CA6140型卧式车床的主传动系统机床课程设计

1、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： TOC o 1-5 h z 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余主要技术要求 HYPERLINK l bookmark9 o Current Document 第四章主传动系统的制定 9 HYPERLINK l bookmark19 o Current Document 第五章齿轮传动设计 17第六章带传动的设计 28 HYPERLINK l bookmark33 o Current Document 第七章轴和轴承的设计 32 HYPERLINK l bookmark43 o Current Do

2、cument 第八章 箱体设计 42第九章 润滑与密封 44总结 45参照文件 46绪论金属切削机床在公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质量量和劳动生产率。机床的“母机”属性决定了它在公民经济中的重要地位。机床工业为各样种类的机械制造厂供给的制造技术与优良高效的机床设施，促使机械制造工业的生产能力和工艺水平的提升。机械制造工业肩负着为公民经济各部门

3、供给现代化技术装备的任务。为适应现代化建设的需要一定鼎力发展机械制造工业。 机械制造工业是公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， 在很大程度上标记着这个国家的工业生产能力和科学技术水平。 明显，金属切削机床在公民经济现代化建设中起侧重要的作用。金属切削机床在公民经济中的发展我国机床行业起步较晚， 就此刻来说，我国的机床制造业跟外国先进水平对比，还存在较大的差距。所以，我国机床工业面对着荣耀而艰巨的任务，一定奋斗图强，努力工作，不停扩大技术队伍和提升人员的技术素质， 学习和引进外国的先进科学技术， 鼎力睁开科学研究，以便早日追上世界先进水平。第二章 设计任务要求设计题目 ：

4、设计一台一般CA6140 型卧式车床的主传动系统主要技术参数：1 、转速范围： N=31.5 1400r/min 。、转速级数： Z=12 。、电动机功率： P=4KW 。被加工零件的资料 ：钢、铸铁。刀具资料 ：高速钢、硬质合金。标准公比： 1.06 、 1.12 、 1.26 大、重型机床、 1.41 中型机床、 1.78 、 2 小型机床2.3 设计要求 :、运动设计：确立公比 ，制定转速图、绘制传动系统图、计算齿轮齿数。、动力设计：确立各传动件的计算转速、 对主要零件进行计算（初算和验算）。、绘制图纸：主轴箱睁开图 1 张（ A1 ）。、编制设计说明书。第三章机床的主参数和其余主要技术

5、要求主参数选择主参数的原则是：该参数应是直接反应出机床的加工能力特征，影响机床主要零零件尺寸的标记。主参数能说明机床的主要性能：一般车床的主参数是床身上最大工件展转直径D (mm)。机床主参数系列往常是等比数列。一般车床的主参数均采纳公比为1.41的数列，该数列切合国际ISO标准中的优先数列。一般车床的主参数 D的系列是：250、320、400、500、630、800、1000、1250mm。所以，一般 CA6140型卧式车床的最大工件展转中心取D = 400mm 。基本参数1、刀架上最大工件展转直径D1 (mm)因为刀架组件刚性一般较弱，为了提升生产效率，我国作为参数标准的 D1值，基本上取

6、 D1 D/2 ,这样给设计留必定的余地，在刀架刚度同意的条件下能保证使用要求，能够取较大的D1值所以查参照文件【一】(表 2)得D1 =200 mm。2、主轴通孔直径 d( mm)，般车床主轴通孔径主要用于棒料加工。在机床构造同意的条件下，通孔直径尽量取大些。参数标准规定了通孔直径d的最小值。所以由参照文件一（表 2） d=26mm。3、主轴头号依据机床主参数值大小采纳不一样号数的主轴头（415号），号值数等于法兰直径的 1/25.4而取其整数值。所以由参照文件【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，提升刀具的标准化程度，依据机械工业部成都 工具研

7、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地点，尾座顶尖套 退入尾座孔内时容纳的工件长度。为了有益组织生产，采纳分段等差的长度数列。所以由参照文件【一】 （表2）得L=1000 mm。传动设计1、主轴极限确实定由课程设计任务书中给出的条件可知:Zmin =31.5r/minZ max=1400r/min 2、公比确实定关于通用机床，为使转速损失不大，机床构造又可是于复 杂,一般取=1.26或1.41 。并且lg nmaxnmin + 1依据公式lg主轴转速 n max =1400 r / min ; nmin = 31.5r /

8、minJ用 X n （ Pn1）nmax I Z 1转速调整范围Rn 一 T 一 minW11 = 1400 所以 2： = 141Rn = 44.431.5所以这里取呼=1.41。3、主轴转速级数确实定由任务书可知Z=12因为 nmin =31.5r / min , Z=12, 1.%1=依据公比为1.06的数列能够写出公比为1.41的转速数列。计算：-1.41 1.06 6是从31.5开始向后每6项取一数值，（共抽取12个数）。依据标准公比为 中=1.06的标准数列表（115000）,得：31.5、45、63、90、125、180、250、355、500、710、1000、1400r/mi

9、n （共 12级）。4、主传动电动机功率确实定：a.选择电动机种类依据已知工作条件和要求，选择一般用途的 Y系列三相鼠笼式异步电动机，卧式关闭构造。b.机械传动效率123N式中可，叱产3 ,，晒分别为传动装置中每一件传动副（齿轮、涡轮 、带或许链传动等）、每对轴承和每个连轴器的效率。依据以上公式可得：=;式中“门2人3分别为带传动、轴承、齿轮的效率传动副效率的大要值可按表2-3选用（参照机械设计基础课程指导主编林远艳、唐汉坤下边简称文件1）*1=0.96,。2=0.99,防3 =0.97。是带传动，吟2是滚子轴承（稀油润滑），力是8级精度齿轮- 0.96 0.994 0.97 -0.841 6

10、42Pwc.电动机所需的输出功率为：于是Pd -电动机工作功率，kW ;Pw 一工作机所需要输入功率 n -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确立电动机的型号依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电机型号额定功率/kW电机转速/（r/min）同步转速满载转速Y112M-4415001440第四章主传动系统的制定主方案定定方案，包含型式的以及开停、想象、制、操等整个系确 实定。方案和型式与 构的复 程度亲密有关，和工作性能也有关系

11、。所以，确立方案和型式，要从构、工、性能及等多方面一考。主 系的方案有好多，化的方案也因条件而异。此次 中，我采 纳集中型式的主速箱。运、已知条件1确立 速范：主最小 速nmin=31.5r / min。2确立公比：1.4%二3速数：z 12=2、构剖析式和构网的数Z的系由若干个序的成，各分有 Z t Z、2?个副。即Z=Z1 Z2 Z3*副中因为构的限制以2或3适合，即速数Z 2和3的因子：Z二2a x3b ,育融有三种方案：12 =3 隼2 X2 12 =2 43 券 23)12=2X32从机到主主要降速，若使副多的放在靠近 机可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，省资料，也就是足副前多后少

12、的原，所以取12 -3 K 2 M 2方案。在降速传动中，防备齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比1n金1；4i -在升速时为防备产生过大的噪音和震动常限制最大转速比max 2。在主传动链任一传动组的最大变速范围Rmax=( im&x im修8 10。在设计时一定保证中间传动轴的变速范围最小，关于12=3 X2X2传动式，有6种构造式和对应的构造网。分别为:12 -31232612- 32212612-32262i12 -3i262312 34212212342221依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12 O O 。组的摆列次序；初选二31 X 23区26的方案。第

13、2 扩大组 X 2 = 6 , P2 , J Er；=6(2-1 片1.41把 8.00 Rmax 是可行的。进而确立构造网以下：府由f吏的睇耳检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组:max日 u 主 max & 主讪_2/0.25 81.41 ,X 2 6P222X2(P2 1) i4i 6( 2 1)8此中R 1R2R主max值，切合要求，所以其余变速组的变速范围必定也切合要求3、分派总降速传动比二二二总降速传动比i =nmin / nd 31.5 / 1440 0.02,Ln为主轴最低转速,又电动机转速 nd 1440r / min不切合转速数列标准，因此增添必定比传动副。使转速数

14、列切合标准或有益于减少齿轮和及径向与轴向尺寸，并分担总降速传动比。而后，将总降速传动比按“先缓后急”的递减原则分派给串连的各变速组中的最小传动比。a、确立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 整理 CA6140 型卧式车床的主传动系统机床课程设计2b、确立各级转速在五根轴中，除掉电动机轴，其余四轴按传动次序挨次设为I、n、田、iv。I与n、n与田、田与w轴之间的传动组分别设为a、b、c。现由iv （主轴）开始，确立I、n、田轴的转速： 先来确立出轴的转速传动组C的变速范围为96=1.416=8 = RmaxE 8,10,联合构造式，m轴的转速只有一种可能：1

15、25、180、250、355、500、710r/min。确立轴n的转速传动组b的级比指数为3,希望中间轴转速较小，因此为了防止升速，又不致传动比太小，可取bi1 =1/中3=1/ 2.8 , bi 2=1/ 1轴n的转速确立为：355、500、710r/min 。确立轴I的转速关于轴I,其级比指数为1,可取ai1 =1/92 =1/ 2 , ai 2=1/3 =1/1.41 , ai 3 = 1/1确立轴I转速为 710r/min。由此也可确立加在电动机与主轴之间的定传动比i -1440/ 710 144 / 71。下边画出转速图（电动机转速与主轴最高转速 邻近）。4、画转速图（1）竖线代表传

16、动轴 间距相等的竖线代表各传动轴，传动轴按运动传达的先后次序，从左向右挨次摆列。(2)横线代表转速值间距相等的横线由下至上挨次表示由低到高的各级主轴转速。(3)竖线上的圆点表示各传动轴实质拥有的转速转速图中每条竖线上有若干小圆点，表示该轴能够实现的实质转速。(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。1400I ooo710500355250I K(1259G6f3454.3齿轮齿数确实定为了便于设计和制造，主传动系统中所采纳的齿轮模数的种 类尽可能少一些。在同一变速组

17、内一般都采纳同样的模数，这是因各副的速度化不大，受力状况差不大当各模数同样，且不采纳位的数和也必定相等。了防止根切象和构的比U1 , zmin取大于或等于 22。参照文件【一】表 2-2中横行sz表示一的数和，列u表示一 的 比，表中的数表示一 副的小数。当u 1 ,表示升速，所以小从。当u 1,表示降速，所以小主，是要用比U的倒数表。出小 的数后，将数和Sz减去小 的数。表中空白格，表示没有适合的 数采纳表法确立数：据参照文件【一】表 2-2确立 数以下： a:表 8-1,ai 产 1九=1 / 2 , ai 2 = 1尸=1/ 1.41 , ai 广 1/ 1a” =1严 三 1/ 2:

18、Sz=? 57、60、63、66、69、72、75、78?= 邛三=a 一 一一i 2 1/1 /1.41 : Sz ? 58、60、63、65、67、68、70、72、73、77?1 1ai 3 1/ 1 :Sz? 58、60、62、64、66、68、70、72、74、76?可取Sz =72,于是可得I 数分： 24、30、36。,于是 ia1 -72 24 48 , ia 2 - 70 30 42 , i a3 - 72 36 36可得n上的三 数分：48、42、36。 b:表 8-1,ib1 =1/93=1 / 2.8 , ib 2 = 1/ 1ibi =1/ q3 =1 / 2.8 :

19、 Sz=？ 69、72、73、76、77、80、81、84、87?ib 2=1/1 : Sz =? 70、72、74、76、78、80、82、84、86?可取 Sz=84,于是可得n上两 的数分：22、42于是 bi1, =84 -22 =62)bi 2, =84 _42 )得 HI上两 的 数分:62、42。c:表 8-1, Ci1 1/ 4 , ic2 二 2ci1 =1/ 4 : Sz=？ 84、85、89、90、94、95?ic2 =2 :Sz =？ 72、75、78、81、84、87、89、90?可取Sz=90. TOC o 1-5 h z C ，一i1 1/ 4降速，取m数18；i

20、c2 2升速，取IV 数30。,于是得 Ci1 90 18 72 , ic290 30 60。得m两的数分18,60;得IV两数分72,304.4 最后列出以下所示的数:I nn - mm- iv各 ia1 24i a2 = 30 ia3GA ib1 22i b2 = 42 一ic1 18ic 2 = 60轮i 二a1 ,48止 出i =a2 ,42数 i =a336i bi, 62ici,72i 二b2 ,42i =c 2 , 304.5绘制传动系统图:第五章齿轮传动设计5.1齿轮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

21、时因为齿轮制造及安 装偏差等， 不行防止要产生动载荷而惹起振动和噪音，常成为变速箱的主要噪声源，并影响主轴展转平均性。在齿轮块设计时，应充足考虑 这些问题。齿轮块的构造形式好多，取决于以下有关要素：1）是固定齿轮仍是滑移齿轮；2）挪动滑移齿轮的方法；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各速组齿轮的构造尺寸：已知：电动机功率Pd=4kw, V带效率为 1 = 0.96,轴承传动效率2 -0.99 ,齿轮的传动效率3 0.97 ,载荷安稳，单向展转，两班制工作， 工作限期10年，每年按300天计，原动机为电动机。解：解：资料、热办理方法。可选一般齿轮资料以下：由文

22、件参照文件表 8-1 ,考虑到主轴箱传达功率不大，所以齿轮采取软齿面，小齿轮采纳45号钢，调制办理，HB L229 286 HBS ,取HB 1 =260 HBS ,大齿轮采纳45号钢，正火办理，齿面硬度HB 2=169 217 HBS , HB 1=210 HBS ,硬质差 50 HBS ,在规定的 30 50HBS范围内选择精度等级。减速器为一般齿轮传动，依据参照文 献1中的表8-4 ,初选8级精度,齿面粗拙度Ra 1.6 3.2 m出1、第一变速组齿轮构造尺寸的计算：传达功率p Pd= 1 21rl =4卸.96 0.99 3.8kW ）主动轮转速ni 二 710r / min , 最大

23、传动 i =2。ai1按齿面接触疲惫强度设计齿轮，齿轮承载能力应由齿面接触疲惫强度决定。3 KT1 （u 1）_d1 76.43 2dU H a）载荷系数K:查参照文件【二】中表 8-5 ,取K=1.2.b）由参照文件【二】中表 8-10 ,取齿宽系数斜=0.3。C）传动比 u = = 2ai1d）转矩Ti :3 PiTi =9550 10 乂一= 9550 1033二 51112.68（ N .mm）nI710e）接触疲惫许用应力h/飞7 H L H imShcr 由参照文件【二】的图 8-12查得：H im 1650MPaH im 2560MP a TOC o 1-5 h z 接触疲惫寿命

24、系数Z :由公式N=得N60 n j LhNi -60ni jL h - 60 710(10 300 16)- 2.0448 109N 2 - N1 - 2.0448 10 9 - 1.0224 10 9i2N 2 - N1 - 2. 044 8 109- - 1. 022 4 109i2查参照文件6的图8-11 ,查接触疲惫寿命系数得ZN1 =0.95, Zn 2 = 1按一般靠谱性要求，查参照文件 7的表4-7 ,取S =1.1,H许用接触应力Z TOC o 1-5 h z N 1 次 bHlim1 0.95 650(2)h 1-561.36 N mmSh1.1Z、N 2*bHlim2 ：

25、1 560(2)h 2 二-二 509.09 n mmSh1.1取最小值。f）计算小齿轮分度圆直径d1 ：查参照文件【二】中的表 8-10 ,取Wd=0.9d176.433 KT1 (u 1)点而侬2d U H 276.433 1.2 51112.68 (21)20.3 2 509.09 2一, 56.05mm取 d1 =60mm确立主要参数，第一对齿轮（齿数24/48）主要几何尺寸1）计算模数 m ： d1 / ai r 56.05/24=2.34依据由文件参照文献6中表4-1 取m=3mm则2）分度圆直径：I=mx三324 72（）d2 48 3 144(mm)3)计算齿轮传动的 中 心

26、距a ：a = (di d2 )卢2 (72 144) / 2 408( mm)4 )计算圆周速度 V : V3.14 710 ,72 = 2.675(m / s)因60 100060 1000v 5m，s ,故所取的八级精度适合。5)齿根圆直径：d -f 1 m(Z1 2ha 2c )3(2421 2 0.25) 64.5(mm)df 2 m(Z2 - 2ha,2c* )-3(4821 2 0.25)一 136.5(mm)6)齿顶圆直径： TOC o 1-5 h z d-(2 * )- 3(242 1)- 78()a1 m Z1hammd二 (2 *)= 3(482 1) 150()a 2m

27、 Z1hamm7)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 - 3 30 - 90(mm)d2 - m1ia 23 42 T26(mm)(2)齿根圆直径： *d - m(Z 2h 2c 尸 33 (30 2 1 2 0.25) 82.5(mm) f 11 1adf 2 =m1(ZT 2ha*2c* ) 6 (42 2 1 2、0.25)= 118.5(mm)齿顶圆直径：da1 - m1 (Z1 2ha * ) - 3 (30 2 1) - 96(mm)da2 一 m1(Z1 2ha* ) - 3 (42 2 1) 一 132

28、(mm)齿宽：bl =b2 = 30mm第三对齿轮(36/36 )的主要几何尺寸(1)分度圆直径:di - mi zi 3 36 - 108(mm) d 2 - mi z2=3 36 - 108(mm)(2 )齿根圆直径:H =_= x _发 一 乂f 1 mi(Zi 2ha* 2c*) 3 (36 2 1 2 0.25) 100.5(mm)df 2 -mi(Z2-2ha*-2c* )- 3 (36 2 1 2 0.251 100.5(mm)da1齿顶圆直径: TOC o 1-5 h z m(Z 2h * ) 3 (36 2 1) 114(mm) 11 a f ,d =m(Z 2h *) 3(

29、3621) 二 114mm)a21 2 a.二 d _ 0.3 108. 32.4()(4)齿宽 b: b d 1mm经办理后取, b2 =30mm,贝U b2 = 30mm按齿根曲折疲惫强度校核由参照文件6中的式(8-4 )得2KT1FYfYs f bm2 Z1若F 戋 N F 则校核合格 确立有关参数和系数齿宽：b2 - 40mm, b 1- 40 mm齿形系数Yf和应力修正系数Ys :由考文件6,表8-6和 文件6中表 8-7 得 Yf 15.7; YS1 =1.6; Ys2=1.7 Yf 2= 2.4许用曲折应力由文件参照文件6中式8-5得YN 1 F lim 11500. 一 357

30、 .14 ( MPaS FYN 2 显 f lim 21 . 41450321 . 43 ( MPa由文件1中图 8-8 查得：bF lim 1= 500MPa ,0F lim 2= 450MPa由文件1表8-8查得:Sf -1.4由文件1图8-8查得:Y N1 台 YN2 ；= 12 KT iYf iYsI2 1.251112 .68 2.7 1.654.52( MPa ) f i- F 2b m 2 Z1YF 2YS 2- f - 54 .521 Y YF1 S13032我2362.4 1 .72.71.651 .5( MPa “f2齿根曲折疲惫强度校核合格。2.第二变速组齿轮构造尺寸的设

31、计P P 二传递功率 p d 1 2 3 3.65kW):,传动比 u i 62/222.82 。v 355r/m i n ,传动轮最低转速(a)转矩TiiT 9550p i4理_=9550 10 nm4 0.960.992 0.9735598208 (N mm)(b)接触疲惫许用应力匡J ：Sh由参照文件6的图8-12 查得：CTHlim1650N/mm 2 )我用血=560N/mm 2 。计算应力循环次数 N ,确立接触疲惫寿命系数Zn :由公式N=得60 n 父 j L hN1 60 355 10 300 16 1.02 109N 2- N4 .1.0224 10 9, 3.63 10

32、8i2.82查参照文件6的图8-11 ,查接触疲惫寿命系数得ZN1 =1 , Zn 2 W 1.05按一般靠谱性要求，查参照文件 7的表4-7 ,取Sh =1许用接触应力2)mmZN1 况 D Hlim1 1 650(H1 - - 650 NSh1H2ZN 2Hlim21.0宇 560(2)588 N mmSh1取较小值a)计算小齿轮分度圆直径d1 :3 , 3 ,KT II (u 1)1.2 98208 ( 2.82 1)d1 76.4376.436 - 61.19mm，d u - H 2 0.9 2.82 588 2取 d1 - 65mm模数m第一对齿轮(齿数22/62)主要几何尺寸1)计

33、算模数 m ： m d*/ Z1 .= 61.19/22 =2.78依据由文件参照文件6中表 4-1 取 3mm。参照第一变速组出来的计算，知：2) 分度圆直径： d 71=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 ；23( m / s)因V 5m S)故所取的八级精度适合5)齿根圆直径：dfi=58.5(mm) ； df2178.5(mm)齿顶圆直径：dai = 72(mm) ； da 2:192( mm)齿宽：bi =b2 = 30mm第二对齿轮(齿数42/42)的主要几何尺寸参照第一变速组出来的计算，知：(

34、1)分度圆直径：d i126 ( mm ) ; d 2126 = ( mm )11(3)齿顶圆直径:d a 1 =132 ( mm );d -a 2(4)齿宽：b1132二 b2 二 45mm(mm按齿根曲折疲惫强度校核参照第一变速的曲折疲惫强度校核，可知齿根曲折疲惫强度校核合格。3、第三变速组齿轮构造尺寸的设计a)b)c)P传达功率)pd 1 2 34 0.96 0.990.973.5kW)动轮最小转速V =125r / min,)最大传动比)i =u=72/18=4。d1 76.433KT1(u 1)率T出2 d u H 2载荷系数K:由文件参照文件6中表8-5 ,取K=1.2.由文件参照

35、文件6中表8-5齿宽系数d 20.9转矩T1取齿根圆直径：d f 118.5 ( mm ).5 mmT19550 10 3 P111 / nm 9550103 3.5/125 267 400(N*mm)d）接触疲惫许用应力Lh ： H limsH由参考文献6的图8-12 查得：仃 Hiimi = 650N/mm 2)2仃 Hiim2 =560N/mm 。计算应力循环次数N ,确立接触疲惫寿命系数 Zn :由公式N= j L得 60 n X X hNi -60 125 10300 16 - 3.60 108N 2 - N-1 - 3.6010-8- 9 107 TOC o 1-5 h z i4查

36、参照文件6的图8-11 ,查接触疲惫寿命系数得Z -N1 1.06, Z N 21.2按一般靠谱性要求，查参照文件7的表 4-7 ,取 Sh =1.1,许用接触应力 TOC o 1-5 h z Z、N1*0 Hlim10.95 -650(2)H1561.36 N mmSh1.1_ ZN 2 120 道台。a501.7确立V带的根数由文件【二】中表 10-7查取P1 =1.93kW , &P0.17 kW ;从文 献【二】中表10-5查取K a= 0.96 ,查表10-2取Kl= 0.99;由文件【二】 中式(10-15 )得 TOC o 1-5 h z pc4.032Z 3(p1p1 )kkL

37、 (1.93 0.17) 0.960.99此中：A p0 -时传达功率的增量；k按小轮包角0c ,查得的包角系数；kL-长度系数；参照文件【二】中表 10-3 ,取Z=3o计算V带的初拉力和轴向压力(1)单根V带的初拉力由文件【二】中表10-1 查得 q = 0.1kg / m ,由式(10-16 )得2.5 PF0 - 500 1 y qZ JuK Z-500 4.032 ( 25”0.1 9.42 2 122.95N 9.42 30.96此中:pca -带的传动功率,pca=4.032 KW；v-带速，m/s ;v =9.42m/s 。q-每米带的质量,kg/m。(2)计算V带作用在轴上的

38、压力Fq由文件【二】中式(10-17 )得Fq _ 2ZF0 sin_ ,2 3 122.95 sin 165.7 / 2 731.96N26.6 V 带轮的构造设计小V带轮轮毂尺寸为42 110 ,外径D1 131mm ,最大部分径小 于电机中心高，合适。大带轮外径D2 256mm，轮毂长 L =B =(Z -1)e 2 f =(3 -1) 15 2 *10=50mm o第七章轴和轴承的设计机床传动轴，宽泛采纳转动轴承作支撑。轴上要安装齿轮、离合器和制动器等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。传动轴能够是光轴也能够是花键轴。成批生产中，有特意加工花键的铳床和磨床，工艺上并没有困难。所以

39、装滑移齿轮的轴都采纳花键轴，不装滑移齿轮的轴也常采纳花键轴。I,II,III轴的资料为：由文件6中的表11-1和表11-3采纳45 号钢，调质办理，硬度 217 225HBS ,1(j_55MPa , a = 650MPa ,仃s =360MPa。I轴的设计计算(1)按扭矩初算轴径依据文件6中式(11-2 ),并查表11-2 ,取C=115,则d -C1153 3.8= 28.1( mm)710考虑有键槽和轴承)轴加大 9%： = d(19%) 28.1=30.6mm所以取d=32mm(2)轴的构造设(3)确立轴各段直径和长度I段 直径 d 1 =32 (大V带轮轮毂孔径)长度：Li - 11

40、0 mmII 段肩高 h - (0.07 0.1) d (0.07 0.1) 22- 1.54 2 .2 ( mm )精选标准尺寸系列，及考虑密封圈标准：所以取 d 2= 35 mm拜见项目减速器的构造设计，采纳油润滑，取套筒长20mm o通过密封盖轴段长度应依据密封的宽度，选择常有额螺钉， 并考虑V带轮和箱体外壁应有必定距离而定。故 L 2 = 20 mm;HI段直径d 3=40 mm (选择轴承内径)初采纳深沟球轴承 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2mmL 3 -18202 40 mmIV 段 d4 =34mm (轴承内径),

41、L4 - 308mm。V 段 d 5 = 30 mm , L 5=16 mm .（轴承内径）初采纳深沟球轴承6206,宽度16mm ,外径62mmLo r494mmL = 182mm o由上述轴各段长度可算出轴支承跨距(4)轴的疲惫强度校核irirn一节f,日口,好99.5 . mm已知小齿轮 一 72 , -51112.68; 一di mm T1N mm L a Lb求圆周力Ft ,径向力FrFt 2T/ d1 - 2 51112.68 / 72= 1419.8(N )Fr - Ft tan - 1419.8 tan20 - 516.8( N )轴的支持反力Fay 二 Fby = Fr /

42、2 =516.8 / 2 = 258.4N水平面弯矩M clnLa Fay -99.5 258.4 -25709 .1(N mm)轴承支反力Faz -Fbz - Ft / 2 -1419.8 / 2 - 709.9(N )垂直面的弯矩M c2 - La Faz-99.5 709.9 - 70635.05(N mm)合成弯矩M c - M c1 2 M c2 2 -( 25709.1 2 70635 .05 2 )1/ 2 75168 .3( N mm)转矩T -51112 .68 N mm转矩产生的剪力按脉动循环变化，取 B=0.6 ,截面C处的当量弯矩:M cc =M c2 ( T )2 1

43、/ 2二 30667.6(N m)校核危险截面C的强度3 ft _ _一 M ec /( 0.1d 4 ) 30667 .6 /(0.1 34 3 厂 31.88MPa ： 1 55MPa该轴强度足够。n轴构造设计(1)按扭矩初算轴径依据文件1中式(11-2 ),并查表11-2 ,取 C=115 ,贝 U11533,25(mm)355考虑有键槽，轴加大5% : d= (1 5%) 25 26.25mm所以取d=35mm确立轴各段直径和长度Li直径d 1 =35 (轴承内径)； Li工25 mm 。初采纳圆锥滚子轴承30207,宽度为17mm,外径为72mm。L 2 肩高 h = (0.07 0

44、.1)d = (0.07 0.1)芯 3 5 = 2.45 3.5( mm )所以取d 2 =40 mm拜见项目减速器的构造设计，采纳油润滑，取套筒长18mm。通过密封盖轴段长度应依据密封的宽度，选择常有额螺钉，并考虑V带轮和箱体外壁应有必定距离而定。故L2 =535mm)主要考虑齿轮的布局。L 3直径d 3 = 35 mm (轴承内径)初采纳圆锥滚子轴承30207 ,宽度17mm ,外径72mm根.据箱体内支撑板的厚度取L 3 -32mm。L 0 = 592 mm。II轴的构造简图参照I轴的构造简图，或许看睁开图。(3)轴的强度校核主要校核危险截面，危险截面在右侧，直径为 35mm段，强度校

45、核 计算参照I轴的计算。可知该轴强度足够。7.3出轴构造设计(1)按扭矩初算轴径依据文件1中式(11-2 ),并查表11-2 ,取0=115,则,Id 1 C 37P = 115二=34.92(mm)n125有键槽和轴承，轴加大 5% : d= (1弟5%) X 34.92 = 36.7mm取 d=45mm.(2)轴的构造设计确立轴各段直径和长度Li :直径d i =45mm (轴承内径)初选圆锥滚子轴承30209,宽度为19mm,外径85mm.依据箱体厚度取 Li =36mm。L 2 : 肩高 h =(0.07 0.1 ) d =(0.07 0.1)芯 45 =3 .15 4 .5(mm )

46、所以取d 2 - 50 mm故L2=515mm ,主要考虑齿轮的布局。L 3 : 直径d 3 - 45mm (选择轴承内径)，初采纳圆锥滚子轴承30209 ,宽度19mm ,外径85mm. L 3= 32 mmIII轴的构造简图参照I轴的构造简图，或许看睁开图。(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。强度校核计算参照I轴的计算。可知该轴强度足够。7.4 主轴构造设计(1)选择轴的资料因为主轴蒙受的扭矩较大并且是空心轴，由文件【二】中的表11-1 和表 11-3所以采纳35Si M n调质办理，硬度 229 286HBS ,咖 弗河Pa , X

47、丽MPa ,电 s = 52OMpa。(2)按扭矩初算轴径依据文件1中式(11-2 ),并查表11-2 ,取C=115,则P3.37dC3_1153 38(mm)n90有键槽和轴承，因为主轴为空心轴，所以轴加大70%:d =(1 70%)38 - 64.6mm取 d=76mm(4)轴的构造设计I段：考虑到密封和端盖所以取Li=50 mm , d产32 mm ；n段：主假如轴承的安装，初选角接触球轴承7211AC ,宽度21mm ,内径55mm )外径100mm.所以 d 2 = 55 mm ) L 2 = 75 mm ；III 段：考虑轴肩、构造布局，初选深沟球轴承6213 ,齿宽为23mm

48、,外径为120mm。则dh65mm ) L3 = 50 mm ;IV 段： d 4 = 75 mm ) L 4 = 470 mm ;V段：因为主轴的跨度大，并且销售载荷大，所以依据轴承的安装设计)初选深沟球轴承 6215)宽25mm)内径75mm)外径130mm ;则d5 75 mm L 5 = 25 mm 。VI段：依据齿轮的布局)d6 =80mm , L6 = 280mm 。VII段：依据密封和端盖)则d7=95 mm , L 7=70 mm ;VIII段：用于安装卡盘等机构,d 8 - 100 mm L 8 二 17 mmIX段：工艺椎体，锥度为112 d9100mml910mm；轴的总

49、长L = 1047mm 。主轴的构造简图参照 I轴的构造简图,或许看睁开图。(4)验算轴的强度强度校核计算参照 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，工作限期10年，每年按300天计，H=48000h 。a、I轴上的轴承校核(1)确立参数已知计算转速为 m=710r/min,两轴承径向反力为Fr 1 = Fr 2 = 709.9N。初选深沟球轴承6208 ,额定动载荷Cr=29.5kN ,额定静载荷C0一18kN 。初选 深沟球 轴承 6206 ,额定 动载荷Cr =19.5kN ,额 定静载 荷C0 r e11.5kN。依据文件1中表（12-6 ）按减速器，取 f p

50、m1.5 ,由文件中表12-8的温度系数fT =1。依据依据文件1中式（12-1 ）及表12-7得当量载荷12 P r1P - P - f F1.5 709.9 _ 1064.85( N )滚子轴承的寿命系数10/3 ,取3（2）轴承的寿命计算Lh =40-6(fTC)360 n P10660 710由文件1中式（12-6 ）得(1 36000 )3= 907042(h) 48000(h) 1064.85预期寿命知足b、n轴上的轴承校核（1）确立参数n轴上一共三个轴承，已知计算转速为 n1=355r/min,左，中间轴承I轴上齿轮传达径向反力为Fr1 =Fr 2 = 709.9N）中间和右侧轴

51、承蒙受径向反力为 Fr 3 =598N , Fr 4=488N 。初选蒙受Fr 1的轴承是圆锥滚子轴承30207 ,额定动载荷Cr =54.2kN ,额定静载荷C0 r = 63.5kN。而蒙受Fr 1的轴承是深沟球轴承6208,额定动载荷Cr =29.5kN ,额定静载荷C0 r =18kN。初选蒙受Fr 3的轴承是圆锥 滚子轴承30207）额定动载荷Cr =54.2kN）额定静载荷C0r = 63.5kN 。（2）轴承的寿命计算参照I轴上的轴承校核，可知预期寿命知足。C、III轴上的轴承校核(1 )确立参数III轴上一共三个轴承，已知计算转速为ni =125r/min,左，中间轴承I轴上齿轮传达径向反力为Fri 598, Fr 2 488N ,中间和右侧轴承蒙受径向反力为 Fr3 581N产Fr 4 1585 N亍初选蒙受Fr i的轴承是圆锥滚子轴承 30209,额定动载荷Cr = 67.8kN , 额定静载荷Co r = 83,5kN。而蒙受Fr i的轴承是深沟球轴承 6210,额定 动载荷Cr =35kN ,额定静载荷Co r =23.2kN。初选蒙受Fr 3的轴承是圆 锥滚子轴承30209,额定动载荷Cr =67.8kN ,额