本 科 畢 業(yè) 設 計 （ 論 文 ）題 目 C6132 普通車床主傳動系統(tǒng)設計 專 業(yè) 學生姓名 班 級 學 號 指導教師 二〇 年 月 日2摘要 主傳動系統(tǒng)設計是機床設計中非常重要的組成部分，本次設計主要由機床的 級數(shù)入手，于結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)擬定，再到齒輪和軸的設計，再選擇各種主傳動配 合件，對軸和齒輪及配合件進行校核，將主傳動方案“結(jié)構(gòu)化”，設計主軸變速 箱裝配圖及零件圖，側(cè)重進行傳動軸組件、主軸組件、變速機構(gòu)、箱體、潤滑與 密封、傳動軸及滑移齒輪零件的設計，完成設計任務。 本次突出了結(jié)構(gòu)設計的要求，在保證機床的基本要求下，根據(jù)機床設計的原 則，擬定機構(gòu)式和結(jié)構(gòu)網(wǎng)，對機床的機構(gòu)進行精簡，力求降低生產(chǎn)成本；主軸和 齒輪設計在滿足強度需要的同時，材料的選擇也是采用折中的原則，沒有選擇過 高強度的材料從而造成浪費。 關鍵詞：車床、主傳動系統(tǒng)、結(jié)構(gòu)式、電動機。 車床主傳動系統(tǒng)設計 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)設計.82.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù) .82.2 確定傳動公比 ?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 運動設計.93.1 主電機功率—— 動力參數(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)速圖和傳動系統(tǒng)圖 113.5 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 123.6 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 13第 4 章 設計部分的動力計算.144.1 帶傳動設計 144.1.1 計算設計功率 Pd 144.1.2 選擇帶型 154.1.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 154.1.4 確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 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 計算壓軸力 174.2 計算轉(zhuǎn)速的計算 194.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 204.4 傳動軸最小軸徑的初定 2554.5 主軸合理跨距的計算 264.6 軸承的選擇 274.7 鍵的規(guī)格 274.8 變速操縱機構(gòu)的選擇 .274.9 主軸合理跨距的計算 .284.10 軸承壽命校核 29第 5 章 設計部分的調(diào)節(jié)、潤滑、維護保養(yǎng)、技術(shù)要求及其它.30第 6 章 設計中的優(yōu)缺點，存在的問題及改進意見.33參考文獻.34致 謝.356第 1 章 緒論機床的主傳動系統(tǒng)的布局可分成集中傳動和分離傳動兩種類型。主傳動系 統(tǒng)的全部變速結(jié)構(gòu)和主軸組件集中裝在同一個箱體內(nèi)，稱為集中傳動布局；傳動件和主軸組件分別裝在兩個箱體內(nèi)，中間采用帶或鏈傳動，稱為分離傳動布局。 集中傳動式布局的機床結(jié)構(gòu)緊湊，便于實現(xiàn)集中操控，且只用一個箱體， 但傳動結(jié)構(gòu)運轉(zhuǎn)中的振動和熱變形。當采用背輪傳動時，皮帶將高速直接傳給主 軸，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，加工質(zhì)量好，低速時經(jīng)背輪機構(gòu)傳動，轉(zhuǎn)矩大，適應粗加工要求。 因為機床的類型、性能、規(guī)格和尺寸等因素的不同，應滿足的要求也不一樣。設計機床主傳動系時最基本的原則就是以最經(jīng)濟、合理的方式滿足既定的要求。在設計時應結(jié)合具體機床進行具體分析，一般應滿足的基本要求有：滿足機床使用性能要求。 首先應滿足機床的運動特性，如機床主軸油足夠的轉(zhuǎn)速范圍和轉(zhuǎn)速級數(shù)；滿足機 床傳遞動力的要求。 本文設計的為普通車床的傳動系統(tǒng)，根據(jù)不同的加工條件，對傳動系統(tǒng)的要求也不盡相同，依據(jù)某些典型工藝和加工對象，兼顧其他的可能工藝加工的要求， 擬定機床技術(shù)參數(shù)，擬定參數(shù)時，要考慮機床發(fā)展趨勢和同國內(nèi)外同類機床的對比，從而獲得最優(yōu)的參數(shù)，使機床設計的最為合理。 1.主傳動系分類和傳動方式主傳動系一般由動力源（如電動機）、變速裝置及執(zhí)行件（如主軸、刀架、 工作臺），以及開停、換向和制動機構(gòu)等部分組成。動力源給執(zhí)行件提供動力，并使其得到一定的運動速度和方向；變速裝置傳遞動力以及變換運動速度；執(zhí)行件執(zhí)行機床所需的運動，完成旋轉(zhuǎn)或直線運動。 （1）主傳動系可按照不同的特征來分類1）按驅(qū)動主傳動的電動機類型可分為交流電動機驅(qū)動和直流電動機驅(qū)動。交流電動機驅(qū)動中又可分單速交流電動機或調(diào)速交流電動機驅(qū)動。調(diào)速交流電動機驅(qū)動又有多速交流電動機和無極調(diào)速交流電動機驅(qū)動。無極調(diào)速交流電動機通常采用變頻調(diào)速的原理。2）按傳動裝置類型可分為機械傳動裝置、液壓傳動裝置、電氣傳動裝置以及它們的組合。 3）按變速的連續(xù)性可分為分級變速傳動和無級變速傳動。2、變速機構(gòu)變速方式分為有級變速和無級變速。有級變速機構(gòu)有下列幾種： 交換齒輪變速機構(gòu) 這種變速機構(gòu)的變速簡單，結(jié)構(gòu)緊湊，主要用于 大批量生產(chǎn)的自動或半自動機床，專用機床及組合機床等； 滑移齒輪變速機構(gòu) 這種變速機構(gòu)廣泛應用于通用機床和一部分專用機床 離合器變速運動在離合器變速7機構(gòu)中應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)兩對齒輪同時嚙合，兩個固定齒輪的間距應大于滑移齒輪的總寬度，即留有一 定的間隙（1-2mm), 如無特殊情況，應盡量縮小齒輪軸向排列尺寸。滑移齒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度較小；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，應該根據(jù)具體情況考慮全局，恰當?shù)亟鉀Q齒輪布置題目； 在強度答應的條件下，盡量選取較小的齒數(shù)和并使齒輪的降速傳動比大于 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、主傳動的開停、制動裝置 開停裝置 開停裝置是用來控制主軸的啟動與停止的機構(gòu)，開停方式有直接開、停 電動機和離合器開、停兩種。當電動機功率較少時，可直接開停電動機，當電動 機功率較大時，可以用離合器實現(xiàn)主軸的啟動和停止。 制動裝置在裝卸工件、丈量被加工面尺寸、更換刀具及調(diào)整機床時，常?？礄C床 主運動執(zhí)行件盡快停止運動。所以主傳動系統(tǒng)必須安裝制動裝置，一般可采用電 機反接制動，閘帶制動，閘瓦制動。 8第 2 章 車床參數(shù)設計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 號主軸轉(zhuǎn)速范圍（12 級）：63-2800rpm公比：1：1.41主電機：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/時模數(shù)：0.5-9 毫米進給量范圍：縱向：0.06~3.34 毫米/轉(zhuǎn)橫向：0.044~2.47 毫米/轉(zhuǎn)2.2 確定傳動公比 ?根據(jù)【1】 公式（3-2）因為已知 78P， ， =1.414.6320minax??R??znR?∴Z= +1=12?lg根據(jù)【1】 表 3-5 標準公比 。這里我們?nèi)藴使认盗?=1.417P??因為 =1.41=1.066，根據(jù)【1】 表 3-6 標準數(shù)列。首先找到最小極限轉(zhuǎn)速 63，7P再每跳過 5 個數(shù)取一個轉(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)速計算車床主軸極限轉(zhuǎn)速時的加工直徑，則主軸極限轉(zhuǎn)速應為結(jié)合題目條件，取標準數(shù)列數(shù)值，=63r/minmin取 41.??考慮到設計的結(jié)構(gòu)復雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標準的數(shù)列表中查出，按標準轉(zhuǎn)速數(shù)列為：63，90，125，180，320，355，500，710,1000,1400，2000,280010第 3 章 運動設計3.1 主電機功率——動力參數(shù)的確定合理地確定電機功率 N，使機床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。參考同類型的車床選擇電機功率為 4KW可選取電機為：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 應可以分解為 2 和 3 的因子，以便用 2、3 聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速。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 b）12=4 3 4??c）12=3 d）12=22212=2 3在上述的方案中 1 和 2 有時可以省掉一根軸。缺點是有一個傳動組內(nèi)有四個傳動副。如果用一個四聯(lián)滑移齒輪的話則會增加軸向尺寸；如果用兩個滑移雙聯(lián)齒輪，則操縱機構(gòu)必須互梭以防止兩個滑移齒輪同時嚙合。所以一般少用。3，4，5 方案可根據(jù)下面原則比較：從電動機到主軸，一般為降速傳動。接近電動機處的零件，轉(zhuǎn)速較高從而轉(zhuǎn)矩較小，尺寸也較小。如使傳動副較多的傳動組放在接近電動機處，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）傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍 在降速傳動時，為防止被動齒輪的直徑過大而使徑向尺寸太大，常限制最小傳動比 1/4。在升速時，為防止產(chǎn)生過大的震動和噪聲，常限制最大傳動比。因此主傳動鏈任一傳動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，最后傳動組與最后擴大組往往是一致的，安裝在主軸與主軸前一傳動軸的具有極限或接近極限傳動比的齒輪副承受最大扭矩，在結(jié)構(gòu)設計上可以獲得較為滿意的處理。這也就是最后傳動組的傳動副經(jīng)常為 2 的另一原因。設計車床主變速傳動系時，為避免從動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 ；為避免擴大傳動誤差，減少震動噪聲，在升速時一般限制最大41min?u轉(zhuǎn)速比 。斜齒圓柱齒輪傳動較平穩(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 。在設計時必須保證中??)10~8(.)~2(minaxa??uR間變速軸的變速范圍最小。綜合上述可得：主傳動部件的運動參數(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)速圖和傳動系統(tǒng)圖（1）選擇電動機：采用 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。（2）繪制轉(zhuǎn)速圖：12轉(zhuǎn)速圖（3）畫主傳動系統(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副齒數(shù)(1)Sz 100-124,中型機床 Sz=70-100?(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-24,m 4??13圖 2-3 主傳動系統(tǒng)圖（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設計要求 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 第一擴大組 第二擴大組傳動比 1:1 1:2 1:1.41 1.41:1 1:2 2:1 1：4代號 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)速誤差實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不應超過±10( -1)％,即?14〈10( -1)％=4.1％n標 準 轉(zhuǎn) 速標 準 轉(zhuǎn) 速實 際 轉(zhuǎn) 速 ??15第 4 章 設計部分的動力計算4.1 帶傳動設計輸出功率:P=4kW ,轉(zhuǎn)速:n 1=1440r/min,n2=1000r/min4.1.1 計算設計功率 Pd edAdPK?表 4 工作情況系數(shù) AK原動機ⅰ類 ⅱ類一天工作時間 /h工作機 10?10~16 16?0?10~16 16?載荷平穩(wěn)液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（）；離心式壓縮7.5kW?機；輕型運輸機1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3載荷變動小帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（）；發(fā)電機；旋7.5k?轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4載荷變動較大螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6載荷變動很大破碎機（旋轉(zhuǎn)式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機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），查《機械設計》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)傳動的設計功率 Pd 和小帶輪的轉(zhuǎn)速 n1 按《機械設計》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 可知應選取 A 型 V 帶。4.1.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速由《機械設計》P 298表 13－7 查得，小帶輪基準直徑為 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《機械設計》P 295表 13-4 查“V 帶輪的基準直徑”，得 =140mm2d① 誤差驗算傳動比： （ 為彈性滑動率）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?，小帶輪選 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)簡單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。4.1.8 計算壓軸力由《機械設計》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)速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應力要小, 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 V 帶在帶輪上彎曲時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 項目 符號 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 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° 對應的基準直 - ≤ 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） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d 時)，如圖 7 -6a。 （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖 7-6b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖 7 -6c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖 7-6d。（a） （b） （c） （d）圖 7-6 帶輪結(jié)構(gòu)類型根據(jù)設計結(jié)果，可以得出結(jié)論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）4.2 計算轉(zhuǎn)速的計算（1）主軸的計算轉(zhuǎn)速n j，由公式 n =n 得，主軸的計算轉(zhuǎn)速n j=140.45r/min，jmi)13/(??z取180r/min。(2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 軸3=500r/min 軸2=710 r/min，軸1=1000r/min。（2）確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。各計算轉(zhuǎn)速入表 3-1。表 3-1 各軸計算轉(zhuǎn)速（3） 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。齒輪 Z 裝在主軸上其中只有 180r/min 傳遞全功率，'6軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計算轉(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算轉(zhuǎn)速，如表 3-2。表 3-2 齒輪副計算轉(zhuǎn)速序號 Z1Z 2Z3Z `4Z5n j1000 1000 500 500 1804.3 齒輪模數(shù)計算及驗算（1）模數(shù)計算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即 mj=16338 可得各組的模數(shù)，如321][)(jjmnuzP???表 3-3 所示。根據(jù) 和 計算齒輪模數(shù)，根據(jù)其中較大值取相近的標準模數(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——材料強化系數(shù)。 q——（壽命系數(shù)）的極值skmaxinssk，齒輪等轉(zhuǎn)動件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數(shù) m 和基準順環(huán)次數(shù) C0——工作情況系數(shù)。中等中級的主運動： 1——動載荷系數(shù)；2k——齒向載荷分布系數(shù)；3——齒形系數(shù)； Y根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)公式為： 22式中：N——計算齒輪轉(zhuǎn)動遞的額定功率 N=? dwNk——計算齒輪（小齒輪）的計算轉(zhuǎn)速 r/minjn——齒寬系數(shù) ,m?mb/??8Z1——計算齒輪的齒數(shù)，一般取轉(zhuǎn)動中最小齒輪的齒數(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，取 = ，當 時，取 = ；s?minskmaxskminskmin= =0.85 =1.5； kax1=1.2 =1 =0.378 23Y許用彎曲應力，接觸應力，( )paM=354 =1750 ??W?pa??J?6 級材料的直齒輪材料選；24 熱處理 S-C59irTC3按接觸疲勞計算齒輪模數(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）基本組齒輪計算?；窘M齒輪幾何尺寸見下表按基本組最小齒輪計算。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。計算如下：① 齒面接觸疲勞強度計算：組號 基本組 第一擴大組 第二擴大組模數(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接觸應力驗算公式為??jfsj MPauBnNKzm??????)()1(02832彎曲應力驗算公式為：??wswPaBYnz?????)(109235式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取 N 為電動機功率，N=5kW;-----計算轉(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-----材料強化系數(shù)，查 【5】2 上， =0.60qKqK-----工作狀況系數(shù)，取 =1.13 3-----動載荷系數(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；----許用接觸應力（MPa）,查【4】，表 4-7，取 =650 Mpa；??j? ??j?---許用彎曲應力（ 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）第一擴大組齒輪計算。擴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）第二擴大組齒輪計算。擴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按擴大組最小齒輪計算。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)基本組的計算，查文獻【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 傳動軸最小軸徑的初定由【5】式 6，傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計算：d=1.64 （mm）??4?Tn或 d=91 （mm）4njN式中 d---傳動軸直徑（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）----該軸的計算轉(zhuǎn)速jn---該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角， == 。??????0127各軸最小軸徑如表 3-3。表 3-3 最小軸徑4.5 主軸合理跨距的計算由于電動機功率 P=4kw，根據(jù)【1】表 3.24，前軸徑應為 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)設計方案，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設該機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 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【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主軸的當量外徑 de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為I= =113.8×10-8m464)03.7.(???軸 號 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7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸：對稱布置深溝球軸承6009III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C中間布置角接觸球軸承代號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 變速操縱機構(gòu)的選擇選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。294.9 主軸合理跨距的計算設機床最大加工回轉(zhuǎn)直徑為?320mm,電動機功率P=3kw，,主軸計算轉(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 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)《主軸箱設計》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《主軸箱設計》圖 得 =2.5，與原假設接近，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Ⅱ軸受力分析得：前支承的徑向力 Fr=2642.32N。由軸承壽命的計算公式：預期的使用壽命 [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 計 （ 論 文 ）題 目 C6132 普通車床主傳動系統(tǒng)設計 專 業(yè) 學生姓名 班 級 學 號 指導教師 二〇 年 月 日2摘要 主傳動系統(tǒng)設計是機床設計中非常重要的組成部分，本次設計主要由機床的 級數(shù)入手，于結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)擬定，再到齒輪和軸的設計，再選擇各種主傳動配 合件，對軸和齒輪及配合件進行校核，將主傳動方案“結(jié)構(gòu)化”，設計主軸變速 箱裝配圖及零件圖，側(cè)重進行傳動軸組件、主軸組件、變速機構(gòu)、箱體、潤滑與 密封、傳動軸及滑移齒輪零件的設計，完成設計任務。 本次突出了結(jié)構(gòu)設計的要求，在保證機床的基本要求下，根據(jù)機床設計的原 則，擬定機構(gòu)式和結(jié)構(gòu)網(wǎng)，對機床的機構(gòu)進行精簡，力求降低生產(chǎn)成本；主軸和 齒輪設計在滿足強度需要的同時，材料的選擇也是采用折中的原則，沒有選擇過 高強度的材料從而造成浪費。 關鍵詞：車床、主傳動系統(tǒng)、結(jié)構(gòu)式、電動機。 車床主傳動系統(tǒng)設計 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)設計.82.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù) .82.2 確定傳動公比 ?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 運動設計.93.1 主電機功率—— 動力參數(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)速圖和傳動系統(tǒng)圖 113.5 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 123.6 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 13第 4 章 設計部分的動力計算.144.1 帶傳動設計 144.1.1 計算設計功率 Pd 144.1.2 選擇帶型 154.1.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 154.1.4 確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 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 計算壓軸力 174.2 計算轉(zhuǎn)速的計算 194.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 204.4 傳動軸最小軸徑的初定 2554.5 主軸合理跨距的計算 264.6 軸承的選擇 274.7 鍵的規(guī)格 274.8 變速操縱機構(gòu)的選擇 .274.9 主軸合理跨距的計算 .284.10 軸承壽命校核 29第 5 章 設計部分的調(diào)節(jié)、潤滑、維護保養(yǎng)、技術(shù)要求及其它.30第 6 章 設計中的優(yōu)缺點，存在的問題及改進意見.33參考文獻.34致 謝.356第 1 章 緒論機床的主傳動系統(tǒng)的布局可分成集中傳動和分離傳動兩種類型。主傳動系 統(tǒng)的全部變速結(jié)構(gòu)和主軸組件集中裝在同一個箱體內(nèi)，稱為集中傳動布局；傳動件和主軸組件分別裝在兩個箱體內(nèi)，中間采用帶或鏈傳動，稱為分離傳動布局。 集中傳動式布局的機床結(jié)構(gòu)緊湊，便于實現(xiàn)集中操控，且只用一個箱體， 但傳動結(jié)構(gòu)運轉(zhuǎn)中的振動和熱變形。當采用背輪傳動時，皮帶將高速直接傳給主 軸，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，加工質(zhì)量好，低速時經(jīng)背輪機構(gòu)傳動，轉(zhuǎn)矩大，適應粗加工要求。 因為機床的類型、性能、規(guī)格和尺寸等因素的不同，應滿足的要求也不一樣。設計機床主傳動系時最基本的原則就是以最經(jīng)濟、合理的方式滿足既定的要求。在設計時應結(jié)合具體機床進行具體分析，一般應滿足的基本要求有：滿足機床使用性能要求。 首先應滿足機床的運動特性，如機床主軸油足夠的轉(zhuǎn)速范圍和轉(zhuǎn)速級數(shù)；滿足機 床傳遞動力的要求。 本文設計的為普通車床的傳動系統(tǒng)，根據(jù)不同的加工條件，對傳動系統(tǒng)的要求也不盡相同，依據(jù)某些典型工藝和加工對象，兼顧其他的可能工藝加工的要求， 擬定機床技術(shù)參數(shù)，擬定參數(shù)時，要考慮機床發(fā)展趨勢和同國內(nèi)外同類機床的對比，從而獲得最優(yōu)的參數(shù)，使機床設計的最為合理。 1.主傳動系分類和傳動方式主傳動系一般由動力源（如電動機）、變速裝置及執(zhí)行件（如主軸、刀架、 工作臺），以及開停、換向和制動機構(gòu)等部分組成。動力源給執(zhí)行件提供動力，并使其得到一定的運動速度和方向；變速裝置傳遞動力以及變換運動速度；執(zhí)行件執(zhí)行機床所需的運動，完成旋轉(zhuǎn)或直線運動。 （1）主傳動系可按照不同的特征來分類1）按驅(qū)動主傳動的電動機類型可分為交流電動機驅(qū)動和直流電動機驅(qū)動。交流電動機驅(qū)動中又可分單速交流電動機或調(diào)速交流電動機驅(qū)動。調(diào)速交流電動機驅(qū)動又有多速交流電動機和無極調(diào)速交流電動機驅(qū)動。無極調(diào)速交流電動機通常采用變頻調(diào)速的原理。2）按傳動裝置類型可分為機械傳動裝置、液壓傳動裝置、電氣傳動裝置以及它們的組合。 3）按變速的連續(xù)性可分為分級變速傳動和無級變速傳動。2、變速機構(gòu)變速方式分為有級變速和無級變速。有級變速機構(gòu)有下列幾種： 交換齒輪變速機構(gòu) 這種變速機構(gòu)的變速簡單，結(jié)構(gòu)緊湊，主要用于 大批量生產(chǎn)的自動或半自動機床，專用機床及組合機床等； 滑移齒輪變速機構(gòu) 這種變速機構(gòu)廣泛應用于通用機床和一部分專用機床 離合器變速運動在離合器變速7機構(gòu)中應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)兩對齒輪同時嚙合，兩個固定齒輪的間距應大于滑移齒輪的總寬度，即留有一 定的間隙（1-2mm), 如無特殊情況，應盡量縮小齒輪軸向排列尺寸。滑移齒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，應該根據(jù)具體情況考慮全局，恰當?shù)亟鉀Q齒輪布置題目； 在強度答應的條件下，盡量選取較小的齒數(shù)和并使齒輪的降速傳動比大于 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、主傳動的開停、制動裝置 開停裝置 開停裝置是用來控制主軸的啟動與停止的機構(gòu)，開停方式有直接開、停 電動機和離合器開、停兩種。當電動機功率較少時，可直接開停電動機，當電動 機功率較大時，可以用離合器實現(xiàn)主軸的啟動和停止。 制動裝置在裝卸工件、丈量被加工面尺寸、更換刀具及調(diào)整機床時，常?？礄C床 主運動執(zhí)行件盡快停止運動。所以主傳動系統(tǒng)必須安裝制動裝置，一般可采用電 機反接制動，閘帶制動，閘瓦制動。 8第 2 章 車床參數(shù)設計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 號主軸轉(zhuǎn)速范圍（12 級）：63-2800rpm公比：1：1.41主電機：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/時模數(shù)：0.5-9 毫米進給量范圍：縱向：0.06~3.34 毫米/轉(zhuǎn)橫向：0.044~2.47 毫米/轉(zhuǎn)2.2 確定傳動公比 ?根據(jù)【1】 公式（3-2）因為已知 78P， ， =1.414.6320minax??R??znR?∴Z= +1=12?lg根據(jù)【1】 表 3-5 標準公比 。這里我們?nèi)藴使认盗?=1.417P??因為 =1.41=1.066，根據(jù)【1】 表 3-6 標準數(shù)列。首先找到最小極限轉(zhuǎn)速 63，7P再每跳過 5 個數(shù)取一個轉(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)速計算車床主軸極限轉(zhuǎn)速時的加工直徑，則主軸極限轉(zhuǎn)速應為結(jié)合題目條件，取標準數(shù)列數(shù)值，=63r/minmin取 41.??考慮到設計的結(jié)構(gòu)復雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標準的數(shù)列表中查出，按標準轉(zhuǎn)速數(shù)列為：63，90，125，180，320，355，500，710,1000,1400，2000,280010第 3 章 運動設計3.1 主電機功率——動力參數(shù)的確定合理地確定電機功率 N，使機床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。參考同類型的車床選擇電機功率為 4KW可選取電機為：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 應可以分解為 2 和 3 的因子，以便用 2、3 聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速。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 b）12=4 3 4??c）12=3 d）12=22212=2 3在上述的方案中 1 和 2 有時可以省掉一根軸。缺點是有一個傳動組內(nèi)有四個傳動副。如果用一個四聯(lián)滑移齒輪的話則會增加軸向尺寸；如果用兩個滑移雙聯(lián)齒輪，則操縱機構(gòu)必須互梭以防止兩個滑移齒輪同時嚙合。所以一般少用。3，4，5 方案可根據(jù)下面原則比較：從電動機到主軸，一般為降速傳動。接近電動機處的零件，轉(zhuǎn)速較高從而轉(zhuǎn)矩較小，尺寸也較小。如使傳動副較多的傳動組放在接近電動機處，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）傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍 在降速傳動時，為防止被動齒輪的直徑過大而使徑向尺寸太大，常限制最小傳動比 1/4。在升速時，為防止產(chǎn)生過大的震動和噪聲，常限制最大傳動比。因此主傳動鏈任一傳動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，最后傳動組與最后擴大組往往是一致的，安裝在主軸與主軸前一傳動軸的具有極限或接近極限傳動比的齒輪副承受最大扭矩，在結(jié)構(gòu)設計上可以獲得較為滿意的處理。這也就是最后傳動組的傳動副經(jīng)常為 2 的另一原因。設計車床主變速傳動系時，為避免從動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 ；為避免擴大傳動誤差，減少震動噪聲，在升速時一般限制最大41min?u轉(zhuǎn)速比 。斜齒圓柱齒輪傳動較平穩(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 。在設計時必須保證中??)10~8(.)~2(minaxa??uR間變速軸的變速范圍最小。綜合上述可得：主傳動部件的運動參數(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)速圖和傳動系統(tǒng)圖（1）選擇電動機：采用 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。（2）繪制轉(zhuǎn)速圖：12轉(zhuǎn)速圖（3）畫主傳動系統(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副齒數(shù)(1)Sz 100-124,中型機床 Sz=70-100?(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-24,m 4??13圖 2-3 主傳動系統(tǒng)圖（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設計要求 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 第一擴大組 第二擴大組傳動比 1:1 1:2 1:1.41 1.41:1 1:2 2:1 1：4代號 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)速誤差實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不應超過±10( -1)％,即?14〈10( -1)％=4.1％n標 準 轉(zhuǎn) 速標 準 轉(zhuǎn) 速實 際 轉(zhuǎn) 速 ??15第 4 章 設計部分的動力計算4.1 帶傳動設計輸出功率:P=4kW ,轉(zhuǎn)速:n 1=1440r/min,n2=1000r/min4.1.1 計算設計功率 Pd edAdPK?表 4 工作情況系數(shù) AK原動機ⅰ類 ⅱ類一天工作時間 /h工作機 10?10~16 16?0?10~16 16?載荷平穩(wěn)液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（）；離心式壓縮7.5kW?機；輕型運輸機1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3載荷變動小帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（）；發(fā)電機；旋7.5k?轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4載荷變動較大螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6載荷變動很大破碎機（旋轉(zhuǎn)式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機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），查《機械設計》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)傳動的設計功率 Pd 和小帶輪的轉(zhuǎn)速 n1 按《機械設計》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 可知應選取 A 型 V 帶。4.1.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速由《機械設計》P 298表 13－7 查得，小帶輪基準直徑為 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《機械設計》P 295表 13-4 查“V 帶輪的基準直徑”，得 =140mm2d① 誤差驗算傳動比： （ 為彈性滑動率）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。總之，小帶輪選 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)簡單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。4.1.8 計算壓軸力由《機械設計》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)速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應力要小, 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 V 帶在帶輪上彎曲時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 項目 符號 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 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° 對應的基準直 - ≤ 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） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d 時)，如圖 7 -6a。 （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖 7-6b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖 7 -6c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖 7-6d。（a） （b） （c） （d）圖 7-6 帶輪結(jié)構(gòu)類型根據(jù)設計結(jié)果，可以得出結(jié)論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）4.2 計算轉(zhuǎn)速的計算（1）主軸的計算轉(zhuǎn)速n j，由公式 n =n 得，主軸的計算轉(zhuǎn)速n j=140.45r/min，jmi)13/(??z取180r/min。(2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 軸3=500r/min 軸2=710 r/min，軸1=1000r/min。（2）確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。各計算轉(zhuǎn)速入表 3-1。表 3-1 各軸計算轉(zhuǎn)速（3） 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。齒輪 Z 裝在主軸上其中只有 180r/min 傳遞全功率，'6軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計算轉(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算轉(zhuǎn)速，如表 3-2。表 3-2 齒輪副計算轉(zhuǎn)速序號 Z1Z 2Z3Z `4Z5n j1000 1000 500 500 1804.3 齒輪模數(shù)計算及驗算（1）模數(shù)計算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即 mj=16338 可得各組的模數(shù)，如321][)(jjmnuzP???表 3-3 所示。根據(jù) 和 計算齒輪模數(shù)，根據(jù)其中較大值取相近的標準模數(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——材料強化系數(shù)。 q——（壽命系數(shù)）的極值skmaxinssk，齒輪等轉(zhuǎn)動件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數(shù) m 和基準順環(huán)次數(shù) C0——工作情況系數(shù)。中等中級的主運動： 1——動載荷系數(shù)；2k——齒向載荷分布系數(shù)；3——齒形系數(shù)； Y根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)公式為： 22式中：N——計算齒輪轉(zhuǎn)動遞的額定功率 N=? dwNk——計算齒輪（小齒輪）的計算轉(zhuǎn)速 r/minjn——齒寬系數(shù) ,m?mb/??8Z1——計算齒輪的齒數(shù)，一般取轉(zhuǎn)動中最小齒輪的齒數(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，取 = ，當 時，取 = ；s?minskmaxskminskmin= =0.85 =1.5； kax1=1.2 =1 =0.378 23Y許用彎曲應力，接觸應力，( )paM=354 =1750 ??W?pa??J?6 級材料的直齒輪材料選；24 熱處理 S-C59irTC3按接觸疲勞計算齒輪模數(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）基本組齒輪計算。基本組齒輪幾何尺寸見下表按基本組最小齒輪計算。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。計算如下：① 齒面接觸疲勞強度計算：組號 基本組 第一擴大組 第二擴大組模數(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接觸應力驗算公式為??jfsj MPauBnNKzm??????)()1(02832彎曲應力驗算公式為：??wswPaBYnz?????)(109235式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取 N 為電動機功率，N=5kW;-----計算轉(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-----材料強化系數(shù)，查 【5】2 上， =0.60qKqK-----工作狀況系數(shù)，取 =1.13 3-----動載荷系數(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；----許用接觸應力（MPa）,查【4】，表 4-7，取 =650 Mpa；??j? ??j?---許用彎曲應力（ 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）第一擴大組齒輪計算。擴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）第二擴大組齒輪計算。擴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按擴大組最小齒輪計算。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)基本組的計算，查文獻【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 傳動軸最小軸徑的初定由【5】式 6，傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計算：d=1.64 （mm）??4?Tn或 d=91 （mm）4njN式中 d---傳動軸直徑（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）----該軸的計算轉(zhuǎn)速jn---該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角， == 。??????0127各軸最小軸徑如表 3-3。表 3-3 最小軸徑4.5 主軸合理跨距的計算由于電動機功率 P=4kw，根據(jù)【1】表 3.24，前軸徑應為 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)設計方案，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設該機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 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【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主軸的當量外徑 de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為I= =113.8×10-8m464)03.7.(???軸 號 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7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸：對稱布置深溝球軸承6009III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C中間布置角接觸球軸承代號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 變速操縱機構(gòu)的選擇選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。294.9 主軸合理跨距的計算設機床最大加工回轉(zhuǎn)直徑為?320mm,電動機功率P=3kw，,主軸計算轉(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 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)《主軸箱設計》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《主軸箱設計》圖 得 =2.5，與原假設接近，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Ⅱ軸受力分析得：前支承的徑向力 Fr=2642.32N。由軸承壽命的計算公式：預期的使用壽命 [L10h]=15000hL10h= × = × = h≥[L 10h]n1670?)PC(180673)28.10(?367.10()284.9524??=15000h軸承壽命滿足要求。