中型普通车床主轴变速箱设计.pdf

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1、 机械加工设备机械加工设备 课程设计课程设计 班班 级：级： 学学 号：号： 姓姓 名：名： 指导教师：指导教师： 贵州大学机械工程学院机自专业 机械加工设备课程设计任务书机械加工设备课程设计任务书 一、设计题目：中型普通车床主轴变速箱设计 二、设计参数： 床身上最大工件回转直径：400mm 主电动机功率： 5.5 千瓦 主轴最高转速：1800 转/分 主轴最低转速： 40 转/分 三、设计要求： 1、主轴变速箱传动设计及计算； 2、主轴变速箱结构设计； 3、绘制主轴变速箱装配图； 4、编写设计计算说明书。 四、设计时间： 开始日期：2013 年 12 月 16 日 结束日期：2013 年 1

2、 月 4 日 学生姓名： 指导教师： 目录 第一章 前言 . 1 一、机床地位 . 1 二、设计目的 . 1 三、设计概述 . 1 第二章 传动设计 . 2 一、参数拟定 . 2 1、主轴的极限转速 . 2 2、主轴转速级数 z 和公比 . 2 3、动力参数的确定 . 3 4、操作性能要求 . 3 二、传动设计 . 3 1、传动结构式、结构网的选择确定 . 3 2、转速图的拟定 . 5 （1）主电机的选定 . 6 （2）确定传动比及各轴转速: 6 （3）画转速图： . 7 （4）确定各轴及各齿轮计算转速 . 7 3、变速系统图的绘制 . 8 （1）确定带轮直径和齿轮齿数 . 8 （2）验算主轴

3、转速误差 . 11 （3）绘制变速系统图 . 12 4、传动件的估算 . 12 （1）传动轴直径的估算 . 12 （2）片式摩擦离合器的选择和计算 . 14 （3）齿轮模数及中心距的估算 . 15 （4）主轴及其组件的设计 . 18 第三章 结构设计 . 19 一、结构设计的内容、技术要求和方案 . 19 二、展开图及其布置 . 19 三、轴（输入轴）的设计 . 19 四、传动轴的设计 . 20 五、主轴轴承 . 21 1、轴承类型选择 . 21 2、轴承的精度和配合 . 21 3、轴承间隙的调整 . 21 六、主轴与齿轮的连接 . 22 七、润滑与密封 . 22 八、其他问题 . 22 第四

4、章 总结与致谢 . 23 参考文献 . 24 1 第一章第一章 前言前言 一一、机床地位机床地位 金属切削机床是国民经济赖以发展的基础，机床的种类、质量和加工效率直 接影响着其他机械产品的生产技术水平和经济效益。因此，机床工业的现代化水 平和规模， 以及所拥有机床的数量和质量是一个国家工业发达程度的重要标志之 一。 二二、设计目的设计目的 1、课程设计属于机械系统设计课的延续，通过设计实践，进一步学习和掌 握机械系统设计的一般方法。 2、培养综合运用机械制图、机械设计基础、精度设计、金属工艺学、材料 热处理及结构工艺等相关知识，进行工程设计的能力。 3、培养实用手册、图册、有关资料及设计标准规

5、则的能力。 4、提高技术总结及编制技术文件的能力。 三三、设计设计概述概述 机床技术参数有主参数和基本参数，他们是运动传动和结构设计的依据，影 响到机床是否满足所需要的基本功能要求，参数拟定就是机床性能设计。主参数 是直接反映机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据，如车床的最大加 工直径，一般在设计题目中给定，基本参数是一些加工件尺寸、机床结构、运动 和动力特性有关的参数，可归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数。 通用车床工艺范围广，所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同，有粗加工 又有精加工；用硬质合金刀具又用高速钢刀具。因此，必须对所设计的机床工艺 范围和使用情况做全面的调研和统计，依据

6、某些典型工艺和加工对象，兼顾其他 的可能工艺加工的要求，拟定机床技术参数，拟定参数时，要考虑机床发展趋势 和同国内外同类机床的对比， 使拟定的参数最大限度地适应各种不同的工艺要求 和达到机床加工能力下经济合理。 机床主传动系因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要 求也不一样。设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足 既定的要求。 在设计时应结合具体机床进行具体分析， 一般应满足的基本要求有： 满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床主轴油足够的转速 范围和转速级数；满足机床传递动力的要求。主电动机和传动机构能提供足够的 功率和转矩，具有较高的传动

7、效率；满足机床工作性能要求。主传动中所有零部 件有足够的刚度、精度和抗震性，热变形特性稳定；满足产品的经济性要求。传 动链尽可能简短，零件数目要少，以便节约材料，降低成本。 2 第二章第二章 传动传动设计设计 一、一、参数拟定参数拟定 1 1、主轴主轴的极限转速的极限转速 由设计任务书可知：机床主轴的极限转速为： min40min1800 minmax rnrn、，则其转速范围 45 min40 min1800 min max r r n n R 考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动分级变速，并选 取级数 Z=12。 设其转速公比为。则有式： 45 1 min max z n

8、n R 现将=1.26 和 1.41 代入上式得 R=12.7 和 43.8，因此选=1.41 各级转速数列由标准数列表中查出。因=1.41= 6 06. 1，首先找到 40，然后 每隔 5 个数（1.26=1.06 6 ）取一个值，可得如下转速数列:40、56、80、112、160、 224、315、450、630、900、1250、1800 共 12 级转速。 2 2、主轴转速级数、主轴转速级数 z z 和公比和公比 已知 n R= min max n n n R= 1z ，且 Z=2a 3b a、b 为正整数，即 Z 应可以分解为 2 和 3 的因子，以便用 2、3 联滑移齿轮 实现变速

9、。 （如取 4 或 5 的因子，则要用两个互锁的滑移齿轮，以确保只有一对 齿轮啮合。使得结构过于复杂且不易控制。 ） 取 Z=12 级 则 z=2 2 3， min max1 n n R Z n ， 112 41. 1 8 .43 n R 且 max n=1800minr min n=40minr n R= min max n n =45 综合上述可得：主传动部件的运动参数 m a x n=1800minr min n=40minr Z=12 =1.41 3 3 3、动力参数的确定动力参数的确定 合理地确定电机功率 N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不 致使电机经常轻载而降低功率因

10、素。 （1）中型普通车床典型重切削条件下的用量： 刀具材料：YT15；工件材料 45 号钢；切削方式：车削外圆 经查表可知：切深 ap=4mm ；进给量 f(s)=0.4mm/r；切削速度 V=100m/min。 （2）功率估算： a 主切削力：Fz=1900Nfap 75. 0 =19003.5 75. 0 35. 0=3026.026N b 切削功率： kwN Z F 96. 3 61200 80026.3026 61200 切 c 估算主电机功率： kw95. 4 8 . 0 96. 3 总 切 N N 故可选取电机型号为：Y132S， 额定功率为 5.5KW，同步转速 1500r/mi

11、n, 满载转速为 1440rmin。 4 4、操作性能要求、操作性能要求 （1）具有皮带轮卸荷装置； （2）手动操作纵双向摩擦片离合器实现主轴的正反转及停止运动要求； （3）主轴的变速由变速手柄完成。 二二、传动传动设计设计 1 1、传动结构式、结构网的选择确定传动结构式、结构网的选择确定 （1）确定传动组及各传动组中确定传动组及各传动组中传动副的数目传动副的数目 级数为 Z 的传动系统由若干个顺序的传递组组成， 各传动组分别有 Z1、 Z2、 Z3、个传动副.即 Z=Z1Z2Z3 传动副数为使结构尽量简单以 2 或 3 为适合，即变速级数 Z 应为 2 和 3 的 因子： Z=2a3b 实现

12、 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=34 2) 12=43 3) 12=322 4) 12=232 5) 12=223 方案 1）和方案 2)可省掉一根轴。但有一个传动组有四个传动副。若用一个 四联滑移齿轮，则将大大增加其轴向尺寸；若用两个双联滑移齿轮，则操纵机构 必须互锁以防止两个滑移齿轮同时啮合。 将使得结构比较复杂。 故在此不予采用。 按照传动副“前多后少”的原则选择 Z=322 这一方案，但主轴换向采 用双向片式摩擦离合器结构，致使轴的轴向尺寸过大，所以此方案不宜采用， 加之主轴对加工精度、表面粗超度的影响最大。因此在主轴的传动副不宜太多， 故方案

13、5）亦不采用。而应先择 12=232。 综上所述： 方案 4）12=232 是比较合理的。 4 （2）传动系统扩大顺序的安排传动系统扩大顺序的安排 12=232 的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有6! 3 种形式： 1) 12=213226 2) 12=213422 3) 12=233126 4) 12=263123 5) 12=223421 6) 12=263221 以上各种结构式方案中， 由于传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围 的限制，一般升速时 4 1 minmax 2ii、降速时。 故极限变速范围8 min max max i i R。 检查传动组的变速范围时，只需检查最后

14、一个扩大组,因其他传动组的变速 范围都比他小。即 8 1 n p n x n R 对于方案 2)和方案 5)有： max 824 222 1641. 141. 13p4RRx 则、, 故对于方案 2）和 方案 5）不予考虑。 对于其余方案有： max 616 222 841. 141. 12p6RRx 则、。 然而在可行的结构式方案 1） 、3） 、4） 、6）中，为了使中间轴变速范围最小， 在各方案同号传动轴的最高转速相同时，变速范围越小，最低转速越高，转矩越 小，传动件尺寸也就越小。比较方案 1） 、3） 、4） 、6） ，方案 1）的中间传动轴变 速范围最小，方案 1）最佳。 但由于轴装

15、有摩擦离合器， 在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的 直径，因而采用方案 3）12=233126 的传动，以解决轴的装配工艺的结构。 （3）绘制结构网绘制结构网 由上选择的结构式 12=233126 画其结构图如下： 图 2.1 结构网 5 （4）传动组的变速范围的极限值传动组的变速范围的极限值 齿轮传动最小传动比 min U1/4,最大传动比 max U2,决定了一个传动组的最 大变速范围8 min max max U U R。 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案。 极限传动比及指数 X,X,值为： 表 2.1 极限传动比及指数 公比 极限传动比指数 1.41

16、X 值：Umin= x 1 =1/4 4 X值：Umax= x, =2 2 (X+ X)值：rmin= x+x=8 6 （5）最大扩大组的选择最大扩大组的选择 正常连续的顺序扩大组的传动结构式为： 2111 321 ZZZ ZZZZ ，最后扩大 组的变速范围按照 r8原则，导出系统的最大级数 Z 和变速范围 R 为： 表 2.2 最大级数及变速范围 Z3 2 3 1.41 Z=12 R=44 Z=9 R=15.6 最后扩大组的传动副数目 Z3=2 时的转速范围远比 Z3=3 时大。 Z3=2 时:R64/ Z3=3 时：R22.6/ 因此，在机床设计中，因要求的 R 较大，最后扩大组应取 2

17、更为合适。 同时，最后传动组与最后扩大组往往是一致的。安装在主轴与主轴前一传动 轴的具有极限或接近传动比的齿轮副承受最大扭矩， 在结构上可获得较为满意的 处理，这也就是最后传动组的传动副经常为 2 的另一原因。 2 2、转速图的拟定转速图的拟定 运动参数确定以后，主轴各级转速就已知，切削耗能确定了电机功率。在 此基础上，选择电机型号，确定各中间传动轴的转速，这样就拟定主运动的转速 6 图，使主运动逐步具体化。 （1 1）主电机的选定主电机的选定 1）电机功率）电机功率 N： 中型机床上，一般都采用三相交流异步电动机作为动力源。 根据机床切削能力的要求确定电机功率：N=5.5KW 2）电机转速）

18、电机转速 d n ： 选用时， 要使电机转速 d n与主轴最高转速 max n和 I 轴转速相近或相宜， 以免 采用过大的升速或过小的降速传动。 d n=1440r/min （2 2）确定）确定传动比传动比及及各轴各轴转速转速: : 该车床主轴传动系统共设有四个传动组其中有一个是带传动。 1) I 轴轴的转速的转速 I 轴从电机得到转速，经传动系统转化成各级转速。电机转速和主轴最高转 速应相接近。从动件在高速条件下恒功率工作时将会扭矩作用，I 轴转速不宜将 电动机转速降得太低，且 I 轴上装有摩擦离合类，高速条件下摩擦损耗发热都将 成为突出矛盾，因此，I 轴转速也不宜太高。 由电机的转速 d

19、n=1440r/min，查金属切削机床P18 得 I 轴的转速为 900r/min。 2) 中间传动轴中间传动轴的转速的转速 a.轴轴 III 的的转速转速 传动组 c 的变速范围为 max 66 841. 1R,可知两个传动副的传动比必然 是变速组的极限： 4 1 4 1 1 c i， 11 2 2 2 c i， 这 样 就 确 定 了 轴III的 六 种 转 速 只 有 一 种 可 能 ， 即 为 ： 160,224,315,450,630,900r/mn。 b.轴轴 II 的的转速转速 传动组 b 的级比指数为 1，在传动比极限值的范围内，轴 II 的转速最高可为 630,1800r/m

20、in，最低可为 160,450r/min。 为了避免升速，又不使传动比太小，可取 1 1 1 1 b i， 1 4 . 1 1 2 b i， 2 1 2 1 3 b i， 轴 II 的转速就确定为 315,900r/min。 7 3) 带传动带传动 电动机轴与轴 I 之间为带传动，传动比为625. 0 1 900 1440 3 4 0 i。 传动组 a 的传动比为1 1 1 1 a i， 3 1 8 . 2 1 2 a i。 （3 3）画转速图画转速图： 由于结构式有三个传动组，变速机构共有四根轴，加上电动机轴共五根轴， 由上分析画出其转速图如下： 图 2.2 转速图 （4 4）确定各轴及各齿

21、轮计算转速确定各轴及各齿轮计算转速 计算转速是指主轴或各传动件传递全功率时的最低转速。 由 金属切削机床 表 82 可查得主轴的计算转速 1 min 3 z nnj 为从主轴最低转速算起，第一个31转速范围内的最高一级转速，即为 min112 4 rn ,III 轴 的 计 算 转 速 为min160 3 j rn， II 轴 的 计 算 转 速 为 min450 2 rnj、I 轴的计算转速为min900 1 rnj 各传动齿轮的计算转速如下表： 8 表 2.3 齿轮的计算转速 3 3、变速系统图的绘制变速系统图的绘制 ( (1 1) ) 确定带轮直径和齿轮齿数确定带轮直径和齿轮齿数 1)带

22、轮传动的选择带轮传动的选择 a. 选择三角带型号及带轮直径的确定选择三角带型号及带轮直径的确定 PKP Aca 式中， ca P为三角带计算功率; A K为工作情况系数,查机械设计表 8-7，取 A K=1.1; P 为电动机额定功率，即 P=5.5KW。 故KWPKP Aca 05. 65 . 51 . 1 小带轮转速（即电机轴转速）为 1440r/min，查机床主轴变速箱设计指导 图 4-1，选用 B 型三角带。 查表，取小轮直径1D150mm，大轮直径 2 D由式)1( 1 1 2 DD i 求 得。式中，为带的滑动系数，一般取 0.02。 则mmD53.23)02. 01 (150 6

23、25. 0 1 2 根据三角带轮的基准直径系列圆整后取250 2 Dmm。 b.b. 确定三角带速度确定三角带速度 v v sm nD v3 .11 100060 1440150 100060 11 由于smvsm1510，对于 B 型带比较经济耐用。 c.c. 初定中心距初定中心距 A A0 0 带轮的中心距， 通常根据机床总体布局初步选定， 一般可在下列范围内选取： 800240250150) 26 . 0 (26 . 0 210 DDA 中心距过小，将降低带的寿命；中心距过大又将引起带的振动。对重型机床 电动机轴变速箱带轮轴的中心距一般为 750850mm。故取为 800mm。 齿轮 1

24、 Z 2 Z 1 Z 2 Z 3 Z 4 Z 5 Z 3 Z 4 Z 5 Z 6 Z 7 Z 6 Z 7 Z 计算转速 （r/min） 900 900 1250 450 450 450 450 315 224 160 160 160 315 112 9 d.d. 确定三角带的计算长度确定三角带的计算长度 L L0 0及内周长及内周长 L LN N 0 2 12 2100 4 )( )( 2 2 A DD DDAL 代入数据得 0 L=2231.44 mm.将其圆整得标准的计算长度为 L=2273 mm,查表 得相应的内周长度 N L=2240mm，修正值 Y=33mm e.e. 验算三角带的挠

25、验算三角带的挠曲次数曲次数 挠曲次数次4094. 9 2237 3 .11210001000 L mv ，故能满足要求 f.f. 确定实际中心距确定实际中心距 实际中心距63.820 2 44.22312273 800 2 0 0 LL AA g.g. 验算最小包角验算最小包角 1201733 .57 5 .803 150280 1803 .57180 12 1 A DD 故能满足要求 h.h. 确定三角带根数确定三角带根数 三角带根数 10 1 CN N Z ， 式中：N1为根三角带传动的功率；N0为单根三角带在 180 1 、特定长 度、 平稳工作情况下传递的功率， 查表得 N0=2.71

26、； C1包角系数， 查表得 C1=0.99。 将所查数据代入可得31 . 2 99. 071. 2 5 . 5 10 1 CN N Z 所以，所需带轮的根数为 3 根 i.i. 计算计算单根三角带的初拉力的最小值单根三角带的初拉力的最小值 min0) (F 由机械设计表 8-3 得 B 型带的单位长度质量mkgq/18. 0，所以 m in0) (F=N ZvC PC ca 4 .138 )5 . 2( 500 1 1 ，故应使带的实际初拉力 min00 )(FF 。 j.j. 计算计算压轴力压轴力)( p F 压轴力最小值： NNFZF o p 9 .826 2 173 sin4 .1383

27、2 2 sin)(2)( 1 min0min 10 2）确定齿轮齿数确定齿轮齿数 当各变速组的传动比确定以后， 可确定齿轮齿数。 对于变速组内齿轮的齿数， 变速组内每对齿轮的齿数和 z S及小齿轮的齿数可以从金属切削机床表 8-1 各种常用传动比的适用齿数中选取。 选择时应考虑： 1.传动组小齿轮应保证不产生根切。对于标准齿轮，其最小齿数 minmin ZZ=17 2.齿轮的齿数和 Z S不能太大，以免齿轮尺寸过大而引起机床结构增大，一般 推荐齿数和 Z S100-120，常选用在 100 之内。 3.同一变速组中的各对齿轮，其中心距必须保证相等。 4.为防止碰撞和干涉，三联滑移齿轮的相邻两齿

28、轮的齿数差应大于 4。 5. 保证主轴的转速误差在规定的范围之内。 A. 对变速组对变速组 a: a) 变速组 a 的各传动比为 1 1 1 1 a i， 3 1 8 . 2 1 2 a i， 能同时满足个传动比要求的齿数和有: Z S=68、72、76、80、84、88、92、96、100、102、104、 06、108、110、 115、118 b) 确定合理的齿数和。 为了使主轴箱轴向尺寸不宜太大，故选取较小的最小齿轮齿数，在以上同时 满足三个传动比的齿数和中， 选取最小齿轮齿数为 18， 则对应的齿数和为 Z S =68。 c)依次可以查得各传动比对应的最小齿轮齿数为： 1 Z=34,

29、 2 Z=18, 故 34 34 1 a i， 50 18 2 a i， 即轴 I 齿轮齿数为 34，18，轴 II 齿轮齿数为 34，50。 B. 对变速组对变速组 b: 同理变速组 a ，查取 Z S=60， 各传动比对应的最小齿轮齿数为： 202530 543 ZZZ、， 故 30 30 1 b i， 35 25 2 b i， 40 20 3 b i， 即轴 II 齿轮齿数为 30，25，20，轴 III 齿轮齿数为 30，35，40。 11 C. 对对变速组变速组 c: 同理变速组 a ，查取 Z S=90，各传动比对应的最小齿轮齿数为： 6 Z=18， 7 Z=60，故 72 18

30、1 c i， 30 60 2 c i， 即轴 III 齿轮齿数为 18，60，轴 IV 齿轮齿数为 72，30。 将上述数据列表，得： 表 2.4 各传动组的最小齿轮齿数和齿数和 （2 2）验算主轴转速误差）验算主轴转速误差 由于确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计的理论转速难以完全相符， 需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过%1-10）（，即 %1-10 - ）（ 理论 理论实际 n nn n 主轴各级实际转速值用下式计算： 4321d uuuunn 实际 ， 其中： u1、 u2 、 u3 、u4分别为各级的传动比 故第一级转速：88.38 72 18 40 20 50 18 250

31、150 1440 实 n n=(38.88-40)/40=2.8%1-10）（=4.1% 即第一级转速满足要求。 同样其他的实际转速及转速误差如下: 表 2.5 各级传动组的转速误差 主轴转速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n8 n10 n11 n12 理论转速 40 56 80 112 160 224 315 450 630 900 125 0 180 0 实际转速 38. 88 55. 54 77. 76 108 154 .29 216 311 .04 444 .34 622 .08 864 123 4.3 172 8 转速误差 （%） 2.8 0.8 2 2.8 3.3

32、 3.6 3.6 1.2 6 1.2 6 1.2 6 4.0 1.2 6 4.0 故转速误差均满足要求。 变速组 第一变速组 a 第二变速组 b 第三变速组 c 齿数和 68 60 90 齿轮 1 Z 2 Z 1 Z 2 Z 3 Z 4 Z 5 Z 3 Z 4 Z 5 Z 6 Z 7 Z 6 Z 7 Z 齿数 34 18 34 50 30 25 20 30 35 60 18 60 72 30 12 （3 3）绘制绘制变速系统图变速系统图 根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图： 图 2.3 传动系统图 4 4、传动件的估算、传动件的估算 （1 1）传动轴直径的估算传动轴直径的估算 传

33、动轴直径按扭转刚度用下列公式估算传动轴直径：mm n N d j 4 91 其中：N该传动轴的输入功率, d NN KW，且从电机到该传动轴之 间传动件的传动效率的乘积； j n该传动轴的计算转速 r/min； 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： 13 表 2.5 允许扭转角 刚度要求 允许的扭转角 主轴 一般的传动轴 较低的传动轴 0.51 11.5 1.52 对于一般的传动轴，取=1.2。取估算的传动轴长度为 1000mm。 对 I 轴有：KWNN d 28. 596. 05 . 5 1 ， 1 j n=900r/min mmd06.24 2

34、 . 1900 28 . 5 91 4 1 对 II 轴有：23. 599. 096. 05 . 5 2 d NNKW ， 2j n=315r/min mmd25.31 2 . 1315 23. 5 91 4 2 对 III 轴有：17. 599. 099. 096. 05 . 5 3 d NNKW ， j n=180r/min mmd87.36 2 . 1160 17 . 5 91 4 3 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。 故取轴 I 的直径25 1 dmm，轴 II 的直径33 2 dm

35、m，轴 III 的直径 38 3 dmm。 采取花键轴结构，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。即： 1 d=250.93=23.25 2 d=330.93=30.69 3 d=380.93=35.34 查表可以选取花键的型号其尺寸)741144(GBbdDZ分别为 1d轴取 6-25215 2d轴取 6-32287 3d轴取 6-383310 14 （2 2）片式摩擦离合器的选择和计算片式摩擦离合器的选择和计算 片式摩擦离合器可以在运转中接通或断开，且具有结合平稳、没有冲击、结 构紧凑等特点，部分零件已标准化。在机床主轴箱变速传动中用于主轴的启动和 正、

36、反转。 A. 摩擦离合器上扭矩的计算摩擦离合器上扭矩的计算 由上可知轴 I 1 d取 6-25215，直径为 23mm、转速为min900 1 rnj。 摩擦离合器所在轴（轴）的扭矩由下式计算： 1 9550 j n N mf KKMM 式中: f M离合器的额定静扭矩 K安全系数,查机床设计手册表得 K=1.5。 m M运转时最大扭矩 N电动机额定功率，由上知 N=5.5KW 1 j n轴计算转速， 1 j n=1000minr 电动机轴到轴传动效率，=0.96 则 mNM f 04.8496. 095505 . 1 900 5 . 5 B. 确定确定摩擦片摩擦片内径内径 根据结构需要， 摩

37、擦片的内径 d 应比安装轴的轴径大62mm。 故取 d=30mm。 C. 选择摩擦片尺寸选择摩擦片尺寸 根据机床主轴变速箱设计指导图 4-2，查得摩擦片的尺寸如下表所示： 表 2.6 摩擦片尺寸 d D1 D B b 30 98 90 30 100 D.D. 计算摩擦面对数计算摩擦面对数 Z Z mv Z KKdDpf KKM Z 33 n 120 式中:f摩擦片间摩擦系数,查得 f=0.06 p许用压强 MPa,查得p=1.2 D摩擦片外片外径 mm d摩擦片内片内径 mm Kv速度修正系数，查得 Kv =0.94 Kz结合面数修正系数，Km =0.84 Km 接触系数修正系数 经计算得 Z

38、=7.8 取 Z=10，则摩擦片的总数为 10+1=11 片。 15 E.E. 计算轴向压力计算轴向压力 Q Q 轴向压力可由下式计算： v kpdDQ 22 4 N 将 D=90mm、d=30mm、 p=1.2、Kv =0.94 代入上式得 Q=6375.5N ( (3 3) )齿轮模齿轮模数数及及中心距中心距的估算的估算 1）齿轮）齿轮模数的估算模数的估算 根据齿轮弯曲疲劳的估算：332 j zn N m mm 齿面点蚀的估算：3370 j n N A mm 其中： j n为大齿轮的计算转速，A 为齿轮中心距。 由中心距 A 及齿数 1 z、 2 z求出模数： 21 2 zz A mj m

39、m 根据估算所得 m和 j m中较大的值，选取相近的标准模数。 A. 齿数为齿数为 34 与与 34 的齿轮的齿轮 60. 1 125034 28. 5 323 mmm 3370 j n N A = 8 . 59 1250 28 . 5 3703mm 21 2 zz A mj 76. 1 4545 8 .592 mm 故取模数为 2.5 B. 齿数为齿数为 18 与与 50 的齿轮的齿轮 77. 2 45018 28. 5 323 mmm 3370 j n N A =08.84 450 28. 5 3703mm 21 2 zz A mj 47. 2 5018 08.842 mm 故取模数为 3

40、 16 C.C. 齿数为齿数为 3030 与与 3030 的齿轮的齿轮 33. 2 45030 23 . 5 323 mmm 3370 j n N A =81.83 450 23. 5 3703mm 21 2 zz A mj 79. 2 3030 81.832 mm 取模数为 3 D. 齿数为齿数为 25 与与 35 的齿轮的齿轮 13. 3 22425 23 . 5 323 mmm 3370 j n N A =75.105 224 23. 5 3703mm 21 2 zz A mj 52. 3 3525 75.1052 mm 取模数为 4 E. 齿数为齿数为 20 与与 40 的齿轮的齿轮

41、01. 3 31520 23. 5 323 mmm 3370 j n N A =39.94 315 23. 5 3703mm 21 2 zz A mj 14. 3 4020 39.942 mm 取模数为 4 F. 齿数为齿数为 18 与与 72 的齿轮的齿轮 95. 1 31518 17. 5 323 mmm 3370 j n N A =03.94 315 17. 5 3703mm 21 2 zz A mj 10. 2 7218 03.942 mm 取模数为 2.5 17 G. 齿数为齿数为 60 与与 30 的齿轮的齿轮 60. 2 16060 17. 5 323 mmm 3370 j n

42、N A =85.117 160 17. 5 3703mm 21 2 zz A mj 62. 2 3060 85.1172 mm 取模数为 3 2)齿轮分度圆直径及（轴）中心距的估算齿轮分度圆直径及（轴）中心距的估算 a. I-II 传动轴传动轴间间 -传动轴两齿轮传动副齿轮齿数分别为：34 与 34、18 与 50。为了使 轴上小齿轮齿根圆比摩擦离合器外片的外径大，即大于 90mm,取模数为 3，则其 分度圆直径分别为： 、mmZZ102334mm102334 11 mmZZ150350mm54318 22 、 -传动轴间中心距mmZZ m A1023434 2 2 2 11 b. II-II

43、I 传动轴传动轴间间 -传动轴上齿轮传动副齿轮齿数分别为：34 与 30、25 与 35、20 与 40。 模数为 4,则其分度圆直径分别为： 、mmZZ120430mm120430 33 mmZZ140435mm100425 44 、 mmZZ160440mm80420 55 、 -传动轴间中心距mmZZ m A1203030 2 4 2 332 c. III-IV 传动轴传动轴间间 -传动轴上两齿轮传动副齿轮齿数分别为： 60 与 30、 18 与 72。 模数为 3， 则其分度圆直径分别为： 、mmZZ90330mm180360 66 mmZZ216372mm54318 77 、 -传动

44、轴间中心距mmZZ m A1353060 2 3 2 113 18 （4 4）主轴及其组件的设计主轴及其组件的设计 主轴组件结构复杂，技术要求高。它的精度和性能性能直接影响加工质量。 1）主轴直径的选择）主轴直径的选择 由车床功率 N=5.5kw,查表可以选取前支承轴颈直径:mmD13095 1 ,考虑 到轴承的直径系列均为 5 的倍数，故取mmD100 1 后支承轴颈直径 D2=(0.70.85)D1=7085mm 选取 D2=80 mm 2）主轴内径的选择）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。 由车床主参数（规格尺寸）和基本参数

45、（GB1582-79,JB/Z143-79）查得最大 工件回转直径 D=400mm 的主轴通孔直径 d50， 推荐： 普通车床 d/D=0.550.6。 且 D=(D1+D2)/2=2)80100(=90，d=(0.550.6)D=49.554mm。 所以，内孔直径取 d=50mm 3）前锥孔尺寸）前锥孔尺寸 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、标准莫氏锥度尺寸为： 大端直径 D=63.348mm、锥度180.19:1 L dD 、长度 L=181mm 4）主轴前端悬伸量的选择）主轴前端悬伸量的选择 确定主轴悬伸量 a 的原则是在满足

46、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=0.61.5，a=(0.61.5)D1=60150 mm 所以，悬伸量取 100mm 5）支承跨距及悬伸长度）支承跨距及悬伸长度 为了提高主轴刚度， 应尽量缩短主轴的外伸长度 a， 选择适当的支承跨距 L。 一般推荐取53aL 跨距 L 小时，轴承变形对轴端变形影响大。所以轴承刚度小时，aL应选大 值，轴刚性差时，则取小值。在安排结构时力求接近即可。 6）头部尺寸的选择）头部尺寸的选择 对机床主轴的头部广泛采用短圆周式结构，悬伸短，刚度好。在此选择 B 型， 主轴前端轴径 D1=100mm,故选代号为 6的 B 型结构。 其公称直径 D=106.375,、 偏差为+0.010、D1=170、D2=133.4、d1=19.05、d2=14、d3=M6、B=25、l=14、h=5。 7 7）主轴材料与热处理）主轴材料与热处理 材料为 45 钢，