機(jī)床主軸變速箱課程設(shè)計(jì)

1、<p>　　機(jī)床主軸變速箱課程設(shè)計(jì)</p><p>　　班 級： 機(jī)械本112 </p><p>　　姓 名： </p><p>　　學(xué) 號： </p><p>　　專 業(yè)：機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)

2、化</p><p>　　指導(dǎo)教師： </p><p>　　日 期: 2015/01/12—2015-01-23 </p><p><b>　　目錄</b></p><p>　　第一章 課程設(shè)計(jì)的目的和內(nèi)容- 3 -</p><p>　　第二章 課程設(shè)計(jì)的步驟- 4 -&

3、lt;/p><p>　　第一節(jié) 運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)- 4 -</p><p>　　一、確定主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)：- 4 -</p><p>　　二、確定轉(zhuǎn)速數(shù)列：- 4 -</p><p>　　三、求出主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)Z：- 4 -</p><p>　　四、確定結(jié)構(gòu)式：- 4 -</p><p>　　五、繪制

4、轉(zhuǎn)速圖- 5 -</p><p>　　六、繪制傳動(dòng)系統(tǒng)簡圖- 6 -</p><p>　　七、確定各變速組齒輪傳動(dòng)副的齒數(shù)- 7 -</p><p>　　第二節(jié) 傳動(dòng)零件的初步計(jì)算- 8 -</p><p>　　一、求各軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速- 8 -</p><p>　　二、傳動(dòng)軸直徑的估算- 9 -</p

5、><p>　　三、齒輪模數(shù)的估算- 10 -</p><p>　　四、計(jì)算各齒輪的參數(shù)- 11 -</p><p>　　五、三聯(lián)滑移齒輪設(shè)計(jì)：- 12 -</p><p>　　五、確定各軸間距- 12 -</p><p>　　六、帶輪的選擇- 13 -</p><p>　　七、片式摩擦離合

6、器的計(jì)算- 13 -</p><p>　　八、主軸軸承:- 14 -</p><p>　　九、主軸和齒輪的連接:- 15 -</p><p>　　十、潤滑與密封:- 16 -</p><p>　　十一、其它問題:- 16 -</p><p>　　第三章 課程設(shè)計(jì)的驗(yàn)算- 17 -</p>&

7、lt;p>　　一、直齒圓柱齒輪的強(qiáng)度驗(yàn)算- 17 -</p><p>　　二、主軸的彎曲剛度驗(yàn)算- 20 -</p><p>　　三、主軸組件的靜剛度驗(yàn)算- 21 -</p><p>　　四、滾動(dòng)軸承的驗(yàn)算- 23 -</p><p>　　設(shè)計(jì)小結(jié)- 24 -</p><p>　　參考文獻(xiàn)- 25 -

8、</p><p>　　第一章 課程設(shè)計(jì)的目的和內(nèi)容</p><p>　　一、題目：機(jī)床主軸變速箱設(shè)計(jì)</p><p><b>　　二、主要技術(shù)參數(shù)：</b></p><p>　　1、臥式車床，最大回轉(zhuǎn)直徑為320mm。</p><p><b>　　2、原始數(shù)據(jù)：</b>&l

9、t;/p><p><b>　　反轉(zhuǎn)：</b></p><p><b>　　三、設(shè)計(jì)內(nèi)容：</b></p><p>　　1、運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)：根據(jù)給定的轉(zhuǎn)速范圍及公比，擬定傳動(dòng)方案，確定結(jié)構(gòu)形式，畫轉(zhuǎn)速圖，畫傳動(dòng)系統(tǒng)圖（研究分析齒輪排列方案），計(jì)算帶輪直徑和齒輪齒數(shù)。</p><p>　　2、動(dòng)力計(jì)算：根據(jù)電動(dòng)機(jī)

10、功率，確定各傳動(dòng)件的計(jì)算轉(zhuǎn)速，對主要零件（如帶、齒輪、主軸、傳動(dòng)軸、軸承等）進(jìn)行計(jì)算（初算和驗(yàn)算）。</p><p>　　3、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：進(jìn)行傳動(dòng)軸系，變速機(jī)構(gòu)，主軸組件，操縱機(jī)構(gòu)，換向和制動(dòng)裝置，箱體，潤滑和密封的布置和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。</p><p>　　4、編寫設(shè)計(jì)計(jì)算說明書 </p><p><b>　　四、應(yīng)完成的任務(wù)</b></p&g

11、t;<p>　　本學(xué)期第18、19、20周課程設(shè)計(jì)，以設(shè)計(jì)說明書數(shù)據(jù)為依據(jù)，繪制：</p><p>　　1、主軸變速箱草圖一張（A2）——手繪；</p><p>　　2、展開圖一張（A0）——計(jì)算機(jī)CAD繪圖，主軸零件圖1張。</p><p>　　3、三維立體圖——pro/e仿真；</p><p><b>　　五、要求

12、</b></p><p>　　1、設(shè)計(jì)計(jì)算說明書字體端正，層次分明，格式排版準(zhǔn)確。</p><p>　　2、圖紙圖面清潔，標(biāo)注準(zhǔn)確，符合國家標(biāo)準(zhǔn)；</p><p>　　六、設(shè)計(jì)說明書主要內(nèi)容及裝訂順序</p><p><b>　　1、封皮</b></p><p><b>　　

13、2、設(shè)計(jì)任務(wù)書；</b></p><p><b>　　3、成績評審意見表</b></p><p>　　4、中文摘要和關(guān)鍵詞</p><p>　　5、目錄（標(biāo)題及頁次）；</p><p>　　6、機(jī)床用途和性能（簡要）；</p><p>　　7、運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)和擬定（簡要方案比較分析；畫傳動(dòng)系

14、統(tǒng)圖要規(guī)范）；</p><p>　　8、主要零件的估算或計(jì)算和驗(yàn)算（主軸組件剛度計(jì)算）；</p><p>　　9、重要結(jié)構(gòu)的選擇分析；</p><p><b>　　10、設(shè)計(jì)小結(jié)； </b></p><p>　　11、參考文獻(xiàn)（列序號、作者、書名、出版社及年月）；至少6篇</p><p>　　第二

15、章 課程設(shè)計(jì)的步驟</p><p><b>　　第一節(jié) 運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)</b></p><p>　　一、確定主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)：</p><p>　　由給定的參數(shù)，主軸的極限轉(zhuǎn)速為nmax=1320 r/min， nmin=106r/min</p><p>　　由公式： 且=1.26 </p><p>

16、　　可得=12.878 ，z=+1=12.008</p><p><b>　　取Z=12</b></p><p><b>　　二、確定轉(zhuǎn)速數(shù)列：</b></p><p>　　由給定的參數(shù)，=1.41=1.06，Z=12級</p><p>　　查表2-5，得12級轉(zhuǎn)速各為：</p>&l

17、t;p>　　106，132,170,210,265,315,425,530,670,856,1060,1320,</p><p>　　三、求出主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)Z：</p><p>　　因兩軸間變速組的傳動(dòng)副數(shù)多采用2或3，在設(shè)計(jì)簡單變速系統(tǒng)時(shí)，變速級數(shù)應(yīng)選為Z=3m2n的形式，m、n為正整數(shù)。</p><p><b>　　四、確定結(jié)構(gòu)式：</b&g

18、t;</p><p>　　12級轉(zhuǎn)速傳動(dòng)系統(tǒng)的傳動(dòng)組，選擇傳動(dòng)組安排方式時(shí)，考慮到機(jī)床主軸變速箱的具體結(jié)構(gòu)、裝置和性能。</p><p>　　在Ⅰ軸如果安置換向摩擦離合器時(shí)，為減少軸向尺寸，第一傳動(dòng)組的傳動(dòng)副數(shù)不能多，以2為宜。</p><p>　　主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大，因此主軸上齒輪少些為好。最后一個(gè)傳動(dòng)組的傳動(dòng)副常選用2。</p>

19、<p>　　綜上所述，傳動(dòng)式為12=2×3×2。</p><p>　　對于傳動(dòng)式有6種結(jié)構(gòu)式對應(yīng)的結(jié)構(gòu)網(wǎng)，分別為：</p><p>　　按照傳動(dòng)副“前多后少”的原則選擇Z=3×2×2這一方案，但主軸換向采用雙向片式摩擦離合器結(jié)構(gòu)，致使Ⅰ軸的軸向尺寸過大，所以此方案不宜采用，而應(yīng)先擇12=2×3×2。</p>

20、<p>　　根據(jù)級比指數(shù)分配要“前密后疏”的原則，應(yīng)選用Z=××這一方案。</p><p>　　驗(yàn)算結(jié)構(gòu)式中的最末擴(kuò)大組（按擴(kuò)大順序的最末、非傳動(dòng)順序的最末）的調(diào)</p><p>　　整范圍==7.8<8 ，其最后擴(kuò)大組的變速范圍肯定也符合要求，因此所選結(jié)構(gòu)式比較合理。</p><p><b>　　（一）選定電動(dòng)機(jī)&l

21、t;/b></p><p>　　合理的確定電機(jī)功率N，使機(jī)床既能充分發(fā)揮其使用性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機(jī)經(jīng)常輕載而降低功率因素。</p><p>　　電動(dòng)機(jī)的功率是5.5kW，根據(jù)《機(jī)械工程及自動(dòng)化簡明設(shè)計(jì)手冊》表2—2選取Y132M-4型電動(dòng)機(jī)，額定功率5.5kW,滿載轉(zhuǎn)速1440 r/min，額定轉(zhuǎn)距2.3。</p><p><b>　?。?/p>

22、二）分配總降速比</b></p><p>　　分配降速比時(shí)，應(yīng)注意傳動(dòng)比的取值范圍：齒輪傳動(dòng)副中最大傳動(dòng)比2， 最小傳動(dòng)比 傳動(dòng)比過大 ，引起振動(dòng)和噪音，傳動(dòng)比過小，使動(dòng)齒輪與傳動(dòng)齒輪的直徑相差太大，將導(dǎo)致結(jié)構(gòu)龐大。</p><p>　　最末一級間的數(shù)相隔6極（總 ）：</p><p><b>　　= =</b></p>

23、;<p><b>　　中間軸傳動(dòng)比</b></p><p>　　可按先慢后快原則，確定最小傳動(dòng)比，根據(jù)級此指數(shù)確定其他轉(zhuǎn)動(dòng)比：</p><p>　?、颉蟆糨S小傳動(dòng)比為 ∵ =</p><p>　　∴取 = = =</p><p>　?、?/p>

24、～Ⅱ軸傳動(dòng)比為 取 </p><p>　?。ㄈ┐_定傳動(dòng)軸的軸數(shù)</p><p>　　傳動(dòng)軸數(shù)=變速組數(shù)+定比傳動(dòng)副數(shù)+1 =3+0+1=4</p><p><b>　　五、繪制轉(zhuǎn)速圖</b></p><p>　　先按傳動(dòng)軸數(shù)及主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)求格數(shù)，畫出網(wǎng)格，用以繪制轉(zhuǎn)速圖，在轉(zhuǎn)速圖上，先分配從電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速

25、到主軸最低轉(zhuǎn)速的總降速比，在串聯(lián)的雙軸傳動(dòng)間畫上u(k→k+1)min。再按結(jié)構(gòu)式級比分配規(guī)律畫上各變速組的傳動(dòng)比射線，從而確定了各傳動(dòng)副的傳動(dòng)比。</p><p><b>　　轉(zhuǎn)速圖：</b></p><p>　　六、繪制傳動(dòng)系統(tǒng)簡圖</p><p><b>　　如下簡圖所示。</b></p><p&

26、gt;　　七、確定各變速組齒輪傳動(dòng)副的齒數(shù)</p><p>　　確定各變速組齒輪傳動(dòng)副的齒數(shù)時(shí)應(yīng)根據(jù)以下原則：</p><p>　　1、受齒輪最小齒數(shù)Zmin的限制，機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)一般只取Zmin≥18～20，以避免產(chǎn)生根切現(xiàn)象。</p><p>　　套裝在軸上的小齒輪還考慮到齒根圓到它的鍵槽深處的最小尺寸應(yīng)大于</p><p>　　基圓齒厚

27、，以防斷裂，則其最小齒數(shù)Zmin應(yīng)為Zmin≥1.03D/m +5.6，式中 D—齒輪花鍵孔的外徑（mm）,單鍵槽的取其孔中心至鍵槽槽底的尺寸兩倍；m—齒輪模數(shù)（mm）。</p><p>　　3、Smin還受最小傳動(dòng)比umin和允許的最大齒數(shù)Szmax的約束，機(jī)床主傳動(dòng)</p><p>　　的最小極限傳動(dòng)比取umin≥1/4。中型機(jī)床一般取Sz=70～100，SZmax=120；</

28、p><p>　　4、Sz的選取不要使兩軸中心距過小，否則可能導(dǎo)致兩軸軸承過近，在等長</p><p>　　的多軸變速系統(tǒng)中，還可能使前后變速組的齒輪頂圓與軸相碰，即k軸上前一個(gè)</p><p>　　變速組中的最大被動(dòng)齒輪Zmax的齒頂圓與（k+1）軸的外徑dk+1相碰，或（k+1）</p><p>　　軸上的后一個(gè)變速組中的最大主動(dòng)齒輪Zmax的

29、齒頂圓與k軸外徑dk相碰。</p><p>　　5、三聯(lián)滑移齒輪的相鄰兩輪的齒數(shù)差應(yīng)大于4。避免齒輪右左移動(dòng)時(shí)齒輪右相碰，能順利通過。</p><p>　　6、在同一變速組內(nèi)，盡量選用模數(shù)相同的齒輪。</p><p>　　由上述原則，傳動(dòng)比已知，傳動(dòng)比的適用齒數(shù)表查表2-8，查出：</p><p>　　= =60,66,72,78,8

30、4,90.</p><p>　　= =76,84,92,98,106</p><p>　　由于可知選用=84，從表查出小齒輪的齒數(shù)為28，22。</p><p>　　大齒輪的齒數(shù)則為56，62。</p><p>　　=1.41 =77,80,84,90,92,96</p><p>　　= =77

31、,80,84,90,92,96</p><p>　　=76,84,92,98,106</p><p>　　可選用=92從表中查出小齒論的齒數(shù)38，38,24。</p><p>　　大齒輪的齒數(shù)則為54，54,68。</p><p>　　==2 =96,102,106,108.</p><p>　　= =100,

32、108,114.</p><p>　　選用=108 從表中查出小齒輪的齒數(shù)36，22。</p><p>　　大齒輪的齒數(shù)則為72，86。</p><p><b>　　可得以下的齒數(shù)</b></p><p>　?。?）ua1=1/1 ； ua2=1/1.26； SZa=84</p><p>　

33、　（2）ub1=1.26 ； ub2=1/1.26； ub3=1.263 /1； SZb=81</p><p>　?。?）uc1=1.262/1 ； uc2=1/1.264； SZc=70</p><p>　　第二節(jié) 傳動(dòng)零件的初步計(jì)算 </p><p>　　一、求各軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速</p><p>　?。?）、主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速</p

34、><p>　　由表2-9可知，主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速度是低速第一個(gè)三分之一變速范圍的最</p><p>　　高一級轉(zhuǎn)速，即nj =210r/min。</p><p>　　（2）、各傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速</p><p>　　軸III有6級轉(zhuǎn)速，其最低轉(zhuǎn)速265r/min，通過雙聯(lián)齒輪使主軸獲得兩級轉(zhuǎn)速：106 r/min和425 r/min。425 r/min

35、比主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速高，需傳遞全部功率，故軸III的1265r/min轉(zhuǎn)速也能傳遞全部功率，即njIII=265 r/min</p><p>　　同理可得：njII=530r/min</p><p>　　同理可得：njI=670 r/min</p><p>　　（3）、各齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速</p><p>　　各變速組內(nèi)一般只計(jì)算組內(nèi)最小的，也是強(qiáng)度

36、最薄弱的齒輪，故也只需要確定最小齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速。</p><p>　?。?）軸III—IV間變速組的最小齒輪是Z=20，該齒輪使主軸獲得6級轉(zhuǎn)速265 r/min，335 r/min，425 r/min，530 r/min，670r/min，856 r/min，主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速是210 r/min，故該齒輪在530 r/min時(shí)應(yīng)傳遞功率，是計(jì)算轉(zhuǎn)速；</p><p>　　（2）同理可得，軸I

37、I—III間Z=20的計(jì)算轉(zhuǎn)速為530 r/min；</p><p>　?。?）同理可得，軸I—II間Z=37的計(jì)算轉(zhuǎn)速為670 r/min。</p><p>　　二、傳動(dòng)軸直徑的估算</p><p>　　按扭轉(zhuǎn)剛度估算軸的直徑</p><p>　　——電機(jī)額定功率；N=η</p><p>　　η——從電機(jī)到該傳動(dòng)軸之

38、間傳動(dòng)件的傳動(dòng)效率的乘積；</p><p>　　n1——該傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速r/min；</p><p>　　——每米長度上的轉(zhuǎn)角（deg/m），可根據(jù)傳動(dòng)軸的要求選?。?lt;/p><p><b>　　表3.2</b></p><p>　　對于一般的傳動(dòng)軸，取=1.5</p><p>　　傳動(dòng)效率

39、 η=η1nη2mη3k</p><p>　　η1—直齒傳動(dòng)效率 取0.98</p><p>　　η2—V帶傳動(dòng)效率 取0.96</p><p>　　η3—軸承傳動(dòng)效率 取0.98</p><p>　　I軸：= 取dI =225mm</p><p>　　II軸:= 取dII =26 mm</p>

40、<p>　　III軸：=取dIII =30mm</p><p>　　IV軸：根據(jù)電動(dòng)機(jī)功率為5.5 kw，最大加工直徑為400 mm，</p><p>　　初選主軸前軸頸直徑D1=105 mm</p><p>　　而主軸后軸頸直徑D2≈（0.75～0.85）D1 ， 取D2=84 mm</p><p>　　普通車床內(nèi)孔直徑d≈

41、（0.55～0.6）D1 ， 取d=63 mm</p><p>　　由[3]表3-13，得主軸前端懸伸量a≈（0.6～1.5）D1 取a=105 mm</p><p><b>　　主軸平均直徑D==</b></p><p><b>　　三、齒輪模數(shù)的估算</b></p><p>　　根據(jù)和計(jì)算齒

42、輪模數(shù)，根據(jù)其中較大值取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：</p><p><b>　　=16338mm</b></p><p>　　——齒輪的最低轉(zhuǎn)速r/min；</p><p>　　——頂定的齒輪工作期限，中型機(jī)床推存：=15～20</p><p>　　——轉(zhuǎn)速變化系數(shù)； </p><p><b>

43、　　——功率利用系數(shù)；</b></p><p>　　——材料強(qiáng)化系數(shù)。 </p><p>　　——（壽命系數(shù)）的極值</p><p>　　齒輪等轉(zhuǎn)動(dòng)件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數(shù)m和基準(zhǔn)順環(huán)次數(shù)C0</p><p>　　——工作情況系數(shù)。中等中級的主運(yùn)動(dòng)： </p><p><b>

44、　　——?jiǎng)虞d荷系數(shù)；</b></p><p>　　——齒向載荷分布系數(shù)；</p><p><b>　　——齒形系數(shù)； </b></p><p>　　根據(jù)彎曲疲勞計(jì)算齒輪模數(shù)公式為： </p><p>　　式中：N——計(jì)算齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)遞的額定功率N=?</p><p>　　——計(jì)算齒輪（

45、小齒輪）的計(jì)算轉(zhuǎn)速r/min</p><p><b>　　——齒寬系數(shù),</b></p><p>　　Z1——計(jì)算齒輪的齒數(shù)，一般取轉(zhuǎn)動(dòng)中最小齒輪的齒數(shù)：</p><p>　　——大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比，=；（+）用于外嚙合，（-）號用</p><p>　　于內(nèi)嚙合： 命系數(shù)； </p>

46、<p>　　時(shí)，取=，當(dāng)<時(shí)，取=；</p><p>　　==0.85 =1.5； </p><p>　　=1.2 =1 =0.378 </p><p>　　第一組齒輪和反轉(zhuǎn)組齒輪材料選用40Cr，調(diào)質(zhì)加表面淬火處理，工作年限為10年，每天12小時(shí)，由[4]式10-12和表10-21得

47、 </p><p>　　[σf]≈1370 Mpa</p><p>　　其它組齒輪材料選用20CrMn，滲碳淬火處理，工作年限為10年，每天12小時(shí)，由[4]式10-12和表10-21得</p><p>　　[σf]≈1750 Mpa</p><p>　?。?）第一組齒輪中，取齒輪Z=20</p><p>　　mfI-

48、II=16338=1.993</p><p>　　圓整模數(shù) 取mfI-II=2</p><p>　?。?）第二組齒輪中，取齒輪Z=20</p><p>　　mfII-III=16338=2.145</p><p>　　圓整模數(shù) 取mfII-III=3</p><p>　?。?）第三組齒輪中，取齒輪Z=37</

49、p><p>　　mfIII-IV=16338=3.943</p><p>　　圓整模數(shù) 取mfIII-IV=4</p><p>　　四、計(jì)算各齒輪的參數(shù)</p><p><b>　　第一組：m=2</b></p><p><b>　　第二組：m=2</b></p>

50、<p><b>　　第三組：m=3</b></p><p><b>　　第四組：m=3</b></p><p><b>　　第五組：m=3</b></p><p><b>　　第六組：m=4</b></p><p><b>　　第七組

51、：m=4</b></p><p>　　五、三聯(lián)滑移齒輪設(shè)計(jì)：</p><p>　　由上述計(jì)算可得D5=135，D6=108，D7=108，D8=108，D9=135，D10=54。</p><p>　　根據(jù)公式：B= 其中取0.3.</p><p><b>　　計(jì)算如下得：</b></p>&l

52、t;p>　　B5=40.5 B6=33；</p><p>　　B7=33 B8=33；</p><p>　　B9=41 B10=17；</p><p>　　根據(jù)工藝及精度要求，用插齒空刀槽法切齒槽。其寬度查表得b=6。</p><p>　　故三聯(lián)滑移齒輪總寬度計(jì)算如下：</p><p>　　B

53、空1=33+41+6+1=81</p><p>　　B空=41+17+6+1=65</p><p>　　B=22+41+17=80</p><p>　　故B和=81+65+80=226</p><p><b>　　五、確定各軸間距</b></p><p><b>　　a=</b&g

54、t;</p><p>　　aI-II= aII-III= aIII-IV=</p><p><b>　　六、帶輪的選擇</b></p><p>　　由表8-7查得 KA=1.1 ，故Pca=KAP=1.15.5=6.05 kw</p><p>　　根據(jù)Pca、n1，查得 V帶采用普通A型，初選主動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑dd1

55、=125mm，則從動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑dd2=i dd1=1.263125=250.047mm ，取dd2=250mm.</p><p>　　帶的速度v== < 25 m/s，帶的速度合適。</p><p>　　根據(jù)0.7(dd1+ dd2)<a0<2(dd1+ dd2)，初定中心距a0=600mm</p><p><b>　　帶所需的基準(zhǔn)長度&

56、lt;/b></p><p>　　=[]=1795.26 mm </p><p>　　選帶的基準(zhǔn)長度Ld=1750mm</p><p>　　實(shí)際中心距a=a0+=600+=578mm</p><p>　　包角α1=180°-57.5°=180°-57.5°=167.57>120°

57、;,主動(dòng)輪上的包角合適。</p><p>　　V帶根數(shù)z=，由n1=1250r/min,dd1=200mm,i=2.82,查[4]表8-4a和表8-4b ，得P0=1.92kW ΔP0=0.17kW ,查表8-5得Kα=0.96,查表8-2得KL=1.00,則</p><p>　　z==3.01535 所以，選取V帶z=4根。</p><p>　　查[4]

58、表8-4得q=0.18kg/m</p><p>　　預(yù)緊力F0==500*=138N</p><p>　　壓軸力Fp=2zF0sin=。</p><p>　　七、片式摩擦離合器的計(jì)算</p><p>　　為保證II軸上的第二個(gè)變速組中的最大主動(dòng)齒輪外徑不碰I軸上的離合器外徑D，AI-IImin>(Zmax*m+2m+D)/2, AI-I

59、I=126mm，Zmax=54 m=3</p><p>　　可得：D<84mm， 取D=90mm</p><p>　　正轉(zhuǎn)靜負(fù)載扭矩M=974=974=7.601 kgf﹒m</p><p>　　中型機(jī)床取K=1.5，</p><p>　　正轉(zhuǎn)時(shí)，離合器所能傳遞扭矩Mj≥Mk=7.6011.5= 11.4015kgf﹒m <

60、/p><p>　　取Mj=12kgf﹒m</p><p>　　反轉(zhuǎn)靜負(fù)載扭矩M=974=974</p><p>　　=3.04 kgf﹒m</p><p>　　反轉(zhuǎn)時(shí)，離合器所能傳遞扭矩Mj≥Mk=3.041.5=4.56 kgf﹒m </p><p>　　取Mj=5kgf﹒m</p><p>　

61、　I軸d=25mm，采用軸裝式摩擦片</p><p>　　外片內(nèi)徑D1=d+5=30mm，選取φ==0.6，則內(nèi)片外徑D2=50mm</p><p>　　中徑Dp=40mm ，</p><p>　　平均線速度vp===1.88m/s ，由vp=1.88m/s，查[6]下表5.13-21 選Kv=1.08，安全系數(shù)K取1.4，結(jié)合次數(shù)修正系數(shù)Km=1，摩擦面對數(shù)修正系

62、數(shù)Kz=0.97，查[6]下表5.13-49，選鋼-鋼 摩擦系數(shù)f = 0.08，許用比壓[p]=11 kgf﹒m</p><p>　　正轉(zhuǎn)時(shí)摩擦面對數(shù)z=</p><p><b>　　==11.162</b></p><p><b>　　正轉(zhuǎn)時(shí)，取z=12</b></p><p>　　反轉(zhuǎn)時(shí)摩擦面

63、對數(shù)z=</p><p><b>　　==4.651</b></p><p><b>　　反轉(zhuǎn)時(shí)，取z=6</b></p><p>　　正轉(zhuǎn)主動(dòng)片（內(nèi)片）數(shù)i1=z/2+1=7 片，被動(dòng)片（外片）數(shù)i2=z/2=6 片</p><p>　　反轉(zhuǎn)主動(dòng)片（內(nèi)片）數(shù)i1=z/2+1=4片，被動(dòng)片（外片）數(shù)

64、i1=z/2= 3片</p><p>　　軸向壓力Q===5818.86N</p><p><b>　　八、主軸軸承:</b></p><p>　　1. 軸承類型的選擇</p><p>　　主軸軸承的軸承類型選擇：前后內(nèi)孔有1：12的錐度,前端選用的軸承類型是：GB/T285-64 雙列圓柱滾子軸承NN3024K和23

65、4424；其參數(shù)如下：一、d=120，D=180，B=46，Rmin=2。二、d=120，D=180，T=72，B=18，C=36，Rmin=0.6。后端選用的軸承類型是：雙列圓柱滾子軸承NN3016 。其參數(shù)如下：d=80，D=125，B=34，Rmin=1.1。軸向定位用雙向推力角接觸球軸承</p><p><b>　　2. 軸承的位置</b></p><p>　

66、　機(jī)床主軸采用兩個(gè)支承，結(jié)構(gòu)簡單，制造方便。</p><p><b>　　軸承的精度和配合</b></p><p>　　主軸軸承精度要求比一般傳動(dòng)軸高。前軸承的誤差對主軸前端的影響最大，所以前軸承的精度一般比后軸承選擇高一級。</p><p>　　普通精度級機(jī)床的主軸，前軸承的選或級，后軸承選或級。選擇軸承的精度時(shí)，既要考慮機(jī)床精度要求，也要考

67、慮經(jīng)濟(jì)性</p><p>　　主軸軸承精度要求比一般傳動(dòng)軸高，所以前軸承的精度選C級，后軸承選D級。軸承與軸和軸承與箱體孔之間，一般都采用過渡配合。另外軸承的內(nèi)外環(huán)都是薄壁件，軸和孔德形狀誤差都會(huì)反映到軸承滾道上去。如果配合精度選的太低，會(huì)降低軸承的回轉(zhuǎn)精度，所以軸和孔的精度應(yīng)與軸承精度相匹配。</p><p><b>　　4、軸承間隙的調(diào)整</b></p>

68、;<p>　　為了提高主軸的回轉(zhuǎn)精度和剛度，主軸軸承的間隙應(yīng)能調(diào)整。把軸承調(diào)到合適的負(fù)間隙，形成一定的預(yù)負(fù)載，回轉(zhuǎn)精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗震性也有改善。預(yù)負(fù)載使軸承內(nèi)產(chǎn)生接觸變形，過大的預(yù)負(fù)載對提高剛度沒有明顯的小果，而磨損發(fā)熱量和噪聲都會(huì)增大，軸承壽命將因此而降低。</p><p>　　軸承間隙的調(diào)整量，應(yīng)該能方便而且能準(zhǔn)確地控制，但調(diào)整機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)不能太復(fù)雜。雙列短圓柱滾子軸承內(nèi)圈相對外

69、圈可以移動(dòng)，當(dāng)內(nèi)圈向大端軸向移動(dòng)時(shí)，由于1：12的內(nèi)錐孔，內(nèi)圈將脹大消除間隙。</p><p>　　其他軸承調(diào)整也有與主軸軸承相似的問題。特別要注意：調(diào)整落幕的端面與螺紋中心線的垂直度，隔套兩個(gè)端面的平行度都由較高要求，否則，調(diào)整時(shí)可能將軸承壓偏而破壞精度。隔套越長，誤差的影響越小。</p><p>　　螺母端面對螺紋中心線垂直度、軸上和孔上套簡兩端平行度等均有嚴(yán)格的精度要求。</p

70、><p>　　九、主軸和齒輪的連接:</p><p>　　采齒輪與主軸的連接可以用花鍵或者平鍵；軸做成圓柱體，或者錐面（錐度一般取1：15左右）。錐面配合對中性好，但加工較難。平鍵一般用一個(gè)或者兩個(gè)（相隔180度布置），兩國特鍵不但平衡較好，而且平鍵高度較低，避免因齒輪鍵槽太深導(dǎo)致小齒輪輪轂厚度不夠的問題。</p><p><b>　　所以用花鍵連接。<

71、/b></p><p><b>　　十、潤滑與密封:</b></p><p>　　主軸轉(zhuǎn)速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨(dú)的油管將油引到軸承處。</p><p>　　主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種：</p><p>　　1）堵——加密封裝置防止油外流。</p><

72、p>　　主軸轉(zhuǎn)速高，多采用非接觸式的密封裝置，形式很多，一種軸與軸承蓋之間留0.1～0.3的間隙（間隙越小，密封效果越好，但工藝?yán)щy）。還有一種是在軸承蓋的孔內(nèi)開一個(gè)或幾個(gè)并列的溝槽（圓弧形或形），效果比上一種好些。在軸上增開了溝槽（矩形或鋸齒形），效果又比前兩種好。</p><p>　　在有大量切屑、灰塵和冷卻液的環(huán)境中工作時(shí)，可采用曲路密封，曲路可做成軸向或徑向。徑向式的軸承蓋要做成剖分式，較為復(fù)雜。&

73、lt;/p><p>　　（2）疏導(dǎo)——在適當(dāng)?shù)牡胤阶龀龌赜吐?，使油能順利地流回到油箱?lt;/p><p><b>　　十一、其它問題: </b></p><p>　　主軸上齒輪應(yīng)盡可能靠近前軸承，大齒輪更應(yīng)靠前，這樣可以減小主軸的扭轉(zhuǎn)變形。</p><p>　　主軸的直徑主要決定于主軸需要的剛度、結(jié)構(gòu)等。各種牌號的彈性模量基本

74、一樣，對剛度影響不大。主軸一般選優(yōu)質(zhì)中碳鋼既可。精度較高的機(jī)床主軸考慮到熱處理變形的影響，可以選用45號鋼。</p><p>　　主軸端部錐孔，定心軸頸或定心圓錐面等部位局部淬硬至HRC50～55。其他部分經(jīng)調(diào)質(zhì)處理后硬度為HB 220～250。</p><p>　　第三章 課程設(shè)計(jì)的驗(yàn)算</p><p>　　一、直齒圓柱齒輪的強(qiáng)度驗(yàn)算</p>&l

75、t;p>　　（1）第一組齒輪強(qiáng)度校驗(yàn) 取齒輪Z=42 精度7級</p><p>　　σHlim=800Mpa σFlim=320Mpa σFE=640Mpa</p><p><b>　　按接觸疲勞強(qiáng)度校驗(yàn)</b></p><p>　　傳遞功率P=5.50.970.98=5.23 kW</p><p

76、>　　傳遞扭矩T1=9549=9549=74.54N.m</p><p>　　分度圓切向力Ft===1461.6N</p><p>　　由[7]表9.1-26 查得，使用系數(shù)KA=1.25</p><p>　　則KAP=6.54 kW</p><p>　　由[4]圖10-8查得，動(dòng)載系數(shù)KV=1.07</p><p&

77、gt;　　按u=1.26，n1=670r/min，查[7]圖9.1-3，得CH1=30</p><p>　　根據(jù)直齒齒輪，由[7]圖9.1-4，得CH2=0.21</p><p>　　按b=25.2mm，Фd=0.8，KHα=1.1，由[7]圖9.1-6，得CH3=0.22</p><p>　　因?yàn)?=28.21< 750N/mm</p><

78、;p>　　由[7]圖9.1-7得，修正系數(shù)CK=0.7</p><p>　　修正CH3=0.70.22=0.154</p><p>　　選用齒輪箱潤滑油ν50=100mm2/s，由[7]圖9.1-8得，CH4=0.96</p><p>　　由[7]圖9.1-9得，齒面工作硬化系數(shù) ZW=1</p><p>　　由[7]圖9.1-10得，

79、接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù) ZX=1</p><p>　　由[7]表9.1-30得，彈性系數(shù) ZE=189.8</p><p>　　由[7]圖9.1-11得，壽命系數(shù) ZNT=1</p><p><b>　　PHP=</b></p><p>　　==14.56 kW > KAP</p><p>　　接

80、觸疲勞強(qiáng)度校驗(yàn)通過。</p><p><b>　　按彎曲疲勞強(qiáng)度校驗(yàn)</b></p><p>　　按Z=42 m=2mm n1=670r/min，由[7]圖9.1-14得，CF1=8</p><p>　　按重合度εα=1.7 ，由[7]圖9.1-15得，CF2=1.45</p><p>　　CF3===0.016&l

81、t;/p><p>　　由[7]圖9.1-18和圖9.1-16得，CF4=111=1 ，壽命系數(shù)YNT=1</p><p>　　按Z1=42 Z2=37，由[7]圖9.1-18得，YFs=4.02</p><p><b>　　PFP=</b></p><p>　　==24.34kW > KAP</p>&

82、lt;p>　　彎曲疲勞強(qiáng)度校驗(yàn)通過。</p><p>　?。?）第二組齒輪強(qiáng)度校驗(yàn) 取齒輪Z=54 精度7級</p><p>　　σHlim=1500Mpa σFlim=400Mpa σFE=800Mpa</p><p><b>　　按接觸疲勞強(qiáng)度校驗(yàn)</b></p><p>　　傳遞功率=5.

83、50.970.98=5.23 kW</p><p>　　傳遞扭矩T2=9549=9549=94.20 N.m</p><p>　　分度圓切向力Ft=== 2242.8N</p><p>　　由[7]表9.1-26 查得，使用系數(shù)KA=1.25</p><p>　　則KAP=6.54 kW</p><p>　　由[4]表

84、10-8查得，動(dòng)載系數(shù)KV=1.05</p><p>　　按u=1.26，n1=530r/min，查[7]圖9.1-3，得CH1=20</p><p>　　根據(jù)直齒齒輪，2由[H7]圖9.1-4，得CH2=0.21</p><p>　　按b=32.4mm，Фd=0.8，KHα=1.1，由[7]圖9.1-6，得CH3=0.1</p><p>　

85、　因?yàn)?=90.85< 750N/mm</p><p>　　由[7]圖9.1-7得，修正系數(shù)CK=0.77</p><p>　　修正CH3=0.770.1=0.077</p><p>　　選用齒輪箱潤滑油ν50=100mm2/s，由[7]圖9.1-8得，CH4=0.96</p><p>　　由[7]圖9.1-9得，齒面工作硬化系數(shù) ZW

86、=1</p><p>　　由[7]圖9.1-10得，接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù) ZX=1</p><p>　　由[7]表9.1-30得，彈性系數(shù) ZE=189.8</p><p>　　由[7]圖9.1-11得，壽命系數(shù) ZNT=1</p><p><b>　　PHP=</b></p><p>　　==17.

87、5 kW > KAP</p><p>　　接觸疲勞強(qiáng)度校驗(yàn)通過。</p><p><b>　　按彎曲疲勞強(qiáng)度校驗(yàn)</b></p><p>　　按Z=54 m=3mm n1=530r/min，由[7]圖9.1-14得，CF1=5</p><p>　　按重合度εα=1.7 ，由[7]圖9.1-15得，CF2=1.4

88、5</p><p>　　CF3===0.0147</p><p>　　由[7]圖9.1-18和圖9.1-16得，CF4=111=1 ，壽命系數(shù)YNT=1</p><p>　　按Z1=54 Z2=27，由[7]圖9.1-18得，YFs=4.32</p><p><b>　　PFP=</b></p><

89、p>　　==14.6kW > KAP</p><p>　　彎曲疲勞強(qiáng)度校驗(yàn)通過。</p><p>　　（3）第三組齒輪強(qiáng)度校驗(yàn) 取齒輪Z=45 精度7級</p><p>　　σHlim=1500Mpa σFlim=400Mpa σFE=800Mpa</p><p><b>　　按接觸疲勞強(qiáng)度校驗(yàn)<

90、;/b></p><p>　　傳遞功率P=5.50.970.98=5.23 kW</p><p>　　傳遞扭矩T3=9549=9549=188.46N.m</p><p>　　分度圓切向力Ft===3141N</p><p>　　由[7]表9.1-26 查得，使用系數(shù)KA=1.25</p><p>　　則KAP=

91、6.54kW</p><p>　　由[4]表10-8查得，動(dòng)載系數(shù)KV=1.05</p><p>　　按u=1.26，n1=265r/min，查[7]圖9.1-3，得CH1=18</p><p>　　根據(jù)直齒齒輪，2由[7]圖9.1-4，得CH2=0.21</p><p>　　按b=70mm，Фd=0.8，KHα=1.0，由[7]圖9.1-6

92、，得CH3=0.06</p><p>　　因?yàn)?=101.79< 750N/mm</p><p>　　由[7]圖9.1-7得，修正系數(shù)CK=0.74</p><p>　　修正CH3=0.740.06=0.044</p><p>　　選用齒輪箱潤滑油ν50=100mm2/s，由[7]圖9.1-8得，CH4=0.96</p>

93、<p>　　由[7]圖9.1-9得，齒面工作硬化系數(shù) ZW=1</p><p>　　由[7]圖9.1-10得，接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù) ZX=1</p><p>　　由[7]表9.1-30得，彈性系數(shù) ZE=189.8</p><p>　　由[7]圖9.1-11得，壽命系數(shù) ZNT=1</p><p><b>　　PHP=<

94、/b></p><p>　　==9.5 kW > KAP</p><p>　　接觸疲勞強(qiáng)度校驗(yàn)通過。</p><p><b>　　按彎曲疲勞強(qiáng)度校驗(yàn)</b></p><p>　　按Z=45 m=4mm n1=365r/min，由[7]圖9.1-14得，CF1=10</p><p>

95、　　按重合度εα=1.7 ，由[7]圖9.1-15得，CF2=1.45</p><p>　　CF3===0.0052</p><p>　　由[7]圖9.1-18和圖9.1-16得，CF4=111=1 ，壽命系數(shù)YNT=1</p><p>　　按Z1=45 Z2=36 ，由[7]圖9.1-18得，YFs=4.47</p><p><b&

96、gt;　　PFP=</b></p><p>　　==10.92 kW > KAP</p><p>　　彎曲疲勞強(qiáng)度校驗(yàn)通過。</p><p>　　二、主軸的彎曲剛度驗(yàn)算</p><p>　?。ㄒ唬┲鬏S上的彎曲載荷</p><p>　　齒輪傳動(dòng)軸同時(shí)受輸入扭矩的齒輪驅(qū)動(dòng)力Qa和輸出扭矩的齒輪驅(qū)動(dòng)阻力Qb

97、的作用而產(chǎn)生彎曲變形。當(dāng)齒輪為直齒圓柱齒輪，其嚙合角齒面摩擦角α=20°，齒面摩擦角ρ≈5.72°時(shí)則：</p><p>　　Qa (或Qb)=2.12107 (N)</p><p>　　式中 N — 該齒輪傳遞的全功率（kW）</p><p>　　m、z — 該齒輪的模數(shù)（mm）、齒數(shù)</p><p>　　n —

98、 該傳動(dòng)軸入扭矩的齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）</p><p>　　Z=36的 Qa=2.12107=9756.5N)</p><p>　　（二）驗(yàn)算兩支承傳動(dòng)軸的彎曲變形</p><p>　　機(jī)床齒輪變速箱里的傳動(dòng)軸，如果抗彎剛度不足，將破壞軸及齒輪、軸承的正常工作條件，引起軸的橫向振動(dòng)，齒輪的輪齒偏載，軸承內(nèi)、外圈相互傾斜，加劇零件的磨損，降低壽命。</p&

99、gt;<p>　　齒輪傳動(dòng)軸的抗彎剛度驗(yàn)算，包括軸的最大撓度、滾動(dòng)軸承處及齒輪安裝處的傾角的驗(yàn)算。</p><p>　　由[8]表6-1-42查得，主軸[y]≤0.0002l=0.0002500=0.1 (mm) </p><p>　　[θ]≤0.001(rad) </p><p>　　圓柱滾子軸承處 [θ]≤0.0025(rad) &

100、lt;/p><p>　　向心球軸承處[θ]≤0.005(rad)</p><p>　　在單一彎曲載荷作用下，其中點(diǎn)撓度為：</p><p>　　ya=8.0810-6Qa</p><p>　　式中 l — 兩支承間的跨距（mm）</p><p>　　D — 該軸的平均直徑（mm）</p><p>　

101、　x=ai/l，ai — 齒輪的工作位置至較近支承點(diǎn)的距離（mm）</p><p>　　由展開圖可知，l=500mm , a1=70mm , a2=150mm , D=102mm</p><p>　　則 ya=8.0810-69756.5=0.031 mm</p><p>　　ya < [y] ，即主軸設(shè)計(jì)滿足要求。</p><p>　

102、　三、主軸組件的靜剛度驗(yàn)算</p><p>　?。ㄒ唬┣髢芍С兄鬏S組件的最佳支承距</p><p>　　最大加工直徑為400mm，</p><p>　　主軸前軸頸直徑D1=105 mm</p><p>　　主軸后軸頸直徑D2 =84 mm</p><p>　　普通車床內(nèi)孔直徑d=63 mm</p><

103、;p>　　主軸前端懸伸量a=105 mm</p><p>　　主軸平均直徑D==94.5 mm</p><p><b>　　由有：</b></p><p>　　取材料的彈性模量E=2105 N/mm</p><p>　　軸慣性矩I==3.523106 mm4</p><p>　　綜合變量η=

104、=5.67</p><p>　　由[3]圖3-34 得=6.0</p><p>　　則 L0=6.0100=630 mm，L合理=(0.75～1.5)L0=450～900 mm</p><p>　　主軸跨距在合理的跨距范圍內(nèi)。</p><p><b>　?。ǘ┣邢髁Φ拇_定</b></p><p>

105、;<b>　　Pz= （N）</b></p><p>　　式中 Nd — 電動(dòng)機(jī)額定功率（kW）</p><p>　　nj — 主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）</p><p>　　Dj — 計(jì)算直徑，車床Dj=(0.5～0.6)Dmax，Dmax為最大加工直徑</p><p>　　ηΠ — 主傳動(dòng)系統(tǒng)總效率</p

106、><p>　　則Pz==2444（N）</p><p>　　徑向切削力Py≈0.5Pz=0.52444=1222（N）</p><p>　　合成P===2732 （N）</p><p><b>　?。ㄈ┣邢髁ψ饔命c(diǎn)</b></p><p>　　設(shè)切削力P的作用點(diǎn)到主軸前支承的距離為s，則</p

107、><p>　　s=c+w (mm)</p><p>　　式中 c — 主軸前端的懸伸長度</p><p>　　w — 對于普通車床 w=0.4H，H為車床中心高</p><p>　　則 s=105+0.4200=185 mm</p><p>　?。ㄋ模﹥芍С兄鬏S組件的靜剛度驗(yàn)算</p><p&g

108、t;　　計(jì)算主軸組件前端撓度yc</p><p>　　切削合力P與水平坐標(biāo)y軸的逆時(shí)夾角αP=tg-1=63.43°</p><p>　　驅(qū)動(dòng)力Q與水平坐標(biāo)y軸的逆時(shí)夾角αQ=γ+90°+α+ρ=135.7°</p><p>　　主軸前端c點(diǎn)有力偶M作用下，變形后所在的象限角αM=180°</p><p&g

109、t;　?。?）計(jì)算切削力P作用在s點(diǎn)引起主軸前端c點(diǎn)的撓度ycsp</p><p>　　ycsp= (mm)</p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=0.0263mm</b></p><p>　　（2）計(jì)算力偶M作用在主軸前端c點(diǎn)產(chǎn)生的撓度ycsM</p>

110、<p>　　M=Pw=273285=232220 N.m</p><p>　　ycsM= (mm)</p><p><b>　　=</b></p><p>　　=0.0116 mm</p><p>　　（3）計(jì)算驅(qū)動(dòng)力Q作用在兩支承之間時(shí)，主軸前端c點(diǎn)的撓度ycmQ</p><p&g

111、t;　　齒輪傳動(dòng)軸同時(shí)受輸入扭矩的齒輪驅(qū)動(dòng)力Qa和輸出扭矩的齒輪驅(qū)動(dòng)阻力Qb的作用而產(chǎn)生彎曲變形。當(dāng)齒輪為直齒圓柱齒輪，其嚙合角齒面摩擦角α=20°，齒面摩擦角ρ≈5.72°時(shí)則：</p><p>　　Qa (或Qb)=2.12107 (N)</p><p>　　式中 N — 該齒輪傳遞的全功率（kW）</p><p>　　m、z — 該

112、齒輪的模數(shù)（mm）、齒數(shù)</p><p>　　n — 該傳動(dòng)軸入扭矩的齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）</p><p><b>　　ycmQ=</b></p><p><b>　　=2385.5</b></p><p>　　=-0.002 mm</p><p>　?。?）求主軸前端

113、c點(diǎn)的綜合撓度yc</p><p>　　將各載荷分別作用下，主軸前端c點(diǎn)產(chǎn)生的撓度按簡圖在直角坐標(biāo)上進(jìn)行分解后疊加。水平坐標(biāo)y軸上的分量代數(shù)和為</p><p>　　ycy= ycspcosαP+ ycmQcosαQ+ ycsMcosαM</p><p>　　=0.0263cos63.43°-0.002cos135.7°+0.0116cos180

114、°</p><p>　　=0.0012 mm</p><p>　　ycz= ycspsinαP+ ycmQsinαQ+ ycsMsinαM</p><p>　　=0.0263sin63.43°-0.002sin135.7°+0.0116sin180°</p><p><b>　　=0.0095

115、mm</b></p><p>　　綜合撓度yc===0.0096 mm</p><p>　　yc<[yc]=0.0002500=0.1 mm</p><p>　　綜合撓度的方向角為αyc=arctg=82.8°</p><p><b>　　主軸設(shè)計(jì)滿足要求。</b></p>&l

116、t;p><b>　　四、滾動(dòng)軸承的驗(yàn)算</b></p><p>　　機(jī)床的一般傳動(dòng)軸用的滾動(dòng)軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應(yīng)進(jìn)行疲勞壽命驗(yàn)算。其額定壽命Lh的計(jì)算公式應(yīng)為</p><p>　　Lh=≥[T] (h) </p><p>　　式中 n — 軸承的轉(zhuǎn)速（r/min）</p><p><b>

117、;　　ft — 溫度系數(shù)</b></p><p>　　C — 滾動(dòng)軸承尺寸表所載的額定動(dòng)負(fù)荷</p><p>　　ε — 指數(shù)，對于球軸承，ε=3，對于滾子軸承，ε=10/3</p><p>　　[T] — 工作期限，由[7]查得[T]=20000～30000 h</p><p>　　IV軸前端上使用的是型號為NN3018的雙列圓

118、柱滾子軸承，由[9]表6.5查得，C=125 kN</p><p>　　LhIV==1475955h > [T]</p><p>　　主軸滾動(dòng)軸承驗(yàn)算通過。</p><p><b>　　設(shè)計(jì)小結(jié) </b></p><p>　　通過此次設(shè)計(jì)，我覺得能做類似的課程設(shè)計(jì)是十分有意義，而且是十分必要的。它把過去所學(xué)的知識來

119、一個(gè)全面性的總結(jié)，過去的三年時(shí)間里我們大多數(shù)接觸的是專業(yè)基礎(chǔ)課。我想做類似的課程設(shè)計(jì)就為我們提供了良好的實(shí)踐平臺(tái)。在做本次設(shè)計(jì)的過程中，我感觸最深的當(dāng)數(shù)查閱大量的設(shè)計(jì)手冊了。為了讓自己的設(shè)計(jì)更加完善，更加符合工程標(biāo)準(zhǔn)，一次次翻閱機(jī)械設(shè)計(jì)手冊是十分必要的，同時(shí)也是必不可少的。作為一名機(jī)械專業(yè)學(xué)生掌握一門或幾門制圖軟件同樣是必不可少的，這次也是檢驗(yàn)我們用CAD制圖軟件的考察，以后我們還要好好掌握proe、UG等設(shè)計(jì)加工軟件。我在課程設(shè)計(jì)中不

120、僅彌補(bǔ)了過去CAD軟件的空白處還大大提高了繪圖的速度。邊學(xué)邊用這樣才會(huì)提高效率，這是我作本次課程設(shè)計(jì)的第二大收獲。但是由于水平有限，難免會(huì)有錯(cuò)誤，還望老師批評指正。爭取畢業(yè)設(shè)計(jì)做的更好。我們專業(yè)課已經(jīng)學(xué)過車床相關(guān)的知識，尤其是《機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)》這顆中詳盡的講述了機(jī)床主傳動(dòng)系的設(shè)計(jì)，并且在大二的時(shí)候我們還做過二級減速器的課程設(shè)計(jì)，所以剛開始我對自己的課題滿腹信心，但是當(dāng)我仔細(xì)的審題后發(fā)現(xiàn)，并不是我想象的那么容易。在主變速傳動(dòng)系設(shè)計(jì)中，我

121、一味的追求主變速傳動(dòng)系設(shè)計(jì)的一</p><p>　　本次的設(shè)計(jì)是在反復(fù)的修改中完成的，鞏固和深化了課堂理論教學(xué)的內(nèi)容，鍛煉和培養(yǎng)了我綜合運(yùn)用所學(xué)過的知識和理論的能力，是我獨(dú)立分析、解決問題的能力得到了強(qiáng)化. 在設(shè)計(jì)當(dāng)中，我也遇到了一些問題,除了上述的以外比如在有些設(shè)計(jì)部分并沒有完全嚴(yán)格計(jì)算，參考的一些普遍車床的數(shù)據(jù)在保證安全可靠的基礎(chǔ)上做到了盡量滿足工藝要求。在此過程中不斷地發(fā)現(xiàn)問題和解決問題，使我加深了對大學(xué)所

122、學(xué)課程理解、綜合應(yīng)用并得到進(jìn)一步的鞏固，設(shè)計(jì)過程培養(yǎng)了我認(rèn)真細(xì)心的態(tài)度，這對以后的學(xué)習(xí)和工作都有積極的意義，也會(huì)是我大學(xué)積累的一筆非常寶貴的財(cái)富。</p><p><b>　　參考文獻(xiàn)</b></p><p>　　[1] 《機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)》，大連理工大學(xué) 馮辛安主編，機(jī)械工業(yè)出版社，2007</p><p>　　[2] 《金屬切削機(jī)床課程設(shè)計(jì)

123、指導(dǎo)書》，廣東海洋大學(xué)，2009</p><p>　　[3] 《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)》，揚(yáng)州工學(xué)院 黃鶴汀主編，機(jī)械工業(yè)出版社，1992</p><p>　　[4] 《機(jī)械設(shè)計(jì)》，濮良貴 紀(jì)名剛 主編，高等教育出版社，2006</p><p>　　[5] 《機(jī)械原理》，孫桓 陳作模 主編，高等教育出版社，2006</p><p>　　[6]

124、《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊》2零件設(shè)計(jì)（上、下冊），《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊》編寫組，機(jī)械工業(yè)出版社，1980</p><p>　　[7] 《實(shí)用機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》第2版（下冊），《實(shí)用機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》編寫組編，機(jī)械工業(yè)出版社，1985</p><p>　　[8] 《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》，成大先 主編，化學(xué)工業(yè)出版社，2002</p><p>　　[9] 《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊》，李洪 主編，遼寧科學(xué)技