普通车床主动传动系统设计方案

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1、商命/孑/家屛挟尊附COLLEGE OF SCIENCE AND TECHNOLOGY HNUT课程设计说明书课程名称：机械制造装备设计设计题目：普通车床的主动传动系统设计专 业：机械设计制造及其自动化班级:机械1004学生姓名： 李杰 学号:1012110401起迄日期：2013年11月25日2013年12月15日指导教师：徐华湖南工业大学科技学院教务部制目录第一章普通车床主动传动系统设计方案 41.1 拟定主动参数 41.2 运动设计 41.3动力计算和结构图设计 41.4轴和齿轮的验算 41.5主轴变速箱装配设计 4第二章普通车床主动传动系统参数的拟定 52.1 车床参数和电动机的选择

2、52.2确定级数52.3普通车床的规格 5第三章运动设计63.1拟定传动方案63.2确定变速组及各变速组中变速副数目 63.3 各级变速组的变速范围及极限传动比 63.4确定各轴的转速 73.5绘制转速图73.6确定各变速组变速副齿数 83.7绘制变速传动系统图 9第四章传动件的设计104.1 带轮的设计104.2确定各轴的转速 134.3 传动轴的直径估算 144.4 键的选择、传动轴、键的校核 15第五章 各变速组齿轮模数的确定和校核 175.1齿轮模数的确定 175.2齿轮的设计20第六章齿轮的校验236.1齿轮强度校核 236.1.1 校核a组齿轮236.1.2 校核b组齿轮 246.

3、1.3 校核c组齿轮25第七章主轴组件设计277.1主轴的基本尺寸确定 277.1.1 外径尺寸D277.1.2 主轴孔径d277.1.3 主轴悬伸量 a287.1.4 支撑跨距L287.1.5 主轴最佳跨距 Lo的确定 297.2主轴刚度验算 307.3轴承的选用32参考文献33第一章普通车床主动传动系统设计方案1.1 拟定主动参数机床设计的初始，首先需要确定有关参数，它们是传动设计和结构设计的依据，影响到产品是 否能满足所需要的功能要求。根据拟定的参数、规格和其他特点，了解典型工艺的切削用量，了解 极限转速n max、n min和级数Z、主传动电机功率No1.2运动设计根据拟定的参数，通过

4、结构网和转速图的分析，确定传动结构方案和传动系统图。传动方案有 多种，传动型式更是式样众多，比如：传动型式上有集中传动的主轴变速箱。分离传动的主轴箱与 变速箱；扩大变速范围可以用增加传动组数，也可用背轮机构、分支传动等型式；变速型式上既可 用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。然后计算各传动比及齿轮的齿数1.3动力计算和结构图设计估算齿轮模数m和轴径d，将各传动件及其它零件在展开图和剖面图上做初步的安排、布置和设计。1.4轴和齿轮的验算在结构图的基础上，对传动轴和齿轮的刚度、强度进行校核1.5主轴变速箱装配设计主轴变速箱装配图是以结构图为基础，进行设计和绘制的。图上各零部件要表达清

5、楚，并标明 尺寸和配合。第二章普通车床主动传动系统参数的拟定2.1车床参数和电动机的选择此经济型数控车床根据任务书上提供的条件：车床最大加工直径为250mm主轴最高转速nmax =1000r/min，最低转速nmin =63r/min。主电动机的功率为4KW选择电动机的型号为 丫132M1-6表一电动机参数表电动机信号额定功率满载转速级数同步转速Y132M1-64KW960r/mi n4级1000r/mi n2.2确定级数根据任务书提供的条件，可知传动公比 W=1.41根据机械制造装备设计由公式尺=j z-1.z= lg Rn +1 ig转速范围Rn=石 =_6亍=15.9由上述综合可得Z=

6、ig, +1=ig1.41 +1=9由此可知 机床王轴 共有9级因为=1.41=1.06 6，根据机械制造装备设计查表标准数列。首先找到最小极限转速63,再每跳过5个数（1.261.06 6）取一个转速，即可得到公比为1.41的数列：63,90,125,180,250,355,500,710,1000 r/mi n 。2.3普通车床的规格根据以上的计算和设计任务书可得到本次设计车床的基本参数：车床的主参数（规格尺寸）和基本参数表机床最大加工直 径Dmax （mm）最咼转速nmax( r/min )最低转速nmin( rJmin )电机功 率P （kW公比P转速级数Z25010006341.41

7、9第三章运动设计3.1拟定传动方案拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个传动系统的确定。传 动型式则指传动和变速的元件、机构以及其组成、安排不同特点的传动型式、变速类型。传动方案 和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定传动方案和型式，要从结构、 工艺、性能及经济性等多方面统一考虑。3.2确定变速组及各变速组中变速副数目级数为Z的变速系统由若干个顺序的变速组组成，各变速组分别有 乙、乙个变速副。即z=Zi Z2Z3IHIII变速副中由于结构的限制以2或3为合适，即变速级数Z应为2和3的因子：z=2a?3b，可以 有一种方案： 9=3 33.3各级

8、变速组的变速范围及极限传动比传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围：在降速传动时，为防止被动齿轮的直径过大而 使进径向尺寸过大，常限制最小传动比，imin 31/4，升速传动时，为防止产生过大的振动和噪音, 常限制最大传动比imax 2，斜齿轮比较平稳，可取imax 2.5，故变速组的最大变速范围为Rmax = i maximin主轴的变速范围应等于住变速传动系中各个变速组变速范围的乘积，即：Rn=R0R1R2IH检查变速组的变速范围是否超过极限值时，只需检查最后一个扩大组。因为其他变速组的变速 范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其他变速组就不会超过极限 值。R2

9、=j 仓咲2 (P2- 1)其中，j =1.41 X2=6，F2=2 R2=1.41 创6 1 =8.46? (810)，符合要求3.4确定各轴的转速分配总降速变速比总降速变速比 i=rmin/口 =63/960=0.066又电动机转速nd=144（r/min不符合转速数列标准，因而增加一定比变速副 确定变速轴轴数变速轴轴数=变速组数+定比变速副数+ 1 = 2 + 1 + 1 = 4在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按变速顺序依次设为I、U、M（主轴）。1与U、U与IH轴之间的变速组分别设为a、b。现由川（主轴）开始，确定I、U轴的转速。1.来确定U轴的转速变速组b:级比指数为3，希望中间轴

10、转速较小，因而为了避免升速又不致变速比太小,取：II b12_、1I b21 = 1j = 1.41_ 11 b3 =4j结合结构式,U轴的转速只有一种可能：250,355,5002.定轴I的转速对于轴I,其级比指数为1,可取：ia1 = - j确定轴I转速为500，电动机于轴I的定变传动比为 960/500=1.923.5绘制转速图转速图Inml0 0 0 5 0 0 590633.6确定各变速组变速副齿数确定齿轮齿数的原则和要求： 齿轮的齿数和Sz不应过大；齿轮的齿数和Sz过大会加大两轴之间的中心距，使机床结构庞大， 一般推荐Sz 18；受结构限制的最小齿轮最小齿数应大于 1820；齿轮齿

11、数应符合转速图上传动比的要求：实际传动比（齿数之比）与理论传动比（转速图上要求 的传动比）之间又误差，但不能过大，确定齿轮数所造成的转速误差，一般不应超过10%（-1）%岜 10( j-1)%n理-要求的主轴转速；n实-齿轮传动实现的主轴转速；齿轮齿数的确定，当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数 可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方 时，变速组内每对齿轮的齿数和Sz及小齿轮的齿数可以从机械制造装备设计表 3-9中选取 般在主传动中，最小齿数应大于1820。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系: 三联滑移

12、齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4,以保证滑移是齿轮外圆不相碰。根据机械制造装备设计，查表各种常用变速比的使用齿数。变速组a:3i1=13i2=1/ =1/1.413i3 = 1/2确定最小齿轮的齿数Zmin及最小齿数和Szmin该变速组内的最小齿轮必在i = 1/2的齿轮副中，根据结构条件，假设最小齿数为Zmin =22时,查表得到Szmin =66。找出可能采用的齿数和诸数值ua1 =1Sz =60、62 ua2 =1.41Sz =60、63 ua3 =2Sz =60、63 在具体结构允许下，选用较小的Sz为宜，现确定Sz =72，确定各齿数副的齿数i=2 ，找出 z-i =24，

13、Z1 = sz - z-i =72-24=48；i=1.41，找出 z2 =30， Z2=sz-z2=42; z3=36， z3 =36 ；bi1=2/1bi2 =1/1.41b3=1/4故变速组中最小齿轮必在1/4的齿轮副中，假设最小齿数为Zmin =22, Szmin=110, 取 Sz =111，查得z1 =22,z2=46,Z3=37;z-=89,z2 =65,Z3=74。3.7绘制变速传动系统图in第四章传动件的设计4.1带轮的设计V带传动中，轴间距A可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔 离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定

14、比传动。电动机转 速n=960r/min,传递功率P=4kW传动比i=2.03，两班制，一天运转16小时，工作年数10年。(1) 选择三角带的型号由机械设计P56表8-7工作情况系数Ka查的共况系数Ka=1.2。 故根据机械设计P56公式(8-21)Pca=KAP = 12汉 4=4.8(kW)式中P-电动机额定功率，Ka-工作情况系数因此根据Pca、由机械设计R57图8-11普通V带轮选型图选用A型。(2) 确定带轮的基准直径D， D、带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径D1不宜过小，即D13 Dmin。查机械设计R57表8-8、图8-11和P55表8-6取主动小带

15、轮基准直径 D1=125mm。 由机械设计P150公式(8-15a) D2 = D1(1- e)式中：n1-小带轮转速，门2-大带轮转速，；-带的滑动系数，一般取0.02。,960故D2=? 125(1 0.02) = 254.02mm，500由机械设计R57表8-8取圆整为250mm(3) 验算带速度V,按机械设计R50式(8-13)验算带的速度pD,3.14创125 960“V= 9.4260 仓 100060 1000所以5m s : v ：30m s，故带速合适。初定中心距 带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取：根据机械设计P152经验公式(8-20)0

16、.7(D1 D2pi A 2(D1 D2)0.7 (125+250)W A。 2 (125+250238W A0 2 3 136.97 sin 168.1 =817.39N2 2（11）带轮结构设计带轮的材料常用的V带轮材料为HT150或HT20Q转速较高时可以采用铸钢或钢板冲压焊接而成，小功略 时采用铸铝或塑料。带轮结构形式V 带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成，根据轮辐结构的不同可以分为实心式（机械制图图8-14a）、 腹板式（机械制图图8-14b）、孔板式（机械制图图8-14C）、椭圆轮辐式（机械制图图8-14d ）。 V带轮的结构形式与基准直径有关，当带轮基准直径dd兰2.5d （d为安装带轮

17、的轴的直径，mm时。 可以采用实心式，当dd乞300mm可以采用腹板式，dd空300mm,同时D d1 _100mm时可以采用孔 板式，当dd . 300mm时，可以采用轮辐式。带轮宽度：B=（z-1）e 2f =（3 -1） 15 2 9 =48mm。D=90mm是深沟球轴承6210轴承外径，其他尺寸见带轮零件图。V带轮的轮槽V带轮的轮槽与所选的V带型号相对应，见机械制图表 8-10.表 8-10槽 型bdhaminh f minefmindd与dd相对应得 32 34 36 38A11.02.758.7150.391181180V带轮的轮槽与所选的V带型号V 带绕在带轮上以后发生弯曲变形，

18、使 V带工作面夹角发生变化。为了使 V带的工作面与大论 的轮槽工作面紧密贴合，将 V带轮轮槽的工作面得夹角做成小于40。V带安装到轮槽中以后，一般不应该超出带轮外圆，也不应该与轮槽底部接触。为此规定了轮 槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高度 hamin和hf min。轮槽工作表面的粗糙度为R1.6或R3.2。V带轮的技术要求铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有傻眼、裂缝、缩孔及气泡；铸 造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补；转速高 于极限转速的带轮要做静平衡，反之做动平衡。其他条件参见 GB T13575.1 一92中的规定。4.2

19、确定各轴的转速确定主轴计算转速：计算转速nj是传动件能传递全部功率的最低转速。 各传动件的计算转速可以从转速图上， 按主 轴的计算转速和相应的传动关系确定。根据机械制造装备设计表3-10，主轴的计算转速为-A9 Jnj=n min 363 1.413126r /min各变速轴的计算转速：1. 轴U的可从主轴125r/min按89/22的变速副找上去，轴川的计算转速 nj2为500r/min ;2. 轴I的计算转速nj1为500r/min。各齿轮的计算转速各变速组内一般只计算组内最小齿轮，也是最薄弱的齿轮，故也只需确定最小齿轮的计算转速。1. 变速组b计算z = 22的齿轮，计算转速为500r/

20、min ;2. 变速组a应计算z = 24的齿轮，计算转速为1000r/min。核算主轴转速误差 n实=960创 125/j 250 36/36创42/42 60/30 = 960r / minn标=960 r / min(n实-n标)a(960 - 960) 仓山00%= 100% =0% 5%n标所以合适。4.3传动轴的直径估算传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用 下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不失是 主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过 大的变

21、形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。根据机械设计手册P6/o表7-13，d_9l4 P mm，并查金属切削机床设计表 7-13得0丐他到j 取1. I轴的直径：取 h = 0.96,闪=500r / min 44 耳M x 0 96d -9149176.88mm”j I Y 500 U轴的直径：取 2= 1 0.98 0.99 0.99 =0.922,nj2 =500r/min 444 0.922d - 914, =9170.97 mm9 n j 朗V 500其中：P-电动机额定功率（kW;-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；nj-该传动轴的计算转速（r min ）;L传动轴允许的

22、扭转角（o. m）。当轴上有键槽时，d值应相应增大45%;当轴为花键轴时，可将估算的d值减小7%为花键轴的 小径；空心轴时，d需乘以计算系数b，b值见机械设计手册表7-12。1和W为由键槽并且轴W 为空心轴，U和川为花键轴。根据以上原则各轴的直径取值：d = 25mm， df=30mm d）n=40mm I轴采用光轴，轴和HI轴因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴。因为矩形花键定心精度高，定 心稳定性好，能用磨削的方法消除热处理变形，定心直径尺寸公差和位置公差都能获得较高的精度， 故我采用矩形花键连接。按 GBT1144 -1987规定，矩形花键的定心方式为小径定心。查机械设 计手册P 6 -1

23、 _ 22的矩形花键的基本尺寸系列，轴花键轴的规格N d D B为8 36 42 7 ;川轴花键轴的规格N d D B 为8 42 48 8。各轴间的中心距的确定：(42 +42)汉 5d .i.川.(=210(mm);d”(Z42)m= (3L46L180(mm);2 (18 +72)汉5d p，=231.96(mm);川 12cos14.14.4键的选择、传动轴、键的校核查机械设计手册表6-1选择轴上的键，根据轴的直径d 22 30，键的尺寸选择 键宽b键高h取8 7，键的长度L取22。主轴处键的选择同上，键的尺寸为键宽b键高h取28 16， 键的长度L取100。1）传动轴的校核需要验算传

24、动轴薄弱环节处的倾角荷挠度。验算倾角时，若支撑类型相同则只需验算支反力最 大支撑处倾角；当此倾角小于安装齿轮处规定的许用值时，则齿轮处倾角不必验算。验算挠度时， 要求验算受力最大的齿轮处，但通常可验算传动轴中点处挠度（误差16O2oX-KP( + 2)H卜nj zHp# 齿轮弯曲疲劳强度：mF _430aKPVm nijZFP、a变速组：分别计算各齿轮模数，先计算最小齿数 24的齿轮KP()1)齿面接触疲劳强度：mH沖20化m zHp，其中： J -公比；=2 ;P-齿轮传递的名义功率；P = 0.96 4=3.84KWm-齿宽系数：m = b. m=5-10 ;二HP-齿轮许允接触应力二HP

25、 =09Hlim，- Hlim由金属切削机床设计图7-6按MQ线 查取；n j -计算齿轮计算转速 K-载荷系数取1.2 。二 Hlim =650MPa二HP =650MPa 0.9=585MPai12 汉 3 84 汇 3mH1 160203：222.94mm-8 242 2 5852 500根据画法几何及机械制图表10-4将齿轮模数圆整为3mm。齿轮弯曲疲劳强度:KPmF 亠4303輕 njzuFP其中：P- 齿轮传递的名义功率；P = 0.964=3.84KW:m-齿宽系数：m=bm=5-10 ；7-11按MQ线二FP-齿轮许允齿根应力-FP =1.4；Flim ,二Flim由金属切削机

26、床设计图 查取；nj-计算齿轮计算转速；K-载荷系数取1.2 ；-Flim =300MPa , ”fp - 300MPa 1.4 = 420MPa mF1 _43031.2 3.848 500 24 420=1.86mm根据画法几何及机械制图表10-4将齿轮模数圆整为2mm。T mH1 - mF1 所以 g =3于是变速组a的齿轮模数取 m = 3 , b =30mm轴I上主动轮齿轮的直径：da1 =3 24 = 72mm； da2 =3 30 = 90mm； da3 =3 36 = 108mm。轴U上三联从动轮齿轮的直径分别为：da1 =3 48 =144mm； da2=3 42 = 136

27、mm； da3=3 36 = 108mm 、b变速组：确定轴U上另两联齿轮的模数，先计算最小齿数18的齿轮。齿面接触疲劳强度：（公式见a变速组） 其中： J-公比；=2.82 ；P-齿轮传递的名义功率；P = 0.922 4=3.688KW:m-齿宽系数：m = bm=5-10 ；7-6按MC线二HP-齿轮许允接触应力二HP =09Hlim , - Hlim由金属切削机床设计图 查取；n j -计算齿轮计算转速 K-载荷系数取1.2。-H lim =650MPa ；HP =650MPa 0.9 =585MPa-mH2-160201.2 3.688 3.828 222 2.82 5852 500

28、二 3.74 mm根据画法几何及机械制图表10-4将齿轮模数圆整为4mm。齿轮弯曲疲劳强度：m43叮mnZ 其中：P- 齿轮传递的名义功率；P =0.922 4=3.688KW:m-齿宽系数：m = bm=5-10 ；CFP-齿轮许允齿根应力 “P -I.Flim，二Flim由金属切削机床设计图7-11按MC线查 取；nj-计算齿轮计算转速；K-载荷系数取1.2。F |im = 300 MPa ,二 FP =300MPa 1.4 =420MPa- mF2=2.376mm一 43032 彳6888x500x22420根据画法几何及机械制图表10-4将齿轮模数圆整为2.5mm。 t mH2 mF2

29、所以 m2 = 4mm于是变速组b的齿轮模数取 m = 4mm b = 40mm。轴U上主动轮齿轮的直径：db1 =4 22 = 88mm； db2 =4 42 = 168mm;轴川上三联从动轮齿轮的直径分别为：dm =4 62 = 248mm; db2 =4 42 =168mm;、c变速组：为了使传动平稳，所以使用斜齿轮，取 mn =5mm，螺旋角=14o计算中心距a，(ZZ2)mn2 cos :(18 72) 52 cos14=232(mm)修正螺旋角，一 arccos1= arccos(18 72) 5 =14.1。2 7802232因：值改变不多，所以参数 ：，K 1，ZH等值不必修正

30、 所以轴川上两联动主动轮齿轮的直径分别为：18572疋5dd =o 92.79mm； dc2 二309.3mmcos14.1cos14.1轴W上两从动轮齿轮的直径分别为：72 5,30 5dc1371.2mm; dc2154.67mm。cos14.1ocos14.1o、标准齿轮参数 =20度，h =1, c、0.25从机械原理表5-1查得以下公式齿顶圆直径 da = (z1 + 2h*a)m ；齿根圆直径df =(召2ha -2c )m ； 分度圆直径d = mz ； 齿顶高 ha = h*am ；齿根高 hf = (h*a + c*)m ；齿轮的具体值见下表：表5.1齿轮尺寸表(单位：mm齿

31、轮齿数z模数m/X分度圆直径d齿顶圆直径da齿根圆直径df齿顶咼ha齿根高hf1.243727864.533.25 n2.303909682.533.253.363108114100.533.254.483144150136.533.255.423126132118.533.256.363108114100.533.257.22488 丁9680.5458.424168176160.5459.424168176160.54510.624248256240.54511.18592.79102.7980.2956.2512.605309.3319.3296.856.2513.725371.2381

32、.2358.256.2514.305154.67164.67142.1756.255.2齿轮的设计由公式 b 二 mm( m = 5 10)得： I轴主动轮齿轮b，10 3=30mm ； U轴主动轮齿轮b-，10 4 = 40mm ； 川轴主动轮齿轮b H 40mm ；一般一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应使主动轮比从动轮齿宽大(510mr)i所以：b1 bb3=40mm , b4 二b5 二be =35mm ,b7 =b8 = 40mm , b9 = b10 = 35mm ,b11 =2 =40mm , b13 = b14 =

33、35mm。通过齿轮传动强度的计算，只能确定出齿轮的主要尺寸，如齿数、模数、齿宽、螺旋角、分度圆直 径等，而齿圈、轮辐、轮毂等的结构形式及尺寸大小，通常都由结构设计而定。当齿顶圆直径 da _ 160mm时，可以做成实心式结构的齿轮。当160mm _ da _ 500mm时，可做成腹板式结构，再考 虑到加工问题，现决定把齿轮 9、12和13做成腹板式结构。其余做成实心结构。根据机械设计 图 10-39( a)齿轮& 10、12和13结构尺寸计算如下：齿轮8结构尺寸计算，D0 =da -(1014)mn =176 -10 3=146mm ；D4 = 42mm ；D3 : 1.6D4 =1.6 42

34、 =67.2mm,D3取68mm；D2 : (0.250.35)(D0 -D3) =0.3 (146 -68) = 23.3mm,D2取25mm ；D0 +D3146+68D1-107mm, D1 = 107mm;-2 2C ： (0.2 0.3)B = 0.3 42 = 12.6mm，C取 12cm。齿轮10结构尺寸计算；D0 二 da - (10 14) mn 二 25612 4 = 208mm; D0 二 208mm;；D4 = 42mm ；D3 : 1.6D4 =1.6 42 =67.2mm,D3取68mm；D2 : (0.25 O.35)(D0 D =0.3 (208 - 68) =

35、 42mm, D2取42mm ；D1D0 D32208 682=138mm,；C ： (0.2 0.3)B =0.3 42 =12.6mm，C取 12cm。 齿轮12结构尺寸计算D0 = da - (10 14)mn = 319.3 T2 5=259.3mm，D0 取260mm，D4 =42mm ；D3 ： 1.6D4 =1.6 42 = 68mm,D2 ： (0.25 O.35)(D0-D3)=0.3 (260 - 68) = 57.6mm, D2取60mm ；D0+D3260+68小怖“ ： 03164mm, D1 取 164mm；2 2 C : (0.2 0.3)B =0.3 42 =1

36、2.6mm，C取 14cm 齿轮13结构尺寸计算D0 =da -(10 14)min =381.2 -12 5 =321.2mm, D0 取325mm ,D4 =110mm ; D2 ： (0.25 0.35)(D0-D3) = 0.3 (325-176) = 44.7mm, D2取45mmD3 -1.6D4 =1.6 110 = 176mm,;D0 D3325 176D1-250.5mm, D1 取250mm ；C : (0.2 0.3)B =0.3 42 =12.6mm , C取 14cm第六章齿轮的校验6.1齿轮强度校核计算公式：弯曲疲劳强度 r二kfm畀sa乞l_f ；bm接触疲劳强度

37、 J =2.5Ze KFt . U S Ich 1 bd1u校核a组齿轮弯曲疲劳强度匚f - 2KFtYFaYs cf 1;校核齿数为24的齿轮，确定各项参数 bm P =P 0.96 =3.84kW ,n=710r/min,665T =9.55 10 P/n = 9.55 103.84/710 = 0.516510 (N mm)确定动载系数Kv二 dn60 1000二 72 71060 1000= 2.675m/s齿轮精度为7级，由机械设计图10-8查得动载系数 心=1.1。由机械设计使用系数。Ka -1.0 b =40mm。确定齿向载荷分配系数：取齿宽系数d =0.5查机械设计表10-4，

38、得非对称齿向载荷分配系数 Kh =1.417 ；h=ha hf =6.25 ；b/h =40/6.25 =6.4,查机械设计图10-13得=1.2确定齿间载荷分配系数：由机械设计表10-2查的使用KA =1.0，由机械设计表10-3查得齿间载荷分配系数Kh：.二Kf：. =1确定载荷系数:K 二 KaKvKf：.Kf 1.0 1.1 1 1.2=1.32查机械设计表10-5齿形系数及应力校正系数YFa =2.65 ； Ysa =1.58计算弯曲疲劳许用应力由机械设计图10-20(c)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 二FE =540MPa。 机械设计图10-18查得 寿命系数Kn =0.9,取疲劳

39、强度安全系数S = 1.30.9x540”- f 374Mp a1.35升_3748932 F = 2! = 2 汉 0.5165 汉 10YFaYSa 一 2.65 1.58 一 .，七二丁二37472= 1434.72(N)KFtbm1.32 1434、7240 3= 15.78 : 89.32接触疲劳强度 J =2.5Ze KFtU T 1 HEbd1u H载荷系数 K 的确定：K =KaKvKf-.Kf2=：1.0 1.1 1 1.417 = 1.62弹性影响系数的Ze确定；查机械设计表10-6得ZE =189.8查机械设计图 10-21 (d)得二Him =670MPa， t J -

40、 0.9 670=603MPa1.62 1434.72 2 1c H =2.5 189.8522.06MPa ： 603MPa、40 722故齿轮1合适。校核b组齿轮弯曲疲劳强度 J =2KFtYFaYsa _；校核齿数为22的齿轮，确定各项参数bm P =P 0.96 0.99 0.98 0.99 =3.69kW,n=355r/min,T =9.55 106 P/n =9.55 1063.69/355 =0.96105 N mmndn兀工88工355确定动载系数：v二d=88 355 = 1.63m/s60 000 601000齿轮精度为7级，由机械设计图10-8查得动载系数Kv =1.04

41、 b 二 40mm确定齿向载荷分配系数：取齿宽系数d =0.5查机械设计表10-4，插值法得非对称齿向载荷分配系数 K=1.419b/h =40/(4 2.25)=4.44,查机械设计图 10-13 得 K =1.2确定齿间载荷分配系数：5由机械设计表10-2查的使用KA =1.0 ； Ft = 2T = 2 0.96 102181.82Nd88由机械设计表10-3查得齿间载荷分配系数K*二K. =1确定动载系数：K 二KaKvKhKh：. =1.0 1.04 1 1.22 =1.248查机械设计表10-5齿形系数及应力校正系数YFa =2.72、Fsa =1.57计算弯曲疲劳许用应力由机械设

42、计图10-20(c)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限cFE =540Mpa 机械设计图10-18查得 寿命系数Kn =0.9,疲劳强度安全系数S = 1.30.9x540”f 374Mp a1.3rYFaYsa3742.72 1.57= 64.2KFtbm1.248 2181.8240 4= 17.018 ： 83.14接触疲劳强度6 =2.5Ze KFtu【和1N bd1 uu=62/22=2.82 ；、载荷系数 K的确定：K 二 KAKvKF-KF-： =1.0 1.04 1 1.419=1.475、弹性影响系数的ZE确定；查机械设计表10-6得ZE =189.8、查机械设计图 10-21 （

43、 d）得二 Hlim = 670MPa， b J = 0.9 670 = 603MPa1.475 2181.82 2.82 1 cH =2.5 189.8528.05MPa : 603MPa40 882.82故齿轮7合适。校核c组齿轮弯曲疲劳强度匚f - 2KFtYFaYS校核齿数为18的齿轮，确定各项参数bm P =P 0.96 0.99 0.98 0.99 0.98 0.99 = 3.578kW,n=355r/min,T =9.55106 P/n =9.551063.578 /355 = 0.963 105 N mmdn 二 92.79 355确定动载系数：v1.724m/s60 0006

44、0 000齿轮精度为7级，由机械设计图10-8查得动载系数Kv =1.0 b = 40mm确定齿向载荷分配系数：取齿宽系数1=0.5查机械设计表10-4，插值法得非对称齿向载荷分布系数，Kh =1.419b/h =50/(5 2.25)=4.44,查机械设计图 10-13 得 K1.27确定齿间载荷分配系数:Ft 但 =2 0.963 15 - 2075.65Nd92.79由机械设计表10-3齿间载荷分布系数，Kf-.二Kh-. =0确定荷载系数:K 二KaKvKf：.Kh“1.0 1.0 1.0 1.27 = 1.27 查表10-5齿形系数及应力校正系数。YFa =2.91Ysa =1.53

45、计算弯曲疲劳许用应力由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 匚FE =540Mpa。机械设计图10-18查得 寿命系数Kn =0.9,疲劳强度安全系数S = 1.360.9 5401.3= 374Mpa；邛YFaYsa374=84，2.91 1.53KFtbm1.27 2075.6540 51cos14.1o= 12.78 ： 84接触疲劳强度匚h =2.5Ze KFt 叮1 J；h 1 ”bd1 u载荷系数 K 的确定：K 二 KaKvKf-Kf1.0 1.0 1.0 1.419=1.419弹性影响系数的Ze确定；查机械设计表10-6得Ze -189.8查机械设计图 10-21 （d）得二 Hli

46、m =670MPa， t h 丄0.9 670=603MPa:H =2.5 189.8 1.419 2075-65 *4 1 =460.34MPa : 603MPa40 97.794故齿轮11合适。第七章主轴组件设计主轴的结构储存应满足使用要求和结构要求，并能保证主轴组件具有较好的工作性能。主轴结 构尺寸的影响因素比较复杂，目前尚难于用计算法准确定出。通常，根据使用要求和结构要求，进 行同型号筒规格机床的类比分析，先初步选定尺寸，然后通过结构设计确定下来，最后在进行必要 的验算或试验，如不能满足要求可重新修改尺寸，直到满意为直。主轴上的结构尺寸虽然很多，但起决定作用的尺寸是：外径 D孔径d、悬

47、伸量a和支撑跨距 L。7.1主轴的基本尺寸确定7.1.1 外径尺寸D主轴的外径尺寸，关键是主轴前轴颈的(前支撑处)的直径D1。D1选定后，其他部位的外径可随之而定。Di一般是通过筒规格的机床类比分析加以确定 。400mm车床，P=4KW查机械制造装 备设计表3-13，前轴颈应D1 =701 05,初选D 100mm ,后轴颈D (0.7 0.85)D1取 D2 =0.8 100 =80mm,主轴孔径d中型卧式车床的主轴孔径，已由d=48mm增大到d=60-80mm当主轴外径一定时，增大孔径受到一下条件的限制，1、结构限制；对于轴径尺寸由前向后递减的主轴，应特别注意主轴后轴颈处的壁厚不允许过薄，

48、对于中型机床的主轴，后轴颈的直径与孔径之差不要小于2050m m,主轴尾端最薄处的直径不要小于1015mm o 2、刚度限制；孔径增大会削弱主轴的刚度，由材料力学知，主轴轴端部的刚度与截面 惯性矩成正比，即:KdKWD4d4）64（空十I 一7：D4 64- _（D0） 心、K -空心、实心截面主轴刚度；Id、I -空心、实心截面惯性矩：D0 -主轴平均外径：d -主轴孔径：据上式可得出主轴孔径对偶刚度影响的当d.D0乞0.5时，Kd.X _0.94，说明空心主轴的刚度降低较小。当 d D0 =0.7时，Kd. K = 0.76， 空心主轴刚度降低了 24%因此为了避免过多削弱主轴的刚度，一般

49、取 d/DE0.7。主轴孔径d确 定后，可根据主轴的使用及加工要求选择锥孔的锥度。锥孔仅用于定心时，则锥孔应大些，若锥孔 除用于定心，还要求自锁，借以传递转矩时，锥度应小些，我这里选用莫氏六号锥孔。初步设定主 轴孔径d=60mm主轴孔径与外径比为0.6 o主轴悬伸量a主轴悬伸量的大小往往收结构限制，主要取决于主轴端部的结构形式及尺寸、刀具或夹具的安 装方式、前轴承的类型及配置、润滑与密封装置的结构尺寸等。主轴设计时，在满足结构的前提下, 应最大限度的缩短主轴悬伸量 ao根据结构，定悬伸长度a1 = 120mm。支撑跨距L当前，多数机床的主轴采用前后两个支撑，结构简单，制造、装配方便，容易保证精

50、度，但是， 由于两支撑主轴的最佳支距L。一般较短，结构设计难于实现，故采用三支撑结构。要比前后支距 L 地影响大得多，因此，需要合理确定L1 o为了使主轴组件获得很高的刚度可抗震性，前中之距 L1可 按两支撑主轴的最佳只距L0来选取。由于三支撑的前后支距L对主轴组件的性能影响较小，可根据结构情况适当确定。如果为了提 高主轴的工作平稳性，前后支距 L可适当加大，如取L=（56.5）Dj。采用三支撑结构时，一般不 应该把三个支撑处的轴承同时预紧，否则因箱孔及有关零件的制造误差，会造成无法装配或影响正 常运作。因此为了保证主轴组件的刚度和旋转精度，在三支撑中，其中两个支撑需要预紧，称为紧 支撑；另外

51、一个支撑必须具有较大的间隙，即处于“浮动”状态，称为松支撑，显然，其中一个紧 支撑必须是前支撑，否则前支撑即使存有微小间隙，也会使主轴组件的动态特性大为降低。试验表 明，前中支撑为紧支撑、后支撑位松支撑，要比前后支撑位紧支撑、中支撑为松支撑的结构静态特 性显著提高。主轴最佳跨距Lo的确定考虑机械效率，主轴最大输出转距 T =9550 P 0.85 =373.22 N m . 87床身上最大加工直径约为最大回转直径的50唏V 60%,即加工工件直径取为200mm则半径为0.1 m.2计算切削力373.22N m0.1mm=3732.2 N前后支撑力分别设为Fa, Fb二 3732.2 120 360 = 4976.27 N360Fb =F 旦=3732.2120 =1244.07Nl360轴承刚度的计算根据式结构设计（方键主编）（6-1 ）有:dF0.1 0.R、0.91.9Kr 一 =3.39Fr la (iz) cos dr查