CK5116數控車床主傳動系統(tǒng)設計【含9張CAD圖紙】

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CK5116數控車床主傳動系統(tǒng)設計 摘 要 CK5116主傳動在整個機床中屬于相對重要部件，通過其內部的齒輪傳動可以實現多級變速,從而人們需要的速度可以從最后傳到主軸的速度的到。通常主軸箱傳動系統(tǒng)的性能直接影響機床的性能。 本設計介紹普通機床中CK5116主軸的設計過程，文章先簡要介紹了車床的發(fā)展歷史和現狀，分析了主軸箱中各個重要部件結構原理和其在做主軸箱里的作用。詳細介紹了CK5116里的齒輪、軸、主軸和軸承等零件的整個設計過程。具體內容包括選取滿足要求相應的功率電機和各個零件的整體結構設計，其中包括材料的定選尺寸的合理安排以及加工需求。對于軸和齒輪零件運用的有關公式，進行合理的分析對相對較危險的部位進行作圖、計算和查表，進行各種校核。最終對各個零部件進行參數擬定、傳動設計、傳動件的估算和驗算、各部件結構設計，繪制零件圖和裝配圖。 CK5116機床是典型的車削加工機床，其中主軸箱是機床組成的核心部件，主軸箱的作用是將電動機的運動傳遞到主軸上，實現車削回轉運動。本次論文設計主要包括傳動方案及傳動系統(tǒng)圖的擬定，包含轉速的設計、結構式的確定及工藝范圍；各軸傳遞功率及力矩的計算；主要部件的設計及校核；主軸箱的主要部件主要包括箱體、傳動軸、齒輪及帶輪。最終確定主軸箱的整體結構設計。 關鍵詞： CK5116, 主軸箱； 結構設計； 主軸 Abstract CK5116 main drive machine belonging to the relative importance of the entire component can be achieved by its multi-speed internal gear, whereby the speed of people need to be passed from the final speed to the spindle. Performance is usually headstock transmission system directly affects the performance of the machine. This design introduces general Machine CK5116 spindle design process, the article briefly describes the history and current situation lathe, analyzes the various components of the structure of an important principle in the headstock spindle box and doing their roles. Details of the CK5116 in the gears, shafts, bearings and other parts of the spindle and the entire design process. Specifically includes selecting meet the requirements for the power motor and the overall design of the individual parts, including reasonable arrangements given the selected size and material processing needs. And the gear to the shaft part about the use of formula, reasonable risk analysis portion relatively plotted, calculated look-up table, and performs various checking. The various components of the final formulation parameters, transmission design, estimation and checking the drive member, each member design, part and assembly drawing FIG. CK5116 machine is a typical turning tool, wherein the machine headstock is composed of a core member, the role of the headstock movement of the motor is transmitted to the main shaft, to realize turning rotary motion. The paper proposed design includes a transmission scheme and transmission system of FIG comprising speed design, structure and process of determining the range; calculating transmission power and torque of each axis; Design and checking the main member; main component primary headstock It includes a housing, a drive shaft, gears and pulleys. Ultimately determine the overall structural design of the headstock. Keywords: CK5116, headstock; Structural Design; spindle 目 錄 摘 要 1 Abstract 2 目 錄 3 第1章 緒論 5 1.1 概述 5 1.2 課題研究的目的和意義 5 1.3 國內外研究現狀及發(fā)展趨勢 6 1.4 本課題的基本設計思路及研究方法 7 第2章 數控機床主傳動系統(tǒng)設計 9 2.1 轉速圖的擬定 9 2.2 繪制傳動系統(tǒng)圖 10 第3章 傳動件的設計 13 3.1 帶傳動設計 13 3.1.1選擇帶型 14 3.1.2確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 14 3.1.3確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 15 3.1.4確定帶的根數z 16 3.1.5確定帶輪的結構和尺寸 16 3.1.6確定帶的張緊裝置 16 3.2 各變速組齒輪模數的確定和校核 18 3.2.1 齒輪模數的確定 18 3.2.2 齒寬的確定 22 3.2.3 齒輪結構的設計 22 3.3 傳動軸的直徑估算 23 3.3.1 確定各軸轉速 23 3.3.2傳動軸直徑的估算：確定各軸最小直徑 24 3.3.3 鍵的選擇 25 3.4 傳動軸的校核 25 3.5 鍵的校核 26 3.6 摩擦離合器的選擇和計算 26 第4章 機床零件的驗算 30 4.1 傳動軸I軸的驗算 30 4.1.1 I軸的設計校核 30 4.1.2 校核軸的強度 31 4.2 軸承的校核和鍵的選擇 33 4.3 II軸上的齒輪設計 35 4.3.1 II軸上的齒輪設計 35 4.3.2 II軸選軸、鍵和軸承的選擇 39 4.5 III軸上的各部件設計 40 4.5.1 III軸上的齒輪設計 40 4.5.2 III軸選軸、鍵和軸承的選擇 44 4.6 IV軸主軸的選取 45 4.7 齒輪的驗算 46 4.8 滾動軸承的驗算 48 5 總結和展望 51 5.1本文工作總結 51 5.2 課題展望 51 參考文獻 53 致 謝 54 第1章 緒論 1.1 概述 在任何一個國家的國民生活和經濟發(fā)展中，機械制造行業(yè)都起著舉足輕重的作用，是各行各業(yè)生存發(fā)展的依靠，是經濟發(fā)展的根本基礎，是社會發(fā)展的不可或缺的部分。機械制造業(yè)在國防，交通業(yè)，工農業(yè)，科學研究等這些部門中提供著品種繁多的工具，設備等，同時也為機械行業(yè)本身提供著各種生產設備。看一個國家或地區(qū)的科技發(fā)展和經濟水平，很大程度上就是看這個國家的機械行業(yè)的水平怎樣。 然而，以車削加工生產為代表的精密加工是機械企業(yè)生產所需裝備的核心之一，其加工主要靠金屬的切削工藝來達到所要求的精度等級。在機械設備的加工總工作量中，有很大一部分是靠以車床的車削為代表的加工工藝來完成的，因此，機械產品零件的加工質量和企業(yè)的效率，在很大程度上都是受車床的車削工藝。所以說，一個國家或地區(qū)的工業(yè)發(fā)展水平和科研能力，很大程度上是依靠這個國家或地區(qū)的工業(yè)化。所以，以車床為代表的車床車削在一個國家的工業(yè)現代化和經濟全球化浪潮中有著令人不用質疑的重要性。 從近數十載的世界工業(yè)發(fā)展史來看，從上世紀的八九時年代到現在的二十一世紀，機械發(fā)展的趨勢已從之前的一味只追求如何提高產品的節(jié)約經濟性到如今的產品所含技術水平的競爭。如今，我國已成為WTO的成員國之一，工業(yè)現代化，經濟全球化的浪潮已經撲面而來，然而，由于我國的機械發(fā)展水平相對于世界上的發(fā)達國家還有不小的差距，因而，我們國家的工業(yè)發(fā)展還面臨著很大的考驗，但同時，我們也面臨著新的機遇：從產品零件的理論設計到最終的加工出來，所需的時間周期不斷變小，產品所需包含的質量水平和技術要求不斷提升，同時國民心中的安全和營造綠色家園的心聲愈演愈烈，所以以車床車削為代表的高技術水平的加工生產將是現代機械企業(yè)生存和發(fā)展的必然之選。 1.2 課題研究的目的和意義 隨著社會生產和科學技術的迅速發(fā)展，很多企業(yè)已經越來越注重精細化生產和發(fā)展，從而來滿足人們對復雜多變的產品的需要。因而，在現代機械工業(yè)生產中，小批量多品種零件的加工生產占產品總數量的比例會越來越高，而零件的復雜性和精度等級要求也會迅速地提高，所以很多產品都需要進行車削加工。但是由于高科技，高精度的專用車床設備其在價格，設備的日常管理，操作維護和保養(yǎng)等方面的成本均比較高，所以在現實中很多企業(yè)尤其是中小規(guī)模的企業(yè)，出于對經濟成本等方面因素的考慮，廠里有不少的普通車床設備，然而擁有能滿足較高精度的車削加工生產的專用車床設備的企業(yè)數量卻寥寥無幾。但是在日常的實際加工生產中，企業(yè)卻經常會遇到一些小批量甚至是單件大型零件的車削加工，針對此種情況，很多中小企業(yè)會根據企業(yè)的自身現狀，對現有的普通車床進行改造，車床改車床，設計出一種符合車削加工生產要求的車床主傳動裝置安裝在現有機床上，從而實現用現有的普通車床卻能實現車床的功能對零件進行加工，這樣，既滿足了零件的加工生產要求，同時也省去了企業(yè)買專用車床設備的一筆昂貴的費用，從而達到了既節(jié)約了成本，提高了加工生產效率，又很好的增強了企業(yè)在社會生產發(fā)展中的競爭力。 大學生的畢業(yè)設計是大學四年中的一項非常重要的工作，其通過根據大學四年所學的專業(yè)知識，運用機械原理的思想進行設計，從而很好地培養(yǎng)了自己在實踐中提出問題，分析問題，解決問題的實踐能力，為畢業(yè)后能成為一名優(yōu)秀的設計人員做了很好的鋪墊。本次畢業(yè)設計，我的題目是：車床車床的機構設計與應用，通過此次的設計，我可以對車床主傳動的內部零件結構，運動方式，工作原理等方面能有進一步的理解；通過車床車床主傳動的設計，從而掌握車床主傳動設計的基本原理和方法，同時也能夠對專用車床主傳動的設計作進一步的學習和理解應用；同時也能夠很好的提高自身的專業(yè)技能水平，爭取早日成為一名優(yōu)秀的設計人員。 1.3 國內外研究現狀及發(fā)展趨勢 機械制造業(yè)是重點行業(yè)的國家或地區(qū)之一，其先進水平，標志著綜合國力和國家的現狀工業(yè)現代化，因此，它實際上是進一步比它的經濟價值我們有一個戰(zhàn)略地位?，F在，讓中國的機械制造業(yè)的總體水平，美國，德國，是發(fā)達國家日本的一部分，還有在世界上的差距。美國，日本，這些國家在德國，他們有機械，精密機械加工的一個非常高的水平，提出了一個高科技的特點，他們現在所從事的這個領域，作為新的經濟增長點已經設計了一個普通車床主傳動生活的全是公司發(fā)展的黃金時期。還有作為世界上生產中國最大的機床之一使用，但大部分的原因為服務很長一段時間在現有的機器，設備在非常困難的情況下，實際上面臨的，已經過時你。 因此，現有的車床變換，通過設計一種靈活的車床主變速器，設備成本，因為不符合生產過程的需要，由此，不僅通過轉動部件，儲存，安裝在車床提高生產效率是是，那是很多機械企業(yè)，是生存和中小型企業(yè)的發(fā)展尤其是必然趨勢。如果整個購買新的專用轉折點，不僅不需要的一小筆錢，因為還沒有得到有效利用現有機械設備的結果，形成資源的浪費。中國機械制造行業(yè)，不僅降低了后期出發(fā)資源的浪費，不僅可以較小的成本，從而利用執(zhí)行處理，現有資源進行整合舊機械全這是可能的，但在事實上，迫切需要制定績效，以獲得更先進的加工工藝，將成為許多中小型企業(yè)明智的選擇。 1.4 本課題的基本設計思路及研究方法 1.本課題要研究的內容: 根據學校和指導老師的要求，到南通佳益機械廠實際參觀學習，根據企業(yè)的具體加工生產要求，設計出一種車床車床主傳動，安裝在廠里的普通機床上，以求能達到實際生產之用。 畢業(yè)設計是在學完本課程后，進行一次學習設計的綜合性練習。通過畢業(yè)設計，使學生能夠運用所學過的基礎課、技術基礎課和專業(yè)課的有關理論知識，及生產實習等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學知識的目的。通過畢業(yè)設計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構，進行選擇和改進；結合結構設計，進行設計計算并編寫技術文件；完成系統(tǒng)主傳動設計，達到學習設計步驟和方法的目的。通過設計，掌握查閱相關工程設計手冊、設計標準和資料的方法，達到積累設計知識和設計技巧，提高學生設計能力的目的。通過設計，使學生獲得機械系統(tǒng)基本設計技能的訓練，提高分析和解決工程技術問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件。 畢業(yè)設計內容由理論分析與設計計算、圖樣技術設計和技術文件編制三部分組成。 2.理論分析與設計計算 （1）機械系統(tǒng)的方案設計。設計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。 （2）根據總體設計參數，進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。 （3）根據設計方案和零部件選擇情況，進行有關動力計算和校核。 本課題擬采用的手段和途徑： 本課題的研究需要查閱大量的資料，我要先到學校圖書館查閱與本課題有關的書籍和資料本，同時上網瀏覽最新的有關課題的文獻資料。因為這是企業(yè)的實際生產工藝，所以我還需到企業(yè)進行實地參觀學習，弄明白機床的具體改造要求，車床主傳動的具體工作原理，具體的設計和安裝要求，以及其具體要實現的功能，同時要弄明白整個加工的工藝流程，要虛心的向企業(yè)里的技術人員和師傅請教，以求最終能設計出符合實際加工要求的車床主傳動。 第2章 數控機床主傳動系統(tǒng)設計 2.1 轉速圖的擬定 已知機床的轉速范圍在14r/min~3550r/min，電動機的最高轉速為4500 r/min電動機的額定功率P=30kW，確定主軸箱結構． （1）確定主軸的變速范圍 （2）確定主軸的計算轉速 由于數控機床主軸的變速范圍大，計算轉速應比計算值高些，所以圓整取計算轉速nc=。 （3）確定主軸的恒功率變速范圍 （4）確定電動機所能夠提供的恒功率變速范圍 (取調頻電機的額定轉速為1500r/min） 由于Rnp>>Rdp，電動機直接驅動主軸不能滿足恒功率變速要求，因此需要串聯(lián)一個有級變速箱，以滿足主軸的恒功率調速范圍。 （5）確定分級變速恒功率變速范圍 （6）確定轉速級數 取，則 可以取Z=4 當時，K＜1，功率重復，=2.62 4=×，=＜8，所以成立 結論：=15.8，=2.62， （7）結構式的確定 ⑴根據2、3原則4=2×2 ⑵根據前多后少原則4=2×2 ⑶根據前緊后松原則4=× ⑷極限原則 ==6.87＜8 滿足 所以結構式確定為 4=× （8）根據結構式與公比等確定轉速圖如下圖 圖2.1轉速圖和主軸功率特性圖 2.2 繪制傳動系統(tǒng)圖 根據上述求出的齒輪齒數繪制傳動系統(tǒng)圖如下： 圖2.2傳動系統(tǒng)圖 根據前面的切削計算，選擇30KW的YVF200L-4型三相調頻異步電動機，參數如下圖表： 圖2.3 YVF200L-4型三相調頻異步電動機 產品型號：YVF200L-4型三相調頻異步電動機 電動機使用條件： 環(huán)境溫度：-15℃＜θ＜40℃ 海拔：不超過1000m 額定電壓：380V，可選220-760V之間任 何電壓值 額定頻率：50Hz、60Hz 防護等級：IP44、IP54、IP55 絕緣等級：B級、F級、H級 冷卻方式：ICO141 工作方式：S1 連接方式：3KW及以下Y接法、4KW及以上為△接法 第3章 傳動件的設計 3.1 帶傳動設計 功率P=30kW,轉速n1=1500r/min,n2=750r/min 計算設計功率Pd 表3.1 工作情況系數 工作機 原動機 ⅰ類 ⅱ類 一天工作時間/h 10~16 10~16 載荷 平穩(wěn) 液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（）；離心式壓縮機；輕型運輸機 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 載荷 變動小 帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（）；發(fā)電機；旋轉式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 載荷 變動較大 螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 載荷 變動很大 破碎機（旋轉式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 根據V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時），查《機械設計》P296表4， 取KA＝1.1。即 3.1.1選擇帶型 普通V帶的帶型根據傳動的設計功率Pd和小帶輪的轉速n1按《機械設計》P297圖13－11選取。 根據算出的Pd＝33kW及小帶輪轉速n1＝1500r/min ，查圖得：dd=200～315可知應選取C型V帶。 3.1.2確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 由《機械設計》P298表13－7查得，小帶輪基準直徑為80～100mm 則取dd1=200mm> ddmin.=75 mm（dd1根據P295表13-4查得） 表3 V帶帶輪最小基準直徑 槽型 Y Z A B C D E 20 50 75 125 200 355 500 由《機械設計》P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得=400mm ① 誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率） 誤差符合要求 ② 帶速 滿足5m/s300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。 總之，小帶輪選H型孔板式結構，大帶輪選擇E型輪輻式結構。 帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。 3.1.6確定帶的張緊裝置 選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。 對帶輪的主要要求是質量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內應力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側面間的夾角是40°，為了適應V帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角 為32°、34°、36°、38°（按帶的型號及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見表7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。 表3.2 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 項目 ? 符號 槽型 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8± 0.3 12 ± 0.3 15± 0.3 19 ± 0.4 25.5± 0.5 37 ± 0.6 44.5 ± 0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 fz —輪槽數 外徑 d a 輪 槽 角 32° 對應的基準直徑 d d ≤ 60 - - - - - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 36° 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38° - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 極限偏差 ± 1 ± 0.5 V帶輪按腹板（輪輻）結構的不同分為以下幾種型式： （1） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d時)，如圖3.1a。  （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖3.1b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖3.1c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖3.1d。 （a） （b） （c） （d） 圖3.1 帶輪結構類型 根據設計結果，可以得出結論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b） 3.2 各變速組齒輪模數的確定和校核 3.2.1 齒輪模數的確定 齒輪模數的估算。通常同一變速組內的齒輪取相同的模數，如齒輪材料相同時，選擇負荷最重的小齒輪，根據齒面接觸疲勞強度和齒輪彎曲疲勞強度條件按【5】表7-17進行估算模數和，并按其中較大者選取相近的標準模數，為簡化工藝變速傳動系統(tǒng)內各變速組的齒輪模數最好一樣，通常不超過2～3種模數。 先計算最小齒數齒輪的模數，齒輪選用直齒圓柱齒輪及斜齒輪傳動，查【4】表10-8齒輪精度選用7級精度，再由【4】表10-1選擇小齒輪材料為40C(調質)，硬度為280HBS： 根據【5】表7-17；有公式： ①齒面接觸疲勞強度： ②齒輪彎曲疲勞強度： ⑴、a變速組：分別計算各齒輪模數，先計算最小齒數28的齒輪。 ①齒面接觸疲勞強度： 其中: -公比 ； = 2； P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.9630=28.8KW； -齒寬系數=； -齒輪許允接觸應力，由【5】圖7-6按MQ線查取; -計算齒輪計算轉速; K-載荷系數取1.2。 =650MPa， ∴。 根據【6】表10-4將齒輪模數圓整為4mm 。 ① 齒輪彎曲疲勞強度： 其中:P-齒輪傳遞的名義功率； -齒寬系數=； -齒輪許允齒根應力，由【5】圖7-11按MQ線查??； -計算齒輪計算轉速; K-載荷系數取1.2。 ， ∴ ∴ 根據【6】表10-4將齒輪模數圓整為2.5mm 。 ∵所以 于是變速組a的齒輪模數取m = 4mm，b = 32mm。 ⑵、b變速組：確定軸Ⅱ上另兩聯(lián)齒輪的模數，先計算最小齒數18的齒輪。 ① 齒面接觸疲勞強度： 其中: -公比 ； =4； P-齒輪傳遞的名義功率 -齒寬系數=； -齒輪許允接觸應力，由【5】圖7-6按MQ線查取; -計算齒輪計算轉速; K-載荷系數取1.2。 =650MPa， ∴ ∴ 根據【6】表10-4將齒輪模數圓整為4mm 。 ② 齒輪彎曲疲勞強度： 其中:P-齒輪傳遞的名義功率； -齒寬系數=； -齒輪許允齒根應力，由【5】圖7-11按MQ線查??； -計算齒輪計算轉速; K-載荷系數取1.2。 ， ∴ ∴ ⑶、c變速組： 齒頂圓直徑 ； 齒根圓直徑； 分度圓直徑 ； 齒頂高 ； 齒根高 ； 齒輪的具體值見表 表3.3 齒輪尺寸表 （單位：mm） 齒輪 齒數 z 模數 分度圓直徑d 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒頂高 齒根高 ⒈ 30 4 120 128 110 4 5 ⒉ 60 4 240 248 230 4 5 ⒊ 49 4 196 204 186 4 5 ⒋ 49 4 196 204 186 4 5 ⒌ 27 4 108 116 98 4 5 ⒍ 71 4 284 292 274 4 5 ⒎ 71 4 284 292 274 4 5 ⒏ 27 4 108 116 98 4 5 ⒐ 27 4 108 116 98 4 5 ⒑ 71 4 284 292 274 4 5 3.2.2 齒寬的確定 由公式得： ①Ⅰ軸主動輪齒輪； 一般一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設計上，應主動輪比從動輪齒寬大（5～10mm）。 3.2.3 齒輪結構的設計 通過齒輪傳動強度的計算，只能確定出齒輪的主要尺寸，如齒數、模數、齒寬、螺旋角、分度圓直徑等，而齒圈、輪輻、輪轂等的結構形式及尺寸大小，通常都由結構設計而定。當齒頂圓直徑時，可以做成實心式結構的齒輪。當時，可做成腹板式結構，再考慮到加工問題，現決定把齒輪8、12和14做成腹板式結構。其余做成實心結構。根據【4】圖10-39（a） 齒輪10、12和13結構尺寸計算如下： ①齒輪8結構尺寸計算， ； ； ；； ； ，C取12cm。 ②齒輪12結構尺寸計算; ； ； ；； ； ，C取12cm。 ③齒輪14結構尺寸計算 ， ； ； ； ，C取14cm。 3.3 傳動軸的直徑估算 傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反復載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大變形。因此疲勞強度一般不失是主要矛盾，除了載荷很大的情況外，可以不必驗算軸的強度。剛度要求保證軸在載荷下不至發(fā)生過大的變形。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。 3.3.1 確定各軸轉速 ⑴、確定主軸計算轉速：計算轉速是傳動件能傳遞全部功率的最低轉速。各傳動件的計算轉速可以從轉速圖上，按主軸的計算轉速和相應的傳動關系確定。 根據【1】表3-10，主軸的計算轉速為 (2.3) 3.3.2傳動軸直徑的估算：確定各軸最小直徑 根據【5】公式（7-1），，并查【5】表7-13得到取1. ①Ⅰ軸的直徑： ②Ⅱ軸的直徑： ③Ⅲ軸的直徑： 其中：P-電動機額定功率（kW）； -從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積； -該傳動軸的計算轉速（）； -傳動軸允許的扭轉角（）。 當軸上有鍵槽時，d值應相應增大4～5%;當軸為花鍵軸時，可將估算的d值減小7%為花鍵軸的小徑;空心軸時，d需乘以計算系數b，b值見【5】表7-12。Ⅰ和Ⅳ為由鍵槽并且軸Ⅳ為空心軸，Ⅱ和Ⅲ為花鍵軸。根據以上原則各軸的直徑取值：，和在后文給定，軸采用光軸，軸和軸因為要安裝滑移齒輪所以都采用花鍵軸。因為矩形花鍵定心精度高，定心穩(wěn)定性好，能用磨削的方法消除熱處理變形，定心直徑尺寸公差和位置公差都能獲得較高的精度，故我采用矩形花鍵連接。按規(guī)定，矩形花鍵的定心方式為小徑定心。查【15】表5-3-30的矩形花鍵的基本尺寸系列，軸花鍵軸的規(guī)格；軸花鍵軸的規(guī)格。 3.3.3 鍵的選擇 查【4】表6-1選擇軸上的鍵，根據軸的直徑，鍵的尺寸選擇，鍵的長度L取22。主軸處鍵的選擇同上，鍵的尺寸為，鍵的長度L取100。 3.4 傳動軸的校核 需要驗算傳動軸薄弱環(huán)節(jié)處的傾角荷撓度。驗算傾角時，若支撐類型相同則只需驗算支反力最大支撐處傾角；當此傾角小于安裝齒輪處規(guī)定的許用值時，則齒輪處傾角不必驗算。驗算撓度時，要求驗算受力最大的齒輪處，但通?？沈炈銈鲃虞S中點處撓度（誤差<%3）. 當軸的各段直徑相差不大，計算精度要求不高時，可看做等直徑，采用平均直徑進行計算，計算花鍵軸傳動軸一般只驗算彎曲剛度，花鍵軸還應進行鍵側擠壓驗算。彎曲剛度驗算；的剛度時可采用平均直徑或當量直徑。一般將軸化為集中載荷下的簡支梁，其撓度和傾角計算公式見【5】表7-15.分別求出各載荷作用下所產生的撓度和傾角，然后疊加，注意方向符號，在同一平面上進行代數疊加，不在同一平面上進行向量疊加。 ①Ⅰ軸的校核：通過受力分析，在一軸的三對嚙合齒輪副中，中間的兩對齒輪對Ⅰ軸中點處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進行校核 最大撓度： 查【1】表3-12許用撓度； 。 ②Ⅱ軸、Ⅲ軸的校核同上。 3.5 鍵的校核 鍵和軸的材料都是鋼，由【4】表6-2查的許用擠壓應力,取其中間值，。鍵的工作長度，鍵與輪榖鍵槽的接觸高度。由【4】式（6-1）可得 可見連接的擠壓強度足夠了，鍵的標記為： 3.6 摩擦離合器的選擇和計算 片式摩擦離合器目前在機床中應用廣泛，因為它可以在運轉中接通或脫開，具有結合平穩(wěn)、沒有沖擊、結構緊湊的特點，部分零件已經標準化，多用于機床主傳動。 按扭矩選擇，即： 根據【15】和【14】表6-3-20， ①計算轉矩， 查【15】表6-3-21得 ∴ ②摩擦盤工作面的平均直徑 式中d為軸的直徑。 ③摩擦盤工作面的外直徑 ④摩擦盤工作面的內直徑 ⑤摩擦盤寬度b ⑥摩擦面對數m，查【15】表6-3-17，摩擦副材料為淬火鋼，對偶材料為淬火鋼，摩擦因數取0.08，許用壓強取，許用溫度<120℃. ∴m圓整為7. ∴摩擦面片數z=7+1=8. ⑦摩擦片脫開時所需的間隙，因為采用濕式所以 ⑧許用傳遞轉矩 因為 ⑨壓緊力Q ⑩摩擦面壓強p 根據【14】表22.7-7選用帶滾動軸承的多片雙聯(lián)摩擦離合器，因為安裝在箱內，所以采取濕式。結構形式見【14】表22.7-7圖（a）。 表3.4 特征參數 圖 號 許用轉距 重量/kg 轉動慣量/ 接合 力/N 脫開 力/N 內部 外部 圖a 120 4.7 0.0035 0.0050 170 100 表3.4 主要尺寸 圖 號 許用轉矩 D A B c E F G 閉 式 開 式 圖a 120 18 32 - 108 100 18 32 60 45 70 表3.4 主要尺寸 圖 號 H J L R S a 圖a 85 47 51 81 152 65 64 35 - 10 20 11 第4章 機床零件的驗算 4.1 傳動軸I軸的驗算 4.1.1 I軸的設計校核 選軸的材料： 軸的材料選擇45號鋼，經調質處理。由《機械設計》表6-1查得： 抗拉強度 屈服點 彎曲疲勞極限 剪切疲勞極限 由《機械設計》6-4查得：= 初選直徑： = , == (5-30) 故軸取= 軸上受力分析。 軸傳遞的轉矩： == (5-31) 齒輪的圓周力： ==(5-32) 徑向力： == (5-33) 由于是直齒輪所以無軸向力 計算作用于軸上的支反力。 水平面支反力為; === 垂直面內支反力： === (5-34) 分別作出垂直面和水平面上的彎矩圖并合成： == (5-35) == (5-36) 4.1.2 校核軸的強度 轉矩按脈動循環(huán)變化計算，取=0.6，則 == (5-37) 查《機械設計》附表8，抗彎矩截面模量 = (5-38) 強度校核： ==(5-39) === (5-40) 顯然 故安全。 圖4-1 I的結構分析 按安全系數校核 判斷危險截面 截面a-a的應力集中，且當量彎矩均較大，故確定為危險截面。 疲勞強度校核： a截面得應力 扭轉應力幅 === (5-41) 彎曲平均應力 === (5-42) 扭轉平均應力 == 材料的疲勞極限：根據=, =查《機械設計》表6-1得 = = a-a截面應力集中系數：查《機械設計》附表1得 = 表面狀態(tài)系數及尺寸系數：查《機械設計》附表5，附表4得 =(, =) == 分別考慮彎矩或扭矩作用時的安全系數： == == (5-43) = 故安全。軸I主要設計如圖4-2 4.2 軸承的校核和鍵的選擇 軸承部件承受載荷的示意圖如圖13，軸承轉速,受力情況如圖所示，要求軸承的預期計算壽為。 根據實際情況，初選6206型深溝球軸承，其代號為6217。查《機械設計課程設計》表12-5得 由《機械設計課程設計》表8-8查得 由《機械設計課程設計》表8-5查得 分析軸承的受載荷情況 (5-44) 為I軸作用在一對軸承上的載荷 為齒輪對軸的壓力 計算當量動載荷 由《機械設計》公式（8-7a）知,可由來計算軸承大當量動載荷。 載荷系數； 表示軸承的徑向載荷（N）； 表示軸承的軸向載荷（N）； X徑向動載荷系數，是實際徑向載荷轉化為當量動載荷的修正系數； Y軸向動載荷系數，是實際軸向載荷轉化為當量動載荷的修正系數。 因為此處這對深溝球軸承只承受純徑向載荷，所以 (5-45) 計算軸承的壽命 ，所以用軸承1來計算軸承的壽命： >=30000h （5-46） 鍵的選擇 I軸齒輪與軸連接查《機械設計手冊》選花鍵型號為：。 a-a處花鍵 圖4-3 I軸的結構 4.3 II軸上的齒輪設計 4.3.1 II軸上的齒輪設計 （1）分析要求 齒數比：u=i=2.81 I軸的轉矩： = (5-47) 根據轉速圖可知I的最高轉速為 第一根軸上傳遞的功率 =(5-48) 圓周速度估計：屬于中等速，中度載荷載 （2）材料選擇、熱處理方式 選擇小齒輪材料為40Cr(調質),硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼(調質)硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS。 （3）初選齒數：小齒輪齒數22，大齒輪齒數62 （4）初算小齒輪分度圓直徑 根據： (5-49) 確定公式內的各計算數值 ： 試選載荷系數 由《機械設計》表3-6選取齒寬系數 由《機械設計》表3-2查得材料的彈性影響系數 由《機械設計》圖3-16按齒面硬度查得： 小齒輪的接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限; 計算應力循環(huán)次：N 一般機床工作時間15000~20000小時。 機床工作時間t=20000h == (5-50) ==(5-51) 由《機械設計》圖3-18查得接觸疲勞壽命系數, 取失效概率為1%，安全系數S=1，得： 接觸疲勞許用應力 = = == (5-52) 小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值： （5）計算圓周速度 (5-53) （6）計算齒寬b： (5-54) （7）計算齒寬與齒高之比 模數(5-55) 齒高 (5-56) (5-57) （8）計算載荷系數 根據V=1.68m/s，7級精度，查《機械設計》表3-1得動載系數， 直齒輪，假設。由《機械設計》表3-1查得 (5-58) 將數據代入得： 由，查圖10-13得；故載荷系數： (9) 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑 (5-60) (10) 按齒根彎曲強度設計 由《機械設計》圖5-17查得 小齒輪的彎曲疲勞強度極限； 大齒輪的彎曲疲勞強度極限； 由《機械設計》圖3-19查得彎曲疲勞壽命系數。 計算彎曲疲勞許用應力 查《機械設計》表3-4取 =1.4 計算載荷系數K： 由《機械設計》圖3-14查得齒形系數 由《機械設計》圖3-15查得應力校正系數 （11）計算大小齒輪并加以比較： (5-61) 取數值大的計算 （12）齒輪模數的計算 按表3-7，取標準模數 （13）計算齒輪齒數： 小齒輪齒數 取(5-62) 大齒輪齒數 (5-63) （14）齒輪的幾何計算 計算此輪分度圓直徑： 大齒輪 小齒輪 (5-64) 計算中心距： (5-65) 計算齒寬 (5-66) 取大齒輪的齒寬 （13）驗算 (5-67) 比較得故該齒輪符合要求。 4.3.2 II軸選軸、鍵和軸承的選擇 軸的材料選擇45號鋼，經調質處理。由《機械設計》表6-1查得： 抗拉強度 屈服點 彎曲疲勞極限 剪切疲勞極限 由《機械設計》6-4查得：= 初選直徑： = , ==(5-68) 故軸取=軸II設計如圖5-3 由于第一根軸第二根軸，且 ，軸徑確定的公式可知：轉速越小軸徑越大，所以只要滿足轉速小的地方的軸徑要求，整個軸都可以滿足要求。 鍵的選擇 II軸齒輪與軸連接查《機械設計手冊》選花鍵型號為： 如圖a,b處均有花鍵 圖4.4 II軸的結構 軸承的選擇： 根據實際情況，查《機械設計課程設計》選6207和6208型深溝球軸承。 4.5 III軸上的各部件設計 4.5.1 III軸上的齒輪設計 （1）分析要求 齒數比：u=i=4 I軸的轉矩： = (5-69) 根據轉速圖可知I的最高轉速為 第一根軸上傳遞的功率 = 圓周速度估計：屬于中等轉速，中度載荷載 （2）材料選擇、熱處理方式 選擇小齒輪材料為40Cr(調質),硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼(調質)硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS。 （3）初選齒數：小齒輪齒數18，大齒輪齒數72 （4）初算小齒輪分度圓直徑 根據： 確定公式內的各計算數值 ： 試選載荷系數 由《機械設計》表3-6選取齒寬系數 由《機械設計》表3-2查得材料的彈性影響系數 由《機械設計》圖3-16按齒面硬度查得： 小齒輪的接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限; 計算應力循環(huán)次：N 一般機床工作時間15000~20000小時。 機床工作時間t=20000h == == 由《機械設計》圖3-18查得接觸疲勞壽命系數, 取失效概率為1%，安全系數S=1，得： 接觸疲勞許用應力 = = == (5-70) 小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值： （5）計算圓周速度 (6)計算齒寬b： （7）計算齒寬與齒高之比 模數 齒高 （8）計算載荷系數 根據V=2.25m/s，7級精度，查《機械設計》表3-1得動載系數， 直齒輪，假設。由《機械設計》表3-1查得 (5-71) 將數據代入得： 由，查《機械設計》圖10-13得；故載荷系數： (9) 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑 (10) 按齒根彎曲強度設計 由《機械設計》圖5-17查得 小齒輪的彎曲疲勞強度極限； 大齒輪的彎曲疲勞強度極限； 由《機械設計》圖3-19查得彎曲疲勞壽命系數。 計算彎曲疲勞許用應力 查《機械設計》表3-4取 =1.4 計算載荷系數K： 由《機械設計》圖3-14查得齒形系數 由《機械設計》圖3-15查得應力校正系數 （11）計算大小齒輪并加以比較： 7 2 取數值大的計算 （12）齒輪模數的計算 按《機械設計》表3-7，取標準模數 （13）計算齒輪齒數： 小齒輪齒數取 大齒輪齒數 （14）齒輪的幾何計算 計算此輪分度圓直徑： 大齒輪 小齒輪 計算中心距： 計算齒寬 取大齒輪的齒寬 （13）驗算 (5-72) 比較得故該齒輪符合要求。 4.5.2 III軸選軸、鍵和軸承的選擇 軸的材料選擇45號鋼，經調質處理。由《機械設計》表6-1查得： 抗拉強度 屈服點 彎曲疲勞極限 剪切疲勞極限 由《機械設計》6-4查得：= 初選直徑： = , == (5-73) 故軸取= 由于第一根軸第二根軸，且 ，軸徑確定的公式可知：轉速越小軸徑越大，所以只要滿足轉速小的地方的軸徑要求，整個軸都可以滿足要求。 軸III設計如圖 III軸齒輪與軸連接查《機械設計手冊》b處選花鍵型號為： 另外a處選普通平鍵由于軸直徑=，選寬=鍵高= 長度=如圖 圖4.5 III軸結構圖 軸承的選擇 根據實際情況，查《機械設計課程設計》選6209型深溝球軸承。 4.6 IV軸主軸的選取 由《數控機床系統(tǒng)設計》表查得： 前軸頸= 后軸頸== 根結構，定懸伸長= 主軸最大輸出轉矩： = (5-74) 最大回轉直徑為最大加工直徑的60%即。故半徑為 總切削力： (5-75) 暫時取，即暫取求支反力： (5-76) 取前后剛度： 最佳跨距： 前，后軸頸的平均值，主軸內孔直徑故慣性距; 則： =0.085 (5-77) 查《數控機床系統(tǒng)設計》線圖4-23得： 軸承選3182100系列雙列圓柱滾子軸承 選普通平鍵長，寬， 高 4.7 齒輪的驗算 驗算IV軸上齒輪 （1）齒輪接觸應力的計算 由公式校核齒輪的接觸應力。 由公式 來確定 由表查得 ， 而 由轉速圖知 由表得 ，由表得，由表得 由表確定，由表得 ，由表得 ，由表得 ，最后取 則： 所以，齒輪的接觸應力滿足要求。 （2）齒輪彎曲應力的驗算 由公式 進和計算 其中：，， 由表可求得 由表可知，由表可知，由表可知 取 則： 所以，彎曲應力滿足要求。 4.8 滾動軸承的驗算 因為Ⅳ軸載荷最大，所以校核Ⅳ軸兩端的軸承6309 GB/T276-94，6009 GB/T276-94 由《機械設計手冊》查得6309 GB/T276-94軸承的，；6009 GB/T276-94軸承的， 軸承的受力分析情況如圖所示 其中 N N N N 合成支反力為： N N ，且因與有關，現軸承的受軸向力未知，因此試用逼近法來確定、以及的值。 初選 N N 軸承之間的軸向力 N N 對于軸承Ⅰ 查表取 對于軸承Ⅱ 查表取 從計算結果看與的結果與初選值接近，故可使用。 軸承Ⅰ 所以取，，由于軸承所受力矩較小，所以取，由于軸承所受的載荷是無沖擊，所以取。 軸承Ⅱ 所以取，，由于軸承所受力矩較小，所以取，由于軸承所受的載荷是無沖擊，所以取。 由表查得 ，由表查得 ，且取， 由于是球軸承， 由于，所以計算時取 所以軸承滿足要求。 5 總結和展望 5.1本文工作總結 車床主傳動設計是設計人員根據市場，社會和人們對機床的需要所進行的構思，計算，試驗，選擇方案，確定尺寸，繪制圖紙以及編制技術文件等一系列創(chuàng)造性活動的總稱，是機床產品實現的必要前提，是產品開發(fā)過程中至關重要的環(huán)節(jié)。機床產品設計的好壞，直接影響其成本，質量，研制周期及市場的競爭能力。本文的設計主要是從車床主軸箱的角度入手，使設計產品在給定的數值要求下達到最合理的經濟和性能。 為期三個月的設計任務圓滿完成了，雖然設計的過程比較繁瑣，而且剛開始還有些不知所措，甚至是害怕與退縮，盡管“雄關漫道真如鐵”，但是在我“而今邁步從頭越”，再加上老師的悉心指導，我終于順利地完成了這次設計任務。 我們專業(yè)課已經學過車床相關的知識，尤其是《機械制造裝備設計》這顆中詳盡的講述了機床主傳動系的設計，并且在大二的時候我們還做過二級減速器的課程設計，所以剛開始我對自己的課題滿腹信心，但是當我仔細的審題后發(fā)現，并不是我想象的那么容易。本次的設計是在反復的修改中完成的，鞏固和深化了課堂理論教學的內容，鍛煉和培養(yǎng)了我綜合運用所學過的知識和理論的能力，是我獨立分析、解決問題的能力得到了強化. 在設計當中，我也遇到了一些問題,除了上述的以外比如在有些設計部分并沒有完全嚴格計算，參考的一