電磁離合器變速式數控車床主傳動系統設計畢業(yè)論文設計說明書

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1、 ( 此文檔為 word 格式，下載后您可任意編輯修改！ ) Ｘ Ｘ 大 學 畢 業(yè) 設 計 題 目 電磁離合器變速式數控車床 主傳動系統設計 學 院 機械工程學院 專 業(yè) 機械工程及自動化 班 級 ＸＸＸＸ 學 生 ＸＸＸ 學 號 ＸＸＸＸＸＸ 指導教師 ＸＸＸ 二〇一五 年 五月 三十日 摘 要

2、當前 , 隨著社會生產力的發(fā)展 , 機床技術的進步， 高精度、高自動化的數控車床需求量顯著增多，而數控車床又具有大功率、高轉速、自動變速、主軸轉速范圍廣等特點，所以在機床行業(yè)，數控車床成為重要的生產力量。 本論文首先介紹了數控機床在國內外發(fā)展的過程與現狀以及選題目的與意義 , 并 分析了其存在的一些問題；對數控機床發(fā)展趨勢進行了簡單探討；并對 CK6140數控車床主軸箱傳動系統進行了分析、設計與計算。 主軸箱是由安裝在精密軸承中的空心主軸和一系列變速齒輪組成。在調速范圍內，數控車床主軸可以獲得的任意速度，以滿足加工切削要求。 目前，數控車床的發(fā)展趨勢是通過電氣與機械裝置

3、實現無級變速。 變頻電機通過帶傳動和變速齒輪為主軸提供動力，主軸箱內串聯變速齒輪來擴大齒輪的變速范圍。 本設計將帶輪不卸荷結構變?yōu)榱藥л喰逗山Y構， 使輸入軸在帶輪處只受轉矩， 將軸上的徑向力傳動到車床箱體上 , 改善了輸入軸的受力情況。 關鍵詞： 主軸箱；無級調速；傳動系統 ABSTRACT At present, with the development of the social productive forces, the progress of machine technology,

4、 , demand, and CNC lathe also , a wide range of spindle speed and other characteristics, so machine tool industry, CNC lathe become an important power production. This paper introduces the present situation of CNC machine tools and process development as well as the purpose and significance of th

5、e topic, and analyzes some problems of its existence; CNC machine tool development trends were discussed briefly; And CK6140 CNC lathe analyzes, design and calculation. Headstock is componented by precision bearings in thegear. In the speed range, any speed Spindle available to meet working cutti

6、ng requirements. At present, the development trend is to provide a continuouslyvariable speed through the electrical or mechanical devices. Variable Frequency Motor conveys the power through belt drive and a set of transmission gears. Spindle speed gear box series to the extended range of the gea

7、r . In this design the design of the belt drive changed from the original unloading structure into the loading structure, the input shaft of the pulley only by torque, radial force to the drive shaft on the lathe cabinet, improve the force of the input shaft situation. Keyword: Systerm

8、 目 錄 .. .. ...I ABST RACT . .. .II 1 .....1 1. 1 ...................... ....1 1.1.1 .......... ......1 1.1. 2 .... ....... .. . .. ....2 1. 2 ....... . . .. ...2 1. 2.3.... 7 3.11 3.1 ..11 3.2 ....14 3.2.1 ..14

9、 3.2.2 .....14 3.2.3 .....16 3.2.4 ...................... .....17 3.2.5 ............ .......17 3.2.6 ..................... ......20 3.3 ............... . .. . .21 4 ...................... . . .. . .22 4.1 ........... . . .. . 22 4.2 ... . . . . . .. . . . 22

10、 4.3 . . . . .. . . . 23 5 . . .. . . 25 6...................... .... .... .. ....26 ...................... ........27 ...................... ........28 1 前言 1.1 選題背景與意義 國內外研究現狀 從 20 世紀 70 年代初，我國的數控車床進入市場， 通過各大機床廠家的不懈努力，在采取與國外著名機床廠家的

11、合作、合資、技術引進、樣機消化吸收等措施下，使得我國的機床制造水平有了巨大的提升，車床產量在金屬切削加工中占有較大的比例。 目前，國產數控車床的品種、規(guī)格較為齊全，質量基本穩(wěn)定可靠，已進入實用和全面 發(fā)展階段。但數控機床的產品在國際市場中的競爭力仍處于較低水平， 即使在國內市場也同樣面臨著嚴峻的形勢： 一方面國內市場對各類機床產品有大量需求， 而另一方面卻有很多國產機床滯銷積壓， 導致國內機床產品充斥市場， 嚴重影響我國數控機床自主發(fā)展的前景。 這種現象的出現， 除了有經營上、 產品質量差和促銷手段低等原因外，一個最主要的原因就是新產品（包括基型、變型和專用機床）的開發(fā)周期長，不

12、 能很好的針對用戶需求提供滿意的產品。下面簡單介紹分析下數控車床的一些特點：主軸傳動系統 數控車床主傳動系統可分為有級變速傳動和無級變速傳動。 分級變速傳動是在一定范圍能均勻的、 離散地分布著有限級數的轉速， 主要用于普通的機床。 無級變速形式則可以在一定范圍內連續(xù)改變轉速， 從而得到滿足加工要求的最佳轉速， 并且能在運轉中變速，便于自動變速。最重要的是數控車床的主傳動系統通常采用無級變速。 與其他普通車床相比， 數控車床的主傳動采用交、 直流調速電動機， 電動機調速 范圍大，并可一實現無級調速， 使主軸結構大為簡化。 為了適應不同的加工需求數控車床主傳動系統有以下三種方

13、式。 1) 電動機直接驅動 電動機與主軸通過聯軸器直接連接， 或著是采用內裝式主軸電動機驅動。 采用直接驅動可以很大程度上簡化主軸箱結構， 能有效地提高主軸剛度。這種傳動的特點是主要在主軸轉速的變化、 輸出轉矩與主軸的特性完全一致。 但由于主軸的功率和轉矩特性決定電機性能的原因， 從而這種變速傳動的方式受到一定限制。 2) 采用定比傳動 電動機經定比傳動給主軸。 定比傳動是通過用帶傳動或齒輪 傳動，這兩種傳動方式在一定程度上能滿足主軸功率和轉矩的要求， 但其變速范圍仍 和電動機的調速范圍相同。 當前，交流、直流電動機的恒功率轉速范圍一般只有 2-

14、4 ， 而恒轉矩范圍則達 100 以上；而許多大、中型機床的主軸要求有更寬的恒功率轉速范 圍。很明顯，這種情況下主軸電動機的功率特性和機床主軸的要求不匹配 : 調速電動 機的恒功率范圍遠小于主軸要求的恒功率變速范圍。 所以這種變速方式多用于小型或 高速數控機床。 3) 采用分檔變速方式 這種變速方式主要是用于解決主軸電動機的功率特性和機床主軸功率特性不匹配的問題。 變速多采用齒輪副來實現， 電動機的無級變速配合變速機構來保證主軸的功率、 轉矩要求，進而滿足各種切削運動的轉矩輸出， 特別是保證低速時的轉矩以及擴大恒功率的調速范圍。 4) 用兩個電機分別驅動主軸

15、 此方式是上述兩種方式的混合傳動， 高速時帶輪 直接驅動主軸，低速時另一個電機則通過齒輪減速后驅動主軸。 發(fā)展趨勢 1) 高速、高精密化 當前數控機床正向高速切削、 干切削和準干切削等多方向發(fā)展， 加工精度也在不斷地提高。另一方面，電主軸和直線電機的成功應用，陶瓷滾珠軸承、高精度大導程空心內冷和滾珠螺母強冷的低溫高速滾珠絲杠副及帶滾珠保持器的直線導軌副等機床功能部件的面市，也為機床向高速、精密發(fā)展創(chuàng)造了條件。 2) 高可靠性 3) 數控車床設計簡單 CAD化、結構設計易于模塊化 應用 CAD技術來替代人工完成繁瑣的繪圖工作，選擇設計方案和動態(tài)特性

16、分析、計算、預測及優(yōu)化設計， 以及對整機各工作部件進行動態(tài)模擬仿真。 這樣很大程度上提高了工作效率，提高設計的成功率，縮短試制周期，降低了設計成本，提高市場競爭能力。 4) 功能復合化 擴大機床的使用范圍、 提高效率，實現一機多用多功能， 即一臺數控車床可以實 現多種銑削加工方式。 5) 智能化、網絡化、柔性化和集成化。 1.2 選題目的及意義 當今世界各國制造業(yè)廣泛采用數控技術， 來提高制造能力和水平， 提高對動態(tài)多 變市場的適應能力和競爭能力。 此外，世界上各工業(yè)發(fā)達國家還把數控技術及數控裝備列為國家的戰(zhàn)略物資，

17、 不僅采取重大措施來發(fā)展自己的數控技術及其產業(yè)， 而且在“高精尖” 數控關鍵技術和裝備方面對我國實行封鎖和限制政策。 總之，大力發(fā)展以數控技術為核心的先進制造技術， 提高企業(yè)生產效率和產品質量， 同時降低工人勞動強度，已成為世界各發(fā)達國家加快經濟發(fā)展、提高綜合國力和國家地位的重要途徑。 在這一背景下， 對于即將畢業(yè)走向社會的我們來講， 通過選擇對數控車床的畢業(yè)設計則有如下目的及意義： 1) 通過設計電磁離合器變速式數控車床主傳動系統，了解變速式數控車床的工作原理、掌握變速式數控車床主傳動系統的設計過程和方法， 提高對變速式數控車床主傳動系統結構的設計能力。 2) 通過運用所學

18、知識及查閱相關資料，提高獨立思考和解決問題的能力。 3) 通過對變速式數控車床主傳動系統的設計， 優(yōu)化主傳動系統、 改造數控系統，對數控技術的廣泛應用和推廣數控機床的改造有著深遠意義。 4) 在這樣一種背景下，通過本次設計培養(yǎng)綜合運用基礎知識和專業(yè)知識的能力，解決工程實際問題， 使工程繪圖、 數據處理、外文文獻閱讀、 編碼器選擇、電機選擇、 使用機械設計手冊等基本技能及能力得到訓練和提高。我選擇的課題是設計 CK6140 數控車床的主傳動系統， 用于加工復雜軸、盤類的零件，以提高生產效率和產品質量， 降低工人勞動強度此外， 力求完成課題之余， 熟悉國內外數控技術及

19、數控機床的現狀 及發(fā)展趨勢 , 增強對如何發(fā)展民族數控機床產業(yè)的感性認識。 1.3 設計研究內容要求 相關設計要求： 1) 數控車床主軸最高轉速為  4500rmin ，最低轉速為  30rmin ，計算轉速為 150rmin ，最大切削功率為 5.5Kw。采用交流變頻主軸電動機， 額定轉速為 1500rmin ，最高轉速為 4500rmin ，最低轉速為 310rmin. ； 2) 設計分級變速傳動系統，用電磁離合器完成數控車床的調速。 3) 數控車床作為高度自動化的機電一體化設備，其主傳動系統的設計應滿足如下基本要求

20、 : ① 使用性能要求 首先應滿足機床的運動性能，進而把傳動系統設計的更加 合理，操縱方便靈活、迅速、安全可靠。 ② 傳遞動力要求 主電動機和傳遞結構能夠提供和傳遞足夠的功率和轉矩， 具有較高的傳動效率。 ③ 工作性能要求 主傳動中所有零部件要有足夠的剛度、精度和抗振性，熱 變形性穩(wěn)定。此外，還要求主傳動系統結構簡單，便于調整和維修；工藝性好，便于 加工和裝配；防護性能好；使用壽命長。 2 主傳動系統設計 2.1 數控車床主傳動系統設計總體方案 主傳動系統傳動方案的確定 數

21、控機床需要自動換刀、 自動變速；且在切削不同直徑的階梯軸、 曲線螺旋面和端面時，需要切削直徑的變化 , 主軸就必須通過自動變速，來維持切削速度的基本恒定。這些自動變速即為無級變速， 在一定的調速范圍內選擇理想的切削速度， 這樣有利于提高加工精度，以及提高切削效率。無級調速有機械、液壓和電氣等多種形式， 數控機床一般采用由直流或交流調速電動機作為驅動源的電氣無級變速。 由于數控機 床的主運動的調速范圍較大， 單靠調速電機無法滿足這么大的調速范圍， 另一方面調 速電機的功率扭矩特性也難于直接與機床的功率和轉矩要求相匹配。 因此，數控機床 主傳動變速系統常常在無級變速電機之后

22、串聯機械有級變速傳動， 以滿足機床要求的 調速范圍和轉矩特性。 為簡化主軸箱結構，本方案采用三級機械變速機構，運動方案如下圖 2.1 所示。 圖 2.1 主軸變速箱變速傳動示意圖 主傳動系統有級變速自動變換方式的確定 有級變速的自動變換方法一般有液壓和電磁離合器兩種。 電磁離合器是通過應用電磁效應接通或切斷運動的元件， 由于它便于

23、實現自動操作，并有現成的系列產品可供選用， 所以它已成為自動裝置中常用的操作元件。 電磁離合器用于數控機床的主傳動中， 能簡化變速機構， 使機床操作更加方便。 通過安裝在各傳動軸上離合器的吸合和分離的不同組合來改變齒輪的傳動路線， 實現主軸的變速。電磁離合器分類一般為濕式電磁離合器、摩擦片式和牙嵌式等。 液壓變速機構是通過液壓缸、 活塞桿帶動撥叉推動滑移齒輪移動來實現變速， 雙聯滑移齒輪用一個液壓缸， 而三聯滑移齒輪則必須使用兩個液壓缸 （差動油缸） 實現三位移動。液壓撥叉變速是一種有效的方法，工作平穩(wěn)，易實現自動化。但變速時必 須主軸停車后才能進行， 另外，它增加了數控機床的復雜

24、性， 而且必須將數控裝置送來的電信號轉換成電磁閥的機械動作， 然后再將壓力油分配到相應的液壓缸， 因而增加了變速的中間環(huán)節(jié)，帶來了更多的不可靠因素。 根據設計要求，本方案選擇濕式電磁離合器來實現主傳動系統有變速的自動變換方式。 2.2 計算各軸計算轉速、功率和轉矩 1) 主軸調速范圍的確定 （本小節(jié)公式除非特別說明，均出自資料 [12] ）∵數控車床主軸轉速范圍 30～ 4500rmin n 則數控車床總變速范圍 R n n  max 150 （2.1 ） min 已知計算轉速 n計 150r /

25、min 主軸的恒功率變速范圍 nmax 4500 30 （2.2 ） Rnp 150 n計 電機的恒功率變速范圍 8000 8 R dp 1000 由于 Rnp>>Rdp ，電動機直接驅動主軸不能滿足恒功率變速要求，因此需要串聯一 個有級變速箱，以滿足主軸的恒功率調速范圍。 取 f Rdp l g R np 3 8，則 Z lg f 對于數控車床，為了加工端面時能夠滿足恒線速度切削的要求，故取動比分配可取。 2) 各軸計算轉速的確定

26、 n0 n j 150r / min nⅠ n0 2000r / min 0.7 nⅡ nⅠ 447r/min 4.47 nⅢ1 nⅡ 198r / min 2.25 nⅢ 2 nⅡ 140.7r / min 1.41 各軸輸入功率 p0 ped 7.5Kw 3) p p0 0.96 7.2Kw Ⅰ pⅡ

27、p 0.99 0.98 6.98Kw Ⅰ pⅢ pⅡ 0.99 0.98 6.77Kw 4) 各軸輸入轉矩 T 0 54 N.m TⅠ 9550 pⅠ 9550 5.28 121N.m nⅠ 416.7 TⅡ 9550 pⅡ 9550 5.12 235N.m nⅡ 208 TⅢ1 9550 pⅢ 9550 4.97 456.4N.m nⅢ1 104 TⅢ2 9550 pⅢ 9550 4.97

28、114N.m nⅢ2 416.7 表 2.1 各軸的傳動參數 參 數 0軸 I軸 II 軸 軸 （電機軸） ( 傳動軸） （主軸 )  Z=3，故傳 （ 2.3 ） （ 2.4 ） （ 2.5 ） 計 算

29、 轉 2000 447 150450 （ r ） min 輸入功率（Kw） 7.5 7.2 6.77 轉矩（ N m ） 54 121 456.4114 由電機的轉速范圍 ( 包括恒功率變速范圍 ) 和各軸傳動比 , 畫出數控車床的轉速圖 , 見圖 2-2 。 圖 2.2 轉速圖 2.3 電機的選擇

30、 1. 選擇電機應綜合考慮的問題 (1) 根據機械的負載特性和生產工藝對電動機的啟動、 制動、反轉、調速等要求，選擇電動機類型。 (2) 根據電機負載轉矩、轉速變化范圍和啟動頻繁程度等因素，考慮電動機的溫升限制、過載能力額啟動轉矩，選擇電動機功率，并確定冷卻通風方式。所選電動機 功率應留有余量，負荷率一般取 0.8 ～ 0.9 。 (3) 根據使用場所的環(huán)境條件的不同，如溫度、濕度、灰塵、雨水、瓦斯以及腐蝕和易燃易爆氣體等考慮必要的保護措施，選擇電動機的結構型式。 (4) 根據企業(yè)的電網電壓標準和對功率因素的要求，確定電動機的電壓等級和類

31、 型。 (5) 根據生產機械的最高轉速和對電力傳動調速系統的過渡過程的要求，以及機械減速機構的復雜程度，選擇電動機額定轉速。 此外，還要考慮節(jié)能、可靠性、供貨情況、價格、維護等等諸多因素。 2. 電動機類型和結構型式的選擇 由于不同機床有不同的主軸輸出性能 ( 旋轉速度，輸出功率，動態(tài)剛度，振動抑 制等 ) ，因此，主軸選用標準與實際使用需要是緊密相關。總的來說，選擇主軸驅動 系統將在價格與性能之間找出一種理想的折衷。 3. 電動機容量的選擇 選擇電動機容量就是合理確定電動機的額定功率。 在決定電動機功率時我們特別 需要考慮電動機的發(fā)熱、

32、 過載能力和起動能力三方面因素， 但一般情況下電動機容量 主要由運行發(fā)熱條件而定。 電動機發(fā)熱與其工作情況有關。 而對于載荷不變或變化不 大，且在常溫下連續(xù)運轉的電動機（如本課題中的電動機），只需要考慮其所需輸出 功率不超過其額定功率， 工作時就不會過熱， 可不進行發(fā)熱計算， 本設計中電機容量 按以下步驟確定。 4. 確定電機輸出功率 Pd Pd  P切削 傳動裝置的總效率 1 2 1 3 (2.6) 其中， 1 ―圓柱直齒輪傳動效率，查得 3 ＝0.9

33、8 ；； 2 ―Ⅱ軸軸承效率，查得 2 ＝ 0.99 0.99 ＝0.98 ； 3 ―Ⅲ軸（主軸）軸承效率，查得 4 ＝ 0.99 0.99 ＝0.98 。 由此， ＝ 0.98 0.98 0.98 0.98 0.922 。 故，錯誤！未找到引用源。 5. 選擇電動機額定功率 Ped 如前所述，電動機功率應留有余量，負荷率一般取 0.8 ～0.9 ，所以電動機額定 功率選取為 7.5 Kw 。 6. 電動機電壓和轉速的選擇 小功率電動機一般選為

34、380V 電壓。所以本電機的電壓可選為 380V。同一類型、功率相同的電動機具有多種轉速。一般而言，轉速高的電動機，其尺寸和重量小，價 格較低，但會使傳動裝置的總傳動比、 結構尺寸和重量增加。 選用轉速低的電動機則情況相反。要綜合考慮電機性能、價格、車床性能要求等因素來選擇。 本設計中的數控車床主軸的轉速范圍要求為 30rmin —— 4500rmin 。由于采用三級變速級數，故對電動機恒功率變速范圍以及整個變速范圍要求較高。 I 軸上齒輪傳動比確定為 錯誤！未找到引用源。 ; II 軸上兩對直齒輪的傳動比分別為 錯誤！未找到引用源。，錯誤！未找到引用源。 ;

35、 由此可得電機的轉速范圍 : 錯誤！未找到引用源。。 通過綜合考慮電動機與主軸功率特性的匹配問題 （數控車床主軸要求的恒功率變速范圍遠大于調速電動機的恒功率變速范圍） ，為解決這一問題， 需要在電動機與主軸之間串聯一個分級變速機構， 以便擴大其恒功率調速范圍， 滿足低速大功率切削時對電動機輸出功率的要求。主傳動系統的采用定比傳動和無級變速相結合的傳動方 式。交流調頻主軸電動機經帶傳動， 傳遞給傳動軸， 傳動軸再通過變速機構傳遞給主軸，從而實現主軸的變速。變速機構采用齒輪副來實現，如圖 3.1 所示。這樣通過電動機的無級變速，配合變速機構便可確保主軸的功率和轉矩要求。

36、 圖 2.3 主軸的功率轉矩特性 如圖 2.3 所示，車床主軸要求的功率特性和轉矩特性。 這兩條特性曲線是以計算 轉速 nj 為分界，從 n j 至最高轉速 nmax 的區(qū)域Ⅰ為恒功率區(qū)，在該區(qū)域內，任意轉速下 主軸都可以輸出額定的功率，最大轉矩則隨主軸轉速的下降而上升。從最低轉速 nmin 至 n j 的區(qū)域Ⅱ為恒轉矩區(qū)， 在該區(qū)域內， 最大轉矩不再隨轉速下降而上升， 任何轉速下可能提供的轉矩都

37、不能超過計算轉速下的轉矩， 這個轉矩就是機床主軸的最大轉矩 M max 。在Ⅱ區(qū)域內，主軸可能輸出的最大功率 Pmax ，則隨主軸轉速的下降而下降。 7. 確定電機的型號 由前面信息，可選取 FANUC交流電機，型號為 c12 / 6000i 。這種電機轉動非常 平穩(wěn)，采用 160,000,000rev 的超高分辨率位置編碼器，通過線圈切換可實現電機的 高速、高加速控制。 表 2.2 交流主軸電機的參數 主軸型號 連續(xù)輸出功 ３０分鐘額 基本速度 變速范圍 率 定輸出功率 6.5 ＫＷ ＫＷ １５００ 30

38、～６０００ 7.5 10 rmin rmin 3 傳動系統零部件設計 3.1 傳動皮帶的設計和選定 （如無特殊說明，本小節(jié)公式均出自資料 [14] ） 帶傳動是由帶和帶輪組合進行傳動。 根據工作原理可分為兩類： 摩擦帶傳動和嚙合帶傳動。摩擦帶傳動是機床主要傳動方式之一， 常見的有平帶傳動和 V 帶傳動；嚙合傳動只有同步帶一種。 普通 V 帶傳動是常見的帶傳動形式， 其結構為：承載層為繩芯或膠簾布， 楔角為40、相對高度進似為 0.7 、梯形截面環(huán)行帶。其特點為：當量摩擦系數大，工作面與輪槽粘附著好，允許包角

39、小、傳動比大、預緊力小。繩芯結構帶體較柔軟，曲撓疲 勞性好。其應用于：帶速 V≤25～30ms；傳動功率 P＜700kW；傳動比 i ≤10；軸間距 較小的傳動。 其主要失效形式： ① 帶在帶輪上打滑，不能傳遞動力； ② 帶由于疲勞產生脫層、撕裂和拉斷； ③ 帶的工作面磨損。 V 帶傳動設計的主要依據是在工作中保證帶不打滑的前提下能傳遞最大功率， 并 具有一定的疲勞強度和使用壽命，也是靠摩擦傳動的其它帶傳動設計的主要依據。 1) 設計功率 Pca 的確定： 由表 8-7 查得工況系數 K A 1.1 Pca K

40、A P 1.1 7.5 8.25Kw （3.1 ） 2) 選定帶型： 根據 Pca 和 n j 由圖 8-10 確定選用 A 型。 確定帶輪的基準直徑 dd 1 并驗算帶速傳 V： ① 初選帶輪的基準直徑 dd 1 由表 8-6 和表 8-8 確定： 取小帶輪直徑 dd 1 =125mm ② 驗算帶速 V： 因為 5ms

41、4】 P150 公式 (8-15a) D2 n1 D1 1 n2 式中： n - 小帶輪轉速， n - 大帶輪轉速， - 帶的滑動系數，一般取 0.02 。 則： D 2 1500 125(1 0.02) 276mm ，由【 4】 P157 表 8-8 取圓整為 280mm。 665 3) 驗算帶速度 V 按【 4】 P150 式（ 8-13 ）驗算帶的速度 D1n1 3.14 125 1440 （3.3 ） V 60 9.42 m 60 1000 1000

42、s ∵ 5 m s v 30 m s ，故帶速合適。 4) 初定中心距 帶輪的中心距，通常根據機床的總體布局來初步選定， 一般可在下列范圍內選?。? 根據【 4】 P152 經驗公式（ 8-20 ） 0.7(D1 D2 ) A0 2(D1 D2 ) (3.4) 取 2錯誤！未找到引用源。，取 A0 =700mm. 5) 三角帶的計算基準長度 L 2 由【 4】 P158 公式（8-22 ）計算帶輪的基準長度 L0 2 A0 D1 D2 D2 D1 2 4A0

43、 (3.5) 由【 4】 P146 表 8-2 ，圓整到標準的計算長度 L=2300mm 6) 驗算三角帶的撓曲次數 u 1000mv 次 ，符合要求。 10.31 40 s L 7) 確定實際中心距 A 按【 4】 P158 公式（ 8-23 ）計算實際中心距 A=錯誤！未找到引用源。 (3.6) 8) 驗算小帶輪包角1 根據【 4】 P158 公式（ 8-25 ） 1 180oD2 D1 57.3O 170.9O

44、 120O ，故主動輪上包角合適。 A 9) 確定三角帶根數 Z 根據【 4】 P158 式（ 8-26 ）得 z pca (3.7) p0 p0 k kl 查表【 4】 P153 表 8-4d 由 i=1.8 和 n1 1500r min 得 p0 = 0.15KW, 查表【 4】表 8-5 ， k =0.98 ；查表【 4】表 8-2 ，長度系數 kl =1.01 Z 9.0 4.39 (3.8) 0.15) 0.98 (1.92 1.01

45、 ∴取Z 5根 10) 計算預緊力 查【 4】表 8-3 ，q=0.1kgm 由【 4】式（ 8-27 ） F0 500 pca ( 2.5 k ) qv2 (3.9) vZ k 其中： pca - 帶的變速功率 ,KW； v- 帶速 ,ms； q- 每米帶的質量， kgm；取 q=0.1kgm。 v=1500rmin=9.42ms。 F0 500 9.0 5 ( 2.5 0.98)0.1 9.42

46、2 156.82N 9.42 0.98 11) 計算作用在軸上的壓軸力 FQ 2ZF0 sin 1 2 5 156.82 sin 170.9 1563.26N (3.10) 2 2 傳動比 i= 錯誤！未找到引用源。 查表【 4】 P152 表 8-4a 由 D1 125mm和 n1 1500 r min 得 p0 =2.32KW 3.2 軸系零部件的結構設計 確定各軸轉速 1. 確定主軸計算轉速：計算轉速 n j 是傳動件傳遞全部功率的最低轉速。各

47、傳動 件的計算轉速可以從轉速圖上，按主軸的計算轉速和相應的傳動關系確定。 已知主軸的計算轉速為 n j 150r / min 2. 各變速軸的計算轉速： 軸Ⅱ的計算轉速可傳動比找上去，軸Ⅱ的計算轉速 錯誤！未找到引用源。 為 675rmin ； 軸Ⅰ的計算轉速 n j1 為 2000rmin ； 3. 各齒輪的計算轉速 同一變速組內一般只計算組內最小齒輪， 也是最薄弱的齒輪， 故也只需確定最小齒輪的計算轉速。 變速組 1 中， 2199 只需計算 z = 21 的齒輪，計算轉速為 675rmin ；變速組 2 計算 z

48、= 37 的齒輪，計算轉速為 150rmin ；核算主軸轉速誤差 ∵ n實 1500 126 / 224 35/49 45/45 72/36 1157.14r / min (3.11) n標 1120r / min (n實 n標 ) (1157 1120) 100% 4.3% 5% ，所以合適。 ∴ 100% 1120 n標 確定傳動各軸最小直徑 根據【 5】公式（ 7-1 ）， d 4 P mm ，并查【 】表 得到 取 。

49、 91 n j 5 7-13 1 ① Ⅰ軸的直徑：取 1 0.96,n1 j 675r / min 7.5 4 0.96 d 914 91 7.5 (3.12) n j 29.3mm 675 1 ② Ⅱ軸的直徑：取 2 1 0.98 0.99 0.99 0.922, n j 2 150r / min

50、 7.5 4 0.922 d 4 91 7.5 40.61mm 91 nj 150 1 其中： P- 電動機額定功率（ kW）； - 從電機到該傳動軸之間傳動件的所有傳動效率的乘積； n j - 該傳動軸的計算轉速（ r min ）； - 傳動軸允許的扭轉角（ o m ）。 ③ 各軸間的中心距的確定： d ( z1 z2 )m (34 77) 3 ； (3.13) 2 2 166.5(m

51、m) d ( 65 65) 3 195(mm) ； 2 d (37 37) 3 111(mm) ； V 2 T 9.55 106 P / n 9.55 10 6 7.5 0.96 / 800 86N m Fr 2 T / d 2 86 /(112 10 3) 1535.7 N 最大撓度： F b 3l 2 4b2

52、 max 48EI 1535.7 426 3 464 2 4 426 2 10 3 4 (3.14) 30 4 4 48 210 10 9 10 3 64 110.68 10 3 mm 式中； E 材料彈性模量； E 2

53、.1 109 MPa; (3.15) I 軸的； I d 4 3.14 30 4 39740.6mm4 ; 64 64 查【 1】表 3-12 許用撓度 y 0.03 4 0.12mm ； YB y , 所以合格 。 ④ Ⅱ軸、Ⅲ軸的校核同上。 Ⅰ和 II 軸的結構設計 1. Ⅰ軸上的零件主要是電磁離合器和齒輪。其中用凸臺跟軸用彈性擋圈定位 , 電磁離合器選用軸間和鎖緊螺母定位。 傳動軸即需要滿足強度要求， 還必須滿足剛度的要求， 強度要求是保證軸在反復載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞

54、。 機床主傳動系統精度要求較高， 不允許有較大變形。因此疲勞強度一般不失是主要矛盾， 除了載荷很大的情況外， 可以不必驗算軸的強度。剛度要求保證軸在載荷下不至發(fā)生過大的變形。 因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。 2. Ⅱ軸的支承形式 該軸不受或只受極小的軸向力，主要受徑向力，故左、右端選用深溝球軸承。 圖 3.1 中間傳動軸的支承形式 3. 軸上零件的軸向定位 II 軸上的主要零件主要有三對直齒圓柱齒輪及其中兩直齒圓柱齒輪對應的電磁離合器。滾子軸承的左端靠在端蓋上， 右端用軸肩定位。 與電機軸上齒

55、輪相嚙合的齒輪左端用鎖緊螺母固定 , 右端用軸肩定位 . 另外兩齒輪所對應的電磁離合器位于它們中間，相互緊靠，兩齒輪的另兩端用軸肩，另外兩段采用鎖緊螺母定位。軸右端的軸承左邊利用軸肩定位，右端用一摔油盤（有套筒的作用）和鎖緊螺母進行定位。 軸的選材和最小直徑 dmin 的確定 軸的材料選擇為： 45 號鋼（調質處理）。 軸的最小尺寸，由式（ 15－2）， dmin A0 3 P (3.16) n 式中， A0 由表 15－ 3，可取得 110，故： d min 110 3 5.12 37.99

56、 208 取 dmin ＝40mm。由于 dmin 取值較計算值大的多，所以不用再按彎扭合成強度條件 計算和進行疲勞強度校合。 軸的零件圖如圖 3-2. 圖 3.2 中間轉動軸零件示意圖 3.2.4 鍵的校核 鍵和軸的材料都是鋼，由【 4】表 6-2 查的許用擠壓應力 [ p ] 100 ~ 120MPa , 取其中間值， [ p ] 110MPa 。鍵的工作長度 l L b 22mm 8mm 16mm ，鍵與輪 榖鍵槽的接觸高度 k

57、 0.5h 0.5 7mm 3.5mm 。由【 4】式（ 6-1 ）可得 2T 103 2 86 10 3 102.3MPa [ p ] 110MPa (3.17) p 3.5 16 MPa kld 30 式中： T 傳遞的轉矩 , N m; k 鍵與輪轂鍵槽的接觸高 度； k 0.5h, 此處 為鍵的高度 。 h mm l 鍵的工作長度， ，圓頭平鍵 l L b, L 為鍵的公稱長度， mm,b 為鍵的寬度， ； mm

58、 mm d 鍵的直徑， mm； [ p ] 鍵、軸、輪轂三者中最 弱材料的許用擠壓應力 ， MPa, 鍵【 】表 6 ； 4 2 可見連接的擠壓強度足夠了，鍵的標記為： 鍵14 9 GB T 1096 2003 齒輪模數的確定及校核 1. 選定齒輪類型 , 精度等級 , 材料及齒數。 2. 根據選定的傳動方案 , 選用直齒圓柱齒輪傳動。 1) 本次設計屬于金屬切削車床類 , 一般齒輪傳動 , 故選用 6 級精度。 2) 材料選擇 . 由表 10-1 選擇小

59、齒輪材料為 40Cr( 調質 ), 硬度為 280HBS,大齒輪材料為 45 鋼 ( 調質 ) 硬度為 240HBS,二者材料硬度差為 40HBS。 3) 選齒輪齒 錯誤！未找到引用源。，錯誤！未找到引用源。 ，錯誤！未找到引用源。 =20。 齒輪模數的估算。通常在相同變速組內的齒輪取相同的模數，若齒輪材料相同， 則選擇負荷最重的小齒輪，根據齒面接觸疲勞強度和齒輪彎曲疲勞強度條件按【 5】表 7-17 進行估算模數 mH 和 mF ，并按其中較大者選取相近的標準模數，為簡化工藝 制造，變速傳動系統內各變速組的齒輪模數最好一樣，通常不超過 2～3 種模數。 先計算最

60、小齒數齒輪的模數，齒輪選用直齒圓柱齒輪及斜齒輪傳動，查【 4】表 10-8 齒輪精度選用 7 級精度，再由【 4】表 10-1 選擇小齒輪材料為 40Cr ( 調質 ) ，硬 度為 280HBS： 根據【 5】表 7-17 ；有公式： mH 160203 KP ( 1) m n j z 2 2 A. 齒面接觸疲勞強度： HP (3.18) mF 430 KP 3 mn j z B. 齒輪彎曲疲勞強度：

61、 FP (3.19) 1 變速組：分別計算各齒輪模數，先計算最小齒數 20 的齒輪。 齒面接觸疲勞強度： mH 160203 KP ( 1) (3.20) 2 2 m n j z HP 其中 : -公比； =2； P- 齒輪傳遞的名義功率； P = 0.96 7.5=7.2KW； m - 齒寬系數 m =b m 5 10； HP - 齒輪許允接觸應力 HP 0.9 H lim ， H lim

62、由【5】圖 7-6 按 MQ線查取 ; n j - 計算齒輪計算轉速 ; K- 載荷系數取 1.2 。 H lim HP  =650MPa， 650MPa 0.9 585MPa ∴ mH1 160203 1.2 7.2 3 2.96mm 282 2 5762 7 675 根據【 6】表 10-4 將齒輪模數圓整為 3mm。 齒輪彎曲疲勞強度： mF 3 KP (3

63、.21) 430 mn j z FP 其中 : P- 齒輪傳遞的名義功率； P = 0.96 7.5=7.2KW； m - 齒寬系數 m =b m 5 10 ； FP - 齒輪許允齒根應力 FP 1.4 F lim ， F lim 由【 5】圖 7-11 按 MQ 線查?。? n j - 計算齒輪計算轉速 ; K- 載荷系數取 1.2 。 F lim 300MPa ， ∴ FP 300MPa 1.4 420MPa

64、 ∴ mF1 4303 1.2 7.2 2.53mm 675 28 7 420 根據【 6】表 10-4 將齒輪模數圓整為 2.5mm 。 ∵ mH1 mF 1 所以 m1 3mm 于是變速組 1 的齒輪模數取 m = 3mm，b = 30mm。 軸Ⅰ上主動輪齒輪的直徑： d a1 3 34 102mm；d a 2 3 46 138mm；d a3 3 20 60mm (3.22) 軸Ⅱ上從動輪齒輪的直徑分別為： d mm； d ,

65、 mm。 3 77 3 65 195 mm； 3 99 297 a1 231 a2 d a3 標準齒輪參數： 20度， h* 1，c* 0.25 從【 7】表 3-3 查得以下公式 齒頂圓直徑 da = (z1 + 2h* a )m ； (3.23) 齒根圓直徑 d f (z1 2ha 2c )m ； 分度圓直徑 d = mz ； 齒頂高  ha  = h*  a m ； 齒根高  h f  = (h*

66、  a +  c  *  )m  ； 齒輪的具體值見表 表 3.1 齒輪尺寸表 （單位： mm） 齒輪 齒數 模數 分 度 圓 齒 頂 圓 齒 根 圓 齒頂高 齒根高 z m 直徑 d 直徑 d a 直徑 d f ha h f mn 1 34 3 102 105 98 3 4 2 46 3 138 141 134 3 5 3 20 3 60 63 56 3 4 4 77 3 231 234 227 3 4 5 65 3 195 198 191 3 4 6 99 3 297 300 293 3 4 7 65 3 195 198 191 3 4 8 37 3 111 114 107 3 4 98 37 3 111 114 107 3 4