转时的最大负载力矩查机械设计手册表，取 K=2 =0.96 则fM KmaxM= 85096.05.5955 00.2955 0 =jnNK =118.8 Nm 3.5.2外摩擦片的内径 d 根据结构需要采用轴装式摩擦片，摩擦片的内径 d应比安装在轴的轴径大 2 6mm,取 d=35mm 3.5.3选择摩擦片尺寸 (自行设计 ) 尺寸如下表 3.4 所示表 3.4 片数静力矩 d D D1 B b 9 60 35 90 98 30 10 3.5.4计算摩擦面的对数 Z mVzn KKdDpf KKMZ )( 1 20 33=式中： f-摩擦片间的摩擦系数； p-许用压强 MPa； nts南昌航空大学科技学院学士学位论文 23 23 D-摩擦片内片外径 mm； d-摩擦片外片内径 mm； vK-速度修正系数； zK-接合面数修正系数； mK-接个次数修正系数； K-安全系数。分别查表 06.0=f 0.1=P 1.2 90=D mm d =35mm 94.0=VK 85.0=ZK =mK 1.0 ( ) 0.194.035900.106.014.3 85.028.11812 33 =Z =10 3.5.5摩擦

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