1、課程設計說明書學生姓名：xx學號：學院：機械與動力工程學院專業：機械設計制造及其自動化題目：機械制造裝備課程設計指導教師：職稱：2011年12月20日河南理工大學機械制造裝備課程設計任務書一、課程設計目的：通過本課程設計的訓練，使學生初步掌握機床的運動設計(包括主軸箱、變速箱傳動鏈)，動力計算(包括確定電機型號，主軸、傳動軸、齒輪的計算轉速)，以及關鍵零部件的強度校核，獲得工程師必備設計能力的初步訓練，從而提高分析問題、解決問題盡快適應工程實踐的能力。二、課程設計內容：根據給定的設計條件，先進行動力參數計算、運動參數計算，然后進行結構設計，繪制傳動系統展開圖草圖，再進行主要零件的強度或剛度計算

2、，根據計算結果修改草圖后，進行加深，最后編寫設計計算說明書。(1)電動機的選擇根據機床類型和給定的主要技術參數及設計條件，計算主電動機的功率，選定電動機的型號和轉速；(2)運動參數計算根據使用條件，確定主軸的極限轉速，進而確定傳動系統的變速組數、各變速組的傳動副數，設計結構式，繪制轉速圖并計算皮帶輪的計算直徑，齒輪的齒數，最后繪制傳動系統圖；(3)動力參數計算根據電機功率以及確定的轉速圖和傳動系統圖，確定計算轉速，計算傳動軸的直徑，齒輪的模數，選擇支承軸承的類型等；（4）結構設計根據計算結果，進行主傳動系統的軸系、變速機構、主軸組件等的布置和設計并繪制展開圖、主要剖面圖和主要零件工作圖。（5）

3、主要零件的驗算根據設計結構和載荷情況，驗算最后一根傳動軸的剛度和強度、最后一個傳動組的齒輪模數、支承軸承的壽命（若系統比較復雜，此項內容可略去）。（6）根據驗算結果，對車床主軸箱的展開圖和主要剖面圖進行修改加深，完成車床主軸箱的圖紙繪制；（7）編寫設計計算說明書。內容包括運動設計、動力設計和結構設計的計算和分析等三、課程設計任務：（1）每個學生在周內必須完成對中等尺寸車床主傳動系統的設計：（2）繪制車床主軸箱展開圖和主要剖面圖一張，圖幅不得小于A1；繪制主軸零件工作圖一張，圖幅不小于A2；圖紙要求按制圖規范，包含標題欄、序號、明細表等。（3）設計計算說明書一份，必須按照設計過程分章節編寫，插圖

4、要規范，并且必須有較為詳細的轉速圖和傳動系統圖，篇幅約800010000字（按版面約25頁計算）。大致包含以下內容：1）前言、2）參數確定、3）傳動設計、4）動力設計、5）結構設計、6）結束語四、時間安排：設計時間共計天，其中收集資料1天，總體方案設計（包括運動參數、動力參數計算，轉速圖和傳動系統圖繪制等）2天，結構設計（包括展開圖和主要剖面圖的草圖繪制等）天，驗算1天，加深圖紙1天，編寫設計計算說明書1天。五、主要參考資料：1、 機床設計手冊，機械工業出版社，19952、 機床設計圖冊，上海科技出版社，19883、 機床課程設計指導書，哈爾濱工業大學，19864、 金屬切削機床設計，各種版本

5、5、 機械制造裝備設計，各種版本6、 機械制造裝備設計課程設計，陳立德，高教出版社，2007機床裝備課程設計設計條件序號電機功率P電機轉速n0主軸最低轉速nmin公比。轉速級數z1314502082314503083r31450P408431450801253145090126r31450r1001217414502088414503089:41450r408:10414508012114145090121241450100121351450208145145030815514504081651450801217514509012185145010012191450P2082014503082

6、11450408221450r80121231450901224145010012251450:2081261450308271450408281450r8012291450901230145010012目錄7929980緒論機床技術參數有主參數和基本參數，他們是運動傳動和結構設計的依據，影響到機床是否滿主參數是直接反映機床的加工能力、決一般在設計題目中給定， 基本參數是可歸納為尺寸參數、運動參數和動力參足所需要的基本功能要求，參數擬定就是機床性能設計。定和影響其他基本參數的依據，如車床的最大加工直徑,些加工件尺寸、機床結構、運動和動力特性有關的參數,數。通用車床工藝范圍廣，所加工的工件形狀、

7、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬質合金刀具又用高速鋼刀具。因此，必須對所設計的機床工藝范圍和使用情況做全面的調研和統計，依據某些典型工藝和加工對象，兼顧其他的可能工藝加工的要求，擬定機床技術參數，擬定參數時，要考慮機床發展趨勢和同國內外同類機床的對比，使擬定的參數最大限度地適應各種不同的工藝要求和達到機床加工能力下經濟合理。機床主傳動系因機床的類型、性能、規格和尺寸等因素的不同，應滿足的要求也不一樣。設計機床主傳動系時最基本的原則就是以最經濟、合理的方式滿足既定的要求。在設計時應結合具體機床進行具體分析，一般應滿足的基本要求有：滿足機床使用性能要求。首先應滿足機床的運動特性，如機床

8、主軸油足夠的轉速范圍和轉速級數；滿足機床傳遞動力的要求。主電動機和傳動機構能提供足夠的功率和轉矩，具有較高的傳動效率；滿足機床工作性能要求。主傳動中所有零部件有足夠的剛度、精度和抗震性，熱變形特性穩定；滿足產品的經濟性要求。傳動鏈盡可能簡短，零件數目要少，以便節約材料，降低成本。機床課程設計的目的課程設計是在學生學完相應課程及先行課程之后進行的實習性教學環節，是大學生的必修環節，其目的在于通過機床運動機械變速傳動系統的結構設計，使學生在擬定傳動和變速的結構的結構方案過程中，得到設計構思，方案分析，結構工藝性，機械制圖，零件計算，編寫技術文件和查閱技術資料等方面的綜合訓練，樹立正確的設計思想，掌

9、握基本的設計方法，并培養學生具有初步的結構分析，結構設計和計算能力車床的規格系列和用處普通機床的規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主軸變速箱。主要用于加工回轉體。表1車床的主參數（規格尺寸）和基本參數序號電機功率N（kw）正轉最高轉速Nmax（/min）主軸最低轉速nmin（/min）公比轉速級數Z251450208操作性能要求1）具有皮帶輪卸荷裝置2）手動操縱雙向摩擦片離合器實現主軸的正反轉及停止運動要求3）主軸的變速由變速手柄完成確定轉速范圍查金屬切削機床表4-2得：20r/min,25r/min,min,40r/m

10、in,40r/min,63r/min,80r/min,100r/min主電機選擇合理的確定電機功率，使機床既能充分發揮其使用性能，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，根據課程設計附錄表九選Y132S2-4,額定功，=。率kw滿載轉速14407min,最大額定轉距Nm三、傳動設計主傳動方案擬定擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱等整個傳動系統的確定。傳動型式則指傳動和變速的元件、機構以及組成、安排不同特點的傳動型式、變速類型。傳動方案和型式與結構的復雜程度密切相關，和工作性能也有關系。因此，確定傳動方案和型式，要從結構、工藝、性能及經濟等多

11、方面統一考慮。傳動方案有多種，傳動型式更是眾多，比如：傳動型式上有集中傳動，分離傳動；擴大變速范圍可用增加傳動組數，也可用背輪結構、分支傳動等型式；變速箱上既可用多速電機，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，優化的方案也因條件而異。此次設計中，我們采用集中傳動型式的主軸變速箱。傳動結構式、結構網的選擇結構式、結構網對于分析和選擇簡單的串聯式的傳動不失為有用的方法，但對于分析復雜的傳動并想由此導出實際的方案，就并非十分有效。確定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動組組成，各傳動組分別有Z、Z、個傳動副。即Z乙乙乙傳動副中由于結構的限制以2或

12、3為合適，即變速級數Z應為2和3的因ab子：Z，可以有三種方案：8=4X2;8=2X4;8=2X2X2;傳動式的擬定8級轉速傳動系統的傳動組，選擇傳動組安排方式時，考慮到機床主軸變速箱的具體結構、裝置和性能。主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大，因此主軸上齒輪少些為好。最后一個傳動組的傳動副常選用2。綜上所述，傳動式為8=2X2X2o結構式的擬定傳動副應前多后少的原則，故8=222傳動式，有6種結構式和對應的結構網。又因為傳動順序應前密后疏，變速組的降速要前慢后快，所以結構式為：8=212224轉速圖的擬定n星魏擊槌1第-才回Ri第二步媚xr/mln)八355溝0160L25W100XX一30

13、33504。31.525N201450r/min圖1正轉轉速圖圖2主傳動系圖四、傳動件的估算三角帶傳動的計算三角帶傳動中，軸間距A可以加大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，宜可緩和沖擊及隔離振動，使傳動平穩。帶輪結構簡單，但尺寸大，機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。(1)選擇三角帶的型號根據公式：PcaKAP1.27.59.0(kW)式中P-電動機額定功率，Ka-工作情況系數查機械設計圖8-8因此選擇A型帶，尺寸參數為B=80mm,bd=11mm,h=10,40。(2)確定帶輪的計算直徑D,D帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑D不宜過小，即DDmin。查機械設計

14、表8-3,8-7取主動輪基準直徑D=100m由公式式中：n-小帶輪轉速，n-大帶輪轉速，-帶的滑動系數，一般取。所以，由機械設計A表8-7取園整為400mm。1450D2100(10.02)400.3mm355(3)確定三角帶速度按公式兀Din6010003.141001450-6010007.6m/s(4)初定中心距帶輪的中心距，通常根據機床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內選取：根據經當公式0.7D1D2A02D1D2mm取，2X(100+400)=1000mm取A0=1000mm.(5)三角帶的計算基準長度L(400-100)22807.5mm4 1000LA-DD*3.14.、L0

15、21000+(100400)+2由機械設計表8-2,圓整到標準的計算長度 L=2800mm(6)驗算三角帶的撓曲次數喂5, 40%確定實際中心距A180(8)驗算小帶輪包角D2D1157.3162.3120A主動輪上包D2%D11n2角合適。(9)確定三角帶根數Z根據機械設計式8-22得傳動比查表8-5c,8-5d得p0=,p0=查表8-5,k=;查表8-2,kl=所以取z=6根(10)計算預緊力查機械設計表8-4,q=m傳動軸的估算傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反復載荷和扭載荷作用下不發生疲勞破壞。機床主傳動系統精度要求較高，不允許有較大變形。因此疲勞強度一般

16、不失是主要矛盾，除了載荷很大的情況外，可以不必驗算軸的強度。剛度要求保證軸在載荷下不至發生過大的變形。因此,必須保證傳動軸有足夠的剛度。傳動軸直徑的估算d根據公式914P mm nj I 軸的直徑：取 1 0.96,n1j 355r/min- 4d 9川 5- 9115 0.92234.34mm, njI 355 1取 40mmII軸的直徑:取 21 0.980.99 0.990.922, nj2160r/mind914-7-5；nj47.5 0.92241.1mm160 1取 45mm91田軸的直徑：取 32 0.980.99 0.89,nj3 63r/mind 9147.591nj4 .7

17、.5 0.89 63 151.92mm取 60mmiv軸的直徑：取 432 0.980.99 0.86, ni329r/minj 3由材料力學知，主軸軸端部的剛度與截面慣性矩成正比,Kd乜（D4d4）641（_d_）4即：TTD464（瓦）式中：據上式可得出主軸孔徑對偶剛度影響的，有圖可當d/D。O.5時，KJK。94,說明空心主軸的剛度降低較小。當d/D00.7時，Kd/K0.76,空心主軸剛度降低了24%,因此為了避免過多削弱主軸的剛度，一般取d/D00.70主軸孔徑d確定后，可根據主軸的使用及加工要求選擇錐孔的錐度。錐孔僅用于定心時，則錐孔應大些，若錐孔除用于定心，還要求自鎖，借以傳遞轉

18、矩時，錐度應小些，我這里選用莫氏六號錐孔。初步設定主軸孔徑d=60mm,主軸孔徑與外徑比為。初步設定主軸孔徑d=60mm,主軸孔徑與外徑比為，即取外徑90mm其中：P-電動機額定功率（kW）;網3-14主軸孔徑對剛度的影響-從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積；nj-該傳動軸的計算轉速（r/min）.-傳動軸允許的扭轉角（°/m）。-傳動軸允許白扭轉角（°；m）當軸上有鍵槽時，d值應相應增大45%;當軸為花鍵軸時，可將估算的d值減小7%為花鍵軸的小徑；空心軸時，d需乘以計算系數b,b值見【5】表7-12。I和IV為由鍵槽并且軸IV為空心軸，II和田為花鍵軸。軸和軸因為

19、要安裝滑移齒輪所以都采用花鍵軸。因為矩形花鍵定心精度高，定心穩定性好，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GB/T11441987規定，矩形花鍵的定心方式為小徑定心。查【15】表5-3-30的矩形花鍵的基本尺寸系列，軸花鍵軸的規格NdDB為846509;軸花鍵軸的規格NdDB為8626812。齒輪齒數的確定和模數的計算齒輪齒數的確定當各變速組的傳動比確定以后，可確定齒輪齒數。對于定比傳動的齒輪齒數可依據機械設計手冊推薦的方法確定。對于變速組內齒輪的齒數，如傳動比是標準公比的整數次方時，變速組內每對齒輪的齒數和Sz及小齒輪的齒數可以

20、從表3-6（機械制造裝備設計）中選取。一般在主傳動中，最小齒數應大于1820。采用三聯滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪之間的齒數關系：三聯滑移齒輪的最大齒輪之間的齒數差應大于或等于4,以保證滑移是齒輪外圓不相碰。U211.6第一組齒輪：U1傳動比：查機械制造裝備設計表3-6,齒數和Sz取72Z =24ZcZa Z,乙2 =48,3 =44，乙 4 =28；第二組齒輪:Ui傳動比：1 _x42.51齒數和Sz取73:Z5 28 Z7 21 Z6 45 Z8 525768第三組齒輪:Ui1一 U2傳動比:1.263.1611齒數和S取75:4】表10-8齒輪精度選用硬度為280HBS:根據【5】表7-1

21、7;有公式:mH160203齒面接觸疲勞強度:KP( 1)22mn j z HPmF齒輪彎曲疲勞強度：4303KPm n j Z FPZ933Z1042Z18Z1257.，區11,;齒輪模數的計算齒輪模數的估算。通常同一變速組內的齒輪取相同的模數，如齒輪材料相同時，選擇負荷最重的小齒輪，根據齒面接觸疲勞強度和齒輪彎曲疲勞強度條件按【5】表7-17進行估算模數mH和mF,并按其中較大者選取相近的標準模數，為簡化工藝變速傳動系統內各變速組的齒輪模數最好一樣，通常不超過23種模數。先計算最小齒數齒輪的模數，齒輪選用直齒圓柱齒輪及斜齒輪傳動，查【7級精度，再由【4】表10-1選擇小齒輪材料為400（調

22、質）,、a變速組：分別計算各齒輪模數，先計算最小齒數24的齒輪。mH 160203齒面接觸疲勞強度：KP( 1)2mnj Z2HP其中:-公比；=2;P-齒輪傳遞的名義功率;m-齒寬系數m=b/m5-10 ;HP -齒輪許允接觸應力HP 0.9Hlim , Hlim由【5】圖7-6按MQ線查取;nj-計算齒輪計算轉速；K-載荷系數取。Hlim=650MPa,一1.27.23mH1160203224.74mm一8242585355根據【6】表10-4將齒輪模數圓整為5mm。KPmF4303齒輪彎曲疲勞強度：:mnjzFP其中：P-齒輪傳遞的名義功率；P=;m-齒寬系數m=bm5-10;圖7-11

23、按MQFP-齒輪許允齒根應力FP1.4Flim,Flim由線查取;nj-計算齒輪計算轉速；K-載荷系數取。F lim300MPaFP300MPa 1.4 420MPa一 mF11.2 7.24303.8 355 24 4203.07mm根據【6】表10-4將齒輪模數圓整為3mm。.miH1mF1所以m15mm于是變速組a的齒輪模數取m=5mm,b=40mm。軸I上主動輪齒輪的直徑：da1524120mm;da2528140mm;o21的齒輪軸n上三聯從動輪齒輪的直徑分別為：、b變速組：確定軸R上另兩聯齒輪的模數，先計算最小齒數mH160203,附22)齒面接觸疲勞強度:mnjzHP其中：-公比

24、；二;P-齒輪傳遞的名義功率；P=;m-齒寬系數m=bm510;HP-齒輪許允接觸應力HP0.9Hlim,Hlim由【5】圖7-6按MQ線查取;j-計算齒輪計算轉速；K-載荷系數取。Hlim=650MPaHP650MPa0.9585MPa16020381.2 6.915 3.516.72mm212.51 585160根據【6】表10-4將齒輪模數圓整為8mmKPmF4303齒輪彎曲疲勞強度：,mnjzFP其中：P-齒輪傳遞的名義功率；P=;m-齒寬系數m=bm510;FP-齒輪許允齒根應力FP1.4Flim,Flim由【5】圖7-11按MQ線查取；nj-計算齒輪計算轉速；K-載荷系數取。Fli

25、m300MPaFP300MPa1.4420MPam)F243031.26.9155160214204.74mm根據【6】表10-4將齒輪模數圓整為6mmmH2mF2所以m28mm于是變速組b的齒輪模數取m=8mm,b=40mm。軸R上主動輪齒輪的直徑：軸加上三聯從動輪齒輪的直徑分別為：(3)、c變速組：確定軸加上另兩聯齒輪的模數，先計算最小齒數18的齒輪齒面接觸疲勞強度:其中:-公比；mH160203KP(1)22mnjzHPm -齒寬系數P-齒輪傳遞的名義功率；P=m二bm510.=?圖7-6按MQHP-齒輪許允接觸應力HP0.9Hlim,Hlim由【5】線查取；1-計算齒輪計算轉速；K-載

26、荷系數取。Hlm=650MPa,HP650MPa0.9585MPamH2 1602038.21mm1.26.544.16_22101823.16585263根據【6】表10-4將齒輪模數圓整為8mm。ccKPmF4303齒輪彎曲疲勞強度:mnjzFP其中：P-齒輪傳遞的名義功率;m-齒寬系數m=bm510;FP -齒輪許允齒根應力FP1.4Flm,Flim由【5】圖7-11按MQ線查取;nj-計算齒輪計算轉速；K-載荷系數取。Flim300MPaFP300MPa1.4420MPa一mF243031.26.54,1063184205.02mm根據【6】表10-4將齒輪模數圓整為6mm。mH2mF

27、2所以叫8mm于是變速組b的齒輪模數取m=8mm,b=80mm。軸加上主動輪齒輪的直徑:軸IV上三聯從動輪齒輪的直徑分別為:、標準齒輪參數:_,、，_*.*_20度，h1,c0.25從【7】表5-1查得以下公式*、齒頂圓直徑da=(z1+2ha)m；齒根圓直徑df(z12ha2c)m；分度圓直徑d=mZ；*齒頂高ha=ham；*、齒根高hf=(ha+c)m；齒輪的具體值見表表齒輪尺寸表（單位：mm）齒輪齒數z模數分度圓直彳全d齒頂圓直徑da齒根圓直徑df齒頂局齒根高1.24512013052.48524025053.44522023054.28514015055.288224240204810

28、6.4583603763408107.2181681841488108.5284164323968109.33826428024481010.42833635231681011.18814416012481012.578456472436810(ziZ2)m(2448)5d180(mm)22.?(2152)8d2292(mm)dV(1857)8300(mm);2由公式bmm(m510)得：I軸主動輪齒輪5 5 25mm ；n軸主動輪齒輪b8 40mm ；田軸主動輪齒輪b10 80mm；輪齒的載荷，設計上，應主動輪比從動輪齒寬大（一般一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產生軸向錯位時導致嚙合

29、齒寬減小而增大510mm)。所以：b1b4 25mmb5 b7 40mm，b9b1180mmb2b320mm，b6b835mmb10b1270mm齒輪結構的設計通過齒輪傳動強度的計算，只能確定出齒輪的主要尺寸，如齒數、模數、齒寬、螺旋角、分度圓直徑等，而齒圈、輪輻、輪轂等的結構形式及尺寸大小，通常都由結構設計而定。當齒頂圓直徑da160mm時，可以做成實心式結構的齒輪。當160mmda500mm時，可做成腹板式結構，再考慮到加工問題，現決定把齒輪6、8、9、10和12做成腹板式結構。其余做成實心結構。根據【4】圖10-39（a）結構尺寸計算如下：齒輪6結構尺寸計算，D0da（1014）mn37

30、6128280mm；D460mm；D3I.6D41.66096mm,D3取96mm；D2(0.250.35)(D0D3)(0.250.35)(28096)4666.4mm,D2取70mmC(0.20.3)B0.35516.5mm，C取16mm齒輪8結構尺寸計算D0da (1014)mn432128336mm;D0330mm;；D460mmD31.6D4 1.6 60D2(0.25 0.35)( D 0；C (0.2 0.3)B 0.3齒輪 9 結構尺寸計算D0da(1014)mnD460mm；D31.6D4 1.6 60D2(0.25 0.35)(D0C (0.2 0.3)B 0.3齒輪 10

31、 結構尺寸計算D0 da (1014)mnD490mm；D31.6D4 1.6 90D2(0.25 0.35)( D 0；C (0.2 0.3)B0.3齒輪 12 結構尺寸計算D0 da (1014)mnD490mm ；D31.6D4 1.6 90D2(0.25 0.35)( D 0；C (0.2 0.3)B0.3帶輪結構設計、帶輪的材料96mm,口3取96mm；D3)(0.250.35)(33096)58.581.9mm,D2取70mm5516.5mm,c取16cmo328128232mm,D0取230mm，96mm,D3)(0.250.35)(23096)75105mm,D2M90mm；8

32、024mm,c取24cm。336128240mm,D0取240mm，144mm,D3)(0.250.35)(240144)2433.6mm,口2取30mm7021mm,c取20mm。456128360mm,D0取350mm，144mm,D3)(0.250.35)(350144)51.571.6mm,口2取60mm7021mm，c取20cm。常用的V帶輪材料為HT150或HT200,轉速較高時可以采用鑄鋼或鋼板沖壓焊接而成，小功略時采用鑄鋁或塑料。、帶輪結構形式V帶輪由輪緣、輪輻和輪轂組成，根據輪輻結構的不同可以分為實心式（4】圖8-14a）、腹板式（【4】圖8-14b）、孔板式（【4】圖8-1

33、4c）、橢圓輪輻式（【4】圖8-14d）。V帶輪的結構形式與基準直徑有關，當帶輪基準直徑dd2.5d（d為安裝帶輪的軸的直徑，mm）時。可以采用實心式，當dd300mm可以采用腹板式，dd300mm，同時D1d1100mm時可以采用孔板式，當dd300mm時，可以采用輪輻式。帶輪寬度：B（z1）e2f（61）152993mm。/.同工dd400mm分度圓直徑：d。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帶型號向對應，見【4】表8-10.mm槽型與dd相對應得A9一一V帶繞在帶輪上以后發生彎曲變形，使V帶工作面夾角發生變化。為了使V帶的工作面與大論o的輪槽工作面緊密貼合，將V帶

34、輪輪槽的工作面得夾角做成小于40OV帶安裝到輪槽中以后，一般不應該超出帶輪外圓，也不應該與輪槽底部接觸。為此規定了輪槽基準直徑到帶輪外圓和底部的最小高度hamin 和 hfmin輪槽工作表面的粗糙度為R16或R3.2O、V帶輪的技術要求鑄造、焊接或燒結的帶輪在輪緣、腹板、輪輻及輪轂上不允許有傻眼、裂縫、縮孔及氣泡；鑄造帶輪在不提高內部應力的前提下，允許對輪緣、凸臺、腹板及輪轂的表面缺陷進行修補；轉速高于極限轉速的帶輪要做靜平衡，反之做動平衡。其他條件參見GB/T13575.192中的規定。片式摩擦離合器的選擇和計算片式摩擦離合器目前在機床中應用廣泛，因為它可以在運轉中接通或脫開，具有結合平穩、

35、沒有沖擊、結構緊湊的特點，部分零件已經標準化，多用于機床主傳動。按扭矩選擇，即：根據【15】和【14】表6-3-20計算轉矩Tc查【15】表6-3-21得1.4Tc1821.4255Nmc摩擦盤工作面的平均直徑DP式中d為軸的直徑。摩擦盤工作面的外直徑D1摩擦盤工作面的內直徑D2摩擦盤寬度b摩擦面對數m,查【15】表6-3-17,摩擦副材料為淬火鋼，對偶材料為淬火鋼，摩擦因數取,許用壓強取100N/cm2,許用溫度120C.m圓整為11.:摩擦面片數z=11+1=12.摩擦片脫開時所需的間隙，因為采用濕式所以0.20.5許用傳遞轉矩TcpTcp81.43.1414400120110.08100

36、0.880.861100001759.8Nm255Nm因為VmDpn600003.14120355600002.23mS壓緊力Q摩擦面壓強p根據【14】表選用帶滾動軸承的多片雙聯摩擦離合器，因為安裝在箱內，所以采取濕式。結構形式見【14表圖（a）表特征參數圖號許用轉距重量/kg轉動慣量/kgm2接合力/N脫開力/N內部外部圖a120170100表主要尺寸圖號許用轉矩DABcEFG閉式開式圖a1201832-1081001832604570表主要尺寸圖號HJLRSa圖a85475181152656435-102011五、動力設計主軸剛度驗算選定前端懸伸量C主軸懸伸量的大小往往收結構限制，主要取決

37、于主軸端部的結構形式及尺寸、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構尺寸等。主軸設計時，在滿足結構的前提下，應最大限度的縮短主軸懸伸量a。根據結構，定懸伸長度ai120mmo主軸支承跨距L的確定一般最佳跨距L02:3C240:420mm,考慮到結構以及支承剛度因磨損會不斷降低，應取跨距L比最佳支承跨距Lo大一些，再考慮到結構需要，這里取L=750mm。計算C點撓度計算c點撓度、當量切削力F的計算P0.85T95502100Nm考慮機械效率，主軸最大輸出轉距29.床身上最大加工直徑約為最大回轉直徑的50到60%,即加工工件直徑取為160mm，則半徑為m.前后支撐力分別設為F

38、a,Fb.、驅動力Q的計算其中：所以、軸承剛度的計算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）軸承的配置大多數機床主軸采用兩個支撐

39、，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mm）,只有在載荷比較大、軸產生彎曲變形時，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，應根據機床的實際要求確定。在配置軸承時，應注意以下幾點： 每個支撐點都要能承受經向力。 兩個方向的軸向力應分

40、別有相應的軸承承受。 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。 ）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C或D級，后軸承選D或E級。選擇軸承的精度時，既要考慮機床精度要求，也要考慮經濟性。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。

41、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

42、、軸上和孔上套簡兩端平行度等均有嚴格的精度要求。軸承的選擇：I軸：6208D=80B=18深溝球軸承n軸：7209BD=85B=19角接觸球軸承田軸：7012cD=95B=18角接觸球軸承選擇主軸的軸承于采用三支承結構的箱體加工工藝性較差，前、中、后三個支承孔很難保證有較高的同軸度。主軸安裝時，易產生變形，影響轉動件精度嚙合，工作時噪聲及發熱較大，故車床主軸部件采用二支承結構中，主軸(IV軸)前支承任采用NN3020雙列圓柱滾子軸承(D=150B=37),承受徑向力；后支承采用推力軸承51218，承受軸向力；及單列圓錐滾子軸承30217(D=160B=30)，承受向左方向的軸向力及徑向力。雙列

43、圓柱滾子軸承具有旋轉精度高，剛度好，調整方便等優點，但只能承受徑向載荷。、確定彈性模量E、慣性距I、Ic和長度a、b、s軸的材產選用40cr ， E2.1 107MPa;主軸的慣性距I為：主軸c段的慣性距Ic可近似地算：根據齒輪、軸承寬度以及結構需要，取b=54mm、只考慮F力作用在主軸前端時軸端的位移yF2 a yF F 31、只考慮驅動力Q作用在主軸兩支撐間時，軸端的位移yQ ;yQ 384412 5.4 27.8 (1 278)616 2.1 107 48727.8 (61 12)Z4 ""22218.41 106112 5.4 Z 4 Z22068.58 1061a

44、L1a21a2(1)()IaIKaLKaL37.6810cm、求主軸前端C點的終合撓度yc33、2綜合撓度ycyFVq7.2103(7.68103)1.61102cm；又y0.0002L0.000210160.2032cm.因為ycy,所以此軸滿足要求。齒輪校驗在驗算算速箱中的齒輪應力時，選相同模數中承受載荷最大，齒數最小的齒輪進接觸應力和彎曲應力的驗算。這里要驗算的是齒輪1,齒輪11,這兩個齒輪。齒輪11的齒數為21,模數為8,齒輪的應力:1）接觸應力: 42088 10Qfzmu 1 k kvkaksNuBnju-大齒輪齒數與小齒輪齒數之比;k .k -齒向載荷分布系數;"動載荷

45、系數;%-工況系數；ks-壽命系查機械裝備設計表10-4及圖10-8及表10-2分布得kHB1.15,kFB1.20;kv1.05,kA1.25假定齒輪工作壽命是48000h,故應力循環次數為查機械裝備設計圖10-18得KFN0.9,KHN0.9,所以:2）彎曲應力：查金屬切削手冊有Y=，代入公式求得：查機械設計40Cr10-21e, 齒輪的材產選 40Cr滲碳 ， 大齒輪、 小齒輪的硬度為 60HRC ，故有 f1650MPa，從圖 10-21e 讀出w 920MPa 。因為：ww，故滿足要求，另外兩齒輪計算方法如上，均符合要求。六、結構設計及說明結構設計的內容、技術要求和方案設計主軸變速箱

46、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、潤滑密封系統和箱體及其聯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過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。展開圖及其布置展開圖就是按照傳動軸傳遞

47、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。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。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