0503-C6140普通車床主軸箱傳動設計【全套4張CAD圖】,全套4張CAD圖,c6140,普通,車床,主軸,傳動,設計,全套,cad 25 題目： C6140普通車床主軸箱傳動設計 目錄 1.車床參數的擬定- --------------------------------------------------2 1.1概述--------------------------------------------------------------2 1.2參數的擬定--------------------------------------------------------2 2.運動設計- ----------------------------------------------------------3 2.1傳動結構式、結構網的選擇確定---------------------------------------3 2.1.1傳動組及各傳動組中傳動副的數目----------------------------------3 2.1.2傳動系統(tǒng)擴大順序的安排 -----------------------------------------3 2.1.3繪制結構網------------------------------------------------------4 2.1.4傳動組的變速范圍的極限值----------------------------------------4 2.1.5最大擴大組的選擇------------------------------------------------5 2.2轉速圖的擬定------------------------------------------------------5 2.2.1主電機的選定----------------------------------------------------5 2.3齒輪齒數的確定及傳動系統(tǒng)圖的繪制----------------------------------5 2.3.1齒輪齒數的確定的要求--------------------------------------------5 2.3.2變速傳動組中齒輪齒數的確定--------------------------------------6 3.強度計算和結構草圖設計-- ---------------------------------------9 3.1確定計算轉速------------------------------------------------------9 3.1.1主軸的計算轉速--------------------------------------------------9 3.1.2中間傳動件的計算轉速--------------------------------------------9 3.1.3齒輪的計算轉速-------------------------------------------------10 3.2傳動軸的估算和驗算-----------------------------------------------10 3.2.1傳動軸直徑的估算-----------------------------------------------10 3.2.2主軸的設計與計算-----------------------------------------------11 3.2.3主軸材料與熱處理-----------------------------------------------12 3.3齒輪模數的估算和計算---------------------------------------------14 3.3.1齒輪模數的估算-------------------------------------------------14 3.3.2齒輪模數的驗算-------------------------------------------------17 3.4軸承的選擇與校核-------------------------------------------------19 3.4.1一般傳動軸上的軸承選擇-----------------------------------------19 3.4.2主軸軸承的類型-------------------------------------------------20 3.4.3軸承間隙調整---------------------------------------------------20 3.4.4軸承的校核-----------------------------------------------------21 3.5摩擦離合器的選擇與驗算-------------------------------------------22 3.5.1按扭矩選擇-----------------------------------------------------22 3.5.2外摩擦片的內徑d- ----------------------------------------------22 總結----------------------------------------------------------------- 23 參考文獻- -----------------------------------------------------------24 致謝----------------------------------------------------------------- 25 1.車床參數的擬定 1. 1概述 車床的規(guī)格系列和用處 普通機床的規(guī)格和類型有系列型譜作為設計時應該遵照的基礎。因此，對這些基本知識和資料作些簡要介紹。本次設計的是普通型車床C6140主軸變速箱。主要用于加工回轉體。 車床的主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數（GB1582-79，JB/Z143-79） 工件最大回轉直徑 D(mm) 正轉最高轉速 nmax( ) 電機功率 N（kw） 公比 轉速級數Z 反轉 400 1400 5.5 1.41 12 級數Z反=Z正/2；n反max≈1.1n正max 1.2參數的擬定 1.2.1 確定極限轉速 ， 又∵=1.41∴ 得=43.79. 取 =45； ，去標準轉速列. 1.2.2 主電機選擇 合理的確定電機功率N，使機床既能充分發(fā)揮其使用性能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素。 已知電動機的功率是5.5KW，根據《車床設計手冊》附錄表2選Y132S-4，額定功率5.5，滿載轉速1440 ，最大額定轉距2.2。 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(tǒng)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… 傳動副數由于結構的限制以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(tǒng)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 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，而應先擇12=2×3×2。 方案4）是比較合理的 12=2×3×2 2.1.2 傳動系統(tǒng)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6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 根據級比指數分配要“前密后疏”的原則，應選用Z=××這一方案，然而對于我們所設計的結構將會出現兩個問題： 第一變速組采用降速傳動時，由于摩擦離合器徑向結構尺寸限制，使得Ⅰ軸上的齒輪直徑不能太小，Ⅱ軸上的齒輪則會成倍增大。這樣，不僅使Ⅰ-Ⅱ軸間中心距加大，而且Ⅰ-Ⅱ軸間的中心距也會輥大，從而使整個傳動系統(tǒng)結構尺寸增大。這種傳動不宜采用。 如果第一變速組采用升速傳動，則Ⅰ軸至主軸間的降速傳動只能同后兩個變速組承擔。為了避免出現降速比小于允許的杉限值，常常需要增加一個定比降速傳動組，使系統(tǒng)結構復雜。這種傳動也不是理想的。 如果采用Z=××這一方案則可解決上述存在的問題。 2.1.3 繪制結構網 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(tǒng)的最大級數Z和變速范圍Rn為： 表2.2 Z3 2 3 1.41 Z=12 Rn=44 Z=9 Rn=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 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=5.5KW 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(tǒng)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，確定各傳動組最小傳動比。 u總=/ =28/1440=1/51.4 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ψ=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/ψ3，即從Ⅲ軸向上3格，同理，軸Ⅰ-Ⅱ間取u=1/ψ3，連接各線。 c 根據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,畫出傳動系統(tǒng)圖如2.2所示 圖2.2轉速圖 2.3 齒輪齒數的確定及傳動系統(tǒng)圖的繪制 2.3.1齒輪齒數的確定的要求 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 2.3.2 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 Zj+Zj’= Zj/Zj’ =uj 其中 Zj——主動齒輪的齒數 Zj’——被動齒輪的齒數 uj——一對齒輪的傳動比 ——一對齒輪的齒數和 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。 把Z1的齒數取大些： 取Z1=Zmin=20則 Z2= =58 齒數和=Z1+Z2=20+58=78 同樣根據公式 Z3==39 2. 用查表法確定第二變速組的齒數 a 首先在u1、u2、u3中找出最小齒數的傳動比u1 b 為了避免根切和結構需要，取Zmin=24 c 查表找到u1=1/1.413的倒數2.82的行找到Zmin=24查表最小齒數和為92 d 找出可能的齒數和的各種數值，這些數值必須同時滿足各傳動比要求的齒輪齒數 能同時滿足三個傳動比要求的齒數和有 =92 96 99 102 e 確定合理的齒數和 =102 依次可以查得 Z5=27 Z6=75 Z7=34 Z8=68 Z9=42 Z10=60 同理可得其它的齒輪如下表所示： 表2.3 變速組 第一變速組 第二變速組 第三變速組 齒數和 78 102 114 齒輪 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14 齒數 20 58 39 39 24 78 34 68 42 60 23 91 76 38 2）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=nE×(1-ε)×ua×ub×uc×ud 其中 ε——滑移系數ε=0.2 ua ub uc ud分別為各級的傳動比12/45 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實1=1440×0.625×0.98×0.35×0.35×0.25=27.8 ⊿n=∣(27.8-28)/28∣=0.7% 同樣其他的實際轉速及轉速誤差如下: 表2.4 主軸轉速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 n10 n11 n12 標準轉速 28 40 56 80 112 160 224 315 450 630 900 1250 實際轉速 27.8 39.8 55.7 79.6 111.2 159.3 223.6 314.5 445.6 628.4 897.8 1244.9 轉速誤差 0.7 0.5 0.5 0.5 0.7 0.4 0.1 0.2 0.9 0.3 0.2 0.4 轉速誤差滿足要求。 3） 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。 4）繪制主傳動系統(tǒng)圖 按照主傳動轉速圖以及齒輪齒數繪制主傳動系統(tǒng)圖如下2.5所示 圖2.4 齒輪結構的布置 圖2.5主傳動系統(tǒng)圖 3 .強度計算和結構草圖設計 3.1 確定計算轉速 3.1.1主軸的計算轉速 nj=nminψz/3-1 z=12 nj=nminψ3 =28×2.82=79r/min 3.1.2中間傳動件的計算轉速 Ⅲ軸上的6級轉速分別為：112、160、224、315、450、630r/min.主軸在79r/min以上都可以傳遞全部功率。 Ⅲ軸經Z13-Z14傳遞到主軸，這時從112r/min以上的轉速全部功率，所以確定最低轉速112r/min為Ⅲ軸的計算轉速。按上述的方法從轉速圖中分別可找到計算轉速：Ⅱ軸為315r/min,Ⅰ軸為900r/min,電動機軸為1440r/min. 3.1.3齒輪的計算轉速 Z10安裝在Ⅲ軸上，從轉速圖可見Z10齒輪本身有6種轉速，其要傳遞全部的功率的計算轉速為112r/min。 同樣可以確定其余齒輪的轉速如下表3.1所示： 表3.1 齒輪 Z1 Z２ Z３ Z４ Z５ Z６ Z７ Z８ Z９ Z1０ Z1１ Z1２ Z1３ Z1４ 計算轉速 900 315 900 900 315 112 315 112 315 112 150 160 112 112 3.2傳動軸的估算和驗算 3.2.1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=1.5 KW =900 r/min mm 取mm KW =425 r/min =37 mm 取 KW =150 mm 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。 d1’=29.3×0.93=27.0 d2’=34.5×0.93=32.0 d3’=42.2×0.93=40.0 查表可以選取花鍵的型號其尺寸分別為 軸取 6-28×32×7 軸取 8-32×36×6 軸取 8-42×46×80 3.2.2 主軸的設計與計算 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，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）。 1）主軸直徑的選擇 查表可以選取前支承軸頸直徑 D1=90 mm 后支承軸頸直徑 D2=(0.7～0.85)D1=63～77 mm 選取 D2=70 mm 2）主軸內徑的選擇 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。 確定孔徑的原則是在滿足對空心主軸孔徑要求和最小壁厚要求以及不削弱主軸剛度的要求盡可能取大些。 推薦：普通車床d/D(或d1/D1)=0.55～0.6 其中 D——主軸的平均直徑，D=(D1+D2)/2 d1——前軸頸處內孔直徑 d=(0.55～0.6)D=44～48 mm 所以，內孔直徑取45mm 3）前錐孔尺寸 前錐孔用來裝頂尖或其它工具錐柄，要求能自鎖，目前采用莫氏錐孔。選擇如下： 莫氏錐度號取5號 標準莫氏錐度尺寸 大端直徑 D=44.399 4）主軸前端懸伸量的選擇 確定主軸懸伸量a的原則是在滿足結構要求的前提下，盡可能取小值。 主軸懸伸量與前軸頸直徑之比a/D=0.6～1.5 a=(0.6～1.5)D1=54～135 mm 所以，懸伸量取100mm 5）主軸合理跨距和最佳跨距選擇 根據表3-14 見《機械設計手冊》計算前支承剛度。 前后軸承均用3182100系列軸承，并采用前端定位的方式。 查表 =1700×901.4=9.26×105 N/mm 因為后軸承直徑小于前軸承，取 KB =6.61×105N/mm 其中 為參變量 綜合變量 其中 E——彈性模量，取E=2.0×105 N/mm2 I——轉動慣量，I=π(D4-d4)/64=3.14×(804-454)=1.81×106mm4 = =0.3909 由圖3-34中，在橫坐標上找出η=0.3909的點向上作垂線與的斜線相交，由交點向左作水平線與縱坐標軸相交，得L0/a=2.5。 所以最佳跨距L0 L0=2.5a=2.5×100=250 mm 又因為合理跨距的范圍 L合理=(0.75～1.5)L0=187.5～375 mm 所以取L=260 mm 6）主軸剛度的驗算 對于一般機床主軸，主要進行剛度驗算，通常能滿足剛度要求的主軸也能滿足強度要求。 對于一般受彎矩作用的主軸，需要進行彎矩剛度驗算。主要驗算主軸軸端的位移y和前軸承處的轉角θA。 圖3.1 主軸支承的簡化 切削力 Fz=3026N 撓度 yA= = =0.01 [y]=0.0002L=0.0002×260=0.052 yA＜[y] 傾角 θA= = =0.00011 前端裝有圓柱滾子軸承，查表[θA]=0.001rad θA＜[θA] 符合剛度要求。 3.2.3 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。 3.3 齒輪模數的估算和計算 3.3.1齒輪模數的估算 根據齒輪彎曲疲勞的估算： mm 齒面點蝕的估算： mm 其中為大齒輪的計算轉速，A為齒輪中心距。 由中心距A及齒數、求出模數：mm 根據估算所得和中較大的值，選取相近的標準模數。 1）齒數為32與64的齒輪 N=5.28KW mm = mm mm 取模數為2 2）齒數為56與40的齒輪 mm =mm mm 取模數為2 3）齒數為27與75的齒輪 N=5.25KW mm =mm mm 取模數為2.5 4）齒數為34與68的齒輪 N=525KW mm =mm mm 取模數為2.5 5）齒數為42與60的齒輪 N=5.25KW mm =mm mm 取模數為2.5 6）齒數為23與91的齒輪 N=5.20KW mm =mm mm 取模數為2.5 7）齒數為76與38的齒輪 N=5.20KW mm =mm mm 取模數為2.5 3.3.2 齒輪模數的驗算 結構確定以后，齒輪的工作條件、空間安排、材料和精度等級等都已確定，才可能核驗齒輪的接觸疲勞和彎曲疲勞強度值是否滿足要求。 根據齒輪的接觸疲勞計算齒輪模數公式為： mm 根據齒輪的彎曲疲勞強度計算齒輪模數公式為： mm 式中：N---計算齒輪傳遞的額定功率 --計算齒輪（小齒輪）的計算轉速r/min ---齒寬系數，常取6～10； ---計算齒輪的齒數，一般取傳動中最小齒輪的齒數； ---大齒輪與小齒輪的齒數比，；“+”用于外嚙合，“-”號用于內嚙合； ---壽命系數，；………………………………………3.5 ---工作期限系數，；………………………………………3.6 齒輪等傳動件在接觸和彎曲交變載荷下的疲勞曲線指數m和基準循環(huán)次數Co n---齒輪的最低轉速r/min; T---預定的齒輪工作期限，中型機床推薦：T=15000～20000h; ---轉速變化系數 ---功率利用系數 ---材料強化系數。幅值低的交變我荷可使金屬材料的晶粒邊界強化，起著阻止疲勞細縫擴展的作用； （壽命系數）的極限 當； ---工作情況系數。中等沖擊的主運動：=1.2～1.6； ---動載荷系數 ---齒向載荷分布系數 Y----齒形系數； 、---許用彎曲、接觸應力MPa 1)齒數為32與64的齒輪 KW mm 節(jié)圓速度m/s 由表8可得：取精度等級為7級 。 =1.2 由表9得：=1 =0.71 由表可知 所以 取Ks=0.6 由表11 許用應力知，可取齒輪材料為45 整淬 =1100MPa =320MPa 由表10可知 可查得 Y=0.45 所以 模數取2適合要求。 同樣可以校核其它齒輪的模數也符合要求。 3.4 軸承的選擇與校核 機床傳動軸常用的滾動軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升?？蛰d功率和噪音等方面，球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越。而且滾錐軸承對軸的剛度、支承孔的加工精度要求都比較高，異常球軸承用得更多。但滾錐軸承的內外圈可以公開。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。選擇軸承的型式和尺寸，首先取決于承載能力，但也要考慮其它結構條件。即要滿足承載能力要求，又要符合孔的加工工藝，可以用輕、中、或重系列的軸承來達到支承孔直徑的安排要求。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，一般傳動軸承選用G級精度。 3.4.1一般傳動軸上的軸承選擇 在傳動軸上選擇6200系列的深溝球軸承，其具體的型號和尺寸如下表3.3所示 表3.3 傳動軸 Ⅰ Ⅱ Ⅲ 軸承型號 6205 7206 7207 軸承尺寸 25×52 30×55 35×72 3.4.2主軸軸承的類型 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。 圖3.1 3.4.3 軸承間隙調整 為了提高主軸回轉精度和剛度，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、噪聲和抗振性也有改善。預負載使軸承內產生接觸變形，過大的預負載對提高剛度沒有明顯效果，而磨損發(fā)熱量和噪聲都會增大，軸承壽命將因此而降低。 調整結構形式如下圖所示： 圖3.2 調整說明： 轉動調整螺母，使內圈向大端移動。 特點：結構簡單。移動量完全靠經驗，一旦調整過緊，難以把內圈退回。 3.4.4軸承的較核 1) 滾動軸承的疲勞壽命驗算 或 —額定壽命 (h) —額定動載荷(N) —動載荷(N) —滾動軸承的許用壽命(h)，一般取10000～15000(h) —壽命指數，對球軸承 =3 ，對滾子軸承=10/3 —速度系數， —軸承的計算轉數 r/min —壽命系數， —使用系數 —轉化變化系數 —齒輪輪換工作系數 —當量動負荷(N) 2)滾動軸承的靜負荷驗算 —靜負荷 (N) —額定靜負荷 (N) —安全系數 —當量靜載荷 (N) (N) 、—靜徑向，軸向系數 校驗第Ⅰ根軸上的軸承 T=10000h 查軸承樣本可知，6205軸承的基本額定動載荷 =212000N =850 r/min =096 =0.8 =0.8 = =21437500 同樣可以較核其它軸承也符合要求。 3.5 摩擦離合器的選擇與驗算 3.5.1按扭矩選擇 K=Kx9550 Nm 式中 —離合器的額定靜力矩(Kgm) K—安全系數 —運轉時的最大負載力矩 查《機械設計手冊》表，取K=2 =0.96 則K= =118.8 Nm 3.5.2外摩擦片的內徑d 根據結構需要采用軸裝式摩擦片，摩擦片的內徑d應比安裝在軸的軸徑大2～6mm,取d=35mm 3.5.3選擇摩擦片尺寸(自行設計) 尺寸如下表3.4所示 表3.4 片數 靜力矩 d D D1 B b 9 60 35 90 98 30 10 3.5.4計算摩擦面的對數Z 式中：f-----摩擦片間的摩擦系數； [p]----許用壓強MPa； D------摩擦片內片外徑 mm； d-------摩擦片外片內徑 mm； ----速度修正系數； -----接合面數修正系數； -----接個次數修正系數； K------安全系數。 分別查表 ～1.2 mm =35mm 1.0 =10 3.5.5摩擦片片數 摩擦片總數為（z+1）片，即11片，根據具體情況設內為6片，外5片。 計算軸向壓力Q =3.14×1.0×× =5073N 總結 經過大學四年艱苦學習，我們順利的完成了機械設計制造及自動化專業(yè)所學的全部課程，初步已具備了一個機械工程技術人員所具備的基本知識和技能，今后還需要進一步在實踐中不斷地探索與積累。 這次畢業(yè)設計是我們零件課程設計和工藝課程設計之后的一次對我們更全面更綜合的考核是一次綜合的訓練. 我們畢業(yè)設計題目是C6140普通車床主軸箱傳動設計。 通過畢業(yè)設計學到了很多知識，收獲很大。 經過設計，分析得出了以下結論： （1） 進行了主傳動設計 （2） 對傳動件進行了估算和驗算 （3） 對各部件斷行了結構設計 （4） 對主軸組件進行了驗算 這次畢業(yè)設計為我們走向工作崗位尊定了基礎。 參考文獻 [1] 上海紡織工學院編.機床設計圖冊.上海科技出版社，1997 [2] 孫桓，陳作模主編.機械原理.第六版.北京：高等教育出版社，2002 [3] 成大先主編.機械設計手冊.北京：化學工業(yè)出版社，2004 [4] 張玉峰等主編.機床主軸變速箱設計指導.機械工業(yè)出版社，2000 [5]《機械制造裝備設計》.馮辛安主編.機械工業(yè)出版社 [6]《機械設計》. 吳宗澤主編. 高等教育出版社 [7] 《機械原理》.鄒慧君等主編. 高等教育出版社 [8]《機械制造技術基礎》. 曾志新主編.武漢理工大學出版社 [9]《理論力學》. 陳昭儀. 航空工業(yè)出版社 [10] 《材料力學》. 戴少度. 國防工業(yè)出版社 [11] 《機械加工手冊》. 陳心昭. 機械工業(yè)出版社 [12] 毛謙德 李振清主編.《袖珍機械設計師手冊》第二版.機械工業(yè)出版社,2002 [13]《機床設計手冊》編寫組 主編.機床設計手冊.北京:機械工業(yè)出版社,1980 [14]華東紡織工學院 哈爾濱工業(yè)大學 天津大學主編.機床設計圖冊.上海:上?？茖W技術出版社,1979年6月 [15] Ye Zhonghe, Lan Zhaohui. Mechanisms and Machine Theory. Higher Education Press, 2001.7 致 謝 在論文完成之際，我要特別感謝我的指導老師吳暉老師的熱情關懷和悉心指導。吳老師平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設計的每個階段，從外出實習到查閱資料，設計草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細設計，程序調試等整個過程中都給予了我悉心的指導。我的設計較為復雜煩瑣，但是朱老師仍然細心地糾正程序中的錯誤。除了敬佩吳老師的專業(yè)水平外，他的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，并將積極影響我今后的學習和工作。同時也要感謝和我一組的同學們，在論文的寫作過程中，正是有了他們的幫助和指導，才使得我的畢業(yè)論文能夠快速順利的完成。 然后還要感謝所有關心、支持、幫助過我的良師益友。 最后，向在百忙中抽出時間對本文進行評審并提出寶貴意見的各位老師表示衷心地感謝！ 25 開題報告 題目 C6140普通車床主軸箱傳動設計 1、 選題的依據及意義： 機床設計和制造的發(fā)展速度是很快的。由原先的只為滿足加工成形而要求刀具與工件間的某些相對運動關系和零件的一定強度和剛度，發(fā)展至今日的高度科學技術成果綜合應用的現代機床的設計，也包括計算機輔助設計（CAD）的應用。但目前機床主軸變速箱的設計還是以經驗或類比為基礎的傳統(tǒng)（經驗）設計方法。因此，探索科學理論的應用，科學地分析的處理經驗，數據和資料，既能提高機床設計和制造水平，也將促進設計方法的現代化。 隨著科學技術的不斷發(fā)展，機械產品日趨精密、復雜，改型也日益頻繁，對機床的性能、精度、自動化程度等提出了越來越高的要求。機械加工工藝過程自動化是實現上述要求的重要技術措施之一，不僅能提高產品質量和生產率，降低生產成本，還能改善工人的勞動條件。為此，許多企采用自動機床、組合機床和專用機床組成自動或半自動生產線。但是，采用這種自動、高效的設備，需要很大的初期投資以及較長的生產準備周期，只有在大批量的生產條件（如汽車、拖拉機、家用電器等工業(yè)主要零件的生產）下、才會有顯著的經濟效益。 在機械制造工業(yè)中，單件、小批量生產的零件約占機械、加工的70%～80%。科學技術的進步和機械產品市場競爭的日益激烈，致使機械產品不改型、更新換代、批量相對減少，質量要求越來越高。采用專用的自動化機床加工這類零件就顯得橫不合理，而且調整或改裝專用的“剛性”自動化生產線投資大、周期長，有時從技術上甚至是不可能實現的。采用各類仿型機床，雖然可以部分地解決小批量復雜的加工，但在更新零件時需制造靠模和調整機床，生產準備周期長，而且由于靠模誤差的影響，加工零件的精度很難達到較高的要求。 為了解決上述問題，滿足多品種、小批量，特別是結構復雜、精度要求高的零件的自動化生產，迫切需要一種靈活的、通用的、能夠適于產品頻繁變化“柔性”自動化機床。隨著計算機科學技術的發(fā)展，1952年，美國帕森斯公司（Parsons）和麻省理工學院（MIT）合作，研制成功里世界上第一臺以數字計算機為基礎的數字控制（numerical control，簡稱NC）3坐標直線插補銑床，從而機械制造業(yè)進入了一個新階段。 同時，在設計中處處實際出發(fā)，分析和處理問題是至關重要的。從大處講，聯系實際是指在進行機床工藝可能性的分析。參數擬定和方案確定中，既要了解當今的先進生產水平和可能趨勢。更應了解我國實際生產水平，使設計的機床，機器在四化建設中發(fā)揮最佳的效蓋。從小處講，指對設計的機床零部件的制造，裝配和維修要進行認真的，切實的考慮和分析，綜合思考的設計方法[1]。 2、 國內外研究概況及發(fā)展趨勢（含文獻綜述）： 從第一臺數控機床問世至今的40多年中，隨著微電子技術的不斷發(fā)展，數控裝置也在不斷地更新換代，先后經歷里電子管（1952年）、小規(guī)模集成電路（1965年）、大規(guī)模集成電路及小型計算機（1970年）和微處理計算機（1974年）等五代數控系統(tǒng)。 前三代數控裝置屬于采用專用控制計算機的硬接線（硬件）數控裝置，一般稱為NC數控裝置。20世紀70年代初，隨著計算機技術的發(fā)展，小型計算機的價格急劇下降，出現了采用小型計算機代替專用硬件控制計算機的第四代數控系統(tǒng)。這種數控系統(tǒng)不僅在經濟上更為合算，而且許多功能可用編制的專用程序實現，并可將專用程序存儲在小型計算機的存儲器中，構成控制軟件。這種數控系統(tǒng)稱為計算機數控系統(tǒng)（computerized numerical control，即CNC）。自1974年開始，以微處理機為核心的數控裝置（microcomputerized numerical control，即MNC）得到迅速的發(fā)展。CNC和MNC稱為軟接線（軟件）數控系統(tǒng)。由于NC硬件數控系統(tǒng)早已淘汰，而目前軟件數控系統(tǒng)均采用MNC，因此將現代數控系統(tǒng)稱為CNC。我國研究數控技術源于1958年，幾十年來經過了發(fā)展、停滯、引進技術等幾個階段。1985年以后，我國的數控機床在引進、消化國外技術的基礎上，進行了大量的開發(fā)工作。到1989年底，我國數控機床的可供品種已超過300種，一些較高檔次的數控系統(tǒng)，如五軸聯動的數控系統(tǒng)、分辨率為0.O2um的高精度車床用數控系統(tǒng)、數字仿真的數控系統(tǒng)、為柔性制造單元配套的數控系統(tǒng)，也陸續(xù)開發(fā)出來，并制造出了樣機。 我國數控系統(tǒng)在技術上已趨于成熟，在重大關鍵技術上(包括核心技術)，已達到國外先進水平。目前，已新開發(fā)出數控系統(tǒng)80種。自“七五”以來，國家一直把數控系統(tǒng)的發(fā)展作為重中之重來支持，現已開發(fā)出具有中國版權的數控系統(tǒng)，掌握了國外一直對我國封鎖的一些關鍵技術。例如，曾長期困擾我國、并受到西方國家封鎖的多坐標聯動技術對我們已不再是難題，0.1 μm當量的超精密數控系統(tǒng)、數控仿形系統(tǒng)、非圓齒輪加工系統(tǒng)、高速進給數控系統(tǒng)、實時多任務操作系統(tǒng)都已研制成功。尤其是基于PC機的開放式智能化數控系統(tǒng)，可實施多軸控制，具備聯網進線等功能，既可作為獨立產品，又是一代開放式的開發(fā)平臺，為機床廠及軟件開發(fā)商二次開發(fā)創(chuàng)造了條件。 我國數控機床市場廣闊,自2003年開始，中國就成了全球最大的機床消費國，也是世界上最大的數控機床進口國,雖然我們已經取得不可否認的成就, 但我國數控機床核心技術90%仍需進口, 我們只有緊跟先進技術進步的大方向，并不斷創(chuàng)新，才能趕超世界先進水平。 3、 研究內容及實驗方案： 研究內容： 1. 熟悉車床機械的結構，工作原理，以及了解車床的發(fā)展方向； 2. 完成對中等復雜程度機械的計算、結構設計等工作。以車床主軸箱為對象進行車床重要傳動部件的設計； 3. 完成車床主軸箱裝配圖的設計和所有非標零件圖設計和所有非標零件圖設計工作，并編寫說明書。 設計方案： 1. 參數擬定 根據機床類型，規(guī)格和其他特點，了解典型工藝的切削用量，結合世界條件和情況，并與同類機床對比分析后確定：極限轉速和，公比（或級數 Z ），主傳動電機功率N。 2. 傳動設計 根據擬定的參數，通過結構網和轉速圖的分析，確定轉動結構方案和轉動系統(tǒng)圖，計算各轉動副的傳動比及齒輪的齒數，并驗算主軸的轉速誤差。 3. 動力計算和結構草圖設計 估算齒輸模數m和直徑d，選擇和計算反向離合器，制動器。 將各傳動件及其它零件在展開圖和剖面圖上做初步的安排，布置和設計。 4. 軸和軸承的驗算 在結構草圖的基礎上，對一根傳動軸的剛度和該軸系的軸承的壽命進行驗算。 5. 主軸變速箱裝配設計 主軸變速箱裝配圖是以結構草圖為“底稿”，進行設計和會制的。圖上各零件要表達清楚，并標注尺寸和配合。 4、 目標、主要特色及工作進度 1、目標： 已知C6140普通車床的主參數和基本參數：加工工件最大回轉直徑：200mm；正轉最高轉速：1400r/min; 電機功率:5.5KW; 公比:1.4;轉速級數：12；級數Z反=Z正/2；n反max≈1.1n正max。 按以上要求完成主軸箱傳動設計。 2、C6140普通車床主要特色 ： C6140型普通車床是在C620型車床的基礎上改進的臥式車床,工件最大回轉直徑400毫米,可以加工普通螺紋、英制螺紋、摸數螺紋和徑節(jié)螺紋。傳動鏈由電動機經三角帶（V帶）將動力傳遞到主軸箱在交換齒輪作用下，正轉24級，轉速10-1400轉/分鐘；反轉12級，轉速14-1580轉/分鐘。主軸轉速經掛輪箱將動力傳遞到走刀箱，縱向走刀級數64，進給范圍0.08-1.59mm/r，橫向進給級數64，進給范圍0.04-0.79mm/r。溜板行程橫向320mm，縱向按照車床長度而定。 3、工作進度： 1）、收集資料、外文資料翻譯、開題報告 第1周—第2周 2）、確定傳動系統(tǒng)圖 第3周—第4周 3）、計算和確定各傳動件的尺寸參數 第5周—第7周 4）、完成主軸箱傳動設計 第8周—第15周 5）、撰寫畢業(yè)設計論文 第16周—第17周 五、參考文獻 [1] 上海紡織工學院編.機床設計圖冊.上?？萍汲霭嫔纾?997 [2] 孫桓，陳作模主編.機械原理.第六版.北京：高等教育出版社，2002 [3] 成大先主編.機械設計手冊.北京：化學工業(yè)出版社，2004 [4] 張玉峰等主編.機床主軸變速箱設計指導.機械工業(yè)出版社，2000 [5] Ye Zhonghe, Lan Zhaohui. Mechanisms and Machine Theory. Higher Education Press, 2001.7