机械装备设计说明书WOAD版

1、 机械制造装备设计课程设计 题 目 普通车床的主轴箱部件设计 姓 名 _陈小勇 专 业 机制本 学 号 201233467 指导教师 刘 军 车床的主传动系统设计任务书车床的主传动系统设计任务书 姓名：陈小勇学号：201233467 专业：机械设计制造及其自动化 班级：12 级机制本科 15 班 12.最大加工直径为 400mm 的普通车床的主轴箱部件设计 原始数据： 主要技术参数 题目 主电动机功率 P/kw 4 最大转速 1600 最小转速 25 公比 1.41 工件材料：钢铁材料。 刀具材料：硬质合金。 设计内容： 1）运动设计：根据给定的转速范围及公比确定变速级数，绘制结构网、转速图、

2、传动系统图，计算齿轮齿数。 1）动力计算： 选择电动机型号及转速， 确定各传动件的计算转速， 对主要零件 （如带、齿轮、主轴、传动轴、轴承等）进行计算（初算和验算） 。 2）绘制下列图纸： 机床主传动系统图（画在说明书上） 。 主轴箱部件展开图及主要剖面图。 主轴零件图。 3）编写设计说明书 1 份。 设计指导教师：刘军 2016 年 1 月 8 日 3 目录 目录 . 3 第 1 章绪论 . 6 第 2 章车床参数的拟定 . 7 2.1 车床主参数和基本参数 . 7 2.2 车床的变速范围 R 和级数 Z . 7 2.3 确定级数主要其他参数 . 7 2.3.1 拟定主轴的各级转速 . 7

3、2.3.2 主电机功率动力参数的确定 . 7 2.3.3 确定结构式 . 8 2.4 传动结构式的拟定 . 8 2.4.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目 . 8 2.4.2 传动式的拟定 . 8 2.4.3 结构式的拟定 . 8 2.4.4 确定结构网 . 9 2.4.5 绘制转速图和传动系统图 . 9 2.5 确定各变速组此论传动副齿数 . 10 第 3 章传动件的计算 . 13 3.1 带传动设计 . 13 3.2 选择带型 . 14 3.3 确定带轮的基准直径并验证带速 . 14 3.4 确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 . 15 3.5 确定带的根数 z . 16 3.6

4、 确定带轮的结构和尺寸 . 16 3.7 确定带的张紧装置 . 16 3.8 计算压轴力 . 16 3.9 计算转速的计算 . 18 3.10 齿轮模数计算及验算 . 19 4 3.11 传动轴最小轴径的初定. 23 3.12 主轴合理跨距的计算 . 24 第 4 章摩擦离合器(多片式)的计算 . 25 第 5 章主要零部件的选择 . 27 5.1 电动机的选择 . 28 5.2 轴承的选择 . 28 5.3 变速操纵机构的选择 . 28 5.4 轴的校核 . 28 5.5 轴承寿命校核 . 31 5.6 键的选用及校核： . 31 5.7 轴承端盖设计 . 32 第 6 章箱体的结构设计 .

5、 34 第 7 章润滑与密封 . 36 第 8 章主轴箱结构设计及说明 . 37 8.1 结构设计的内容、技术要求和方案 . 37 8.2 展开图及其布置 . 37 结束语 . 39 参考文献 . 41 5 摘要 本设计着重研究机床主传动系统的设计步骤和设计方法，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

6、统设计,传动副，结构网，结构式 第 1 章绪论 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

7、机械系统设计创造一定的条件。 7 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： 表 2.1 车床主轴箱参数表 2.2 车床的变速范围 R 和级数 Z 64251600minmaxnnR 由公式 R=1Z，其中=1.41，R=64，可以计算 z=13 2.3 确定级数主要其他参数 2.3.1 拟定主轴的各级转速 因为=1.41=1.066，根据【1】77P表 3-6 标准数列。首先找到最小极限转速 50，再每跳过 5 个数（1.261.066）取一个转速，即可得到公比为 1.41 的数列： 25,35.5,50，71，100，140，200，

8、280，400，560，800，1120,1600 2.3.2 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。 此车床根据任务书上提供的条件，电动机的功率为 4KW,选择电动机的型号为Y112M-4，电动机具体数据如下表所示： 工件最大回转直径 Dmax(mm) 正转最高转速 Nmax(minr) 正转最低转速 nmin(minr) 电机功率 N（kw） 公比 400 1600 25 4 1.41 8 表 2.2 电动机参数表 电动机信号 额定功率 满载转速 级数 同步转速 Y112M-4 4KW 1440r/mi

9、n 4 级 1500r/min 2.3.3 确定结构式 8421222216 2.4 传动结构式的拟定 2.4.1 确定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动组组成，各传动组分别有1Z、Z、个传动副。即321ZZZZ 传动副中由于结构的限制以 2 或 4 为合适，即变速级数 Z 应为 2 和 4 的因子：42 Z，可以有三种方案：22416,222216,4416 2.4.2 传动式的拟定 Z=13 按照 Z=16 级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，要考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。其中有 3 个级出现重复现象。 主轴对加工精度、表面粗

10、糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好。最后一个传动组的传动副常选用 2。除此之外，虽然 16=422、16=44 两种方案的传动轴比较少，但是，这两种传动组内有四个变速传动副，增大了传动轴的轴向尺寸，这两种方案不宜采用。 综上所述，传动式为222216。 2.4.3 结构式的拟定 对于传动式 16=2222，有 24 种结构式和对应的结构网。分别为： 842122221682412222164821222216 284122221624812222164281222216 根据传动比指数分配“前疏后密”的原则应采用第一种方案。即：8421222216的方案。 9 2.4.4 确定结构网 传动

11、副的极限传动比和传动组的极限变速范围：在降速传动时，为防止被动齿轮的直径过大而使进径向尺寸过大，常限制最小传动比，mini1/4，升速传动时，为防止产生过大的振动和噪音，常限制最大传动比2maxi，斜齿轮比较平稳，可取5 . 2maxi，故变速组的最大变速范围为maxRmaxi/mini810。检查变速组的变速范围是否超过极限值时，只需检查最后一个扩大组。因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其他变速组就不会超过极限值。 检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组： 42/0.5/uuRmin主max主max主 10886. 741. 1) 12(

12、6) 1(222PXR 其中41. 1，42X，22P ； 最后一个扩大组转速符合要求，则其他变速组的变速范围肯定也符合要求。 2.4.5 绘制转速图和传动系统图 （1）选择电动机：采用 Y112M-4 电动机。 （2）绘制转速图： 图 2.1 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 10 2.2： 1-2 轴最小中心距：DmmZAMAXMAX22121 轴最小齿数和:mDZSZ2maxmin 图 2.2 主传动系统图 2.5 确定各变速组此论传动副齿数 确定齿轮齿数的原则和要求： 齿轮的齿数和zs不应过大； 齿轮的齿数和zs过大会加大两轴之间的中心距

13、，使机床结构庞大，一般推荐zs100200. 最小齿轮的齿数要尽可能少；但同时要考虑： 最小齿轮不产生根切，机床变速箱中标准直圆柱齿轮，一般最小齿数minz18； 受结构限制的最小齿轮最小齿数应大于 1820； 齿轮齿数应符合转速图上传动比的要求：实际传动比（齿数之比）与理论传动比（转速图上要求的传动比）之间又误差，但不能过大，确定齿轮数所造成的转速误差，一般不应超过10%（-1）%， 11 即：%110n理实理nn 理n-要求的主轴转速； 实n-齿轮传动实现的主轴转速； 齿轮齿数的确定，当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变

14、速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和zS及小齿轮的齿数可以从机械制造装备设计表 3-9 中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于 1820。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于 4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。 根据表 3-4（ 机械制造装备设计主编赵雪松、任小中、于华）查得 传动组 a: 由2/1/121ia，41. 1/1/12ia，1/13ia 2/1/121ia时： zS57、60、63、66、69、72、75、78 41. 1/1/12ia时： zS63、65、67、68、70、72、73

15、、77 1/13ia时： zS58、60、62、64、66、68、70、72、74、76 可取zS94,于是可得轴齿轮齿数分别为：47、24。 于是47/471ai，55/392ai； 表 2.3，轴间齿轮 齿轮 1 ia 2ia zS I 轴齿数 47 39 94 轴齿数 47 55 传动组 b： 由2/1/121ib，41. 1/1/12ia，1/13ia 2/1/121ib时： 12 zS57、60、63、66、69、72、75、78 41. 1/1/12ib时： zS63、65、67、68、70、72、73、77 1/13ib时： zS58、60、62、64、66、68、70、72、7

16、4、76 可取 zS84，于是可得轴上三联齿轮的齿数分别为：42、35、28。 于是 42/421ib，49/352ib，56/282ib得轴上两齿轮的齿数分别为：42、49、59。 表 2.4，轴间齿轮 齿轮 1 ib 2ib zS 轴齿数 42 28 84 轴齿数 42 56 传动组 c: 查表 8-1,4/11ic,22ci 4/11ic时：zS84、85、89、90、94、95 22ci时： zS72、75、78、81、84、87、 、89、90 取 zS90.4/11ic为降速传动，取轴齿轮齿数为 30；22ci为升速传动，于是得30/601ic,67/232ci；齿轮数据如下表所示

17、： 表 2.5，IV 轴间齿轮 齿轮 1 ic 2ic zS 轴齿数 60 30 90 齿轮 1 ic 2ic zS IV 轴齿数 23 67 90 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=1440r/min,n2=800r/min 3.1.1 计算设计功率 Pd edAdPKP 表 3.1 工作情况系数AK 工作机 原动机 类 类 一天工作时间/h 10 1016 16 10 1016 16 载荷 平稳 液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（7.5kW） ；离心式压缩机；轻型运输机 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 载荷 变动小 带式运输机

18、 （运送砂石、 谷物） ，通风机（7.5kW） ；发电机； 旋转式水泵； 金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 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 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 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 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 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 KA 14 1.1。即1.1 44.4kWdAe

19、dPK PkW1.1 44.4kWdAedPK PkW。 3.2 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 3.1 选取。 图 3.1 V 带轮计算功率表 根据算出的 Pd4.4kW 及小带轮转速 n11440r/min ，查图得：dd=80100可知应选取 A 型 V 带。 3.3 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=95mm ddmin.=75 mm（dd1根据 P295表 13-4 查得） 表表 3.23.2 V V 带带轮最小基准直径带带轮最小基准直径m

20、indd 槽型 Y Z A B C D E mindd 20 50 75 125 200 355 500 21211440=1.8,=100 1.8=180mm800ddddidd 由机械设计P295表 13-4 查“V 带轮的基准直径” ，得2dd=160mm 15 误差验算传动比：21180=1.82(1)100(12%)dddid （为弹性滑动率） 误差111.821.8100%100%0.4%10%1.8iiii 符合要求 带速 1100 1440v=7.16/60 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

21、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。 3.7 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。 3.8 计算压轴力 由机械设计P303 表 1312 查得，A 型带的初拉力 F0123.75N，上面已得到1a=171.2o，z=4，则1a171.22sin=2 4 123.75 sinN=987.05N22ooFzF 17 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

22、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 3.5 普通 V 带轮的轮槽尺寸（摘自 GB/T13575.1-92） 项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 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 am

23、in 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 轮 32 对应的 60 - - - - - - 18 槽 角 34 基准直径 d d - 80 118 190 315

24、- - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 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 3.2a （2）腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图 3.2b。 （3）孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图 3.2c （4）椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图 3.2d。 （a） （b） （c） （d） 图 3.2 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

25、带轮，如图（a）,大带轮选择腹板带轮如图（b） 3.9 计算转速的计算 （1）.主轴的计算转速 由机械系统设计表3-2中的公式 25)13/13(41. 1112r/min 取计算转速为112r/min (2). 传动轴的计算转速 在转速图上，轴在最低转速450r/min时经过传动组传动副。这个转速高于主轴计算转速， 在恒功率区间内， 因此轴的最低转速为该轴的计算转速即nj=450/min, 19 轴计算转速为=900 r/min （2）确定各传动轴的计算转速 由机械设计知识可知，一对啮合齿轮只需要校核危险的小齿轮，因此只需求出危险小齿轮的计算转速这转速都在恒功率区间内，即都要求传递最大功率所

26、以齿轮Z3的计算转速为这3转速的最小值即38jzn=900r/min 各计算转速入表 3.6。 表 3.6 各轴计算转速 （3）确定齿轮副的计算转速。齿轮 Z6装在主轴上并具有级转速，其中只有160r/min 传递全功率，故 Z6j=160 r/min。依次可以得出其余齿轮的计算转速，如表 3.7。 表 3.7 齿轮副计算转速 序号 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 nj 900 900 450 450 112 3.10 齿轮模数计算及验算 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=163383221) 1(jjmnuzPu可得各

27、组的模数，如表 2.9 所示。 45 号钢整体淬火，1100jMP 按接触疲劳计算齿轮模数 m 1-2 轴由公式 mj=163383221) 1(jjmnuzPu可得 mj=2.65，m=3mm 轴号 轴 轴 轴 计算转速 r/min 900 900 450 20 2-3 轴由公式 mj=163383221) 1(jjmnuzPu可得 mj=2.75，取 m=3mm 3-4 主轴由公式 mj=163383221) 1(jjmnuzPu可得 mj=2.45，取 m=3mm 4-5 主轴由公式 mj=163383221) 1(jjmnuzPu可得 mj=3.25，取 m=4mm 表 3.8 模数

28、（2）基本组齿轮计算。 基本组齿轮几何尺寸见下表 3.9 表 3.9 基本组齿轮几何尺寸表 齿轮 Z1 Z1 Z2 Z2 齿数 47 47 39 55 分度圆直径 141 141 117 165 齿顶圆直径 147 147 123 171 齿根圆直径 133.5 133.5 109.5 157.5 齿宽 24 24 24 24 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

29、)() 1(1020883218 组号 基本组 第 1 扩大组 第 2 扩大组 第 3 扩大组 模数 mm 3 3 3 4 21 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，N=5kW; jn-计算转速（r/min）. m-初算的齿轮模数（mm） B-齿宽（mm）; z-小齿轮齿数； u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比 sK-寿命系数； sK=TKnKNKqK TK-工作期限系数； mTCTnK0160 T-齿轮工作期限，这里取 T=15000h.; 1n-齿轮的最低转速（r/min） 0C-基准循环

30、次数，接触载荷取0C=710，弯曲载荷取0C=6102 m-疲劳曲线指数，接触载荷取 m=3；弯曲载荷取 m=6; nK-转速变化系数，查【5】2 上，取nK=0.60 NK-功率利用系数，查【5】2 上，取NK=0.78 qK-材料强化系数，查【5】2 上，qK=0.60 3K-工作状况系数，取3K=1.1 2K-动载荷系数，查【5】2 上，取2K=1 22 1K-齿向载荷分布系数，查【5】2 上，1K=1 Y-齿形系数，查【5】2 上，Y=0.386； j-许用接触应力（MPa）,查【4】 ，表 4-7，取j=650 Mpa； w-许用弯曲应力（MPa） ，查【4】 ，表 4-7，取w=2

31、75 Mpa； 根据上述公式，可求得及查取值可求得： jjMpa 635 wwMpa 78 （3）扩大组齿轮计算。 第一扩大组 齿轮几何尺寸见下表 基本组齿轮几何尺寸见下表 3.10 表 3.10 基本组齿轮几何尺寸 齿轮 Z3 Z3 Z4 Z4 齿数 42 42 28 56 分度圆直径 126 126 84 168 齿顶圆直径 12 12 90 174 齿根圆直径 118.5 118.5 76.5 160.5 齿宽 24 24 24 24 第二扩大组齿轮几何尺寸见下表 3.11 表 3.11 第二扩大组齿轮几何尺寸 齿轮 Z5 Z5 Z6 Z6 齿数 45 45 28 56 23 分度圆直径

32、 135 135 84 168 齿顶圆直径 141 141 90 174 齿根圆直径 127.5 127.5 76.5 160.5 齿宽 24 24 24 24 第 3 扩大组齿轮几何尺寸见下表 3.12 表 3.12 第 3 扩大组齿轮几何尺寸 齿轮 Z6 Z6 Z7 Z7 齿数 60 30 23 67 分度圆直径 240 120 69 201 齿顶圆直径 248 128 75 207 齿根圆直径 230 110 61.5 193.5 齿宽 32 32 32 32 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

33、，硬度 229HB286HB，平均取 240HB。 同理根据基本组的计算， 查文献【6】 ，可得nK=0.62，NK=0.77，qK=0.60，3K=1.1， 2K=1，1K=1，m=3.5，jn=355； 可求得： j=619 Mpa j w=135Mpaw 3.11 传动轴最小轴径的初定 由【5】式 6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算： 24 d= 464.1Tn（mm） 或 d= 491njN（mm） 式中 d-传动轴直径（mm） Tn-该轴传递的额定扭矩（N*mm） T=JnN950000； N-该轴传递的功率（KW） jn-该轴的计算转速 -该轴每米长度的允许扭转角， =01。 各轴

34、最小轴径如表 3.13。 表 3.13 最小轴径 3.12 主轴合理跨距的计算 由于电动机功率 P=4kw，根据【1】表 3.20，前轴径应为 6090mm。初步选取 d1=80mm。后轴径的 d2=（0.70.9）d1，取 d2=60mm。根据设计方案，前轴承为NN3016K 型，后轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量 a=120mm，主轴孔径为 30mm。 轴承刚度，主轴最大输出转矩 T=nP9550=95504160=424.44N.m 设该机床为车床的最大加工直径为 400mm。床身上最常用的最大加工直径，即加工直径约为最大回转直径的 50%，这里取 45%，即 180mm，故半径为 0.09

35、m； 切削力（沿 y 轴） Fc=09. 044.424=4716N 背向力（沿 x 轴） Fp=0.5 Fc=2358N 总作用力 F=22pCFF=5272.65N 轴号 轴 轴 最小轴径 mm 35 40 25 此力作用于工件上，主轴端受力为 F=5272.65N。 先假设 l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力 RA和 RB分别为 RA=lalF=24024012065.5272=7908.97N RB=laF=24012065.5272=2636.325N 根据文献【1】式 3.7 得：Kr=3.391 . 0Fr8 . 0La9 . 0)(iza9 . 1cos得前支承的刚

36、度：KA= 1689.69 N/m ；KB= 785.57 N/m；BAKK=57.78569.1689=2.15 主轴的当量外径mmde7026080，故惯性矩为 I=64)03.007.0(44=113.810-8m4 =3aKEIA=63811101 . 069.1689108 .113101 . 2=0.14 查【1】图 3-38 得al0=2.0，与原假设接近，所以最佳跨距0l=1202.0=240mm 合理跨距为（0.75-1.5）0l，取合理跨距 l=360mm。 根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施 增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径 D=100mm，后轴

37、径 d=80mm。前轴承 采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用背对背安装的角接触球轴承 4 摩擦离合器(多片式)的计算 26 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/f20Dbp 式中 Mn摩擦离合器所传递的扭矩（Nmm） ； mmNnNMjdn.1028.1800/98.0310955/109550544 Nd电动机的额定功率（kW） ； jn安装离合器的传动轴的计算转速（r/min

38、） ； 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； 0D摩擦片的平均直径（mm）; 0D=（D+d）/267mm; b内外摩擦片的接触宽度（mm） ； b=（D-d）/2=23mm； p摩擦片的许用压强（N/2mm） ； p 836.076.000.100.11.10zmvtKKKp 0tp基本许用压强（MPa） ，查机床设计指导表 2-15，取 1.1； vK速度修正系数 pv02Dn/6410=2.5（m/s） 根据平均圆周速度pv查机床设计指导表 2-16，取 1.00； m

39、K接合次数修正系数，查机床设计指导表 2-17，取 1.00； zK摩擦结合面数修正系数，查机床设计指导表 2-18，取 0.76。 所以 Z2MnK/f20Dbp21.285101.4/ （3.140.08267230.836=11 卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗kP确定，一般取 27 kP0.4dN0.4114.4 最后确定摩擦离合器的轴向压紧力 Q，可按下式计算： 52001057.300.1236714.31.1NbKDPQvt 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

40、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。 图 4.1 多片式摩擦离合器 5 主要零部件的选择主要零部件的选择 28 5.1 电动机的选择 转速n1420r/min，功率P4kW 选用Y112M-4电动机 5.2 轴承的选择 主轴： 与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号46208 ， 另一安装深沟球轴承305， 中间安装角接触球轴承代号36205 I轴：对称布置圆锥滚子轴承30206 II和III轴：对称布置圆锥滚子轴承32206 IV轴：与带轮靠近段安装双列圆锥滚子轴承代号32212 后端安装

41、圆锥孔双列圆柱滚子轴承 5.3 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。 5.4 轴的校核 （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 5250.105syy 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 (2)计算如下： 前支撑为双列角接触球轴承，后支撑为深沟球轴承跨距 L=450mm. 当量外径 2852110450221DDde 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=34442410)1

42、10450(11. 0)025. 045. 0(103)()(10344aladdAie=2kN/mm 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 29 （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 10EMPa，44408745(1)(1)1356904()646487ddImmd 43432 955 100.9952 955

43、103.37 0.9951268400 125zpFNdn主计件（ ） 0.4507()yzFFN，0.25217()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 221268 160135253()33ZZMF lN mm件 22507 16054080()33yyMF lN mm件 11317 13020605()22xxMF dN mm件 主轴载

44、荷图如下 30 图 5.1 主轴载荷图 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 layEIl,22()3ZF cylcEIl,3(23 )6zM cylcEI 1230.00173szyyyy ()3QZF abbaEIl齿1，(23 )6ZFlcEI齿2，(3 )3ZMlcEI齿3 56.9 10齿Z齿1齿2齿3 ()6QZF ab laEIl轴承1，3zF clEI轴承2，3ZM lEI轴承3 52.9 10轴承Z轴承1轴承2轴承3 计算（在水平面） 1()6QyF abc layEIl,22()3yF

45、cylcEIl,3()(23 )6yxMMcylcEI 31 1230.017syyyyy ()3QyF abbaEIl齿1，(23 )6yFlcEI齿2，()(3 )3yxMMlcEI齿3 513.86 10齿y齿1齿2齿3 ()6QyF ab laEIl轴承1，3yF clEI轴承2，()3yxMMlEI轴承3 532.8 10轴承y轴承1轴承2轴承3 合成： 220.0180.105sszsyyyy 220.000150.001齿齿y齿y 220.000330.001轴承轴承Z轴承Y 5.5 轴承寿命校核 由轴最小轴径可取轴承为圆锥滚子轴承 32206,=3；P=XFr+YFaX=1，Y

46、=0。 对轴受力分析 图 5.2 轴受力分析图 得：前支承的径向力 Fr=2642.32N。 由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命 L10h=15000h L10h=n16670)PC(=180166703)2238.38100022.8(=31667036.3 1000()288142.941502642.32hL10h=15000h 轴承寿命满足要求。 5.6 键的选用及校核： 32 轴上的键的选用和强度校核： 轴与齿轮的联接采用普通平键联接，轴径 d=48mm；齿轮快厚度 L=78.5mm；传递扭矩mmNT 267840；选用 A 型平键，初选键型号为791096,7014GB，)(70

47、 mml 。查机械设计表 7-9 得MPaMPap90 ,100。由机械设计式（7-14）和式（7-15）得 MPaMPadhlTPp11086.22)701448/(2678404/4 由上式计算可知挤压强度满足。 MPaMPadblTP11043.11)701448/(2678402/2 由上式计算可知抗剪切强度满足。 主轴上的键的选用和强度校核 主轴与齿轮的联接采用普通平键联接，轴径 d=80mm；齿轮快厚度 L=95mm；传递扭矩mmNT357230；选用 A 型平键，由于主轴空心所以选择键791096,801422GBB，)(80 mml 。查机械设计表 7-9 得MPaMPap90

48、 ,100。由机械设计式（7-14）和式（7-15）得 MPaMPadhlTPP11043.13)801480/(3572304/4 由上式计算可知挤压强度满足。 MPaMPadblTP11007. 5)802280/(3572302/2 由上式计算可知抗剪切强度满足。 5.7 轴承端盖设计 参照机械设计及机械制造基础课程设计减速器端盖设计方案来设计主轴箱端盖，材料采用 HT150，依据轴承外径确定各端盖的结构尺寸，如图所示： (依据该参数设计各轴承端盖，详见装配图纸图案) 33 图 5-3 轴承端盖 为螺钉直径；为轴承外径；由结构确定；36430533023030)42()1510(32.1

49、5.25.21dDmDDDDdDDdedDDdDDdd 34 6 箱体的结构设计 1 、箱体材料、箱体材料 箱体多采用铸造方法获得，也有用钢板焊接而成。铸造箱体常用材料为HT15-33,强度要求较高的箱体用 HT20-40， 只有热变形要求小的情况下才采用合金铸铁，采用 HT20-40。与床身做成一体的箱体材料应根据床身或导轨的要求而定。箱体要进行时效处理。因此本次箱体采用 HT250 2 、箱体结构、箱体结构 1、箱体结构设计要点 （1） 根据齿轮传动的中心距、齿顶圆直径、齿宽 等几何尺寸，确定减速器的箱体的内部大小。由中心距确定箱体的长度，由齿顶圆直径确定箱体的高度。由齿宽来确定箱体的宽度

50、。 （2） 依据铸造 （或焊接） 箱体的结构尺寸、 工艺要求， 确定箱体的结构尺寸，绘制箱体。如箱盖，箱座及螺栓的尺寸。 （3） 根据齿轮的转速确定轴承润滑的方法与装置，选择轴承端盖的类型。 （4） 附件设计与选择。同时，可以进行轴系的结构设计，选择轴承。 表 6.1 箱体的尺寸 名称 符号 尺寸关系 箱座壁厚 15 主轴左侧凸缘厚 1b 73 箱座凸缘厚 b 32 主轴右侧凸缘厚 2b 37 外箱壁至轴承端面距离 1l 12(510)CC 齿轮顶圆与内箱壁距离 1 18 齿轮端面与内箱壁距离 2 10 2、铸造工艺性要求 35 为了便于铸造以及防止铸件冷却时产生缩孔或裂纹，箱体的结构应有良好

51、的铸造工艺性。 3、加工工艺性对结构的要求 由于生产批量和加工方法不同，对零件结构有不同要求，因此设计时要充分注意加工工艺对结构的要求。 4、装配工艺对结构的要求 为了更快更省力地装配机器，必须充分注意装配工艺对接否设计的要求。 36 7 润滑与密封润滑与密封 1、润滑设计 （1） 普通机床主轴变速箱多用润滑油，其中半精加工、精加工和没有油式摩擦离合器的机床，采用油泵进行强制的箱内循环或箱外循环润滑效果好。粗加工机床多采用结构简单的飞溅润滑点。 （2） 飞溅润滑 要求贱油件的圆周速度为 0.68 米/秒，贱油件浸油深为 1020 毫米（不大于 23 倍轮齿高） 。速度过低或浸油深度过浅，都达不

52、到润滑目的，速度过高或浸油深度过深，搅油功率损失过大产生热变形大，且油液容易气化，影响机床的正常工作。油的深度要足够，以免油池底部杂质被搅上来。 （3） 进油量的大小和方向 回油要保证畅通，进油方向要注意角接触轴承的泵油效应，即油必须从小端进大端出。 箱体上的回油孔的直径应尽可能的大些，一般应大于进油孔的直径。箱体上放置油标，一边及时检查润滑系统工作情况。 （4） 放油孔 应在箱体适当位置上设置放油孔，放油孔应低于油池底面，以便放净油，为了便于接油最好在放油孔处接长管。 （5） 防止或减少机床漏油 箱体上外漏的最低位置的孔应高出油面。 轴与法兰盖的间隙要适当，通常直径方向间隙 11.5 毫米。 主轴上常采用环形槽和间隙密封，效果要好，槽形的方向不能搞错。 箱盖处防漏油沟应设计成沟边向箱体油沟内侧偏一定距离， 大约为 35 毫米。 2、润滑油的选择 润滑油的选择与轴承的类型、尺寸、运转条件有关，速度高选粘度低的，反之选粘度高的。润滑油粘度通常根据主轴前颈和主轴最高转速选择。 37 8 8 主轴箱结构设计及说明主轴箱结构设计及说明 8.1 结