本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) （ 論 文 ）題 目 C6132 普通車床主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 專 業(yè) 學(xué)生姓名 班 級(jí) 學(xué) 號(hào) 指導(dǎo)教師 二〇 年 月 日2摘要 主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)是機(jī)床設(shè)計(jì)中非常重要的組成部分，本次設(shè)計(jì)主要由機(jī)床的 級(jí)數(shù)入手，于結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)擬定，再到齒輪和軸的設(shè)計(jì)，再選擇各種主傳動(dòng)配 合件，對(duì)軸和齒輪及配合件進(jìn)行校核，將主傳動(dòng)方案“結(jié)構(gòu)化”，設(shè)計(jì)主軸變速 箱裝配圖及零件圖，側(cè)重進(jìn)行傳動(dòng)軸組件、主軸組件、變速機(jī)構(gòu)、箱體、潤(rùn)滑與 密封、傳動(dòng)軸及滑移齒輪零件的設(shè)計(jì)，完成設(shè)計(jì)任務(wù)。 本次突出了結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的要求，在保證機(jī)床的基本要求下，根據(jù)機(jī)床設(shè)計(jì)的原 則，擬定機(jī)構(gòu)式和結(jié)構(gòu)網(wǎng)，對(duì)機(jī)床的機(jī)構(gòu)進(jìn)行精簡(jiǎn)，力求降低生產(chǎn)成本；主軸和 齒輪設(shè)計(jì)在滿足強(qiáng)度需要的同時(shí)，材料的選擇也是采用折中的原則，沒有選擇過 高強(qiáng)度的材料從而造成浪費(fèi)。 關(guān)鍵詞：車床、主傳動(dòng)系統(tǒng)、結(jié)構(gòu)式、電動(dòng)機(jī)。 車床主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 3AbstractMain drive system design Veryimportant part MachineDesign,The design startprimarily structurenetwork developed, maindrive parts，design completionsport spread project“thestructure turn“ principalaxis becomesoon boxassemble diagram spareparts diagram layparticular emphasis movestalk module, principal axis module becomesoon organization, box body,lubricate sealcompletely, spread movestalk slipperymove wheel gear spare parts completedesign tasks. structuraldesign requirements,under basicrequirements machine,According machinetool design,Development structuralnet,Streamlining machinetool sector,Strive reduceproduction costs,No choice materialsresulting highstrength waste.Keywords：lather, Main drive system,Structure Electricmotor. 4目 錄第 1 章 緒論.6第 2 章 車床參數(shù)設(shè)計(jì).82.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù) .82.2 確定傳動(dòng)公比 ?82.3 擬定參數(shù)的步驟和方法 .82.3.1 極限切削速度 Vmax、Vmin .82.3.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速 .9第 3 章 運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì).93.1 主電機(jī)功率—— 動(dòng)力參數(shù)的確定 93.2 確定結(jié)構(gòu)式 .103.3 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 113.4 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖 113.5 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù) 123.6 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 13第 4 章 設(shè)計(jì)部分的動(dòng)力計(jì)算.144.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 144.1.1 計(jì)算設(shè)計(jì)功率 Pd 144.1.2 選擇帶型 154.1.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速 154.1.4 確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度并驗(yàn)算小輪包角 164.1.5 確定帶的根數(shù) z.174.1.6 確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 174.1.7 確定帶的張緊裝置 174.1.8 計(jì)算壓軸力 174.2 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算 194.3 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算 204.4 傳動(dòng)軸最小軸徑的初定 2554.5 主軸合理跨距的計(jì)算 264.6 軸承的選擇 274.7 鍵的規(guī)格 274.8 變速操縱機(jī)構(gòu)的選擇 .274.9 主軸合理跨距的計(jì)算 .284.10 軸承壽命校核 29第 5 章 設(shè)計(jì)部分的調(diào)節(jié)、潤(rùn)滑、維護(hù)保養(yǎng)、技術(shù)要求及其它.30第 6 章 設(shè)計(jì)中的優(yōu)缺點(diǎn)，存在的問題及改進(jìn)意見.33參考文獻(xiàn).34致 謝.356第 1 章 緒論機(jī)床的主傳動(dòng)系統(tǒng)的布局可分成集中傳動(dòng)和分離傳動(dòng)兩種類型。主傳動(dòng)系 統(tǒng)的全部變速結(jié)構(gòu)和主軸組件集中裝在同一個(gè)箱體內(nèi)，稱為集中傳動(dòng)布局；傳動(dòng)件和主軸組件分別裝在兩個(gè)箱體內(nèi)，中間采用帶或鏈傳動(dòng)，稱為分離傳動(dòng)布局。 集中傳動(dòng)式布局的機(jī)床結(jié)構(gòu)緊湊，便于實(shí)現(xiàn)集中操控，且只用一個(gè)箱體， 但傳動(dòng)結(jié)構(gòu)運(yùn)轉(zhuǎn)中的振動(dòng)和熱變形。當(dāng)采用背輪傳動(dòng)時(shí)，皮帶將高速直接傳給主 軸，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，加工質(zhì)量好，低速時(shí)經(jīng)背輪機(jī)構(gòu)傳動(dòng)，轉(zhuǎn)矩大，適應(yīng)粗加工要求。 因?yàn)闄C(jī)床的類型、性能、規(guī)格和尺寸等因素的不同，應(yīng)滿足的要求也不一樣。設(shè)計(jì)機(jī)床主傳動(dòng)系時(shí)最基本的原則就是以最經(jīng)濟(jì)、合理的方式滿足既定的要求。在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)結(jié)合具體機(jī)床進(jìn)行具體分析，一般應(yīng)滿足的基本要求有：滿足機(jī)床使用性能要求。 首先應(yīng)滿足機(jī)床的運(yùn)動(dòng)特性，如機(jī)床主軸油足夠的轉(zhuǎn)速范圍和轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)；滿足機(jī) 床傳遞動(dòng)力的要求。 本文設(shè)計(jì)的為普通車床的傳動(dòng)系統(tǒng)，根據(jù)不同的加工條件，對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)的要求也不盡相同，依據(jù)某些典型工藝和加工對(duì)象，兼顧其他的可能工藝加工的要求， 擬定機(jī)床技術(shù)參數(shù)，擬定參數(shù)時(shí)，要考慮機(jī)床發(fā)展趨勢(shì)和同國(guó)內(nèi)外同類機(jī)床的對(duì)比，從而獲得最優(yōu)的參數(shù)，使機(jī)床設(shè)計(jì)的最為合理。 1.主傳動(dòng)系分類和傳動(dòng)方式主傳動(dòng)系一般由動(dòng)力源（如電動(dòng)機(jī)）、變速裝置及執(zhí)行件（如主軸、刀架、 工作臺(tái)），以及開停、換向和制動(dòng)機(jī)構(gòu)等部分組成。動(dòng)力源給執(zhí)行件提供動(dòng)力，并使其得到一定的運(yùn)動(dòng)速度和方向；變速裝置傳遞動(dòng)力以及變換運(yùn)動(dòng)速度；執(zhí)行件執(zhí)行機(jī)床所需的運(yùn)動(dòng)，完成旋轉(zhuǎn)或直線運(yùn)動(dòng)。 （1）主傳動(dòng)系可按照不同的特征來(lái)分類1）按驅(qū)動(dòng)主傳動(dòng)的電動(dòng)機(jī)類型可分為交流電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)和直流電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)。交流電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)中又可分單速交流電動(dòng)機(jī)或調(diào)速交流電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)。調(diào)速交流電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)又有多速交流電動(dòng)機(jī)和無(wú)極調(diào)速交流電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)。無(wú)極調(diào)速交流電動(dòng)機(jī)通常采用變頻調(diào)速的原理。2）按傳動(dòng)裝置類型可分為機(jī)械傳動(dòng)裝置、液壓傳動(dòng)裝置、電氣傳動(dòng)裝置以及它們的組合。 3）按變速的連續(xù)性可分為分級(jí)變速傳動(dòng)和無(wú)級(jí)變速傳動(dòng)。2、變速機(jī)構(gòu)變速方式分為有級(jí)變速和無(wú)級(jí)變速。有級(jí)變速機(jī)構(gòu)有下列幾種： 交換齒輪變速機(jī)構(gòu) 這種變速機(jī)構(gòu)的變速簡(jiǎn)單，結(jié)構(gòu)緊湊，主要用于 大批量生產(chǎn)的自動(dòng)或半自動(dòng)機(jī)床，專用機(jī)床及組合機(jī)床等； 滑移齒輪變速機(jī)構(gòu) 這種變速機(jī)構(gòu)廣泛應(yīng)用于通用機(jī)床和一部分專用機(jī)床 離合器變速運(yùn)動(dòng)在離合器變速7機(jī)構(gòu)中應(yīng)用較多的有牙嵌式離合器，齒輪 式離合器和摩擦片式離合器。 3、齒輪的布置與排列 變速組的滑移齒輪一般布置在主軸上，為了避免同一滑移齒輪變速組 內(nèi)兩對(duì)齒輪同時(shí)嚙合，兩個(gè)固定齒輪的間距應(yīng)大于滑移齒輪的總寬度，即留有一 定的間隙（1-2mm), 如無(wú)特殊情況，應(yīng)盡量縮小齒輪軸向排列尺寸?；讫X輪的軸向位置排列通常有窄式和寬式兩種，一般窄式排列軸向長(zhǎng)度較??；為了減小變速箱的尺寸，既需縮短軸向尺寸，又要縮短徑向尺寸，它們之間往往是相互聯(lián)系的，應(yīng)該根據(jù)具體情況考慮全局，恰當(dāng)?shù)亟鉀Q齒輪布置題目； 在強(qiáng)度答應(yīng)的條件下，盡量選取較小的齒數(shù)和并使齒輪的降速傳動(dòng)比大于 1/4。這樣，既縮小了本變速組的軸間間隔，又不妨礙其它變速組的軸間間隔。 4、主傳動(dòng)的開停、制動(dòng)裝置 開停裝置 開停裝置是用來(lái)控制主軸的啟動(dòng)與停止的機(jī)構(gòu)，開停方式有直接開、停 電動(dòng)機(jī)和離合器開、停兩種。當(dāng)電動(dòng)機(jī)功率較少時(shí)，可直接開停電動(dòng)機(jī)，當(dāng)電動(dòng) 機(jī)功率較大時(shí)，可以用離合器實(shí)現(xiàn)主軸的啟動(dòng)和停止。 制動(dòng)裝置在裝卸工件、丈量被加工面尺寸、更換刀具及調(diào)整機(jī)床時(shí)，常?？礄C(jī)床 主運(yùn)動(dòng)執(zhí)行件盡快停止運(yùn)動(dòng)。所以主傳動(dòng)系統(tǒng)必須安裝制動(dòng)裝置，一般可采用電 機(jī)反接制動(dòng)，閘帶制動(dòng)，閘瓦制動(dòng)。 8第 2 章 車床參數(shù)設(shè)計(jì)2.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù)車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：工件最大回轉(zhuǎn)直徑：在床面上 320 毫米，在床鞍上 175 毫米主軸孔徑：30 毫米主軸前端孔錐度：莫氏 5 號(hào)主軸轉(zhuǎn)速范圍（12 級(jí)）：63-2800rpm公比：1：1.41主電機(jī)：功率 4KW，轉(zhuǎn)速 1440rpm加工螺紋范圍：公制：0.5-9 毫米英制：38-2 扣/時(shí)模數(shù)：0.5-9 毫米進(jìn)給量范圍：縱向：0.06~3.34 毫米/轉(zhuǎn)橫向：0.044~2.47 毫米/轉(zhuǎn)2.2 確定傳動(dòng)公比 ?根據(jù)【1】 公式（3-2）因?yàn)橐阎?78P， ， =1.414.6320minax??R??znR?∴Z= +1=12?lg根據(jù)【1】 表 3-5 標(biāo)準(zhǔn)公比 。這里我們?nèi)?biāo)準(zhǔn)公比系列 =1.417P??因?yàn)?=1.41=1.066，根據(jù)【1】 表 3-6 標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列。首先找到最小極限轉(zhuǎn)速 63，7P再每跳過 5 個(gè)數(shù)取一個(gè)轉(zhuǎn)速，即可得到公比為 1.41 的數(shù)列：63，90，125，180，320，355，500，710,1000,1400，2000,280092.3 擬定參數(shù)的步驟和方法2.3.1 極限切削速度 Vmax、Vmin根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：允許的切速極限參考值如下：表 1.1加 工 條 件 Vmax(m/min) Vmin(m/min)硬質(zhì)合金刀具粗加工鑄鐵工件 30～50硬質(zhì)合金刀具半精或精加工碳鋼工件150～300螺紋加工和鉸孔 3～82.3.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速計(jì)算車床主軸極限轉(zhuǎn)速時(shí)的加工直徑，則主軸極限轉(zhuǎn)速應(yīng)為結(jié)合題目條件，取標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列數(shù)值，=63r/minmin取 41.??考慮到設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴(kuò)大傳動(dòng)。各級(jí)轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標(biāo)準(zhǔn)的數(shù)列表中查出，按標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速數(shù)列為：63，90，125，180，320，355，500，710,1000,1400，2000,280010第 3 章 運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)3.1 主電機(jī)功率——?jiǎng)恿?shù)的確定合理地確定電機(jī)功率 N，使機(jī)床既能充分發(fā)揮其性能，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。參考同類型的車床選擇電機(jī)功率為 4KW可選取電機(jī)為：Y112M-4 額定功率為 4KW，滿載轉(zhuǎn)速為 1440r/min.3.2 確定結(jié)構(gòu)式已知 Z= x3b2aa，b 為正整數(shù)，即 Z 應(yīng)可以分解為 2 和 3 的因子，以便用 2、3 聯(lián)滑移齒輪實(shí)現(xiàn)變速。確定變速組傳動(dòng)副數(shù)目實(shí)現(xiàn) 12 級(jí)主軸轉(zhuǎn)速變化的傳動(dòng)系統(tǒng)可以寫成多種傳動(dòng)副組合：a）12=3 b）12=4 3 4??c）12=3 d）12=22212=2 3在上述的方案中 1 和 2 有時(shí)可以省掉一根軸。缺點(diǎn)是有一個(gè)傳動(dòng)組內(nèi)有四個(gè)傳動(dòng)副。如果用一個(gè)四聯(lián)滑移齒輪的話則會(huì)增加軸向尺寸；如果用兩個(gè)滑移雙聯(lián)齒輪，則操縱機(jī)構(gòu)必須互梭以防止兩個(gè)滑移齒輪同時(shí)嚙合。所以一般少用。3，4，5 方案可根據(jù)下面原則比較：從電動(dòng)機(jī)到主軸，一般為降速傳動(dòng)。接近電動(dòng)機(jī)處的零件，轉(zhuǎn)速較高從而轉(zhuǎn)矩較小，尺寸也較小。如使傳動(dòng)副較多的傳動(dòng)組放在接近電動(dòng)機(jī)處，則可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就可少些，就省材料了。這就是“前多后少”的原則。從這個(gè)角度考慮，以取 12=3 的方案為好。2?在 12=2 中，又因基本組和擴(kuò)大組排列順序的不同而有不同的方案。可能的六種方案，其結(jié)構(gòu)網(wǎng)和結(jié)構(gòu)式見下面的圖。在這些方案中可根據(jù)下列原則選擇最佳方案。1）傳動(dòng)副的極限傳動(dòng)比和傳動(dòng)組的極限變速范圍 在降速傳動(dòng)時(shí)，為防止被動(dòng)齒輪的直徑過大而使徑向尺寸太大，常限制最小傳動(dòng)比 1/4。在升速時(shí)，為防止產(chǎn)生過大的震動(dòng)和噪聲，常限制最大傳動(dòng)比。因此主傳動(dòng)鏈任一傳動(dòng)組的最大變速范圍一般為。方案 a b c d 是可行的。方案 d f 是不可行的。11同時(shí)，最后傳動(dòng)組與最后擴(kuò)大組往往是一致的，安裝在主軸與主軸前一傳動(dòng)軸的具有極限或接近極限傳動(dòng)比的齒輪副承受最大扭矩，在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)上可以獲得較為滿意的處理。這也就是最后傳動(dòng)組的傳動(dòng)副經(jīng)常為 2 的另一原因。設(shè)計(jì)車床主變速傳動(dòng)系時(shí)，為避免從動(dòng)齒輪尺寸過大而增加箱體的徑向尺寸，在降速變速中，一般限制限制最小變速比 ；為避免擴(kuò)大傳動(dòng)誤差，減少震動(dòng)噪聲，在升速時(shí)一般限制最大41min?u轉(zhuǎn)速比 。斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)較平穩(wěn)，可取 。因此在主變速鏈任一變2ax? 5.2max?u速組的最大變速范圍 。在設(shè)計(jì)時(shí)必須保證中??)10~8(.)~2(minaxa??uR間變速軸的變速范圍最小。綜合上述可得：主傳動(dòng)部件的運(yùn)動(dòng)參數(shù) ， =45，Z=12， =1.4120max?nmin?3.3 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結(jié)構(gòu)緊湊的原則易知第二擴(kuò)大組的變速范圍 r=φ (P3-1)x=1.414=3.95〈8 滿足要求6312??3.4 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖（1）選擇電動(dòng)機(jī)：采用 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。（2）繪制轉(zhuǎn)速圖：12轉(zhuǎn)速圖（3）畫主傳動(dòng)系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù)，畫主傳動(dòng)系統(tǒng)圖如圖 2-3：1-2 軸最小中心距：A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和:S zmin(Zmax+2+D/m)3.5 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù)(1)Sz 100-124,中型機(jī)床 Sz=70-100?(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-24,m 4??13圖 2-3 主傳動(dòng)系統(tǒng)圖（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設(shè)計(jì)要求 Zmin≥18~24,齒數(shù)和Sz≤100～124，由表 4.1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動(dòng)比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表 2-2。表 2-2 齒輪齒數(shù)基本組 第一擴(kuò)大組 第二擴(kuò)大組傳動(dòng)比 1:1 1:2 1:1.41 1.41:1 1:2 2:1 1：4代號(hào) Z1Z 'Z 2Z 'Z3Z 'Z4Z ’ Z5 Z5’ Z6Z 'Z7 Z7’齒數(shù) 42 42 28 56 35 49 49 35 28 56 60 30 18 723.6 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差實(shí)際傳動(dòng)比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不應(yīng)超過±10( -1)％,即?14〈10( -1)％=4.1％n標(biāo) 準(zhǔn) 轉(zhuǎn) 速標(biāo) 準(zhǔn) 轉(zhuǎn) 速實(shí) 際 轉(zhuǎn) 速 ??15第 4 章 設(shè)計(jì)部分的動(dòng)力計(jì)算4.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)輸出功率:P=4kW ,轉(zhuǎn)速:n 1=1440r/min,n2=1000r/min4.1.1 計(jì)算設(shè)計(jì)功率 Pd edAdPK?表 4 工作情況系數(shù) AK原動(dòng)機(jī)ⅰ類 ⅱ類一天工作時(shí)間 /h工作機(jī) 10?10~16 16?0?10~16 16?載荷平穩(wěn)液體攪拌機(jī)；離心式水泵；通風(fēng)機(jī)和鼓風(fēng)機(jī)（）；離心式壓縮7.5kW?機(jī)；輕型運(yùn)輸機(jī)1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3載荷變動(dòng)小帶式運(yùn)輸機(jī)（運(yùn)送砂石、谷物），通風(fēng)機(jī)（）；發(fā)電機(jī)；旋7.5k?轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機(jī)床；剪床；壓力機(jī)；印刷機(jī)；振動(dòng)篩1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4載荷變動(dòng)較大螺旋式運(yùn)輸機(jī)；斗式上料機(jī)；往復(fù)式水泵和壓縮機(jī)；鍛錘；磨粉機(jī)；鋸木機(jī)和木工機(jī)械；紡織機(jī)械1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6載荷變動(dòng)很大破碎機(jī)（旋轉(zhuǎn)式、顎式等）；球磨機(jī)；棒磨機(jī)；起重機(jī)；挖掘機(jī)；橡膠輥壓機(jī)1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.816根據(jù) V 帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16 小時(shí)），查《機(jī)械設(shè)計(jì)》P 296表 4，取 KA＝1.1。即 1.4.kWdAedPK???4.1.2 選擇帶型普通 V 帶的帶型根據(jù)傳動(dòng)的設(shè)計(jì)功率 Pd 和小帶輪的轉(zhuǎn)速 n1 按《機(jī)械設(shè)計(jì)》P297 圖13－11 選取。根據(jù)算出的 Pd＝4.4kW 及小帶輪轉(zhuǎn)速 n1＝1440r/min ，查圖得：d d=80～100 可知應(yīng)選取 A 型 V 帶。4.1.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P 298表 13－7 查得，小帶輪基準(zhǔn)直徑為 80～100mm則取 dd1=100mm ddmin.=75 mm（d d1根據(jù) P295表 13-4 查得）表 3 V 帶帶輪最小基準(zhǔn)直徑 mind槽型 Y Z A B C D Emind20 50 75 125 200 355 500 21 240=1.,01.4=dd??17由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P 295表 13-4 查“V 帶輪的基準(zhǔn)直徑”，得 =140mm2d① 誤差驗(yàn)算傳動(dòng)比： （ 為彈性滑動(dòng)率）21140=.()(2%)di??????A ?誤差 符合要求1.40%.5i????A② 帶速 10v=7.43/66dnms??滿足 5m/s300mm，所以宜選用 E 型輪輻式帶輪?？傊л嗊x H 型孔板式結(jié)構(gòu)，大帶輪選擇 E 型輪輻式結(jié)構(gòu)。帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。4.1.7 確定帶的張緊裝置選用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。4.1.8 計(jì)算壓軸力由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P303 表 13－12 查得，A 型帶的初拉力 F0＝117.83N，上面已得到=172.63o，z=4，則1a1a172.632sin=4.8sinN=940.72ooFz???對(duì)帶輪的主要要求是質(zhì)量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要19高，以減少帶的磨損。轉(zhuǎn)速高時(shí)要進(jìn)行動(dòng)平衡，對(duì)于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應(yīng)力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動(dòng)帶，制有梯形輪槽。由于普通 V 帶兩側(cè)面間的夾角是 40°，為了適應(yīng) V 帶在帶輪上彎曲時(shí)截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通 V 帶輪槽角 為 32°、34°、36°、38°（按帶的型號(hào)及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見表 7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來(lái)聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。表 普通 V 帶輪的輪槽尺寸（摘自 GB/T13575.1-92） 槽型 項(xiàng)目 符號(hào) Y Z A B C D E 基準(zhǔn)寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準(zhǔn)線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準(zhǔn)線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 ± 0.3 12 ± 0.3 15 ± 0.3 19 ± 0.4 25.5 ± 0.5 37 ± 0.6 44.5 ± 0.7 第一槽對(duì)稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f z —輪槽數(shù) 外徑 d a 32° ≤ 60 - - - - - - 輪 槽 34° 對(duì)應(yīng)的基準(zhǔn)直 - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 2036° 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38° 徑 d d - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 角 極限偏差 ± 1 ± 0.5 V 帶輪按腹板（輪輻）結(jié)構(gòu)的不同分為以下幾種型式： （1） 實(shí)心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d 時(shí))，如圖 7 -6a。 （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時(shí))，如圖 7-6b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時(shí))，如圖 7 -6c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時(shí))，如圖 7-6d。（a） （b） （c） （d）圖 7-6 帶輪結(jié)構(gòu)類型根據(jù)設(shè)計(jì)結(jié)果，可以得出結(jié)論：小帶輪選擇實(shí)心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）4.2 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算（1）主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速n j，由公式 n =n 得，主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速n j=140.45r/min，jmi)13/(??z取180r/min。(2). 傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速 軸3=500r/min 軸2=710 r/min，軸1=1000r/min。（2）確定各傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速。各計(jì)算轉(zhuǎn)速入表 3-1。表 3-1 各軸計(jì)算轉(zhuǎn)速（3） 確定齒輪副的計(jì)算轉(zhuǎn)速。齒輪 Z 裝在主軸上其中只有 180r/min 傳遞全功率，'6軸 號(hào) Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計(jì)算轉(zhuǎn)速 r/min 1000 500 50021故 Z j=180 r/min。'6依次可以得出其余齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速，如表 3-2。表 3-2 齒輪副計(jì)算轉(zhuǎn)速序號(hào) Z1Z 2Z3Z `4Z5n j1000 1000 500 500 1804.3 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算（1）模數(shù)計(jì)算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負(fù)荷最重的小齒輪，按簡(jiǎn)化的接觸疲勞強(qiáng)度公式進(jìn)行計(jì)算，即 mj=16338 可得各組的模數(shù)，如321][)(jjmnuzP???表 3-3 所示。根據(jù) 和 計(jì)算齒輪模數(shù)，根據(jù)其中較大值取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：jmw=16338 =16338 mmj321][)(jjnuzP???????3213JmsniZKu????——齒輪的最低轉(zhuǎn)速 r/min；N——頂定的齒輪工作期限，中型機(jī)床推存： =15～24T T——轉(zhuǎn)速變化系數(shù)； nk——功率利用系數(shù)；N——材料強(qiáng)化系數(shù)。 q——（壽命系數(shù)）的極值skmaxinssk，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——工作情況系數(shù)。中等中級(jí)的主運(yùn)動(dòng)： 1——?jiǎng)虞d荷系數(shù)；2k——齒向載荷分布系數(shù)；3——齒形系數(shù)； Y根據(jù)彎曲疲勞計(jì)算齒輪模數(shù)公式為： 22式中：N——計(jì)算齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)遞的額定功率 N=? dwNk——計(jì)算齒輪（小齒輪）的計(jì)算轉(zhuǎn)速 r/minjn——齒寬系數(shù) ,m?mb/??8Z1——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)：——大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比， = ；（+）用于外嚙合，（-）號(hào)用i i12?Z于內(nèi)嚙合： 命系數(shù)； sTNnqkk?：：工作期限 ， = ； TTmCn06= =3.49Tk接 310256?= =1.8T彎 96103=0.84 =0.58 nknk接=0.90 =0.55 =0.72 彎 q接 qk彎=3.49 0.84 0.58 0.55=0.94sk接 ??=1.8 0.84 0.90 0.72=0.99 時(shí)，取 = ，當(dāng) 時(shí)，取 = ；s?minskmaxskminskmin= =0.85 =1.5； kax1=1.2 =1 =0.378 23Y許用彎曲應(yīng)力，接觸應(yīng)力，( )paM=354 =1750 ??W?pa??J?6 級(jí)材料的直齒輪材料選；24 熱處理 S-C59irTC3按接觸疲勞計(jì)算齒輪模數(shù) m 1-2 軸由公式 mj=16338 可得 mj=2.7mm，取 m=3mm321][)(jjnuzP???232-3 軸由公式 mj=16338 可得 mj=2.4mm，取 m=3mm321][)(jjmnuzP???3-4 軸由公式 mj=16338 可得 mj=3.4mm，取 m=3.5mm321][)(jj由于一般同一變速組內(nèi)的齒輪盡量取同一模數(shù)，所以為了統(tǒng)一和方便如下取：表 3-3 模數(shù)（2）基本組齒輪計(jì)算?；窘M齒輪幾何尺寸見下表按基本組最小齒輪計(jì)算。小齒輪用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度 241HB～246HB，平均取260HB，大齒輪用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 229HB～246HB ，平均取 240HB。計(jì)算如下：① 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算：組號(hào) 基本組 第一擴(kuò)大組 第二擴(kuò)大組模數(shù) mm 3 3 3.5齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2` Z3 Z3`齒數(shù) 42 42 35 49 28 56分度圓直徑 126 126 105 147 84 168齒頂圓直徑 132 132 111 153 90 174齒根圓直徑 118.5 118.5 97.5 139.5 76.5 160.5齒寬 24 24 24 24 24 2424接觸應(yīng)力驗(yàn)算公式為??jfsj MPauBnNKzm??????)()1(02832彎曲應(yīng)力驗(yàn)算公式為：??wswPaBYnz?????)(109235式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取 N 為電動(dòng)機(jī)功率，N=5kW;-----計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）;jnm-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=3（mm）;B----齒寬（mm）;B=24（mm）;z----小齒輪齒數(shù)；z=28;u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比;-----壽命系數(shù)；sK=sTnNKq----工作期限系數(shù)；TmTC016?T------齒輪工作期限，這里取 T=15000h.;-----齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）, =500（r/min）1n1n----基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取 =0C0C70C612?m----疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取 m=3；彎曲載荷取 m=6;----轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，查【5】2 上，取 =0.60nKnK----功率利用系數(shù)，查【5】2 上，取 =0.78N N25-----材料強(qiáng)化系數(shù)，查 【5】2 上， =0.60qKqK-----工作狀況系數(shù)，取 =1.13 3-----動(dòng)載荷系數(shù)，查 【5】2 上，取 =12 2------齒向載荷分布系數(shù)，查 【5】2 上， =1 1K1KY------齒形系數(shù)，查 【5】2 上，Y=0.386；----許用接觸應(yīng)力（MPa）,查【4】，表 4-7，取 =650 Mpa；??j? ??j?---許用彎曲應(yīng)力（ MPa），查【4】，表 4-7，取 =275 Mpa；w w根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa j????j?=78 Mpaww（3）第一擴(kuò)大組齒輪計(jì)算。擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z4 Z4` Z5 Z5`齒數(shù) 49 35 28 56分度圓直徑 147 105 84 168齒頂圓直徑 153 111 90 174齒根圓直徑 139.5 97.5 76.5 160.5齒寬 24 24 24 24（4）第二擴(kuò)大組齒輪計(jì)算。擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z6 Z6` Z7 Z7`齒數(shù) 60 30 18 7226分度圓直徑 210 105 63 252齒頂圓直徑 217 112 70 259齒根圓直徑 201.5 96.25 54.25 243.25齒寬 24 24 24 24按擴(kuò)大組最小齒輪計(jì)算。小齒輪用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度 241HB～246HB，平均取 260HB，大齒輪用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 229HB～246HB ，平均取 240HB。同理根據(jù)基本組的計(jì)算，查文獻(xiàn)【6】，可得 =0.62， =0.77， =0.60， =1.1，nKNqK3=1， =1，m=3.5， =355；2K1j可求得：=619 Mpa j????j?=135Mpa ww4.4 傳動(dòng)軸最小軸徑的初定由【5】式 6，傳動(dòng)軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計(jì)算：d=1.64 （mm）??4?Tn或 d=91 （mm）4njN式中 d---傳動(dòng)軸直徑（mm）Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000 ；JnN?N----該軸傳遞的功率（KW）----該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速jn---該軸每米長(zhǎng)度的允許扭轉(zhuǎn)角， == 。??????0127各軸最小軸徑如表 3-3。表 3-3 最小軸徑4.5 主軸合理跨距的計(jì)算由于電動(dòng)機(jī)功率 P=4kw，根據(jù)【1】表 3.24，前軸徑應(yīng)為 60~90mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的 d2=（ 0.7~0.9）d 1，取 d2=60mm。根據(jù)設(shè)計(jì)方案，前軸承為NN3016K 型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量 a=124mm，主軸孔徑為 30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩 T=9550 =424.44N.mnP設(shè)該機(jī)床為車床的最大加工直徑為 320mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟(jì)加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的 50%，這里取 75%，即 180mm，故半徑為 0.09m；切削力（沿 y 軸） Fc= =4716N09.42背向力（沿 x 軸） Fp=0.5 Fc=2358N總作用力 F= =5272.65N2pC?此力作用于工件上，主軸端受力為 F=5272.65N。先假設(shè) l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力 RA 和 RB 分別為RA=F× =5272.65× =7908.97Nla?2401?RB=F× =5272.65× =2636.325Nl根據(jù) 文獻(xiàn)【1】式 3.7 得：Kr=3.39 得前支承的剛度：K A= 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos1689.69 N/ ；K B= 785.57 N/ ； = =2.15m?m?BAK57.6主軸的當(dāng)量外徑 de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為I= =113.8×10-8m464)03.7.(???軸 號(hào) Ⅰ 軸 Ⅱ 軸最小軸徑 mm 35 4028η= = =0.143aKEIA63810.968.2??查【1】圖 3-38 得 =2.0，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距 =124×2.0=240mml0 0l合理跨距為（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=360mm。0l根據(jù)結(jié)構(gòu)的需要，主軸的實(shí)際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑 D=100mm，后軸徑 d=80mm。前軸承采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用背對(duì)背安裝的角接觸球軸承。4.6 軸承的選擇I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號(hào)7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸：對(duì)稱布置深溝球軸承6009III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號(hào)7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號(hào)7010C中間布置角接觸球軸承代號(hào)7012C4.7 鍵的規(guī)格I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格：BXL=10X56 II軸選擇花鍵規(guī)格：N d =8X36X40X7 III軸選擇鍵規(guī)格：BXL=14X90 4.8 變速操縱機(jī)構(gòu)的選擇選用左右擺動(dòng)的操縱桿使其通過桿的推力來(lái)控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。294.9 主軸合理跨距的計(jì)算設(shè)機(jī)床最大加工回轉(zhuǎn)直徑為?320mm,電動(dòng)機(jī)功率P=3kw，,主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速為800r/min。已選定的前后軸徑為: 定懸伸量a=85mm。162dm?1(0.7~85)dm?軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩:＝ 63.79.50=54N??設(shè)該車床的最大加工直徑 320mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟(jì)加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的 50%，這里取 45%，即 125mm切削力（沿 y 軸） F c=320.346/0.125=2781N背向力（沿 x 軸） F p=0.5 Fc=1390N總作用力 F= =3109N2pC?此力作用于工件上，主軸端受力為 F=3109N。先假設(shè) l/a=2，l=3a=255mm。前后支承反力 RA和 RB分別為RA=F× =3109× Nla?852415??RB=F× =3109× Nl036根據(jù)《主軸箱設(shè)計(jì)》得： =3.39 得前支承的剛度：K A= rK1.0F8.La0.91.()cosiz?1376.69 N/ ；K B= 713.73 N/ ； = =1.93m?m?BA376.主軸的當(dāng)量外徑 de=(85+65)/2=75mm，故慣性矩為I= =1.55×10-6m440.756??η= = =0.383aKEA16325098??30查《主軸箱設(shè)計(jì)》圖 得 =2.5，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距 =85×2.5=212.5mmal0 0l合理跨距為（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=320mm。0l根據(jù)結(jié)構(gòu)的需要，主軸的實(shí)際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑 D=85mm，后軸徑 d=55mm。后支承采用背對(duì)背安裝的角接觸球軸承。4.10 軸承壽命校核由 П 軸最小軸徑可取軸承為 7008c 角接觸球軸承,ε=3；P=XF r+YFaX=1，Y=0 。對(duì)Ⅱ軸受力分析得：前支承的徑向力 Fr=2642.32N。由軸承壽命的計(jì)算公式：預(yù)期的使用壽命 [L10h]=15000hL10h= × = × = h≥[L 10h]n1670?)PC(180673)28.10(?367.10()284.9524??=15000h軸承壽命滿足要求。本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) （ 論 文 ）題 目 C6132 普通車床主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 專 業(yè) 學(xué)生姓名 班 級(jí) 學(xué) 號(hào) 指導(dǎo)教師 二〇 年 月 日2摘要 主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)是機(jī)床設(shè)計(jì)中非常重要的組成部分，本次設(shè)計(jì)主要由機(jī)床的 級(jí)數(shù)入手，于結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)擬定，再到齒輪和軸的設(shè)計(jì)，再選擇各種主傳動(dòng)配 合件，對(duì)軸和齒輪及配合件進(jìn)行校核，將主傳動(dòng)方案“結(jié)構(gòu)化”，設(shè)計(jì)主軸變速 箱裝配圖及零件圖，側(cè)重進(jìn)行傳動(dòng)軸組件、主軸組件、變速機(jī)構(gòu)、箱體、潤(rùn)滑與 密封、傳動(dòng)軸及滑移齒輪零件的設(shè)計(jì)，完成設(shè)計(jì)任務(wù)。 本次突出了結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的要求，在保證機(jī)床的基本要求下，根據(jù)機(jī)床設(shè)計(jì)的原 則，擬定機(jī)構(gòu)式和結(jié)構(gòu)網(wǎng)，對(duì)機(jī)床的機(jī)構(gòu)進(jìn)行精簡(jiǎn)，力求降低生產(chǎn)成本；主軸和 齒輪設(shè)計(jì)在滿足強(qiáng)度需要的同時(shí)，材料的選擇也是采用折中的原則，沒有選擇過 高強(qiáng)度的材料從而造成浪費(fèi)。 關(guān)鍵詞：車床、主傳動(dòng)系統(tǒng)、結(jié)構(gòu)式、電動(dòng)機(jī)。 車床主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 3AbstractMain drive system design Veryimportant part MachineDesign,The design startprimarily structurenetwork developed, maindrive parts，design completionsport spread project“thestructure turn“ principalaxis becomesoon boxassemble diagram spareparts diagram layparticular emphasis movestalk module, principal axis module becomesoon organization, box body,lubricate sealcompletely, spread movestalk slipperymove wheel gear spare parts completedesign tasks. structuraldesign requirements,under basicrequirements machine,According machinetool design,Development structuralnet,Streamlining machinetool sector,Strive reduceproduction costs,No choice materialsresulting highstrength waste.Keywords：lather, Main drive system,Structure Electricmotor. 4目 錄第 1 章 緒論.6第 2 章 車床參數(shù)設(shè)計(jì).82.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù) .82.2 確定傳動(dòng)公比 ?82.3 擬定參數(shù)的步驟和方法 .82.3.1 極限切削速度 Vmax、Vmin .82.3.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速 .9第 3 章 運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì).93.1 主電機(jī)功率—— 動(dòng)力參數(shù)的確定 93.2 確定結(jié)構(gòu)式 .103.3 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 113.4 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖 113.5 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù) 123.6 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 13第 4 章 設(shè)計(jì)部分的動(dòng)力計(jì)算.144.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 144.1.1 計(jì)算設(shè)計(jì)功率 Pd 144.1.2 選擇帶型 154.1.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速 154.1.4 確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度并驗(yàn)算小輪包角 164.1.5 確定帶的根數(shù) z.174.1.6 確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 174.1.7 確定帶的張緊裝置 174.1.8 計(jì)算壓軸力 174.2 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算 194.3 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算 204.4 傳動(dòng)軸最小軸徑的初定 2554.5 主軸合理跨距的計(jì)算 264.6 軸承的選擇 274.7 鍵的規(guī)格 274.8 變速操縱機(jī)構(gòu)的選擇 .274.9 主軸合理跨距的計(jì)算 .284.10 軸承壽命校核 29第 5 章 設(shè)計(jì)部分的調(diào)節(jié)、潤(rùn)滑、維護(hù)保養(yǎng)、技術(shù)要求及其它.30第 6 章 設(shè)計(jì)中的優(yōu)缺點(diǎn)，存在的問題及改進(jìn)意見.33參考文獻(xiàn).34致 謝.356第 1 章 緒論機(jī)床的主傳動(dòng)系統(tǒng)的布局可分成集中傳動(dòng)和分離傳動(dòng)兩種類型。主傳動(dòng)系 統(tǒng)的全部變速結(jié)構(gòu)和主軸組件集中裝在同一個(gè)箱體內(nèi)，稱為集中傳動(dòng)布局；傳動(dòng)件和主軸組件分別裝在兩個(gè)箱體內(nèi)，中間采用帶或鏈傳動(dòng)，稱為分離傳動(dòng)布局。 集中傳動(dòng)式布局的機(jī)床結(jié)構(gòu)緊湊，便于實(shí)現(xiàn)集中操控，且只用一個(gè)箱體， 但傳動(dòng)結(jié)構(gòu)運(yùn)轉(zhuǎn)中的振動(dòng)和熱變形。當(dāng)采用背輪傳動(dòng)時(shí)，皮帶將高速直接傳給主 軸，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，加工質(zhì)量好，低速時(shí)經(jīng)背輪機(jī)構(gòu)傳動(dòng)，轉(zhuǎn)矩大，適應(yīng)粗加工要求。 因?yàn)闄C(jī)床的類型、性能、規(guī)格和尺寸等因素的不同，應(yīng)滿足的要求也不一樣。設(shè)計(jì)機(jī)床主傳動(dòng)系時(shí)最基本的原則就是以最經(jīng)濟(jì)、合理的方式滿足既定的要求。在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)結(jié)合具體機(jī)床進(jìn)行具體分析，一般應(yīng)滿足的基本要求有：滿足機(jī)床使用性能要求。 首先應(yīng)滿足機(jī)床的運(yùn)動(dòng)特性，如機(jī)床主軸油足夠的轉(zhuǎn)速范圍和轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)；滿足機(jī) 床傳遞動(dòng)力的要求。 本文設(shè)計(jì)的為普通車床的傳動(dòng)系統(tǒng)，根據(jù)不同的加工條件，對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)的要求也不盡相同，依據(jù)某些典型工藝和加工對(duì)象，兼顧其他的可能工藝加工的要求， 擬定機(jī)床技術(shù)參數(shù)，擬定參數(shù)時(shí)，要考慮機(jī)床發(fā)展趨勢(shì)和同國(guó)內(nèi)外同類機(jī)床的對(duì)比，從而獲得最優(yōu)的參數(shù)，使機(jī)床設(shè)計(jì)的最為合理。 1.主傳動(dòng)系分類和傳動(dòng)方式主傳動(dòng)系一般由動(dòng)力源（如電動(dòng)機(jī)）、變速裝置及執(zhí)行件（如主軸、刀架、 工作臺(tái)），以及開停、換向和制動(dòng)機(jī)構(gòu)等部分組成。動(dòng)力源給執(zhí)行件提供動(dòng)力，并使其得到一定的運(yùn)動(dòng)速度和方向；變速裝置傳遞動(dòng)力以及變換運(yùn)動(dòng)速度；執(zhí)行件執(zhí)行機(jī)床所需的運(yùn)動(dòng)，完成旋轉(zhuǎn)或直線運(yùn)動(dòng)。 （1）主傳動(dòng)系可按照不同的特征來(lái)分類1）按驅(qū)動(dòng)主傳動(dòng)的電動(dòng)機(jī)類型可分為交流電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)和直流電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)。交流電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)中又可分單速交流電動(dòng)機(jī)或調(diào)速交流電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)。調(diào)速交流電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)又有多速交流電動(dòng)機(jī)和無(wú)極調(diào)速交流電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)。無(wú)極調(diào)速交流電動(dòng)機(jī)通常采用變頻調(diào)速的原理。2）按傳動(dòng)裝置類型可分為機(jī)械傳動(dòng)裝置、液壓傳動(dòng)裝置、電氣傳動(dòng)裝置以及它們的組合。 3）按變速的連續(xù)性可分為分級(jí)變速傳動(dòng)和無(wú)級(jí)變速傳動(dòng)。2、變速機(jī)構(gòu)變速方式分為有級(jí)變速和無(wú)級(jí)變速。有級(jí)變速機(jī)構(gòu)有下列幾種： 交換齒輪變速機(jī)構(gòu) 這種變速機(jī)構(gòu)的變速簡(jiǎn)單，結(jié)構(gòu)緊湊，主要用于 大批量生產(chǎn)的自動(dòng)或半自動(dòng)機(jī)床，專用機(jī)床及組合機(jī)床等； 滑移齒輪變速機(jī)構(gòu) 這種變速機(jī)構(gòu)廣泛應(yīng)用于通用機(jī)床和一部分專用機(jī)床 離合器變速運(yùn)動(dòng)在離合器變速7機(jī)構(gòu)中應(yīng)用較多的有牙嵌式離合器，齒輪 式離合器和摩擦片式離合器。 3、齒輪的布置與排列 變速組的滑移齒輪一般布置在主軸上，為了避免同一滑移齒輪變速組 內(nèi)兩對(duì)齒輪同時(shí)嚙合，兩個(gè)固定齒輪的間距應(yīng)大于滑移齒輪的總寬度，即留有一 定的間隙（1-2mm), 如無(wú)特殊情況，應(yīng)盡量縮小齒輪軸向排列尺寸?；讫X輪的軸向位置排列通常有窄式和寬式兩種，一般窄式排列軸向長(zhǎng)度較??；為了減小變速箱的尺寸，既需縮短軸向尺寸，又要縮短徑向尺寸，它們之間往往是相互聯(lián)系的，應(yīng)該根據(jù)具體情況考慮全局，恰當(dāng)?shù)亟鉀Q齒輪布置題目； 在強(qiáng)度答應(yīng)的條件下，盡量選取較小的齒數(shù)和并使齒輪的降速傳動(dòng)比大于 1/4。這樣，既縮小了本變速組的軸間間隔，又不妨礙其它變速組的軸間間隔。 4、主傳動(dòng)的開停、制動(dòng)裝置 開停裝置 開停裝置是用來(lái)控制主軸的啟動(dòng)與停止的機(jī)構(gòu)，開停方式有直接開、停 電動(dòng)機(jī)和離合器開、停兩種。當(dāng)電動(dòng)機(jī)功率較少時(shí)，可直接開停電動(dòng)機(jī)，當(dāng)電動(dòng) 機(jī)功率較大時(shí)，可以用離合器實(shí)現(xiàn)主軸的啟動(dòng)和停止。 制動(dòng)裝置在裝卸工件、丈量被加工面尺寸、更換刀具及調(diào)整機(jī)床時(shí)，常?？礄C(jī)床 主運(yùn)動(dòng)執(zhí)行件盡快停止運(yùn)動(dòng)。所以主傳動(dòng)系統(tǒng)必須安裝制動(dòng)裝置，一般可采用電 機(jī)反接制動(dòng)，閘帶制動(dòng)，閘瓦制動(dòng)。 8第 2 章 車床參數(shù)設(shè)計(jì)2.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù)車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：工件最大回轉(zhuǎn)直徑：在床面上 320 毫米，在床鞍上 175 毫米主軸孔徑：30 毫米主軸前端孔錐度：莫氏 5 號(hào)主軸轉(zhuǎn)速范圍（12 級(jí)）：63-2800rpm公比：1：1.41主電機(jī)：功率 4KW，轉(zhuǎn)速 1440rpm加工螺紋范圍：公制：0.5-9 毫米英制：38-2 扣/時(shí)模數(shù)：0.5-9 毫米進(jìn)給量范圍：縱向：0.06~3.34 毫米/轉(zhuǎn)橫向：0.044~2.47 毫米/轉(zhuǎn)2.2 確定傳動(dòng)公比 ?根據(jù)【1】 公式（3-2）因?yàn)橐阎?78P， ， =1.414.6320minax??R??znR?∴Z= +1=12?lg根據(jù)【1】 表 3-5 標(biāo)準(zhǔn)公比 。這里我們?nèi)?biāo)準(zhǔn)公比系列 =1.417P??因?yàn)?=1.41=1.066，根據(jù)【1】 表 3-6 標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列。首先找到最小極限轉(zhuǎn)速 63，7P再每跳過 5 個(gè)數(shù)取一個(gè)轉(zhuǎn)速，即可得到公比為 1.41 的數(shù)列：63，90，125，180，320，355，500，710,1000,1400，2000,280092.3 擬定參數(shù)的步驟和方法2.3.1 極限切削速度 Vmax、Vmin根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：允許的切速極限參考值如下：表 1.1加 工 條 件 Vmax(m/min) Vmin(m/min)硬質(zhì)合金刀具粗加工鑄鐵工件 30～50硬質(zhì)合金刀具半精或精加工碳鋼工件150～300螺紋加工和鉸孔 3～82.3.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速計(jì)算車床主軸極限轉(zhuǎn)速時(shí)的加工直徑，則主軸極限轉(zhuǎn)速應(yīng)為結(jié)合題目條件，取標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列數(shù)值，=63r/minmin取 41.??考慮到設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴(kuò)大傳動(dòng)。各級(jí)轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標(biāo)準(zhǔn)的數(shù)列表中查出，按標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速數(shù)列為：63，90，125，180，320，355，500，710,1000,1400，2000,280010第 3 章 運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)3.1 主電機(jī)功率——?jiǎng)恿?shù)的確定合理地確定電機(jī)功率 N，使機(jī)床既能充分發(fā)揮其性能，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。參考同類型的車床選擇電機(jī)功率為 4KW可選取電機(jī)為：Y112M-4 額定功率為 4KW，滿載轉(zhuǎn)速為 1440r/min.3.2 確定結(jié)構(gòu)式已知 Z= x3b2aa，b 為正整數(shù)，即 Z 應(yīng)可以分解為 2 和 3 的因子，以便用 2、3 聯(lián)滑移齒輪實(shí)現(xiàn)變速。確定變速組傳動(dòng)副數(shù)目實(shí)現(xiàn) 12 級(jí)主軸轉(zhuǎn)速變化的傳動(dòng)系統(tǒng)可以寫成多種傳動(dòng)副組合：a）12=3 b）12=4 3 4??c）12=3 d）12=22212=2 3在上述的方案中 1 和 2 有時(shí)可以省掉一根軸。缺點(diǎn)是有一個(gè)傳動(dòng)組內(nèi)有四個(gè)傳動(dòng)副。如果用一個(gè)四聯(lián)滑移齒輪的話則會(huì)增加軸向尺寸；如果用兩個(gè)滑移雙聯(lián)齒輪，則操縱機(jī)構(gòu)必須互梭以防止兩個(gè)滑移齒輪同時(shí)嚙合。所以一般少用。3，4，5 方案可根據(jù)下面原則比較：從電動(dòng)機(jī)到主軸，一般為降速傳動(dòng)。接近電動(dòng)機(jī)處的零件，轉(zhuǎn)速較高從而轉(zhuǎn)矩較小，尺寸也較小。如使傳動(dòng)副較多的傳動(dòng)組放在接近電動(dòng)機(jī)處，則可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就可少些，就省材料了。這就是“前多后少”的原則。從這個(gè)角度考慮，以取 12=3 的方案為好。2?在 12=2 中，又因基本組和擴(kuò)大組排列順序的不同而有不同的方案?？赡艿牧N方案，其結(jié)構(gòu)網(wǎng)和結(jié)構(gòu)式見下面的圖。在這些方案中可根據(jù)下列原則選擇最佳方案。1）傳動(dòng)副的極限傳動(dòng)比和傳動(dòng)組的極限變速范圍 在降速傳動(dòng)時(shí)，為防止被動(dòng)齒輪的直徑過大而使徑向尺寸太大，常限制最小傳動(dòng)比 1/4。在升速時(shí)，為防止產(chǎn)生過大的震動(dòng)和噪聲，常限制最大傳動(dòng)比。因此主傳動(dòng)鏈任一傳動(dòng)組的最大變速范圍一般為。方案 a b c d 是可行的。方案 d f 是不可行的。11同時(shí)，最后傳動(dòng)組與最后擴(kuò)大組往往是一致的，安裝在主軸與主軸前一傳動(dòng)軸的具有極限或接近極限傳動(dòng)比的齒輪副承受最大扭矩，在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)上可以獲得較為滿意的處理。這也就是最后傳動(dòng)組的傳動(dòng)副經(jīng)常為 2 的另一原因。設(shè)計(jì)車床主變速傳動(dòng)系時(shí)，為避免從動(dòng)齒輪尺寸過大而增加箱體的徑向尺寸，在降速變速中，一般限制限制最小變速比 ；為避免擴(kuò)大傳動(dòng)誤差，減少震動(dòng)噪聲，在升速時(shí)一般限制最大41min?u轉(zhuǎn)速比 。斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)較平穩(wěn)，可取 。因此在主變速鏈任一變2ax? 5.2max?u速組的最大變速范圍 。在設(shè)計(jì)時(shí)必須保證中??)10~8(.)~2(minaxa??uR間變速軸的變速范圍最小。綜合上述可得：主傳動(dòng)部件的運(yùn)動(dòng)參數(shù) ， =45，Z=12， =1.4120max?nmin?3.3 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結(jié)構(gòu)緊湊的原則易知第二擴(kuò)大組的變速范圍 r=φ (P3-1)x=1.414=3.95〈8 滿足要求6312??3.4 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖（1）選擇電動(dòng)機(jī)：采用 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。（2）繪制轉(zhuǎn)速圖：12轉(zhuǎn)速圖（3）畫主傳動(dòng)系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù)，畫主傳動(dòng)系統(tǒng)圖如圖 2-3：1-2 軸最小中心距：A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和:S zmin(Zmax+2+D/m)3.5 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù)(1)Sz 100-124,中型機(jī)床 Sz=70-100?(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-24,m 4??13圖 2-3 主傳動(dòng)系統(tǒng)圖（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設(shè)計(jì)要求 Zmin≥18~24,齒數(shù)和Sz≤100～124，由表 4.1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動(dòng)比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表 2-2。表 2-2 齒輪齒數(shù)基本組 第一擴(kuò)大組 第二擴(kuò)大組傳動(dòng)比 1:1 1:2 1:1.41 1.41:1 1:2 2:1 1：4代號(hào) Z1Z 'Z 2Z 'Z3Z 'Z4Z ’ Z5 Z5’ Z6Z 'Z7 Z7’齒數(shù) 42 42 28 56 35 49 49 35 28 56 60 30 18 723.6 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差實(shí)際傳動(dòng)比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不應(yīng)超過±10( -1)％,即?14〈10( -1)％=4.1％n標(biāo) 準(zhǔn) 轉(zhuǎn) 速標(biāo) 準(zhǔn) 轉(zhuǎn) 速實(shí) 際 轉(zhuǎn) 速 ??15第 4 章 設(shè)計(jì)部分的動(dòng)力計(jì)算4.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)輸出功率:P=4kW ,轉(zhuǎn)速:n 1=1440r/min,n2=1000r/min4.1.1 計(jì)算設(shè)計(jì)功率 Pd edAdPK?表 4 工作情況系數(shù) AK原動(dòng)機(jī)ⅰ類 ⅱ類一天工作時(shí)間 /h工作機(jī) 10?10~16 16?0?10~16 16?載荷平穩(wěn)液體攪拌機(jī)；離心式水泵；通風(fēng)機(jī)和鼓風(fēng)機(jī)（）；離心式壓縮7.5kW?機(jī)；輕型運(yùn)輸機(jī)1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3載荷變動(dòng)小帶式運(yùn)輸機(jī)（運(yùn)送砂石、谷物），通風(fēng)機(jī)（）；發(fā)電機(jī)；旋7.5k?轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機(jī)床；剪床；壓力機(jī)；印刷機(jī)；振動(dòng)篩1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4載荷變動(dòng)較大螺旋式運(yùn)輸機(jī)；斗式上料機(jī)；往復(fù)式水泵和壓縮機(jī)；鍛錘；磨粉機(jī)；鋸木機(jī)和木工機(jī)械；紡織機(jī)械1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6載荷變動(dòng)很大破碎機(jī)（旋轉(zhuǎn)式、顎式等）；球磨機(jī)；棒磨機(jī)；起重機(jī)；挖掘機(jī)；橡膠輥壓機(jī)1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.816根據(jù) V 帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16 小時(shí)），查《機(jī)械設(shè)計(jì)》P 296表 4，取 KA＝1.1。即 1.4.kWdAedPK???4.1.2 選擇帶型普通 V 帶的帶型根據(jù)傳動(dòng)的設(shè)計(jì)功率 Pd 和小帶輪的轉(zhuǎn)速 n1 按《機(jī)械設(shè)計(jì)》P297 圖13－11 選取。根據(jù)算出的 Pd＝4.4kW 及小帶輪轉(zhuǎn)速 n1＝1440r/min ，查圖得：d d=80～100 可知應(yīng)選取 A 型 V 帶。4.1.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P 298表 13－7 查得，小帶輪基準(zhǔn)直徑為 80～100mm則取 dd1=100mm ddmin.=75 mm（d d1根據(jù) P295表 13-4 查得）表 3 V 帶帶輪最小基準(zhǔn)直徑 mind槽型 Y Z A B C D Emind20 50 75 125 200 355 500 21 240=1.,01.4=dd??17由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P 295表 13-4 查“V 帶輪的基準(zhǔn)直徑”，得 =140mm2d① 誤差驗(yàn)算傳動(dòng)比： （ 為彈性滑動(dòng)率）21140=.()(2%)di??????A ?誤差 符合要求1.40%.5i????A② 帶速 10v=7.43/66dnms??滿足 5m/s300mm，所以宜選用 E 型輪輻式帶輪?？傊л嗊x H 型孔板式結(jié)構(gòu)，大帶輪選擇 E 型輪輻式結(jié)構(gòu)。帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。4.1.7 確定帶的張緊裝置選用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。4.1.8 計(jì)算壓軸力由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P303 表 13－12 查得，A 型帶的初拉力 F0＝117.83N，上面已得到=172.63o，z=4，則1a1a172.632sin=4.8sinN=940.72ooFz???對(duì)帶輪的主要要求是質(zhì)量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要19高，以減少帶的磨損。轉(zhuǎn)速高時(shí)要進(jìn)行動(dòng)平衡，對(duì)于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應(yīng)力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動(dòng)帶，制有梯形輪槽。由于普通 V 帶兩側(cè)面間的夾角是 40°，為了適應(yīng) V 帶在帶輪上彎曲時(shí)截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通 V 帶輪槽角 為 32°、34°、36°、38°（按帶的型號(hào)及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見表 7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來(lái)聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。表 普通 V 帶輪的輪槽尺寸（摘自 GB/T13575.1-92） 槽型 項(xiàng)目 符號(hào) Y Z A B C D E 基準(zhǔn)寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準(zhǔn)線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準(zhǔn)線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 ± 0.3 12 ± 0.3 15 ± 0.3 19 ± 0.4 25.5 ± 0.5 37 ± 0.6 44.5 ± 0.7 第一槽對(duì)稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f z —輪槽數(shù) 外徑 d a 32° ≤ 60 - - - - - - 輪 槽 34° 對(duì)應(yīng)的基準(zhǔn)直 - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 2036° 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38° 徑 d d - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 角 極限偏差 ± 1 ± 0.5 V 帶輪按腹板（輪輻）結(jié)構(gòu)的不同分為以下幾種型式： （1） 實(shí)心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d 時(shí))，如圖 7 -6a。 （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時(shí))，如圖 7-6b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時(shí))，如圖 7 -6c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時(shí))，如圖 7-6d。（a） （b） （c） （d）圖 7-6 帶輪結(jié)構(gòu)類型根據(jù)設(shè)計(jì)結(jié)果，可以得出結(jié)論：小帶輪選擇實(shí)心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）4.2 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算（1）主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速n j，由公式 n =n 得，主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速n j=140.45r/min，jmi)13/(??z取180r/min。(2). 傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速 軸3=500r/min 軸2=710 r/min，軸1=1000r/min。（2）確定各傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速。各計(jì)算轉(zhuǎn)速入表 3-1。表 3-1 各軸計(jì)算轉(zhuǎn)速（3） 確定齒輪副的計(jì)算轉(zhuǎn)速。齒輪 Z 裝在主軸上其中只有 180r/min 傳遞全功率，'6軸 號(hào) Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計(jì)算轉(zhuǎn)速 r/min 1000 500 50021故 Z j=180 r/min。'6依次可以得出其余齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速，如表 3-2。表 3-2 齒輪副計(jì)算轉(zhuǎn)速序號(hào) Z1Z 2Z3Z `4Z5n j1000 1000 500 500 1804.3 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算（1）模數(shù)計(jì)算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負(fù)荷最重的小齒輪，按簡(jiǎn)化的接觸疲勞強(qiáng)度公式進(jìn)行計(jì)算，即 mj=16338 可得各組的模數(shù)，如321][)(jjmnuzP???表 3-3 所示。根據(jù) 和 計(jì)算齒輪模數(shù)，根據(jù)其中較大值取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：jmw=16338 =16338 mmj321][)(jjnuzP???????3213JmsniZKu????——齒輪的最低轉(zhuǎn)速 r/min；N——頂定的齒輪工作期限，中型機(jī)床推存： =15～24T T——轉(zhuǎn)速變化系數(shù)； nk——功率利用系數(shù)；N——材料強(qiáng)化系數(shù)。 q——（壽命系數(shù)）的極值skmaxinssk，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——工作情況系數(shù)。中等中級(jí)的主運(yùn)動(dòng)： 1——?jiǎng)虞d荷系數(shù)；2k——齒向載荷分布系數(shù)；3——齒形系數(shù)； Y根據(jù)彎曲疲勞計(jì)算齒輪模數(shù)公式為： 22式中：N——計(jì)算齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)遞的額定功率 N=? dwNk——計(jì)算齒輪（小齒輪）的計(jì)算轉(zhuǎn)速 r/minjn——齒寬系數(shù) ,m?mb/??8Z1——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)：——大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比， = ；（+）用于外嚙合，（-）號(hào)用i i12?Z于內(nèi)嚙合： 命系數(shù)； sTNnqkk?：：工作期限 ， = ； TTmCn06= =3.49Tk接 310256?= =1.8T彎 96103=0.84 =0.58 nknk接=0.90 =0.55 =0.72 彎 q接 qk彎=3.49 0.84 0.58 0.55=0.94sk接 ??=1.8 0.84 0.90 0.72=0.99 時(shí)，取 = ，當(dāng) 時(shí)，取 = ；s?minskmaxskminskmin= =0.85 =1.5； kax1=1.2 =1 =0.378 23Y許用彎曲應(yīng)力，接觸應(yīng)力，( )paM=354 =1750 ??W?pa??J?6 級(jí)材料的直齒輪材料選；24 熱處理 S-C59irTC3按接觸疲勞計(jì)算齒輪模數(shù) m 1-2 軸由公式 mj=16338 可得 mj=2.7mm，取 m=3mm321][)(jjnuzP???232-3 軸由公式 mj=16338 可得 mj=2.4mm，取 m=3mm321][)(jjmnuzP???3-4 軸由公式 mj=16338 可得 mj=3.4mm，取 m=3.5mm321][)(jj由于一般同一變速組內(nèi)的齒輪盡量取同一模數(shù)，所以為了統(tǒng)一和方便如下?。罕?3-3 模數(shù)（2）基本組齒輪計(jì)算?；窘M齒輪幾何尺寸見下表按基本組最小齒輪計(jì)算。小齒輪用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度 241HB～246HB，平均取260HB，大齒輪用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 229HB～246HB ，平均取 240HB。計(jì)算如下：① 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算：組號(hào) 基本組 第一擴(kuò)大組 第二擴(kuò)大組模數(shù) mm 3 3 3.5齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2` Z3 Z3`齒數(shù) 42 42 35 49 28 56分度圓直徑 126 126 105 147 84 168齒頂圓直徑 132 132 111 153 90 174齒根圓直徑 118.5 118.5 97.5 139.5 76.5 160.5齒寬 24 24 24 24 24 2424接觸應(yīng)力驗(yàn)算公式為??jfsj MPauBnNKzm??????)()1(02832彎曲應(yīng)力驗(yàn)算公式為：??wswPaBYnz?????)(109235式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取 N 為電動(dòng)機(jī)功率，N=5kW;-----計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）;jnm-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=3（mm）;B----齒寬（mm）;B=24（mm）;z----小齒輪齒數(shù)；z=28;u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比;-----壽命系數(shù)；sK=sTnNKq----工作期限系數(shù)；TmTC016?T------齒輪工作期限，這里取 T=15000h.;-----齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）, =500（r/min）1n1n----基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取 =0C0C70C612?m----疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取 m=3；彎曲載荷取 m=6;----轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，查【5】2 上，取 =0.60nKnK----功率利用系數(shù)，查【5】2 上，取 =0.78N N25-----材料強(qiáng)化系數(shù)，查 【5】2 上， =0.60qKqK-----工作狀況系數(shù)，取 =1.13 3-----動(dòng)載荷系數(shù)，查 【5】2 上，取 =12 2------齒向載荷分布系數(shù)，查 【5】2 上， =1 1K1KY------齒形系數(shù)，查 【5】2 上，Y=0.386；----許用接觸應(yīng)力（MPa）,查【4】，表 4-7，取 =650 Mpa；??j? ??j?---許用彎曲應(yīng)力（ MPa），查【4】，表 4-7，取 =275 Mpa；w w根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa j????j?=78 Mpaww（3）第一擴(kuò)大組齒輪計(jì)算。擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z4 Z4` Z5 Z5`齒數(shù) 49 35 28 56分度圓直徑 147 105 84 168齒頂圓直徑 153 111 90 174齒根圓直徑 139.5 97.5 76.5 160.5齒寬 24 24 24 24（4）第二擴(kuò)大組齒輪計(jì)算。擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z6 Z6` Z7 Z7`齒數(shù) 60 30 18 7226分度圓直徑 210 105 63 252齒頂圓直徑 217 112 70 259齒根圓直徑 201.5 96.25 54.25 243.25齒寬 24 24 24 24按擴(kuò)大組最小齒輪計(jì)算。小齒輪用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度 241HB～246HB，平均取 260HB，大齒輪用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 229HB～246HB ，平均取 240HB。同理根據(jù)基本組的計(jì)算，查文獻(xiàn)【6】，可得 =0.62， =0.77， =0.60， =1.1，nKNqK3=1， =1，m=3.5， =355；2K1j可求得：=619 Mpa j????j?=135Mpa ww4.4 傳動(dòng)軸最小軸徑的初定由【5】式 6，傳動(dòng)軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計(jì)算：d=1.64 （mm）??4?Tn或 d=91 （mm）4njN式中 d---傳動(dòng)軸直徑（mm）Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000 ；JnN?N----該軸傳遞的功率（KW）----該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速jn---該軸每米長(zhǎng)度的允許扭轉(zhuǎn)角， == 。??????0127各軸最小軸徑如表 3-3。表 3-3 最小軸徑4.5 主軸合理跨距的計(jì)算由于電動(dòng)機(jī)功率 P=4kw，根據(jù)【1】表 3.24，前軸徑應(yīng)為 60~90mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的 d2=（ 0.7~0.9）d 1，取 d2=60mm。根據(jù)設(shè)計(jì)方案，前軸承為NN3016K 型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量 a=124mm，主軸孔徑為 30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩 T=9550 =424.44N.mnP設(shè)該機(jī)床為車床的最大加工直徑為 320mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟(jì)加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的 50%，這里取 75%，即 180mm，故半徑為 0.09m；切削力（沿 y 軸） Fc= =4716N09.42背向力（沿 x 軸） Fp=0.5 Fc=2358N總作用力 F= =5272.65N2pC?此力作用于工件上，主軸端受力為 F=5272.65N。先假設(shè) l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力 RA 和 RB 分別為RA=F× =5272.65× =7908.97Nla?2401?RB=F× =5272.65× =2636.325Nl根據(jù) 文獻(xiàn)【1】式 3.7 得：Kr=3.39 得前支承的剛度：K A= 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos1689.69 N/ ；K B= 785.57 N/ ； = =2.15m?m?BAK57.6主軸的當(dāng)量外徑 de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為I= =113.8×10-8m464)03.7.(???軸 號(hào) Ⅰ 軸 Ⅱ 軸最小軸徑 mm 35 4028η= = =0.143aKEIA63810.968.2??查【1】圖 3-38 得 =2.0，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距 =124×2.0=240mml0 0l合理跨距為（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=360mm。0l根據(jù)結(jié)構(gòu)的需要，主軸的實(shí)際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑 D=100mm，后軸徑 d=80mm。前軸承采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用背對(duì)背安裝的角接觸球軸承。4.6 軸承的選擇I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號(hào)7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸：對(duì)稱布置深溝球軸承6009III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號(hào)7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號(hào)7010C中間布置角接觸球軸承代號(hào)7012C4.7 鍵的規(guī)格I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格：BXL=10X56 II軸選擇花鍵規(guī)格：N d =8X36X40X7 III軸選擇鍵規(guī)格：BXL=14X90 4.8 變速操縱機(jī)構(gòu)的選擇選用左右擺動(dòng)的操縱桿使其通過桿的推力來(lái)控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。294.9 主軸合理跨距的計(jì)算設(shè)機(jī)床最大加工回轉(zhuǎn)直徑為?320mm,電動(dòng)機(jī)功率P=3kw，,主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速為800r/min。已選定的前后軸徑為: 定懸伸量a=85mm。162dm?1(0.7~85)dm?軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩:＝ 63.79.50=54N??設(shè)該車床的最大加工直徑 320mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟(jì)加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的 50%，這里取 45%，即 125mm切削力（沿 y 軸） F c=320.346/0.125=2781N背向力（沿 x 軸） F p=0.5 Fc=1390N總作用力 F= =3109N2pC?此力作用于工件上，主軸端受力為 F=3109N。先假設(shè) l/a=2，l=3a=255mm。前后支承反力 RA和 RB分別為RA=F× =3109× Nla?852415??RB=F× =3109× Nl036根據(jù)《主軸箱設(shè)計(jì)》得： =3.39 得前支承的剛度：K A= rK1.0F8.La0.91.()cosiz?1376.69 N/ ；K B= 713.73 N/ ； = =1.93m?m?BA376.主軸的當(dāng)量外徑 de=(85+65)/2=75mm，故慣性矩為I= =1.55×10-6m440.756??η= = =0.383aKEA16325098??30查《主軸箱設(shè)計(jì)》圖 得 =2.5，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距 =85×2.5=212.5mmal0 0l合理跨距為（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=320mm。0l根據(jù)結(jié)構(gòu)的需要，主軸的實(shí)際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑 D=85mm，后軸徑 d=55mm。后支承采用背對(duì)背安裝的角接觸球軸承。4.10 軸承壽命校核由 П 軸最小軸徑可取軸承為 7008c 角接觸球軸承,ε=3；P=XF r+YFaX=1，Y=0 。對(duì)Ⅱ軸受力分析得：前支承的徑向力 Fr=2642.32N。由軸承壽命的計(jì)算公式：預(yù)期的使用壽命 [L10h]=15000hL10h= × = × = h≥[L 10h]n1670?)PC(180673)28.10(?367.10()284.9524??=15000h軸承壽命滿足要求。