中型普通車床主軸變速箱設計【Dmax=400 Nmin=47.5r-min Mmax=2120 N=4KW φ=1.14】,Dmax=400 Nmin=47.5r-min Mmax=2120 N=4KW φ=1.14,中型普通車床主軸變速箱設計【Dmax=400,Nmin=47.5r-min,Mmax=2120,N=4KW,中型 機械加工設備課程設計任務書 1、 設計題目：中型普通車床主軸變速箱設計 2、 設計參數：床身上最大工件回轉直徑：400mm 主電動機功率：4千瓦 主軸最高轉速：2120轉∕分 主軸最低轉速：47.5 轉∕分 3、 設計要求： 1、 主軸變速箱傳動設計及計算； 2、 主軸變速箱結構設計； 3、 繪制主軸變速箱裝配圖； 4、 編寫設計計算說明書。 4、 設計時間：開始日期：2013年2月2日 結束日期：2013年2月13日 學生姓名： 指導教師： 25 目 錄 1.車床參數的擬定 0 2.運動設計 1 2.1傳動結構式、結構網的選擇確定 1 2.1.1傳動組及各傳動組中傳動副的數目 1 2.1.2 傳動系統擴大順序的安排 2 2.1.3 繪制結構網 3 2.1.4 傳動組的變速范圍的極限值 3 2.1.5最大擴大組的選擇 4 2.2 轉速圖的擬定 4 2.2.1主電機的選定 4 2.2.2變速傳動組中齒輪齒數的確定 5 2.3 驗算主軸轉速誤差 7 2.4 由轉速圖確定各軸及各齒輪計算轉速 8 2.5 齒輪模數計算及驗算 9 3 傳動軸的估算 13 4片式摩擦離合器的選擇和計算 15 5 帶輪直徑和齒輪齒數的確定 16 5.1 帶傳動設計 16 5.2選擇帶型 17 5.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 18 5.4確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 19 5.5確定帶的根數z 20 5.6確定帶輪的結構和尺寸 20 5.7確定帶的張緊裝置 20 5.8計算壓軸力 20 5.9 確定齒輪齒數 22 5.10齒輪的布置 22 6 主軸及其組件的設計 23 參考文獻 25 1.車床參數的擬定 1.1車床主參數和基本參數 1、 主軸的極限轉速 由設計任務書可知：機床主軸的極限轉速為： 、 則其轉速范圍 考慮到設計的結構復雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴大傳動分級變速，并選取級數z=12,設其轉速公比為。則由式： 現以=1.26和1.41代入上式得R=12.7和43.8，因此選=1.41 各級轉速數列由標準數列表中查出，因=1.41=，首先找到45，然后每隔5個數取一個值，可得如下轉速數列:47.5、67、95、132、190、265、375、530、750、1060、1500、2120共12級轉速。 2、主軸轉速級數Z和公比 已知 = = 且Z=x3b a、b為正整數，即Z應可以分解為2和3的因子，以便用2、3聯滑移齒輪實現變速。（如取4或5的因子，則要用兩個互鎖的滑移齒輪，以確保只有一對齒輪嚙合。使得結構過于復雜且不易控制。） 取Z=12級 則Z=22 =2120 =47.5 ==44.63 綜合上述可得：主傳動部件的運動參數 =2120 =47.5 Z=12 =1.41 3、主電機功率——動力參數的確定 合理地確定電機功率N，使機床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素。 中型普通車床典型重切削條件下的用量 刀具材料：YT15工件材料45號鋼，切削方式：車削外圓 查表可知：切深ap=2mm 進給量f(s)=0.4mm/r 切削速度V=80m/min 功率估算法用的計算公式 a 主切削力：Fz=1900=1900×2×=1729.16N b 切削功率： c 估算主電機功率： 可選取電機為：Y132S 額定功率為4KW，滿載轉速為1440r∕min. 2.運動設計 2.1傳動結構式、結構網的選擇確定 2.1.1傳動組及各傳動組中傳動副的數目 級數為Z的傳動系統由若干個順序的傳遞組組成，各傳動組分別有Z1、Z2、Z3、…個傳動副.即 Z=Z1Z2Z3… 傳動副數為使結構盡量簡單以2或3為適合，即變速級數Z應為2和3的因子： 即 Z=2a3b 實現12級主軸轉速變化的傳動系統可以寫成多種傳動副的組合: 1) 12=3×4 2) 12=4×3 3) 12=3×2×2 4) 12=2×3×2 5) 12=2×2×3 方案1）和方案2)可省掉一根軸。但有一個傳動組有四個傳動副。若用一個四聯滑移齒輪，則將大大增加其軸向尺寸；若用兩個雙聯滑移齒輪，則操縱機構必須互鎖以防止兩個滑移齒輪同時嚙合。將使得結構比較復雜。故在此不予采用。 按照傳動副“前多后少”的原則選擇Z=3×2×2這一方案，但主軸換向采用雙向片式摩擦離合器結構，致使Ⅰ軸的軸向尺寸過大，所以此方案不宜采用，加之主軸對加工精度、表面粗超度的影響最大。因此在主軸的傳動副不宜太多，故方案5）亦不采用。而應先擇12=2×3×2。 綜上所述： 方案4） 12=2×3×2 是比較合理的 2.1.2 傳動系統擴大順序的安排 12=2×3×2的傳動副組合，其傳動組的擴大順序又可以有種形式： 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 以上各種結構式方案中，由于傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍的限制，一般升速時。極限變速范圍。 檢查傳動組的變速范圍時，只需檢查最后一個擴大組,因其他傳動組的變速范圍都比他小。由式 對于方案2）和 方案5）有：,則對于方案2）和 方案5）不予考慮。 對于其余方案有：。然而在可行的結構式方案1）、3）、4）、6）中，為了使中間軸變速范圍最小，在各方案同號傳動軸的最高轉速相同時，變速范圍越小，最低轉速越高，轉矩越小，傳動件尺寸也就越小。比較方案1）、3）、4）、6），方案1）的中間傳動軸變速范圍最小，方案1）最佳。但由于Ⅰ軸裝有摩擦離合器，在結構上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑因而采用方案3）12=23×31×26 最佳 2.1.3 繪制結構網 由上選擇的結構式12=23×31×26 畫其結構圖如下： 圖2.1結構網 2.1.4 傳動組的變速范圍的極限值 齒輪傳動最小傳動比Umin1/4,最大傳動比Umax,決定了一個傳動組的最大變速范圍Rmax=umax/umin。 因此，要按照下表，淘汰傳動組變速范圍超過極限值的所有傳動方案。 極限傳動比及指數X,X,值為： 表2.1 公比 極限傳動比指數 1.41 X值：Umin==1/4 4 X'值：Umax=x, =2 2 (X+ X')值：rmin=x+x｀=8 6 2.1.5最大擴大組的選擇 正常連續(xù)的順序擴大組的傳動結構式為： Z=Z1[1]Z2[Z1]Z3[Z1Z2] 最后擴大組的變速范圍 按照r原則，導出系統的最大級數Z和變速范圍R為： 表2.2 Z3 2 3 1.41 Z=12 R=44 Z=9 R=15.6 最后擴大組的傳動副數目Z3=2時的轉速范圍遠比Z3=3時大 Z3=2時:R≤64/φ Z3=3時：R≤22.6/φ 因此，在機床設計中，因要求的R較大，最后擴大組應取2更為合適。 同時，最后傳動組與最后擴大組往往是一致的。安裝在主軸與主軸前一傳動軸的具有極限或接近傳動比的齒輪副承受最大扭距，在結構上可獲得較為滿意的處理，這也就是最后傳動組的傳動副經常為2的另一原因。 2.2 轉速圖的擬定 運動參數確定以后，主軸各級轉速就已知，切削耗能確定了電機功率。在此基礎上，選擇電機型號，確定各中間傳動軸的轉速，這樣就擬定主運動的轉速圖，使主運動逐步具體化。 2.2.1主電機的選定 1）電機功率N： 中型機床上，一般都采用三相交流異步電動機作為動力源。 根據機床切削能力的要求確定電機功率： N=4KW 2） 電機轉速： 選用時，要使電機轉速與主軸最高轉速和I軸轉速相近或相宜，以免采用過大的升速或過小的降速傳動。 =1440r/min 3）分配降速比: 該車床主軸傳動系統共設有四個傳動組其中有一個是帶傳動。根據降速比分配應“前慢后快”的原則以及摩擦離合器的工作速度要求，確定各傳動組最大、最小傳動比。 分配總降速傳動比時，要考慮是否增加定比傳動副，以使轉速數列符合標準和有利于減小齒數和減小徑向與軸向尺寸，必須按“前慢后快”的原則給串聯的各變速器分配最小傳動比。 a 決定軸Ⅲ-Ⅳ的最小降速傳動比:主軸上的齒輪希望大一些，能起到飛輪的作用，所以最后一個變速組的最小降速傳動比取極限1/4，公比=1.41，1.414=4，因此從 Ⅳ軸的最下點向上4格，找到Ⅲ上對應的點，連接對應的兩點即為Ⅲ-Ⅳ軸的最小傳動比。 b 決定其余變速組的最小傳動比根據“前慢后快”的原則，軸Ⅱ-Ⅲ間變速組取umin=1/φ2.5，即從Ⅲ軸向上2.5格，為了使軸Ⅰ-Ⅱ間中心距不至太大，故降速比不宜太大，可??；另一傳動副采用升速傳動，傳動比為連接各線。 c 根據每個變速組的傳動比連線按基本組的級比指數x0=3，第一擴大組的級比指數x1=1，第二擴大組的級比指數x3=6 （3）畫主傳動系統圖。根據系統轉速圖及已知的技術參數， 畫主傳動系統圖如圖2-3, 2.2.2變速傳動組中齒輪齒數的確定 1）確定齒輪齒數 1. 用計算法確定第一個變速組中各齒輪的齒數 其中： —主動齒輪的齒數 —被動齒輪的齒數 —對齒輪的傳動比 —對齒輪的齒數和 為了保證不產生根切以及保證最小齒輪裝到軸上或套筒上具有足夠的強度，最小齒輪必然是在降速比最大的傳動副上出現。且齒根圓直徑應大于摩擦離合器外片外徑，即大于90mm。 1-2軸最小中心距：A1_2min>1/2(Zmaxm+2m+D) 軸最小齒數和:Szmin>(Zmax+2+D/m) 同理可得其它的齒輪如下表所示： 表2.4 各傳動組的最小齒輪齒數和齒數和 變速組 第一變速組 第二變速組 第三變速組 齒數和 80 70 130 齒輪 齒數 40 21 40 59 41 35 29 29 35 41 87 26 43 104 由于結構式有三個傳動組，變速機構共有四根軸，加上電動機軸共五根軸，由上分析畫出其轉速圖如下： 轉速圖 2.3 驗算主軸轉速誤差 由于確定的齒輪齒數所得的實際轉速與傳動設計的理論轉速難以完全相符，需要驗算主軸各級轉速，最大誤差不得超過±10(ψ-1)%。 主軸各級實際轉速值用下式計算 n實=nd×(1-ε)×u1×u2×u3×u4 其中： ε—滑移系數ε=0.2 u1、 u2 、u3 、u4分別為各級的傳動比 轉速誤差用主軸實際轉速與標準轉速相對誤差的絕對值表示 ⊿n=｜∣≤±10(ψ-1)% ⊿n=∣(46.88-47.5)/47.5∣=0.041﹤0.7% 同樣其他的實際轉速及轉速誤差如下: 表2.5各級傳動組的轉速誤差 主軸轉速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 n10 n11 n12 理論轉速 47.5 67 95 132 190 265 375 530 750 1060 1500 2120 實際轉速 46.88 66.84 94.8 132.8 189.6 264.4 374.6 529.5 749.6 1058.3 1501 2118.5 轉速誤差 （%） 0.7 0.4 0.2 0.32 0.17 0.32 0.32 0.46 0.27 0.3 0.44 0.29 故轉速誤差滿足要求。 2.4 由轉速圖確定各軸及各齒輪計算轉速 計算轉速是指主軸或各傳動件傳遞全功率時的最低轉速。由《金屬切削機床》表8—2可查得主軸的計算轉速 從主軸最低轉速算起，第一個轉速范圍內的最高一級轉速，即為。Ⅲ軸的計算轉速為、Ⅱ軸的計算轉速為、Ⅰ軸的計算轉速為 各傳動齒輪的計算轉速如下表： 表2.3 齒輪的計算轉速 齒輪 計算轉速 （r/min） 750 750 750 750 750 750 750 530 530 530 530 530 132 132 2.5 齒輪模數計算及驗算 模數計算，一般同一變速組內的齒輪取同一模數，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即mj=16338可得各組的模數，如表3-3所示。 45號鋼整體淬火， 按接觸疲勞計算齒輪模數m 1軸由公式mj=16338可得mj=2.34mm，取m=3mm 2軸由公式mj=16338可得mj=2.31mm，取m=3mm 3軸由公式mj=16338可得mj=3.21mm，取m=3.5mm 由于一般同一變速組內的齒輪盡量取同一模數，所以為了統一和方便如下?。? 表3-3 模數 組號 基本組 第一擴大組 第二擴大組 模數 mm 3 3 3.5 （2）基本組齒輪計算。 基本組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2` 齒數 40 40 21 59 分度圓直徑 120 120 63 177 齒頂圓直徑 126 126 69 183 齒根圓直徑 112.5 112.5 55.5 169.5 齒寬 24 24 24 24 按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。計算如下： ① 齒面接觸疲勞強度計算： 接觸應力驗算公式為 彎曲應力驗算公式為： 式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動機功率，N=4kW; -----計算轉速（r/min）. =132（r/min）; m-----初算的齒輪模數（mm）, m=3（mm）; B----齒寬（mm）;B=24（mm）; z----小齒輪齒數；z=21; u----小齒輪齒數與大齒輪齒數之比,u=1.58; -----壽命系數； = ----工作期限系數； T------齒輪工作期限，這里取T=15000h.; -----齒輪的最低轉速（r/min）, =500（r/min） ----基準循環(huán)次數，接觸載荷取=，彎曲載荷取= m----疲勞曲線指數，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6; ----轉速變化系數，查【5】2上，取=0.60 ----功率利用系數，查【5】2上，取=0.78 -----材料強化系數，查【5】2上， =0.60 -----工作狀況系數，取=1.1 -----動載荷系數，查【5】2上，取=1 ------齒向載荷分布系數，查【5】2上，=1 Y------齒形系數，查【5】2上，Y=0.386； ----許用接觸應力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa； ---許用彎曲應力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa； 根據上述公式，可求得及查取值可求得： =635 Mpa =78 Mpa （3）第一擴大組齒輪計算。 第一擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z3 Z3` Z4 Z4` Z5 Z5` 齒數 41 29 35 35 29 41 分度圓直徑 123 87 105 105 87 123 齒頂圓直徑 129 93 111 111 93 129 齒根圓直徑 115 79.5 97.5 97.5 79.5 115 齒寬 24 24 24 24 24 24 按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。 同理根據基本組的計算， 查文獻【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1， =1，=1，m=3，=355； 可求得： =619 Mpa =135Mpa （3）第二擴大組齒輪計算。 第二擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z6 Z6` Z7 Z7` 齒數 87 43 26 104 分度圓直徑 304.5 150.5 91 364 齒頂圓直徑 311.5 157.5 98 371 齒根圓直徑 297.75 141.75 82.25 355.25 齒寬 28 28 28 28 按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。 同理根據基本組的計算， 查文獻【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1， =1，=1，m=3，=355； 可求得： =619 Mpa =135Mpa 3 傳動軸的估算 3.1傳動軸直徑的估算 傳動軸直徑按扭轉剛度用下列公式估算傳動軸直徑： mm 其中：N—該傳動軸的輸入功率 KW Nd—電機額定功率； —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r/min —每米長度上允許的扭轉角(deg/m),可根據傳動軸的要求選取如表3.2所示： 表3.2 剛度要求 允許的扭轉角 主 軸 一般的傳動軸 較低的傳動軸 0.5—1 1—1.5 1.5—2 對于一般的傳動軸，取=1.1。取估算的傳動軸長度為1000mm。 對Ⅰ軸有： =750r/min 預取mm 對Ⅱ軸有：KW =750 r/min mm 預取d2=30 對Ⅲ軸有： KW =530r/min mm 預取 采用花鍵軸結構，即將估算的傳動軸直徑d減小7%為花鍵軸的直徑，在選相近的標準花鍵。 =25×0.93=23.25 =30×0.93=27.9 =38×0.93=35.24 查表可以選取花鍵的型號其尺寸分別為 軸取 6-25×21×5 軸取 6-30×26×6 軸取 6-38×33×10 4片式摩擦離合器的選擇和計算 4.1片式摩擦離合器的選擇 片式摩擦離合器可以在運轉中接通或斷開，且具有結合平穩(wěn)、沒有沖擊、結構緊湊等特點，部分零件已標準化。在機床主軸箱變速傳動中用于主軸的啟動和正、反轉。 1、 摩擦離合器上扭矩的計算 由上可知軸Ⅰ取 6-25×21×5，直徑為20mm、轉速為。 摩擦離合器所在軸（Ⅰ軸）的扭矩由下式計算： 式中：—離合器的額定靜扭矩 K—安全系數 —運轉時最大扭矩 N—電動機額定功率 —Ⅰ軸計算轉速 —電動機軸到Ⅰ軸傳動效率 由上知：N=4KW、=750、=0.96。查《機床設計手冊》表得 K=1.5。則 由表查的摩擦離合器外片外徑D=90mm，內片內徑d=30mm， 則其平均圓周速度 2、 計算摩擦面對數Z 式中：f—摩擦片間摩擦系數 [p]—許用壓強MPa D—摩擦片外片外徑mm d—摩擦片內片內徑mm Kv—速度修正系數 Kz— 結合面數修正系數 Km— 接觸系數修正系數 查表12得f=0.06、[p]=1.2.；查表13得Kv =0.94、Km =0.84所以經計算得KzZ=7.8取Z=10則摩擦片的總數為10+1=11片。 3 計算軸向壓力Q 軸向壓力可由下式計算： / 將D=90mm、d=30mm、 [p]=1.2、Kv =0.94代入上式得 Q=6375.5N 5 帶輪直徑和齒輪齒數的確定 5.1 帶傳動設計 輸出功率P=4kW,轉速n1=1440r/min,n2=750r/min 3.1.1計算設計功率Pd 表4 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 5.2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＝4.4kW及小帶輪轉速n1＝1440r/min ，查圖得：dd=80～100可知應選取A型V帶。 5.3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=95mm> 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=180mm 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。 5.7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。 5.8計算壓軸力 由《機械設計》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝127.7N，上面已得到=153.36o，z=6，則 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，是帶輪與軸的聯接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯接輪緣與輪轂成一整體。 表 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 f ? z —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7 -6a。  （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖7-6b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖7 -6c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖7-6d。 （a） （b） （c） （d） 圖7-6 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） 5.9 確定齒輪齒數 可用計算法或查表確定齒輪齒數，后者更為簡便，根據要求的傳動比u和初步定出的傳動副齒數和，查表即可求出小齒輪齒數。 選擇時應考慮： 1.傳動組小齒輪應保證不產生根切。對于標準齒輪，其最小齒數=17 2.齒輪的齒數和不能太大，以免齒輪尺寸過大而引起機床結構增大，一般推薦齒數和≤100-120，常選用在100之內。 3.同一變速組中的各對齒輪，其中心距必須保證相等。 4.保證強度和防止熱處理變形過大，齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚 5. 保證主軸的轉速誤差在規(guī)定的范圍之內。 圖2.3 齒輪的壁厚 5.10齒輪的布置 為了使變速箱結構緊湊以及考慮主軸適當的支承距離和散熱條件，其齒輪的布置如下圖2.4所示。 圖2.4齒輪結構的布置 6 主軸及其組件的設計 主軸組件結構復雜，技術要求高。安裝工件的主軸參與切削成形運動，因此，它的精度和性能性能直接影響加工質量（加工精度與表面粗糙度）。 主軸：選擇主軸前端直徑，后端直徑 對于普通車床，主軸內孔直徑,故本例之中，主軸內孔直徑取為 支承形式選擇兩支撐，初取懸伸量，支撐跨距。 選擇平鍵連接， 由于電動機功率P=4KW，根據【1】表3.20，前軸徑應為60~90mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的d2=（0.7~0.9）d1，取d2=60mm。根據設計方案，前軸承為NN3016K型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量a=120mm，主軸孔徑為30mm。 軸承剛度，主軸最大輸出轉矩T=9550=9550×=424.44N.m 假設該機床為車床的最大加工直徑為300mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經濟加工直徑約為最大回轉直徑的50%，這里取60%，即180mm，故半徑為0.09m； 切削力（沿y軸） Fc==4716N 背向力（沿x軸） Fp=0.5 Fc=2358N 總作用力 F==5272.65N 此力作用于工件上，主軸端受力為F=5272.65N。 先假設l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分別為 RA=F×=5272.65×=7908.97N RB=F×=5272.65×=2636.325N 根據 文獻【1】式3.7 得：Kr=3.39得前支承的剛度：KA= 1689.69 N/ ；KB= 785.57 N/；==2.15 主軸的當量外徑de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為 I==113.8×10-8m4 η===0.14 查【1】圖3-38 得 =2.0，與原假設接近，所以最佳跨距=120×2.0=240mm 合理跨距為（0.75-1.5），取合理跨距l(xiāng)=360mm。 根據結構的需要，主軸的實際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施 增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑D=100mm，后軸徑d=80mm。前軸承 采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。 1）主軸直徑的選擇 由車床功率N=4kw,查表可以選取前支承軸頸直徑:,考慮到軸承的直徑系列均為5的倍數，故取 后支承軸頸直徑 D2=(0.7～0.85)D1=70～85mm 選取 D2=80 mm 6）頭部尺寸的選擇 對機床主軸的頭部廣泛采用短圓周式結構，懸伸短，剛度好。在此選擇B型，主軸前端軸徑D1=100mm,故選代號為6的B型結構。其公稱直徑D=106.375,、偏差為+0.010、D1=170、D2=133.4、d1=19.05、d2=14、d3=M6、B=25、=14、h=5。 7）主軸材料與熱處理 材料為45鋼，調質到220～250HBS，主軸端部錐孔、定心軸頸或定心圓錐面等部位局部淬硬至HRC50～55，軸徑應淬硬。 8） 主軸軸承 主軸的前軸承選取3182100系列雙列向心短圓柱滾子軸承。這種軸承承載能力大，內孔有1：12錐度，磨擦系數小，溫升低，但不能承受軸向力，必須和能承受軸向力的軸承配合使用，因此整個部件支承結構比較復雜。 參考文獻 [1] 機床主軸變速箱設計指導 清華大學曹金榜等主編 [2] 機床設計圖冊 東方紡織工學院等主編 [3] 機床設計手冊 《機床設計手冊》編寫組主編 [4] 金屬切削機床概論 （教材） [5] 金屬切削機床設計 （教材） 附件1：外文資料翻譯譯文 主軸平衡力和曲軸彎曲應力的研究 關鍵詞： 平衡力 曲軸模型 平衡率 軸承負荷 彎曲應力 摘要： 在這項研究中，使用了多體系統仿真程序ADAMS。研究同軸6缸柴油發(fā)動機上平衡物的質量和位置對主軸負荷和彎曲應力的影響，在分析中，用剛性，梁和曲軸三維實體模型對主軸承負荷和三維實體模型進行了比較，在平衡力的分析中使用了橫梁模型。平衡角為零的平衡物和平衡角為30的平衡物，它們的平衡率認為是0％，50％和100％。而且研究結果發(fā)現，隨著最大主軸承負荷和彎曲應力增加，平衡率的增加和平均主軸承平衡率隨負載隨之減少。兩種結構都表現出同樣的趨勢。從軸承負載和網站彎曲應力的表列中可以看出來，與慣性力的負荷相比氣體壓力對曲軸設計的影響更為顯著。 2007科學版權有 1 . 導言 新的內燃機引擎必須具有很高的電力，燃油經濟性好，體積小的發(fā)動機，能減少對環(huán)境的污染。因此，引擎每個部分的整體性能和效果都需要仔細的調查改進。內燃機曲軸系統發(fā)動機作為主要負責為電力生產對發(fā)動機性能有著重要的影響。 曲軸系統主要由活塞銷，活塞連接連桿，曲軸，扭轉振動阻尼器和飛輪構成的。平衡物放置在每個曲柄的對面用來平衡旋轉慣性力。一般而言，平衡物的設計其平衡率為50％至100％。為了可承受最大值和平均主軸承載力，平衡物的質量和他們的位置很重要。最大值和平均發(fā)動機主軸承載力取決于氣缸的壓力，平衡物的質量，發(fā)動機轉速和其他曲軸幾何參數。 對內燃機曲軸的研究主要集中振動和應力分析上。盡管曲軸壓力分析可以查看文獻資料，但是沒有平衡物對主軸負載和曲軸壓力的影響這方面的研究文獻資料。夏普采用剛性模型研究了V - 8發(fā)動機曲軸的平衡，優(yōu)化了平衡力來盡量減少主軸的承載負荷。斯坦利和塔拉扎采用剛性曲軸模型和理想通過研究獲得的4到6缸對稱行發(fā)動機的最高和平均主軸承的負荷，估算出理想的平衡物質量，和在可接受范圍內的最大負載所造成得影響。在用剛性曲軸模型分析平衡力時，如果不考慮對曲軸主軸承的彈性效應會導致極大的錯誤。因此，廣泛對平衡物在主軸負載和曲軸壓力所產生的影響的研究仍然是很重要的。 在這項研究中，對軸向六缸柴油機曲軸系統上的平衡物的位置和質量進行了研究。在對平衡角為零的平衡物和平衡角為30的平衡物，其配重平衡率為0％，50％和100％的的主軸的承載負荷和曲軸彎曲應力的最大值和平均值計算中，使用多體系統仿真程序， ADAMS/引擎，進行了分析。模擬平均轉速在1000-2000范圍內的發(fā)動機。 2. 發(fā)動機規(guī)格 表1給出直列6缸柴油發(fā)動機的規(guī)格。 9.0升發(fā)動機的曲軸有8個平衡物在曲柄上1，2，5，6，7，8，11和12。用Pro / E繪制三維曲軸實體模型如圖1所示，圖中給出了曲軸的示意圖。表2中給出曲柄行程的性質。表3給出曲柄的系統數據。 表1 發(fā)動機規(guī)格 單位 9.0升發(fā)動機 孔徑 mm 115 沖程 mm 144 氣缸軸向距離 Mm 134 峰值發(fā)射壓力 MPa 19 額定功率轉速 kw/rpm 295/2200 最大轉矩轉速 Nm/rpm 1600/1200-1700 主要雜志/針直徑 mm 95/81 點火順序 - 1-5-3-6-2-4 飛輪質量 kg 47.84 飛輪轉動慣量 Kg mm2 1.57E+9 TV阻尼環(huán)的質量 kg 4.94 TV damper housing質量 kg 6.86 Moment of inertia of the ring kg mm2 1.27E+9 Moment of inertia of the housing Kg mm2 0.56E+9 表2 曲柄行程性質 1 2 3 4 5 6 質量（kg） 12.50 9.25 12.50 12.50 9.28 12.55 重心位置的曲柄旋轉軸(mm) 12.423 31.435 11.967 11.966 31.027 11.702 靜態(tài)不平衡(kg mm) 155.265 290.767 149.734 149.734 287.871 146.856 表3 曲軸系統數據 曲柄半徑（mm） 72 連桿長度(ｍｍ) 239 質量完全活塞(ｋｇ ) 3.42 連桿往復質量( ｋｇ ) 0.92 往復式質量（每個氣缸總） (ｋｇ　　) 4.32 連桿轉動質量（?。耄?） 2.01 3. 曲軸系統建模 用ADAMS/發(fā)動機，曲軸，可以建立四個不同的模型方式：剛性曲軸，扭靈活的曲軸，橫梁曲軸和曲軸三維實體。剛性曲軸模型主要用于獲取自由的力和力矩，來達到平衡的目的。扭靈活的曲軸模型用于研究扭轉振動。橫梁曲軸模型是代表扭轉和彎曲剛度曲軸，用梁模型可以計算出彎曲應力。彈性曲軸三維實體模型，可使用額外的有限元程序。該過程是漫長的而費時，通常自由度以百萬計的。為了簡化有限元模型，我們使用模態(tài)疊加技術。彈性變形結構是近似的線性組合可表現為模式如下： U=∮q (1) 其中q是模態(tài)向量的坐標和∮是形狀函數矩陣。 彈性體包含兩種類型的節(jié)點，在多體仿真系統（MMS）結構的邊界和焦點的交換處的接口節(jié)點，和內部節(jié)點。在MSS中對彈性體的位置和彈性變形是由疊加法計算的。在ADAMS，是用以Craig–Bampton 方法為基礎的模態(tài)綜合技術。這種組件模式包含了靜態(tài)和動態(tài)特性的結構。這些模式的約束模式是通過給每個DOF一個位移而發(fā)生靜態(tài)變形，同時保持其他所有接口自由度固定，固定邊界是解決方案的特征值，我們用固定整個界面的自由度來解決這個問題。模態(tài)在物理自由度和Craig–Bampton模式之間轉換，這種模型是通過他們的模態(tài)坐標來描述： 式中的UB和U1分別代表著邊界自由度和內部自由度的列向量，Ｉ﹑Ｏ分別表示恒等式和零矩陣，∮C表示在約束模式中物理位移的內部自由度的矩陣，∮n表示在正常模式中物理位移的內部自由度的矩陣，qc表示在約束模式中列向量的模態(tài)坐標，qn表示在固定邊界的正常模式中列向量的模態(tài)坐標，我們?yōu)榱四艿玫椒蛛x設置的模式，通常將約束模式和正常模式正交。 在MSC.Nastran利用模態(tài)疊加技術可以得到9.0升發(fā)動機的彈性曲軸三維實體模型。首先，圖中所示是曲軸的三維實體模型，1是曲軸的有限元模型，特點是它有30萬十節(jié)點四面體和5000000節(jié)點。曲軸的模態(tài)模式具有三十二個邊界自由度和十六個接口節(jié)點。從靜態(tài)分析中得到的模態(tài)模式與這些自由度相符合。 獲得柔性曲軸模型是通過模態(tài)綜合考慮了40個固定邊界正常模式。因此靈活曲軸模式的特點是它總共有72個自由度，這種模式出口到ADAMS/引擎和曲軸系統模型，如圖。 4. 曲軸系統和平衡力 在內燃機里的作用力可以分為慣性力和壓力，而慣性力可以進一步劃分為兩大類：旋轉慣性力和往復式慣性力。每個氣缸的旋轉慣性力可以用下面的公式表示： 式中的mR 表示旋轉質量其中包括了曲柄的質量和旋轉連桿的部分質量； rR從曲軸的旋轉中心到旋轉質量的重心的這段距離；W曲軸的角速度，h表示與TDC有關的曲柄行程的角位置。如果每個曲柄行程有兩個平衡力，每個平衡力的作用力由下式給出； 式中的yi,j表示偏移角；每個行程有兩個平衡力?！癷”表示了平衡力的數目。我們要完成對平衡率的評估才能得到配重的大小。如下： 式中的UCW表示每個配重的靜態(tài)不平衡量；UCrank_throw表示每個曲柄行程的靜態(tài)不平衡量；mcr-r表示連桿轉動部分的質量;r表示曲柄半徑；K表示一對內部旋轉力的不平衡率。下面這個公式表示在已知曲軸和平衡力大小情況下的平衡率： 對于一個軸向的六缸發(fā)動機曲軸，它的三對曲柄行程分布在對稱軸中心的一百二十度處，旋轉力和一﹑二階往復力處于平衡狀態(tài)。這可以用一﹑二階的向量坐標來解釋，如圖4所示。六缸曲軸產生的旋轉力和往復力相互平衡，但是這也導致了內部彎矩的產生。高速運轉，兩個相同的定向曲柄行程導致中心軸上產生一個旋轉載荷。氣缸的旋轉慣性力通?？梢缘窒糠智S對面的平衡力。一般來說，設計平衡物時平衡率在50%到100%之間。 附件2：外文原文