【文章內(nèi)容簡介】 Lmv1000 [s1]≤ 40[s 1] 式中： m — 帶輪的個數(shù)； 代入相關的數(shù)據(jù)計算得： u = [s 1]≤ 40[s1] 符合設計要求。 Z： 根據(jù)計算功率 PC 和許用功率 [P0]，可求得膠帶根數(shù) Z， 帶入各參數(shù)值計算，圓整結(jié)果為 4，即需用 4 根膠帶。 F0 和對軸的壓力 Q： 查《機床課程設計指導書》表 15 知， A 型膠帶的初拉力 F0 的范圍為100～ 150[N] ,此處確定為 120 [N]。 作用在軸上的壓力 Q = 2 F0 z sin 21? =[N]。 結(jié)構設計 帶輪設計 根據(jù) V 帶計算，選用 4 根 B 型 V 帶。由于 Ⅰ 軸安裝 摩擦離合器及傳動齒輪，為了改善它們的工作條件，保證加工精度，采用卸荷式帶輪結(jié)構。 洛陽理工學院畢業(yè)設計（論文） 9 主軸換向與制動機構設計 本機床是適用于機械加工車間和維修車間的普通車床。主軸換向比較頻繁，才用雙向片式摩擦離合器。這種離合器由內(nèi)摩擦片、外摩擦片、止推片、壓塊和空套齒輪組成。離合器左右兩部門結(jié)構是相同的。左離合器傳動主軸正轉(zhuǎn)，用于切削加工。需要傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，片數(shù)較多。右離合器用來傳動主軸反轉(zhuǎn)，主要用于退回，片數(shù)較少。這種離合器的工作原理是，內(nèi)摩擦片的花鍵孔裝在軸Ⅰ的花鍵上，隨軸旋轉(zhuǎn)。外摩擦片的孔為圓孔，直徑略大于 花鍵外徑。外圓上有 4 個凸起，嵌在空套齒輪的缺口之中。內(nèi)外摩擦片相間安裝。用桿通過銷向左推動壓塊時，將內(nèi)片與外片相互壓緊。軸Ⅰ的轉(zhuǎn)矩便通過摩擦片間的摩擦力矩傳遞給齒輪，使主軸正傳。同理，當壓塊向右時，使主軸反轉(zhuǎn)。壓塊處于中間位置時，左、右離合器都脫開，軸Ⅱ以后的各軸停轉(zhuǎn)。 制動器安裝在軸Ⅲ，在離合器脫開時制動主軸，以縮短輔助時間。此次設計采用帶式制動器。該制動器制動盤是一個鋼制圓盤，與軸用花鍵聯(lián)接，周邊圍著制動帶。制動帶是一條剛帶，內(nèi)側(cè)有一層酚醛石棉以增加摩擦。制動帶的一端與杠桿連接。另一端與箱體連接。為了操 縱方便并保證離合器與制動器的聯(lián)鎖運動，采用一個操縱手柄控制。當離合器脫開時，齒條處于中間位置，將制動帶拉緊。齒條軸凸起的左、右邊都是凹槽。左、右離合器中任一個結(jié)合時，杠桿都按順時針方向擺動，使制動帶放松。 齒輪塊設計 機床的變速系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速機構。根據(jù)各傳動軸的工作特點，基本組、第一擴大組以及第二擴大組的滑移齒輪均采用了整體式滑移齒輪。所有滑移齒輪與傳動軸間均采用花鍵聯(lián)接。 從工藝角度考慮，其他固定齒輪（主軸上的齒輪除外）也采用花鍵聯(lián)接。由于主軸直徑較大，為了降低加工成本而采用了單鍵聯(lián)接 。 各軸采用的花鍵分別為：Ⅰ軸： 6 23 26 6 Ⅱ軸： 6 26 30 6 Ⅲ軸： 8 36 40 7 Ⅰ～Ⅲ軸間傳動齒輪精度為 877— 8b，Ⅲ～Ⅳ軸間齒輪精度為 766—洛陽理工學院畢業(yè)設計（論文） 10 7b。 軸承的選擇 為了方便安裝，Ⅰ軸上傳動件的外徑均小于箱體左側(cè)支承孔直徑，均采用深溝球軸承。為了便于裝配和軸承間隙調(diào)整，Ⅱ、Ⅲ軸均采用圓錐滾子軸承。滾動軸承均采用 E 級精度。 主軸組件 本車床為普通精度級的輕型機床，為了簡化結(jié)構 、主軸采用了軸向后端定位的兩支承主軸組件。前支承采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用角接觸球軸承和單向推力球軸承。為了保證主軸的回轉(zhuǎn)精度，主軸前后軸承均采用壓塊式防松螺母調(diào)整軸承的間隙。主軸前端采用短圓錐定心結(jié)構型式。 前軸承為 C 級精度，后軸承為 D 級精度 潤滑系統(tǒng)設計 主軸箱內(nèi)采用飛濺式潤滑，油面高度為 65mm 左右，甩油環(huán)浸油深度為10mm 左右。潤滑油型號為： IIJ30。 卸荷皮帶輪軸承采用脂潤滑方式。潤滑脂型號為：鈣質(zhì)潤滑脂。 密封裝置設計 Ⅰ軸軸頸較小，線速度較低，為了保證密封效 果，采用皮碗式接觸密封。而主軸直徑大、線速度較高，則采用了非接觸式密封。卸荷皮帶輪的潤滑采用毛氈式密封，以防止外界雜物進入。 傳動件驗算 軸的強度驗算 由于機床主軸箱中各軸的應力都比較小，驗算時，通常用復合應力公洛陽理工學院畢業(yè)設計（論文） 11 式進行計算： Rb = W TM22 ?≤ [Rb] [MPa] [Rb] — 許用應力，考慮應力集中和載荷循環(huán)特性等因素。 W — 軸的危險斷面的抗彎斷面系數(shù)； 花鍵軸的抗彎斷面系數(shù) W = Dd324?+ D DddDzb 32 ))((2?? 其中 d— 花鍵軸內(nèi)徑； D— 花鍵軸外徑； b— 花鍵軸鍵寬； z— 花鍵軸的鍵數(shù)。 T — 在危險斷面上的最大扭矩 T = 955*104 jnN N— 該軸傳遞的最大功率； jn — 該軸的計算轉(zhuǎn)速； M —— 該軸上的主動被動輪的圓周力、徑向力所引起的最大彎矩。 齒輪的圓周力： Pt = 2T/D,D 為齒輪節(jié)圓直徑。 直齒圓柱齒輪的徑向力 Pr = Pt. 求得齒輪的作用力，即可計算軸承 處的支承反力，由此得到最大彎矩。 對于軸Ⅰ、Ⅱ，由表 29 得 [Rb] = 70[MPa]； 對于軸Ⅲ ， [Rb] = 65[MPa] 由上述計算公式可計算出： 軸Ⅰ， Rb=[MPa]≤ [Rb]； 軸Ⅱ， Rb=[MPa]≤ [Rb]； 軸Ⅲ， Rb=[MPa]≤ [Rb]。 故傳動軸的強度校驗符合設計要求 洛陽理工學院畢業(yè)設計（論文） 12 驗算花鍵鍵側(cè)壓應力 花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應力為： ?? lzdD Tjy )( 8 22 m ax?? ≤ [ jy? ] [MPa] 式中： maxT — 花鍵傳遞的最大扭矩； D、 d — 花鍵的外徑和內(nèi)徑； z — 花鍵的齒數(shù)； ? — 載荷分布不均勻系數(shù)，通常取為 。 使用上述公式對三傳動軸上的花鍵校核，結(jié)果符合設計要求。 滾動軸承驗算 機床的一般傳動軸用的滾動軸承，主要是由于疲勞破壞而失效，故應對軸承進行疲勞壽命驗算。下面對按軸頸尺寸及工作狀況選定的滾動軸承型號進行壽命驗算： Lh=500?)( PKKf Cflsfn ≥ [T] 式中， Lh — 額定壽命； C — 滾動軸承尺寸表所示的額定動負荷 [N]； nf — 速度系數(shù)， nf = ?jn3100； f — 工作情況系數(shù)；由表 36 可取為 ； ε — 壽命系數(shù)，對于球軸承：ε = 3 ；對于滾子軸承：ε =10/3； jn — 軸承的計算轉(zhuǎn)速，為各軸的計算轉(zhuǎn)速； Ks — 壽命系數(shù)，不考慮交變載荷對材料的強化影響 時： Ks = KNKnKT； KN — 功率利用系數(shù)，查表為 ； Kn — 轉(zhuǎn)速變化系數(shù)；查表 37 得 ； KT — 工作期限系數(shù)，按前面的工作期限系數(shù)計算； 洛陽理工學院畢業(yè)設計（論文） 13 Kl — 齒輪輪換工作系數(shù)，可由表 38 查得； P — 當量動載荷 [N ]。 使用上述公式對各軸承進行壽命校核，所選軸承均符合設計要求。 直齒圓柱齒輪的強度計算 在驗算主軸箱中的齒輪強度時，選擇相同模數(shù)中承受載荷最大的、齒數(shù)最小的齒輪進行接觸和彎曲疲勞強度驗算。一般對高速傳動齒輪主要驗算接觸疲勞強度，對低速傳動齒輪主要驗算彎曲疲勞強度。 根據(jù)以上分析，現(xiàn)在對Ⅰ軸上齒數(shù)為 24的齒輪驗算接觸疲勞強度，對Ⅳ軸上齒數(shù)為 30 的齒輪驗算彎曲疲勞強度。 對于齒數(shù)為 24 的齒輪按接觸疲勞強度計算齒輪模數(shù) mj： mj = 16338* 3 221 ][)1(jjmsbcd nz NKKKKi ?? ????mm 式中： N — 傳遞的額定功率 [KW]（此處忽略齒輪的傳遞效率）； jn — 計算轉(zhuǎn)速； m? — 齒寬系數(shù) ，此處值為 6 ； z1 — 為齒輪齒數(shù)； i — 大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，“ +”用于外嚙合，“ — ”用于內(nèi)嚙合，此處為外嚙合，故取“ +” 。 sK — 壽命系數(shù)： sK = KTK nKNKq KT — 工作期限系數(shù)： KT = m cTn0160 ? T— 齒輪在機床工作期限內(nèi)的總工作時間，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間近似的為 Ts / P,P 為該變速組的傳動副數(shù)；查《機床課程設計指導書》表 17 得 Ts = 18000，故得 T = 9000h； n1 — 齒輪的最低轉(zhuǎn)速，此處為 600r/min； c0 — 基準 循環(huán)次數(shù)，由表 16 得 c0 = 710 ； m — 疲勞曲線指數(shù)，由表 16 得 m = 3； 洛陽理工學院畢業(yè)設計（論文） 14 K n — 轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，由表 19 得 K n = ； KN— 功率利用系數(shù)，由表 18 得 KN = ； Kq — 材料強化系數(shù)，由表 20 得 Kq = ； Kc — 工作狀況系數(shù)，考慮載荷沖擊的影響，取 Kc = ； Kd — 動載荷系數(shù)，由表 23 得 = ； Kb — 齒向載荷分布系數(shù)，由表 24 得 Kb = 1 ； ][j? — 許用接觸 應力，由表 26 得 ][j? = 1100[MPa]； 代入以上各數(shù)據(jù)計算得 mj = ,故所選模數(shù) mm 滿足設計要求。 對于齒數(shù)為 30 的齒輪按彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù) mw mw = 267 3 1 ][ YnzNKKKKjwmsbcd ?? ??? 其中 Y — 齒形系數(shù)，從表 25 查得 ； ][w? — 許用彎曲應力，由表 26得 ][w? = 320； 其余各參數(shù)意義同上，代入 數(shù)據(jù)計算得 mw =，所選模數(shù)為 3，符合設計要求。用相同方法驗算其他齒輪均符合設計要求。 洛陽理工學院畢業(yè)設計（論文） 15 第 2 章 主軸箱設計 運動設計 已知條件 [1]確定轉(zhuǎn)速范圍：主軸最小轉(zhuǎn)速 m in/ in rn ? 。 [2]確定公比： ?? [3]轉(zhuǎn)速級數(shù)： 12?z 結(jié)構分析式 ⑴ 22312 ??? ⑵ 32212 ??? [3] 23212 ??? 從電動機到主軸主要為降速傳動，若使傳動副較多的傳動組放在較接近電動機處可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，節(jié)省材料，也就是滿足傳動副前多后少的原則，因此取 12=3*2*2 方案。在降速傳動中，防止齒輪直徑過大而使徑向尺寸常限制最小傳動比 41min ?i ；在升速時為防止產(chǎn)生過大的噪音和震動常限制最大轉(zhuǎn)速比 2max?i 。在主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍 ? ? 10~8m inm a xm a x ?? iiR 。在設計時必須保證中間傳動軸的變速范圍最小， 根據(jù)中間傳動軸變速范圍小的原則選擇結(jié)構網(wǎng)。從而確定結(jié)構網(wǎng)如下： 洛陽理工學院畢業(yè)設計（論文） 16 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 圖 21 傳動結(jié)構圖 檢查傳動組的變速范圍時，只檢查最后一個擴大組： ? ?1222 ???? PXR ? 其中 ?? ， 62?X ， 22?P 所以 10~ ?????R ，合適。 繪制轉(zhuǎn)速圖 一般車床若無特殊要求，多采用 Y 系列封閉式三相異步電動機，根據(jù)原則條件選擇 Y132M4 型 Y 系列籠式三相異步電動機。 總降速傳動比 ??? dnni 又電動機轉(zhuǎn)速 min/1440 rnd ? 不符合轉(zhuǎn)速數(shù)列標準，因而增加一定比傳動副。 傳動軸軸數(shù) = 變速組數(shù) + 定比傳動副數(shù) + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。 洛陽理工學院畢業(yè)設計（論文） 17 由 m in/ rnmim ? ?? z = 12 確定各級轉(zhuǎn)速： 1400、 1000、 7 500、 35 250、 180、 12 90、 6 4 。 在五根軸中，除去電動機軸，其余四軸按傳動順序依次設為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ。Ⅰ與Ⅱ、Ⅱ與Ⅲ、Ⅲ與Ⅳ軸之間的傳動組分別設為 a、 b、 c?，F(xiàn)由Ⅳ（主軸）