0086-機床主傳動設計【全套5張CAD圖+說明書】

0086-機床主傳動設計【全套5張CAD圖+說明書】,全套5張CAD圖+說明書,機床,傳動,設計,全套,cad,說明書,仿單 第1章 緒論 一、畢業(yè)設計的目的 1、 畢業(yè)設計屬于機械系統(tǒng)設計課的延續(xù)，通過設計實踐，進一步學習掌握機械系統(tǒng)設計的一般方法。 2、 培養(yǎng)綜合運用機械制圖、機械設計基礎、精度設計、金屬工藝學、材料熱處理及結構工藝等相關知識，進行工程設計的能力。 3、 培養(yǎng)使用手冊、圖冊、有關資料及設計標準規(guī)范的能力。 4、 提高技術總結及編制技術文件的能力。 二、設計內容與基本要求 設計內容：本次畢業(yè)設計要求完成變速級數(shù)為6-18級的機床主傳動系統(tǒng)主軸變速箱設計。 基本要求： 1、 畢業(yè)設計必須完成展開圖、截面圖圖樣設計各一張，能夠較清楚地表達各軸和傳動件的空間位置及有關結構。 2、 根據(jù)設計任務書要求，合理的確定尺寸、運動及動力等有關參數(shù)。 3、 正確利用結構式、轉速圖等設計工具，認真進行方案分析。 4、 正確的運用手冊、標準，設計圖樣必須符合國家標準規(guī)定。說明書力求采用工程術語，文字通順簡練，字跡工整。 5、 完成典型零件工作圖圖樣2張。 三、設計步驟 方案確定 1、 確定有關尺寸參數(shù)、運動參數(shù)及動力參數(shù)。 2、 據(jù)所求得的有關運動參數(shù)及給定的傳動比，寫出結構式，校驗轉速范圍，繪制轉速圖。 3、 確定各變速組傳動副的傳動比值，確定齒輪齒數(shù)、帶輪直徑，校驗三聯(lián)滑移齒輪齒頂是否相碰，校驗各級轉速的轉速誤差。 4、 繪制傳動系統(tǒng)圖。 結構設計 1、 草圖設計——估計各軸及齒輪尺寸，確定視圖比例，確定展開圖及截面圖的總體布局；據(jù)各軸的受力條件，初選軸承，在有關支撐部位畫出軸承輪廓。并檢驗各傳動件運動過程中是否干涉。 2、 結構圖設計——確定齒輪、軸承及軸的固定方式；確定潤滑、密封及軸承的調整方式；確定主軸頭部形狀及尺寸，完成展開圖及截面圖的繪制。 3、 加黑，注尺寸、公差配合，標注件號，填寫明細表及裝配圖技術要求。 零件圖設計 編寫設計計算說明書 第一章 參數(shù)的確定 1.1 車床的規(guī)格系列和類型 車床依其類型和規(guī)格，可按類、組、型三級編成不同的型號，本設計以車床C6132為模型，其字母與數(shù)字的含義如下： “C”為“車”字的漢語拼音的第一個字母，直接讀音為“車”。 C 6 1 32 主參數(shù)代號（最大車削直徑的1/10，即320mm） 機床型別代號（普通車床型） 機床組別代號（普通車床組） 機床類別代號（車床類） 為了更好的做好機床的主傳動設計，現(xiàn)查相關資料獲得以下內容： C6132型普通車床的主要組成部分如圖1-1所示。 1.床頭箱 又稱主軸箱，內裝主軸和變速機構。變速是通過改變設在床頭箱外面的手柄位置，可使主軸獲得12種不同的轉速（45～1980 r/min）。主軸是空心結構，能通過長棒料，棒料能通過主軸孔的最大直徑是29mm。主軸的右端有外螺紋，用以連接卡盤、撥盤等附件。主軸右端的內表面是莫氏5號的錐孔，可插入錐套和頂尖，當采用頂尖并與尾架中的頂尖同時使用安裝軸類工件時，其兩頂尖之間的最大距離為750mm。床頭箱的另一重要作用是將運動傳給進給箱，并可改變進給方向。 圖1-1 C6132普通車床 1-床頭箱；2-進給箱；3-變速箱；4-前床腳；5-溜板箱；6-刀架；7 -尾架；8-絲杠；9-光杠；10-床身；11-后床腳；12-中刀架；13-方刀架；14-轉盤；15-小刀架；16-大刀架 2.進給箱 又稱走刀箱，它是進給運動的變速機構。它固定在床頭箱下部的床身前側面。變換進給箱外面的手柄位置，可將床頭箱內主軸傳遞下來的運動，轉為進給箱輸出的光桿或絲桿獲得不同的轉速，以改變進給量的大小或車削不同螺距的螺紋。其縱向進給量為0.06～0.83mm/r；橫向進給量為0.04～0.78mm/r；可車削17種公制螺紋（螺距為0.5～9mm）和32種英制螺紋（每英寸2～38牙）。 3.變速箱 安裝在車床前床腳的內腔中，并由電動機（4.5kw,1440r/min）通過聯(lián)軸器直接驅動變速箱中齒輪傳動軸。變速箱外設有兩個長的手柄，是分別移動傳動軸上的雙聯(lián)滑移齒輪和三聯(lián)滑移齒輪，可共獲6種轉速，通過皮帶傳動至床頭箱。 4.溜板箱 又稱拖板箱，溜板箱是進給運動的操縱機構。它使光杠或絲杠的旋轉運動，通過齒輪和齒條或絲杠和開合螺母，推動車刀作進給運動。溜板箱上有三層滑板，當接通光杠時，可使床鞍帶動中滑板、小滑板及刀架沿床身導軌作縱向移動；中滑板可帶動小滑板及刀架沿床鞍上的導軌作橫向移動。故刀架可作縱向或橫向直線進給運動。當接通絲杠并閉合開合螺母時可車削螺紋。溜板箱內設有互鎖機構，使光杠、絲杠兩者不能同時使用。 5.刀架 它是用來裝夾車刀，并可作縱向、橫向及斜向運動。刀架是多層結構，它由下列組成。 ⑴大刀架 它與溜板箱牢固相連，可沿床身導軌作縱向移動。 ⑵中刀架 它裝置在大刀架頂面的橫向導軌上，可作橫向移動。 ⑶轉盤 它固定在中刀架上，松開緊固螺母后，可轉動轉盤，使它和床身導軌成一個所需要的角度，而后再擰緊螺母，以加工圓錐面等。 ⑷小刀架 它裝在轉盤上面的燕尾槽內，可作短距離的進給移動。 ⑸方刀架 它固定在小刀架上，可同時裝夾四把車刀。松開鎖緊手柄，即可轉動方刀架，把所需要的車刀更換到工作位置上。 6.尾架 它用于安裝后頂尖，以支持較長工件進行加工，或安裝鉆頭、鉸刀等刀具進行孔加工。偏移尾架可以車出長工件的錐體。尾架的結構由下列部分組成。 ⑴套筒 其左端有錐孔，用以安裝頂尖或錐柄刀具。套筒在尾架體內的軸向位置可用手輪調節(jié)，并可用鎖緊手柄固定。將套筒退至極右位置時，即可卸出頂尖或刀具。 ⑵尾架體 它與底座相連，當松開固定螺釘，擰動螺桿可使尾架體在底板上作微量橫向移動，以便使前后頂尖對準中心或偏移一定距離車削長錐面。 ⑶底板 它直接安裝于床身導軌上，用以支承尾架體。 7.光杠與絲杠 將進給箱的運動傳至溜板箱。光杠用于一般車削，絲桿用于車螺紋。 8.床身 它是車床的基礎件，用來連接各主要部件并保證各部件在運動時有正確的相對位置。在床身上有供溜板箱和尾架移動用的導軌。 9.前床腳和后床腳 是用來支承和連接車床各零部件的基礎構件，床腳用地腳螺栓緊固在地基上。車床的變速箱與電機安裝在前床腳內腔中，車床的電氣控制系統(tǒng)安裝在后床腳內腔中。 1.2 參數(shù)確定 對于主運動是回轉運動的機床，它的主運動參數(shù)就是指與主軸有關的參數(shù)。 專用機床用于特定工序的加工，由于工藝穩(wěn)定，絕大多數(shù)專用機床的主軸只需要一種固定的轉速n，即 n= r/min (2-1) 而通用機床和專門機床的工藝范圍卻比較廣，機床的加工類型、刀具材料、工件材料及加工直徑等是經常改變的，這說法要求機床主軸的轉速也能在一定的范圍內，以適應使用上的不同需要。對于有級變速的主軸轉速，有三個問題需要解決，即主軸的最低轉速nmin和最高轉速nmax的確定，中間各級轉速的合理排列；主軸轉速級數(shù)的確定: ① 主軸極限轉速（nmin、nmax）的確定 由式（2－1）可得 nmin= , nmax= (2-2) 按式(2-2)列表計算，將最高轉速的計算值提高25%作為先定值，即nmax=1440×(1+25%)=1800。據(jù)調查分析得知，較低的主軸轉速出現(xiàn)于三種加工類型，分別為低速光車外圓，精鉸孔，精車絲杠。經計算后選最低值，故選定nmin＝45r/min。 綜上所述，可確定該機床的主軸最低轉速nmin＝45r/min，最高轉速nmax＝1800r/min。 ② 公比ψ值的選定 選定了nmin和nmax之后應選擇公比ψ。在規(guī)定的7個標準公比值中，ψ＝1.12，1.26，1.41和1.58用得較多，而ψ＝1.26，1.41最為常用。 在nmin和nmax為一定的條件下，若選用的公比ψ值小，則相對轉速損失小，使用機床時選速有利，但因轉數(shù)級數(shù)增多，機床結構趨于復雜；反之亦然。因此，公比ψ值的選定主要取決于機床的使用特點和機床結構的復雜程度。因C6132為中型機床，為使轉速損失損當小些，而機床結構又不至于過復雜，所以公比ψ可選取中等數(shù)值?，F(xiàn)根據(jù)表1－1取ψ＝1.41 表1－1 標準公比ψ值 ③ 轉數(shù)極數(shù)Z 由 nmax＝nminψ (2-3) Rn = 可得 Rn =ψ 即 ψ= Z= ∴ 轉數(shù)極數(shù)Z ＝ 12 極。 ④ 確定主軸轉速數(shù)列 為了機床設計、使用和管理的方便，機床主軸轉速值已經標準化。表2－4是按標準公比制定的標準數(shù)列。 查表1－2可知整個轉速數(shù)列為：40、56、80、112、160、224、315、450、630、900、1250、1800。 表 1-2 標準數(shù)列 1.2.2動力參數(shù)的確定－電機功率 調查用戶在該類工作加工時的機床主電動機功率的使用情況，對國內外同類型、同規(guī)格機床的主電動機功率進行統(tǒng)計分析，然后初步選定機床的主電動機功率。對于某些通用機床，還可以參照機床系列型譜來選取功率。如表1－2所示臥式車床主電動機功率的推薦數(shù)值。 表1-3 臥式車床主電動機功率推薦數(shù)值 根據(jù)條件取電動機功率為4.5KW，1440r/min。 41 第二章 主傳動運動設計 機床主傳動的運動設計任務是，按照已確定的運動參數(shù)、動力參數(shù)和傳動方案，設計出經濟合理、性能先進的傳動系統(tǒng)。其方根設計內容：擬定結構式或結構網；擬定轉速圖，確定各傳動副傳動比；確定帶輪直徑、齒輪齒數(shù)；布置、排列齒輪，繪制傳動系統(tǒng)圖等。 2.1 結構式、結構網與轉速圖的擬定 已知主軸轉速n=45—1800r/min，級數(shù)Z＝12，公比ψ＝1.41。 2.1.1 結構式或結構網的擬定 （1）確定變速組的個數(shù)和傳動副數(shù) 由前述可知，大多數(shù)機床廣泛應用滑移齒輪變速機構，為了滿足結構設計和操縱方便的要求，通常采用雙聯(lián)或本聯(lián)齒輪。因此，主軸轉速為12級的變速系統(tǒng)可用三個變速組，其中一個三聯(lián)齒輪變速組和兩個雙聯(lián)齒輪。 （2）確定傳動順序方案 不同的傳動順序方案有： 12＝4×3 12＝3×4, 12＝3×2×2 12＝2×3×3 12＝2×2×3 因為在Ⅰ軸上如果安置換向摩擦離合器時，為減小軸向尺寸，第一傳動組的傳動副數(shù)不能多，以2為宜。在機床設計中，因要求的R較大，最后擴大組應取2更為合適。由于Ⅰ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。因此選用 12＝2×3×2 （3）畫出結構網 根據(jù)已確定的結構式方案畫出結構網 圖2-1 結構網 2.1.2 轉速圖的擬定 1）主電機的選定 電動機功率N：4.5W 電機轉速n4: 因為nmax =1800r/min ，根據(jù)N=4.5KW，由于要使電機轉速n4與主軸最高轉速相近或相宜，以免采用過大的升速或過小的降速傳動。所以初步定電機為：Y132m-4，電機轉速1440r/min。 2）定比傳動 在變速傳動系統(tǒng)中采用定比傳動，主要考慮傳動、結構和性能等方面要求，以及滿足不同用戶的使用要求。為使中間兩個變速組做到降速緩慢，以利于減少變速箱的徑向尺寸，故在Ⅰ-Ⅱ軸間增加一對降速傳動齒輪。 3）分配降速比 ① 12級降速為： 40 56 80 12 112 160 224 315 450 900 1250 1800 （r/min） ② 決定Ⅳ-Ⅴ間的最小降速傳動比： 由于齒輪極限傳動比限制imax=1/4，為了提高主軸的平穩(wěn)性，取最后一個變速組的降速傳動比為1/4，按公比φ=1.41，查表可知：1.414=4。決定其余變速組的最小傳動比，根據(jù)降速前慢后快的原則，Ⅲ-Ⅳ軸間變速組取U=1/3Ⅱ-Ⅲ軸間取U=1/3 ③ 畫出轉速圖 12=2×3×2 圖2-2 轉速圖 結構大體示意圖: 圖2-3 結構示意圖 第三章 齒數(shù)及帶輪直徑的確定 確定齒輪齒數(shù)時，需先初定變速組內齒輪副模數(shù)和傳動軸直徑，以便根據(jù)結構尺寸判斷其齒輪齒數(shù)或齒數(shù)和是否適宜。因主傳動齒輪要傳遞足夠動力，故齒輪模數(shù)一般取m≥2。在強度允許的條件下盡可能取較小的模數(shù)，可方便加工、降低噪聲。為了便于設計與制造，主傳動所用齒輪模數(shù)的各種數(shù)應盡可能少些。在同一個變速組內，通常選用相同的模數(shù)，這是因為各齒輪副的速度和受力情況相差不大的緣故。而在某些場合，如最后擴大組或背輪傳動組中，由于各齒輪副的速度和受力情況相差懸殊，在同一個變速組內才選用不同的模數(shù)，但一般不多于兩種。 3.1 齒輪齒數(shù)確定的原則和要求 齒輪齒數(shù)確定的2原則是，齒輪結構尺寸緊湊，主軸轉速誤差小。 具體要求是： （1） 齒數(shù)和不應過大 齒輪副的齒數(shù)和過大會增加兩軸間的中心距，造成結構龐大；此外，齒數(shù)和增加，還會提高齒輪的線速度而加大噪聲。故一般推薦齒數(shù)和S≤100－120。 （2） 齒數(shù)和不應過小 齒輪副的齒數(shù)和應盡可能減小，但需從下述限制條件中選取較大值 。 ①受傳動性能限制的最小齒數(shù) 為了保證最小齒輪不產生根切以及主傳動具有較好的運動平穩(wěn)性等，對于標準直齒圓柱齒輪，一般取最小齒輪齒數(shù)Zmin＝18－20，主軸上小齒輪Zmin＝20；高速齒輪取Zmin＝25，而運動平穩(wěn)性要求不高的齒輪可取Zmin＝14（允許有少量根切）。 ②受齒輪結構限制的最小齒數(shù) 齒輪（尤其是最小齒輪）應能可靠的安裝到軸上或進行套裝，特別要注意齒輪的齒槽到孔壁或鍵槽處的壁厚不能過小，以防齒輪熱處理時產生過大的變形或傳動中造成斷裂現(xiàn)象。 ③受兩軸組件結構限制的最小中心距 若齒數(shù)和太小，則過小的中心距將導致兩軸上的軸承或其他結構元件之間的距離過近或相碰。 3.2 帶輪直徑的確定 ①選擇三角帶型號 根據(jù)電機轉速1440r/min和功率n=4.5kw 查表可確定三角帶型號為B型。 ②確定帶輪的最小直徑Dmin 查表得Dmin＝140 ③計算大帶輪直徑D大 根據(jù)要求的傳動比ｕ和滑動率ξ確定 D大＝D × × (1-ζ) 小 (3-1) ＝140× × (1-0.02) ＝219.52≈220mm 表3-1 基準直徑及其外徑 表3-2 V帶基準長度 表3-3 單位V 帶基準額定功率 表3-4 帶輪截面尺寸 槽型 bd hamin Hfmin d f dd 與dd相對應的v Z 8.5 2.0 7.0 123.3 81 〉80 A 11.0 2.73 8.7 150.3 101 〉118 B 14.0 3.6 10.8 190.4 12.51 〉193 C 19.0 4.8 14.3 23.60.5 171 〉313 3.3 確定齒輪齒數(shù) （1）第一變速組內有兩對齒輪，其傳動比為 U1==1.41 U2== 初步定出最小齒輪齒數(shù)Zmin和Smin： 根據(jù)結構條件，由表2－12得Zmin=2.24,在u=2一行中找到Zmin=22時，同時滿足兩個傳動比的要求，確定=72 Z1=30 =72-30=40 =72-24=48 （2）第二變速組有三對傳動副 μ1 = = = μ2 = = = μ = = = 確定最小齒輪的齒數(shù)Zmin和Smin Smin=80 Z5=33 Z6=47 Z7=27 Z8=Smin-Z7=80-27=54 Z10=Smin-Z9=80-21=59 (3)第三變速組有兩對齒輪 μ1 = = = 2 μ2 = = = 確定 Zmin = 21 =Z13 SZmin =104 Z12 = 69 表3-5 齒輪齒數(shù) Z1=30 Z2=40 Z3=24 Z4=48 Z5=33 Z6=47 Z7=27 Z8=54 Z9=21 Z10=59 Z12=69 Z13=21 Z14=83 3.4 主軸轉速系列的驗算 n = ││ ≤10 × （Ψ —1）% = 4.1% (3-2) n實 = n ×× × × n’1 =1400 × × × × = 41.26 n1 = ││ = ││ ≈ 3.15% < 4.1% 同理 ＝3.15％<4.1% 合格 ＝1.7%<4.1% 合格 ＝3.2%<4.1% 合格 ＝1.4%<4.1% 合格 ＝1.7%<4.1% 合格 ＝2%<4.1% 合格 ＝0.4%<4.1% 合格 ＝0.6%<4.1% 合格 ＝0.02%<4.1% 合格 ＝1.17%<4.1% 合格 ＝1.34%<4.1% 合格 表3-6 齒輪系數(shù)表 齒數(shù) 30 42 24 48 33 47 27 54 21 59 35 69 21 83 摸數(shù) 3 分度圓直徑 90 126 72 144 99 141 81 162 63 177 105 207 63 249 齒根高 ()m=1.253=3.75 齒頂高 m=13=3 齒高 6.75 齒頂圓直徑 96 132 78 150 105 147 87 168 69 183 111 213 69 255 齒根圓直徑 82.5 118.5 64.5 136.5 91.5 133.5 73.5 154.5 55.5 169.5 97.5 99.5 55.5 241.5 中心距 108 120 156 齒寬 24 3.5 片式摩擦離合器的選擇和計算 1）外摩擦片的內徑d 因為II軸直徑為23.4mm d=23.4+4=27.4mm=D2 2)摩擦片的尺寸 m j ≥ K × 9330 × η Nm (3-3) =1.2 × 9550 =91.68Nm 3）摩擦面對Z Z = (3-4) 查表得Z=17 靜扭距 取 d=30mm D=98mm D1=90mm B=30mm b=10mm 第四章 傳動件計算轉速及其確定 4.1 主傳動系統(tǒng)的功率特性及計算轉速 主軸計算轉速nc是主軸傳遞全部功率（此時電動機為滿載）時的最低轉速。從這一轉速起至主軸最高轉速都能傳遞全部功率，此為恒功率工作范圍，而轉矩則隨轉速的增加而減?。坏陀谥鬏S計算轉速的各級轉速所能傳遞的轉矩與計算轉速時的轉矩相等，此為恒轉矩工作范圍，而功率則隨轉速的降低而減小，如下圖4-1所示。 圖4-1 主軸計算轉數(shù) 根據(jù)對現(xiàn)有機床的調查、測定及有關統(tǒng)計資料分析，確定的主軸計算轉速。 本設計車床的主軸轉速級數(shù)Z＝12，由以上可知，＝4，即主軸計算轉速為nc＝n4 ＝112 r/min?；蛘甙垂接嬎愕茫? nc = nmin = nmin = nmin = n4＝112r/min 主軸計算轉速在轉速圖上可用“黑點”表示。 4.2 其他傳動件計算轉速的確定 機床主傳動中齒輪、傳動軸及其他傳動件的計算轉速，應是它傳遞全部功率的最低轉速。如前所述，主軸從計算轉速起至最高轉速間的所有轉速都能傳遞全部功率，那么實現(xiàn)主軸這些轉速的傳動件實際工作轉速也能傳遞全部功率。 當主軸的計算轉速確定之后，其他傳動件的計算轉速就能從轉速圖上加以確定。確定順序通常是“由后往前”，即先定出位于傳動鏈后面（靠近主軸）的傳動件的計算黑種，再順次“由后往前”地定出傳動鏈中其他傳動件的計算轉速。其步驟是： ① 該傳動件共有幾級實際工作轉速； ② 其中哪幾級轉速能夠傳遞全部功率； ③ 能夠傳遞全部功率的最低轉速，即為該傳動件的計算轉速。 4.2.1傳動軸的計算轉速 Ⅳ軸計算轉速的確定： ① Ⅳ軸共有6級實際工作轉速160－900r/min。 ② 主軸在112 r/min（計算轉速）至1800 r/min（最高轉速）之間的所有轉速都能傳遞全部功率，此時Ⅳ軸若經齒輪副Z13/Z14動主軸，它只有在450－900 r/min的3級轉速時才能傳遞全部功率；若經齒輪副Z11/Z12傳動主軸，則160－900 r/min的6級轉速都能傳遞全部功率。因此，Ⅳ軸具有的6級轉速都能傳遞全部功率。 ③ 其中，能夠傳遞全部功率的最低轉速為160r/min，即為Ⅳ軸的計算轉速（用黑點表示）。其余依此類推。各傳動軸的計算轉速見表4－1 表4－1 各傳動軸的計算轉速n 軸序號 Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ（主軸） nc 900 450 160 112 4.2.2 齒輪的計算轉速 ①齒輪的計算轉速 Z11裝在Ⅳ軸上，共有160－900 r/min 6級轉速；經Z11/Z12傳動主軸所得到的6級轉速315－1800 r/min都能傳遞全部功率，故Z11的這6級轉速也能傳遞全部功率；其中最低轉速112r/min即為Z11的計算轉速。 ②齒輪Z12的計算轉速 Z12裝在Ⅴ軸（主軸）上，共有315－180r/min 6級轉速；它們都能傳遞全部功率；其最低轉速315 r/min即為Z12的計算轉速。 ③Z13的計算轉速 Z13裝在Ⅳ軸上，共有160－900 r/min 6級轉速；其中只有在450－900 r/min 3級轉速時，經 Z13/Z14傳動主軸所得到的80－160 r/min3級轉速才能傳遞全部功率，而Z13在160－315 r/min3級轉速時，經Z13/Z14傳動主軸所得到的40－80 r/min 3級轉速都低于主軸的計算轉速（112 r/min），故不能傳遞全部功率，因此Z13只有450－900 r/min 3級轉速能夠傳遞全部功率；其中最低轉速450 r/min即為Z13的計算轉速。 ④齒輪Z14的計算轉速 Z14裝在Ⅴ（主軸）上，共有40－224r/min 5級轉速；其中只有112－224 r/min這3級轉速才能傳遞全部功率；其最低轉速112 r/min即為Z14的計算轉速。 其余依此類推，各齒輪的計算轉速見表4－2 表4－2 齒輪的計算轉速 900 1250 900 450 450 315 450 224 450 160 160 315 450 112 r/min 第五章 傳動件的估算和驗算 5.1 三角帶傳動的計算 5.1.1選擇三角帶的型號 根據(jù)計算功率 N j = K w N d = 101×7.5 = 8.25 KW （5-1） N j = 8.25KW 小帶輪的轉速1441r/min 選擇帶的型號為B型 5.1.2確定帶輪的計算直徑 D1,D2 由前面計算結果得 D1=140mm D2=220mm 5.1.3確定三角帶速度V 根據(jù)公式可得： V = m/s （5-2） = = 10.56 m/s 5.1.4初定中心距A0 根據(jù)公式可得： A0 = (0.6∽2) (D1+D2) mm （5-3） = 216 ∽ 720 mm 取A0=500mm 5.1.5確定三角帶的計算長度及內周長 根據(jù)公式可得： L0 = ZA0 + （D1 + D2） + 　 mm （5-4） = 1597.5 mm L=1633mm =1600mm 5.1.6驗算三角帶的擾曲次數(shù)u 根據(jù)公式可得： u = ≤ 40 次／ S （5-5） = = 13.2 ≤ 40 次／ S 5.1.7確定實際中心距A 根據(jù)公式可得： （5-6） 5.1.8驗算小帶輪的包角a1 根據(jù)公式可得： a1 ≈— × （5-7） =— × = > 5.1.9確定三角帶根數(shù)Z 根據(jù)公式可得： Z = = = 2.28 （5-8） 取Z=3 5.2 齒輪模數(shù)的估算和計算 5.2.1各軸計算轉速 根據(jù)公式可得： nc = nmin = 40×1.41 = 112 r/min （5-9） nⅣ＝　160 r/min nⅢ?。健?50 r/min nⅡ　＝　900 r/min 5.2.2各齒輪計算轉速 900 1250 900 450 450 315 450 224 450 160 160 315 450 112 r/min 5.2.3估算 第三變速組，按齒輪彎曲疲勞的估算 M w ≥ 32 mm （5-10） = 32 ≈ 2.85 η1 = 0.98 （齒輪） η2 = 0.99 （軸承） η3 = 0.96 （帶） 按齒面點蝕的估算 A ≥ 370 mm ＝ 370 ≈ 90.5 （5-12） Mj = = ≈ 1.74 根據(jù) Mw, Mj,選 m=3 （標準值） 5.2.4計算（驗算） 根據(jù)接觸疲勞齒輪模數(shù) mj =16300mm （5-13） N = 7.5× 0.98 × 0.99 × 0.96 ≈6.6 KW Nj = 112 r/min Z1 = 83 i = ≈ 3.95 K z = Kr Kn K w Kq Kr = ≈ ≈ 2.27 （5-14） Kn = 0.89 Kw = 0.58 Kq = 0.55 Kz = 2.27 × 0.89 × 0.58 × 0.55 ≈ 0.64 m= 8 K1 = 1.4 K 2 = 1.5 K 3 = 1.04 Kz = 0.6 [j] = 650 算出 mj ≈ 2.26 根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù) Y = ( 0.408 – 0.395 )/2 + 0.395 = 0.4015 K1 = 1.4 K2 = 1.5 K3 = 1.04 K r = ≈ 0.94 Kn = 0.98 KN = 0.78 Kq = 0.77 K5 = Kr Kn KN Kq = 0.94 × 0.98 × 0.78 × 0.77 ≈ 0.5 Z1= 83 Nj = 112 r/min [w] = 275 mpa m = 8 Mw = 275 = 2.62 （5-15） 5.3 傳動軸的估算和驗算 5.3.1傳動軸直徑的估算 由公式可知： d = 91 mm （5-16） V軸： N = Nd = 7.5× 0.98 × 0.99 × 0.9 ≈6.16 KW nj = 112 r/min [] = 0.75 deg/m dv = 91 ≈ 47.36 mm IV軸： N = Nd = 7.5× 0.98 × 0.99 × 0.9 ≈6.4 KW nj = 160 r/min [] = 1.25 deg/m dv = 91 ≈ 38.49 mm III軸 N = Nd = 7.5× 0.98 × 0.99 × 0.9 ≈6.55 KW nj = 450 r/min [] = 1.25 deg/m dv = 91 ≈ 29.9 mm II軸： N = Nd = 7.5× 0.99 × 0.9 ≈6.68 KW nj = 900 r/min [] = 1.55 deg/m dv = 91 ≈ 23.4 mm 5.3.2傳動軸強度的驗算 選第II軸進行驗算 d 大齒輪?。健z = 3 × 48 = 144 mm T = = 329436 N ·mm （5-17） Ft = = 2.29 × 10 N Fr = FtTg a = 833 N Fa = 0 FNH2 = = 889N FNH3 = = 1861N FNV1 = = 677N mH = FNH1 97 = 1861 × 97 = 180517 N·mm mv = mNv2 = 65772 N·mm m = = 192126 N·mm （5-18） w = 3500取　a = 0.3 = = = 59 [a1] （5-19） 強度足夠 第六章 主傳動的結構設計 機床主傳動的結構設計，就是將傳動方案“結構化”，向生產部門提供主傳動部件裝配圖，零件工作圖及零件名細表等。 在機床初步設計中，考慮主軸變速箱在機床上的位置，與其他部件的相互關系，只是概略給出其形狀與尺寸要求，但最終還需要箱內各元件的實際結構與布置才能確定下來，在可能的情況下，應盡量減小主軸變速箱的軸向和徑向尺寸，以便節(jié)省材料，減輕重量，滿足使用要求。 6.1 主軸變速箱裝配圖 6.1.1 滑移齒輪變速機構 ① 多聯(lián)齒輪結構 多聯(lián)齒輪采用整體式和組合式結構，整體式齒輪結構簡單，制造方便。組合式齒輪結構較復雜、制造較優(yōu)困難，但軸向尺寸小，可方便地進行輪齒的滾、剃、珩、磨等工藝，能夠有效地降低噪聲。齒輪之間可采用鍵鑲裝、騎縫螺管或彈性擋圈軸向固定。 ② 齒輪定心方式 花鍵配合的間隙較大，能增大噪聲，而且大徑定心不如小徑定心精度高，因此定比傳動齒輪或固定齒輪采用光軸定心或錐孔定心單鍵傳動較好，滑移齒輪可采用配合公差適宜的小徑定心花鍵軸傳動，也可采用光軸導向鍵傳動。 6.1.2 帶輪結構 ① 帶輪裝在軸端 ② 卸荷裝置 將帶輪裝在軸承上，軸承裝在套筒上，傳給軸的只是扭矩，徑向力由固定在箱體上的套筒承受。本設計采用將帶支在軸承外圈上，扭矩從端頭傳入。 6.1.3傳動軸組件 ① 零件的定位與固定 傳動軸上零件的定位要合理、固定要可靠。零件的徑向定位，一般是靠孔和軸的配合。對于軸向位置必須固定的零件，不允許沿軸向竄動，可用軸肩、軸套、擋圈、螺釘、銷子等進行軸向定位或固定。對于軸向滑移零件，應留有足夠的滑移空間，其滑移到位也必須是一定的，可采用定位裝置來控制其各個停留位置。 ② 傳動軸組件的軸向定位與固定 傳動軸組件在箱體內的軸向位置也必須是確定的，不允許軸向竄動，以保證其上零件的正常工作，采取滾動軸承來軸向定位或固定采用一端固定或兩端固定的方式，靠箱體內的臺階、擋圈、壓蓋、螺釘?shù)葋韺崿F(xiàn)。 ③ 滾動軸承類型 傳動軸方根采用向心球軸承和圓錐滾子軸承，需成對使用。 I軸：深溝球軸承 II軸：深溝球軸承0 III軸：深溝球軸承，圓錐滾子軸承 IV軸：雙列圓柱滾子軸承，圓錐滾子軸承 采用軸肩，軸承蓋等定位。 6.1.4主軸組件設計 ①內孔直徑43mm ②軸頸直徑47.3mm ③前錐孔采用莫氏錐孔，選莫氏錐度號為5號。 ④支承跨距L和外伸長度a L/a=3 ⑤頭部尺寸：選B型5號 ⑥軸承的配置 雙列矩圓柱滾子軸承：種軸承承載能力大，內孔有1/12錐度，摩擦系數(shù)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。 圓錐滾子軸承：載能力大，可同時承受徑向力和軸向力，結構比較簡單，但允許的極限轉速低一點。 配置軸承時，應注意：每個支承點都要能承受徑向力，兩個方向的軸向力應分別有相應的軸承承受。徑向力和兩個方向的軸向力都應傳遞到箱體上，即負荷都有機床支承承受，主軸采用兩個支承，機構簡單，制造方便。 主軸剛度的驗算： Dmax=320mm D1 = 0.25 Dmax ±15mm=65－105mm 總位數(shù)　y = y1 + y2 計算　y1 = yb +ys 取彈性模量?。拧。健。病粒保? Ｉ＝　?。健　。健。梗矗叮罚玻? Ａ＝　?。健　。健。玻矗梗?３mm x = 4.61 mm yb = (1+l/a) = × (1+) = 0.026 ys = X (1+l/a) = 4.61 × × (1+) = 0.004 K1 = 1.4 × 2.21 × D = 13.05 × 10 N /mm K2 = 1.4 × 1.70 × D = 6.5× 10 N /mm y2 = (1+) + (1/l) = 0.0045 y = y1+y2 = yD + yS + y2 = 0.0295 ≤ 0.0002L = 0.06 合格 總 結 這次畢業(yè)設計用了三個月，回想起來，花在畫圖的時間并不是太多，主要還是在設計計算上。能過本次畢業(yè)設計，我不但鞏固了舊的知識，如：機械設計、金屬切削機床等,利用繪圖軟件繪圖使我對繪圖軟件的掌握更加的熟練，而且學習到了怎樣設計機床的主傳動系統(tǒng)，如何設計主傳動系統(tǒng)的每一個細節(jié)。 畢業(yè)設計是一次知識綜合的考驗，要考慮的問題很多，經過三個月的忙碌和工作，本次畢業(yè)設計已經接近尾聲，作為一個本科生的畢業(yè)設計，由于經驗的匱乏，難免有許多考慮不周全的地方，如果沒有導師的督促指導，以及一起工作的同學們的支持，想要完成這個設計是難以想象的。 這里首先要感謝我的導師張良棟老師。張老師平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設計的每個階段，從查閱資料到設計草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細設計，裝配草圖等整個過程中都給予了我悉心的指導。我的設計較為復雜煩瑣，但是張老師仍然細心地糾正圖紙中的錯誤。除了張老師的專業(yè)水平外，他的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，并將積極影響我今后的學習和工作。 然后還要感謝大學四年來所有的老師，為我們打下機械專業(yè)知識的基礎；同時還要感謝所有的同學們，正是因為有了你們的支持和鼓勵，此次畢業(yè)設計才會順利完成。 最后感謝我的母?！拇ɡ砉W院四年來對我的大力栽培。 參 考 文 獻 [1] 李鐵堯主編.金屬切削機床[M].北京:機械工業(yè)出版社,1990. [2] 顧維邦主編.金屬切削機床(上、下冊)[M]. 北京:機械工業(yè)出版社,1984. [3] 吳圣莊主編.金屬切削機床概論[M]. 北京:機械工業(yè)出版社,1985. [4] 黃鶴汀主編.金屬切削機床[M].北京: 機械工業(yè)出版社,1992. [5] 龔宗智主編.金屬切削機床設計與計算[M] 北京: 機械工業(yè)出版社,1995. [6] 大連工學院機床教研室主編. 金屬切削機床設計[M]. 北京: 機械工業(yè)出版社,1992. [7] 王啟義主編.金屬切削機床設計[M]. 北京: 機械工業(yè)出版社, 1989. [8] 陳雪瑞主編.金屬切削機床設計[M]. 北京: 機械工業(yè)出版社,1988. [9] 吳國華主編.金屬切削機床[M].北京:機械工業(yè)出版社,2000. [10] 成大先主編.機械設計圖冊[M]. 北京:化學工業(yè)出版社,2000. [11] 顧建中主編．機械傳動設計手冊[M]．北京:煤炭工業(yè)出版社，1983. [12] 吳宗澤主編. 機械零件設計手冊[M]. 北京:機械工業(yè)出版社,2004. [13] 黃鶴汀主編. 機械制造裝備[M]. 北京:機械工業(yè)出版社,2001. [14] 華楚生主編. 機械制造技術基礎[M]. 重慶:重慶大學出版社,2005.