最大加工直徑為400mm普通車床的主傳動部件設(shè)計【55KW40-180014112】

1、機制課程設(shè)計說明書題目：最大加工直徑為400mm普通車床的主傳動部件設(shè)計 姓名：學(xué)號： 班級：機械設(shè)計制造及其自動化 指導(dǎo)老師:2016年1月6號一、機床課程設(shè)計的的目的-1-二、課程設(shè)計題目、設(shè)計任務(wù)及設(shè)計要求-1-三、傳動方案擬定-2-3.1、主軸級數(shù)的擬定-2-3.2選擇辭力機-3 -3.3、選擇結(jié)構(gòu)式-3-3.4、擬定轉(zhuǎn)速圖-4-3.4.1、確定傳動軸軸數(shù)-4-3.4.2、確定各級轉(zhuǎn)速并繪制轉(zhuǎn)速圖-4-3.5、確定各變速組變數(shù)副齒數(shù)-7-3.6、傳動系統(tǒng)圖-9-3.7、確定主軸、各傳動軸和齒輪的計算轉(zhuǎn)速-9-3.7、核算主軸的轉(zhuǎn)速誤差-10-3.8、傳動軸傳遞的額定功率和扭矩-10-四

2、、齒輪設(shè)計-11-4.1、齒輪模數(shù)的估算-11-4.2、齒輪模數(shù)的驗算-13-4.3、直齒圓柱齒輪的應(yīng)力驗算-14-五、帶傳云力設(shè)計-17 -六 傳云力軸的校核-19-6.1、傳動軸的直徑以及花鍵選擇-19-6.2、傳動軸的校核-20-6.3、傳動軸ii的最大撓度計算-21-6.4、傳動軸ii的在支承處的傾角計算-23-七、軸承的壽命校核-24-八、主軸組件靜剛度的校核-25-8.1、兩支承主軸組件的最佳跨距-25-8.3、兩支承主軸組件的靜剛度驗算-28-8.4、主軸材料與熱處理-30-8.5、頭部尺寸的選擇-31-九、艽他-31-金屬切削機床課程設(shè)計說明書一、機床課程設(shè)計的的目的機床課程設(shè)

3、計是在金屬切削機床課程之后進行的實踐性教學(xué)環(huán) 節(jié)，其目的在于通過機床運動機械變速傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計，是學(xué)生 在擬定的傳動和結(jié)構(gòu)方案過程中，得到設(shè)計構(gòu)思、方案分析、結(jié)構(gòu)工 藝性、機械制圖、零件計算、編寫技術(shù)文件和查閱技術(shù)資料等方面的 綜合訓(xùn)練，樹立正確的設(shè)計思想，掌握基本的設(shè)計方法，并培養(yǎng)學(xué)生 具存初步的結(jié)構(gòu)分析、結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算能力。、課程設(shè)計題目、設(shè)計任務(wù)及設(shè)計要求課程設(shè)計題目：最大加工直徑為400mm普通車床的主傳動部件設(shè)計 設(shè)計任務(wù)：1、擬定出一個完整的和合理的轉(zhuǎn)速圖與傳動系統(tǒng)圖。2、初算與驗算并最后確定有關(guān)傳動件的結(jié)構(gòu)尺寸。3、進行主運動軸系、變速機構(gòu)、主軸組件、箱體、操縱機構(gòu)、 潤滑和

4、密封等的布置并進行結(jié)構(gòu)設(shè)計。4、編寫設(shè)計說明書 設(shè)計要求：1、主軸最低轉(zhuǎn)速為40轉(zhuǎn)/分、轉(zhuǎn)速級數(shù)為12級、主電機功率為5.5kw,其余自定。2、主電機可以選擇丫系列電機、也可以使用直流電機和交流變 頻電機。3、最好采用特殊形式的變速系統(tǒng)。4、所有的圖紙都必須符合國家制定的六項基礎(chǔ)標(biāo)準(zhǔn)。圖面應(yīng)正 確、完整、美觀。5、說明書一律用規(guī)定的紙張按一定的格式單面書寫、要求簡明 扼要、文字精煉、語句通順、字跡工整、圖文并茂、裝訂成冊。三、傳動方案擬定最高轉(zhuǎn)速n3.1、主軸級數(shù)的擬定max = 1000vmax 17id mm r/min對于臥式車床，如用dmax表示床身上的最大回轉(zhuǎn)直徑（即主要參 數(shù)），通

5、?？扇∽畲蠛妥钚〖庸ぶ睆絛max =0.50.6，d min =0.20.25 d max， 其中最大加t直徑=400mm。對于一般車床來 說匕狀在 150-300r/min,所以取 vmax=300r/min。nmax = 1000vmax/;zrfniin=1000*300/5.14*400*0.6*0.25=1592r/min,取標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列轉(zhuǎn)速n胃=1600r/m i n=由于 z=12,所以公比 41=1.066n min 40查表（金屬切削機床）表7-1，首先找到40,然后每跳過5個數(shù)取一 個數(shù)，即可得到公比為1. 41的數(shù)列：40、 56、 80、 112、 160、 224、 31

6、5、 450、 630、 900、 1250、 1800 共12級轉(zhuǎn)速。蹤合上述可得：主傳動部件的運動參數(shù) nlsoor/min nmin=40r/min z=124)=1.413.2選擇電動機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(chǎn) 需要，又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。選擇電動機的原則有 兩點： 考慮電動機的主要性能(啟動、超載及調(diào)速等)、額定功率大 小、額定轉(zhuǎn)速及結(jié)構(gòu)型式等方面要滿足生產(chǎn)機械的要求。 在以上前提下優(yōu)先選用結(jié)構(gòu)簡單、運行可靠、維護方便又價格 合理的電動機。一般車床若無特殊要求，多采用y系列封閉式三相異 步電動機。la知電動機功率力5. 5kw，查(機械設(shè)

7、計課程設(shè)計)電動 機表20-1，選y-132s-4型y系列籠式三相異步電動機，額定轉(zhuǎn)速為 1440r/min又電動機轉(zhuǎn)速nd=1440不符合轉(zhuǎn)速數(shù)列標(biāo)準(zhǔn)，因而增加一定比傳動副。3.3、選擇結(jié)構(gòu)式根據(jù)z為12,可得到三種結(jié)構(gòu)式：(1) 12=3x2x2(2) 12=2x3x2(3) 12=2x2x312級轉(zhuǎn)速變速系統(tǒng)的變速組，選擇變速組安排方式時，考慮到機床 主軸變速箱的具體結(jié)構(gòu)、裝置和性能，應(yīng)該遵守以下四個原則：(1) 傳動副前多后少原則(2) 傳動順序與擴大順序相一致的原則(3) 變速組的降速要前快后慢，中間軸的轉(zhuǎn)速不超過電動機的轉(zhuǎn)速(4) 轉(zhuǎn)速圖中傳動比的分配以上原則，因此取方案(1)12

8、=3x2x2。在降速傳動中，防止齒輪直徑過大而使徑向尺寸常限制最小傳動 比；在升速時為防止產(chǎn)生過大的噪音和震動常限制最大轉(zhuǎn)速比。在 主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍。在設(shè)計時必須保證中間傳動軸 的變速范圍最小。對于12-3x2x2的傳動方案，根據(jù)變速組擴大順序的不同又有 兒種不同的結(jié)構(gòu)式方案根據(jù)擴大組的順序與傳動順序一致的原則，選擇方案12=31x23x26o 檢查傳動組的變速范圍時，只需要檢查最后一個擴大組：其中 41，x2=6，p2=2所以r2=1.416:7. 858彡810,合適。3.4、擬定轉(zhuǎn)速圖3.4.1、確定傳動軸軸數(shù)傳動軸軸數(shù)變速組數(shù)定比傳動副數(shù)+ 1 = 3 + 1 + 1

9、二 5。3.4.2、確定各級轉(zhuǎn)速并繪制轉(zhuǎn)速由2 = 12確定各級轉(zhuǎn)速:40, 56、80, 112, 160, 224, 315, 450, 630, 900, 1250, 1800 r/min在五根軸中，除去電動機軸，其余四軸按傳動順序依次設(shè)為i、 ii、iii、iv。i與ii、ii與iii、iii與iv軸之間的傳動組分別設(shè)為a、 b、c?，F(xiàn)由iv （主軸）開始，確定i、ii、iii軸的轉(zhuǎn)速1）軸iii的轉(zhuǎn)速傳動組c的變速范圍為r2=1.416=7.858彡810，根據(jù)傳動比iii軸的轉(zhuǎn)速只存一種可能:160， 224， 315, 450， 630,900r/min2）軸ii的轉(zhuǎn)速傳動組b的

10、級比指數(shù)為3,希望中間軸轉(zhuǎn)速較小，因而為了避免升速，又不致傳動比太小，可取lbl = 1 =1 1lb2 =:2.84(p:軸ii的轉(zhuǎn)速確定為： 450， 630,900r/min。3）軸i的轉(zhuǎn)速對于軸i，其級比指數(shù)為1,可取11. 11.1 la = = - y la2 = la3 = - j2（p21.41 （p1確定軸i轉(zhuǎn)速為,900r/min。由此也可確定加在電動機與主軸之間的定傳動比。系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖:tv電機軸iiitit1440180012509006304503152241601128056403.5、確定各變速組變數(shù)副齒數(shù)齒輪齒數(shù)的確定必須在保證轉(zhuǎn)速在允許誤差范圍的前提下，對于 閉

11、式傳動盡量符合減少模數(shù)、增加齒數(shù)的選定最小齒數(shù)的原則，同時 又應(yīng)考慮到使齒輪結(jié)構(gòu)尺寸緊湊，經(jīng)過權(quán)衡、分析計算最后確定出較 為合理的齒數(shù)。齒數(shù)是按各個變速組分別進行計算確定的。根據(jù)轉(zhuǎn)速圖中各個傳動副的傳動比來確定齒數(shù)等，可用計算法或查表確定齒輪齒數(shù)，后者更為簡便，根據(jù)要求的傳動比i和初步定出的傳動副齒數(shù)和z， 查表即可求出小齒輪齒數(shù)。選擇時應(yīng)考慮：1. 傳動組小齒輪應(yīng)保證不產(chǎn)生根切。2. 對于標(biāo)準(zhǔn)齒輪，丼最小齒數(shù)zminl7-20齒輪的齒數(shù)和z不能太大， 以免齒輪尺寸過大而引起機床結(jié)構(gòu)增大，一般推薦齒數(shù)和z < 100120，常選用在100之內(nèi)。3. 同一變速組中的各對齒輪，其中心距必須保

12、證相等。4. 保證強度和防止熱處理變形過大，以及齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚。5. 保證主軸的轉(zhuǎn)速誤差在規(guī)定的范圍之內(nèi)。6. 保證不產(chǎn)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(xiàn)。查金屬切削機床表8-1得出：a 組齒輪齒數(shù)為：24/48, 30/42, 36/36 b組齒輪齒數(shù)為：22/62, 42/42 c組齒輪齒數(shù)為：18/72, 60/30各傳動組的最小齒輪齒數(shù)和齒數(shù)和變數(shù)組第一變數(shù)組第二變數(shù)俎第三變數(shù)俎齒數(shù)和728490齒輪z,z2z:izir 2v 3z4z5v 'v 5z6z7v 6v 7齒數(shù)243036484236224262

13、42186072303.6、傳動系統(tǒng)3.7、確定主軸、各傳動軸和齒輪的計算轉(zhuǎn)速1）根據(jù)金屬切削機床表8-2，中型車床主軸的計算轉(zhuǎn)速時第一個 三分之一轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的最高轉(zhuǎn)速，即n4=112r/min。2）從動軸軸ill可從主軸為112r/min按18/72的傳動副找上去為 450r/min。但是由于軸iii的最低轉(zhuǎn)速為160r/min經(jīng)傳動組c可使主 軸得到40和315r/min的兩種轉(zhuǎn)速。315r/min要傳遞全部功率，所 以軸iii的計算轉(zhuǎn)速應(yīng)為160r/min。軸ii的計算轉(zhuǎn)速可按傳動副b推 上去，得到450r/min。軸i的計算轉(zhuǎn)速為900r/min。3) 齒輪傳動組c中，18/72只需要

14、計算z=18的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為 450r/min； 60/30只需要計算z=30,計算轉(zhuǎn)速為315r/min。傳動組b 應(yīng)計算z=22，計算轉(zhuǎn)速為450r/min。傳動組a應(yīng)計算z=24，計算轉(zhuǎn) 速為 900r/min。3.7、核算主軸的轉(zhuǎn)速誤差實際轉(zhuǎn)速標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速n實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差一般不應(yīng)該超過±100-1)%，主軸轉(zhuǎn)速n,n2n：,n5n6n7nsn9n,onn,2理論轉(zhuǎn)速(r/min)40568011216022431545063090012501800實際轉(zhuǎn)速(r/min)39. 3855. 1178. 75110.25164220. 53154416308

15、8212341764轉(zhuǎn)速誤差(%)1.551.591.561.452.51.560200.891.282即iklo(-l)% =4.1%滿足要求。3.8、傳動軸傳遞的額定功率和扭矩帶傳動的效率z/0.96,滾動軸承效率7/2=0. 99，齒輪傳動效率i 軸:pi = pot/i = 5.5x0.96 = 5.2skwti = 9550x= 56.03/7?nii 車由：p2= p'種=5.28x0.99x0.98 = 5.01 kwt2 = 9550x= 107.60 2v / mz72iii軸：p3 = pi 徘=5.07x0.99x0.98 二 4.87/cw?3 = 9550x=

16、 290.68w /m、齒輪設(shè)計4.1、齒輪模數(shù)的估算按接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù)比較復(fù)雜，而且有 些系數(shù)只有在各參數(shù)已知后方可確定，所以只在草圖畫完后校核用。 在畫草圖前，要選用標(biāo)準(zhǔn)齒輪模數(shù)。齒輪彎曲疲勞的估算：mw >323nzztj齒輪點蝕的估算：a > 3703n/并中n;為大齒輪計算轉(zhuǎn)速，a為齒輪的中心距由中心距及齒輪zl和z2求出模數(shù)：2amszl + 22根據(jù)估算所得和中的較大值，取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)表(gb/t1357-1987)第一系列1.01.251.53.04.05.06.08.010.0第二系列0.91.752.252.75(3.25)3.5

17、(3.75)4.55.5注：在選用模數(shù)時應(yīng)優(yōu)先采用第一系列，括號里的模數(shù)盡可能不用(1) 傳動組az=24，ny=900r/min,mw>323(=323( 528zhj24x9002.0,佔70<=320&57.71誦mj2azi + z2=1.6，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=2.5na> 370., =82.95mm nymj =2azi + z2=2.0，標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=3.0(2) 傳動組bz=22, n,=450r/min,mw > 32?/ =2.63z/ti(3) 傳動組c由于18和30兩個齒輪哪一個齒輪的應(yīng)力更大一些較難判斷。所 以應(yīng)該同時計算，選擇模數(shù)較大的作為

18、傳動組c的齒輪模數(shù)。n z=18，n; =450r/min,mw >323/ =2.70z/lja>370/=81.84mm njmj =1.8z + z2n z=30，n;=315r/min，mw >323/ =2.57z/lja> 37031 =92.17mm nj2a 9 nc mj =2.05zl + z2綜上所述，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)力m=3.04.2、齒輪模數(shù)的驗算一般同一變速組中的齒輪取同一模數(shù)，選擇負(fù)荷最重的小齒輪， 按簡化的接觸疲勞強度進行計算：mj = 16338s(mm)hzi2ip/j2式中，一按接觸疲勞強度計算的齒輪模數(shù)(mm);mi驅(qū)動電動機的功率(k

19、w);nj計算齒輪的計算轉(zhuǎn)速；u一一大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比。1，外嚙合取“ + ”，內(nèi)嚙合取zj小齒輪齒數(shù)；(pm齒寬系數(shù)，= (b力齒寬，m力模數(shù))，外=6-10;m一一許用接觸應(yīng)力查齒輪許用應(yīng)力表10-1,確定齒輪材料為45整淬，硬度為 hrc=40-45,接觸許用應(yīng)力為lloompa,彎曲許用應(yīng)力為320mpa。(1) 傳動組a齒輪24/48mj = 163383(pnz2oj2nj16338(g + l)x5.57x24|xl 100x9002.01 mm，合適(2) 傳動組b齒輪2/62mj = 163383(w + y)nd(flnz2c7i2 nj163386222+ i)x

20、5.57x2x|xll004502.77 mm，合適(3) 傳動組c齒輪172mj = 163383(u + l)nd(pin7j 1 (7/* hj16338：7218+ i)x5.5727xi82xx11002x315 182.89 mm，合適齒輪600，163 測織r16338:4.3、直齒(+ i)x5.5 30= 2.46mm,合適7x302xx11002x315 30柱齒輪的應(yīng)力驗算在驗算變速箱中的齒輪應(yīng)力時，選用相同模數(shù)中承受荷載最大 的，齒數(shù)最小的齒輪進行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力驗算。一般對高速傳動 齒輪主要驗算接觸應(yīng)力，對低速傳動齒輪主要驗算彎曲應(yīng)力，對硬齒 面軟齒芯的滲碳淬火齒輪

21、，一定要驗算彎曲應(yīng)力。對于z=24的齒輪 進行接觸應(yīng)力驗算，對于z=22、z=18的齒輪進行彎曲應(yīng)力驗算。接觸應(yīng)力驗算公式為：2088x10' l(u + v>k'k2k必nn=,1-= mpa) < ctjzm vubnj彎曲應(yīng)力驗算公式為：zm2 bynj(mpa) < a,式中，n傳遞的額定功率;n/計算轉(zhuǎn)速(r/min);初算的齒輪模數(shù)(mm);b齒寬，b =（jkd - （aimz ,取命=1 （mm）z小齒輪齒數(shù)；u一一大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比。1，外嚙合取“ + ”，內(nèi)嚙合取“ ” ks壽命系數(shù)；ks= krknkrkt一一工作期限系數(shù)； ie

22、omtkt = v cot一一齒輪在機床工作期限7；內(nèi)的總工作時間（h）,對于中型 機床的齒輪取ra=1500020000h,同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認(rèn)為t=ta/p, p為該變速組的最低傳動副；ni齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）;co一一基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，鋼和鑄鐵件；接觸載荷取co = lo7，彎曲載荷取cn = 2xio6;m疲勞曲線指數(shù)，鋼和鑄鐵件；接觸載荷取m=3;彎曲載 荷吋，對正火、調(diào)質(zhì)和整淬及整體淬硬件，對表面淬硬 （高頻、滲碳、氮化等）取m=9;kn轉(zhuǎn)速變化系數(shù)；kn功率利用系數(shù)；變動工作量交變載荷下，心的極限值查表。高速傳動件可能出 現(xiàn)/ >/c5nax，此時取a

23、 =大載荷低傳動件可能出現(xiàn)心</cn，此時取a = lmin;當(dāng)/csnh心，心取計算值。k3工作狀況系數(shù)?？紤]載荷沖擊的影響，主傳動（中等沖擊） 取心=1.21.6;k2東載荷系數(shù)；k,一一齒向載荷分布系數(shù)；y一一齒形系數(shù)如果驗算的應(yīng)力、大于初算時選定的材料及熱處理方式的許 用應(yīng)力，可增加齒寬b值，或改變熱處理方式，或另選具有較大的許 用應(yīng)力值的材料。對于v大于25m/s或轉(zhuǎn)速大于3000r/min的齒輪定義為高速傳動 齒輪，所以對齒輪的進行為彎曲應(yīng)力驗算。齒輪z=242.33;j60mt _a<60x900x18000/3 v co _v 2xl06ks= ktkh = 2.3

24、3x0.90x0.78x0.77 = 1.25/cs腿=0.9，所以取a =0.9；= 68<a, = 320( mpa)191xl05k/m尺w _ 191xl05xl.45xl.l8xl.5x0.9x5.28 mrbym 24 x2.52x 60x0.420x900滿足要求。©齒輪z=22ktj60mrv co60x450x18000/22xl062.23 ；ks = krknknkr = 2.23x0.97x0.78x0.75 = 1.18 >=0.9,所以取 l=0.9 ;geo 191xl05/g/c2/dvzm2 bynj191x105xl .45x1.18x

25、1.5x0.9x5.0720x32x60x0.395x450= 117岡= 320( mpa)滿足要求。 齒輪z=18j60mr v co=660x160x18000/22xl061.87= krknknkz = 1.87x0.97x0.78x0.72 = 0.95>=0.9,所以取 a =0.9 ;191xl05 廠 ih/dwznv bynj191xl05xl.45x1.18x1.5x0.9x4.8718x32x54x0.378x450144<fa, = 320(a/pa)滿足要求。五、帶傳動設(shè)計電動機轉(zhuǎn)速n=1440r/min,傳遞功率p=5. 5kw,兩班制，一天運轉(zhuǎn) 16

26、小時，工作年數(shù)10年。(1)定計算功率取1<=1.2，則 pt、a =kap = 1.2x5.5 = 6.6kw(2) 選取v帶型根據(jù)小帶輪的轉(zhuǎn)速和計算功率，選a型帶。(3) 定帶輪直徑和驗算帶速查表小帶輪基準(zhǔn)直徑：tt1440取< =100mm，= dixi = 100x= 160mm。900驗算帶速成v7cdxn60x1000其中-小帶輪轉(zhuǎn)速，r/min；4-小帶輪直徑，mm;3.14x100x144060x1000=7.536m/5e 5,25合適。(4) 確定帶傳動的中心距和帶的基準(zhǔn)長度設(shè)中心距為()，則0. 55 ( dx +1/2) a2 (t/| +)于是：143&l

27、t;a520,初取中心距為 = 350mmo帶長 £0 = 2a + (+ 6八)+ “2 一 名)24%1 3.14 /inn(160-100)211a1=2x350 hx(100 + 160) + -= 1101 mm24x350查表取相近的基準(zhǔn)長度£(/=1100腳!。帶傳動實際中心距« = «0 + 一 = 350mm 26/min = cl 0.15ld = 185: a max = 6z + 0.03l(i = 383(5) 撓曲次數(shù)looomv 1000x2x7.536 11 ld1100= 13.7040次/秒，合適(6) 驗算小帶輪的包

28、角一般小帶輪的包角不應(yīng)小于120°。漢，180°x57.3。= 170120°。合適。(7) 確定帶的根數(shù)2 p ca(po+apo)a其中：單根普通v帶的基本額定功率：ap()-fvl時傳遞功率的增量；屹-按小輪包角6z，查得的包角系數(shù)；<-長度系數(shù)；為避免v型帶工作時各根帶受力嚴(yán)重不均勻，限制根數(shù)不大于10。z = (l.32 + o,5)xo.98xo.9r3-取 6 根"（8）計算帶的張緊力巧)二 500(2.5心vz ka) + gv2其中：a、,-帶的傳動功率，kw; v-帶速,m/s；q-每米帶的質(zhì)量，kg/m；取q=0. 105kg

29、/m。k=500xx（2,5°，98） + 0.105x7.5362 =119.16 7.536x60.98（9）計算作用在軸上的壓軸力fq - 2zf0 sin - 2x6x119.16xsin170= i4i9.26a六、傳動軸的校核6.1、傳動軸的直徑以及花鍵選擇傳動軸直徑按扭曲剛度下式進行概算：d = 1.644,-（mm）w式中，d傳動軸直徑（mm）;t該軸傳遞的額定扭矩（wmm）;nj該軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min）;fl一一該軸每米長度允許扭曲角（deg/m）, 般傳動軸取 州=o.5、r,取=ri軸:=25.23( mm);ii 軸：d=29.70(mm);iii軸：d

30、= 1.644 = 38.08( mm);采用花鍵軸結(jié)構(gòu)，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(biāo)準(zhǔn)花鍵。di= 0.93x25.23 = 23.46mm,花鍵軸為6-28x23x6d2 = 0.93x29.70 = 27.62mm，花鍵軸為6-30x26x6ds = 0.93x38.08 = 35.41mm，花鍵軸為 6-38x33x106.2、傳動軸的校核傳動軸的彎曲剛度主要對軸n進行校核，齒輪傳動軸同時受輸入扭矩驅(qū)動力a和輸 出扭矩驅(qū)動力a的作用而產(chǎn)生彎曲變形。當(dāng)齒輪為直齒圓柱齒輪，其 嚙合角a = 20°，齒面摩擦角為p = 5.72。時，則2a=2.12

31、xl07- （2. 13） mzn式中：n該齒輪傳遞的全功率m,z_該齒輪的模數(shù) （mm）， 齒數(shù)；n該傳動軸的計算工況轉(zhuǎn)速（r/min）, （n = naj 2或zi = naj）;naj該軸輸入扭矩的齒輪計算轉(zhuǎn)速（r/min）;nbj該軸輸出扭矩的齒輪計算轉(zhuǎn)速（r/min）;么，2</2,2。3是變速組1的驅(qū)動力，且3個驅(qū)動力不能同吋作用，么，么是變速組2的驅(qū)動阻力，且2個驅(qū)動阻力不能同時作用。將五種驅(qū)動力/驅(qū)動阻力分別帶入式(2. 13),可得到各驅(qū)動力為:qaqu2qa3= 2.12x107x= 2.12x107x= 2.12x107x5.283x36x9005.283x48x9

32、005.283x42x900= 1179/v;=864n ;=9877v對于輸出驅(qū)動阻力，由于各種情況轉(zhuǎn)速不定，故應(yīng)在選定校核用軸ii速度以后計算6.3、傳動軸ii的最大撓度計算為了計算上的簡便，可以近似地以該軸的中點撓度代替最大撓度， 其最大誤差不超過3%.若兩支承的齒輪傳動軸為實心的圓形鋼軸，忽略其支承變形，在單 在彎曲載荷作用下，其中點撓度為：=171n5xa (mm)(6. 1)d mzn式中：/兩支承間的跨距(mm)，對于軸ii，/ = 228mm ；d該軸的平均直徑(mm)，本軸的平均直徑£> = 34醐7;x = |,n,一一齒輪z,的工作位置至較近支承點的距離(

33、mm);x,輸入扭矩的齒輪在軸的中點引起的燒度(mm);-輸出扭矩的齒輪在軸的中點引起的撓度(mm);a丁對于輸入的三個驅(qū)動力，計算其分別作用時對于軸中點的撓度 值，其余各符號定義與之前一致。對于其輸入位置 ai = 35.5mm，故; =二=0.156,2283 x 5.28 x (0.75 x 0.156 - 0.1563)vai = 171.39= 0.020284 x 3 x 36 x 900對于么，其輸入位置，a? = 55.5mm，故x6z20.243m _ 2283 x 5.28 x (0.75 x 0.243 - 0.2433) nn_ ya2 = 171.39= 0.0232

34、84x3x48x900對于i，其輸入位置a3 = 75.5mm，故x = 2 = 0.331>2 = 171.390.0332283 x 5.28x(0.75 x 0.331-0.3313)284x3x42x900故0:3引起的中點撓度最大，在計算合成撓度時使用qa = qa3 , > = >3進 行計算。此時對之前計算的輸出驅(qū)動阻力進行計算，各力為 行計算。q/,i = 2.12xl070,2 = 2.12xlo75.073x20x9005.073x20x9001990w10487v帶入式(6. 1)，對于輸出的兩個驅(qū)動阻力，計算其分別作用時對于軸中點的燒度值b對于込丨，其

35、輸入位置= 32.5mm，故1 =。二0.111州=17l39228-x5.07x(0.75x0.111-0.111 況284x3x20x900bi對于込2,其輸入位置卜2 = 52.5mm，故a: = 2 = 0.179= 171.39228'x5.07x(0.7 城0 皿284x3x38x900故么引起的中點撓度最大，在計算合成撓度時使用a =>。= 進(6. 2)中點的合成撓度可按余弦定理計算，即:yh = yh - 2xwos 夕(脂 0式中：.v/,被驗算軸的中點合成撓度(mm)p一一驅(qū)動力么和阻力么在橫剖面上，兩向量合成時的夾角 (deg), # = 5-2(a +

36、p)._在橫剖面上，被驗算的軸與其前、后傳動軸連心線的夾 角(deg),按被驗算的軸的旋轉(zhuǎn)方向計量，巾剖面圖上可 得5值.嚙合角6z = 20°,齒面磨擦角p = 5.72。，得/? = j - 2(a + p) = 0 - 2(20 + 5.72) = -51.44。代入計算，得:y/, =+= 0.0332 +0.0262 一2x0.033x0.026cos(-51.44") = 0.028y = (0.0003 0.0005)/= 0.0684 0.114 取y=0. 1,滿足要求。6.4、傳動軸ii的在支承處的傾角計算傳動軸在支承點a, b處的傾角么時，可按下式進行

37、近似計算: 6?4 = -6fe = (mj)<(6. 3)代入 = 0.028 , i = 228mm，得泳=一泳=平=3.4x1 (t4 < 沒滿足要求，故不用計算其在齒輪處的傾角。七、軸承的壽命校核軸承選擇：i 軸：6205ii 軸：6205iii軸：6207軸承的壽命校核：機床的一般傳動軸用的滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應(yīng)進行疲勞驗算。其額定壽命的計算公式為：lh = 500()£ > ?(/?)kakhpk.klp或 cj = - kakhpknklp < c(n)fn式中：lh額定壽命(h);t滾動軸承的許用壽命，一般機床取10000150

38、00h，重型和精 密機床取2000030000h:cj計算動載荷(n);c滾動軸承額定動載荷(n);fn速度系數(shù)，fn=-；v 3ric£壽命指數(shù)，對球軸承s =3，對于滾子軸承£=10/5;nc計算轉(zhuǎn)速(r/min)；fh壽命系數(shù)，fh =；v500ka一一使用系數(shù)；k'、轉(zhuǎn)速變化系數(shù)；khp功率利用系數(shù)；p當(dāng)量動載荷(<e, p=fr; >e, p = 0.56fr +yfa )frfri軸：lh = 500(cfnkakhpk、klpy =500x(14000x0.331.1x0-82x0.78x0.8x914=36214615000/2滿足要求1

39、1軸：500(kakhpk,klp= 500x(14000x0.411.1x0.96x0.78x0.8x1612= 78898>15000/z滿足要求 in軸：lh = 500(cfnkakhpkklp)£ =500x(25500x0.591.1x0.96x0.78x0.8x3979=21654515000/2滿足要求八、主軸組件靜剛度的校核8.1、兩支承主軸組件的最佳跨距1. 軸承徑向剛度iv 軸(主軸)：nn3020k, nn3016k (3182100)取前端頸為a=100mm，后短頸為心= (0.70.9) 4 = 80腿80mm, 前軸承為nn3020k,后軸承為nn

40、3016k,根據(jù)結(jié)構(gòu)，定懸伸a=100mm。前端軸承徑向剛度為:q = 16.1290j07 x 80°816 = 48. in / um 后端軸承徑向剛度為:cb = 16.129°107 xloo0816 = 5s.0n/um2. 求軸承剛度nn3016k的內(nèi)徑為dsomm,查表，iz=52, la=9mm。差軸承樣 本，額定動載荷 c=94.2kn。取 fr=c/10=9420n。則:ka = 3.39x 9420°jx9°-8x 52()9 x cos19 0 = 1719 tv / wmnn3020k 的內(nèi)徑為£)2=100mm,查表

41、，iz=60, la=10mm。差軸承 樣本，額定動載荷c=125kn。取fr=c/10=12500n。則:a = 3.39 x 1 2500°jx10°-8x 6o0.9 x cos1.9 0 = 21847v / 麵3. 求最佳跨距 = 1.27,初步計算時，假定主軸的當(dāng)量外徑為前、后軸頸的平 kb均值d=(80+100)/2=90mm，內(nèi)孔徑為a=50mm。故慣性矩為：/=_x(0.094 -0.054) = 2.9xl(t6m4 640.28查線圖得=則最佳跨距為/。=2.1*100=210,合理跨距為:/ = (0.75-1.5)/0,取 l=300mm。8.2、

42、計算條件的確定1. 變形量的允許值(1) 驗算主軸軸端的撓度>，山目前廣泛采用的經(jīng)驗數(shù)據(jù)為: | yc | < 0.0002/ (mm)(7. 1)式中：/兩支承間的距離，在本主軸中，/ = 300mm.故取jv = 0.06.(2) 根據(jù)不產(chǎn)生切削自激振動的條件來確定主軸組件的剛度。選用驗算主軸軸端的撓度y、，2. 切削力的確定最大圓周切削力須按主軸輸出全功率和最大扭矩確定，其計算 公式為：式中：n一一電動機額定功率(kw)，.7n主傳動系統(tǒng)的總效率，77n=fl> 7,為各傳動副、軸承的效率. /=!n主軸的計算轉(zhuǎn)速(r/min ),由前知，主軸的計算轉(zhuǎn)速為112r/mi

43、rd.計算直徑(mm),對于車床07.為溜板上的最大加工直徑，(0.5-0.6)dmax , dmax 為最大加工直徑(mm).將參數(shù)值帶入公式，得pt =3192n o驗算主軸組件剛度時，須求出作用在垂直于主軸軸線的平面內(nèi)的+ c。如果按通常采用未磨鈍的、主偏角為45"的車刀，切削鋼材時進給量較大，各切削分力的比例關(guān)系大致為：尸 v=尸:吹30° =0.58尸：；進給力 p a=p及 15°«0.27p:，貝帶入 數(shù)據(jù)由式(7. 2)得：/> = 1.15p/ = 1.15x3192n切削力的作用點設(shè)切削力p的作用點到主軸前支承的距離為則5 =

44、c + (mm)(7. 3)式中：c主軸前端的懸伸長度，此處c = 100mm;w對于普通車床w = 0.4h，(h為車床的中心高，當(dāng)h=160-250mm )w = 0.4x200 = 80mm切削力p的作用點到主軸前支承的距離為s = 180mm;8.3、兩支承主軸組件的靜剛度驗算由于主軸上的大齒輪比小齒輪對主軸的剛度影響較大，故僅對大 齒輪進行計算。主軸部件橫向視圖力的分布為了計算上的簡便，主軸部件前端燒度可將各載荷單獨作用下 所引起的變形值按線性進行向量迭加，由參考文獻1其計算公式為： 計算切削力p作用在s點引起主軸前端c占的撓度&p3sc26ei+土+(/+參)+sc3eic/c/(mm)(7.4)式中：£抗拉彈性模量，鋼的£ = 2.1xlo5mp6/為bc段慣性矩，對于主軸前端，有ic =瓜/4(1-6t)6464= 4.6xl06為ab段慣性矩，有50初 4(1-6?)8°4(1_(80)4)6464= 1.7xl06其余各參數(shù)定義與之前保持一致。代入計算，得= 0.035，其方向如圖所示，沿p方向，ap