最新机械装备课程设计--最大加工直径为250mm的普通车床的主轴箱部件设计

1、机械制造装备设计课程设计车床的主传动系统设计任务书专业机械设计制造及其自动化6.最大加工直径为250mm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/kw3最大转速1800最小转速355公比1.26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、传 动系统图，计算齿轮齿数。2）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）。3）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

2、。4）编写设计说明书1份。设计指导教师目录 11. 已知条件；12. 车床参数和电动机的选择；13. 确定转速级数；14. 车床的规格；2 21. 拟定传动方案；22. 确定结构式；23. 设计结构网；34. 确定各轴转速；35. 确定转速图；46. 确定各变速组传动副齿轮齿数；47. 绘制传动系统图；6 61. 带传动设计；62. 齿轮传动设计；93. 轴的设计与校核；144. 主轴的设计计算及校核；195. 片式摩擦离合器的选择和计算；226. 轴承的选用及校核；23五轴承端盖设计7. 键的选用及校核；2526六箱体的结构设计 261. 箱体材料 262. 箱体结构 26七润滑与密封 27

3、1. 润滑设计 272. 润滑油的选择28八总结 29参考文献绪论主传动系统的设计是机床设计中非常重要的组成部分，本次设计主要从机床的级数入手，与结构式，结构网拟定，再到齿轮和轴的设计，再选择主传动配合件对轴和 齿轮及配合件进行校核， 将主传动方案“结构化”，设计主轴变速箱装配图及零件图， 侧重进行传动轴组件、主轴组件、变速机构、箱体、润滑、与密封、传动轴及滑移齿 轮零件的设计，完成设计任务。本次突出了机构设计的要求，在保证机床的基本要求下，根据机床设计的原则拟 定结构式和结构网，对机床的机构进行精简，力求降低生产成本；主轴和齿轮设计在 满足强度要求的同时材料的选择也应采用折中的原则，不选择过

4、高强度的材料从而造成浪费。1 .设计目的通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计，在拟定传动和变速的结构方案过程中，得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术文件 和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并 具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。2 .普通车床主动传动系统参数的拟定1 .已知条件：主轴最大转速=1800r/min;电动机的功率P=3kW.最大加工直径为 D=D 250mm最小车t速=355/min ;2 .车床参数和电动机的选择:此经济型数控车床根据任务书上提供的条件，电动机的功率为3kW,选择电动机的型号为Y100L2-

5、4,电动机具体数据如下表所示：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Y100L2-43kW1420r/min4级1500r/min3 .确定转速级数:根据任务书提供的条件，可知传动公比中=1.26.根据机械制造装备设计由公式：Rn = "418005355则有：Z=©Rn 1g :转速范围Rn = nmax = n min,人 广lg Rn1g 5,一由上述综合可得 Z = -一- + 1 = - + 1 = 8由此可知机床主轴共有1g :1g 1.268级.因为=1.26=, P2 =2 ,根据机械制造装备设计查表标准数列。首先找到最小极限转速355,再每跳过

6、3个数（1.26）取一个转速，即可得到公比为1.26的数列：355、 450、560、710、900、1120、1400、1800 r/min 。4 .车床的规格：根据以上的计算和设计任务书可得到本次设计车床的基本参数: 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数表取大力口 工直径D max最高转速n max（r/min）最低转速nmin（r/min）电机功率P（kVV公比平转速级数Z250180035531.268三.运动设计1 .拟定传动方案：拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个传动系 统的确定。传动型式则指传动和变速的元件、机构以及其组成、安排不同特点的传动 型式、变

7、速类型。传动方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定传动方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济性等多方面统一考虑。2 .确定结构式：8=222由Z=8可得：8=2x48=4 2主变速传动系从电动机到主轴，通常为降速传动，接近电动机的传动转速较高，传动的转矩较小，尺寸小一些，反之，靠近主轴的传动件转速较低，传递的转矩较大,尺寸就较大。因此在拟定主变速传动系时，应尽可能将传动副较多的变速组安排在前 面，传动副数少的变速组放在后面，使主变速传动系中更多的传动件在高速范围内工 作，尺寸小一些，以节省变速箱的造价，减小变速箱的外形尺寸；也就是满足传动副前多后少的原则，因此确定传

8、动方案为：8=2X2X2;由8=2 X 2X 2传动式可得6种结构式和对应的结构网。分别为：8=222248 =2421%8=2221248 = 2124228 = 2422218 = 222421依据传动顺序与扩大顺序相一致的原则选择方案为：8 = 21M 22 M 24;3 .设计结构网：传动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， 洛心之1/4 ,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imax -2 ,斜齿轮比较平稳，可取imax -2.5 ,故变速组的最大变速范围为Rmax = imax /路

9、仁.810。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。依据中间轴变速范围小的原则设计设计结构网如下所示：系统结构网图检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组:入maxu主ma/u 主min2/0.25其中中=1.26, X2 = 4, P2 = 2 ；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。4 .确定各轴转速：(1) .分配总降速变速比总降速变速比=355/1420=0.25。由电动机转速不符合转速数列标准，因而增加一定比变速副。(

10、2) .确定传动轴数变速轴轴数=变速组数+定比变速副数+ 1 = 3 + 1 + 1 = 5(3) .确定各轴转速在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按变速顺序依次设为I、n、出、W （主 轴）。I与n、n与出、出与W轴之间的变速组分别设为a、b、c。现由iv （主轴）开始，确定I、n、出轴的转速。已知各级转速如下：1800 、1400、1120、900、710、560、450、355r/min 。1）先来确定出轴的转速变速组c的变速范围为，故两个传动副的传动比是：、 结合结构式，出轴的转速可能：450、560、710、900.2）确定轴n的转速变速组b的级比指数为2,希望中间轴转速较小，因而为

11、了避免升速，又不致变1 速比太小，可取，g2 =一轴n的转速确定为：710、900.13）定轴I的转速对于轴I ,其级比指数为 1,可取：i a1 =、=确定轴I转速为 900 ；电动机与轴I的定变传动比 i = 1420/900 =1.585 .确定转速图:6 .确定各变速组传动副齿轮齿数:确定齿轮齿数的原则和要求：（1）齿轮的齿数和sz不应过大；齿轮的齿数和sz过大会加大两轴之间的中心距,使机床结构庞大，一般推荐 Sz <100- 200.（2）最小齿轮的齿数要尽可能少；但同时要考虑：zm in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 18;派受结构限制的最小齿轮

12、最小齿数应大于18,20 ;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 （邛-1） %即：式中n实一主轴实际转速；n标一主轴的标准转速；中一公比。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。对于定比的 齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比 制造装备设计表 2-8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

13、,以保证滑移是齿轮外圆不相碰。根据表2-8（机械制造装备设计主编关慧贞）查得动组a:由，an =1ai2 =1.26 .时：Sz1 =59、61、63、65、66、68、70、72、74、75时：Sz2 =58、60、62、64、66、68、70、72、74、76可取Sz = 72,于是可得轴I齿轮齿数分别为：32、36。于是，；齿轮SzI轴齿数323672n轴齿数4036动组b:由，bi1 =1bi2 =1.58 ；时：Sz1 =65、67、70、72、73、75、77、78、80、82 时：Sz2=68、70、72、74、76、78、80、82、84、86 可取 Sz =72,于是可得轴n

14、上双联齿轮的齿数分别为：28、36。于是，是，得轴出上两齿轮的齿数分别为：44、36。齿轮Szn轴齿数283672出轴齿数4436动组c:由，Cii=2.52c i2 =1.26 ；时：Szi =78、80、81、84、85、87、88、91、92时：Sz2 =75、77、79、81、82、83、84、86、88取Sz =81,为降速传动，取轴出齿轮齿数为23;为升速传动，取轴IV齿轮齿数为36。于是得，；齿轮数据如下表所示：齿轮Sz出轴齿数234581IV轴齿数58367.绘制传动系统图四.动力设计1.带传动设计：V带传动中，轴间距 A可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可 缓和

15、冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输 出轴的定比传动。电动机转速n=1420r/min,传递功率P=3kW传动比i=1.26、两班制， 一天运转16小时，工作年数10年。(1)确定计算功率：由机械设计表 8-8工作情况系数 KA查得KA=1.2。由机械设计公式(8-21 )得：Pca =3.6KWP-电动机额定功率，Ka -工作情况系数因此根据Pca、n1由机械设计P157图8-11普通V带轮选型图选用 A型。(2)确定带轮的基准直径Di，D?带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径D1不宜过小，即D之Dmin=75mm查机械设计P157

16、表8-9、图8-11和P55表8-7取主动 小带轮基准直径 D=125mm由机械设计P,50公式(8-15a)得式：D2 = " D1 (1 6 )&式中：n1小带轮车t速，n7大带轮转速，£-带的滑动系数，一般取 0.015。故 200mm由机械设计 P157表8-8取圆整为。(3)验算带速度V,按机械设计Rs。式(8-13 )验算带的速度V=9.3m/s所以5m/s<V<30m/s,故带速合适。初定中心距带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选 取： 根据机械设计中心距公式(8-20)0.7(D1 D2) <ao &l

17、t;2(D1 D2)即：227.5 Ma。E650 ,取 ao=400.V带的计算基准长度Lo由机械设计公式(8-22)计算带轮的基准长度：代入数据为：L0 =2a0 (Di D2) (D1 D2)=1314mm 24a0由机械设计表 8-2 ,圆整到标准的基准长度Ld ,取整为Ld =1430mm(6)确定实际中心距a按机械设计P158公式(8-23 )计算实际中心距a : a0，( Li，L 2) / 2 = 458 mm(7)验算小带轮包角5根据机械设计Pi58公式(8-25 )二 i=180 -(di-d2)57.3 /a =170 ,120故主动轮上包角合适。(8)确定三角带根数Z根

18、据机械设计P158式(8-26 )得Peacaz =P0p0k：ki3.6= 1.79z =(1.92 0.13) 0.98 1.0查表机械设计表 8-4由和得。P0 =1.92查表机械设计 年3表8-5由和n=1420r/min得p0= 0.11kW。查表机械设计表 8-5 ,;查表机械设计表 8-2 ,长度系数取整即带数Z=2根。(9)计算预紧力查机械设计表 8-3 , q=0.105kg/m 由机械设计式(8-27)(2.5-Ka)pca2F0 = 500 zv qvK：Fo=500 3.6/9.3 2 (2.5 -0.98)-： 0.98) 0.1 9.32 =158.74N 其中：P

19、ca-带的变速功率，3.6kw ;v-带速,9.3m/s ;q-每米带的质量，0.105kg/m ;取 q=0.1kg/m ;z-带数取；z=2。F 0 =158.74N(10)计算作用在轴上的压轴力根据机械设计式(8-31 )Fp =2zF°sin 二 i/2Fp ： 2ZF0sin：2 2 158.74 sin170 / 2 = 634.96N2(11)带轮结构设计：V带轮的结构形式与基准直径有关，因为且，所以采用孔板式结构，查3机械设计机械设计基础课程设计表 9-1可得出大带轮结构尺寸如下：bd =11=6d。=49ha =2.75=38Di =238hfmin =8.7B =

20、50D0 =140e =15da =255.5d1 =42f =10dd =250d =222 .齿轮传动设计：.确定模数：1 ) I - n 轴：按齿轮弯曲疲劳计算：由式(10-7)试算模数，即3 2KF1Y； ,YFaYsa、mj-. 2()dZ10 F试选 KF1 =1.3由式(10-5)计算弯曲疲劳度用重合度系数Y； = 0.25 0750 75= 0 25 +*75 =0.6881.711YFaYsa 计算二F由图由图由图10-17 查得齿形系数 YFa1 =2.65,YFa2=2.2310-18查得应力修正系数 Ysa1 =1.58,Ysa2=1.7610-24c查得小齿轮和大齿轮

21、的齿根弯曲疲劳极限分别为二 FLim 1 =500MP ,二F lim 2 = 380MP由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数Kfni =0.85, Kfn2 =0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4有式（10-14）得KFN1E_im1 0 fi = = 303.57MPSKFN 2CFLim 2 尸2 = =238.86MPSYFa1Ysa10.0138二F1YFa2Ysa20.0164二 F2YFaYsa因为大齿轮的Y大于小齿轮，所以取 河YFaYsa =YFa2Ysa2 =0.0164 二 F二 F2试算模数mj -2KfiTiY;YFaYsadz；（订 L12A251ZiZ272=1.

22、41 圆整为m =2 ;模数m取mw和mj中较大值，故第一变数组齿轮模数因取m=22） n-in 轴：按齿轮弯曲疲劳计算：由式（10-7）试算模数，即3 mj 一2KF1Y； /YFaYsa（ 试选 KF1 =1.3由式（10-5）计算弯曲疲劳度用重合度系数Y； = 0.25 0750 75= 0 25 +*75 =0.6881.711YFaYsa 计算二F由图由图由图10-17 查得齿形系数 YFa1 =2.65,YFa2=2.2310-18查得应力修正系数 Ysa1 =1.58,Ysa2=1.7610-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为二 FLim 1 =500MP ,二F

23、lim 2 = 380MP由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数Kfn1 =0.85, Kfn2 =0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4有式（10-14）得0 F1 -KFN1E_im1 =303.57MP户2 =SKFN 2CFLim 2238.86MPSYFa1Ysa10.0138二F1YFa2Ysa20.0164二 F2YFaYsa因为大齿轮的Y大于小齿轮，所以取 河YFaYsa =YFa2Ysa2 =0.0164二 F二 F2mj -3 ,2KF1T1Y；YFaY5a试算模数dz12由中心距A及齿数计算模数:2Am 二Z1 Z22 54721. 5 圆整为m=2. 0；模数m取mw和mj中

24、较大值。故第一变数组齿轮模数因取m=2.0；3）m-IV轴:按齿轮弯曲疲劳计算：由式（10-7 ）试算模数，即2KF1T1Y； /YFaYsa、mj- . 2()三:dZ1CF试选 Kf1 =1.3由式(10-5)计算弯曲疲劳度用重合度系数0 750 75Y； = 0.25 S =0.25 -075 =0.688二1.711YFaYsa计算二F由图由图由图由图10-17 查得齿形系数 YFal =2.65,YFa2=2.2310-18查得应力修正系数 Y5a1 =1.58,Ysa2 = 1.7610-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:FLim 1 = 500MP,二 Flim

25、2 = 380MP10-22查得弯曲疲劳寿命系数Kfn1 =0.85, Kfn2 =0.88取弯曲疲劳安全系数 S=1.4有式(10-14)得KFN 1 ；TFLim 1O f1303.57MPSKfN 2”-'FLim 2O f2238.86MPSYFa1Ysa10.0138二 F1YFa2Ysa2Y =0.0164S2YFaYsa因为大齿轮的一大于小齿轮，所以取二 FYFaYsaYFa2Ysa2 2! =0.0164S2试算模数mj -2KF1T1Y ；YFaYa()=1.33CF由以上计算可知：Pm=2.66kV(由中心距A及齿数计算模数：2A 2 125mj z1Z2-3.09

26、 圆整为 m：=4.0 ；81j模数m取mw和mj中较大值。故齿轮模数因取 m=2变速组I - n轴n -m轴m- iv轴模数m2242) .确定齿宽：由公式B =mm(9m =510; m为模数)得：第一套啮合齿轮第二套啮合齿轮第三套啮合齿轮一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小 而增大轮齿的载荷，设计上，应使小齿轮齿宽比相齿合的另一齿轮宽一些。3) .确定齿轮参数：标准齿轮参数：a =20度，h a = 1, c =0.25从机械原理表 5-1查得以下公式» J -I-1 一 t .一1KI._ I *.齿顶圆直径 da = (z1 + 2h a

27、)m ;齿根圆直径 df =(z, -2h；-2c*)m；分度圆直径 d = mz ；齿顶局 h = h am -a* 、齿根局 hf = (h a + c)m ；齿轮的具体值见下表：模数齿数分度圆 直径d齿顶圆直径da齿根圆 直彳仝df齿顶局ha齿根高hf2322064685922.54015808475362072766736157276672282056605122.5441588928336207276673615727667423209210082455815232240222451518018817036201441521344) .确定轴问中心距：(4 Z2)m (32 40)

28、2d - 广2 = 2 = 72(mm)d -!H(28 44) 2=72(mm)(23 58) 2 ' , 2 cos15.42o= 231.42(mm)d3.轴的设计与校核：(1)确定主轴的计算转速：由转速图可知：主轴的计算转速是低速第一个三分之一变速范围的最高以转速, 即同理可得各传动轴的计算转速：轴InmW计算转速n(r/min)9007105604501(2)确定各齿轮的计算转速：传动组c中，23/58只需计算z =23的齿轮，计算转速为 900r/min ; 45/36只需 计算z =36的齿轮，计算转速为 710r/min ;传动组b计算z =32的齿轮，计算转速为 90

29、0r/min ;传动组a计算z =28的齿轮，计算转速为 710r/min 。(3)核算主轴转速误差：g=1420 125/ 200 36/36 44/28 45/36 =1743.30r / min=1800r/min(n实一n标)(1743 1800) M100% = ) M 100% =0.31% <5%n标1800即主轴转速合适。(4)各轴的功率：取各传动件效率如下：带传动效率：1 =0.96轴承传动效率：2 =。99齿轮传动效率：3 =0.97则有各传动轴传递功率计算如下：p . = Pd 1 = 30. 96 = 2. 88kWp 一 = Pd 1 2 3 = 3 0. 96

30、0. 990. 97 = 2. 77kWp = Pd 1 2 2 = 3 0. 96 0. 992 0. 972 = 2. 66kW3 333p1V = RI"? =3x0. 96父 0.99 m 0. 97 = 2. 55kW(5)计算各轴的输入转矩：由机械原理可知转矩计算公式为：Td =9550 PnmP3一Td = 9550- = 9550 =20. 18( N m)nm1420Pd 13 0.96T =9550 -1=9550 =30.56(N m)nm900Pd 1 2 33 0.96 0.99 0.97= 37.26(N m)710T u 9550Pd1 2 2TV =

31、9550nmPd 1 3 32_230. 96 0. 9920. 9729550 560=95503 0. 96 0. 9930. 973450-45. 29( N m)=54. 13( N m)传动轴电机轴InmIV传动功率kw3P 2.882.772.662.55传递转矩N m20.1830.5637.2645.2954.13n m以上计算数据总结如下：(6)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T - 9550 二 9550 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。I轴有键槽，II轴和III

32、轴因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴，1V有键槽并且轴IV为空心轴.根据以上原则各轴的直径取值：a. I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，口 1】=55Mpa , 仃 b = 650MPa，仃 s = 36OMPa o2）按扭矩初算轴径根据文献1中式（11-2）,并查表11-2,取C=115,则考虑有键槽和轴承，轴加大 5%，所以取d=20mm b. n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，0 -l】=55Mpa , 仃 b = 650MPa，仃 s = 36OMPa o2 ）按

33、扭矩初算轴径根据文献1中式（11-2）,并查表11-2 ,取C=115,则考虑有键槽，轴加大 5%，所以取最小d=25mmc.出轴的设计计算：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，口 l】=55MPa , 仃 b = 650MPa 仃 s = 36OMPa ）O2）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I轴II轴皿轴最小轴径值2025130（7） II轴的结构设计及校核计算:1 ）确定轴各段直径和长度：Li段：安装圆锥滚子轴承，di

34、= 25mm Li = 20mmL2段：安装两个个双联齿轮块，同时利用轴肩定位轴承，由轴肩计算公式所以取d2 = 30 mm有结构确定 L2 = 200 mm；L3段：安装圆锥滚子轴承，d3 = 25 mm L3 = 20mm2 ）轴的强度校核：轴的校核主要校核危险截面已知n轴齿轮6、齿轮8数据如下：T2 = 98.21KN ;T2 = 98.21KN；d6=mz= 3 42 = 126mm; d& = mz= 3 22= 66mm;L6左=105 mm ;L8左=250mm;L6 右=177 mm;L&右=32mm;求圆周力：f t = 2T ；径向力Fr=Ft tan p

35、； d轴承支反力:Ft62T _ 2 98210d -126= 1558.89KN ；Fr6 = Ft tan P =1558.89 乂 tan 20 =567.39KN ；2T 2 98210Ft8 =2976.06KN ；d 66Fr8 = Ft tan P = 2976.06 父 tan 20 = 1083.20KN ；耳左=l lLa一，Ft 右二 Ft；LbLaLb齿轮6对轴的支反力:Lk177Ft左=Ftb= 1558.89 父=978.45KN ;tLa Lb105 177La105Ft右=Fta=1558.89 乂= 580.44KN ;tLa+Lb105 十 177齿轮8对轴

36、的支反力：Lu32Ft左=Ftb一=2976.06 父=337.71KN;La Lb250 32Ft右=FtLaLaLb250=2976.06 父=2638.35KN ;32 250垂直面的弯矩：齿轮 6: Mc2 = La Ft左=105 父 978.45 = 102737.25KN;齿轮 8: Mc2 = La Ft右=32 父 2638.35 = 84427.2KN;由以上计算可知危险截面在轴的右端齿轮6处，跨距282mm直彳仝为48m禊;轴承的支反力：Lh177Fr左=Fr =567.39x= 356.13KN ；La +Lb105 + 177a bLa105Fr右=Fr-a = 56

37、7.39 父= 211.26KN；La Lb105 177水平面弯矩:Mc1 = La Fr左=105> 356.13= 37393.65KN ；合成弯矩：M c = M C 1 M C 2=J37393 .65 2 + 102737 .25 2 = 109330 .81 KN ；已知转矩为：T2 = 98.21 KN ;转矩产生的剪力按脉动循环变化，取覆=0.6；截 面c处的当量弯矩：M cc = J M c2 (1 T )2 = 124199 .43 KN ;校核危险截面C的强度二=M cc /(。.孙)=124199 .43 + (0.1 乂 363) = 26.62 KN <

38、; 仃=55 MPa ;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4.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D1。一般按照机床类型、主轴传递的功率或最大加工直径，参考表3-7选取Di。最大回转直径 400mm床，P=4KM机械制造装备设计表 3-7 ,前轴颈应 D1 = 70 105,初选Di = 90mm ,后轴颈 D2 =(0.6 0.85丹取 D2 =60mm。(2) .主轴内孔直径的确定：很多机床的主轴

39、是空心的，为了不过多的削主轴刚度，一般应保证d/D <0.7 。Di D290 60 . =75mm2取d = D父(0.55 0.6)；经计算选取内孔直径 d=40mm(3) .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a =(0.61.25)父90 =54112.5m； 取 a=100mm(4) .支撑跨距L:最佳跨距 L0 =(2 3.5)a=200 350；取值 L0 = 300mm合理后距 L =(0.75 3.5)a =225 1050m

40、m；取值 L=600mm。(5) .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、铳床)，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

41、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9 ,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日、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)，需要验算日值，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

42、中支距L1当做两支撑的之距计算，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：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管八,FaL -0.5Qbc(1 c) -M AL ML3EI _L13EIFaL(1 一 ；) -0.5Qbc(1 c) ML(1切削力F的作用点到主轴前支承支承的距离S=a+W/对于普通车床，W=0.4H（H是车床中心高，设 H=200mm）则：S =120+0.4x200 = 200mm当量切削力的计算

43、：F =a一WF' = 120 80 3732.2 = 6220.33Na120主轴惯性矩I =0.05（de4 -d4）式中:F -主轴传递全部功率时，Q -主轴传递全部功率时， M -轴向切削力引起力偶矩 M A -主轴前支撑反力矩； 注一支撑反力系数； a 主轴悬伸量（cm）;L、b、c 一主轴有关尺寸（ E 一主轴材料的弹性模量（ D -主轴当量外径（cm）,L 主轴支撑段的惯性矩（d 一主轴孔径；作用于主轴端部的当量 切削力（N）;作用于主轴上的传动力（N）;（N cm）,若轴向切削力较小（如 车床、磨床），cm);MPa),钢 E =2.1 M107MPa;444 cm )

44、; I = (D -d );64M可忽略不计;2668)3208，一击 FaL(1 一 ；) - 0.5Qbc(1 -c) ML (1 -；)76 6550B3 12 1848-0.5 373& 54 278 (13 2.1 10 2.63 10 _4.=5.67 10rad 因为e < ®】=0.001rad ;所以可知主轴前支撑转角满足要求。5.片式摩擦离合器的选择和计算：片式摩擦离合器目前在机床中应用广泛，因为它可以在运转中接通或脱开，具有 结合平稳、没有冲击、结构紧凑的特点，部分零件已经标准化，多用于机床主传动。(1)摩擦片的径向尺寸摩擦片的外径尺寸受到轮廓空间

45、的限制，且受制于轴径d,而摩擦片的内外径又决定着内外摩擦片的环形接触面积的大小，直接影响离合器的结构和性能。一般外摩擦片的外径可取：D1 =:d (26)mmd为轴的直径，取 d=25,所以D1 =25+5=30mm特性系数邛是外片内径D1与内片外径D2之比取邛=0.69,则内摩擦片外径 d2 = D1 = 30定44mm0.69(2)按扭矩选择摩擦片结合面的数目一般应使选用和设计的离合器的额定静扭矩M j和额定动扭矩 Md满足工作要求，由于普通机床是在空载下启动反向的，故只需按离合器结合后的静负载扭矩来计 算。根据机械制造装备设计课程设计有公式。即：式中一一速度修正系数，由表 10.7。每小

46、时结合数修正系数，干式取1 ;湿式按表10.8选取。摩擦面对数修正系数。,12 3.65 1.4 1000 rK ZZ =33二 6.5 : 73.14 0.06 1 (44 -30 ) 1 0.84取Z=7故摩擦片总数为 Z+1=8片，内摩擦片为9片。用同样的方法可以算出反转摩擦片数：外摩擦片4片，内摩擦片5片。离合器的轴向拉紧力由得：3.14 o oQ=(442 -302) 1 1 =406.638查机床零件手册，摩擦片的型号如下：内片：Dp=72.85,查表取：D=44mm d=26mmb=3mm,B=9.7mmH=23.5mm,=0.5mm外片：Dp=72.85,查表取：D=86mm

47、d=30mm b=2mm,B=20mm H=48mm,H1=42mm=0.5mm内外片的最小间隙为：0.20.46.轴承的选用及校核:(1)各传动轴轴承选取的型号：1)主轴前支承：NN3018K型 圆锥孔双列圆柱滚子轴承：d父D m B =90父140X37;后支撑：352212双列圆锥滚子轴承：d m D X B =60黑110X66;2) I轴带轮处：308深沟球轴承轴d mDmB=40m90m23;轴与箱体处：305 GB276-89: d x D x B =25X62X17;齿轮：7305C 角接触轴承 GB292-83: dx D xB =25><52><15

48、;3) n轴前、后支承：7306E 圆锥滚子轴承 GBT297-84 : d x D x B =30x72x 19;4)出轴前、后支承：7308E圆锥滚子轴承 GBT297-84 : d父D父B = 40X 90黑23;(2)各传动轴轴承的校核：假定：按两班制工作，工作期限 10年，每年按300天计，T=48000h。依据机械设计轴承校核公式如下：Cfn . afhLh =500()*之Th或Cj =KaKhpK£ KhoPo <C(N) pfnP =KaKhpKf KhoPo； Lh-额定寿命h； C-额定动载荷 N；Th -滚动轴承的许用寿命 h, 一般取100001500

49、0h； 名-寿命指数，对球轴承 & = 3,对滚子轴承6=10/3；fn -速度系数，fnfh -寿命系数，fh100，出；n-轴承的计算转速 r / min ; 3n、500.LhKA 使用系数；KHP 功率利用系数；KHO 转化变化系数；Kf 齿轮轮换工作系数；Po-当量动载荷（N）, Po=XFr +YFa；Fr 径向负荷（n） ； Fa 轴向负荷（N）； X、Y-径向、轴向系数；I轴轴承校核：已知选用轴承为：深沟球轴承305 GB276-89: d父D父B = 25父62父17;基本额定动载荷 Cr =17.2KN ；由于该轴的转速为定值710r/min ;依据设计要求应对I轴

50、末端轴承进行校核。最小齿轮直径d28 = 28父3 = 84mm ；i轴传递转矩50£2 =9550产詈产-四.齿轮受到的切向力Ft2Tl2 51.13 100084= 1217.38KN齿轮受到的轴向力Fa =Ft tan : =1217.38 0 =0N_ tan ：_Fr =Ft一 =1217.38 tan20 =443.09KN齿轮受到的径向力cos :因此轴承当量动载荷 P0 = XFr - YFa = Fr =443.09KN100 _3 1003n - 3 710=0.36;KA =1.1； Kho= 0.96; Khp =0.8; Kf =0.8;= 500(17.2

51、 1000 0.361.1 0.96 0.8 0.8 443.09= 44203364hTh =10 300 16 =48000h因此该轴承符合要求，选取合适。同理可校核其他传动轴轴承，经校核各轴轴承 选取均合适。7.键的选用及校核：（1）田轴上的键的选用和强度校核:出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；传递扭矩丁皿=267840N，mm；选用A型平键，初选键型号为14父70,GB1096 - 79 ,l =70(mm)。查机械设计表7-9得2p =100MPaM=90MPa。由机械设 计式(7-14 )和式(7-15)得<yp =4丁皿 /dhl =4 m 267840/(48 父14父 70) = 22.86MPa <aP =110MPa 由上式计算可知挤压强度满足。t =2Tw /dbl =2x267840/(48x 14m 70)=11.43MPa <仃=110MPa 由上式计算可知抗剪切强度满足。(2)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