C6132型普通车床主轴箱传动系统设计【机床主传动电机转速1440rmin级数Z＝12公比ψ＝1.41+含5张CAD图纸】

资源目录里展示的全都有，所见即所得。下载后全都有,请放心下载。原稿可自行编辑修改=【QQ：401339828 或11970985 有疑问可加】 目 录 设计简介 1 第一章 参数的确定 2 1.1 车床的规格系列和类型 2 1.2 参数确定 4 1.2.1主传动的运动参数和动力参数确定 4 ① 极限切削速度Umax,Umin 5 ② 公比ψ的选定 5 ③ 转数极数Z 5 ④ 确定主轴转速数列 6 1.2.2电机功率-动力参数的确定 8 第二章 主传动运动设计 9 2.1 结构式、结构网与转速图的拟定 9 2.1.1 结构式或结构网的拟定 9 2.1.2 转速图的拟定 10 第三章 齿数及带轮直径的确定及相关验算 13 3.1 齿轮齿数确定的原则和要求 13 3.2 带轮直径的确定 14 3.3 确定齿轮齿数 19 3.4 主轴转速系列的验算 20 3.5 传片式摩擦离合器的选择和计算 22 第四章 传动件计算转速及其确定 23 4.1主传动系统的功率特性及计算转速 23 4.2其他传动件计算转速的确定 24 第五章 传动件的估算和验算 26 5.1 三角带传动的计算 26 5.2 齿轮模数的估算和计算 28 5.3 传动轴的估算和验算 30 第六章 主传动结构设计 33 6.1 主轴变速箱装配图 33 总 结 36 参考文献 37 摘 要 机床是机械加工的重要设备，在机械制造中占有重要的地位。在一般的机器制造中，机床所担负的加工工作量占总制造工作量的40%－60%，机床在国民经济现代化的建设中起着重大作用。本次设计的题目是机床主传动设计。设计内容包括：确定有关尺寸参数、运动参数及动力参数；据所求得的有关运动参数及给定的公比，写出结构式，校验转速范围，绘制转速图；确定各变速组传动副的传动比值，定齿轮齿数、带轮直径，校验三联滑移齿轮齿顶是否相碰，校验各级转速的转速误差；绘制传动系统图。 关键词: 参数；传动比；结构式；转速图；转速误差；传动系统图 ABSTRACT Lathe is an important machining equipment, machinery and holds an important position. In the general machinery manufacturing, machine processing shouldered by the total manufacturing work accounts for 40-60% of the workload. Machine modernization of the national economy building plays a major role. The design is Ordinary main drive design. Rebuild right design for the main drive to master machine side case design, and machine tools can reasonably determine the main technical parameters; Transmission master machine design and the calculation method; structural design and master the method of calculation, and so on. Design elements include: a parameter to determine the size, movement parameters and dynamic parameters; According to the two sought by the movement parameters and to the transmission ratio, as well structured and testing speed, rendering ageing period; to determine the variable speed drive Group Vice drive ratio gear teeth fixed, pulley diameter, Check triple Top Gear slip whether a collision speed calibration levels of speed error; Drawing drive system diagram. Keywords: parameter; transmission ratio; structured; ageing period; speed error; drive system diagram. 第1章 绪论 一、毕业设计的目的 1、 毕业设计属于机械系统设计课的延续，通过设计实践，进一步学习掌握机械系统设计的一般方法。 2、 培养综合运用机械制图、机械设计基础、精度设计、金属工艺学、材料热处理及结构工艺等相关知识，进行工程设计的能力。 3、 培养使用手册、图册、有关资料及设计标准规范的能力。 4、 提高技术总结及编制技术文件的能力。 二、设计内容与基本要求 设计内容：本次毕业设计要求完成变速级数为6-18级的机床主传动系统主轴变速箱设计。 基本要求： 1、 毕业设计必须完成展开图、截面图图样设计各一张，能够较清楚地表达各轴和传动件的空间位置及有关结构。 2、 根据设计任务书要求，合理的确定尺寸、运动及动力等有关参数。 3、 正确利用结构式、转速图等设计工具，认真进行方案分析。 4、 正确的运用手册、标准，设计图样必须符合国家标准规定。说明书力求采用工程术语，文字通顺简练，字迹工整。 5、 完成典型零件工作图图样2张。 三、设计步骤 方案确定 1、 确定有关尺寸参数、运动参数及动力参数。 2、 据所求得的有关运动参数及给定的传动比，写出结构式，校验转速范围，绘制转速图。 3、 确定各变速组传动副的传动比值，确定齿轮齿数、带轮直径，校验三联滑移齿轮齿顶是否相碰，校验各级转速的转速误差。 4、 绘制传动系统图。 结构设计 1、 草图设计——估计各轴及齿轮尺寸，确定视图比例，确定展开图及截面图的总体布局；据各轴的受力条件，初选轴承，在有关支撑部位画出轴承轮廓。并检验各传动件运动过程中是否干涉。 2、 结构图设计——确定齿轮、轴承及轴的固定方式；确定润滑、密封及轴承的调整方式；确定主轴头部形状及尺寸，完成展开图及截面图的绘制。 3、 加黑，注尺寸、公差配合，标注件号，填写明细表及装配图技术要求。 零件图设计 编写设计计算说明书 第一章 参数的确定 1.1 车床的规格系列和类型 车床依其类型和规格，可按类、组、型三级编成不同的型号，本设计以车床C6132为模型，其字母与数字的含义如下： “C”为“车”字的汉语拼音的第一个字母，直接读音为“车”。 C 6 1 32 主参数代号（最大车削直径的1/10，即320mm） 机床型别代号（普通车床型） 机床组别代号（普通车床组） 机床类别代号（车床类） 为了更好的做好机床的主传动设计，现查相关资料获得以下内容： C6132型普通车床的主要组成部分如图1-1所示。 1.床头箱 又称主轴箱，内装主轴和变速机构。变速是通过改变设在床头箱外面的手柄位置，可使主轴获得12种不同的转速（45～1980 r/min）。主轴是空心结构，能通过长棒料，棒料能通过主轴孔的最大直径是29mm。主轴的右端有外螺纹，用以连接卡盘、拨盘等附件。主轴右端的内表面是莫氏5号的锥孔，可插入锥套和顶尖，当采用顶尖并与尾架中的顶尖同时使用安装轴类工件时，其两顶尖之间的最大距离为750mm。床头箱的另一重要作用是将运动传给进给箱，并可改变进给方向。 图1-1 C6132普通车床 1-床头箱；2-进给箱；3-变速箱；4-前床脚；5-溜板箱；6-刀架；7 -尾架；8-丝杠；9-光杠；10-床身；11-后床脚；12-中刀架；13-方刀架；14-转盘；15-小刀架；16-大刀架 2.进给箱 又称走刀箱，它是进给运动的变速机构。它固定在床头箱下部的床身前侧面。变换进给箱外面的手柄位置，可将床头箱内主轴传递下来的运动，转为进给箱输出的光杆或丝杆获得不同的转速，以改变进给量的大小或车削不同螺距的螺纹。其纵向进给量为0.06～0.83mm/r；横向进给量为0.04～0.78mm/r；可车削17种公制螺纹（螺距为0.5～9mm）和32种英制螺纹（每英寸2～38牙）。 3.变速箱 安装在车床前床脚的内腔中，并由电动机（4.5kw,1440r/min）通过联轴器直接驱动变速箱中齿轮传动轴。变速箱外设有两个长的手柄，是分别移动传动轴上的双联滑移齿轮和三联滑移齿轮，可共获6种转速，通过皮带传动至床头箱。 4.溜板箱 又称拖板箱，溜板箱是进给运动的操纵机构。它使光杠或丝杠的旋转运动，通过齿轮和齿条或丝杠和开合螺母，推动车刀作进给运动。溜板箱上有三层滑板，当接通光杠时，可使床鞍带动中滑板、小滑板及刀架沿床身导轨作纵向移动；中滑板可带动小滑板及刀架沿床鞍上的导轨作横向移动。故刀架可作纵向或横向直线进给运动。当接通丝杠并闭合开合螺母时可车削螺纹。溜板箱内设有互锁机构，使光杠、丝杠两者不能同时使用。 5.刀架 它是用来装夹车刀，并可作纵向、横向及斜向运动。刀架是多层结构，它由下列组成。 ⑴大刀架 它与溜板箱牢固相连，可沿床身导轨作纵向移动。 ⑵中刀架 它装置在大刀架顶面的横向导轨上，可作横向移动。 ⑶转盘 它固定在中刀架上，松开紧固螺母后，可转动转盘，使它和床身导轨成一个所需要的角度，而后再拧紧螺母，以加工圆锥面等。 ⑷小刀架 它装在转盘上面的燕尾槽内，可作短距离的进给移动。 ⑸方刀架 它固定在小刀架上，可同时装夹四把车刀。松开锁紧手柄，即可转动方刀架，把所需要的车刀更换到工作位置上。 6.尾架 它用于安装后顶尖，以支持较长工件进行加工，或安装钻头、铰刀等刀具进行孔加工。偏移尾架可以车出长工件的锥体。尾架的结构由下列部分组成。 ⑴套筒 其左端有锥孔，用以安装顶尖或锥柄刀具。套筒在尾架体内的轴向位置可用手轮调节，并可用锁紧手柄固定。将套筒退至极右位置时，即可卸出顶尖或刀具。 ⑵尾架体 它与底座相连，当松开固定螺钉，拧动螺杆可使尾架体在底板上作微量横向移动，以便使前后顶尖对准中心或偏移一定距离车削长锥面。 ⑶底板 它直接安装于床身导轨上，用以支承尾架体。 7.光杠与丝杠 将进给箱的运动传至溜板箱。光杠用于一般车削，丝杆用于车螺纹。 8.床身 它是车床的基础件，用来连接各主要部件并保证各部件在运动时有正确的相对位置。在床身上有供溜板箱和尾架移动用的导轨。 9.前床脚和后床脚 是用来支承和连接车床各零部件的基础构件，床脚用地脚螺栓紧固在地基上。车床的变速箱与电机安装在前床脚内腔中，车床的电气控制系统安装在后床脚内腔中。 1.2 参数确定 对于主运动是回转运动的机床，它的主运动参数就是指与主轴有关的参数。 专用机床用于特定工序的加工，由于工艺稳定，绝大多数专用机床的主轴只需要一种固定的转速n，即 n= r/min (2-1) 而通用机床和专门机床的工艺范围却比较广，机床的加工类型、刀具材料、工件材料及加工直径等是经常改变的，这说法要求机床主轴的转速也能在一定的范围内，以适应使用上的不同需要。对于有级变速的主轴转速，有三个问题需要解决，即主轴的最低转速nmin和最高转速nmax的确定，中间各级转速的合理排列；主轴转速级数的确定: ① 主轴极限转速（nmin、nmax）的确定 由式（2－1）可得 nmin= , nmax= (2-2) 按式(2-2)列表计算，将最高转速的计算值提高25%作为先定值，即nmax=1440×(1+25%)=1800。据调查分析得知，较低的主轴转速出现于三种加工类型，分别为低速光车外圆，精铰孔，精车丝杠。经计算后选最低值，故选定nmin＝45r/min。 综上所述，可确定该机床的主轴最低转速nmin＝45r/min，最高转速nmax＝1800r/min。 ② 公比ψ值的选定 选定了nmin和nmax之后应选择公比ψ。在规定的7个标准公比值中，ψ＝1.12，1.26，1.41和1.58用得较多，而ψ＝1.26，1.41最为常用。 在nmin和nmax为一定的条件下，若选用的公比ψ值小，则相对转速损失小，使用机床时选速有利，但因转数级数增多，机床结构趋于复杂；反之亦然。因此，公比ψ值的选定主要取决于机床的使用特点和机床结构的复杂程度。因C6132为中型机床，为使转速损失损当小些，而机床结构又不至于过复杂，所以公比ψ可选取中等数值。现根据表1－1取ψ＝1.41 表1－1 标准公比ψ值 ③ 转数极数Z 由 nmax＝nminψ (2-3) Rn = 可得 Rn =ψ 即 ψ= Z= ∴ 转数极数Z ＝ 12 极。 ④ 确定主轴转速数列 为了机床设计、使用和管理的方便，机床主轴转速值已经标准化。表2－4是按标准公比制定的标准数列。 查表1－2可知整个转速数列为：40、56、80、112、160、224、315、450、630、900、1250、1800。 表 1-2 标准数列 1.2.2动力参数的确定－电机功率 调查用户在该类工作加工时的机床主电动机功率的使用情况，对国内外同类型、同规格机床的主电动机功率进行统计分析，然后初步选定机床的主电动机功率。对于某些通用机床，还可以参照机床系列型谱来选取功率。如表1－2所示卧式车床主电动机功率的推荐数值。 表1-3 卧式车床主电动机功率推荐数值 根据条件取电动机功率为4.5KW，1440r/min。 43 第二章 主传动运动设计 机床主传动的运动设计任务是，按照已确定的运动参数、动力参数和传动方案，设计出经济合理、性能先进的传动系统。其方根设计内容：拟定结构式或结构网；拟定转速图，确定各传动副传动比；确定带轮直径、齿轮齿数；布置、排列齿轮，绘制传动系统图等。 2.1 结构式、结构网与转速图的拟定 已知主轴转速n=45—1800r/min，级数Z＝12，公比ψ＝1.41。 2.1.1 结构式或结构网的拟定 （1）确定变速组的个数和传动副数 由前述可知，大多数机床广泛应用滑移齿轮变速机构，为了满足结构设计和操纵方便的要求，通常采用双联或本联齿轮。因此，主轴转速为12级的变速系统可用三个变速组，其中一个三联齿轮变速组和两个双联齿轮。 （2）确定传动顺序方案 不同的传动顺序方案有： 12＝4×3 12＝3×4, 12＝3×2×2 12＝2×3×3 12＝2×2×3 因为在Ⅰ轴上如果安置换向摩擦离合器时，为减小轴向尺寸，第一传动组的传动副数不能多，以2为宜。在机床设计中，因要求的R较大，最后扩大组应取2更为合适。由于Ⅰ轴装有摩擦离合器，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径。因此选用 12＝2×3×2 （3）画出结构网 根据已确定的结构式方案画出结构网 图2-1 结构网 2.1.2 转速图的拟定 1）主电机的选定 电动机功率N：4.5W 电机转速n4: 因为nmax =1800r/min ，根据N=4.5KW，由于要使电机转速n4与主轴最高转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。所以初步定电机为：Y132m-4，电机转速1440r/min。 2）定比传动 在变速传动系统中采用定比传动，主要考虑传动、结构和性能等方面要求，以及满足不同用户的使用要求。为使中间两个变速组做到降速缓慢，以利于减少变速箱的径向尺寸，故在Ⅰ-Ⅱ轴间增加一对降速传动齿轮。 3）分配降速比 ① 12级降速为： 40 56 80 12 112 160 224 315 450 900 1250 1800 （r/min） ② 决定Ⅳ-Ⅴ间的最小降速传动比： 由于齿轮极限传动比限制imax=1/4，为了提高主轴的平稳性，取最后一个变速组的降速传动比为1/4，按公比φ=1.41，查表可知：1.414=4。决定其余变速组的最小传动比，根据降速前慢后快的原则，Ⅲ-Ⅳ轴间变速组取U=1/3Ⅱ-Ⅲ轴间取U=1/3 ③ 画出转速图 12=2×3×2 图2-2 转速图 结构大体示意图: 图2-3 结构示意图 第三章 齿数及带轮直径的确定 确定齿轮齿数时，需先初定变速组内齿轮副模数和传动轴直径，以便根据结构尺寸判断其齿轮齿数或齿数和是否适宜。因主传动齿轮要传递足够动力，故齿轮模数一般取m≥2。在强度允许的条件下尽可能取较小的模数，可方便加工、降低噪声。为了便于设计与制造，主传动所用齿轮模数的各种数应尽可能少些。在同一个变速组内，通常选用相同的模数，这是因为各齿轮副的速度和受力情况相差不大的缘故。而在某些场合，如最后扩大组或背轮传动组中，由于各齿轮副的速度和受力情况相差悬殊，在同一个变速组内才选用不同的模数，但一般不多于两种。 3.1 齿轮齿数确定的原则和要求 齿轮齿数确定的2原则是，齿轮结构尺寸紧凑，主轴转速误差小。 具体要求是： （1） 齿数和不应过大 齿轮副的齿数和过大会增加两轴间的中心距，造成结构庞大；此外，齿数和增加，还会提高齿轮的线速度而加大噪声。故一般推荐齿数和S≤100－120。 （2） 齿数和不应过小 齿轮副的齿数和应尽可能减小，但需从下述限制条件中选取较大值 。 ①受传动性能限制的最小齿数 为了保证最小齿轮不产生根切以及主传动具有较好的运动平稳性等，对于标准直齿圆柱齿轮，一般取最小齿轮齿数Zmin＝18－20，主轴上小齿轮Zmin＝20；高速齿轮取Zmin＝25，而运动平稳性要求不高的齿轮可取Zmin＝14（允许有少量根切）。 ②受齿轮结构限制的最小齿数 齿轮（尤其是最小齿轮）应能可靠的安装到轴上或进行套装，特别要注意齿轮的齿槽到孔壁或键槽处的壁厚不能过小，以防齿轮热处理时产生过大的变形或传动中造成断裂现象。 ③受两轴组件结构限制的最小中心距 若齿数和太小，则过小的中心距将导致两轴上的轴承或其他结构元件之间的距离过近或相碰。 3.2 带轮直径的确定 ①选择三角带型号 根据电机转速1440r/min和功率n=4.5kw 查表可确定三角带型号为B型。 ②确定带轮的最小直径Dmin 查表得Dmin＝140 ③计算大带轮直径D大 根据要求的传动比ｕ和滑动率ξ确定 D大＝D × × (1-ζ) 小 (3-1) ＝140× × (1-0.02) ＝219.52≈220mm 表3-1 基准直径及其外径 表3-2 V带基准长度 表3-3 单位V 带基准额定功率 表3-4 带轮截面尺寸 槽型 bd hamin Hfmin d f dd 与dd相对应的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 确定齿轮齿数 （1）第一变速组内有两对齿轮，其传动比为 U1==1.41 U2== 初步定出最小齿轮齿数Zmin和Smin： 根据结构条件，由表2－12得Zmin=2.24,在u=2一行中找到Zmin=22时，同时满足两个传动比的要求，确定=72 Z1=30 =72-30=40 =72-24=48 （2）第二变速组有三对传动副 μ1 = = = μ2 = = = μ = = = 确定最小齿轮的齿数Zmin和Smin Smin=80 Z5=33 Z6=47 Z7=27 Z8=Smin-Z7=80-27=54 Z10=Smin-Z9=80-21=59 (3)第三变速组有两对齿轮 μ1 = = = 2 μ2 = = = 确定 Zmin = 21 =Z13 SZmin =104 Z12 = 69 表3-5 齿轮齿数 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 主轴转速系列的验算 n = ││ ≤10 × （Ψ —1）% = 4.1% (3-2) n实 = 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 齿轮系数表 齿数 30 42 24 48 33 47 27 54 21 59 35 69 21 83 摸数 3 分度圆直径 90 126 72 144 99 141 81 162 63 177 105 207 63 249 齿根高 ()m=1.253=3.75 齿顶高 m=13=3 齿高 6.75 齿顶圆直径 96 132 78 150 105 147 87 168 69 183 111 213 69 255 齿根圆直径 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 齿宽 24 3.5 片式摩擦离合器的选择和计算 1）外摩擦片的内径d 因为II轴直径为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）摩擦面对Z Z = (3-4) 查表得Z=17 静扭距 取 d=30mm D=98mm D1=90mm B=30mm b=10mm 第四章 传动件计算转速及其确定 4.1 主传动系统的功率特性及计算转速 主轴计算转速nc是主轴传递全部功率（此时电动机为满载）时的最低转速。从这一转速起至主轴最高转速都能传递全部功率，此为恒功率工作范围，而转矩则随转速的增加而减小；低于主轴计算转速的各级转速所能传递的转矩与计算转速时的转矩相等，此为恒转矩工作范围，而功率则随转速的降低而减小，如下图4-1所示。 图4-1 主轴计算转数 根据对现有机床的调查、测定及有关统计资料分析，确定的主轴计算转速。 本设计车床的主轴转速级数Z＝12，由以上可知，＝4，即主轴计算转速为nc＝n4 ＝112 r/min。或者按公式计算得： nc = nmin = nmin = nmin = n4＝112r/min 主轴计算转速在转速图上可用“黑点”表示。 4.2 其他传动件计算转速的确定 机床主传动中齿轮、传动轴及其他传动件的计算转速，应是它传递全部功率的最低转速。如前所述，主轴从计算转速起至最高转速间的所有转速都能传递全部功率，那么实现主轴这些转速的传动件实际工作转速也能传递全部功率。 当主轴的计算转速确定之后，其他传动件的计算转速就能从转速图上加以确定。确定顺序通常是“由后往前”，即先定出位于传动链后面（靠近主轴）的传动件的计算黑种，再顺次“由后往前”地定出传动链中其他传动件的计算转速。其步骤是： ① 该传动件共有几级实际工作转速； ② 其中哪几级转速能够传递全部功率； ③ 能够传递全部功率的最低转速，即为该传动件的计算转速。 4.2.1传动轴的计算转速 Ⅳ轴计算转速的确定： ① Ⅳ轴共有6级实际工作转速160－900r/min。 ② 主轴在112 r/min（计算转速）至1800 r/min（最高转速）之间的所有转速都能传递全部功率，此时Ⅳ轴若经齿轮副Z13/Z14动主轴，它只有在450－900 r/min的3级转速时才能传递全部功率；若经齿轮副Z11/Z12传动主轴，则160－900 r/min的6级转速都能传递全部功率。因此，Ⅳ轴具有的6级转速都能传递全部功率。 ③ 其中，能够传递全部功率的最低转速为160r/min，即为Ⅳ轴的计算转速（用黑点表示）。其余依此类推。各传动轴的计算转速见表4－1 表4－1 各传动轴的计算转速n 轴序号 Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ（主轴） nc 900 450 160 112 4.2.2 齿轮的计算转速 ①齿轮的计算转速 Z11装在Ⅳ轴上，共有160－900 r/min 6级转速；经Z11/Z12传动主轴所得到的6级转速315－1800 r/min都能传递全部功率，故Z11的这6级转速也能传递全部功率；其中最低转速112r/min即为Z11的计算转速。 ②齿轮Z12的计算转速 Z12装在Ⅴ轴（主轴）上，共有315－180r/min 6级转速；它们都能传递全部功率；其最低转速315 r/min即为Z12的计算转速。 ③Z13的计算转速 Z13装在Ⅳ轴上，共有160－900 r/min 6级转速；其中只有在450－900 r/min 3级转速时，经 Z13/Z14传动主轴所得到的80－160 r/min3级转速才能传递全部功率，而Z13在160－315 r/min3级转速时，经Z13/Z14传动主轴所得到的40－80 r/min 3级转速都低于主轴的计算转速（112 r/min），故不能传递全部功率，因此Z13只有450－900 r/min 3级转速能够传递全部功率；其中最低转速450 r/min即为Z13的计算转速。 ④齿轮Z14的计算转速 Z14装在Ⅴ（主轴）上，共有40－224r/min 5级转速；其中只有112－224 r/min这3级转速才能传递全部功率；其最低转速112 r/min即为Z14的计算转速。 其余依此类推，各齿轮的计算转速见表4－2 表4－2 齿轮的计算转速 900 1250 900 450 450 315 450 224 450 160 160 315 450 112 r/min 第五章 传动件的估算和验算 5.1 三角带传动的计算 5.1.1选择三角带的型号 根据计算功率 N j = K w N d = 101×7.5 = 8.25 KW （5-1） N j = 8.25KW 小带轮的转速1441r/min 选择带的型号为B型 5.1.2确定带轮的计算直径 D1,D2 由前面计算结果得 D1=140mm D2=220mm 5.1.3确定三角带速度V 根据公式可得： V = m/s （5-2） = = 10.56 m/s 5.1.4初定中心距A0 根据公式可得： A0 = (0.6∽2) (D1+D2) mm （5-3） = 216 ∽ 720 mm 取A0=500mm 5.1.5确定三角带的计算长度及内周长 根据公式可得： L0 = ZA0 + （D1 + D2） + 　 mm （5-4） = 1597.5 mm L=1633mm =1600mm 5.1.6验算三角带的扰曲次数u 根据公式可得： u = ≤ 40 次／ S （5-5） = = 13.2 ≤ 40 次／ S 5.1.7确定实际中心距A 根据公式可得： （5-6） 5.1.8验算小带轮的包角a1 根据公式可得： a1 ≈— × （5-7） =— × = > 5.1.9确定三角带根数Z 根据公式可得： Z = = = 2.28 （5-8） 取Z=3 5.2 齿轮模数的估算和计算 5.2.1各轴计算转速 根据公式可得： nc = nmin = 40×1.41 = 112 r/min （5-9） nⅣ＝　160 r/min nⅢ　＝　450 r/min nⅡ　＝　900 r/min 5.2.2各齿轮计算转速 900 1250 900 450 450 315 450 224 450 160 160 315 450 112 r/min 5.2.3估算 第三变速组，按齿轮弯曲疲劳的估算 M w ≥ 32 mm （5-10） = 32 ≈ 2.85 η1 = 0.98 （齿轮） η2 = 0.99 （轴承） η3 = 0.96 （带） 按齿面点蚀的估算 A ≥ 370 mm ＝ 370 ≈ 90.5 （5-12） Mj = = ≈ 1.74 根据 Mw, Mj,选 m=3 （标准值） 5.2.4计算（验算） 根据接触疲劳齿轮模数 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 根据弯曲疲劳计算齿轮模数 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 传动轴的估算和验算 5.3.1传动轴直径的估算 由公式可知： d = 91 mm （5-16） V轴： 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轴： 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轴 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轴： 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传动轴强度的验算 选第II轴进行验算 d 大齿轮　＝　mz = 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） 强度足够 第六章 主传动的结构设计 机床主传动的结构设计，就是将传动方案“结构化”，向生产部门提供主传动部件装配图，零件工作图及零件名细表等。 在机床初步设计中，考虑主轴变速箱在机床上的位置，与其他部件的相互关系，只是概略给出其形状与尺寸要求，但最终还需要箱内各元件的实际结构与布置才能确定下来，在可能的情况下，应尽量减小主轴变速箱的轴向和径向尺寸，以便节省材料，减轻重量，满足使用要求。 6.1 主轴变速箱装配图 6.1.1 滑移齿轮变速机构 ① 多联齿轮结构 多联齿轮采用整体式和组合式结构，整体式齿轮结构简单，制造方便。组合式齿轮结构较复杂、制造较优困难，但轴向尺寸小，可方便地进行轮齿的滚、剃、珩、磨等工艺，能够有效地降低噪声。齿轮之间可采用键镶装、骑缝螺管或弹性挡圈轴向固定。 ② 齿轮定心方式 花键配合的间隙较大，能增大噪声，而且大径定心不如小径定心精度高，因此定比传动齿轮或固定齿轮采用光轴定心或锥孔定心单键传动较好，滑移齿轮可采用配合公差适宜的小径定心花键轴传动，也可采用光轴导向键传动。 6.1.2 带轮结构 ① 带轮装在轴端 ② 卸荷装置 将带轮装在轴承上，轴承装在套筒上，传给轴的只是扭矩，径向力由固定在箱体上的套筒承受。本设计采用将带支在轴承外圈上，扭矩从端头传入。 6.1.3传动轴组件 ① 零件的定位与固定 传动轴上零件的定位要合理、固定要可靠。零件的径向定位，一般是靠孔和轴的配合。对于轴向位置必须固定的零件，不允许沿轴向窜动，可用轴肩、轴套、挡圈、螺钉、销子等进行轴向定位或固定。对于轴向滑移零件，应留有足够的滑移空间，其滑移到位也必须是一定的，可采用定位装置来控制其各个停留位置。 ② 传动轴组件的轴向定位与固定 传动轴组件在箱体内的轴向位置也必须是确定的，不允许轴向窜动，以保证其上零件的正常工作，采取滚动轴承来轴向定位或固定采用一端固定或两端固定的方式，靠箱体内的台阶、挡圈、压盖、螺钉等来实现。 ③ 滚动轴承类型 传动轴方根采用向心球轴承和圆锥滚子轴承，需成对使用。 I轴：深沟球轴承 II轴：深沟球轴承0 III轴：深沟球轴承，圆锥滚子轴承 IV轴：双列圆柱滚子轴承，圆锥滚子轴承 采用轴肩，轴承盖等定位。 6.1.4主轴组件设计 ①内孔直径43mm ②轴颈直径47.3mm ③前锥孔采用莫氏锥孔，选莫氏锥度号为5号。 ④支承跨距L和外伸长度a L/a=3 ⑤头部尺寸：选B型5号 ⑥轴承的配置 双列矩圆柱滚子轴承：种轴承承载能力大，内孔有1/12锥度，摩擦系数小，温升低，但不能承受轴向力，必须和能承受轴向力的轴承配合使用。 圆锥滚子轴承：载能力大，可同时承受径向力和轴向力，结构比较简单，但允许的极限转速低一点。 配置轴承时，应注意：每个支承点都要能承受径向力，两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。径向力和两个方向的轴向力都应传递到箱体上，即负荷都有机床支承承受，主轴采用两个支承，机构简单，制造方便。 主轴刚度的验算： Dmax=320mm D1 = 0.25 Dmax ±15mm=65－105mm 总位数　y = y1 + y2 计算　y1 = yb +ys 取弹性模量　Ｅ　＝　２×１０ Ｉ＝　　＝　　＝　９４６７２２ Ａ＝　　＝　　＝　２４９６.３mm 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 总 结 这次毕业设计用了三个月，回想起来，花在画图的时间并不是太多，主要还是在设计计算上。能过本次毕业设计，我不但巩固了旧的知识，如：机械设计、金属切削机床等,利用绘图软件绘图使我对绘图软件的掌握更加的熟练，而且学习到了怎样设计机床的主传动系统，如何设计主传动系统的每一个细节。 毕业设计是一次知识综合的考验，要考虑的问题很多，经过三个月的忙碌和工作，本次毕业设计已经接近尾声，作为一个本科生的毕业设计，由于经验的匮乏，难免有许多考虑不周全的地方，如果没有导师的督促指导，以及一起工作的同学们的支持，想要完成这个设计是难以想象的。 这里首先要感谢我的导师XXX老师。张老师平日里工作繁多，但在我做毕业设计的每个阶段，从查阅资料到设计草案的确定和修改，中期检查，后期详细设计，装配草图等整个过程中都给予了我悉心的指导。我的设计较为复杂烦琐，但是张老师仍然细心地纠正图纸中的错误。除了张老师的专业水平外，他的治学严谨和科学研究的精神也是我永远学习的榜样，并将积极影响我今后的学习和工作。 然后还要感谢大学四年来所有的老师，为我们打下机械专业知识的基础；同时还要感谢所有的同学们，正是因为有了你们的支持和鼓励，此次毕业设计才会顺利完成。 最后感谢我的母校四年来对我的大力栽培。 参 考 文 献 [1] 李铁尧主编.金属切削机床[M].北京:机械工业出版社,1990. [2] 顾维邦主编.金属切削机床(上、下册)[M]. 北京:机械工业出版社,1984. [3] 吴圣庄主编.金属切削机床概论[M]. 北京:机械工业出版社,1985. [4] 黄鹤汀主编.金属切削机床[M].北京: 机械工业出版社,1992. [5] 龚宗智主编.金属切削机床设计与计算[M] 北京: 机械工业出版社,1995. [6] 大连工学院机床教研室主编. 金属切削机床设计[M]. 北京: 机械工业出版社,1992. [7] 王启义主编.金属切削机床设计[M]. 北京: 机械工业出版社, 1989. [8] 陈雪瑞主编.金属切削机床设计[M]. 北京: 机械工业出版社,1988. [9] 吴国华主编.金属切削机床[M].北京:机械工业出版社,2000. [10] 成大先主编.机械设计图册[M]. 北京:化学工业出版社,2000. [11] 顾建中主编．机械传动设计手册[M]．北京:煤炭工业出版社，1983. [12] 吴宗泽主编. 机械零件设计手册[M]. 北京:机械工业出版社,2004. [13] 黄鹤汀主编. 机械制造装备[M]. 北京:机械工业出版社,2001. [14] 华楚生主编. 机械制造技术基础[M]. 重庆:重庆大学出版社,2005.