分級變速主傳動系統(tǒng)的設計【Nmin=50rmin Nmax=400rmin Z=7 φ=1.41 P=3KW n=1430rmin】,Nmin=50rmin Nmax=400rmin Z=7 φ=1.41 P=3KW n=1430rmin,分級變速主傳動系統(tǒng)的設計【Nmin=50rmin,Nmax=400rmin,Z=7,φ=1.41,分級 課 程 設 計 設 計 說 明 書 寧哈爾濱理工大學 課程設計(論文) 分級變速主傳動系統(tǒng)設計(題目6) 所在學院 機械學院 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 班 級 姓 名 學 號 指導老師 2013年 月 日 摘要 設計機床得主傳動變速系統(tǒng)時首先利用傳動系統(tǒng)設計方法求出理想解和多個合理解。根據(jù)數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)及主軸功率與轉矩特性要求，分析了機電關聯(lián)分級調速主傳動系統(tǒng)的設計原理和方法。從主傳動系統(tǒng)結構網(wǎng)入手，確定最佳機床主軸功率與轉矩特性匹配方案，計算和校核相關運動參數(shù)和動力參數(shù)。本說明書著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設計步驟和設計方法，根據(jù)已確定的運動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡化結構，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖 關鍵詞: 分級變速；傳動系統(tǒng)設計,傳動副， Abstract The design of the machine tool main drive variable speed system firstly, the transmission system design method to find the ideal solution and more close understanding. According to the numerical control machine tool main drive system and main shaft power and torque characteristic requirements, analysis of the mechanical and electrical correlation change speed main drive system design principle and method. From the main drive system structure of network, and makes sure the best spindle power and torque characteristic match scheme, calculate and check related movement parameters and dynamic parameters. This manual mainly study machine tool main drive system design procedure and design method, has determined according to the kinematic parameters of the transmission expansion plan with the total center distance minimum as the goal, draws up the speed control system of variable speed scheme, in order to obtain the optimal scheme and the design of the high efficiency. In the machine tool main drive system, in order to reduce the number of gear, simplify the structure, shorten the axial size, with gear design method is trial, gather together algorithm, calculation of trouble and not easy to find out the reasonable design scheme. This article through to the main drive system of the triple sliding gear transmission characteristics analysis and research, draw parts working drawing and spindle box expansion plan and sectional view. Key words：step speed changing；Main axle power rate；Sliding gear. 目錄 摘要 ………………………………………………………………………………1 目錄 …………………………………………………………………………………3 第一章 緒論 ……………………………………………………………………………5 1.1課程設計目的………………………………………………………………………5 1.2課程設計內容及基本要求………………………………………………………5 1.2.1 課程設計題目和主要技術參數(shù)……………………………………………5 1.2.2 技術要求…………………………………………………………………………5 第二章 運動設計 ……………………………………………………………………6 2.1 確定轉速圖…………………………………………………………………………6 2.2 主軸.傳動件計算…………………………………………………………………8 2.2.1 計算轉速……………………………………………………………………………8 2.2.2主軸誤差計算………………………………………………………………………9 第三章 動力計算 …………………………………………………………………10 3.1 主軸.傳動軸直徑初選…………………………………………………………10 3.2 齒輪參數(shù)確定、齒輪應力計算 ………………………………………………11 3.3 主軸合理跨距的計算…………………………………………………………14 3.4 帶傳動設計………………………………………………………………………16 3.4.1計算設計功率Pd…………………………………………………………………16 3.4.2選擇帶型…………………………………………………………………………17 3.4.3驗證帶速并確定帶輪的基準直徑………………………………………………17 3.4.4確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角…………………………………18 3.4.5確定帶的根數(shù)z……………………………………………………………………19 3.4.6確定帶輪的結構和尺寸…………………………………………………………19 3.4.7確定帶的張緊裝置…………………………………………………………19 3.4.8計算壓軸力……………………………………………………………………20 第四章 主軸零部件選擇及校核 ……………………………………………………22 4.1 選擇電動機,軸承，鍵和操縱機構…………………………………………………22 4.1.1電動機的選擇…………………………………………………………22 4.1.2 軸承的選擇…………………………………………………………22 4.1.3 單位（mm）…………………………………………………………22 4.1.4變速操縱機構的選擇：……………………………………………………22 4.2 Ⅱ軸剛度校核…………………………………………………………23 4.3 軸承壽命校核…………………………………………………………24 第五章 結構設計…………………………………………………………………25 5.1結構設計的內容、技術要求和方案…………………………………………25 5.2展開圖及其布置………………………………………………………………25 5.3 I軸（輸入軸）的設計…………………………………………………………25 5.4 齒輪塊設計………………………………………………………………………26 5.5傳動軸的設計…………………………………………………………………27 5.6 主軸組件設計…………………………………………………………………28 5.6.1 各部分尺寸的選擇……………………………………………………………28 5.6.2 主軸軸承……………………………………………………………………29 5.6.3 主軸與齒輪的連接……………………………………………………………30 5.6.4 潤滑與密封……………………………………………………………………30 5.6.5 其他問題……………………………………………………………………30 結束語 ……………………………………………………………………………31 參考文獻 …………………………………………………………………………31 心得 ………………………………………………………………………………32 第一章 緒論 1.1 課程設計的目的 1．通過設計，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(chǎn).習等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學知識的目的。 2．通過設計，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。 3．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。 4．通過設計，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。 1.2 課程設計內容及基本要求 1.2.1 課程設計題目和主要技術參數(shù) 題目6：分級變速主傳動系統(tǒng)設計 技術參數(shù)：Nmin=50r/min；Nmax=400r/min； Z=7級；公比為1.41； 電動機功率P=3kW；電機轉速n=1430r/min 1.2.2 技術要求 1. 各滑移齒輪塊采用單獨操縱機構。 2. 利用電動機完成換向和制動。 3. 進給傳動系統(tǒng)采用單獨電動機驅動。 第二章 運動設計 2.1 確定轉速圖 1 由任務書可知轉速的最大范圍與最小范圍 則可以確定轉速范圍：Rn== 400/50=8 2 確定轉速數(shù)列。 查表可得出標準數(shù)列表，根據(jù)公比（1.41=1.068）然后每隔7個數(shù)取一個值，首先取值50r/min，確定主軸的轉速數(shù)列為50 r/min、71 r/min、100r/min、140 r/min、200 r/min、280 r/min、400 r/min共7級。 3 定傳動組數(shù)，選出結構式。畫結構網(wǎng)。 因為z=7.即：按照Z=8=2×2×2。 確定其結構網(wǎng)如圖。 圖2-1 結構網(wǎng) Z=21×22×23 4. 繪制轉速圖，如圖2-2 圖2-2 系統(tǒng)轉速圖 5.繪制主傳動系統(tǒng)，如圖2-3 圖2-3 主傳動系統(tǒng)圖 6.確定齒輪齒數(shù)。 (1)、齒數(shù)計算 基本組傳動比分別為1/1.41 1/2 Sz= 72 75 84 93 96 …… 取Sz=72,小齒輪齒數(shù)分別為:31 24 Z1 / Z1’ =31/41, Z2 / Z2’ =24/48 第二擴大組傳動比分別為1/1.18、1/2.36 Sz=77 8185…… 取Sz=77,小齒輪齒數(shù):35 23 Z4/Z4’=35/42，Z5/Z5’=23/54 第三擴大組傳動比分別為1、1/2.8 Sz=80 84 88…… 取Sz=80,小齒輪齒數(shù):40 21 Z4/Z4’=40/40，Z5/Z5’=21/59 (2)校核各級轉速的轉速誤差 實際傳動比所造成主軸轉速誤差 ，其中為實際轉速，n為標準轉速。 N 400 280 200 140 100 71 50 n 394 281 197 141 101 70.9 50.6 誤差值 1.5% 0.5% 1.5% 0.5% 1.3% 0.1% 1.3% 以上誤差值均小于4.1% 故合格. 2.2 主軸.傳動件計算 2.2.1 計算轉速 （1）主軸的計算轉速nj，由公式n=n得，主軸的計算轉速nj=100r/min。 （2）確定各傳動軸的計算轉速。Ⅱ軸共有3級轉速：160 r/min、224r/min、315 r/min。若經(jīng)傳動副Z/ Z傳動主軸，則只有315r/min傳遞全功率；若經(jīng)傳動副Z/ Z傳動主軸，全部傳遞全功率，其中160r/min是傳遞全功率的最低轉速， 故其計算轉速nⅡj=100 r/min；Ⅰ 軸有1級轉速，且都傳遞全功率，所以其計算轉速nⅠj=280 r/min。各計算轉速入表。 各軸計算轉速 軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸 計算轉速 r/min 450 160 80 （3） 確定齒輪副的計算轉速。齒輪Z裝在主軸上并具有共3級轉速，其中只有80r/min傳遞全功率，故Zj=100 r/min。 齒輪副計算轉速 序號 Z Z Z Z Z Z n 710 710 450 280 280 100 2.2.2主軸誤差計算 實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不應超過±10(-1)％,即 |實際轉速n`-標準轉速n| ------------------------------- 〈 10(-1)％ 標準轉速n 對于標準轉速n=50r/min時 各級轉速都滿足要求，因此不需要修改齒數(shù)。 第三章 動力計算 3.1 主軸.傳動軸直徑初選 （1）傳動軸軸徑初定 Ⅰ軸：p=3kw,n=710r/min,=0.5帶入公式： =24.6mm,圓整取d=25mm Ⅱ軸：p=3kw,n=500r/min,=0.5 =29.68mm,圓整取d=30mm III軸：p=3kw,n=280r/min,=0.5帶入公式： =36.9mm,圓整取d=37mm （2）主（Ⅲ）軸軸頸直徑確定： 查表選擇主軸前端直徑D1=80mm,后端直徑D2=64mm 軸承內徑d/D小于0.7 則取d=50mm 材料：45鋼。熱處理：調治Hre22-28 主軸懸伸量： a/D1=1.25--2.5 a=(1.25—2.5)D1=(1.25—2.5)x(80+64/2)=90—180 取a=120mm 3.2 齒輪參數(shù)確定、齒輪應力計算 （1） 齒輪模數(shù)的初步計算 一般同一組變速組中的齒輪取同一模數(shù)，選擇負荷最小的齒輪，按簡化的接觸疲勞強度由文獻[5]公式（8）進行計算： 式中： 為了不產(chǎn)生根切現(xiàn)象，并且考慮到軸的直徑，防止在裝配時干涉，對齒輪的模數(shù)作如下計算和選擇： a).u=z1/z1’=24/48,nj =710r/min mj=16338 3=2.33 取m1=2.5 b).u=z2/z2’=23/54,nj =500r/min mj=16338 3=2.7 取m2=3 c).u=z3/z3’=21/59,nj =280r/min mj=16338 3=3.77取m3=4 （2） 齒輪參數(shù)的確定 計算公式如下： 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒寬 =6 （3）基本組齒輪計算。 齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2` 齒數(shù) 31 41 24 48 分度圓直徑 77.5 102.5 60 120 齒頂圓直徑 82.5 107.5 65 125 齒根圓直徑 71.25 96.25 53.75 113.75 齒寬 20 20 20 20 表3-1基本組齒輪尺寸 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=3kW; -----計算轉速（r/min）. =100（r/min）; m-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=5（mm）; B----齒寬（mm）;B=30（mm）; z----小齒輪齒數(shù)；z=17; u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=4; -----壽命系數(shù)； = ----工作期限系數(shù)； T------齒輪工作期限，這里取T=15000h.; -----齒輪的最低轉速（r/min）, =160（r/min） ----基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取=，彎曲載荷取= m----疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6; ----轉速變化系數(shù)，取=0.60 ----功率利用系數(shù)，取=0.78 -----材料強化系數(shù)， =0.60 -----工作狀況系數(shù)，取=1.1 -----動載荷系數(shù)，取=1 ------齒向載荷分布系數(shù)，=1 Y------齒形系數(shù)，Y=0.386； ----許用接觸應力（MPa）,查表，取=650 Mpa； ---許用彎曲應力（MPa），查表4-7，取=275 Mpa； 根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得： =135.2 Mpa =236.5Mpa （4）擴大組齒輪計算。 齒輪 Z3 Z3` Z4 Z4` 齒數(shù) 35 42 23 54 分度圓直徑 105 126 69 162 齒頂圓直徑 111 132 75 168 齒根圓直徑 97.5 118.5 61.5 154.5 齒寬 24 24 24 24 表3-2 擴大組齒輪幾何尺寸 齒輪 Z5 Z5` Z6 Z6` 齒數(shù) 40 40 21 59 分度圓直徑 160 160 84 236 齒頂圓直徑 168 168 92 244 齒根圓直徑 150 150 74 226 齒寬 32 32 32 32 表3-2 擴大組齒輪幾何尺寸 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(jù)基本組的計算， 查文獻，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1， =1，=1，m=5，=63； 可求得： =286.8Mpa =111.4Mpa 3.3 主軸合理跨距的計算 圖3-1 主軸跨距計算圖 設機床最大加工回轉直徑為?400mm,電動機功率P=3 kw，,主軸計算轉速為90r/min。已選定的前后軸徑為 ：， 定懸伸量a=120mm，主軸孔徑為30mm。 軸承剛度，主軸最大輸出轉矩 ＝955×104×(2.74/63)＝415349（N.mm）設該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(jīng)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=415.349/0.09=4615N 背向力（沿x軸） Fp=0.5 Fc=2307N 總作用力 F==5159.72N 此力作用于工件上，主軸端受力為F=2522.28N。 先假設l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分別為 RA=F×=5159.72×=7739.58N RB=F×=5159.72×=2579.86N 根據(jù)《機械系統(tǒng)設計》得：Kr=3.39得前支承的剛度：KA= 1815.06 N/ ；KB= 1626.2 N/；==1.12 主軸的當量外徑de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為 I==113.8×10-8m4 η==0.13 查《機械系統(tǒng)設計》圖 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(jù)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=62mm，后軸徑d=55mm。后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。 3.4 帶傳動設計 輸出功率P=3kW,轉速n1=1430r/min,n2=710r/min 3.4.1計算設計功率Pd 表3-3 工作情況系數(shù) 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(jù)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 3.4.2選擇帶型 普通V帶的帶型根據(jù)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。 圖3-2 根據(jù)算出的Pd＝3.3kW及小帶輪轉速n1＝1430r/min ，查圖得：d d=80～100可知應選取A型V帶。 3.4.3驗證帶速并確定帶輪的基準直徑 由《機械設計》P298表13－7查得，小帶輪基準直徑為80～100mm 則取dd1= 100mm> ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得） 表3-4 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》查“V帶輪的基準直徑”，得=200mm 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。 3.4.7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。 3.4.8計算壓軸力 由《機械設計》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝123.31N，上面已得到=165.17o，z=3，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(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。 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(shù) 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 表3-7 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 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3-2a。  （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖3-2b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖3-3c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖3-3d。 （a） （b） （c） （d） 圖3-3 帶輪結構類型 根據(jù)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） 第四章 主軸零部件選擇及校核 4.1 選擇電動機,軸承，鍵和操縱機構 4.1.1電動機的選擇： 轉速n＝1430r/min，功率P＝3kW 選用Y100L2-4 4.1.2 軸承的選擇： I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝端角接觸球軸承代號7008C II軸：對稱布置角接觸球軸承代號7008C 中間布置角接觸球軸承代號7010C III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C 中間布置角接觸球軸承代號7012C 4.1.3 單位（mm） I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格： =8 安裝齒輪處選擇花鍵規(guī)格： N d II軸選擇花鍵規(guī)格： N d III軸選擇花鍵規(guī)格： N d 4.1.4變速操縱機構的選擇： 選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。 4.2 Ⅱ軸剛度校核 （1）П軸撓度校核 單一載荷下，軸中心處的撓度采用文獻【5】中的公式計算：: L-----兩支承的跨距； D-----軸的平均直徑； X=/L；-----齒輪工作位置處距較近支承點的距離； N-----軸傳遞的全功率； 校核合成撓度 -----輸入扭距齒輪撓度； -------輸出扭距齒輪撓度 ； ---被演算軸與前后軸連心線夾角；=144° 嚙合角=20°，齒面摩擦角=5.72°。 代入數(shù)據(jù)計算得：=0.026；=0.084；=0.160； =0.205；=0.088；=0.025。 合成撓度 =0.238 查文獻【6】，帶齒輪軸的許用撓度=5/10000*L 即=0.268。 因合成撓度小于許用撓度，故軸的撓度滿足要求。 （2）П軸扭轉角的校核 傳動軸在支承點A，B處的傾角可按下式近似計算： 將上式計算的結果代入得： 由文獻【6】，查得支承處的=0.001 因〈0.001，故軸的轉角也滿足要求。 4.3 軸承壽命校核。 由П軸最小軸徑可取軸承為7008c角接觸球軸承,ε=3；P=XFr+YFa X=1，Y=0。 對Ⅱ軸受力分析：如圖4-1 圖4-1 得：前支承的徑向力Fr=2642.32N。 由軸承壽命的計算公式：預期的使用壽命 [L10h]=15000h L10h=×=×=h≥[L10h]=15000h 軸承壽命滿足要求。 第5章 結構設計 5.1結構設計的內容、技術要求和方案 設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等）、主軸組件、操縱機構、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結件的結構設計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設計由于時間的限制，一般只畫展開圖。 主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外，著重考慮以下幾個方面的問題。 精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結構工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標準化和通用化的原則。 主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點，由于結構復雜，設計中不可避免要經(jīng)過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。目的是： (2) 布置傳動件及選擇結構方案。 (3) 檢驗傳動設計的結果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時 改正。 (4) 確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置，以確 定各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數(shù)據(jù)。 5.2展開圖及其布置 展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個平面上。 I軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪。有兩種布置方案，一是將兩級變速齒輪和離合器做成一體。齒輪的直徑受到離合器內徑的約束，齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑，負責齒輪無法加工。這樣軸的間距加大。另一種布置方案是離合器的左右部分分別裝在同軸線的軸上，左邊部分接通，得到一級反向轉動，右邊接通得到三級反向轉動。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第一種方案，通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結構。 總布置時需要考慮制動器的位置。制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動器不要放在轉速太低軸上，以免制動扭矩太大，是制動尺寸增大。 齒輪在軸上布置很重要，關系到變速箱的軸向尺寸，減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。 5.3 I軸（輸入軸）的設計 將運動帶入變速箱的帶輪一般都安裝在軸端，軸變形較大，結構上應注意加強軸的剛度或使軸部受帶的拉力（采用卸荷裝置）。I軸上裝有摩擦離合器，由于組成離合器的零件很多，裝配很不方便，一般都是在箱外組裝好I軸在整體裝入箱內。我們采用的卸荷裝置一般是把軸承裝載法蘭盤上，通過法蘭盤將帶輪的拉力傳遞到箱壁上。 車床上的反轉一般用于加工螺紋時退刀。車螺紋時，換向頻率較高。實現(xiàn)政反轉的變換方案很多，我們采用正反向離合器。正反向的轉換在不停車的狀態(tài)下進行，常采用片式摩擦離合器。由于裝在箱內，一般采用濕式。 在確定軸向尺寸時，摩擦片不壓緊時，應留有0.2～0.4的間隙，間隙應能調整。 離合器及其壓緊裝置中有三點值得注意： 1） 摩擦片的軸向定位：由兩個帶花鍵孔的圓盤實現(xiàn)。其中一個圓盤裝 在花鍵上，另一個裝在花鍵軸上的一個環(huán)形溝槽里，并轉過一個花鍵齒，和軸上的花鍵對正，然后用螺釘把錯開的兩個圓盤連接在一起。這樣就限制了軸向和周向德兩個自由度，起了定位作用。 2） 摩擦片的壓緊由加力環(huán)的軸向移動實現(xiàn)，在軸系上形成了彈性力的封閉 系統(tǒng)，不增加軸承軸向復合。 3） 結構設計時應使加力環(huán)推動擺桿和鋼球的運動是不可逆的，即操縱力撤 消后，有自鎖作用。 I軸上裝有摩擦離合器，兩端的齒輪是空套在軸上，當離合器接通時才和軸一起轉動。但脫開的另一端齒輪，與軸回轉方向是相反的，二者的相對轉速很高（約為兩倍左右）。結構設計時應考慮這點。 齒輪與軸之間的軸承可以用滾動軸承也可以用滑動軸承?；瑒虞S承在一些性能和維修上不如滾動軸承，但它的徑向尺寸小。 空套齒輪需要有軸向定位，軸承需要潤滑。 5.4 齒輪塊設計 5.4.1齒輪塊設計 齒輪是變速箱中的重要元件。齒輪同時嚙合的齒數(shù)是周期性變化的。也就是說，作用在一個齒輪上的載荷是變化的。同時由于齒輪制造及安裝誤差等，不可避免要產(chǎn)生動載荷而引起振動和噪音，常成為變速箱的主要噪聲源，并影響主軸回轉均勻性。在齒輪塊設計時，應充分考慮這些問題。 齒輪塊的結構形式很多，取決于下列有關因素： 1） 是固定齒輪還是滑移齒輪； 2） 移動滑移齒輪的方法； 3） 齒輪精度和加工方法； 變速箱中齒輪用于傳遞動力和運動。它的精度選擇主要取決于圓周速度。采用同一精度時，圓周速度越高，振動和噪聲越大，根據(jù)實際結果得知，圓周速度會增加一倍，噪聲約增大6dB。 工作平穩(wěn)性和接觸誤差對振動和噪聲的影響比運動誤差要大，所以這兩項精度應選高一級。 為了控制噪聲，機床上主傳動齒輪都要選用較高的精度。大都是用7—6—6，圓周速度很低的，才選8—7—7。如果噪聲要求很嚴，或一些關鍵齒輪，就應選6—5—5。當精度從7—6—6提高到6—5—5時，制造費用將顯著提高。 不同精度等級的齒輪，要采用不同的加工方法，對結構要求也有所不同。 8級精度齒輪，一般滾齒或插齒就可以達到。 7級精度齒輪，用較高精度滾齒機或插齒機可以達到。但淬火后，由于變形，精度將下降。因此，需要淬火的7級齒輪一般滾（插）后要剃齒，使精度高于7，或者淬火后在衍齒。 6級精度的齒輪，用精密滾齒機可以達到。淬火齒輪，必須磨齒才能達到6級。 機床主軸變速箱中齒輪齒部一般都需要淬火。 5.4.2 其他問題 滑移齒輪進出嚙合的一端要圓齒，有規(guī)定的形狀和尺寸。圓齒和倒角性質不同，加工方法和畫法也不一樣，應予注意。 選擇齒輪塊的結構要考慮毛坯形式（棒料、自由鍛或模鍛）和機械加工時的安裝和定位基面。盡可能做到省工、省料又易于保證精度。 齒輪磨齒時，要求有較大的空刀（砂輪）距離，因此多聯(lián)齒輪不便于做成整體的，一般都做成組合的齒輪塊。有時為了縮短軸向尺寸，也有用組合齒輪的。 要保證正確嚙合，齒輪在軸上的位置應該可靠?；讫X輪在軸向位置由操縱機構中的定位槽、定位孔或其他方式保證，一般在裝配時最后調整確定。 5.5傳動軸的設計 機床傳動軸，廣泛采用滾動軸承作支撐。軸上要安裝齒輪、離合器和制動器等。傳動軸應保證這些傳動件或機構能正常工作。 首先傳動軸應有足夠的強度、剛度。如撓度和傾角過大，將使齒輪嚙合不良，軸承工作條件惡化，使振動、噪聲、空載功率、磨損和發(fā)熱增大；兩軸中心距誤差和軸芯線間的平行度等裝配及加工誤差也會引起上述問題。 傳動軸可以是光軸也可以是花鍵軸。成批生產(chǎn)中，有專門加工花鍵的銑床和磨床，工藝上并無困難。所以裝滑移齒輪的軸都采用花鍵軸，不裝滑移齒輪的軸也常采用花鍵軸。 花鍵軸承載能力高，加工和裝配也比帶單鍵的光軸方便。 軸的部分長度上的花鍵，在終端有一段不是全高，不能和花鍵空配合。這是加工時的過濾部分。一般尺寸花鍵的滾刀直徑為65～85。 機床傳動軸常采用的滾動軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升、空載功率和噪聲等方面，球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越。而且滾錐軸承對軸的剛度、支撐孔的加工精度要求都比較高。因此球軸承用的更多。但是滾錐軸承內外圈可以分開，裝配方便，間隙容易調整。所以有時在沒有軸向力時，也常采用這種軸承。選擇軸承的型號和尺寸，首先取決于承載能力，但也要考慮其他結構條件。 同一軸心線的箱體支撐直徑安排要充分考慮鏜孔工藝。成批生產(chǎn)中，廣泛采用定徑鏜刀和可調鏜刀頭。在箱外調整好鏜刀尺寸，可以提高生產(chǎn)率和加工精度。還常采用同一鏜刀桿安裝多刀同時加工幾個同心孔的工藝。下面分析幾種鏜孔方式：對于支撐跨距長的箱體孔，要從兩邊同時進行加工；支撐跨距比較短的，可以從一邊（叢大孔方面進刀）伸進鏜桿，同時加工各孔；對中間孔徑比兩端大的箱體，鏜中間孔必須在箱內調刀，設計時應盡可能避免。 既要滿足承載能力的要求，又要符合孔加工工藝，可以用輕、中或重系列軸承來達到支撐孔直徑的安排要求。 兩孔間的最小壁厚，不得小于5～10，以免加工時孔變形。 花鍵軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個應小于花鍵的內徑。 一般傳動軸上軸承選用級精度。 傳動軸必須在箱體內保持準確位置，才能保證裝在軸上各傳動件的位置正確性，不論軸是否轉動，是否受軸向力，都必須有軸向定位。對受軸向力的軸，其軸向定位就更重要。 回轉的軸向定位（包括軸承在軸上定位和在箱體孔中定位）在選擇定位方式時應注意： 5. 軸的長度。長軸要考慮熱伸長的問題，宜由一端定位。 6. 軸承的間隙是否需要調整。 7. 整個軸的軸向位置是否需要調整。 8. 在有軸向載荷的情況下不宜采用彈簧卡圈。 9. 加工和裝配的工藝性等。 5.6 主軸組件設計 主軸組件結構復雜，技術要求高。安裝工件（車床）或者刀具（銑床、鉆床等）的主軸參予切削成形運動，因此它的精度和性能直接影響加工質量（加工精度和表面粗糙度），設計時主要圍繞著保證精度、剛度和抗振性，減少溫升和熱變形等幾個方面考慮。 5.6.1 各部分尺寸的選擇 主軸形狀與各部分尺寸不僅和強度、剛度有關，而且涉及多方面的因素。 1） 內孔直徑 車床主軸由于要通過棒料，安裝自動卡盤的操縱機構及通過卸頂尖的頂桿，必須是空心軸。為了擴大使用范圍，加大可加工棒料直徑，車床主軸內孔直徑有增大的趨勢。 2） 軸頸直徑 前支撐的直徑是主軸上一主要的尺寸，設計時，一般先估算或擬定一個尺寸，結構確定后再進行核算。 3） 前錐孔直徑 前錐孔用來裝頂尖或其他工具錐柄，要求能自鎖，目前采用莫氏錐孔。 4） 支撐跨距及懸伸長度 為了提高剛度，應盡量縮短主軸的外伸長度。選擇適當?shù)闹慰缇?，一般推薦?。?=3～5，跨距小時，軸承變形對軸端變形的影響大。所以，軸承剛度小時，應選大值，軸剛度差時，則取小值。 跨距的大小，很大程度上受其他結構的限制，常常不能滿足以上要求。安排結構時力求接近上述要求。 5.6.2 主軸軸承 1）軸承類型選擇 主軸前軸承有兩種常用的類型： 雙列短圓柱滾子軸承。承載能力大，可同時承受徑向力和軸向力，結構比較簡單，但允許的極限轉速低一些。 與雙列短圓柱滾子軸承配套使用承受軸向力的軸承有三種： 600角雙向推力向心球軸承。是一種新型軸承，在近年生產(chǎn)的機床上廣泛采用。具有承載能力大，允許極限轉速高的特點。外徑比同規(guī)格的雙列圓柱滾子軸承小一些。在使用中，這種軸承不承受徑向力。 推力球軸承。承受軸向力的能力最高，但允許的極限轉速低，容易發(fā)熱。 向心推力球軸承。允許的極限轉速高，但承載能力低，主要用于高速輕載的機床。 2）軸承的配置 大多數(shù)機床主軸采用兩個支撐，結構簡單，制造方便，但為了提高主軸剛度也有用三個支撐的了。三支撐結構要求箱體上三支撐孔具有良好的同心度，否則溫升和空載功率增大，效果不一定好。三孔同心在工藝上難度較大，可以用兩個支撐的主要支撐，第三個為輔助支撐。輔助支撐軸承（中間支撐或后支撐）保持比較大的游隙（約0.03～0.07），只有在載荷比較大、軸產(chǎn)生彎曲變形時，輔助支撐軸承才起作用。 軸承配置時，除選擇軸承的類型不同外，推力軸承的布置是主要差別。推力軸承布置在前軸承、后軸承還是分別布置在前、后軸承，影響著溫升后軸的伸長方向以及結構的負責程度，應根據(jù)機床的實際要求確定。 在配置軸承時，應注意以下幾點： （2） 每個支撐點都要能承受經(jīng)向力。 （3） 兩個方向的軸向力應分別有相應的軸承承受。 （4） 徑向力和兩個方向的軸向力都應傳遞到箱體上，即負荷都由機床支撐件承受。 3）軸承的精度和配合 主軸軸承精度要求比一般傳動軸高。前軸承的誤差對主軸前端的影響最大，所以前軸承的精度一般比后軸承選擇高一級。 普通精度級機床的主軸，前軸承的選或級，后軸承選或級。選擇軸承的精度時，既要考慮機床精度要求，也要考慮經(jīng)濟性。 軸承與軸和軸承與箱體孔之間，一般都采用過渡配合。另外軸承的內外環(huán)都是薄壁件，軸和孔德形狀誤差都會反映到軸承滾道上去。如果配合精度選的太低，會降低軸承的回轉精度，所以軸和孔的精度應與軸承精度相匹配。 1） 軸承間隙的調整 為了提高主軸的回轉精度和剛度，主軸軸承的間隙應能調整。把軸承調到合適的負間隙，形成一定的預負載，回轉精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗震性也有改善。預負載使軸承內產(chǎn)生接觸變形，過大的預負載對提高剛度沒有明顯的小果，而磨損發(fā)熱量和噪聲都會增大，軸承壽命將因此而降低。 軸承間隙的調整量，應該能方便而且能準確地控制，但調整機構的結構不能太復雜。雙列短圓柱滾子軸承內圈相對外圈可以移動，當內圈向大端軸向移動時，由于1：12的內錐孔，內圈將脹大消除間隙。 其他軸承調整也有與主軸軸承相似的問題。特別要注意：調整落幕的端面與螺紋中心線的垂直度，隔套兩個端面的平行度都由較高要求，否則，調整時可能將軸承壓偏而破壞精度。隔套越長，誤差的影響越小。 螺母端面對螺紋中心線垂直度、軸上和孔上套簡兩端平行度等均有嚴格的精度要求。 5.6.3 主軸與齒輪的連接 齒輪與主軸的連接可以用花鍵或者平鍵；軸做成圓柱體，或者錐面（錐度一般取1：15左右）。錐面配合對中性好，但加工較難。平鍵一般用一個或者兩個（相隔180度布置），兩國特鍵不但平衡較好，而且平鍵高度較低，避免因齒輪鍵槽太深導致小齒輪輪轂厚度不夠的問題。 5.6.4 潤滑與密封 主軸轉速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨的油管將油引到軸承處。 主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種： 1）堵——加密封裝置防止油外流。 主軸轉速高，多采用非接觸式的密封裝置，形式很多，一種軸與軸承蓋之間留0.1～0.3的間隙（間隙越小，密封效果越好，但工藝困難）。還有一種是在軸承蓋的孔內開一個或幾個并列的溝槽（圓弧形或形），效果比上一種好些。在軸上增開了溝槽（矩形或鋸齒形），效果又比前兩種好。 在有大量切屑、灰塵和冷卻液的環(huán)境中工作時，可采用曲路密封，曲路可做成軸向或徑向。徑向式的軸承蓋要做成剖分式，較為復雜。 2）疏導——在適當?shù)牡胤阶龀龌赜吐?，使油能順利地流回到油箱? 5.6.5 其他問題 主軸上齒輪應盡可能靠近前軸承，大齒輪更應靠前，這樣可以減小主軸的扭轉變形。 當后支承采用推力軸承時，推力軸承承受著前向后的軸向力，推力軸承緊靠在孔的內端面，所以，內端面需要加工，端面和孔有較高的垂直度要求，否則將影響主軸的回轉精度。支承孔如果直接開在箱體上，內端面加工有一定難度。為此，可以加一個杯形套孔解決，套孔單獨在車床上加工，保證高的端面與孔德垂直度。 主軸的直徑主要取決于主軸需要的剛度、結構等。各種牌號鋼材的彈性模量基本一樣，對剛度影響不大。主軸一般選優(yōu)質中碳鋼即可。精度較高的機床主軸考慮到熱處理變形的影響，可以選用或其他合金鋼。主軸頭部需要淬火，硬度為50～55。其他部分處理后，調整硬度為220～250。 結束語 經(jīng)過兩周的課程設計，在老師的耐心指導和自己的努力分級變速主傳動系統(tǒng)設計的結構及部分計算，到這里基本結束了，這次課程設計使我充分應用了以前所學的知識，并應用這些知識來分析和解決實際問題，進一步