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1、题目：3普通车床主轴箱传动谈计系 另小航空工程系图2.4齿轮结构的布置I图2.5主传动系统图3 .强度计算和结构草图设计.1确定计算转速3 .L1主轴的计算转速rij=nmin 力 z,3-1z=12nnmin 力 3=28X2. 82=79r/min3. 1.2中间传动件的计算转速m轴上的6级转速分别为：112、160、224、315、450、630r/min.主轴在79r/min 以上都可以传递全部功率。III轴经九-Zm传递到主轴，这时从112r/min以上的转速全部功率，所以确定最低 转速112r/min为III轴的计算转速。按上述的方法从转速图中分别可找到计算转速： II 轴为 31
2、5r/min, I 轴为 900r/min,电动机轴为 1440r/min.3. 1. 3齿轮的计算转速Z安装在III轴上，从转速图可见Z1。齿轮本身有6种转速，其要传递全部的功率 的计算转速为112r/mino同样可以确定其余齿轮的转速如下表3.1所示：表3. 1齿轮z2Z3ZgZ7ZsZ9Z oLZ12Z3Z 1 4计算转速9003159009003151123151123151121501601121123.2传动轴的估算和验算3.2.1 传动轴直径的估算传动轴直径按扭转刚度用以下公式估算传动轴直径：d =944 mmW 其中：N该传动轴的输入功率N=N”r|KW用一电机额定功率；n从电
3、机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积该传动轴的计算转速r/min一每米长度上允许的扭转角(deg/m),可根据传动轴的要求选取如表3. 2所示表3. 2刚度要求允许的扭转小主轴一般的传动轴较低的传动轴0. 511一1. 51.52对于一般的传动轴，取01=1. 5N=N/=5.5x0.96=5.28 KW叫=900 r/min4 =9144 =9145.289叱*= 28.5 mm取 4 =32mniN2 =Nm=5.5 x 0.96 x 0.995 = 5.25 KW广425 r/mind2 =9145.25 Qr7 =37 mm400 315 xxl.51000取 4 =36N. =Ng
4、 =5.5 x0.96 xO.995 x 0.99 = 5.20 KWny=150d3 =9、5.20-=42.2 mm cn 400 c150xxl.510004 =46采用花键轴结构，即将估算的传动轴直径d减小7%为花键轴的直径，在选相近的 标准花键。dj =29.3X0. 93=27.0dz =34.5X0. 93=32.0d3 =42.2X0. 93=40.0查表可以选取花键的型号其尺寸Z Dxdxb(GBU44 74)分别为&轴取d2轴取4轴取6-28X32X78-32X36X68-42X46X803. 2.2主轴的设计与计算主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件的主轴参与切削成形运
5、动，此，它的 精度和性能性能直接影响加工质量（加工精度与外表粗糙度）。1）主轴直径的选择查表可以选取前支承轴颈直径Di=90 mm后支承轴颈直径D2=(0.70.85)Dl6377 mm选取D2=70 mm2)主轴内径的选择车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆必须是 空心轴。确定孔径的原那么是在满足对空心主轴孔径要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴 刚度的要求尽可能取大些。推荐:普通车床d/D (或di/D) =0. 550. 6其中D主轴的平均直径，D= (D,+D2)/2d,前轴颈处内孔直径d=(0. 550. 6)D=4448 mm所以，内孔直径取45mm3)前锥
6、孔尺寸前锥孔用来装顶尖或其它工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。选择如下:莫氏锥度号取5号标准莫氏锥度尺寸大端直径D=44. 3994)主轴前端悬伸量的选择确定主轴悬伸量a的原那么是在满足结构要求的前提下，尽可能取小值。主轴悬伸量与前轴颈直径之比a/D=0. 61. 5a=(0. 6L 5)Di=54135 mm所以，悬伸量取100mm5)主轴合理跨距和最正确跨距选择根据表3T4见机械设计手册计算前支承刚度Ka。前后轴承均用3182100系列轴承，并采用前端定位的方式。查表 Ka =1700 x/),14=1700X9014=9. 26X 105 N/mm /I因为后轴承直径小于前轴承，取
7、”=1.4KbKb =6. 61X105N/mm,F=(与 1o 6囱 +” +1)a Kb其中答为参变量其中八E弹性模量,I转动惯量,其中八E弹性模量,I转动惯量,Kb取 E=2.OX1()5 N/mm21= Ji (D-d4)/64=3. 14X (80 -454)=1.81X 10 mm4EI2.0xl05 xl.81xl069.26 xlO5 xlOO3=0. 3909由图3-34中，在横坐标上找出n =0. 3909的点向上作垂线与幺=1.4的斜线相交,由交点向左作水平线与纵坐标轴相交，得L%=2.5。所以最正确跨距LoLo=2. 5a=2. 5X 100=250 mm又因为合理跨距
8、的范围L 合理=(0. 751. 5)Lo=187. 5375 mm所以取L=260 mm6)主轴刚度的验算对于一般机床主轴，主要进行刚度验算，通常能满足刚度要求的主轴也能满足强 度要求。对于一般受弯矩作用的主轴，需要进行弯矩刚度验算。主要验算主轴轴端的位移 y和前轴承处的转角图3.1主轴支承的简化切削力Fz=3026N挠度yA=Fza2(L+a)3EI_3026 x10Q2 x(260 +100) 3x2.OxlO5 xl.81xl06=0.01y=0. 0002L=0. 0002X260=0. 052Ya323 mmznj齿面点蚀的估算:其中勺为大齿轮的计算转速，A为齿轮中心距。7 A由中
9、心距A及齿数Z、Z2求出模数：mj =mm根据估算所得加。和吗中较大的值，选取相近的标准模数。 1）齿数为32与64的齿轮N=5. 28KW32 x425A 3703二 3703 =85.5 mmV 425=1.78 mm2A 2x85.5；77- 一,- ze - 32+64取模数为22）齿数为56与40的齿轮I5.281 CA机 323=1.54 mmV 56 x8503)取模数为2齿数为27与75的齿轮N=5. 25KWN=5. 25KW5.25 r 71c =2.48 mm75 xl50加之32：z, +z227 +75取模数为2. 54）齿数为34与68的齿轮N=525KWA 370
10、3A 3703n；加3235 25= 2.29 mm 68x212A ,37喘5.25二370：U12=107.8mm工二空”2.11 mmZ+Z234+68取模数为2. 55）齿数为42与60的齿轮N=5. 25KW525 =2.12 mm60x300A 3703 =3703 =96.1 mmV 几 jV 3002= 2x91 =188mmZ +z242+60取模数为2. 56）齿数为23与91的齿轮N=5.20KW 323 520 =2.32 mmco V91 xl505 20二 370 r 之二=121.0 mm1502A 2x121.0 cs=2.12 mmZ +z223+91IL取模
11、数为2. 57）齿数为76与38的齿轮N=5. 20KW=2.12mm加32；520 =2.46 mm 76x150取模数为2. 53.12齿轮模数的验算结构确定以后，齿轮的工作条件、空间安排、材料和精度等级等都已确定，才可 能核验齿轮的接触疲劳和弯曲疲劳强度值是否满足要求。根据齿轮的接触疲劳计算齿轮模数公式为：mj =16300 3（，DKK2K3Kdmm 二。/2%根据齿轮的弯曲疲劳强度计算齿轮模数公式为:=275-mm式中：N-计算齿轮传递的额定功率N,一计算齿轮（小齿轮）的计算转速r/minTm 齿宽系数中机=一，甲机常取610；mz一计算齿轮的齿数，一般取传动中最小齿轮的齿数;小一大
12、齿轮与小齿轮的齿数比，、三”用于外啮合，“-”号用于内啮 Z合；3.5Ks- 寿命系数，Ks=KrKnKNK（/；七-一工作期限系数，耳=/誓七-一工作期限系数，耳=/誓3.6齿轮等传动件在接触和弯曲交变载荷下的疲劳曲线指数m和基准循环次数Con 齿轮的最低转速r/min;T-预定的齿轮工作期限，中型机床推荐：T=1500020000h;Kn-转速变化系数Kn 功率利用系数K一材料强化系数。幅值低的交变我荷可使金属材料的晶粒边界强化，起着 阻止疲劳细缝扩展的作用；a（寿命系数）的极限Ksmax，Ksmm当/之小时，那么取时，取=仙K-工作情况系数。中等冲击的主运动：（=1.21.6；犬2-动载
13、荷系数长3-齿向载荷分布系数Y齿形系数；oj. oj -许用弯曲、接触应力MPa1）齿数为32与64的齿轮N=5.28KWd =mz =2 x32 =64 mm节圆速度小募二学节圆速度小募二学= 2.85 m/s由表8可得：取精度等级为7级。勺=1.2 K =1.27=-L=_Lx7=0.21illr cz 32由表9得：仁二1 Ks=KrKnKNKg= 4.43= 4.43K二0. 71Kw =0.60 Kq =0.78Ks =4.43 x0.71 x0.60 x0.78 =1.47由表可知 Ks*.所以取Ks=0.6由表11许用应力知，可取齿轮材料为45整淬La（o=1100MPaay=3
14、20MPa目录1 .车床参数的拟定21 . 1概述22 .2参数的拟定2.运动设计32. 1传动结构式、结构网的选择确定3传动组及各传动组中传动副的数目32.1. 2传动系统扩大顺序的安排32. 1. 3绘制结构网42.1. 4传动组的变速范围的极限值42. 1. 5 最大扩大组的选择52. 2转速图的拟定52. 2. 1主电机的选定52.3齿轮齿数确实定及传动系统图的绘制52. 3. 1齿轮齿数确实定的要求52. 3. 2变速传动组中齿轮齿数确实定63.强度计算和结构草图设计93. 1确定计算转速93. 1. 1主轴的计算转速93. 1. 2中间传动件的计算转速93. L 3齿轮的计算转速1
15、03. 2传动轴的估算和验算103. 2.1传动轴直径的估算103. 2. 2主轴的设计与计算113. 2. 3主轴材料与热处理123. 3齿轮模数的估算和计算143. 3.1齿轮模数的估算143. 3. 2齿轮模数的验算173. 4轴承的选择与校核193. 4. 1一般传动轴上的轴承选择193. 4. 2主轴轴承的类型203. 4. 3轴承间隙调整203. 4. 4轴承的校核213. 5摩擦离合器的选择与验算223. 5. 1按扭矩选择223. 5.2外摩擦片的内径d22总结23参考文献24致谢25由表10可知可查得YR.45勺=163叫勺=163叫(il)K1K2K3KsNm. =1630
16、0 3 j;64(至=1.899 647x32? XxllOO2 x85032K,K2K3KsN zH/即 3% =2751.2 xl.2 xl x0.6 x5.2832x0.45 x7x850 x320所以模数取2适合要求。同样可以校核其它齿轮的模数也符合要求。3. 4轴承的选择与校核机床传动轴常用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升。空载功率和噪音等方 面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支承孔的加工精度要求 都比拟高，异常球轴承用得更多。但滚锥轴承的内外圈可以公开。装配方便，间隙 容易调整。所以有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选择轴承的型式和尺寸, 首先取决于承载能
17、力，但也要考虑其它结构条件。即要满足承载能力要求，又要符 合孔的加工工艺，可以用轻、中、或重系列的轴承来到达支承孔直径的安排要求。 花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的内径，一般传动轴承选用G 级精度。3. 4.1 一般传动轴上的轴承选择在传动轴上选择6200系列的深沟球轴承，其具体的型号和尺寸如下表3.3所示表3.33. 4. 2主轴轴承的类型传动轴IIIIII轴承型号620572067207轴承尺寸25X5230X5535X72主轴的前轴承选取3182100系列双列向心短圆柱滚子轴承。这种轴承承载能力 大，内孔有1： 12锥度，磨擦系数小，温升低，但不能承受轴向力，必须和能承受
18、 轴向力的轴承配合使用，因此整个部件支承结构比拟复杂。30.07/4图3. 13. 4.3轴承间隙调整为了提高主轴回转精度和刚度，主轴轴承的间隙应能调整。把轴承调到合适的 负间隙，形成一定的预负载，回转精度和刚度都能提高，寿命、噪声和抗振性也有 改善。预负载使轴承内产生接触变形，过大的预负载对提高刚度没有明显效果，而 磨损发热量和噪声都会增大，轴承寿命将因此而降低。调整结构形式如以下图所示：图3. 2调整说明：转动调整螺母，使内圈向大端移动。特点：结构简单。移动量完全靠经验，一旦调整过紧，难以把内圈退回。3. 4. 4轴承的较核1) 滚动轴承的疲劳寿命验算或Cj=!KAKHpKHnK/FWC
19、fnLh 一额定寿命(h)C 一额定动载荷(N)Cj 一动载荷(N)T一滚动轴承的许用寿命(h), 一般取1000015000(h) 一寿命指数，对球轴承=3 ,对滚子轴承=10/3力一速度系数，/ =度一轴承的计算转数r/minVnc九一寿命系数，九飞昌K一使用系数K”。一功率利用系数V 500K%,一转化变化系数(一齿轮轮换工作系数/一当量动负荷(N)2)滚动轴承的静负荷验算Coj=K/o T(/z)同样可以较核其它轴承也符合要求。3. 5摩擦离合器的选择与验算3. 5.1按扭矩选择M. KAYmq =Kx9550 Nm /maxnJ式中M,一离合器的额定静力矩(Kgm)K平安系数Mmax
20、 一运转时的最大负载力矩查机械设计手册表，取K=2 r| =0.96贝U M f KMmax= Kx9550xM =2.0x9550x5.5 x吵=118.8 Nmf a%8503. 5. 2外摩擦片的内径d根据结构需要采用轴装式摩擦片，摩擦片的内径d应比安装在轴的轴径大26nllI), 取 d=35mm5. 3选择摩擦片尺寸(自行设计)尺寸如下表3.4所示表3.4片数静力矩dDBb96035909830103. 5. 4计算摩擦面的对数Z120 % K K式中：f-_摩擦片间的摩擦系数；p许用压强MPa；D摩擦片内片外径mm； d摩擦片外片内径mm；储-速度修正系数； K二一-一一接合面数修
21、正系数;K一接个次数修正系数；平安系数。分别查表f =0.06忸J=1.0 1 . 2D=90mm d =35mni Kv =0.94Kz =0.85K,=L0z_12xn8/x2x0 ,殁3.14 x0.06 xl .0 x 03 353 /0.94 xl .0二105. 5摩擦片片数摩擦片总数为（Z+1）片,即11片，根据具体情况设内为6片，外5片。计算轴耳压力Q。端6 a2 Jk=3.14X1. OX x 90 45 x0.94 22二5073N总结经过大学四年艰苦学习，我们顺利的完成了机械设计制造及自动化专业所学的 全部课程，初步已具备了一个机械工程技术人员所具备的基本知识和技能，今后
22、还 需要进一步在实践中不断地探索与积累。这次毕业设计是我们零件课程设计和工艺课程设计之后的一次对我们更全面更 综合的考核是一次综合的训练.我们毕业设计题目是C6140普通车床主轴箱传动设计。通过毕业设计学到了很多知识，收获很大。经过设计，分析得出了以下结论：（1）进行了主传动设计（2）对传动件进行了估算和验算（3）对各部件断行了结构设计（4）对主轴组件进行了验算这次毕业设计为我们走向工作岗位尊定了基础。参考文献1上海纺织工学院编机床设计图册,上海科技出版社，19972孙桓，陈作模主编.机械原理.第六版,北京：高等教育出版社，20023成大先主编.机械设计手册.北京：化学工业出版社，20044张
23、玉峰等主编.机床主轴变速箱设计指导.机械工业出版社，20005机械制造装备设计.冯辛安主编.机械工业出版社6机械设计.吴宗泽主编.高等教育出版社7机械原理.邹慧君等主编.高等教育出版社8机械制造技术基础.曾志新主编.武汉理工大学出版社9理论力学.陈昭仪.航空工业出版社10材料力学.戴少度.国防工业出版社11机械加工手册.陈心昭.机械工业出版社12毛谦德 李振清主编.袖珍机械设计师手册第二版.机械工业出版社,200213机床设计手册编写组 主编,机床设计手册.北京:机械工业出版社，198014华东纺织工学院哈尔滨工业大学 天津大学主编.机床设计图册.上海：上海科学技术出版 社，1979年6月15
24、 Ye Zhonghe, Lan Zhaohui. Mechanisms and Machine Theory. Higher Education Press,2001. 7在论文完成之际，我要特别感谢我的指导老师吴晖老师的热情关怀和悉心指 导。吴老师平日里工作繁多，但在我做毕业设计的每个阶段，从外出实习到查阅资 料，设计草案确实定和修改，中期检查，后期详细设计，程序调试等整个过程中都 给予了我悉心的指导。我的设计较为复杂烦琐，但是朱老师仍然细心地纠正程序中 的错误。除了敬佩吴老师的专业水平外，他的治学严谨和科学研究的精神也是我永 远学习的典范，并将积极影响我今后的学习和工作。同时也要感谢和我
25、一组的同学 们，在论文的写作过程中，正是有了他们的帮助和指导，才使得我的毕业论文能够 快速顺利的完成。然后还要感谢所有关心、支持、帮助过我的良师益友。最后，向在百忙中抽出时间对本文进行评审并提出珍贵意见的各位老师表示衷 心地感谢！1 .车床参数的拟定1.1 概述车床的规格系列和用处普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。因此，对这些 基本知识和资料作些简要介绍。本次设计的是普通型车床C6140主轴变速箱。主要 用于加工回转体。车床的主参数(规格尺寸)和基本参数(GB1582-79, JB/Z143-79)工件最大 回转直径 D max (mm)正转最高转 速nmax ( %in
26、)电机功 率N (kw)公比(P转速级数z反转40014005.51.4112级数Z反二Z正/2；n 反 maxl. In 正max1. 2参数的拟定1. 2.1确定极限转速必吟凡,Imin又0二141，得 R=43.79.取 Rn =45；nmin =ninax/?,? =1400 /45r/min =31 .lr/min ,去标准转速歹U %加=31.5/min .主电机选择合理确实定电机功率N,使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。电动机的功率是5.5KW,根据车床设计手册附录表2选Y132S-4,额定 功率5.5Zw,满载转速1440 %后，最
27、大额定转距2. 2。2 .运动设计2.1 传动结构式、结构网的选择确定传动组及各传动组中传动副的数目级数为Z的传动系统由假设干个顺序的传递组组成，各传动组分别有Zl、Z2、Z3、 个传动副.即Z=Z1Z2Z3-传动副数由于结构的限制以2或3为适合，即变速级数Z应为2和3的因子：即Z=2ax3b实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副的组合：1) 12=3X42)12=4X33)12=3X2X24)12=2X3X25)12=2X2X3按照传动副“前多后少”的原那么选择Z=3X2X2这一方案，但主轴换向采用双向 片式摩擦离合器结构，致使I轴的轴向尺寸过大，所以此方案不宜采用，而应先择 1
28、2=2X3X2。方案4)是比拟合理的12=2X3X2传动系统扩大顺序的安排12=2X3X2的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有6种形式:1)12=21X32*262)12=21X34X223)12=23X31X263)12=23X31X264)12 = 26*31X235)5)122 义 31X 2i 6)122 义 32 义 2根据级比指数分配要“前密后疏”的原那么，应选用Z=2I X 3? X 26这一方案，然而对于我们所设计的结构将会出现两个问题：第一变速组采用降速传动时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限制，使得I轴上 的齿轮直径不能太小，n轴上的齿轮那么会成倍增大。这样，不仅使i-n轴
29、间中心距 加大，而且I-n轴间的中心距也会辐大，从而使整个传动系统结构尺寸增大。这种 传动不宜采用。如果第一变速组采用升速传动，那么I轴至主轴间的降速传动只能同后两个变速 组承当。为了防止出现降速比小于允许的杉限值，常常需要增加一个定比降速传动 组，使系统结构复杂。这种传动也不是理想的。如果采用Z=23 X3.X 这一方案那么可解决上述存在的问题。2. L 3绘制结构网图2.1结构网传动组的变速范围的极限值齿轮传动最小传动比Umin 1/4,最大传动比Umax V2,决定了一个传动组的最大 变速范围 rmax=umax/uniin 8。因此，要按照下表，淘汰传动组变速范围超过极限值的所有传动方
30、案。极限传动比及指数X,值为：表2. 1一公比 极限传奇庇指数一一1.41X 值：Umin= =1/404X值：Umax= “ =22(X+ X)值：rmin= x+x =862.1. 5最大扩大组的选择正常连续的顺序扩大组的传动的传动结构式为:Z=Z11 Z2Z1Z3Z1*Z2最后扩大组的变速范围按照r(1- ) X ua X ub X uc X ud其中e 滑移系数 =0.2Ua Ub Uc Ud分别为各级的传动比12/45转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示| 实际标准|或10(巾-1)%实际n 实=1440 X 0.625 X 0.98 X 0.35 X 0.35 X
31、0. 25=27.8，n二 | (27. 8-28)/28 | =0. 7%同样其他的实际转速及转速误差如下：表2.4转速误差满足要求。主轴 转速nln2n3n4n5n6n7n8n9nlOnilnl2标准 转速284056801121602243154506309001250实际 转速27.839.855.779.6111.2159.3223.6314.5445.6628.4897.81244.9转速 误差0.70.50.50.50.70.40.10.20.90.30.20.43)齿轮的布置为了使变速箱结构紧凑以及考虑主轴适当的支承 距离和散热条件，其齿轮的布置如以下图2.4所示。4)绘制主传动系统图按照主传动转速图以及齿轮齿数绘制主传动系统图如下2. 5所示