機(jī)床主要技術(shù)參數(shù)：尺寸參數(shù)：床身上最大回轉(zhuǎn)直徑：400mm刀架上的最大回轉(zhuǎn)直徑：200mm主軸通孔直徑：40mm主軸前錐孔：莫式6號最大加工工件長度：1000mm運(yùn)動參數(shù)：根據(jù)工況，確定主軸最高轉(zhuǎn)速有采用YT15硬質(zhì)合金刀車削碳鋼工件獲得，主軸最低轉(zhuǎn)速有采用W16Cr4V高速鋼刀車削鑄鐵件獲得。1000V1000vminnmax=-—_=23.8r/minnmin=—云=1214r/min根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列數(shù)值表，選擇機(jī)床的最高轉(zhuǎn)速為1180r/min，最低轉(zhuǎn)速為26.5/min公比中取1.41，轉(zhuǎn)速級數(shù)Z=12。動力參數(shù)：電動機(jī)功率4KW選用Y112M-4型電動機(jī)確定結(jié)構(gòu)方案:主軸傳動系統(tǒng)采用V帶、齒輪傳動；傳動形式采用集中式傳動；主軸換向制動采用雙向片式摩擦離合器和帶式制動器;變速系統(tǒng)采用多聯(lián)滑移齒輪變速。主傳動系統(tǒng)運(yùn)動設(shè)計:擬訂結(jié)構(gòu)式：確定變速組傳動副數(shù)目：實現(xiàn)12級主軸轉(zhuǎn)速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副組合:A.12=3*4B.12=4*3C。12=3*2*2D.12=2*3*2E。12=2*2*3D.12=2*3*2E。12=2*2*3方案A、B可節(jié)省一根傳動軸。但是，其中一個傳動組內(nèi)有四個變速傳動副，增大了該軸的軸向尺寸。這種方案不宜采用。根據(jù)傳動副數(shù)目分配應(yīng)“前多后少”的原則，方案C是可取的。但是，由于主軸換向采用雙向離合器結(jié)構(gòu)，致使I軸尺寸加大，此方案也不宜采用，而應(yīng)選用方案D確定變速組擴(kuò)大順序：12=2*3*2的傳動副組合其傳動組的擴(kuò)大順序又可以有以下6種形式:A.12=21*32*26B12=2*3*2的傳動副組合其傳動組的擴(kuò)大順序又可以有以下6種形式:A.12=21*32*26B。12=21*34*22C.12=23*3*1*26D。12=26*31*23E.22*34*21F。12=26*32*21根據(jù)級比指數(shù)非陪要“前疏后密”的原則，應(yīng)選用第一種方案。然而，對于所設(shè)計的機(jī)構(gòu)，將會出現(xiàn)①第一變速組采用降速傳動（圖1a）時，由于摩擦離合器徑向結(jié)構(gòu)尺寸限制，使得I軸上的齒輪直徑不能太小，11軸上的齒輪則會成倍增大。這樣，不僅使iti軸間中心距加大，而且①第一變速組采用降速傳動（圖1a）時，由于摩擦離合器徑向結(jié)構(gòu)尺寸限制，使得I軸上的齒輪直徑不能太小，11軸上的齒輪則會成倍增大。這樣，不僅使iti軸間中心距加大，而且ii-m軸間的中心距也會加大，從而使整個傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)尺寸增大。這種傳動不宜采用。②如果第一變速組采用升速傳動（圖ib），則I軸至主軸間的降速傳動只能由后兩個變速組承擔(dān)。為了避免出現(xiàn)降速比小于允許的極限值，常常需要增加一個定比降速傳動組，使系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜。這種傳動也不是理想的。如果采用方案C，即12=23*31*26，則可解決上述存在的問題（見圖1c）。其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖2所示。符合設(shè)計原則要求。2）分配降速比：該車床主軸傳動系統(tǒng)共設(shè)有四個傳動組，其中有一個是帶傳動。根據(jù)降速比分配應(yīng)“前慢后快”的原則及摩擦離合器的工作速度要求，確定各傳動組最小傳動比。ttn26.51u=~nn—1180-44^ii111中11中2.05甲2甲3甲43）繪制轉(zhuǎn)速圖：（見附圖1）（3）確定齒輪齒數(shù)：利用查表法求出各傳動組齒輪齒數(shù)如下表:變速組第一變速組第二變速組第二變速組齒數(shù)和7272106齒輪z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14齒數(shù)2448423019532448304218726030傳動過程中，會采用三聯(lián)滑移齒輪，為避免齒輪滑移中的干涉，三聯(lián)滑移齒輪中最大和次大齒輪之間的齒數(shù)差應(yīng)大于4。所選齒輪的齒數(shù)符合設(shè)計要求。（4）驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差：主軸各級實際轉(zhuǎn)速值用下式計算：n=土*十（1-e）uuuEd1232式中U1u2u3分別為第一、第二、第三變速組齒輪傳動比。E取0.05轉(zhuǎn)速誤差用主軸實際轉(zhuǎn)速與標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速相對誤差的絕對值表示:人,n-n',△n=|——|W10（0-1）%其中n'主軸標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)速誤差表主軸轉(zhuǎn)速n1n2n3n4n5n6標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速26.537.55375106150實際轉(zhuǎn)速27.337.7553.9375.78105.7151轉(zhuǎn)速誤差％3.00.71.81.00.30.67主軸轉(zhuǎn)速n7n8n9n10n11n12標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速2123004256008501180實際轉(zhuǎn)速216.53302431.43606.3845.61208轉(zhuǎn)速誤差％2.10.671.51.10.52.3轉(zhuǎn)速誤差滿足要求。（5）繪制傳動系統(tǒng)圖：（見附圖2）估算傳動件參數(shù)，確定其結(jié)構(gòu)尺寸：（1）確定傳動件計算轉(zhuǎn)速：1）主軸：主軸計算轉(zhuǎn)速是第一個三分之一轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的最高一級轉(zhuǎn)速，即乙_1nj=nmm中3=74.3r/min即吁75「血泣；2）各傳動軸：軸III可從主軸為75r/min按72/18的傳動副找上去，似應(yīng)為300r/min。但是由于軸III上的最低轉(zhuǎn)速106r/min經(jīng)傳動組C可使主軸得到26.5r/min和212r/min兩種轉(zhuǎn)速。212r/min要傳遞全部功率，所以軸I的計算轉(zhuǎn)速應(yīng)為106r/min。軸II的計算轉(zhuǎn)速可按傳動副B推上去，得300r/min。3）各齒輪：傳動組C中，18/72只需計算z=18的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為300r/min；60/30的只需計算z=30的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為212r/min。這兩個齒輪哪個的應(yīng)力更大一些，較難判斷。同時計算，選擇模數(shù)較大的作為傳動組C齒輪的模數(shù)。傳動組B中應(yīng)計算z=19的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為300r/min。傳動組A中，應(yīng)計算z=24的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為600r/min。（2）確定主軸支承軸頸直徑：參考《金屬切削機(jī)床課程設(shè)計指導(dǎo)書》表2,取通用機(jī)床鋼質(zhì)主軸前軸頸直徑D1=80mm，后軸頸直徑D2=（0.7?0.85）D『取D2=65mm，主軸內(nèi)孔直徑d=0.1Dmax±10mm，其中Dmax為最大加工直徑。取d=40mm。（3）估算傳動軸直徑：（忽略各傳動功率損失）按扭轉(zhuǎn)剛度初步計算傳動軸直徑：Nd=914n加］式中d——傳動軸直徑；該軸傳遞功率（KW）；n.該軸計算轉(zhuǎn)速（r/min）；［甲］——該軸每米長度允許扭轉(zhuǎn)角這些軸都是一般傳動軸，?。奂祝?10/m。代入以上計算轉(zhuǎn)速的值，計算各傳動軸的直徑：I軸：d1=26mm；II軸：d2=31mm；III軸：d3=40mm；（4）估算傳動齒模數(shù)：（忽略各傳動功率損失）參考《金屬切削機(jī)床課程設(shè)計指導(dǎo)書》中齒輪模數(shù)的初步計算公式初定齒輪的模數(shù)：m=32'3：.式中N——該齒輪傳遞的功率（KW）；Z——所算齒輪的齒數(shù)；n.該齒輪的計算轉(zhuǎn)速（r/min）。同一變速組中的齒輪取同一模數(shù)，故?。╪.Z）最小的齒輪進(jìn)行計算，然后取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)值作為該變速組齒輪的模數(shù)。傳動組C中：m=2.9mm，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=3mm；傳動組B中：m=2.8mm，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=3mm；傳動組A中：m=2.1mm，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=2.5mm。（5）離合器的選擇與計算：1）確定摩擦片的徑向尺寸：摩擦片的外徑尺寸受到外形輪廓的限制，內(nèi)徑又由安裝它的軸徑d來決定，而內(nèi)外徑的尺寸決定著內(nèi)外摩擦片的環(huán)形接觸面積的大小，直接影響離合器的結(jié)構(gòu)與性能。表示這一特性系數(shù)中是外片內(nèi)徑D1與內(nèi)片外徑D2之比，即甲=%2D2一般外摩擦片的內(nèi)徑可?。篋「d+（2?6）=26+6=32mm;機(jī)床上采用的摩擦片甲值可在0.57?0.77范圍內(nèi)，此處取甲=0.6，則內(nèi)摩擦片外徑D32D2-L-0^=53.3mm。2）按扭矩確定摩擦離合面的數(shù)目Z：—TKZN[P]f-S-rK^KK^其中T為離合器的扭矩T=955*104pd-n=955*104*土*0.8=5.1*104N?mm；

n600jK——安全系數(shù)，此處取為1.3；[P]——摩擦片許用比壓，取為1.2MPa；f——摩擦系數(shù)，查得f=0.08；S——內(nèi)外片環(huán)行接觸面積，S=—(D2—D2)=1426.98mm2；421r——誘導(dǎo)摩擦半徑，假設(shè)摩擦表面壓力均勻分布，則r=蘭-D)=21.77mm；ff3(D2—D2)21KV-一速度修正系數(shù)，根據(jù)平均圓周速度查表取為1.3；Km——結(jié)合次數(shù)修正系數(shù)，查表為1.35；KZ——摩擦結(jié)合面數(shù)修正系數(shù)，查表取為1；將以上數(shù)據(jù)代入公式計算得ZN12.67圓整為整偶數(shù)14，離合器內(nèi)外摩擦片總數(shù)i=Z+1=15。計算摩擦離合器的軸向壓力Q：Q=S[P]KV=1426.98*1.2*1.3=2226.1(N)摩擦片厚度b=1，1.5,1.75,2毫米，一般隨摩擦面中徑增大而加大。內(nèi)外片分離時的最小間隙為(0.2?0.4)mm。反轉(zhuǎn)時摩擦片數(shù)的確定：普通車床主軸反轉(zhuǎn)時一般不切削，故反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗確定。普通車床主軸高速空轉(zhuǎn)功率Pk一般為額定功率Pd的20?40%，取Pk=0.4Pd，計算反轉(zhuǎn)靜扭矩為Pk=1.6KW，代入公式計算出ZN5.1，圓整為整偶數(shù)6,離合器內(nèi)外摩擦片總數(shù)為7。普通V帶的選擇與計算：1)確定計算功率Pc，選擇膠帶型號：Pc=KAP式中P額定功率(KW)；KA——工作情況系數(shù)，此處取為1.2。帶入數(shù)據(jù)計算得PC=4.8(KW)，根據(jù)計算功率PC和小輪轉(zhuǎn)數(shù)n「即可從三角膠帶選型圖上選擇膠帶的型號。此次設(shè)計選擇的為A型膠帶。2)選取帶輪節(jié)圓直徑、驗算帶速：7為了使帶的彎曲應(yīng)力。b1不致過大，應(yīng)使小輪直徑d1Ndmin,d1也不要過大，否則外輪廓尺寸太大。此次設(shè)計選擇d=140mm。大輪直徑d由id計算按帶輪直徑系列圓整為315mm。12n12驗算帶速，一般應(yīng)使帶速v在5?25m/s的范圍內(nèi)。v=:d=10.5m/s，符合設(shè)計要求。60*10001確定中心距a、帶長L、驗算包角a：中心距過大回引起帶的顫動，過小則單位時間內(nèi)帶的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)過多，疲勞壽命降低；包角a減小，帶的傳動能力降低。一般按照下式初定中心距③00.75(d]+d2)WaoW2(d]+d2),此次設(shè)計定為450mm。由幾何關(guān)系按下式初定帶長L°:TOC\o"1-5"\h\zL^2a+0.5兀(d+d)+(mm)00124a0按相關(guān)資料選擇與L°較接近的節(jié)線長度Lp按下式計算所需中心距，a^a+0\o"CurrentDocument"02考慮安裝、調(diào)整和補(bǔ)償初拉力的需要，中心距④的變動范圍為(a-0.015Lpa+0.03Lp)由以上計算得中心距a=434.14mm，帶長為1600mm。驗算包角：a=1800-d一土*57.3。=156.92120。，符合設(shè)計要求.a計算膠帶的彎曲次數(shù)u:u=1000""[s-1]W40[s-1]

L式中：m——帶輪的個數(shù)；代入相關(guān)的數(shù)據(jù)計算得：u=13.125[s-1]W40[s-1]符合設(shè)計要求。確定三角膠帶的根數(shù)Z：根據(jù)計算功率PC和許用功率[P0]，可求得膠帶根數(shù)Z，曠土K土帶入各參數(shù)值計算，圓整結(jié)果為3，即需用3根膠帶。確定初拉力F0和對軸的壓力Q：查《機(jī)床課程設(shè)計指導(dǎo)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=2F0?z?sin；!=705.4[N]。結(jié)構(gòu)設(shè)計：帶輪設(shè)計：根據(jù)V帶計算，選用3根A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(gòu)。主軸換向與制動機(jī)構(gòu)設(shè)計：本機(jī)床是適用于機(jī)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(gòu)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(dāng)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IIL在離合器脫開時制動主軸，以縮短輔助時間。此次設(shè)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(yùn)動，采用一個操縱手柄控制。當(dāng)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(shè)計：機(jī)床的變速系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速機(jī)構(gòu)。根據(jù)各傳動軸的工作特點，基本組、第一擴(kuò)大組以及第二擴(kuò)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：6X23X26X6I軸：6X26X30X6III軸：8X36X40X7I?III軸間傳動齒輪精度為877—8b，m?W軸間齒輪精度為766—7b。軸承的選擇:為了方便安裝，1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、m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(jī)床，為了簡化結(jié)構(gòu)、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(gòu)型式。前軸承為C級精度，后軸承為D級精度潤滑系統(tǒng)設(shè)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(shè)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(jìn)入。傳動件驗算：軸的強(qiáng)度驗算由于機(jī)床主軸箱中各軸的應(yīng)力都比較小，驗算時，通常用復(fù)合應(yīng)力公式進(jìn)行計算：-JM2+0.5T2Rb=——布——5][MPa][Rb]——許用應(yīng)力，考慮應(yīng)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)；兀d4zb(D-d)(d+D)2花鍵軸的抗彎斷面系數(shù)W=-—+一房——-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NT=955*104一njN該軸傳遞的最大功率；nj——該軸的計算轉(zhuǎn)速；

-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=0.5Pt.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1、11,由表29得[RJ=70[MPa]；對于軸III,[Rb]=65[MPa]由上述計算公式可計算出：軸I,Rb=53.6[MPa]<[Rb]；軸II,Rb=48.3[MPa]W[Rb]；軸I,Rb=61.1[MPa]W[Rb]。故傳動軸的強(qiáng)度校驗符合設(shè)計要求驗算花鍵鍵側(cè)壓應(yīng)力花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為：b=——8^^W2][MPa]方(D2一d2)1抑方式中：Tmax——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)；中——載荷分布不均勻系數(shù)，通常取為0.75。使用上述公式對三傳動軸上的花鍵校核，結(jié)果符合設(shè)計要求。滾動軸承驗算：機(jī)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(yīng)對軸承進(jìn)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(jìn)行壽命驗算：Lh=500(CfnfKKP式中，Lh額定壽命;C——滾動軸承尺寸表所示的額定動負(fù)荷[N]；fn——系數(shù)，fn=\：苛ff——工作情況系數(shù)；由表36可取為1.1；8——壽命系數(shù)，對于球軸承：8=3；對于滾子軸承：8=10/3；Lh=500(n——軸承的計算轉(zhuǎn)速，為各軸的計算轉(zhuǎn)速；jKs——壽命系數(shù)，不考慮交變載荷對材料的強(qiáng)化影響時：Ks=KNKnKT；Kn——功率利用系數(shù)，查表為0.58；Kn——轉(zhuǎn)速變化系數(shù)；查表37得0.82；kt——工作期限系數(shù)，按前面的工作期限系數(shù)計算；虬——齒輪輪換工作系數(shù)，可由表38查得；P——當(dāng)量動載荷［N］;使用上述公式對各軸承進(jìn)行壽命校核，所選軸承均符合設(shè)計要求。（4）直齒圓柱齒輪的強(qiáng)度計算：在驗算主軸箱中的齒輪強(qiáng)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(jìn)行接觸和彎曲疲勞強(qiáng)度驗算。一般對高速傳動齒輪主要驗算接觸疲勞強(qiáng)度，對低速傳動齒輪主要驗算彎曲疲勞強(qiáng)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(qiáng)