CA6140型卧式车床的主传动系统机床课程设计 2

1、1 金属切削课程设计机床课程设计说明书系别：机械工程系专业：机械制造与自动化 学号：姓名：2 金属切削课程设计目 录第一章 绪论.3第二章 设计任务要求.4第三章 机床的主参数和其他主要技术要求.5第四章 主传动系统的拟定.9第五章 齿轮传动设计.17第六章 带传动的设计.28第七章 轴和轴承的设计. .32第八章 箱体设计.42第九章 润滑与密封.44总结.45参考文献.463 金属切削课程设计第一章 绪论1.1 金属切削机床在国民经济中的地位金属切削机床是用切削的方法将金属毛坯加工成机器零件的机器，它是制造机器的机器，又称为“工作母机”或“工具机”。 在现代机械制造工业中，金属切学机床是加

2、工机器零件的主要设备，它所担负的工作量，约占机器总制造工作量的40%60%。机床的技术水平直接影响机械制造工业的产品质量和劳动生产率。机床的“母机”属性决定了它在国民经济中的重要地位。机床工业为各种类型的机械制造厂提供的制造技术与优质高效的机床设备，促进机械制造工业的生产能力和工艺水平的提高。机械制造工业肩负着为国民经济各部门提供现代化技术装备的任务。为适应现代化建设的需要必须大力发展机械制造工业。机械制造工业是国民经济各部门赖以发展的基础。一个国家机床工业的技术水平，在很大程度上标志着这个国家的工业生产能力和科学技术水平。显然，金属切削机床在国民经济现代化建设中起着重大的作用。我国机床行业起

3、步较晚，就现在来说，我国的机床制造业跟国外先进水平相比，还存在较大的差距。因此，我国机床工业面临着光荣而艰巨的任务，必须奋发图强，努力工作，不断扩大技术队伍和提高人员的技术素质，学习和引进国外的先进科学技术，大力开展科学研究，以便早日赶上世界先进水平。4 金属切削课程设计第二章 设计任务要求2.1设计题目：设计一台普通CA6140型卧式车床的主传动系统2.2主要技术参数： 1、转速范围：N=31.51400r/min。2、转速级数：Z=12。3、电动机功率：P=4KW。被加工零件的材料：钢、铸铁。刀具材料：高速钢、硬质合金。标准公比： 1.06、1.12、1.26 大、重型机床1.26 、 1

4、.41 中型机床1.58、1.78、2 小型机床2.3设计要求:错误！未找到引用源。1、运动设计：确定公比 ，拟定转速图、绘制传动系统图、计算齿轮齿数。2、动力设计：确定各传动件的计算转速、对主要零件进行计算（初算和验算）。3、绘制图纸：主轴箱展开图1张（A1）。4、编制设计说明书。5 金属切削课程设计第三章 机床的主参数和其他主要技术要求选择主参数的原则是：该参数应是直接反映出机床的加工能力特性，影响机床主要零部件尺寸的标志。主参数能说明机床的主要性能：普通车床的主参数是床身上最大工件回转直径D（mm）。机床主参数系列通常是等比数列。普通车床的主参数均采用公比为1.41的数列，该数列符合国际

5、ISO标准中的优先数列。普通车床的主参数D的系列是：250、320、400、500、630、800、1000、1250mm。所以，普通CA6140型卧式车床的最大工件回转中心取D 400mm。1、刀架上最大工件回转直径D1（mm）由于刀架组件刚性一般较弱，为了提高生产效率，我国作为参数标准的D1值，基本上取D1D/2,这样给设计留一定的余地，在刀架刚度允许的条件下能保证使用要求，可以取较大的D1值。所以查参考文献【一】（表2）得D1=200mm。2、主轴通孔直径d mm6 金属切削课程设计普通车床主轴通孔径主要用于棒料加工。在机床结构允许的条件下，通孔直径尽量取大些。参数标准规定了通孔直径d的

6、最小值。所以由参考文献一（表2）d=26mm。3、主轴头号根据机床主参数值大小采用不同号数的主轴头（415号），号值数等于法兰直径的1/25.4而取其整数值。所以由参考文献【一】（表2）可知主轴头号取6。4、装刀基面至主轴中心距离h(mm)为了使用户，提高刀具的标准化程度，根据机械工业部成都工具研究所的刀具杆标准，规定了h=28mm。5、最大工件长度L （mm）最大工件长度L是指尾座在床身处于最后位置，尾座顶尖套退入尾座孔内时容纳的工件长度。为了有利组织生产，采用分段等差的长度数列。所以由参考文献【一】（表2）得L=1000mm。3.3 传动设计1、主轴极限的确定由课程设计任务书中给出的条件可

7、知：Zmax=1400r/min2、公比的确定对于通用机床，为使转速损失不大，机床结构又不过于复 67 金属切削课程设计杂，一般取=1.26或1.41 。而且nmaxnminZ=+1lg根据公式 lg所以这里取=1.41。3、主轴转速级数的确定由任务书可知Z=12根据公比为1.06的数列可以写出公比为1.41的转速数列。是从31.5开始向后每6项取一数值，（共抽取12个数）。根据标准公比为=1.06的标准数列表(115000)，得：31.5、45、63、90、125、180、250、355、500、710、1000、1400r/min（共12级）。4、主传动电动机功率的确定：根据已知工作条件和

8、要求，选择一般用途的Y系列三相鼠笼式异步电动机，卧式封闭结构。8 金属切削课程设计=123N式中1,2,3,N分别为传动装置中每一件传动副（齿轮、涡轮、带或者链传动等）、每对轴承和每个连轴器的效率。根据以上公式可得：=12433式中1,2,3分别为带传动、轴承、齿轮的效率传动副效率的概略值可按表2-3选取（参考机械设计基础课程指导主编林远艳、唐汉坤下面简称文献1）1=0.96，2=0.99，3=0.97。1是带传动，2是滚子轴承（稀油润滑），3是8级精度齿轮。c.电动机所需的输出功率为：于是 =0.960.9940.973= 0.841 642Pd-电动机工作功率，kW；Pw-工作机所需要输入

9、功率，kW；pd=Pw-电动机至工作机之间传动装置的总效率。所以 pw=4 0.841 642=3.366 568kWd确定电动机的型号根据已知条件选择最低转速31.5r/min，最高转速1400r/min,功率4kW，所以选择Y112M-4的Y系列三相鼠笼式异步电动机9 金属切削课程设计第四章 主传动系统的拟定拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、幻想、制动、操纵等整个传动系统的确定。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、性能及经济等多方面统一考虑。主传动系统的方案有很多，优化的方案也因条件而异。此次设计中，我们采用集中传动

10、型式的主轴变速箱。1、已知条件1确定转速范围：主轴最小转速nmin=31.5r/min。3转速级数：z=122、结构分析式和结构网的选择级数为Z的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有Z1、Z2、个传动副。即Z=Z1Z2Z3 传动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=2a3b ，可以有三种方案： 12=322 12=232 （3） 12=232从电动机到主轴主要为降速传动，若使传动副较多的传动组放在 910 金属切削课程设计较接近电动机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足传动副前多后少的原则，因此取12=322方案。在降速传动中，防

11、止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比imin ；在升速时为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比imax2。在主传动链任一传动组的最大变速范围Rmax=(imaximin)810。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小，对于12=3×2×2传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为：12=31232612=31262314 12=322126 12=322621 12=342122 12=342221根据传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围，基本组扩大组的排列顺序；初选12=312326的方案。第2扩大组的。从而确定结构网如下： X2=6P2=2,6（2-1）

12、6R=1.41=8.00Rmax 是可行,则2金属切削课程设计检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组：R主max=u主max/u主min=2/0.25=8R2=X2(P2-1)=1.416(2-1)=8 其中=1.41，X2=6，P2=2R2=R主max值，符合要求，所以其他变速组的变速范围肯定也符合要求。3、分配总降速传动比总降速传动比 i=nmin/nd=31.5/1440=0.02，nmin为主轴最低转速， 又电动机转速nd=1440r/min不符合转速数列标准，因而增加一定比传动副。使转速数列符合标准或有利于减少齿轮和及径向与轴向尺寸，并分担总降速传动比。然后，将总降速传动比按“

13、先缓后急”的递减原则分配给串联的各变速组中的最小传动比。a、确定传动轴轴数传动轴轴数 = 变速组数 + 定比传动副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。 1112 金属切削课程设计b、确定各级转速在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按传动顺序依次设为、。与、与、与轴之间的传动组分别设为a、b、c。现由（主轴）开始，确定、轴的转速： 先来确定轴的转速传动组c 的变速范围为6=1.416=8=Rmax8,10，结合结构式， 轴的转速只有一种可能：125、180、250、355、500、710r/min。 确定轴的转速传动组b的级比指数为3，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致传动比太小

14、，可取bi1=1/3=1/2.8，bi2=1/1轴的转速确定为：355、500、710r/min。确定轴的转速对于轴，其级比指数为1,可取ai1=1/2=1/2，ai2=1/=1/1.41，ai3=1/1确定轴转速为710r/min。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比i=1440/710=144/71。下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）。4、画转速图(1) 竖线代表传动轴 间距相等的竖线代表各传动轴，传动轴 1213 金属切削课程设计按运动传递的先后顺序，从左向右依次排列。(2) 横线代表转速值 间距相等的横线由下至上依次表示由低到高的各级主轴转速。(3) 竖线上的圆点表示

15、各传动轴实际具有的转速 转速图中每条竖线上有若干小圆点，表示该轴可以实现的实际转速。(4) 两圆点之间的连线表示传动副的传动比 其倾斜程度表示传动副传动比的大小，从左向右，连线向上倾斜，表示升速传动；连线向下倾斜，表示降速传动；连线为水平线，表示等速传动。为了便于设计和制造，主传动系统中所采用的齿轮模数的种类尽可能少一些。在同一变速组内一般都采用相同的模数，这是 1314 金属切削课程设计因为各齿轮副的速度变化不大，受力情况差别不大当各对齿轮模数相同时，且不采用变位齿轮的齿数和也必然相等。为了避免根切现象和结构设计的传动比u1，zmin取大于或等于22。参考文献【一】表2-2中横行sz表示一对

16、齿轮的齿数和，纵列u表示一对齿轮的传动比，表中间的数值表示一对齿轮副的小齿轮齿数。当u>1时，表示升速传动，所以小齿轮为从动轮。当u<1时，表示降速传动，所以小齿轮为主动轮，这是要用传动比u的倒数查表。查出小齿轮的齿数后，将齿数和sz减去小齿轮的齿数。表中空白格，表示没有合适的齿数采用查表法确定齿轮齿数：据参考文献【一】表2-2确定齿轮齿数如下：传动组a:查表8-1, ai1=1/2=1/2，ai2=1/=1/1.41，ai3=1/1ai1=1/2=1/2时：Sz=57、60、63、66、69、72、75、78 ai2=1/=1/1.41时：Sz=58、60、63、65、67、68

17、、70、72、73、77ai3=1/1时：Sz=58、60、62、64、66、68、70、72、74、76 可取Sz=72,于是可得轴齿轮齿数分别为：24、30、36。 于是ia1,=72-24=48，ia2,=70-30=42，ia3,=72-36=36可得轴上的三联齿轮齿数分别为：48、42、36。传动组b:查表8-1, ib1=1/3=1/2.8，ib2=1/115 金属切削课程设计ib1=1/3=1/2.8时：Sz=69、72、73、76、77、80、81、84、87ib2=1/1时：Sz=70、72、74、76、78、80、82、84、86 可取 Sz=84，于是可得轴上两联齿轮的齿

18、数分别为：22、42。 于是bi1,=84-22=62，bi2,=84-42 ，得轴上两齿轮的齿数分别为：62、42。传动组c:查表8-1,ci1=1/4,ic2=2ci1=1/4时：Sz=84、85、89、90、94、95 ic2=2时： Sz=72、75、78、81、84、87、89、90 可取 Sz=90.ci1=1/4为降速传动，取轴齿轮齿数为18； ic2=2为升速传动，取轴齿轮齿数为30。 于是得ci1,=90-18=72,ic2,=90-30=60。 得轴两联动齿轮的齿数分别为18，60； 得轴两齿轮齿数分别为72，30。4.4 最后列出如下所示的齿轮齿数：16 金属切削课程设计

19、4.5绘制传动系统图：17 金属切削课程设计第五章 齿轮传动设计齿轮是变速箱中的重要元件。齿轮同时啮合的齿数是周期性变化的。也就是说，作用在一个齿轮上的载荷是变化的。同时由于齿轮制造及安装误差等，不可避免要产生动载荷而引起振动和噪音，常成为变速箱的主要噪声源，并影响主轴回转均匀性。在齿轮块设计时，应充分考虑这些问题。齿轮块的结构形式很多，取决于下列有关因素：1） 是固定齿轮还是滑移齿轮；2） 移动滑移齿轮的方法；3） 齿轮精度和加工方法；机床主轴变速箱中齿轮齿部一般都需要淬火。5.2各速组齿轮的结构尺寸：已知：电动机功率Pd=4kw，V带效率为1=0.96,轴承传动效率作，工作期限10年，每年

20、按300天计，原动机为电动机。解：解：材料、热处理方法。可选一般齿轮材料如下：由文献参考文献表8-1，考虑到主轴箱传递功率不大，所以齿轮采取软齿面，小齿轮选用45号钢，调制处理，HB1=229286HBS,取HB1=260HBS,大齿轮选用45号钢，正火处理,齿面硬度 1718 金属切削课程设计硬质差50HBS,在规定的30HB2=169217HBS,HB1=210HBS,，50HBS范围内。选择精度等级。减速器为一般齿轮传动，根据参考文献1中的表8-4，初选8级精度,齿面粗糙度Ra1.63.2m。1、第一变速组齿轮结构尺寸的计算：传递功率pI=Pd12=40.960.99=3.8kW，主动轮

21、转速nI=710r/min，最大传动i=1=2。 ai1按齿面接触疲劳强度设计齿轮，齿轮承载能力应由齿面接触疲劳强度决定。 3d176.43KT1(u+1) duH2a) 载荷系数K：查参考文献【二】中表8-5，取K=1.2. b) 由参考文献【二】中表8-10，取齿宽系数d=0.3。 c) 传动比u=1=2 ai1d) 转矩T1：T1=9550103PI3.8=9550103=51112.68(N.mm) nI710e) 接触疲劳许用应力H: H=ZNHHlim由参考文献【二】的图8-12查得： Hlim1=650MPa ，Hlim2=560MPa。 1819 金属切削课程设计接触疲劳寿命系

22、数ZN:由公式N=60njLh得N1=60nIjLh=60710(1030016)=2.0448109 N12.0448109 N2=1.0224109 i2N12. 044 8109 N2=1. 022 4109 i2查参考文献6的图8-11，查接触疲劳寿命系数得 ZN1=0.95，ZN2=1按一般可靠性要求，查参考文献7的表4-7，取SH=1.1, 许用接触应力 H1=取最小值。f) 计算小齿轮分度圆直径d1：查参考文献【二】中的表8-10，取d=0.9 3取 d1=60mm 确定主要参数，第一对齿轮(齿数24/48)主要几何尺寸献6中表4-1取m=3mm则2) 分度圆直径：dI=mai1

23、=324=72(mm)20 金属切削课程设计d2=483=144(mm)3）计算齿轮传动的中心距a: a=(d1+d2)/2=(72+144)/2=108(mm)4）计算圆周速度v：V=n1d1601000=3.1471072=2.675(m/s) 因601000v<5m/s，故所取的八级精度合适。5)齿根圆直径：* df1=m(Z1-2ha-2c)=3(24-21-20.25)=64.5(mm) *df2=m(Z2-2ha-2c*)=3(48-21-20.25)=136.5(mm)6）齿顶圆直径：da1=m(Z1+2ha)=3(24+21)=78(mm)* da2=m(Z1+2ha)=

24、3(48+21)=150(mm) *7）齿宽：b1=b2=35mm第二对齿轮(齿数30/42)的主要几何尺寸(1)分度圆直径：d1=m1ia2=330=90(mm)d2=m1ia2=342=126(mm)(2)齿根圆直径：* df1=m1(Z1-2ha-2c)=3(30-21-20.25)=82.5(mm) *,df2=m1(Z2-2ha-2c*)=3(42-21-20.25)=118.5(mm)(3)齿顶圆直径：da1=m1(Z1+2ha)=3(30+21)=96(mm) da2=m1(Z1+2ha)=3(42+21)=132(mm) 20 *21 金属切削课程设计(4)齿宽：b1=b2=3

25、0mm第三对齿轮（36/36）的主要几何尺寸(1)分度圆直径：d1=m1z1=336=108(mm)d2=m1z2=336=108(mm)(2）齿根圆直径：df1=m1(Z1-2ha-2c*)=3(36-21-20.25)=100.5(mm)df2=m1(Z2-2ha-2c*)=3(36-21-20.25)=100.5(mm)(3)齿顶圆直径：da1=m1(Z1+2ha)=3(36+21)=114(mm)da2=m1(Z2+2ha)=3(36+21)=114mm)(4)齿宽b： b=dd1=0.3108=32.4(mm) 经处理后取，b2=30mm,则b2=30mm 按齿根弯曲疲劳强度校核。由

26、参考文献6中的式（8-4）得F=2KT1YFYSFbm2Z1 *若FF则校核合格确定相关参数和系数齿宽：b2=40mm,b1=40mm齿形系数YF和应力修正系数Ys：由考文献6，表8-6和 文献许用弯曲应力由文献参考文献6中式8-5得 2122 金属切削课程设计由文献1中图8-8查得:Flim1=500MPa,Flim2=450MPa由文献1图8-8查得：YN1=YN2=1故F=2KT1YF1Ys121.251112.682.71.6=54.52(MPa)F122bmZ130336齿根弯曲疲劳强度校核合格。2. 第二变速组齿轮结构尺寸的设计传递功率pII=Pd123=3.65kW，主传动轮最低

27、转速2v=355r/min,，传动比u=i=62/22=2.82。（a） 转矩TII:TII=9550Pd1223nm40.960.9920.97=955010=98208(Nmm)3553（b）接触疲劳许用应力 H ： H=zNHlimSH由参考文献6的图8-12查得： Hlim1=650N/mm2，Hlim2=560N/mm2。计算应力循环次数N，确定接触疲劳寿命系数ZN:由公式N=60njLh得N1=603551030016=1 .0210923 金属切削课程设计按一般可靠性要求，查参考文献7的表4-7，取SH=1 许用接触应力 H1=H2=取较小值a) 计算小齿轮分度圆直径d1： 3Z

28、N1Hlim11650 =650（Nmm2）SH1ZN2Hlim21.05560 =588（Nmm2）SH1d176.43KTII(u+1)=76.43duH231.298208(2.82+1)=61.19mm 0.92.825882取d1=65mm模数m第一对齿轮(齿数22/62)主要几何尺寸6中表4-1取3mm。参考第一变速组出来的计算，知：2) 分度圆直径：dI=66(mm)； d2=186(mm)3）计算齿轮传动的中心距a: a=126(mm)4）计算圆周速度v：V=1.23(m/s) ，因v<5m/s，故所取的八级精度合适。24 金属切削课程设计5)齿根圆直径： df1=58.

29、5(mm) ；df2=178.5(mm)da2=192(mm) 6)齿顶圆直径：；7）齿宽：b1=b2=30mm第二对齿轮(齿数42/42)的主要几何尺寸参考第一变速组出来的计算，知：(1)分度圆直径：d1=126(mm)；d2=126(mm)(2)齿根圆直径：df1=118.5(mm)(3)齿顶圆直径： da1=132(mm)；da2=132(mm)（4）齿宽：b1=b2=45mm 按齿根弯曲疲劳强度校核。参考第一变速的弯曲疲劳强度校核，可知齿根弯曲疲劳强度校核合格。3、第三变速组齿轮结构尺寸的设计传递功率，pIII=Pd132=40.960.9930.972=3.5kW，主23动轮最小转速

30、v=125r/min,，最大传动比，i=u=72/18=4。 3d176.43KT1(u+1) duH2c) 转矩T1取T1=9550103P111/nm=95501033.5/125=267 400(Nmm) 2425 金属切削课程设计d) 接触疲劳许用应力H: H=ZNHHlim由参考文献6的图8-12查得： Hlim1=650N/mm2，Hlim2=560N/mm2。计算应力循环次数N，确定接触疲劳寿命系数ZN: 由公式N=60njLh得N1=601251030016=3.60 108 N13.60 108 N2=9107 i4按一般可靠性要求，查参考文献7的表4-7，取SH=1.1,

31、许用接触应力 H1=H2=取较小值 确定主要参数，第一对齿轮(齿数18/72)主要几何尺寸26 金属切削课程设计计算模数m： m=d1/z1=90/18=5；根据由文献参考文献6中表4-1取m=5mm。参考第一变速组出来的计算，知：1) 分度圆直径：dI=90(mm)； d2=360(mm)3）计算齿轮传动的中心距a: a=225(mm)4）计算圆周速度v：V=0.59(m/s) 因v<5m/s，故所取的八级精度合适。5)齿根圆直径：df1=77.5(mm) ；df2=347.5(mm)6）齿顶圆直径：da1=100(mm)；da2=370(mm)7）齿宽：b1=b2=40mm第二对齿轮

32、(齿数60/30)的主要几何尺寸参考第一变速组出来的计算，知：(1)分度圆直径：d1=300(mm)；d2=150(mm)(2)齿根圆直径： df1=287.5(mm)；df2=137.5(mm)(3)齿顶圆直径： da1=310(mm)； da2=160(mm)（4）齿宽：b1=b2=55mm 按齿根弯曲疲劳强度校核。参考第一变速的弯曲疲劳强度校核，可知齿根弯曲疲劳强度校核合格。经计算列出各齿轮结构尺寸，如下表所示：27 金属切削课程设计28 金属切削课程设计第六章 带传动的设计已知：传动功率P=3.68kW，转速n=1440r/min，传动比i=n1440=2，一天运转16小时，工作年数1

33、0年。普通V带的选n1710择应保证带传动不打滑的前提下能传递最大功率，同时要有足够的疲劳强度，以满足一定的使用寿命。6.1 确定计算功率Pc和选择带V型号（1）确定计算功率Pc(2)选择V带型号由文献【二】的图10-9得：选用A型V带6.2 确定带轮基准直径，并验算带速（1） 确定带轮基准直径由文献【二】的图10-9得，推荐的小带轮基准直径为80100，并按文献【二】中表10-6，考虑带轮直径大对带的工作寿命有利，取dd1=125mm。则 dd2=ixdd1=2x125=250mm根据文献【二】的表10-6取标准值dd2=250mm（2）验算带速v29 金属切削课程设计v=dd1n60100

34、0=3.141251440=9.42m/s 601000其中：n1-小带轮转速，r/min；在525m/s范围内，合适。6.3 确定带长和中心距（1） 初定中心距根据机床总体布局初步选定中心距，由经验公式有： .07（dd1+dd2）a。2（dd1+dd2）于是 262.5a 750 ,初取中心距为a0=500mm。（2） 确定V带的基准长度由文献【二】中公式（10-12）得 (dd1-dd2)2 L0=2a0+(dd1+dd2)+ 24a03.14(250-125)2 =2500+(125+250)+=1 596.56mm 24500根据文献【二】的表10-2取Ld=1600mm（3） 确定

35、实际中心距根据文献【二】中公式（10-13）得 a500+1600-1 596.562 5=501.7mm 2（4） 验算小带轮包角30 金属切削课程设计6.4 确定V带的根数由文献【二】中表10-7查取P1=1.93kW,P1=0.17kW;；从文献【二】中表10-5查取Ka=0.96，查表10-2取KL=0.99;；由文献【二】中式（10-15）得其中： p0-时传递功率的增量；k-按小轮包角，查得的包角系数； kL-长度系数；参照文献【二】中表10-3，取Z=3。6.5 计算V带的初拉力和轴向压力（1）单根V带的初拉力由文献【二】中表10-1查得q=0.1kg/m，由式（10-16）得2

36、.5PC2F0=500 -1+q KZ其中： pca-带的传动功率,pca=4.032KW；v-带速,m/s； v =9.42m/s。 q-每米带的质量，kg/m。 3031 金属切削课程设计（2） 计算V带作用在轴上的压力FQ由文献【二】中式（10-17）得FQ=2ZF0sin6.6 V带轮的结构设计小V带轮轮毂尺寸为42110，外径D1=131mm，最大半径小于电机中心高，合适。大带轮外径D2=256mm，轮毂长 L=B=(Z-1)e+2f=(3-1)15+210=50mm。32 金属切削课程设计第七章 轴和轴承的设计机床传动轴，广泛采用滚动轴承作支撑。轴上要安装齿轮、离合器和制动器等。传

37、动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。传动轴可以是光轴也可以是花键轴。成批生产中，有专门加工花键的铣床和磨床，工艺上并无困难。所以装滑移齿轮的轴都采用花键轴，不装滑移齿轮的轴也常采用花键轴。I,II,III轴的材料为：由文献6中的表11-1和表11-3选用45号钢，调质处理，硬度217225HBS，-1=55MPa，b=650MPa，s=360MPa。7.1 轴的设计计算（1）按扭矩初算轴径根据文献6中式（11-2），并查表11-2，取C=115，则 dCP3.8=115=28.1(mm) n710所以取d=32mm（2）轴的结构设金属切削课程设计（3）确定轴各段直径和长度段 直径 d1=32

38、（大V带轮轮毂孔径）长度： L1=110mm优选标准尺寸系列，及考虑密封圈标准：所以取d2=35mm参见项目减速器的结构设计，采用油润滑，取套筒长20mm。通过密封盖轴段长度应根据密封的宽度，选择常有额螺钉，并考虑V带轮和箱体外壁应有一定距离而定。故L2=20mm;段 直径d3=40mm（选择轴承内径）初选用深沟球轴承6208，宽度18mm，外径80mm.安装处轴肩直径36mm安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mmL3=18+20+2=40mmIV段 d4=34mm（轴承内径），L4=308mm。V段 d5=30mm,L5=16mm.（轴承内径）34 金属切削课程设计初选用深沟球轴承6206，宽度

39、16mm，外径62mm。 LO=494mm由上述轴各段长度可算出轴支承跨距L=182mm。(4)轴的疲劳强度校核已知小齿轮d1=72mm,T1=51112.68Nmm;La=Lb=99.5mm. 求圆周力Ft，径向力FrFt=2TI/d1=251112.68/72=1419.8(N)Fr=Fttan=1419.8tan20=516.8(N)轴的支持反力水平面弯矩35 金属切削课程设计Mc1=LaFay=99.5258.4=25709.1(Nmm)轴承支反力Faz=Fbz=Ft/2=1419.8/2=709.9(N)垂直面的弯矩Mc2=LaFaz=99.5709.9=70635.05(Nmm)合

40、成弯矩Mc=Mc1+Mc2=(25709.12+70635.052)1/2=75168.3(Nmm) 22转矩T=51112.68Nmm转矩产生的剪力按脉动循环变化，取=0.6，截面C处的当量弯矩： Mcc=Mc2+(T)21/2=30667.6(Nm)校核危险截面C的强度=Mec/(0.1d4)=30667.6/(0.1343)=31.88MPa<-1=55MPa 3该轴强度足够。7.2 轴结构设计（1）按扭矩初算轴径根据文献1中式（11-2），并查表11-2，取C=115，则 dCP3.65=25(mm) n355所以取d=35mm（2）轴的结构设计36 金属切削课程设计确定轴各段直

41、径和长度L1直径 d1=35（轴承内径）； L1=25mm。初选用圆锥滚子轴承30207，宽度为17mm，外径为72mm。L2肩高h=(0.070.1)d=(0.070.1)35=2.453.5(mm) 所以取d2=40mm参见项目减速器的结构设计，采用油润滑，取套筒长18mm。通过密封盖轴段长度应根据密封的宽度，选择常有额螺钉，并考虑V带轮和箱体外壁应有一定距离而定。故L2=535mm，主要考虑齿轮的布局。L3直径d3=35mm（轴承内径）初选用圆锥滚子轴承30207，宽度17mm，外径72mm.根据箱体内支撑板的厚度取 L3=32mm。L0=592mm。II轴的结构简图参照I轴的结构简图，

42、或者看展开图。（3）轴的强度校核主要校核危险截面，危险截面在右边，直径为35mm段，强度校核计算参考I轴的计算。可知该轴强度足够。7.3 轴结构设计（1）按扭矩初算轴径根据文献1中式（11-2），并查表11-2，取C=115，则 dC P3.5=115=34.92(mm) n1253637 金属切削课程设计取d=45mm.（2）轴的结构设计确定轴各段直径和长度L1 ：直径d1=45mm（轴承内径）初选圆锥滚子轴承30209，宽度为19mm，外径 85mm.根据箱体厚度取 L1=36mm。L2： 肩高h=(0.070.1)d=(0.070.1)45=3.154.5(mm) 所以取d2=50mm故

43、L2=515mm，主要考虑齿轮的布局。L3： 直径d3=45mm（选择轴承内径），初选用圆锥滚子轴承30209，宽度19mm，外径85mm. L3=32mm III轴的结构简图参照I轴的结构简图，或者看展开图。(3)轴的强度校核主要校核危险截面，危险截面在中间，跨距515mm，直径为50mm段。强度校核计算参考I轴的计算。可知该轴强度足够。7.4 主轴结构设计（1）选择轴的材料由于主轴承受的扭矩较大并且是空心轴，由文献【二】中的表11-1和表11-3所以选用35SiMn调质处理，硬度229286HBS，-1=70MPa，b=800MPa，s=520MPa。38 金属切削课程设计（2）按扭矩初算

44、轴径根据文献1中式（11-2），并查表11-2，取C=115，则 dCP3.37=38(mm) n90取d=76mm（3）轴的结构设计段：考虑到密封和端盖所以取L1=50mm，d1=32mm；段：主要是轴承的安装，初选角接触球轴承7211AC，宽度21mm， 内径55mm，外径100mm.所以 d2=55mm，L2=75mm；III段：考虑轴肩、结构布局，初选深沟球轴承6213，齿宽为23mm，外径为120mm。则d3=65mm，L3=50mm；IV段: d4=75mm，L4=470mm；V段：由于主轴的跨度大，并且出售载荷大，所以根据轴承的安装设计，初选深沟球轴承6215，宽25mm，内径7

45、5mm，外径130mm； 则d5=75mmL5=25mm。VI段：根据齿轮的布局，d6=80mm，L6=280mm。VII段：根据密封和端盖，则d7=95mm，L7=70mm；VIII段：用于安装卡盘等机构，d8=100mmL8=17mmIX段： 工艺椎体，锥度为1：12，d9=100mm ，l9=10mm；轴的总长L=1047mm。39 金属切削课程设计主轴的结构简图参照I轴的结构简图，或者看展开图。（4）验算轴的强度强度校核计算参考I轴的计算。可知该轴强度足够。7.5 轴承的校核按两班制工作，工作期限10年，每年按300天计，H=48000h。 a、轴上的轴承校核（1）确定参数已知计算转速

46、为n1=710r/min,两轴承径向反力为Fr1=Fr2=709.9N。 初选深沟球轴承6208，额定动载荷Cr=29.5kN，额定静载荷C0r=18kN。初选深沟球轴承6206，额定动载荷Cr=19.5kN，额定静载荷C0r=11.5kN。根据文献1中表（12-6）按减速器，取fp=1.5，由文献中表12-8的温度系数fT=1。根据根据文献1中式（12-1）及表12-7得当量载荷P1=P2=fPFr1=1.5709.9=1064.85(N)滚子轴承的寿命系数10/3，取3。（2）轴承的寿命计算由文献1中式（12-6）得40 金属切削课程设计预期寿命满足b、轴上的轴承校核（1）确定参数轴上一共

47、三个轴承， 已知计算转速为n1=355r/min,左，中间轴承轴上齿轮传递径向反力为Fr1=Fr2=709.9N，中间和右边轴承承受径向反力为Fr3=598N,Fr4=488N。初选承受Fr1的轴承是圆锥滚子轴承30207，额定动载荷Cr=54.2kN，Fr3的。而C0r=18kN。额定静载荷承受轴承是深沟球轴承6208，额定动载荷额定静载荷初选承受轴承是圆锥滚子轴承3027，额定动载荷额定静载荷 Cr=29.5kN，Cr=54.2kN，Fr1的Cr=29.5kN，额定静载荷C0r=18kN。初选承受Fr3的轴承是圆锥滚子轴承30207，额定动载荷Cr=54.2kN，额定静载荷。（2）轴承的寿命计算参考轴上的轴承校核，可知预期寿命满足。 c、 III轴上的轴承校核（1）确定参数III轴上一共三个轴承， 已知计算转速为n1=125r/min,左，中间轴承轴上齿轮传递径向反力为Fr1=598,Fr2=488N，中间和右边轴承承受径向反力为Fr3=581N,Fr4=1585N。初选承受Fr1的轴承是圆锥滚子轴承30209，额定