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寧 XX 學(xué)院 課 程 設(shè) 計(jì) 論 文 CM6132 車床主傳動(dòng)設(shè)計(jì) 所 在 學(xué) 院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學(xué) 號 指 導(dǎo) 老 師 年 月 日 2 摘要 主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)是機(jī)床設(shè)計(jì)中非常重要的組成部分 本次設(shè)計(jì)主要由機(jī)床 的級數(shù)入手 于結(jié)構(gòu)式 結(jié)構(gòu)網(wǎng)擬定 再到齒輪和軸的設(shè)計(jì) 再選擇各種主傳 動(dòng)配合件 對軸和齒輪及配合件進(jìn)行校核 將主傳動(dòng)方案 結(jié)構(gòu)化 設(shè)計(jì)主軸 變速箱裝配圖及零件圖 側(cè)重進(jìn)行傳動(dòng)軸組件 主軸組件 變速機(jī)構(gòu) 箱體 潤滑與密封 傳動(dòng)軸及滑移齒輪零件的設(shè)計(jì) 完成設(shè)計(jì)任務(wù) 本次突出了結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的要求 在保證機(jī)床的基本要求下 根據(jù)機(jī)床設(shè)計(jì)的 原則 擬定機(jī)構(gòu)式和結(jié)構(gòu)網(wǎng) 對機(jī)床的機(jī)構(gòu)進(jìn)行精簡 力求降低生產(chǎn)成本 主 軸和齒輪設(shè)計(jì)在滿足強(qiáng)度需要的同時(shí) 材料的選擇也是采用折中的原則 沒有 選擇過高強(qiáng)度的材料從而造成浪費(fèi) 關(guān)鍵詞 車床 主傳動(dòng)系統(tǒng) 結(jié)構(gòu)式 電動(dòng)機(jī) 3 Abstract Main drive system design is Very important part of the Machine Design The design of the series to start primarily by machine In the structure the structure network developed to the design of gears and shafts Choose a variety of main drive with the pieces of the shaft and gear and checked with the parts design and motive of completion sport spread the lord to move the project the structure turn Design a principal axis to become soon a box assemble diagram and spare parts diagram and lay particular emphasis on to carry on spread to move stalk module principal axis module and become soon organization box a body lubricate and seal completely spread to move stalk and slippery move wheel gear spare parts of design to complete design tasks This highlights the structural design requirements under the basic requirements for ensuring the machine According to the principles of machine tool design Development of institutional and structural net Streamlining of the machine tool sector Strive to reduce production costs No choice of materials resulting in high strength waste Keywords lather Main drive system Structure Electric motor 4 目錄 摘要 2 第 1 章 緒論 5 1 1 課程設(shè)計(jì)的目的 5 1 2 課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容 5 1 2 1 理論分析與設(shè)計(jì)計(jì)算 5 1 2 2 圖樣技術(shù)設(shè)計(jì) 5 1 2 3 編制技術(shù)文件 5 1 3 課程設(shè)計(jì)題目 主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 5 1 3 1 課程設(shè)計(jì)題目和主要技術(shù)參數(shù) 5 1 3 2 技術(shù)要求 6 2 主動(dòng)參數(shù)的擬定 6 2 1 確定傳動(dòng)公比 6 2 2 主電動(dòng)機(jī)的選擇 6 3 普通車床的規(guī)格 7 4 轉(zhuǎn)速圖的擬定 8 4 1 確定變速組及各變速組中變速副的數(shù)目 8 4 2 結(jié)構(gòu)式基本組和擴(kuò)大組的擬定 9 2 2 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù) 10 4 3 結(jié)構(gòu)網(wǎng)的擬定和結(jié)構(gòu)式 12 4 4 各變速組的變速范圍及極限傳動(dòng)比 12 4 5 確定各軸的轉(zhuǎn)速 12 4 6 繪制轉(zhuǎn)速圖 14 4 7 確定各變速組變速副齒數(shù) 14 5 傳動(dòng)件的設(shè)計(jì) 16 5 1 帶輪的設(shè)計(jì) 16 5 2 傳動(dòng)軸的直徑估算 19 5 3 確定各軸轉(zhuǎn)速 20 5 4 傳動(dòng)軸直徑的估算 確定各軸最小直徑 21 5 5 鍵的選擇 傳動(dòng)軸 鍵的校核 22 6 各變速組齒輪模數(shù)的確定和校核 23 7 齒輪校驗(yàn) 27 7 1 校核 a 組齒輪 27 7 2 校核 b 組齒輪 28 8 主軸組件設(shè)計(jì) 30 8 1 主軸的基本尺寸確定 31 8 1 1 外徑尺寸 D 31 8 1 2 主軸孔徑 d 31 8 1 3 主軸懸伸量 a 32 8 1 4 支撐跨距 L 32 8 1 5 主軸最佳跨距 0的確定 33 8 2 主軸剛度驗(yàn)算 35 5 8 3 各軸軸承的選用的型號 37 小 結(jié) 37 參考文獻(xiàn) 38 6 第 1 章 緒論 1 1 課程設(shè)計(jì)的目的 通過課程設(shè)計(jì) 分析比較機(jī)械系統(tǒng)中的某些典型機(jī)構(gòu) 進(jìn)行選擇和改進(jìn) 結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè) 計(jì) 進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算并編寫技術(shù)文件 完成系統(tǒng)主傳動(dòng)設(shè)計(jì) 達(dá)到學(xué)習(xí)設(shè)計(jì)步驟和方法的目 的 通過設(shè)計(jì) 掌握查閱相關(guān)工程設(shè)計(jì)手冊 設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)和資料的方法 達(dá)到積累設(shè)計(jì)知識 和設(shè)計(jì)技巧 提高學(xué)生設(shè)計(jì)能力的目的 通過設(shè)計(jì) 使學(xué)生獲得機(jī)械系統(tǒng)基本設(shè)計(jì)技能的 訓(xùn)練 提高分析和解決工程技術(shù)問題的能力 并為進(jìn)行機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)創(chuàng)造一定的條件 1 2 課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容 機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì) 課程設(shè)計(jì)內(nèi)容由理論分析與設(shè)計(jì)計(jì)算 圖樣技術(shù)設(shè)計(jì)和技術(shù)文件編制 三部分組成 1 2 1 理論分析與設(shè)計(jì)計(jì)算 1 機(jī)械系統(tǒng)的方案設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)方案的分析 最佳功能原理方案的確定 2 根據(jù)總體設(shè)計(jì)參數(shù) 進(jìn)行傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)和計(jì)算 3 根據(jù)設(shè)計(jì)方案和零部件選擇情況 進(jìn)行有關(guān)動(dòng)力計(jì)算和校核 1 2 2 圖樣技術(shù)設(shè)計(jì) 1 選擇系統(tǒng)中的主要機(jī)件 2 工程技術(shù)圖樣的設(shè)計(jì)與繪制 1 2 3 編制技術(shù)文件 1 對于課程設(shè)計(jì)內(nèi)容進(jìn)行自我經(jīng)濟(jì)技術(shù)評價(jià) 2 編制設(shè)計(jì)計(jì)算說明書 1 3 課程設(shè)計(jì)題目 主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 1 3 1 課程設(shè)計(jì)題目和主要技術(shù)參數(shù) 工件最大回轉(zhuǎn)直徑 mm maxD 最高轉(zhuǎn)速 maxnir 最低轉(zhuǎn)速 minir 公比 320 1000 31 5 1 26 1 3 2 技術(shù)要求 1 利用電動(dòng)機(jī)完成換向和制動(dòng) 2 各滑移齒輪塊采用單獨(dú)操縱機(jī)構(gòu) 3 進(jìn)給傳動(dòng)系統(tǒng)采用單獨(dú)電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng) 7 2 主動(dòng)參數(shù)的擬定 2 1 確定傳動(dòng)公比 根據(jù) 機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì) 公式 3 2 因?yàn)橐阎?工件最大回轉(zhuǎn)直徑 mm maxD 最高轉(zhuǎn)速 maxnir 最低轉(zhuǎn)速 minir 公比 320 1000 31 5 1 26 1 znR Z 1 lg162 lg 530 根據(jù) 機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì) 和 金屬切削機(jī)床手冊 標(biāo)準(zhǔn)公比 對于通 用機(jī)床 為了轉(zhuǎn)速損失不大 機(jī)床結(jié)構(gòu)不過于復(fù)雜 一般取 1 26 或 1 41 這里我們?nèi)?biāo)準(zhǔn)公比系列 1 26 因?yàn)?1 26 1 06 根據(jù) 機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì) 表 3 6 標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列 首先找 7P 到最小極限轉(zhuǎn)速 31 5 再每跳過 3 個(gè)數(shù) 1 26 1 06 取一個(gè)轉(zhuǎn)速 即可得 到公比為 1 26 的數(shù)列 31 5 40 50 63 80 100 125 160 200 250 315 400 500 630 80 0 1000 2 2 主電動(dòng)機(jī)的選擇 合理的確定電機(jī)功率 P 使機(jī)床既能充分發(fā)揮其使用性能 滿足生產(chǎn)需要 又不致使 電機(jī)經(jīng)常輕載而降低功率因素 現(xiàn)在以常見的中碳鋼為工件材料 取 45 號鋼 正火處理 車削外圓 表面粗糙度 3 2mm 采用車刀具 可轉(zhuǎn)位外圓車刀 刀桿尺寸 16mm 25mm 刀具幾何參數(shù) aR 15 6 75 15 0 10 b 0 3mm r 1mm 0 o0 or or o o01 o1re 現(xiàn)以確定粗車是的切削用量為設(shè)計(jì) 確定背吃刀量 和進(jìn)給量 f 取 3mm f 取 0 2 papam 確定切削速度 取 V 1 7 csm 機(jī)床功率的計(jì)算 主切削力的計(jì)算 主切削力的計(jì)算公式及有關(guān)參數(shù) 4 4 8 F 9 81 Z Fc n60cC FcZaFcf FcZvcK 9 81 270 3 0 92 0 9515 0 20 75 15 07 1038 N 切削功率的計(jì)算 1038 1 7 1 8 kW cPF cv 310 310 依照一般情況 取機(jī)床變速效率 0 8 2 3 kW Z 1 80 8 根據(jù) Y 系列三相異步電動(dòng)機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù) Y 系列三相異步電動(dòng)機(jī)為一般用途全封閉自 扇冷式籠型異步電動(dòng)機(jī) 具有防塵埃 鐵屑或其他雜物侵入電動(dòng)機(jī)內(nèi)部的特點(diǎn) B 級絕緣 工業(yè)環(huán)境溫度不超過 40 相對濕度不超過 95 海拔高度不超過 1000m 額定電壓 380V 頻率 50Hz 適用于無特殊要求的機(jī)械上 如機(jī)床 泵 風(fēng)機(jī) 攪拌機(jī) 運(yùn)輸機(jī) 農(nóng)業(yè)機(jī)械等 根據(jù)以上計(jì)算 為滿足轉(zhuǎn)速和功率要求 選擇 Y 系列三相異步電動(dòng)機(jī)型號為 Y100L2 4 其技術(shù)參數(shù)見下表 3 1 表 3 1 Y100L2 4 型電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù) 電動(dòng)機(jī)型號 額定功率 KW 滿載轉(zhuǎn)速 rmp 額定轉(zhuǎn)矩 N m 最大轉(zhuǎn)矩 N m Y100L2 4 3 1440 2 2 2 3 至此 可得到下表 3 2 中的車床參數(shù) 3 普通車床的規(guī)格 根據(jù)以上的計(jì)算和設(shè)計(jì)任務(wù)書可得到本次設(shè)計(jì)車床的基本參數(shù) 表 3 2 車床的主參數(shù) 規(guī)格尺寸 和基本參數(shù)表 工件最大回 轉(zhuǎn)直徑 mm maxD 最高轉(zhuǎn)速 maxn ir 最低轉(zhuǎn)速 minir 電機(jī)功率 P kW 公比 轉(zhuǎn)速級數(shù) Z 320 1000 31 5 3 1 26 16 4 轉(zhuǎn)速圖的擬定 擬定變速方案 包括變速型式的選擇以及開停 換向 制動(dòng) 操縱等整個(gè) 變速系統(tǒng)的確定 變速型式則指變速和變速的元件 機(jī)構(gòu)以及組成 安排不同 特點(diǎn)的變速型式 變速類型 變速方案和型式與結(jié)構(gòu)的復(fù)雜程度密切相關(guān) 和工作性能也有關(guān)系 因此 9 確定變速方案和型式 要從結(jié)構(gòu) 工藝 性能及經(jīng)濟(jì)等多方面統(tǒng)一考慮 變速方案有多種 變速型式更是眾多 比如 變速型式上有集中變速 分 離變速 擴(kuò)大變速范圍可用增加變速組數(shù) 也可采用背輪結(jié)構(gòu) 分支變速等型 式 變速箱上既可用多速電機(jī) 也可用交換齒輪 滑移齒輪 公用齒輪等 顯然 可能的方案有很多 優(yōu)化的方案也因條件而異 4 1 確定變速組及各變速組中變速副的數(shù)目 機(jī)床主參數(shù) 機(jī)床的主軸轉(zhuǎn)速范圍為 31 5 1000 轉(zhuǎn) 分 轉(zhuǎn)速級數(shù) Z 16 公比 1 26 電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速 1440 轉(zhuǎn) 分 n0 級數(shù)為 Z 的變速系統(tǒng)由若干個(gè)順序的變速組組成 各變速組分別有 Z 個(gè)變速副 即 321Z 由于結(jié)構(gòu)上的限制 變速組中的傳動(dòng)副數(shù)目通常選用 2 或 3 為宜 故其結(jié)構(gòu)式為 Z 2n 3m 對于 16 級傳動(dòng) 其結(jié)構(gòu)式可為以下形式 16 2 2 2 2 在電動(dòng)機(jī)功率一定的情況下 所需傳遞的轉(zhuǎn)矩越小 傳動(dòng)件和傳動(dòng)軸的集合尺寸就越 小 因此 從傳動(dòng)順序來講 盡量使前面的傳動(dòng)件多以些 即前多后少原則 故本設(shè)計(jì)采 用結(jié)構(gòu)式為 16 2 2 2 2 從軸 I 到軸 II 有 2 對齒輪分別嚙合 可得到三種不同的傳動(dòng)速度 從軸 II 到軸 III 有 三對齒輪分別嚙合 可得到三種不同的傳動(dòng)速度 故從軸 I 到軸 III 可得到 2 2 4 種不同的 傳動(dòng)速度 同理 軸 III 到軸 IV 有兩對齒輪分別嚙合 可得到兩種不同的傳動(dòng)速度 故從 軸 I 到軸 IV 共可得到 16 2 2 2 2 種不同的傳動(dòng)轉(zhuǎn)速 設(shè)計(jì)車床主變速傳動(dòng)系時(shí) 為避免從動(dòng)齒輪尺寸過大而增加箱體的徑向尺寸 在降速 變速中 一般限制限制最小變速比 為避免擴(kuò)大傳動(dòng)誤差 減少震動(dòng)噪聲 在41min u 升速時(shí)一般限制最大轉(zhuǎn)速比 斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)較平穩(wěn) 可取 因此2ax 5 2max u 在主變速鏈任一變速組的最大變速范圍 10 8 2 minaxma uR 在設(shè)計(jì)時(shí)必須保證中間變速軸的變速范圍最小 4 2 結(jié)構(gòu)式基本組和擴(kuò)大組的擬定 1 繪制常規(guī)的轉(zhuǎn)速圖時(shí) 要注意 為了結(jié)構(gòu)緊湊 減小振動(dòng)和噪聲 通常限制 a 最小傳動(dòng)比 Imin 1 4 b 最小傳動(dòng)比 Imax 2 斜齒輪 2 5 所以 在一個(gè)變速組中 變速范圍要小于等于 8 對應(yīng)本次設(shè)計(jì) 轉(zhuǎn)速圖中 一個(gè)軸上的傳動(dòng)副間最大不能相差 6 格 c 前緩后急原則 即傳動(dòng)在前的傳動(dòng)組 其降速比小 而在后的傳動(dòng)組 其降速比 大 10 2 但在繪制 CM6132 車床轉(zhuǎn)速圖時(shí) 要注意 由 1000r min 31 5r min Z 16 確定的各級轉(zhuǎn)速為 31 5 40 50 63 80 100 125 160 200 250 315 400 500 630 80 0 1000 是非常規(guī)的轉(zhuǎn)速數(shù)列 故在繪制它的轉(zhuǎn)速圖線時(shí) 先要確定其主傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu) CM6132 型精密車床采用分離式傳動(dòng) 即變速箱和主軸箱分離 III IV 軸為皮帶傳動(dòng) 在主軸箱的傳動(dòng)中采用了背輪機(jī)構(gòu) 解決了傳動(dòng)比不能過大 受極限傳動(dòng)比限制 的問題 3 繪制轉(zhuǎn)速圖 a 選擇 Y100L1 4 型 Y 系列籠式三相異步電動(dòng)機(jī) d 繪制轉(zhuǎn)速圖 在五根軸中 按變速順序依次設(shè)為 背輪機(jī)構(gòu) 主軸 與 與 與 和 軸之間的變速組分別設(shè)為 a b c d 主軸 開始 確 定 的轉(zhuǎn)速 先來確定背輪機(jī)構(gòu)的公比 變速組 d 的變速范圍為 8 構(gòu)式 2 1 26 9 2 1 采用背輪機(jī)構(gòu) 則其公比為 1 1 2 1 4 12 51 3 1 5 13 16 確定軸 的公比 變速組 c 采用皮帶傳動(dòng)降速 可取 1 0 5 11 12 確定軸 的公比 為了擴(kuò)大變速范圍 變速組 b 是基本組 并采用混合公比 使用二聯(lián)滑移齒輪 可取 1 2 1 58 2 11 26 3 1 312 確定軸 的轉(zhuǎn)速 對于變速組 a 是第一擴(kuò)大組 其級比指數(shù)為 3 可取33 1 2 1 58 2 1 1 11 26 3 1 4 12 51 由此也可確定加在電動(dòng)機(jī)與主軸之間的定變速比 下面畫出轉(zhuǎn)速圖 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與主 軸最高轉(zhuǎn)速相近 CM6132 型精密車床 16 級轉(zhuǎn)速 混合公比 采用了背輪機(jī)構(gòu)后的轉(zhuǎn)速 11 圖 2 2 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù) 1 Sz 100 120 中型機(jī)床 Sz 70 100 2 直齒圓柱齒輪 Zmin 18 20 圖 2 3 主傳動(dòng)系統(tǒng)圖 7 齒輪齒數(shù)的確定 據(jù)設(shè)計(jì)要求 Zmin 18 20 由表 4 1 根據(jù)各變速組公比 可得各 傳動(dòng)比和齒輪齒數(shù) 各齒輪齒數(shù)如表 2 2 表 2 2 齒輪齒數(shù) 變速箱部分 基本組 第 1 擴(kuò)大組 第 2 擴(kuò)大組傳動(dòng)比 1 1 26 1 1 58 1 26 1 1 1 26 1 26 1 1 2 代號 Z1Z Z 2Z Z3Z Z4Z Z5 Z Z6Z 齒數(shù) 27 34 24 37 38 30 30 38 50 40 30 60 主軸箱部分 12 傳動(dòng)比 1 1 58 1 4 代號 Z7 Z7 Z8 Z8 齒數(shù) 27 34 17 68 4 3 結(jié)構(gòu)網(wǎng)的擬定和結(jié)構(gòu)式 結(jié)構(gòu)網(wǎng)和結(jié)構(gòu)式可以用來分析和比較機(jī)床傳動(dòng)系統(tǒng)的方案 結(jié)構(gòu)網(wǎng)與速圖 的主要差別是 結(jié)構(gòu)網(wǎng)只表示傳動(dòng)比的相對關(guān)系 而不表示傳動(dòng)比和轉(zhuǎn)速的絕 對值 而且結(jié)構(gòu)網(wǎng)上代表傳動(dòng)比的射線對成分布 根據(jù)中間變速軸變速范圍小 的原則選擇結(jié)構(gòu)網(wǎng) 結(jié)構(gòu)網(wǎng)可表示成結(jié)構(gòu)式 4 4 各變速組的變速范圍及極限傳動(dòng)比 傳動(dòng)副的極限傳動(dòng)比和傳動(dòng)組的極限變速范圍 在降速傳動(dòng)時(shí) 為防止被 動(dòng)齒輪的直徑過大而使進(jìn)徑向尺寸過大 常限制最小傳動(dòng)比 1 4 升速min 傳動(dòng)時(shí) 為防止產(chǎn)生過大的振動(dòng)和噪音 常限制最大傳動(dòng)比 斜齒輪比2ax 較平穩(wěn) 可取 故變速組的最大變速范圍為 8 10 5 2max i Riin 主軸的變速范圍應(yīng)等于住變速傳動(dòng)系中各個(gè)變速組變速范圍的乘積 即 inR 210 檢查變速組的變速范圍是否超過極限值時(shí) 只需檢查最后一個(gè)擴(kuò)大組 因 為其他變速組的變速范圍都比最后擴(kuò)大組的小 只要最后擴(kuò)大組的變速范圍不 超過極限值 其他變速組就不會(huì)超過極限值 所以對 進(jìn)行驗(yàn)算 93128 Z 18 1 26 8 10 符合要求 2r 826 199 12 3 x 4 5 確定各軸的轉(zhuǎn)速 機(jī)床的主軸轉(zhuǎn)速范圍為 35 5 1000 轉(zhuǎn) 分 轉(zhuǎn)速級數(shù) Z 16 公比 2216 13 1 26 電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速 1440 轉(zhuǎn) 分 n0 確定變速組的數(shù)目 大多數(shù)機(jī)床采用滑移齒輪的變速方式為滿足結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和方便的要求 通常 都采用雙聯(lián)和三聯(lián)齒輪 因此 18 級級轉(zhuǎn)速需要三個(gè)變速組 即 Z 16 2 2 2 2 在五個(gè)變速軸中 按變速順序依次設(shè)為 主軸 與 與 與 軸之間的變速組分別設(shè)為 a b c 現(xiàn)由 主軸 開 始 確定 軸的轉(zhuǎn)速 先來確定 軸的轉(zhuǎn)速 變速組 c 的變速范圍為降速比為 升速比 為故426 1 26 133 兩個(gè)傳動(dòng)副的傳動(dòng)比必然是兩個(gè)極限值 結(jié)合結(jié)構(gòu)61Ci2Ci 式 軸的轉(zhuǎn)速只有一種可能 160 200 250 315 400 500 630 800 1000 確定軸 的轉(zhuǎn)速 變速組 b 的級比指數(shù)為 3 希望中間軸轉(zhuǎn)速較小 又不致變速比太小 由 此可見變速組 中的三個(gè)傳動(dòng)比之間相差均為三格 即相差為 倍關(guān)系 通3 過這三個(gè)傳動(dòng)比使 軸得到 9 種連續(xù)等比數(shù)列的轉(zhuǎn)速 180 1000 即從 軸上 的三種轉(zhuǎn)速擴(kuò)大到 軸上 9 種轉(zhuǎn)速 故可取 44126 bi 26 12 bi 2236 1 bi 軸 的轉(zhuǎn)速確定為 630 500 1000 定軸 的轉(zhuǎn)速 對于軸 其級比指數(shù)為 1 可取 1ai3 2ai21 58 3ai26 1 確定軸 轉(zhuǎn)速為 800 14 4 6 繪制轉(zhuǎn)速圖 4 7 確定各變速組變速副齒數(shù) 確定齒輪齒數(shù)的原則和要求 齒輪的齒數(shù)和 不應(yīng)過大 齒輪的齒數(shù)和 過大會(huì)加大兩軸之間的中心zszs 距 使機(jī)床結(jié)構(gòu)龐大 一般推薦 100 200 zs 最小齒輪的齒數(shù)要盡可能少 但同時(shí)要考慮 最小齒輪不產(chǎn)生根切 機(jī)床變速箱中標(biāo)準(zhǔn)直圓柱齒輪 一般最小齒數(shù) 18 minz 受結(jié)構(gòu)限制的最小齒輪最小齒數(shù)應(yīng)大于 18 20 齒輪齒數(shù)應(yīng)符合轉(zhuǎn)速圖上傳動(dòng)比的要求 實(shí)際傳動(dòng)比 齒數(shù)之比 與理論傳 動(dòng)比 轉(zhuǎn)速圖上要求的傳動(dòng)比 之間又誤差 但不能過大 確定齒輪數(shù)所造成 的轉(zhuǎn)速誤差 一般不應(yīng)超過 10 1 即 理 實(shí)理 10n 要求的主軸轉(zhuǎn)速 理n 15 齒輪傳動(dòng)實(shí)現(xiàn)的主軸轉(zhuǎn)速 實(shí)n 齒輪齒數(shù)的確定 當(dāng)各變速組的傳動(dòng)比確定以后 可確定齒輪齒數(shù) 對于 定比傳動(dòng)的齒輪齒數(shù)可依據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊推薦的方法確定 對于變速組內(nèi)齒輪 的齒數(shù) 如傳動(dòng)比是標(biāo)準(zhǔn)公比的整數(shù)次方時(shí) 變速組內(nèi)每對齒輪的齒數(shù)和 及zS 小齒輪的齒數(shù)可以從 機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì) 表 3 9 中選取 一般在主傳動(dòng)中 最小齒數(shù)應(yīng)大于 18 20 采用三聯(lián)滑移齒輪時(shí) 應(yīng)檢查滑移齒輪之間的齒數(shù)關(guān) 系 三聯(lián)滑移齒輪的最大齒輪之間的齒數(shù)差應(yīng)大于或等于 4 以保證滑移是齒 輪外圓不相碰 根據(jù) 機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì) 查表 3 9 各種常用變速比的使用齒數(shù) 94P 變速組 a 1ia26 2ia58 16 2 3ia216 13 確定最小齒輪的齒數(shù) 及最小齒數(shù)和minzminzs 該變速組內(nèi)的最小齒輪必在 i 1 2 的齒輪副中 根據(jù)結(jié)構(gòu)條件 假設(shè)最小 齒數(shù)為 22 時(shí) 查表得到 66 minzinzs 找出可能采用的齒數(shù)和諸數(shù)值 1 60 62 1auz 1 41 60 63 2s 2 60 63 3az 在具體結(jié)構(gòu)允許下 選用較小的 為宜 現(xiàn)確定 72 szs 確定各齒數(shù)副的齒數(shù) i 1 2 找出 24 72 24 48 1z z1 i 1 1 26 找出 32 40 2 2s2 i 1 1 58 找出 30 42 3z 3 變速組 b 的齒數(shù)確定 1 58 1i2ib6 1 3ib51 26 144 故變速組中最小齒輪必在 1 的齒輪副中 假設(shè)最小齒數(shù)為 22 4 minz 77 minzs 16 同上 i 1 58 找出 48 29 1z 1 i 1 26 找出 34 43 2 2 i 2 51 找出 22 55 3 3 變速組 c 齒數(shù)確定 2 1i 3 2ic 故變速組中最小齒輪必在 1 的齒輪副中 假設(shè)最小齒數(shù)為6 18 89 minzinzs 5 傳動(dòng)件的設(shè)計(jì) 5 1 帶輪的設(shè)計(jì) 三角帶傳動(dòng)中 軸間距 A 可以加大 由于是摩擦傳遞 帶與輪槽間會(huì)有 打滑 宜可緩和沖擊及隔離振動(dòng) 使傳動(dòng)平穩(wěn) 帶輪結(jié)構(gòu)簡單 但尺寸大 機(jī)床中常用作電機(jī)輸出軸的定比傳動(dòng) 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 n 1440r min 傳遞功率 P 3kW 傳動(dòng)比 i 1440 800 1 8 兩班制 一天運(yùn)轉(zhuǎn) 16 小時(shí) 工作年數(shù) 10 年 1 選擇三角帶的型號 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 8 7 工作情況系數(shù) 查的共況系數(shù) 1 1 156PAKAK 故根據(jù) 機(jī)械設(shè)計(jì) 公式 8 21 kWAca 3 1 式中 P 電動(dòng)機(jī)額定功率 工作情況系數(shù) 因此根據(jù) 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 圖 8 11 普通 V 帶輪型圖選用 A 型 caP1n157P 2 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑 D 帶輪的直徑越小帶的彎曲應(yīng)力就越大 為提高帶的壽命 小帶輪的直徑 不宜過小 即 查 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 8 8 圖 8 11 和 表 8 6 Dmin 15715P 取主動(dòng)小帶輪基準(zhǔn)直徑 100 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 公式 8 15a 150P 12Dn 式中 98 316 1 17 小帶輪轉(zhuǎn)速 大帶輪轉(zhuǎn)速 帶的滑動(dòng)系數(shù) 一般取 0 02 n n 故 mD4 176 02 18042 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 8 8 取圓整為 180mm 57P 3 驗(yàn)算帶速度 V 按 機(jī)械設(shè)計(jì) 式 8 13 驗(yàn)算帶的速度150 V 536 70614 36 nD 所以 故帶速合適 smvs05 4 初定中心距 A 帶輪的中心距 通常根據(jù)機(jī)床的總體布局初步選定 一般可在下列范圍內(nèi) 選取 根據(jù) 機(jī)械設(shè)計(jì) 經(jīng)驗(yàn)公式 8 20 152P 7 02021DD 0 7 100 180 2 100 180 A 196 5600 取 400mm A 5 三角帶的計(jì)算基準(zhǔn)長度 L 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 公式 8 22 計(jì)算帶輪的基準(zhǔn)長度158P 0 2121042ADA 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 8 2 圓整到標(biāo)準(zhǔn)的計(jì)算長度 L 1250mm146 6 確定實(shí)際中心距 按 機(jī)械設(shè)計(jì) 公式 8 23 計(jì)算實(shí)際中心距158P A 403 09mm0A2L 7 驗(yàn)算小帶輪包角 1 根據(jù) 機(jī)械設(shè)計(jì) 公式 8 25 158 故主動(dòng)輪上包角合適 8 確定三角帶根數(shù) Z 根據(jù) 機(jī)械設(shè)計(jì) 式 8 26 得158P OOoAD12053 6 78021 18 0calpzk 查表 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 8 4d 由 i 1 44 和 得 153Pmin140rn 0p 0 15KW 查表 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 8 5 0 98 查表 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 8 2 長度系k 數(shù) 0 92lk 392 08 36 082 Z 所以取 Z 3 9 計(jì)算預(yù)緊力 查 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 8 3 q 0 1kg m 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 式 8 27 20 5 2 qvkvZpFca 其中 帶的變速功率 KW cap v 帶速 m s q 每米帶的質(zhì)量 kg m 取 q 0 1kg m v 1460r min 10 7m s NF 87 19 098 057 123 2 502 10 計(jì)算作用在軸上的壓軸力 ZQ 0 523 6sin7 2sin10 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 帶輪的材料 常用的 V 帶輪材料為 HT150 或 HT200 轉(zhuǎn)速較高時(shí)可以采用鑄鋼或鋼板沖 壓焊接而成 小功略時(shí)采用鑄鋁或塑料 帶輪結(jié)構(gòu)形式 V 帶輪由輪緣 輪輻和輪轂組成 根據(jù)輪輻結(jié)構(gòu)的不同可以分為實(shí)心式 機(jī)械制圖 圖 8 14a 腹板式 機(jī)械制圖 圖 8 14b 孔板式 機(jī)械 制圖 圖 8 14c 橢圓輪輻式 機(jī)械制圖 圖 8 14d V 帶輪的結(jié)構(gòu)形式與 基準(zhǔn)直徑有關(guān) 當(dāng)帶輪基準(zhǔn)直徑 d 為安裝帶輪的軸的直徑 mm 時(shí) d5 2 可以采用實(shí)心式 當(dāng) 可以采用腹板式 md30 19 時(shí)可以采用孔板式 當(dāng) 時(shí) 可以mdDmd10 301 同 時(shí) md30 采用輪輻式 帶輪寬度 fezB129 5 2 D 90mm 是深溝球軸承 6210 軸承外徑 其他尺寸見帶輪零件圖 V 帶輪的論槽 V 帶輪的輪槽與所選的 V 帶型號相對應(yīng) 見 機(jī)械制圖 表 8 10 d 與 相對應(yīng)得 槽 型 dbminahinfeminfo32 o4o36 o8 B 14 0 3 50 10 8 4 019 11 5 019 019 V 帶輪的輪槽與所選的 V 帶型號 V 帶繞在帶輪上以后發(fā)生彎曲變形 使 V 帶工作面夾角發(fā)生變化 為了使 V 帶的工作面與大論的輪槽工作面緊密貼合 將 V 帶輪輪槽的工作面得夾角做 成小于 o40 V 帶安裝到輪槽中以后 一般不應(yīng)該超出帶輪外圓 也不應(yīng)該與輪槽底部 接觸 為此規(guī)定了輪槽基準(zhǔn)直徑到帶輪外圓和底部的最小高度 minifah和 輪槽工作表面的粗糙度為 2 36 1R或 V 帶輪的技術(shù)要求 鑄造 焊接或燒結(jié)的帶輪在輪緣 腹板 輪輻及輪轂上不允許有沙眼 裂 縫 縮孔及氣泡 鑄造帶輪在不提高內(nèi)部應(yīng)力的前提下 允許對輪緣 凸臺 腹板及輪轂的表面缺陷進(jìn)行修補(bǔ) 轉(zhuǎn)速高于極限轉(zhuǎn)速的帶輪要做靜平衡 反之 做動(dòng)平衡 其他條件參見 中的規(guī)定 921 357 TGB 5 2 傳動(dòng)軸的直徑估算 傳動(dòng)軸除應(yīng)滿足強(qiáng)度要求外 還應(yīng)滿足剛度的要求 強(qiáng)度要求保證軸在反 復(fù)載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞 機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)精度要求較高 不允 許有較大變形 因此疲勞強(qiáng)度一般不失是主要矛盾 除了載荷很大的情況外 20 可以不必驗(yàn)算軸的強(qiáng)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(dòng)軸有足夠的剛度 5 3 確定各軸轉(zhuǎn)速 確定主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速 計(jì)算轉(zhuǎn)速 是傳動(dòng)件能傳遞全部功率的最低轉(zhuǎn)速 各傳動(dòng)件的計(jì)算轉(zhuǎn)速可jn 以從轉(zhuǎn)速圖上 按主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速和相應(yīng)的傳動(dòng)關(guān)系確定 根據(jù) 機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì) 表 3 10 主軸即 軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 min r75 826 153n31zmi j 取 80r min 5j 各變速軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速 如前所示主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速至最高轉(zhuǎn)速間的所有轉(zhuǎn)速都傳遞全部功率 因此 實(shí)現(xiàn) 上述主軸轉(zhuǎn)速的傳動(dòng)件的實(shí)際工作轉(zhuǎn)速也傳遞全功率其他傳動(dòng)件的計(jì)算轉(zhuǎn)速就 是其傳遞全部功率是的最低轉(zhuǎn)速 軸 的計(jì)算轉(zhuǎn)速可從主軸 125r min 按變速副找上去 軸 的計(jì)算轉(zhuǎn)速 160r min 4jn 軸 的計(jì)算轉(zhuǎn)速 為 400r min 3jn 軸 的計(jì)算轉(zhuǎn)速 為 800r min 2j 所以各軸計(jì)算轉(zhuǎn)速如下 軸序號 計(jì)算轉(zhuǎn)速 jn1440 800 400 160 125 各齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速 各變速組內(nèi)一般只計(jì)算組內(nèi)最小齒輪 也是最薄弱的齒輪 故也只需確定 最小齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速 變速組 c 中 18 71 計(jì)算 Z 18 軸上 的齒輪 計(jì)算轉(zhuǎn)速為 125r min 變速組 b 計(jì)算 z 22 軸上 的齒輪 計(jì)算轉(zhuǎn)速為 400r min 變速組 a 應(yīng)計(jì)算 z 24 軸上 的齒輪 計(jì)算轉(zhuǎn)速為 800r in 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 min 2043 64 23 620 14 rn 實(shí) 21 min 20rn 標(biāo) 52 10 4 1 標(biāo) 標(biāo)實(shí) 所以合適 5 4 傳動(dòng)軸直徑的估算 確定各軸最小直徑 根據(jù) 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊 表 7 13 并查 金屬切削206 p mnPdj491 機(jī)床設(shè)計(jì) 表 7 13 得到 取 1 軸的直徑 取 i 80 96 11rnj 取整為 36mm mdj 3 3 44 軸的直徑 取 min 40 92 0 908 12 rnj 取整為 40mm ndj 31 642394 軸的直徑 取 in 0 89 0 90323 rnj 取整為 55mm mndj 25 41691 44 軸的直徑 取 in 1 83 09 0434 rnj 取整為 70mm ndj 7 12591 4 其中 P 電動(dòng)機(jī)額定功率 kW 從電機(jī)到該傳動(dòng)軸之間傳動(dòng)件的傳動(dòng)效率的乘積 該傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速 jnminr 傳動(dòng)軸允許的扭轉(zhuǎn)角 o 當(dāng)軸上有鍵槽時(shí) d 值應(yīng)相應(yīng)增大 4 5 當(dāng)軸為花鍵軸時(shí) 可將估算的 d 值減小 7 為花鍵軸的小徑 空心軸時(shí) d 需乘以計(jì)算系數(shù) b b 值見 機(jī)械設(shè)計(jì) 手冊 表 7 12 和 為由鍵槽并且軸 為空心軸 和 為花鍵軸 根據(jù)以 上原則各軸的直徑取值 和 在后文給定 軸采用光軸 md36 d 22 軸和 軸因?yàn)橐惭b滑移齒輪所以都采用花鍵軸 因?yàn)榫匦位ㄦI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19874 TGB 形花鍵的定心方式為小徑定心 查 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊 26p 的矩形花鍵的基本尺寸系列 軸花鍵軸的規(guī)格 3 為DdN 軸花鍵軸的規(guī)格 842 為BDdN 5 5 鍵的選擇 傳動(dòng)軸 鍵的校核 查 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊 表 6 1 選擇軸 上的鍵 根據(jù)軸的直徑 30 2 d 鍵的尺寸選擇 鍵的長度 L 取 22 主軸處鍵的選擇同上 78 取鍵 高鍵 寬 hb 鍵的尺寸為 鍵的長度 L 取 100 162取鍵 高鍵 寬 7 傳動(dòng)軸的校核 需要驗(yàn)算傳動(dòng)軸薄弱環(huán)節(jié)處的傾角荷撓度 驗(yàn)算傾角時(shí) 若支撐類型相同 則只需驗(yàn)算支反力最大支撐處傾角 當(dāng)此傾角小于安裝齒輪處規(guī)定的許用值時(shí) 則齒輪處傾角不必驗(yàn)算 驗(yàn)算撓度時(shí) 要求驗(yàn)算受力最大的齒輪處 但通?？?驗(yàn)算傳動(dòng)軸中點(diǎn)處撓度 誤差 3 當(dāng)軸的各段直徑相差不大 計(jì)算精度要求不高時(shí) 可看做等直徑 采用平 均直徑 進(jìn)行計(jì)算 計(jì)算花鍵軸傳動(dòng)軸一般只驗(yàn)算彎曲剛度 花鍵軸還應(yīng)進(jìn)行1d 鍵側(cè)擠壓驗(yàn)算 彎曲剛度驗(yàn)算 的剛度時(shí)可采用平均直徑 或當(dāng)量直徑 一1d2d 般將軸化為集中載荷下的簡支梁 其撓度和傾角計(jì)算公式見 金屬切削機(jī)床設(shè) 計(jì) 表 7 15 分別求出各載荷作用下所產(chǎn)生的撓度和傾角 然后疊加 注意方 向符號 在同一平面上進(jìn)行代數(shù)疊加 不在同一平面上進(jìn)行向量疊加 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 軸中點(diǎn)處的撓度影響最大 所以 選擇中間齒輪嚙合來進(jìn)行校核 NdTF mNnPr 2101260 2 12608 9 35 9 5 966 最大撓度 mEIllF4492222max106 2630815 34 23 6 39740614 24mdII MPaEE 軸 的 材 料 彈 性 模 量 式 中 查 機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì) 表 3 12 許用撓度 my12 03 所 以 合 格 yYB 軸 軸的校核同上 鍵和軸的材料都是鋼 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 6 2 查的許用擠壓應(yīng)力 取其中間值 鍵的工作長度MPap120 MPap10 鍵與輪榖鍵槽的接觸高度mbLl 168 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 式 6 1 可得hk5 37 5 PaakldT pp 10 3 0216 20 3 式 中 鍵 機(jī) 械 設(shè) 計(jì) 表 弱 材 料 的 許 用 擠 壓 應(yīng) 力鍵 軸 輪 轂 三 者 中 最 鍵 的 直 徑 為 鍵 的 寬 度 為 鍵 的 公 稱 長 度 圓 頭 平 鍵鍵 的 工 作 長 度 為 鍵 的 高 度此 處度鍵 與 輪 轂 鍵 槽 的 接 觸 高傳 遞 的 轉(zhuǎn) 矩 26 5 p MPamd mbmLbll hkkN 可見連接的擠壓強(qiáng)度足夠了 鍵的標(biāo)記為 20319680 TGB鍵 6 各變速組齒輪模數(shù)的確定和校核 齒輪模數(shù)的估算 通常同一變速組內(nèi)的齒輪取相同的模數(shù) 如齒輪材料相 同時(shí) 選擇負(fù)荷最重的小齒輪 根據(jù)齒面接觸疲勞強(qiáng)度和齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度條 件按 金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì) 表 7 17 進(jìn)行估算模數(shù) 和 并按其中較大者選HmF 取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) 為簡化工藝變速傳動(dòng)系統(tǒng)內(nèi)各變速組的齒輪模數(shù)最好一樣 通常不超過 2 3 種模數(shù) 先計(jì)算最小齒數(shù)齒輪的模數(shù) 齒輪選用直齒圓柱齒輪及斜齒輪傳動(dòng) 查 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 10 8 齒輪精度選用 7 級精度 再由 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 10 1 選擇 小齒輪材料為 40C 調(diào)質(zhì) 硬度為 280HBS r 24 根據(jù) 金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì) 表 7 17 有公式 齒面接觸疲勞強(qiáng)度 32 1 1602 HPjmHznK 齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度 34FPjF a 變速組 分別計(jì)算各齒輪模數(shù) 先計(jì)算最小齒數(shù) 24 的齒輪 齒面接觸疲勞強(qiáng)度 32 1 1602 HPjmHznK 其中 公比 2 P 齒輪傳遞的名義功率 P 0 96 11 10 56KW 齒寬系數(shù) 由 機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ) 可得 m m105 b 齒輪許允接觸應(yīng)力 由 金屬切削機(jī)床設(shè)HP lim9 HP li 計(jì) 圖 7 6 按 MQ 線查取 計(jì)算齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速 jn K 載荷系數(shù)取 1 2 650MPa limH MPaPaHP589 065 6 424836 1 10232 所以根據(jù) 畫法幾何及機(jī)械制圖 表 10 4 將齒輪模數(shù)圓整為 5 齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度 其中 P 齒輪傳遞的名義功率 P 0 96 3 2 88KW 齒寬系數(shù) m m105 b 齒輪許允齒根應(yīng)力 由 金屬切削機(jī)床設(shè)FP lim4 FP li 計(jì) 圖 7 11 按 MQ 線查取 計(jì)算齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速 jn K 載荷系數(shù)取 1 2 MPaF30lim 3FPjmFznK 25 MPaPaFP420 130 3 841 m 根據(jù) 畫法幾何及機(jī)械制圖 表 10 4 將齒輪模數(shù)圓整為 2 5mm 所以 2 321FHm 5 21 于是變速組 a 的齒輪模數(shù)取 m 2 5 b 20mm b 變速組 確定軸 上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù) 先計(jì)算最小齒數(shù) 22 的齒輪 齒面接觸疲勞強(qiáng)度 公式見 a 變速組 其中 公比 2 82 P 齒輪傳遞的名義功率 P 0 922 3 2 766KW 齒寬系數(shù) m m105 b 齒輪許允接觸應(yīng)力 由 金屬切削機(jī)床設(shè)HP lim9 HP li 計(jì) 圖 7 6 按 MQ 線查取 計(jì)算齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速 jn K 載荷系數(shù)取 1 2 650MPa limH MPaPaP589 065 3 2402 31123 H 根據(jù) 畫法幾何及機(jī)械制圖 表 10 4 將齒輪模數(shù)圓整為 2 5 齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度 其中 P 齒輪傳遞的名義功率 P 0 922 3 2 766KW 齒寬系數(shù) m m105 b 齒輪許允齒根應(yīng)力 由 金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì) FP lim4 FP li 圖 7 11 按 MQ 線查取 計(jì)算齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速 jn K 載荷系數(shù)取 1 2 MPaF30lim 26 MPaPaFP420 130 mm97 587642 根據(jù) 畫法幾何及機(jī)械制圖 表 10 4 將齒輪模數(shù)圓整為 3mm 所以2FH 32 軸 上主動(dòng)輪齒輪的直徑 標(biāo)準(zhǔn)齒輪參數(shù) 20h1c0 25 度 1 從 機(jī)械原理 表 5 1 查得以下公式 齒頂圓直徑 mzdaa 1 齒根圓直徑 chf 2 分度圓直徑 齒頂高 ha 齒根高 f 2 圓柱齒輪 齒頂圓直徑 2 1naamhzd 齒根圓直徑 cnf 分度圓直徑 齒頂高 nah 齒根高 nfc 表 5 1 齒輪尺寸表 單位 mm 齒輪 齒數(shù) z 模數(shù) nm分度圓直 徑 d 齒頂圓直 徑 a 齒根圓直 徑 fd 齒頂高 ah 27 2 5 67 5 72 5 61 25 2 5 34 2 5 85 90 78 75 2 5 24 2 5 60 65 53 75 2 5 37 2 5 92 5 97 5 86 25 2 5 38 2 5 95 100 88 75 2 5 30 2 5 75 80 68 75 2 5 30 2 5 75 80 68 75 2 5 38 2 5 95 100 88 75 2 5 50 2 5 125 130 118 75 2 5 40 2 5 100 105 93 75 2 5 30 2 5 75 80 68 75 2 5 27 60 2 5 150 155 143 75 2 5 64 2 5 160 165 153 75 2 5 40 2 5 100 105 93 75 2 5 15 17 3 51 57 43 5 3 16 68 3 204 210 196 5 3 7 齒輪校驗(yàn) 在驗(yàn)算算速箱中的齒輪應(yīng)力時(shí) 選相同模數(shù)中承受載荷最大 齒數(shù)最小的齒 輪進(jìn)接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算 這里要驗(yàn)算的是齒輪 1 齒輪 5 齒輪 11 這三 個(gè)齒輪 齒輪強(qiáng)度校核 計(jì)算公式 彎曲疲勞強(qiáng)度 FSaFtbmYK 接觸疲勞強(qiáng)度 HtEHudZ 15 2 7 1 校核 a 組齒輪 彎曲疲勞強(qiáng)度 校核齒數(shù)為 18 的齒輪 確定各項(xiàng)參數(shù) FSaFtbmYK n 800r min kWP8 296 0 1026 8 2105 9 15 56 mNnPT 確定動(dòng)載系數(shù) VK smdv 61062106 齒輪精度為 7 級 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 圖 10 8 查得動(dòng)載系數(shù) 由 機(jī)1 vK 械設(shè)計(jì) 使用系數(shù) AK mb20 確定齒向載荷分配系數(shù) 取齒寬系數(shù) 5 0 d 28 查 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 10 4 得非對稱齒向載荷分配系數(shù) 417 HK h 11 25 fah 3 52 1 60 b 查 機(jī)械設(shè)計(jì) 圖 10 13 得 2 1 FK 確定齒間載荷分配系數(shù) 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 10 2 查的使用 0 A 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 10 3 查得齒間載荷分配系數(shù) 1 FHK 確定載荷系數(shù) 32 1 FvAK 查 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 10 5 齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù) 65 2FaY8 1Sa 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 圖 10 20 c 查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 aFEMp540 機(jī)械設(shè)計(jì) 圖 10 18 查得 壽命系數(shù) 取疲勞強(qiáng)度安全系數(shù) S 1 39 0 NK aFMp374 1509 2 89 62SaY 2106 12 5NdTFt 3 15403 1 bmKt 接觸疲勞強(qiáng)度 HtEHubdKFZ 1 2 載荷系數(shù) K 的確定 62 147 0 vA 彈性影響系數(shù)的 確定 查 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 10 6 得EZ 8 9EZ 查 機(jī)械設(shè)計(jì) 圖 10 21 d 得 MPaH67lim MPaH03 H 68 43521046 1895 2 故齒輪 1 合適 29 7 2 校核 b 組齒輪 彎曲疲勞強(qiáng)度 校核齒數(shù)為 22 的齒輪 確定各項(xiàng)參數(shù) FSaFtFbmYK 2 n 400r min kWP14 09 08 960 mNnT 561094 5 15 確定動(dòng)載系數(shù) sdv 325 齒輪精度為 7 級 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 圖 10 8 查得動(dòng)載系數(shù) 4 vK mb5 確定齒向載荷分配系數(shù) 取齒寬系數(shù) 5 0 d 查 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 10 4 插值法得非對稱齒向載荷分配系數(shù) 419 H 查 機(jī)械設(shè)計(jì) 圖 10 13 得8 4 25 hb 2 FK 確定齒間載荷分配系數(shù) 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 10 2 查的使用 0 1 AKNdTFt 3 5271094 2 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 10 3 查得齒間載荷分配系數(shù) 1 FHK 確定動(dòng)載系數(shù) 248 104 1 HvAK 查 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 10 5 齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù) 72 FaY57 1Sa 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 圖 10 20 c 查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 aFEMp540 機(jī)械設(shè)計(jì) 圖 10 18 查得 壽命系數(shù) 疲勞強(qiáng)度安全系數(shù) S 1 39 0 NK aFMp374 1509 58 2SaFY 70 40378 1 bmKt 30 接觸疲勞強(qiáng)度 HtEHubdKFZ 15 2 u 62 22 2 82 載荷系數(shù) K 的確定 475 19 04 FvA 彈性影響系數(shù)的 確定 查 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 10 6 得EZ 8 EZ 查 機(jī)械設(shè)計(jì) 圖 10 21 d 得 MPaH67lim MPaH60379 a6035 82 114 57 815 2 故齒輪 7 合適 8 主軸組件設(shè)計(jì) 主軸的結(jié)構(gòu)儲存應(yīng)滿足使用要求和結(jié)構(gòu)要求 并能保證主軸組件具有較好 的工作性能 主軸結(jié)構(gòu)尺寸的影響因素比較復(fù)雜 目前尚難于用計(jì)算法準(zhǔn)確定 出 通常 根據(jù)使用要求和結(jié)構(gòu)要求 進(jìn)行同型號筒規(guī)格機(jī)床的類比分析 先 初步選定尺寸 然后通過結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)確定下來 最后在進(jìn)行必要的驗(yàn)算或試驗(yàn) 如不能滿足要求可重新修改尺寸 直到滿意為直 31 主軸上的結(jié)構(gòu)尺寸雖然很多 但起決定作用的尺寸是 外徑 D 孔徑 d 懸伸量 a 和支撐跨距 L 8 1 主軸的基本尺寸確定 8 1 1 外徑尺寸 D 主軸的外徑尺寸 關(guān)鍵是主軸前軸頸的 前支撐處 的直徑 選定后 1D 其他部位的外徑可隨之而定 一般是通過筒規(guī)格的機(jī)床類比分析加以確定 1 320mm 車床 P 3KW 查 機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì) 表 3 13 前軸頸應(yīng) 初45 01 選 后軸頸 取 mD10 12 85 0 7 D m80 2 8 1 2 主軸孔徑 d 中型臥式車床的主軸孔徑 已由 d 48mm 增大到 d 60 80mm 當(dāng)主軸外徑一 定時(shí) 增大孔徑受到一下條件的限制 1 結(jié)構(gòu)限制 對于軸徑尺寸由前向后遞 減的主軸 應(yīng)特別注意主軸后軸頸處的壁厚不允許過薄 對于中型機(jī)床的主軸 后軸頸的直徑與孔徑之差不要小于 主軸尾端最薄處的直徑不要小m50 2 于 2 剛度限制 孔徑增大會(huì)削弱主軸的剛度 由材料力學(xué)知 主m15 0 軸軸端部的剛度與截面慣性矩成正比 即 404 16 DddDIKd 32 主 軸 孔 徑 主 軸 平 均 外 徑 空 心 實(shí) 心 截 面 慣 性 矩 度 空 心 實(shí) 心 截 面 主 軸 剛 dDIKd0 據(jù)上式可得出主軸孔徑對偶剛度影響的 有圖可見 當(dāng) 時(shí) 說明空心主軸的剛度降低較小 當(dāng)5 0 Dd94 0 Kd 時(shí) 空心主軸剛度降低了 24 因此為了避免過多削7 76 弱主軸的剛度 一般取 主軸孔徑 d 確定后 可根據(jù)主軸的使用及 0 D 加工要求選擇錐孔的錐度 錐孔僅用于定心時(shí) 則錐孔應(yīng)大些 若錐孔除用于 定心 還要求自鎖 借以傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí) 錐度應(yīng)小些 我這里選用莫氏六號錐孔 初步設(shè)定主軸孔徑 d 60mm 主軸孔徑與外徑比為 0 6 8 1 3 主軸懸伸量 a 主軸懸伸量的大小往往收結(jié)構(gòu)限制 主要取決于主軸端部的結(jié)構(gòu)形式及尺 寸 刀具或夾具的安裝方式 前軸承的類型及配置 潤滑與密封裝置的結(jié)構(gòu)尺 寸等 主軸設(shè)計(jì)時(shí) 在滿足結(jié)構(gòu)的前提下 應(yīng)最大限度的縮短主軸懸伸量 a 根據(jù)結(jié)構(gòu) 定懸伸長度 ma120 33 8 1 4 支撐跨距 L 當(dāng)前 多數(shù)機(jī)床的主軸采用前后兩個(gè)支撐 結(jié)構(gòu)簡單 制造 裝配方便 容易保證精度 但是 由于兩支撐主軸的最佳支距 一般較短 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)難于0L 實(shí)現(xiàn) 故采用三支撐結(jié)構(gòu) 要比前后支距 地影響大得多 因此 需要合理確 定 為了使主軸組件獲得很高的剛度可抗震性 前中之距 可按兩支撐主軸1L 1 的最佳只距 來選取 0 由于三支撐的前后支距 對主軸組件的性能影響較小 可根據(jù)結(jié)構(gòu)情況適L 當(dāng)確定 如果為了提高主軸的工作平穩(wěn)性 前后支距 可適當(dāng)加大 如取L 采用三支撐結(jié)構(gòu)時(shí) 一般不應(yīng)該把三個(gè)支撐處的軸承同時(shí)預(yù)緊 1 5 6 DL 否則因箱孔及有關(guān)零件的制造誤差 會(huì)造成無法裝配或影響正常運(yùn)作 因此為 了保證主軸組件的剛度和旋轉(zhuǎn)精度 在三支撐中 其中兩個(gè)支撐需要預(yù)緊 稱 為緊支撐 另外一個(gè)支撐必須具有較大的間隙 即處于 浮動(dòng) 狀態(tài) 稱為松 支撐 顯然 其中一個(gè)緊支撐必須是前支撐 否則前支撐即使存有微小間隙 也會(huì)使主軸組件的動(dòng)態(tài)特性大為降低 試驗(yàn)表明 前中支撐為緊支撐 后支撐 位松支撐 要比前后支撐位緊支撐 中支撐為松支撐的結(jié)構(gòu)靜態(tài)特性顯著提高 8 1 5 主軸最佳跨距 的確定0L 考慮機(jī)械效率 主軸最大輸出轉(zhuǎn)距 床身上最大加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的 50 到 60 即加工工件直徑取為 160mm 則 半徑為 0 08 m 2 計(jì)算切削力 NF8400 3267 前后支撐力分別設(shè)為 ABF NlaA 3 120536840 FB 12 軸承剛度的計(jì)算 mPT 32 6785 09 34 根據(jù)式 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 方鍵主編 6 1 有 umNizlFdKarrr 9 1 08 10cos 39 查 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 方鍵主編 表 6 11 得軸承根子有效長度 球數(shù)和列數(shù) 632 526 BAzizi 108 1 aalml 再帶入剛度公式 umNKA 96 2140cos323 259 9 8 01 B 86 8 07 19 264A 主軸當(dāng)量直徑 dDe m92810 主軸慣性矩 5 4dIe 46410 60 計(jì)算最佳跨距 設(shè) 24 77 29 215cmaKEIA 3497 5018 1 06 6 cmIBBA 查 金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì) 3 14 4 63 tL 式中 1 3BAKamt 687 0 1 27 1 2 79 5083 BAKatcBm cmtL 324568 03 34 16 1 0 35 式中 05 a 12447mauNKd dDII MPEEBAi前 懸 伸 量 后 軸 承 的 剛 度 前 軸 承 的 剛 度 主 軸 的 外 徑 和 孔 徑 主 軸 的 截 面 慣 性 矩 量彈 性 模 量 鋼 的 彈 性 模 8 2 主軸剛度驗(yàn)算 機(jī)床在切削加工過程中 主軸的負(fù)荷較重 而允許的變形由很小 因此決 定主軸結(jié)構(gòu)尺寸的主要因素是它的變形大小 對于普通機(jī)床的主軸 一般只進(jìn) 行剛度驗(yàn)算 通常能滿足剛度要求的主軸 也能滿足強(qiáng)度要求 只有重載荷的 機(jī)床的主軸才進(jìn)行強(qiáng)度驗(yàn)算 對于高速主軸 還要進(jìn)行臨界轉(zhuǎn)速的驗(yàn)算 以免 發(fā)生共振 一彎曲變形為主的機(jī)床主軸 如車床 銑床 需要進(jìn)行彎曲剛度驗(yàn)算 以 扭轉(zhuǎn)變形為主的機(jī)床 如鉆床 需要進(jìn)行扭轉(zhuǎn)剛度驗(yàn)算 當(dāng)前主軸組件剛度驗(yàn) 算方法較多 沒能統(tǒng)一 還屬近似計(jì)算 剛度的允許值也未做規(guī)定 考慮動(dòng)態(tài) 因素的計(jì)算方法 如根據(jù)部產(chǎn)生切削顫動(dòng)條件來確定主軸組件剛度 計(jì)算較為 復(fù)雜 現(xiàn)在仍多用靜態(tài)計(jì)算法 計(jì)算簡單 也較適用 主軸彎曲剛度的驗(yàn)算 驗(yàn)算內(nèi)容有兩項(xiàng) 其一 驗(yàn)算主軸前支撐處的變形 轉(zhuǎn)角 是否滿足軸承正常工作的要求 其二 驗(yàn)算主軸懸伸端處的變形位移 y 是否滿足加工精度的要求 對于粗加工機(jī)床需要驗(yàn)算 y 值 對于精加工 或半精加工機(jī)床值需驗(yàn)算 y 值 對于可進(jìn)行粗加工由能進(jìn)行半精的機(jī)床 如臥 式車床 需要驗(yàn)算 值 同時(shí)還需要按不同加工條件驗(yàn)算 y 值 支撐主軸組件的剛度驗(yàn)算 可按兩支撐結(jié)構(gòu)近似計(jì)算 如前后支撐為緊支 撐 中間支撐位松支撐 可舍棄中間支撐不計(jì) 因軸承間隙較大 主要起阻尼 作用 對剛度影響較小 若前中支撐位緊支撐 后支撐為松支撐時(shí) 可將前中 支距 當(dāng)做兩支撐的之距計(jì)算 中后支撐段主軸不計(jì) 1L 機(jī)床粗加工時(shí) 主軸的變形最大 主軸前支撐處的轉(zhuǎn)角有可能超過允許值 故應(yīng)驗(yàn)算此處的轉(zhuǎn)角 因主軸中 后 支撐的變形一般較小 故可不必計(jì)算 主軸在某一平面內(nèi)的受力情況如圖 36 在近似計(jì)算中可不計(jì)軸承變形的影響 則該平面內(nèi)主軸前支撐處的轉(zhuǎn)角用 下式計(jì)算 1 5 0 1 3 MLcQbFaLEI A 切削力 的作用點(diǎn)到主軸前支承支承的距離 S a W 對于普通車床 W 0 4H H 是車床中心高 設(shè) H 200mm 則 120 420Sm 當(dāng)量切削力的計(jì)算 NFaW7 14068120 主軸慣性矩 5 4dIe 式中 主 軸 孔 徑 主 軸 支 撐 段 的 慣 性 矩 主 軸 當(dāng) 量 外 徑 鋼 主 軸 材 料 的 彈 性 模 量 主 軸 有 關(guān) 尺 寸 主 軸 懸 伸 量支 撐 反 力 系 數(shù) 主 軸 前 支 撐 反 力 矩 可 忽 略 不 計(jì) 車 床 磨 床 若 軸 向 切 削 力 較 小 如軸 向 切 削 力 引 起 力 偶 矩 作 用 于 主 軸 上 的 傳 動(dòng) 力主 軸 傳 遞 全 部 功 率 時(shí) 切 削 力 作 用 于 主 軸 端 部 的 當(dāng) 量主 軸 傳 遞 全 部 功 率 時(shí) d dDIcmLDMPaEMPaEccbaM McmNNQFA 64 10 2 447 1 5 0 1 3