買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 目 錄 摘 要 . 錯誤 !未定義書簽。 數和基本參數 . 1 . 3 構網的選擇確定 . 3 . 3 動系統(tǒng)擴大順序的安排 . 3 制結構網 . 4 動組的變速范圍的極限值 . 5 . 5 . 6 轉速圖確定各軸及各齒輪計算轉速 . 7 3 帶輪的選擇和直徑計算 . 9 4 齒輪齒數的確定及計算 . 10 . 12 . 13 輪模數的估算 . 14 輪分度圓直徑及（軸）中心距的估算 . 17 5 主軸及其組件的設計 . 18 6 傳動軸的估算 . 20 7 片式摩擦離合器的選擇和計算 . 21 參考文獻 . 24 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 數 和基本參數 1、 主軸的極限轉速 由設計任務書可知：機床主軸的極限轉速為： 級數 z=12 公比 =功率 P=其 最大 轉速 m i n/ 6 01 . 4 1m i n/i nm a x 查標準數列取m a x 1 3 6 0 m i 、買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 2 考慮到設計的結構復雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴大傳動分級變速，并選取級數 z=12,設其轉速公比為 由式： 各級轉速數列由標準數列表中查出，因 =首先找到 35，然后每隔 5個數取一個值，可得如下轉速數列 :50、 71、 100、 140、 200、 280、 400、 560、800、 1120、 1360共 12 級轉速。 2、主軸轉速級數 已知 nR= 1z 且 Z=2a a、 b 為正整數，即 Z 應可以分解為 2 和 3 的因子，以便用 2、 3 聯滑移齒輪實現變速。（如取 4 或 5 的因子，則要用兩個互鎖的滑移齒輪，以確保只有一對齒輪嚙合。使得結構過于復雜且不易控制。） 取 Z=12級 則 Z=22 3 m n 360 32.5 nR=合上述可得：主傳動部件的運動參數 360 32.5 Z=12 =、主電機功率 動力參數的確定 合理地確定電機功率 N，使機床既能充分發(fā) 揮其性能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素。 中型普通 車床 典型重切削條件下的用量 刀具材料： 件材料 45號鋼，切削方式：車削外圓 查表可知：切深 給量 f(s)=r 切削速度 V=100m/率估算法用的計算公式 a 主切削力： 900900 4文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 3 b 切削功率：F 切c 估算主電機功率： 總切 可選取電機為：額定功率為 載轉速為 1440r 動結構式、結構網的選擇確定 動組及各傳動組中傳動副的數目 級數為 傳動組分別有 個傳動副 Z= 傳動副數為使結構盡量簡單以 2或 3為適合，即變速級數 和 3的因子： 即 Z=2a 3b 實現 12級主軸轉速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副的組合 : 1) 12=3 4 2) 12=4 3 3) 12=3 2 2 4) 12=2 3 2 5) 12=2 2 3 方案 1）和方案 2)可省掉一根軸。但有一個傳動組有四個傳動副。若用一個四聯滑移齒輪，則將大大增加其軸向 尺寸；若用兩個雙聯滑移齒輪，則操縱機構必須互鎖以防止兩個滑移齒輪同時嚙合。將使得結構比較復雜。故在此不予采用。 按照傳動副“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構，致使軸的軸向尺寸過大，所以此方案不宜采用，加之主軸對加工精度、表面粗超度的影響最大。因此在主軸的傳動副不宜太多，故方案 5）亦不采用。而應先擇 12=2 3 2。 綜上所述： 方案 4） 12=2 3 2 是比較合理的 動系統(tǒng)擴大順序的安排 12=2 3 2的傳動副組合，其傳動 組的擴大順序又可以有 6!3 種形式： 1) 12=21 32 26 2) 12=21 34 22 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 4 3) 12=23 31 26 4) 12=26 31 23 5) 12=22 34 21 6) 12=26 32 21 以上各種結構式方案中，由于傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍的限制，一般升速時41m a x 2 降速時。極限變速范圍 8 檢查傳動組的變速范圍時，只需檢查最后一個擴大組。因其他傳動組的變速范圍都比他小。由式 81 對于方案 2）和 方案 5）有： m a 則、 ,則對于方案 2）和 方案 5）不予考慮。 對于其余方案有：m a 則、。然而在可行的結構式方案 1）、 3）、 4）、 6）中，為了使中間軸變速范圍最小，在各方案同號傳動軸的最高轉速相同時，變速范圍越小，最低轉速越高，轉矩越小，傳動件尺寸也就越小。比較方案 1）、 3）、 4）、 6），方案 1）的中間傳動軸變速范圍最小，方案 1）最佳。但由于軸裝有摩擦離合器，在結構上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑因而采用方案 3） 12=23 31 26 最佳 制結構網 由上選擇的結構式 12=23 31 26 畫其結構圖如下： 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 5 圖 構網 動組的變速范圍的極限值 齒輪傳動最小 傳動比 1/4,最大傳動比 ,決定了一個傳動組的最大變速范圍 。 因此，要按照下表，淘汰傳動組變速范圍超過極限值的所有傳動方案。 極限傳動比及指數 X,X,值為： 表 比 極限傳動比指數 值： x1 =1/4 4 X值： x, =2 2 (X+ X)值： x+x =8 6 大擴大組的選擇 正常連續(xù)的順序擴大組的傳動的傳動結構式為： Z= 1 1 最后擴大組的變速范圍 按照 r 8 原則，導出系統(tǒng)的最大級數 Z 和變速范圍 表 3 2 3 Z=12 4 Z=9 后擴大組的傳動副數目 時的轉速范圍遠比 時大 因此，在機床設計中，因要求的 后擴大組應 取 2更為合適。 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傳動比的齒輪副承受最大扭距，在結構上可獲得較為滿意的處理，買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 6 這也就是最后傳動組的傳動副經常為 2 的另一原因。 速圖的擬定 運動參數確定以后，主軸各級轉速就已知，切削耗能確定了電機功率。在此基礎上，選擇電機型號，確定各中間傳動軸的轉速，這樣就擬定主運動的轉速圖，使主運動逐步具體化。 主電機的選定 1）電機功率 N： 中型機床上，一般都采用三相交流異步電動機作為動力源。 根據機床切削能力的要求確定電機功率： N=） 電機轉速 選用時，要使電機轉速 軸轉速相近或相宜，以免采用過大的升速或過小的降速傳動。 360r/）分配降速比 : 該 車床 主軸傳動系統(tǒng)共設有四個傳動組其中有一個是帶傳動。根據降速比分配應“前慢后快”的原則以及摩擦離 合器的工作速度要求，確定各傳動組最大、最小傳動比。 m i n 35 1m a x 1 3 6 0 4 1 . 1 4 1600m i n 1360 2 . 2 2m a n 分配總降速傳動比時，要考慮是否增加定比傳動副，以使轉速數列符合標準和有利于減小齒數和減小徑向與軸向尺寸，必須按“前慢后快”的原則給串聯的各變速器分配最小傳動比。 a 決定軸 -的最小降速傳動比 :主軸上的齒輪希望大一些，能起到飛輪的作用，所以最后一個變速組的 最小降速傳動比取極限 1/4，公比 =，因此從 軸的最下點向上 4格，找到上對應的點，連接對應的兩點即為 -軸的最小傳動比。 b 決定其余變速組的最小傳動比根據“前慢后快”的原則，軸 -間變速組取買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 7 3，即從軸向上 3格，為了使軸 -間中心距不至太大，故降速比不宜太大，可取 降 21；另一傳動副采用升速傳動，傳動比為 連接各線。 c 根據每個變速組的傳動比連線按基本組的級比指數 ，第一擴大組的級比指數，第二擴大組的級比指數 由于結構式有三個傳動組，變速機構共有四根軸，加上電動機軸共五根軸，由上分析畫出其轉速圖如下： 轉速圖確定各軸及各齒輪計算 轉速 計算轉速是指主軸或各傳動件傳遞全功率時的最低轉速。由金屬切削機床表 8 2可查得主軸的計算轉速 1m j 為從主軸最低轉速算起，第一個 31 轉速范圍內的最高一級轉速，即為 。軸的計算轉速為 、軸的計算轉速為 rn j 、軸的計算轉速為 rn j 各傳動齒輪的計算轉速如下表： 表 齒輪的計算轉速 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 8 齒輪 1Z 2Z1Z 2Z 3Z 4Z 5Z 3Z 4Z57Z6Z7（ r/ 800 800 40 200 280 140 400 280 100 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 9 3 帶輪 的選擇和 直徑 計算 1、選擇三角帶型號及帶輪直徑的確定 由 （式中 工作情況 系數、 電動機額定功率 P=11機械設計表 8 7 取 K 則 ，小輪轉速（即電機軸轉速）為 1440 機床變速箱 主軸設計指導圖 4型三角帶。查表取小輪直徑 1D 140輪直徑 21(112 DD i。 帶 的 滑 動 系 數 一般取 4021 12 根據 V 帶輪的基準直徑系列圓整后取 2802 D 。 2、 確定三角帶速度 v 440140100060 11 由于 ，對于 滿足設計要求。 3、 初定中心距 輪的中心距，通常根據機床總體布局初步選定，一般可在下列范圍內選?。?10 中心距過小 ，將降低帶的壽命；中心距過大又將引起帶的振動。對重型機床電動機軸變速箱帶輪軸的中心距一般為 750 4、確定三角帶的計算長度 N 三角帶的計算長度是通過三角帶截面重心的長度。 02122100 4)()(22 代入數據得0L=2177.9 =2273 表得相買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 10 應的內周長度240正值 Y=33、 驗算三角帶的撓曲次數 撓曲次數 次40102237 L 故能滿足要求 6、 確定實際中心距 實際中心距 0 驗算最小包角 21 故能滿足要求 8、 確定三角帶根數 三角帶 根數101式中： 三角帶傳動的功率， 1801 、特定長度、平穩(wěn)工作情況下傳遞的功率，查表得 1 包角系數，查表得 角帶傳遞的功率 1 所查數據代入可得 需帶輪的根數為 3根 4 齒輪齒 數的確定 及計算 可用計算法或查表確定齒輪齒數，后者更為簡便，根據要求的傳動比 u 和初步定出的傳動副齒數和表即可求出小齒輪齒數。 選擇時應考慮： 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 11 于標準齒輪，其最小齒數 17 免齒輪尺寸過大而引起機床結構增大，一般推薦齒數和100選用在 100 之內。 中心距必須保證相等。 輪齒根圓到鍵槽的壁厚 5. 保證主軸的轉速誤差在規(guī)定的范圍之內。 圖 輪的壁厚 1）確定齒輪齒數 1. 用計算法確定第一個變速組中各齒 輪的齒數 Z 其中： 主動齒輪的齒數 被動齒輪的齒數 i 對齒輪的傳動比 對齒輪的齒數和 為了保證不產生根切以及保證最小齒輪裝到軸上或套筒上具有足夠的強度，最小齒輪必然是在降速比最大的傳動副上出現。且齒根圓直徑應大于摩擦離合器外片外徑，即大于 90把 齒數取大些。取 41 則 1Z = 齒數和1+41+98=139 同樣根據公式 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 12 13922 得 63 2Z =76 2. 用查表法確定第二變速 組的齒數 1） 首先第二變速組 各傳動比 、 、 。能同時滿足三個傳動比要求的齒數和有 1、 85、 88、 94、 97、 101、 105、 107、 108、 109、 112、 118 2） 確定合理的 齒數和，為了使主軸箱軸向尺寸不宜太大，故選取較小的最小齒輪齒數，在以上同時滿足三個傳動比的齒數和中，選取最小齒輪齒數為 24，則對應的齒數和為1。 3） 依次可以查得各傳動比對應的最小齒輪齒數為： 373024 543 、 同理可得其它的齒輪如下表所示： 表 傳動組的最小齒輪齒數和齒數和 變速組 第一變速組 第二變速組 第三變速組 齒數和 139 81 99 齒輪 1Z 2Z 1Z2Z4Z5Z741 76 98 63 24 30 37 57 51 44 20 66 79 33 算主軸轉速誤差 由于確定的齒輪齒數所得的實際轉速與傳動設計的理論轉速難以完全相符，需要驗算主軸各級轉速，最大誤差不得超過 10( 。 主軸各級實際轉速值用下式計算 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 13 n 實 =(1 中： 滑移系數 =0.2 別為各級的傳動比 轉速誤差用主軸實際轉速與標準轉速相對誤差的絕對值表示 n=理論理論實際 n 10( 8462 8 01 4 4 0 實n n= (35 =同樣其他的實際轉速及轉速誤差如下 : 表 級傳動組的轉速誤差 主軸轉速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 論轉速 35 50 71 100 140 200 280 400 560 800 1120 1600 實際轉速 214 速 誤 差 （ %） 轉速誤差滿足要求。 輪的布置 為了使變速箱結構緊湊以及考慮主軸適當的支承距離和散熱條件，其齒輪的布置如下圖 示 。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 14 圖 輪結構的布置 輪模數的估算 根據齒輪彎曲疲勞的估算： 332面點蝕的估算： 3370 中 由中心距 z 、 2z 求出模數：212 文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 15 根據估算所得取相近的標準模數。 1）齒數為 41與 98 的齒輪 N= 941 m 370 = 212 模數為 2 2）齒數為 63與 76的齒輪 370 = 12 模數為 2 3）齒數為 37與 44的齒輪 N= 3370 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 16 = 12 模數為 4 4）齒數為 30與 51的齒輪 N= 370 = 212 模數為 4 5）齒數為 24與 57的齒輪 N=32 3 370 = 12 模數為 4 6）齒數為 20與 79的齒輪 N=79 m 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 17 3370 = 12 模數為 3 7）齒數為 66與 33的齒輪 N= 3370 = 12 模數為 3 輪分度圓直徑及（軸）中心距的估算 1） -傳動軸上兩齒輪傳動副齒輪齒數分別為： 41 與 98、 63 與 76。為了使軸上小齒輪齒根圓比摩擦離合器外片的外徑大，即大于 90模數為 其分度圓直徑分別為： 、 4 1 2 、 -傳動軸間中心距 11 2） -傳動軸上齒輪傳動副齒輪齒數分別為： 24與 57、 30與 51、 37與 54。模數為 4，則其分度圓直徑分別為： 、 28457買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 18 044514 、 764445 、 -傳動軸間中心距 625724242 332 3） -傳動軸上兩齒輪傳動副齒輪齒數分別為： 66與 33、 20與 79。模數為 4，則其分度圓直徑分別為： 、 3 2433 4466 66 184797 、 -傳動軸間中心距 983366242 113 5 主軸及其組件的設計 主軸組件結構復雜，技術要求高。安裝工件的主軸參與切削成形運動，因此，它的精度和性能性能直接影響加工質量（加工精度與表面粗糙度）。 1）主軸直徑的選擇 由 車床 功率 N=表可以選取前支承軸頸直徑 : 30951 ,考慮到軸承的直徑系列均為 5的倍數，故取 001 后支承軸頸直徑 1=70 85取 0 ）主軸內徑的選擇 車床 主軸由于要通過棒料，安裝自動卡盤的操縱機構及通過卸頂尖的頂桿，必須是空心軸。 確定孔徑的原則是在滿足對空心主軸孔徑要求和最小壁厚要求以及不削弱主軸剛 度 的 要 求 盡 可 能 取 大 些 。 由 車床 主 參 數 （ 規(guī) 格 尺 寸 ） 和 基 本 參 數（ B/得最大工件回轉直徑 D=400d 50 推薦：普通 車床 d/D(或 1)=中 D 主軸的平均直徑， D=(2)/2= 2)80100( =90 前軸頸處內孔直徑 d=(=54以，內孔直徑取 d=50文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 19 3）前錐孔尺寸 前錐孔用來裝頂尖或其它工具錐柄，要求能自鎖，目前采用莫氏錐孔。選擇如下：莫氏錐度號取 5號、標準莫氏錐度尺寸為： 大端直徑 D=度 L 度 L=181）主軸前端懸伸量的選擇 確定主軸懸伸量 可能取小值。 主軸懸伸量與前軸頸直徑之比 a/D=1.5 a=(1=60 150 以，懸伸量取 100）支承跨距及懸伸長度 為了提高主軸剛度，應盡量縮短主軸的外伸長度 a，選擇適當的支承跨距 L。一般推薦取 53跨距 承變形對軸端變形影響大。所以軸承剛度小時， 選大值，軸剛性差時，則取小值。其大小很大程度上受其他結構的限制，常常不能滿足以上要求。在安排結構時力求接近即可。 6）頭部尺寸的選擇 對機床主軸的頭部廣泛采用短圓周式結構，懸伸短，剛度好。在此選擇 軸前端軸徑 00選代號為 6的 公稱直徑 D=偏差為+70、 4、 6、 B=25、 l =14、 h=5。 7）主軸材料與熱處理 材料為 45 鋼，調質到 220 250軸端部錐孔、定心軸頸或定心圓錐面等部位局部淬硬至 55，軸徑應淬硬。 8） 主軸軸承 主軸的前軸承選取 3182100系列雙列向心短圓柱滾子軸承。這種軸承承載能力大，內孔有 1： 12 錐度，磨擦系數小，溫升低，但不能承受軸向力，必須和能承受軸向力的軸承配合使用，因此整個部件支承結構比較復雜。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 20 6 傳動軸的估算 傳動軸直徑按扭轉剛度用下列公式估算傳動軸直徑： 91 中： N 該傳動軸的輸入功率 d 電機額定功率； 從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積 該傳動軸的計算轉速 r/ 每米長度上允許的扭轉角 (m), 表 度要求 允許的扭轉角 主 軸 一般的傳動軸 較低的傳動軸 1 1 2 對于一般的傳動軸，取 =估算的傳動軸長度為 500 對軸有： 00r/ 10005001 預取 301 d 軸有： 120 r/ 10005002 文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 21 預取 382 d 對軸有： 40 0 05 0 01 4 取 463 將估算的傳動軸直徑 %為花鍵軸的直徑，在選相近的標準花鍵。 1d =32 2d =38 3d =46 表可以選取花