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沈阳理工
无级变速器(带CAD图）带机械图
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沈阳理工无级变速器(带CAD图）带机械图,沈阳理工,无级变速器(带CAD图）带机械图,沈阳,理工,无级,变速器,CAD,机械
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课程设计说明书无级变速器设计II摘 要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三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: 无级变速；传动系统设计,传动副，结构网，结构式，齿轮模数，传动比目 录摘 要I目 录II第1章 绪论11.1 本课题的基本设计思路及研究方法11.2 理论分析与设计计算1图样技术设计2编制技术文件21.5 课程设计题目、主要技术参数和技术要求21.5.1课程设计题目和主要技术参数21.5.2技术要求3第2章 运动设计42.1运动参数及转速图的确定42.1.1 确定结构网5第三节 绘制传动系统图7第3章 动力计算83.1 带传动设计83.1.1计算设计功率Pd83.1.2选择带型93.1.3确定带轮的基准直径并验证带速103.1.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角113.1.5确定带的根数z113.1.6确定带轮的结构和尺寸123.1.7确定带的张紧装置123.1.8计算压轴力123.3 齿轮模数计算及验算14第4章 车床主轴部分及其设计计算194.1 车床主轴所需标准194.1.1 车床的刚度194.1.2 车床的耐车性204.1.3 车床的旋转精度204.1.4 车床的抗震能力214.1.5 车床的热变形214.2 车床主轴部分的分布214.3 车床主轴形状的选择224.4 车床主轴的热处理224.5 车床主轴的设计标准234.6 车床主轴上轴承的挑选234.7 车床主轴上轴承的校对计算254.8 车床主轴外部伸长量264.9 车床主轴的校核264.9.1 受力作用的转换274.9.2 车床主轴的挠度274.9.3 车床主轴的倾角284.10 轴的设计和验算304.10.1 轴的结构设计304.10.2 轴的强度校核314.10.3 轴的刚度校核35第5章 主要零部件的选择405.1 电动机的选择405.2 轴承的选择405.3 变速操纵机构的选择41第6章 主轴变速箱的装配设计426.1 箱体内结构设计的特点426.2 设计的方法(以轴的布置为例)426.3 轴承寿命校核44第7章 结构设计及说明467.1 结构设计的内容、技术要求和方案467.2 展开图及其布置46结 论47参考文献48致 谢49III第1章 绪论1.1 本课题的基本设计思路及研究方法本课题要研究的内容:根据学校和指导老师的要求，到南通佳益机械厂实际参观学习，根据企业的具体加工生产要求，设计出一种车床车床主传动，安装在厂里的普通机床上，以求能达到实际生产之用。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。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 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。本课题拟采用的手段和途径：本课题的研究需要查阅大量的资料，我要先到学校图书馆查阅与本课题有关的书籍和资料本，同时上网浏览最新的有关课题的文献资料。因为这是企业的实际生产工艺，所以我还需到企业进行实地参观学习，弄明白机床的具体改造要求，车床主传动的具体工作原理，具体的设计和安装要求，以及其具体要实现的功能，同时要弄明白整个加工的工艺流程，要虚心的向企业里的技术人员和师傅请教，以求最终能设计出符合实际加工要求的车床车床主传动。计划进度安排：1.2-1.4， 去南通机械厂实际参观学习，熟悉本研究课题的内容；1.5-1.8 完成外文翻译；1.8-1.10 修改外文翻译，同时查阅相关文献，开始写开题报告；1.11-1.13 完成开题报告；1.14 检查并修改开题报告；1.15 将外文翻译，开题报告发给老师检查；1.16-2.21 寒假期间多上网查阅车床主传动的相关资料，巩固PROE软件 2.22-2.5.5 到校图书馆查阅有关车床改造，和车床装置的资料文献；3.1 组织同学，联系老师，去南通机械厂进行课程设计图的绘制；3.2-3.23 绘制课程设计总装配图；3.24 将成果给老师进行中期检查；3.25-3.30 根据老师提出具体要求，进行图纸的修改；4.1-4.8 绘制关键零件图；4,9-4.17 检查修改零件图，编写计算说明书；4,18 将说明书初稿送指导老师检查；4,19-4,22 根据指导老师意见，修改图纸及说明书；4,23 检查并上交说明书和图纸图样技术设计（1）选择系统中的主要机件。（2）工程技术图样的设计与绘制。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。1.5 课程设计题目、主要技术参数和技术要求1.5.1课程设计题目和主要技术参数设计一个用于最大加工直径为 500mm数控车床主轴箱。主轴变速范围7-2132 r/min主电动机功率P=7.5kw主要技术参数1.5.2技术要求（1）利用电动机完成换向和制动。（2）各滑移齿轮块采用单独操纵机构。50第2章 运动设计2.1运动参数及转速图的确定技术参数：已知机床的转速范围在7r/min2132r/min，电动机的最高转速为3900 r/min，额定转速为1250 r/min，电动机的额定功率P=7.5kW，确定主轴箱结构（1）确定主轴的变速范围 （2）确定主轴的计算转速 题目给定的是40r/min由于数控机床主轴的变速范围大，计算转速应比计算值高些，所以圆整取计算转速nc=。（3）确定主轴的恒功率变速范围 （4）确定电动机所能够提供的恒功率变速范围 由于RnpRdp，电动机直接驱动主轴不能满足恒功率变速要求，因此需要串联一个有级变速箱，以满足主轴的恒功率调速范围。（5）确定分级变速恒功率变速范围（6）确定转速级数取，则 当时，K1，功率空缺，=4.1943= ,=17.59 8，所以不成立当时，K1，功率重复，=2.6014=，=6.7658，所以成立结论：=17.591，=2.601，（7）结构式的确定根据2、3原则 4=22根据前多后少原则 4=22根据前紧后松原则 4=极限原则 =6.7658 满足所以结构式确定为 4= 2.1.1 确定结构网8） 根据结构式与公比等确定转速图如下图根据转速图确定的传动比可初步确定各轴的齿轮如下：（1）轴与轴的中间齿轮的齿数取 根据上式求得 且，所以满足要求。（2）轴与轴之间齿轮的齿数取 根据上式求得 且，所以满足要求。（3）轴与轴之间齿轮的齿数取 根据上式求得 且，所以满足要求。（4）轴与轴之间齿轮的齿数 取 根据式求得 且，所以满足要求。 联立上面两式求得：Z5=24, 。第三节 绘制传动系统图根据上述求出的齿轮齿数绘制传动系统图如下：1) 主轴计算转速的确定：根据转速图得中型车床主轴的计算转速。(2) 各轴的计算转速的确定主轴计算转速确定后，就可以从转速图上得出各传动轴的计算转速，对于上述转速图可得各传动轴的计算转速如下：轴的计算转速：轴的计算转速：轴的计算转速：轴的计算转速： 第3章 动力计算3.1 带传动设计输出功率P=7.5kW,传动比取1:13.1.1计算设计功率Pd表4 工作情况系数工作机原动机类类一天工作时间/h10161016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；车粉机；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）；球车机；棒车机；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4，取KA1.1。即3.1.2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。根据算出的Pd8.25kW及小带轮转速，查图得：dd=80100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3 V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500由机械设计P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=200mm 误差验算传动比： （为弹性滑动率）误差 符合要求3.1.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角由式可得0.7（150+250）2（150+150）即210600，选取=300mm 所以有： 由机械设计P293表132查得Ld1120mm实际中心距符合要求。表4. 包角修正系数包角220210200190180150170160140130120110100901.201.151.101.051.000.920.980.950.890.860.820.780.730.68表5. 弯曲影响系数 带型ZABCDE3.1.5确定带的根数z查机械设计手册，取P1=0.35KW，P1=0.03KW由机械设计P299表138查得，取Ka=0.95 由机械设计P293表132查得，KL1.16 则带的根数所以z取整数为3根。3.1.6确定带轮的结构和尺寸根据V带轮结构的选择条件，电机的主轴直径为d=5.5mm；由机械设计P293 ，“V带轮的结构”判断：当3ddd1(90mm)300mm，可采用H型孔板式或者P型辐板式带轮，这次选择H型孔板式作为小带轮。由于dd2300mm，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F0117.83N，上面已得到=172.63o，z=4，则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，以减少带的车损。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） 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 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 5.5 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 槽 角 32 对应的基准直径 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 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）3.3 齿轮模数计算及验算1、计算各传动轴的输出功率4、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，如表3-3所示。45号钢整体淬火，按接触疲劳计算齿轮模数m （2） 齿轮计算。 齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1齿数4665模数22分度圆直径92130齿顶圆直径96134齿根圆直径87125 齿宽2222齿轮 Z2Z2Z3Z3齿数70442292模数3333分度圆直径21013266276齿顶圆直径21613872282齿根圆直径202.5124.558.5268.5 齿宽24242424齿轮 Z4Z4Z5Z5齿数60602496模数3333分度圆直径18018072288齿顶圆直径18618678294齿根圆直径172.5172.564.5280.5 齿宽24242424按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB5.56HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB5.56HB，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 弯曲应力验算公式为： 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）. 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; -寿命系数； = -工作期限系数； T-齿轮工作期限，这里取T=15000h.; -齿轮的最低转速（r/min），=500（r/min） -基准循环次数，接触载荷取=，弯曲载荷取= 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=0.60 -功率利用系数，查【5】2上，取=0.78 -材料强化系数，查【5】2上,=0.60 -工作状况系数，取=1.1 -动载荷系数，查【5】2上，取=1 -齿向载荷分布系数，查【5】2上，=1 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；-许用弯曲应力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB5.56HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB5.56HB，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，=1，=1，m=3.5，=355；可求得：第4章 车床主轴部分及其设计计算 车床的传动轴部分是车床机构设计中的一项关键部分，这是由于车床在实际的加工中生产中，其效率高低和性能优劣在很大程度上都是由车床的传动轴部分影响和决定的。在实际设计中，车床主轴作为车床机构的重要部分，其主要作用就是通过传递载荷和力矩，从而带动车床上的车刀进行工作运转，来对工件进行车削加工。 车床主轴和日常中的普通轴之间，既有共同之处，即都是作为载荷的传动装置，都要在一定的环境下才能稳定持续的运转；同时其也有自己的特别之处，如其能不依靠其他装置，自己就可以在比较大的载荷作用下工作，同时其还要带动车刀运转来进行对工件的车削加工，所以在对其进行设计和加工中，我们需要考虑更多的相关参数和技术要求。4.1 车床主轴所需标准图4-14.1.1 车床的刚度概念：车床主轴的刚度是指在其受到外部施加的力或者力矩作用时，其由于内部作用力而排斥抗衡其形状发生变化的一项固有属性。其具体原理图如下所示：具体公式为： (N/m) （3.1） 在实际的方案规划时，我们应该从全局出发，全面考虑各方面可能对其造成影响之处，以求其能获得更高的刚度属性。4.1.2 车床的耐车性 概念：指其在长时间周期的工作运转中能够保证其内部精度等级仍不变的能力。因此，在实际选配件时，应选取一些具有比较大的硬度的配件，同时，也应努力采取一些比如润滑等相关措施，从而使得其使用周期延长。4.1.3 车床的旋转精度概念：指当车床主轴在人工操作下，或者是在没有工作件时运转，或者是在运转速度很小时，此时车床主轴的前面以及轴径向的，以及的大小，其原理图如下图所示：4.1.4 车床的抗震能力概念：指其排斥受外载荷作用和自身内部结构导致的不稳定震荡，仍能维持恒定工作节奏的本领。由于科技及机械工业的迅猛发展，车床机构对其的要求也会不断增加。4.1.5 车床的热变形概念：指当其在运转时由于进行不同的运动而导致各部分部件间发生相互作用，而导致自身温度变高，以致其结构外貌导致变化。在实际的设计和加工中，应努力采取一些措施来避免此种情况的发生，从而使得车床机构能够持续稳定地工作运行，加工出符合要求的零件产品。4.2 车床主轴部分的分布在我们实际对车床主轴部分的设计过程中，一定要充分考虑到前面提到的几点，再根据实际情况，具体设计车床主轴的分布。车床的主轴装置有两种不同的安装设计形式，一种是用左右分布受力，另外一种是除了前面已有的，再加一个中间的受力点，而在实际设计中，还是选择第一种的比较大众化。 在本次的设计中，我所选择的也是第一种的形式。而在具体的车床主轴设计过程中，需要满足如下一些条件：（1）能够符合车床主轴内部构造的匹配如果必须使得车床的内部构造比较简洁，而同时需要其在功用方面具有承受比较大的力作用时，我们可以采取在其受力点处安装多个受力配件的方式。而如果是车床装置的内部配件之间距离较小的时候，因为受到其本身构造的影响，我们可以采取让其内部的轴承分布在不同之处。（2）能够符合其加工质量的需要在进行加工安装时，采取不同的安装方式，可能会对最后车床机构的加工质量产生很大的影响，因此在进行安装各部件时，一定要先仔细构思好，选择一个合理的，能够满足加工质量要求的安装方式。（3）能够在较大负荷作用下工作在实际设计中，应根据其装置所要承受的负荷大小来决定其具体选用什么样的配件。而对于在车床装置中的关键部件轴承来说，其选用不同的型号以及数目，会对整个装置的整体受力性能产生很大的影响。表3-1 不同型号轴承的对比基本要求滚动轴承滑动轴承动压轴承静压轴承刚度只和型号有关，预紧后可提高一些随转速和载荷升高二增大与节流形式有关，与载荷转速无关旋转精度精度一般或较差单油楔轴承一般，多油楔较高可很高承载能力一般为恒定值随转速增加而增加，高速时受温升限制与油枪相应压差有关抗振能力不好较好很好速度性能中低速较好中高速较好适应于各种转速摩擦功耗一般较小较小本身较小寿命受疲劳强度限制在不频繁启动时，较大自身无限，但供油系统寿命有限噪声较大无噪声本身没有，泵有噪声（4）能够符合利益最大化的需要在实际设计中，除了要考虑一些技术性的参数外，同时还有一个很重要的考虑点，那就是利益最大化。在进行设计方案中，在能够满足其使用功用的同时，应选取其成本比较低的，从而实现其节约性的要求。4.3 车床主轴形状的选择 在实际设计中，要确定车床主轴的具体形状，需要考虑的因素有很多，比如其上所选择的密封设备，轴承等部件的型号，大小，多少等等，另外其工作方式，组合类型等也都要考虑在内。在实际设计中，经常会做成阶梯状的形式。这里我所选择的也同样是把车床装置的传动轴做成阶梯轴，从而达到拆装容易的目的。4.4 车床主轴的热处理我们知道，金属刚的弹性模量是一个固定值，其与具体的刚是什么类型基本没关系。而刚的材料却在很大程度上由其决定着，所以从实际情况出发，在进行选材时，比较低价的45刚应成为我们的第一之选，同时为了使其具有更高的使用性能，应对其进行相关的热处理工艺。工作条件使用机床材料牌号热处理硬度常用代用轻中负载车，钻，铣，车床主轴4550调质HB220-250轻中负载局部要求高硬度车床的车刀轴4550高频淬火HRC52-58轻中负载PV40（Nm/cms）车，钻，铣，车床的主轴4550淬火回火高频淬火HRC42-50HRC52-584.5 车床主轴的设计标准在实际过程中，必须对车床主轴作出一些具体的设计标准。车床主轴的表面质量对传动轴上各部分配件的运转精度等级作用甚大。传动轴与上面的各部分配件相接触点的表面质量越好，那么相互作用之后的形变量也就越低，所以其加工质量性能也就越好。所以在设计中，必须要保证车床主轴具有能够满足加工质量要求的设计标准。4.6 车床主轴上轴承的挑选经过以上对车床主轴以及其配件的相关分析论证，经过翻阅相关设计参数资料，我们即可确定此处可采用的轴承型号是36206，也就是角接触球轴承，其接触角是15度，但这代号是其以前的名称，现在它的代号为7206C，其具体参数结构如下图所示。图3-4 轴承图4.7 车床主轴上轴承的校对计算我们在实际中挑选轴承时，要考虑的因素很多。不但要选取大小合适的，还要能够满足其加载在装置中能够满足加工质量的要求。其选择的正确，则可以使整个装置的性能得到优化，而如果挑选的不合适，那就回影响其本身使用期限甚至整个机构的使用性。所以我们在挑选时，一定要根据实际情况，具体问题具体分析，根据其工作环境，要满足的加工质量要求，拆装方便，以及现有机器的实际情况等，来挑选出最佳的型号。 同时，为了确保轴承能够在工作运行时安全稳定持续，我们还要对其进行相应的校对计算。此处，因为传动机构的实际转速比较大，所以我们可以根据计算基本额定动载荷在挑选及校核其能不能达到使用标准。因为一般是在合理的状态下工作的，所以我们可以选择其标准使用期限为500小时。其计算过程如下： （3.2）上式中，fd冲击载荷因数：1.5；fn速度因数：0.822；P当量动载荷，N ；C基本额定动载荷计算值，N ；fT温度因数：1 ；fm力矩载荷因数，力矩载荷较小时取1.5，较大时取2；CT轴承尺寸及性能表中所列径向基本额定动载荷，N；fh寿命因数：1；经过翻阅机械设计资料求出，fd=1.5； fm=1.5；fT=1； fh=1；fn=0.822；在这里的车床机构设计中，我们可以假设其轴承只受到径向的负荷，则其当量动载荷就是： （3.3）经翻阅机械设计书，求出：X=1，且Y=0；所以，N。由以上可得：经过详细的计算论证，这里我们应采用的型号是7206C，其详细的结构数据是：小径d=25mm，外圆直径D=62mm，其kN，而kN，其最大转速是一万转每分钟。同时验算它的额定的静载荷。其额定静载荷的验算方法是： （3.4）其中： 综上所述，这里我所采用的轴承能够满足使用要求。4.8 车床主轴外部伸长量在实际的设计车床主轴中，需要使得其在套筒内的前端受力点外有一部分的伸长量，从而将带轮安装在上面实现传动，而这伸长量的大小，对其意义非同寻常。通常是其值越小越好。所以在实际设计中，在能满足要求的情况下，我们务必优先选用较小的伸长量。经过翻阅相关的机械设计手册，查得在车床主轴的设计中，其伸长量与传动轴轴颈处的直径比值在1.25到2.5之间，所以其伸长量的范围就是在37.5mm到75mm之间。这里我所采用的数值是45mm 。4.9 车床主轴的校核通过实际观察我们发现，车床主轴在整个车床装置的实际运行中起主要主要作用。因为在机器的正常运行中，传动轴承受很大的负荷，但是其可以接受的形变量却非常小，所以在设计及校核车床主轴时，主要就是检验其刚度值是否在要求范围之内。而对于车床主轴的具体刚度值大小，我们不好直接进行测量计算。但是根据其定义我们可知道，如果我们能够求出其挠度和倾角，那么也就能够得出其刚度的情况。4.9.1 受力作用的转换 如果传动轴上是两个受力承受点的，并且其前端部分分布多个受力轴承，那么这种形式我们可将其转换成一头固定，一头受力的形式，转换图如下所示：而如果每个受力作用点处的受力轴承只是一个单列或者是双列的结构，那么我们可以把其转换成简支梁的形式，其示意图为以下形式： 根据以上的分析，结合我自己实际的设计方案，可知其原理与上图3-6相同。4.9.2 车床主轴的挠度根据翻阅我们大二时所学的材料力学的教材，可进行更详细的探究，结果见下图：根据此原理，那么其极限值 (3.5)这里，D=35mm4.9.3 车床主轴的倾角 由上图的分析可知其极限值为： (3.7) 经翻阅机械设计相关手册，查得在满足条件：mm ,且 rad 时，其刚度能够达到使用标准这里的以及，就是其挠度及倾角的极限值。把上面求得的以及代进上面的关系式中进行对比，可知其值均在范围之内，所以这里设计的车床主轴是符合要求的。由于电动机功率P=5.5KW，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=9550=9550=318.3N.m假设该机床为车床的最大加工直径为320mm。床身上最常用的最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的50%，这里取55%，即180mm，故半径为0.09m；切削力（沿y轴） Fc=4716N背向力（沿x轴） Fp=0.5 Fc=2358N总作用力 F=5272.65N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=F=5272.65=7908.97NRB=F=5272.65=2636.325N根据文献【1】式3.7 得：Kr=3.39得前支承的刚度：KA= 1689.69 N/；KB= 785.57 N/；=2.15 主轴的当量外径de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为 I=113.810-8m4 =0.14查【1】图3-38 得 =2.0，与原假设接近，所以最佳跨距=1202.0=240mm合理跨距为（0.75-1.5），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。4.10 轴的设计和验算4.10.1 轴的结构设计机床传动轴，广泛采用滚动轴承作支承。轴上要安装齿轮、离合器和制动器等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。传动轴应有足够的强度、刚度。如挠度和倾角过大，将使齿轮啮合不良，轴承工作条件恶化，使振动、噪声、空载功率、车损和发热增大。两轴中心距误差和轴心线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。所以，在设计轴时要充分考虑轴的强度刚度等因素。在选择材料和估算直径都要满足条件，估算完以后还要对轴的强度和刚度进行校核。轴的结构设计主要是使轴的各部分具有合理的结构和尺寸。影响轴的结构的因素很多，因此轴的结构没有标准形式。设计时，必须针对轴的具体情况作具体分析，全面考虑解决。轴的结构设计的主要要求是：装在轴上的零件有确定的位置。且布置合理。轴受力合理，能可靠地传递力和转矩，有利于提高强度和刚度。具有良好的工艺性。便于安装和调整。节省材料，减轻质量。轴（输入轴）的设计轴的特点:1将运动传入变速箱的齿轮，一般都安装在轴端，轴变形较大，结构上应注意加强轴的刚度或使轴不受带的拉力（带轮卸荷）;2若轴上安装正反向的离合器，由于组成离合器的零件很多，在箱内装配很不方便，一般都希望在箱外将轴组装好后在整体装入箱内（最好连皮带轮也组装在上面）。卸荷装置:带轮将动力传到轴有两类方式：一类是带轮直接装在轴上。除了传递扭矩外，带的拉力也作用在轴上。另一类是带轮装在轴承上，轴承装在套筒（法兰盘）上，传给轴的只是扭矩，径向力由固定在箱体上的套筒承受。这种结构称为卸荷装置。4.10.2 轴的强度校核1.选择轴的材料由于这个车床箱传动的功率不大，分别为5.5KW，对其重量和尺寸也无要求，故此输入轴采用45钢。2.初估轴径按扭矩初估轴的直径，查表10-2(见参考书2)得C=106117，考虑到安装带轮的轴段仅受扭矩作用，取C=106,则 23.结构设计(1) 各轴段直径的确定 初估直径后就可按照轴上零件的安装顺序,从处开始逐段确定直径。考虑到轴段1上安装带轮，上面将安装有轴承为了符合轴承内径系列，即轴段的直径应与轴承型号的选择同时进行，取轴承代号为6306的深沟球轴承，其内孔直径为30，同理可取其他各段轴的内径；（2）各轴长度的选择 轴段一处上要安装有带轮、轴承、密封圈等，根据这些部件的尺寸，可以得出各段轴段的长度。各个轴段尺寸的确定主要是根据轴上零件的毂长或轴上零件配合部分的长度确定。而另一些轴段的长度除与轴上零件有关外，还与箱体及轴承盖等零件有关。通常从齿轮端面开始，为避免转动零件与不动零件干涉，取齿轮端面与箱体内壁的距离H=15mm,考虑箱体的铸造误差，轴承内端面应距箱体内壁一段距离，取，考虑上下轴承座的联接，取轴衬座宽度为45mm。（3）轴上倒角及圆角为了保证轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册推荐，取轴肩圆角半径为1mm。为方便加工，其他轴肩圆角半径均取为1mm，根据标准，轴的左右端倒角均为。上述确定尺寸和结构的过程，与画草图同时进行，结构设计草图（见下图-a）4.轴的受力分析(1)画轴的受力简图(见上图-b)，因为齿轮为直齿圆柱齿轮，所以,齿轮上不存在轴向力。(2)计算支承反力在水平面上在垂直面上(3)画弯矩图（见上图-c d e）在水平面上 ，a-a剖面左侧 a-a剖面右侧在垂直面上合成弯矩a剖面左侧和右侧的弯矩相同(4)画弯矩图（见上图-f）转矩 T=(5)判断危险截面显然，a-a面处无论是弯矩还是扭矩都为最大，a-a面为危险截面(6)轴的弯扭合成强度校核由表10-1查得，在a-a截面左侧 2合适。(7)轴的疲劳强度安全系数校核由表10-1查得，；，。在a-a截面左侧 2由附表10-1查得，；由附表10-4查得绝对尺寸系数，；轴经车削加工，由附表10-5查得表面质量系数。则弯曲应力 应力幅 平均应力 切应力 安全系数 查表10-6得许用安全系数，显然，故，a-a截面安全,即整个轴都是安全的，其弯扭合成强度和疲劳强度均是足够的。4.10.3 轴的刚度校核轴受载后要发生弯曲和扭转变形，如果变形过大，会影响轴上零件正常工作。传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度要求。强度要求保证轴在反复载荷和扭转载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。刚度要求保证轴在（弯曲、轴向、扭转）不致产生过大的变形（弯曲、失稳、转角）。如果刚度不足，轴上的零件如齿轮、轴承等将由于轴的变形过大而不能正常工作，或者产生振动和噪声、发热、过早车损而失效。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。通常，先按扭转刚度估算轴的直径，画出草图之后，再根据受力情况、结构布置和有关尺寸，验算弯曲刚度。（1）主轴刚度符合要求的条件如下：（a） 主轴的前端部挠度（b） 主轴在前轴承处的倾角（c） 在安装齿轮处的倾角E取为，由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算将其分解为垂直分力和水平分力由公式可得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）,，计算（在水平面）,，合成：,以I轴为例，轴的直径按扭转刚度估算，上文已完成，估算出的直径为40mm.车床传动轴的弯曲刚度验算，主要验算轴上装齿轮和轴承处的挠度y和倾角。各类轴的挠度y和倾角，应小于弯曲刚度的许用值Y和值，即：yY；值，即：轴的弯曲变形的允许值：安装齿轮的轴允许的挠度为（0.010.03）m计算轴本身弯曲变形产生的挠度y和倾角时,一般常将轴简化为集中载荷下的简支梁,当轴的直径相差不大且计算精度要求不高时,可把轴看作等径轴,采用平均直径（)来计算。计算公式为：圆轴：平均直径惯性矩 轴为圆轴,其平均直径 惯性矩 计算挠度: a 段内: 1其中P-力载荷(N) I-截面惯性矩 M-弯矩载荷-倾角 y-挠度 x-所求之点距离E-轴材料的弹性模量,钢材E= b段内: 1 c段内: 1由图分析得,a 段内挠度1x的值为0和97.1之间由求导得x的值为97.1时,挠度最大,其挠度值为0.0025081,而轴的挠度的允许值为(0.010.03)m,其中m为齿轮模数,所以,y=0.030.09mm可知a 段内挠度yb段内挠度 =1对式子求导,得到挠度为最大时,求得 其挠度值也y再由公式计算得到几个受力端点处的挠度,由计算可得同样y所以,挠度符合要求倾角的校核 由分析可知,最大倾角出现在左支承点处 其倾角为弧度左支承处装有深沟球轴承,其许用倾角为=0.0025rad可得最大倾角许用倾角所以轴的刚度符合要求.第5章 主要零部件的选择 5.1 电动机的选择由前面信息，可选取VFNC系列变频主轴电机型号VFNC 132M-33.3-5.5-4。VFNC系列变频主轴电机的特点：1. 双功率设计，应对短时重载切削。2. 恒功率范围宽，可实现1:6倍恒功率设计3. 导入基频33.3Hz设计（是我司“基频制设计原理”在机床主轴电机上的成功应用），达成低速力矩大，确保低速强力切削，超宽恒功率调速范围，保障高速切削光洁度。 降低变频器功率，节省成本和电源容量。VFNC系列变频主轴电机特别适合数控车床类机床的主轴驱动，配合高性能矢量变频器或主轴驱动器，更能发挥其优良的主轴特性，成为性能与经济性具佳的数控车床类机床的变频主轴驱动方案。电机参数如下表所示：表2.2 电机参数型号S1-100%连续额定S6-50% ED转动惯量G（）恒转矩范围恒功率范围额定功率Kw额定电流A额定转矩Nm额定功率Kw额定电流A额定转矩Nm0.05241-33.3Hz，301000r/minS1-100%,10006000 r/minS6-50%,10004500 r/minVFNC 132M-33.3-5.5-45.514.1545.519.274机座长为470mm，电机轴径为，轴伸为60mm，中心高115mm，其余安装尺寸及其外形由资料7得。5.2 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
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