車床主傳動系統(tǒng)設計（畢業(yè)設計）

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1、大連民族學院 大連民族學院 畢 業(yè) 設 計 (論 文) 專 業(yè) ：機械設計制造及其自動化 班 級 ：機械104 姓 名 ： 學 號 ： 課 題 ：車床主傳動系統(tǒng)設計

2、 指導教師 ： 2014 年 6 月 10 日 車床主傳動系統(tǒng)設計 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，于結構式、結構網(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“結構化”，設計主軸變速箱裝配圖及零件圖，側重進行傳動軸組件、主軸組件、變速機構、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

3、突出了結構設計的要求，在保證機床的基本要求下，根據(jù)機床設計的原則，擬定機構式和結構網(wǎng)，對機床的機構進行精簡，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)、結構式、電動機。 Abstract Main drive system design is Very important part of the Machine Design,The design of th

4、e series to start primarily by machine,In the structure, the structure network developed, to the design of gears and shafts,Choose a variety of main drive with the pieces of the shaft and gear, and checked with the parts ，design and motive of completion sport spread the lord to move the project"the

5、structure turn" , Design a principal axis to become soon a box assemble diagram and spare parts diagram and lay particular emphasis on to carry on spread to move stalk module, principal axis module and become soon organization, box a body, lubricate and seal completely, spread to move stalk and slip

6、pery move wheel gear spare parts of design to complete design tasks. This highlights the structural design requirements,under the basic requirements for ensuring the machine ,According to the principles of machine tool design,Development of institutional and structural net,Streamlining of the machi

7、ne tool sector,Strive to reduce production costs,No choice of materials resulting in high strength waste. 【Keywords】lather, Main drive system,Structure , Electric motor. 目錄 緒論 1 1.主軸極限轉速的確定 2 2. 主動參數(shù)的擬定 3 2.1確定傳動公比 3 2.2主電動機的選擇 4 3.普通車床的規(guī)格 5 4.變速結構的設計 5 4.1確定變速組及

8、各變速組中變速副的數(shù)目 5 4.2結構式的擬定 5 4.3結構網(wǎng)的擬定 8 4.4各變速組的變速范圍及極限傳動比 9 4.5確定各軸的轉速 9 4.6繪制轉速圖 10 4.7確定各變速組變速副齒數(shù) 10 4.8繪制變速系統(tǒng)圖 12 5.傳動件的設計 13 5.1帶輪的設計 13 5.2傳動軸的直徑估算 16 5.3確定各軸轉速 16 5.4傳動軸直徑的估算：確定各軸最小直徑 17 5.5鍵的選擇、傳動軸、鍵的校核 18 6.各變速組齒輪模數(shù)的確定和校核 20 6.1齒輪模數(shù)的確定： 20 6.2齒輪的設計 24 7.齒輪校驗 26 7.1齒輪強度校核 26

9、 7.1.1校核a組齒輪 26 7.1.2 校核b組齒輪 28 7.1.3 校核c組齒輪 29 8.主軸組件設計 31 8.1主軸的基本尺寸確定 31 8.1.1外徑尺寸D 31 8.1.2主軸孔徑d 31 8.1.3主軸懸伸量a 33 8.1.4支撐跨距L 33 8.1.5主軸最佳跨距的確定 33 8.2主軸剛度驗算 35 8.3主軸剛度驗算 36 8.4各軸軸承的選用的型號 38 謝辭 38 小結 38 參考文獻 39 車床主傳動系統(tǒng)設計 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)的全部變速結構和主軸組件集中

10、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構緊湊，便于實現(xiàn)集中操控，且只用一個箱體，但傳動結構運轉中的振動和熱變形。當采用背輪傳動時，皮帶將高速直接傳給主軸，運轉平穩(wěn)，加工質量好，低速時經(jīng)背輪機構傳動，轉矩大，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速范圍和轉

11、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

12、運動，完成旋轉或直線運動。 （一） 主傳動系可按照不同的特征來分類： （1） 按驅動主傳動的電動機類型可分為交流電動機驅動和直流電動機驅動。交流電動機驅動中又可分單速交流電動機或調(diào)速交流電動機驅動。調(diào)速交流電動機驅動又有多速交流電動機和無極調(diào)速交流電動機驅動。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 變速方式分為有級變速和無級變速。有級變速機構有下列幾種： 交換齒輪變速機構 這種

13、變速機構的變速簡單，結構緊湊，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 這種變速機構廣泛應用于通用機床和一部分專用機床中； 離合器變速運動 在離合器變速機構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。 2、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?；讫X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

14、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。 3、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，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

15、用電機反接制動，閘帶制動，閘瓦制動。 1.主軸極限轉速的確定 機床技術參數(shù)有主參數(shù)和基本參數(shù)，它們是結構設計和運動傳動的依據(jù)?；\動參數(shù)、尺寸參數(shù)和動力參數(shù)構成基本參數(shù)。 主軸的最高轉速與最低轉速的確定，應該在分析所設計機床幾種典型加工方式的切削用量和參考現(xiàn)有同類型機床的技術性能的基礎上，并按照“技術上先進，經(jīng)濟上合理”的原則進行。 由于通用性機床加工對象很廣，不同工序所采用的切削用量相差懸殊，而且加工零件的尺寸變換也很大，所以要合理地確定其極限轉速是一個復雜的任務，必須對有關加工工序和切削用量進行分析，在分析切削用量的過程中，應特別注意下列

16、幾點： 1.考慮先進加工方法，但所選的切削用量不應該是個別記錄，而應該具有普遍性。 2.應考慮刀具材料的發(fā)展趨勢。例如普通車到在大多數(shù)情況下已經(jīng)采用硬質合金，目前陶瓷刀具也已開始應用等情況。 3.最高和最低轉速不能僅用計算方法來確定。還應該和先進的同類機床比較，因為過大的轉速范圍不僅不能充分發(fā)揮其性能，而且還可能使結構無法實現(xiàn)。在傳動系統(tǒng)擬定好以后，驗算各主要傳動件的最大圓周速度應不超過允許值。 通常主軸只須一種固定轉速： = (rpm) 其中： ——主軸轉速（m/min）； ——切削速度（m/m

17、in）； ——工件或刀具直徑。 對于通用機床由于完成工序較廣，又要適應一定范圍的不同尺寸和不同材質零件的加工需要。要求主軸具有不同的轉速（即應實現(xiàn)變速），故需確定主軸的變速范圍，主運動可采用無級變速，也可采用有級變速，還應確定級數(shù)。 普通車床采用最大速度的典型工序一般為用硬質合金車刀精車或半精車鋼質軸類工件的外圓，取=200m/min。 采用最小速度的典型工序又以下幾種情況： 1.在低速光車，要求獲得粗糙度小于R3.2μm； 2.精鉸孔 3.加工各種螺紋及多頭螺紋； 4.用高速鋼車刀，對鑄鐵材料的盤類工件進

18、行粗車端面工作，取=1.5m/min。 一般取計算直徑： =0.5D =(0.2~0.25) 式中D為最大工件回轉直徑，即主參數(shù)(mm)。 當?shù)湫凸ば驗殂q孔或加工螺紋時，應按在車床上常用最大鉸孔直徑或經(jīng)常加工的最大螺紋直徑作為最大計算直徑，根據(jù)調(diào)研可推薦：0.2 ,(為刀架上最大工件回轉直徑） 故 ===1273r/min，取=1500 r/min； ===2.38r/min， 取=3r/min； 與本次設計給定的參數(shù)相差不大，取計算值。 2. 主

19、動參數(shù)的擬定 2.1確定傳動公比 根據(jù)《機械制造裝備設計》公式（3-2）因為已知 ∴ Z=+1 ∴===1.411 根據(jù)《機械制造裝備設計》表3-5 標準公比。這里我們?nèi)藴使认盗?1.41. 因為=1.41=1.06，根據(jù)《機械制造裝備設計》表3-6標準數(shù)列。首先找到最小極限轉速3，再每跳過5個數(shù)（1.26=1.06）取一個轉速，即可得到公比為1.41的數(shù)列：3、4.25、6.0、8.5、11.8、17、23.6、33.5、47.5、67、95、132、190、265、375、530、750、1060、1500。

20、 2.2主電動機的選擇 合理的確定電機功率P，使機床既能充分發(fā)揮其使用性能，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。 現(xiàn)在以常見的中碳鋼為工件材料，取45號鋼，正火處理，車削外圓，表面粗糙度=3.2mm。采用車刀具，可轉位外圓車刀，刀桿尺寸：16mm25mm。刀具幾何參數(shù)：=15，=6，=75，=15，=0，=-10，b=0.3mm，r=1mm。 現(xiàn)以確定粗車是的切削用量為設計： ① 確定背吃刀量和進給量f，根據(jù)《切削加工簡明實用手冊》表8-50， 取4mm，f取1 。 ② 確定切削速度，參《切削加工簡明實用手冊》表8-57，取V=2。 ③ 機床功率的計算

21、， 主切削力的計算 根據(jù)《切削加工簡明實用手冊》-表8-59和表8-60，主切削力的計算公式及有關參數(shù)： F=9.81 =9.8127040.920.95 =4495.4（N） 切削功率的計算 ==4495.42=9kw； 取機床的效率為0.85， 根據(jù)《機械設計課程設計手冊》表12-1 Y系列（IP44）電動機的技術數(shù)據(jù),Y系列（IP44）電動機為一般用途全封閉自扇冷式籠型異步電動機，具有防塵埃、鐵屑或其他雜物侵入電動機內(nèi)部的特點，B級絕緣，工業(yè)環(huán)境溫度不超過+40℃，相對濕度不超過95%，海拔高度不超過1000

22、m，額定電壓380V，頻率50Hz。適用于無特殊要求的機械上，如機床，泵，風機，攪拌機，運輸機，農(nóng)業(yè)機械等。 根據(jù)以上要求，選取Y160M-4型三相異步電動機，額定功率11kW,滿載轉速1460，質量123kg。 3.普通車床的規(guī)格 根據(jù)以上的計算和設計任務書可得到本次設計車床的基本參數(shù)： 車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)表 工件最大回轉直徑 (mm) 最高轉速 () 最低轉速 () 電機功率 P（kW） 公比 轉速級數(shù)Z 200 1500 3 1.1 1.41 12 4.變速結構的設計 分級變速主傳動設計的內(nèi)容

23、和步驟如下：根據(jù)已確定的主變速傳動系的運動參數(shù)，擬定結構式，轉速圖，包括變速型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱等整個變速系統(tǒng)的確定。合理分配各變速組中各傳動副的傳動比，確定齒輪齒數(shù)和帶輪直徑等，繪制主變速傳動系圖。 變速方案和型式與結構的復雜程度密切相關，和工作性能也有關系。因此，確定變速方案和型式，要從結構、工藝、性能及經(jīng)濟等多方面統(tǒng)一考慮。 4.1確定變速組及各變速組中變速副的數(shù)目 級數(shù)為Z的變速系統(tǒng)由若干個順序的變速組組成，各變速組分別有、……個變速副。即 變速副中由于結構的限制以2或3為合適，即變速級數(shù)Z應為2和3的因子： ，可以有三種方案： 4.2結構式的擬

24、定 對于12=322傳動式，有6種結構式和對應的結構網(wǎng)。分別為： 根據(jù)主變速系統(tǒng)設計的一般原則： ※ 傳動副前多后少的原則； 主變速傳動系從電動機到主軸，通常為降速傳動，接近電動機的傳動轉速較高， 傳動的轉矩較小，尺寸小一些，反之，靠近主軸的傳動件轉速較低，傳遞的轉矩較大，尺寸就較大。因此在擬定主變速傳動系時，應盡可能將傳動副較多的變速組安排在前面，傳動副數(shù)少的變速組放在后面，使主變速傳動系中更多的傳動件在高速范圍內(nèi)工作，尺寸小一些，以節(jié)省變速箱的造價，減小變速箱的外形尺寸； ※

25、 傳動順序與擴大順序相一致的原則； 比較兩組變速方案 和 結構圖如下頁： 通過兩種方案的比較，后一種方案因第一擴大組在最前面，Ⅱ軸的轉速范圍比前種方案大，如兩種方案Ⅱ軸的最高轉速一樣，后一種方案Ⅱ軸的最低轉速較低，在傳遞相等功率的情況下，受的轉矩較大，傳動件的尺寸也就比前種方案大。 ※ 變速組的降速要前慢后快，中間軸的速度不易超過電動機的轉速； 根據(jù)以上的原則我們最終確定的傳動方案是： 4.3結構

26、網(wǎng)的擬定 根據(jù)中間變速軸變速范圍小的原則選擇結構網(wǎng)。從而確定結構網(wǎng)如下： 傳動系的結構網(wǎng) 4.4各變速組的變速范圍及極限傳動比 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進徑向尺寸過大，常限制最小傳動比，1/4，升速傳動時，為防止產(chǎn)生過大的振動和噪音，常限制最大傳動比，斜齒輪比較平穩(wěn)，可取，故變速組的最大變速范圍為/≤8～10。 主軸的變速范圍應等于住變速傳動系中各個變速組變速范圍的乘積，即： 檢查變速組的變速范圍是否超過極限值時，只需檢查最后一個擴大組。因為其他變速組的變速范圍都比最后擴大組的

27、小，只要最后擴大組的變速范圍不超過極限值，其他變速組就不會超過極限值。 其中，， ∴，符合要求 4.5確定各軸的轉速 ?總降速變速比的分配 總降速變速比 又電動機轉速不符合轉速數(shù)列標準，因而增加一定比變速副。 ②確定變速軸軸數(shù) 變速軸軸數(shù) = 變速組數(shù) + 定比變速副數(shù) + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。 ③在五根軸中，除去電動機軸，其余四軸按變速順序依次設為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ（主軸）。Ⅰ與Ⅱ、Ⅱ與Ⅲ、Ⅲ與Ⅳ軸之間的變速組分別設為a、b、c。現(xiàn)由Ⅳ（主軸）開始，確定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸的轉速。 ⑴先來確定Ⅲ軸的轉速 變速組c 的變速范圍

28、為，故兩個傳動副的傳 動比必然是兩個極限值： 、結合結構式， Ⅲ軸轉速有以下幾種可能：180、250、355、500、710、1000 ⑵Ⅱ軸轉速的確定 變速組b的級比指數(shù)為3，希望中間軸轉速較小，因而為了避免升速，又不致變速比太小，可取 軸Ⅱ的轉速確定為：500、710、1000。 ⑶定軸Ⅰ的轉速 對于軸Ⅰ，其級比指數(shù)為1,可?。? == == = 確定軸Ⅰ轉速為1000，電動機于軸Ⅰ的定變傳動比為1460/1000=1.46 4.6繪制轉速圖 轉速圖 4.7確定各變

29、速組變速副齒數(shù) 確定齒輪齒數(shù)的原則和要求： ①齒輪的齒數(shù)和不應過大；齒輪的齒數(shù)和過大會加大兩軸之間的中心距，使機床結構龐大，一般推薦≤100～200. ②最小齒輪的齒數(shù)要盡可能少；但同時要考慮： ※最小齒輪不產(chǎn)生根切，機床變速箱中標準直圓柱齒輪，一般最小齒數(shù)≥18； ※受結構限制的最小齒輪最小齒數(shù)應大于18～20； ※齒輪齒數(shù)應符合轉速圖上傳動比的要求：實際傳動比（齒數(shù)之比）與理論傳動比（轉速圖上要求的傳動比）之間又誤差，但不能過大，確定齒輪數(shù)所造成的轉速誤差，一般不應超過10%（-1）%，即% -要求的主軸轉速； -齒輪傳動實現(xiàn)的主軸轉速； 齒輪齒數(shù)的確定，

30、當各變速組的傳動比確定以后，可確定齒輪齒數(shù)。對于定比傳動的齒輪齒數(shù)可依據(jù)機械設計手冊推薦的方法確定。對于變速組內(nèi)齒輪的齒數(shù)，如傳動比是標準公比的整數(shù)次方時，變速組內(nèi)每對齒輪的齒數(shù)和及小齒輪的齒數(shù)可以從《機械制造裝備設計》表3-9中選取。一般在主傳動中，最小齒數(shù)應大于18～20。采用三聯(lián)滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪之間的齒數(shù)關系：三聯(lián)滑移齒輪的最大齒輪之間的齒數(shù)差應大于或等于4，以保證滑移是齒輪外圓不相碰。 根據(jù)《機械制造裝備設計》,查表3-9各種常用變速比的使用齒數(shù)。 ⑴變速組a: =1 =1/=1/1.41 =1/2 ※確定最小齒輪的齒數(shù)及最小齒數(shù)和 該

31、變速組內(nèi)的最小齒輪必在i=1/2的齒輪副中，根據(jù)結構條件，假設最小齒數(shù)為=22時，查表得到 =66。 ※找出可能采用的齒數(shù)和諸數(shù)值 =1 =……60、62…… =1.41 =……60、63…… =2 =……60、63…… 在具體結構允許下，選用較小的 為宜，現(xiàn)確定=72， 確定各齒數(shù)副的齒數(shù) i=2，找出=24， =-=72-24=48； i=1.41，找出=30，=-=42； i=1 ，找出=36，=36； ⑵變速組b的齒數(shù)確定：

32、 =1 =1/=1/2.82 故變速組中最小齒輪必在1/的齒輪副中，假設最小齒數(shù)為=22，=84， 同上，去=84，查得=22，=42；=62，=42。 ⑶變速組c齒數(shù)確定 同上可得=30，=18，60，=72。 4.8繪制變速系統(tǒng)圖 5.傳動件的設計 5.1帶輪的設計 三角帶傳動中，軸間距A可以加大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，宜可緩和沖擊及隔離振動，使傳動平穩(wěn)。帶輪結構簡單，但尺寸大，機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。電動機轉速n=1460r/min,傳遞功率P=11kW,傳動比i=1.46，兩班制，一天運轉16小時，工作年數(shù)10年。

33、 (1)選擇三角帶的型號 由《機械設計》表8-7工作情況系數(shù)查的共況系數(shù)=1.2。 故根據(jù)《機械設計》公式（8-21） 式中P--電動機額定功率， --工作情況系數(shù) 因此根據(jù)、由《機械設計》 圖8-11普通V帶輪型圖選用B型。 (2)確定帶輪的基準直徑， 帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑不宜過小，即。查《機械設計》表8-8、圖8-11和表8-6取主動小帶輪基準直徑=140。 由《機械設計》公式(8-15a) 式中： -小帶輪轉速，-大帶輪轉速，-帶的滑動系數(shù)，一般取0.02。 故 ， 由《機

34、械設計》表8-8取圓整為200mm。 (3)驗算帶速度V， 按《機械設計》式（8-13）驗算帶的速度 V= 所以，故帶速合適。 (4)初定中心距 帶輪的中心距，通常根據(jù)機床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內(nèi)選取： 根據(jù)《機械設計》經(jīng)驗公式（8-20） 0.7（140+200）≤≤2（140+200） 238≤≤680 取=600mm. (5)三角帶的計算基準長度 由《機械設計》公式（8-22）計算帶輪的基準長度 =1735.3 由《機械設計》表8-2，圓整到標準的計算長度 L=1800mm (

35、6)確定實際中心距 按《機械設計》公式（8-23）計算實際中心距 A=+=600+=632.35mm (7)驗算小帶輪包角 根據(jù)《機械設計》公式（8-25） ，故主動輪上包角合適。 (8)確定三角帶根數(shù) 根據(jù)《機械設計》式（8-26）得 查表《機械設計》表8-4d由 i=1.46和得= 0.15KW 查表《機械設計》表8-5，=0.98；查表《機械設計》表8-2，長度系數(shù)=0.92 所以取 根 (9)計算預緊力 查《機械設計》表8-3，q=0.1kg/m

36、 由《機械設計》式（8-27） 其中： -帶的變速功率,KW； v-帶速,m/s； q-每米帶的質量，kg/m；取q=0.1kg/m。 v = 1460r/min = 10.7m/s。 （10）計算作用在軸上的壓軸力 帶輪結構設計 ⑴帶輪的材料 常用的V帶輪材料為HT150或HT200，轉速較高時可以采用鑄鋼或鋼板沖壓焊接而成，小功略時采用鑄鋁或塑料。 ⑵帶輪結構形式 V帶輪由輪

37、緣、輪輻和輪轂組成，根據(jù)輪輻結構的不同可以分為實心式（《機械制圖》圖8-14a）、腹板式（《機械制圖》圖8-14b）、孔板式（《機械制圖》圖8-14c）、橢圓輪輻式（《機械制圖》圖8-14d）。V帶輪的結構形式與基準直徑有關，當帶輪基準直徑（d為安裝帶輪的軸的直徑，mm）時。可以采用實心式，當可以采用腹板式，時可以采用孔板式，當時，可以采用輪輻式。 帶輪寬度：。 D=90mm是深溝球軸承6210軸承外徑，其他尺寸見帶輪零件圖。 ⑶V帶輪的論槽 V帶輪的輪槽與所選的V帶型號相對應，見《機械制圖》表8-10. 槽型

38、 與相對應得 B 14.0 3.50 10.8 11.5 — — V帶輪的輪槽與所選的V帶型號 V帶繞在帶輪上以后發(fā)生彎曲變形，使V帶工作面夾角發(fā)生變化。為了使V帶的工作面與大論的輪槽工作面緊密貼合，將V帶輪輪槽的工作面得夾角做成小于。 V帶安裝到輪槽中以后，一般不應該超出帶輪外圓，也不應該與輪槽底部接觸。為此規(guī)定了輪槽基準直徑到帶輪外圓和底部的最小高度。 輪槽工作表面的粗糙度為。 ⑷V帶輪的技術要求 鑄造、焊接或燒結的帶輪在輪緣、腹板、輪輻及

39、輪轂上不允許有傻眼、裂縫、縮孔及氣泡；鑄造帶輪在不提高內(nèi)部應力的前提下，允許對輪緣、凸臺、腹板及輪轂的表面缺陷進行修補；轉速高于極限轉速的帶輪要做靜平衡，反之做動平衡。其他條件參見中的規(guī)定。 5.2傳動軸的直徑估算 傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反復載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)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。 5.3確定各軸轉速 ⑴確定主軸計算轉速： 計算轉速是傳動件能傳遞

40、全部功率的最低轉速。各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。 根據(jù)《機械制造裝備設計》表3-10，主軸的計算轉速為 ⑵各變速軸的計算轉速： ①軸Ⅲ的計算轉速可從主軸125r/min按72/18的變速副找上去，軸Ⅲ的計算轉速為 180r/min； ②軸Ⅱ的計算轉速為500r/min； ③軸Ⅰ的計算轉速為1000r/min。 ⑶各齒輪的計算轉速 各變速組內(nèi)一般只計算組內(nèi)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。 ① 變速組c中，18/72只需計算z = 18 的齒輪，計算轉速為500r/min；

41、 ② 變速組b計算z = 22的齒輪，計算轉速為500r/min； ③ 變速組a應計算z = 24的齒輪，計算轉速為1000r/min。 ⑷核算主軸轉速誤差 ∵ ∴ 所以合適。 5.4傳動軸直徑的估算：確定各軸最小直徑 根據(jù)《機械設計手冊》表7-13，，并查《金屬切削機床設計》表7-13得到取1. ①Ⅰ軸的直徑：取 ②Ⅱ軸的直徑：取 ③Ⅲ軸的直徑：取 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傳動效率的乘積；

42、-該傳動軸的計算轉速（）； -傳動軸允許的扭轉角（）。 當軸上有鍵槽時，d值應相應增大4～5%;當軸為花鍵軸時，可將估算的d值減小7%為花鍵軸的小徑;空心軸時，d需乘以計算系數(shù)b，b值見《機械設計手冊》表7-12。Ⅰ和Ⅳ為由鍵槽并且軸Ⅳ為空心軸，Ⅱ和Ⅲ為花鍵軸。根據(jù)以上原則各軸的直徑取值：，和在后文給定，軸采用光軸，軸和軸因為要安裝滑移齒輪所以都采用花鍵軸。因為矩形花鍵定心精度高，定心穩(wěn)定性好，能用磨削的方法消除熱處理變形，定心直徑尺寸公差和位置公差都能獲得較高的精度，故我采用矩形花鍵連接。按規(guī)定，矩形花鍵的定心方式為小徑定心。查《機械設計手冊》

43、 的矩形花鍵的基本尺寸系列，軸花鍵軸的規(guī)格；軸花鍵軸的規(guī)格。 ④各軸間的中心距的確定： ； ； ； 5.5鍵的選擇、傳動軸、鍵的校核 查《機械設計手冊》表6-1選擇軸上的鍵，根據(jù)軸的直徑，鍵的尺寸選擇，鍵的長度L取22。主軸處鍵的選擇同上，鍵的尺寸為，鍵的長度L取100。 7.傳動軸的校核 需要驗算傳動軸薄弱環(huán)節(jié)處的傾角荷撓度。驗算傾角時，若支撐類型相同則只需驗算支反力最大支撐處傾角；當此傾角小于安裝齒輪處規(guī)定的許用值時，則齒輪處傾角不必驗算。驗算撓度時，要求驗算受力最大

44、的齒輪處，但通常可驗算傳動軸中點處撓度（誤差<%3）。 當軸的各段直徑相差不大，計算精度要求不高時，可看做等直徑，采用平均直徑進行計算，計算花鍵軸傳動軸一般只驗算彎曲剛度，花鍵軸還應進行鍵側擠壓驗算。彎曲剛度驗算；的剛度時可采用平均直徑或當量直徑。一般將軸化為集中載荷下的簡支梁，其撓度和傾角計算公式見《金屬切削機床設計》表7-15.分別求出各載荷作用下所產(chǎn)生的撓度和傾角，然后疊加，注意方向符號，在同一平面上進行代數(shù)疊加，不在同一平面上進行向量疊加。 ①Ⅰ軸的校核：通過受力分析，在一軸的三對嚙合齒輪副中，中間的兩對齒輪對Ⅰ軸中點處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進行校

45、核 最大撓度： 查《機械制造裝備設計》表3-12許用撓度 ； 。 ②Ⅱ軸、Ⅲ軸的校核同上。 鍵和軸的材料都是鋼，由《機械設計》表6-2查的許用擠壓應力,取其中間值，。鍵的工作長度，鍵與輪榖鍵槽的接觸高度。由《機械設計》式（6-1）可得 可見連接的擠壓強度足夠了，鍵的標記為： 6.各變速組齒輪模數(shù)的確定和校核 6.1齒輪模數(shù)的確定： 齒輪模數(shù)的估算。通常同一變速組內(nèi)的齒輪取相同的模數(shù)，如齒輪材料相同時，選擇負荷最重的小齒輪，根據(jù)齒面接觸疲勞強度和齒輪彎曲疲勞強度條件按《金屬切削機床設計》表7-17進行估算模數(shù)和，并按其中較大者選取相近的標準

46、模數(shù)，為簡化工藝變速傳動系統(tǒng)內(nèi)各變速組的齒輪模數(shù)最好一樣，通常不超過2～3種模數(shù)。 先計算最小齒數(shù)齒輪的模數(shù)，齒輪選用直齒圓柱齒輪及斜齒輪傳動，查《機械設計》表10-8齒輪精度選用7級精度，再由《機械設計》表10-1選擇小齒輪材料為40C(調(diào)質)，硬度為280HBS： 根據(jù)《金屬切削機床設計》表7-17；有公式： ①齒面接觸疲勞強度： ②齒輪彎曲疲勞強度： ⑴、a變速組：分別計算各齒輪模數(shù)，先計算最小齒數(shù)28的齒輪。 ①齒面接觸疲勞強度： 其中: -公比 ； = 2； P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.9611=10.56KW；

47、 -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允接觸應力，由《金屬切削機床設計》圖7-6按MQ線查取; -計算齒輪計算轉速; K-載荷系數(shù)取1.2。 =650MPa， ∴ 根據(jù)《畫法幾何及機械制圖》表10-4將齒輪模數(shù)圓整為5mm 。 ②齒輪彎曲疲勞強度： 其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.9611=10.56KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允齒根應力，由《金屬切削機床設計》圖7-11按MQ線查取； -計算齒輪計算轉速;

48、 K-載荷系數(shù)取1.2； ， ∴ ∴ 根據(jù)《畫法幾何及機械制圖》表10-4將齒輪模數(shù)圓整為2.5mm 。 ∵所以≥≥ 于是變速組a的齒輪模數(shù)取m = 5，b =40mm。 軸Ⅰ上主動輪齒輪的直徑： 。 軸Ⅱ上三聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為： ⑵、b變速組：確定軸Ⅱ上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù)，先計算最小齒數(shù)18的齒輪。 ① 齒面接觸疲勞強度：（公式見a變速組） 其中: -公比 ； =2.82； P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.92211=10.142KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許

49、允接觸應力，由《金屬切削機床設計》圖7-6按MQ線查取; -計算齒輪計算轉速; K-載荷系數(shù)取1.2。 =650MPa， ∴ ∴ 根據(jù)《畫法幾何及機械制圖》表10-4將齒輪模數(shù)圓整為5mm 。 ② 齒輪彎曲疲勞強度： 其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P =0.92211=10.142KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允齒根應力，由《金屬切削機床設計》圖7-11按MQ線查?。? -計算齒輪計算轉速; K-載荷系數(shù)取1.2。 ， ∴ ∴ 根據(jù)《畫法幾何及機械制圖》表10-4將齒輪模數(shù)

50、圓整為3mm 。 ∵所以 于是變速組b的齒輪模數(shù)取m = 5mm，b = 40mm。 軸Ⅱ上主動輪齒輪的直徑： 軸Ⅲ上三聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為： ⑶、c變速組： 為了使傳動平穩(wěn)，所以使用斜齒輪，取，螺旋角。 計算中心距a， 修正螺旋角， 因值改變不多，所以參數(shù)，，等值不必修正。 所以軸Ⅲ上兩聯(lián)動主動輪齒輪的直徑分別為： 軸Ⅳ上兩從動輪齒輪的直徑分別為： ⑷、標準齒輪參數(shù)： 從《機械原理》表5-1查得以下公式 齒頂圓直徑 ； 齒根圓直徑； 分度圓直徑 ； 齒頂高 ； 齒根高 ；

51、 齒輪的具體值見下表： 表5.1齒輪尺寸表 （單位：mm） 齒輪 齒數(shù) z 模數(shù) 分度圓直徑d 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒頂高 齒根高 ⒈ 24 5 120 130 107.5 5 6.25 ⒉ 30 5 150 160 137.5 5 6.25 ⒊ 36 5 180 190 167.5 5 6.25 ⒋ 48 5 240 250 227.5 5 6.25 ⒌ 42 5 210 220 197.5 5 6.25 ⒍ 36

52、 5 180 190 167.5 5 6.25 ⒎ 22 5 110 120 97.5 5 6.25 ⒏ 42 5 210 220 197.5 5 6.25 ⒐ 42 5 210 220 197.5 5 6.25 ⒑ 62 5 310 320 307.5 5 6.25 ⒒ 18 5 92.79 102.79 80.29 5 6.25 ⒓ 60 5 309.3 319.3 296.8 5 6.25 ⒔ 72 5 371.2 381.2 358.2 5 6.25 ⒕ 30

53、 5 154.67 164.67 142.17 5 6.25 6.2齒輪的設計 由公式得： ①Ⅰ軸主動輪齒輪； ②Ⅱ軸主動輪齒輪； ③Ⅲ軸主動輪齒輪； 一般一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設計上，應使主動輪比從動輪齒寬大（5～10mm）。 所以：， ， ，， ，。 通過齒輪傳動強度的計算，只能確定出齒輪的主要尺寸，如齒數(shù)、模數(shù)、齒寬、螺旋角、分度圓直徑等，而齒圈、輪輻、輪轂等的結構形式及尺寸大小，通常都由結構設計而定。當齒頂圓直徑時，可以做成實心式結構的齒輪。當時，可做成腹板式結構，再考慮到加工問題，

54、現(xiàn)決定把齒輪9、12和13做成腹板式結構。其余做成實心結構。根據(jù)《機械設計》圖10-39（a） 齒輪8、10、12和13結構尺寸計算如下： ①齒輪8結構尺寸計算， ； ； ；； ； ，C取12cm。 ②齒輪10結構尺寸計算; ； ； ； ； ； ，C取12cm。 ③齒輪12結構尺寸計算 ， ； ； ； ，C取14cm。 ④齒輪13結構尺寸計算 ， ； ； ； ，C取14cm。 7.齒輪校驗 在驗算算速箱中的齒輪應力時，選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪進接觸應力和彎曲應力的驗算。這里要驗算的是齒輪1，齒輪5，齒輪

55、11這三個齒輪。 7.1齒輪強度校核 計算公式：①彎曲疲勞強度; ②接觸疲勞強度 7.1.1校核a組齒輪 ①彎曲疲勞強度；校核齒數(shù)為24的齒輪，確定各項參數(shù) ⑴,n=1000r/min, ⑵確定動載系數(shù) ∵ 齒輪精度為7級，由《機械設計》圖10-8查得動載系數(shù)。由《機械設計》使用系數(shù)。 ⑶。 ⑷確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù) 查《機械設計》表10-4，得非對稱齒向載荷分配系數(shù)； h==11.25； , 查《機械設計》圖10-13得 ⑸確定齒間載荷分配系數(shù): 由《機械設計》表1

56、0-2查的使用， 由《機械設計》表10-3查得齒間載荷分配系數(shù) ⑹確定載荷系數(shù): ⑺ 查《機械設計》表 10-5 齒形系數(shù)及應力校正系數(shù) ； ⑻計算彎曲疲勞許用應力 由《機械設計》圖10-20(c)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 《機械設計》圖10-18查得 壽命系數(shù),取疲勞強度安全系數(shù)S = 1.3 ， ②接觸疲勞強度 ⑴載荷系數(shù)K的確定： ⑵彈性影響系數(shù)的確定；查《機械設計》表10-6得 ⑶查《機械設計》圖10-21（d）得， 故齒輪1合適。 7.1.2 校核b組齒輪 ①彎曲疲勞強度；校核齒數(shù)為22

57、的齒輪，確定各項參數(shù) ⑴,n=500r/min, ⑵確定動載系數(shù)： 齒輪精度為7級，由《機械設計》圖10-8查得動載系數(shù) ⑶ ⑷確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù) 查《機械設計》表10-4，插值法得非對稱齒向載荷分配系數(shù) ,查《機械設計》圖10-13得 ⑸確定齒間載荷分配系數(shù): 由《機械設計》表10-2查的使用 ； 由《機械設計》表10-3查得齒間載荷分配系數(shù) ⑹確定動載系數(shù): ⑺查《機械設計》表 10-5齒形系數(shù)及應力校正系數(shù) 、 ⑻計算彎曲疲勞許用應力 由《機械設計》圖10-20(c)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 《機械設

58、計》圖10-18查得 壽命系數(shù),疲勞強度安全系數(shù)S = 1.3 ， ②接觸疲勞強度 u=62/22=2.82； ⑴、載荷系數(shù)K的確定： ⑵、彈性影響系數(shù)的確定；查《機械設計》表10-6得 ⑶、查《機械設計》圖10-21（d）得， 故齒輪7合適。 7.1.3 校核c組齒輪 ①彎曲疲勞強度；校核齒數(shù)為18的齒輪，確定各項參數(shù) ⑴,n=500r/min, ⑵確定動載系數(shù)： 齒輪精度為7級，由《機械設計》圖10-8查得動載系數(shù) ⑶ ⑷確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù) 查《機械設計》表10-4，插值法得非對稱齒向載荷分布系數(shù)， ,查

59、《機械設計》圖10-13得 ⑸確定齒間載荷分配系數(shù): 由《機械設計》表10-3齒間載荷分布系數(shù)， ⑹確定荷載系數(shù): ⑺查表 10-5 齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)。 ⑻計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 《機械設計》圖10-18查得 壽命系數(shù),疲勞強度安全系數(shù)S = 1.3 ， ②接觸疲勞強度 ⑴載荷系數(shù)K的確定： ⑵彈性影響系數(shù)的確定；查《機械設計》表10-

60、6得 ⑶查《機械設計》圖10-21（d）得， 故齒輪11合適。 8.主軸組件設計 主軸的結構儲存應滿足使用要求和結構要求，并能保證主軸組件具有較好的工作性能。主軸結構尺寸的影響因素比較復雜，目前尚難于用計算法準確定出。通常，根據(jù)使用要求和結構要求，進行同型號筒規(guī)格機床的類比分析，先初步選定尺寸，然后通過結構設計確定下來，最后在進行必要的驗算或試驗，如不能滿足要求可重新修改尺寸，直到滿意為直。 主軸上的結構尺寸雖然很多，但起決定作用的尺寸是：外徑D、孔徑d、懸伸量a和支撐跨距L。 8.1主軸的基本尺寸確定 8.1.1外徑尺寸D 主軸的外徑尺寸，關鍵是

61、主軸前軸頸的（前支撐處）的直徑。選定后，其他部位的外徑可隨之而定。一般是通過筒規(guī)格的機床類比分析加以確定。320mm車床，P=7.5KW查《機械制造裝備設計》表3-13，前軸頸應,初選,后軸頸取, 8.1.2主軸孔徑d 中型臥式車床的主軸孔徑，已由d=48mm,增大到d=60-80mm,當主軸外徑一定時，增大孔徑受到一下條件的限制，1、結構限制；對于軸徑尺寸由前向后遞減的主軸，應特別注意主軸后軸頸處的壁厚不允許過薄，對于中型機床的主軸，后軸頸的直徑與孔徑之差不要小于，主軸尾端最薄處的直徑不要小于。2、剛度限制；孔徑增大會削弱主軸的剛度，由材料力學知，主軸軸端部的剛度與截面慣性矩成正

62、比， 即： 據(jù)上式可得出主軸孔徑對偶剛度影響的 ，有圖可見 當時，，說明空心主軸的剛度降低較小。當時，，空心主軸剛度降低了24%，因此為了避免過多削弱主軸的剛度，一般取。主軸孔徑d確定后，可根據(jù)主軸的使用及加工要求選擇錐孔的錐度。錐孔僅用于定心時，則錐孔應大些，若錐孔除用于定心，還要求自鎖，借以傳遞轉矩時，錐度應小些，我這里選用莫氏六號錐孔。初步設定主軸孔徑d=60mm，主軸孔徑與外徑比為0.6。 8.1.3主軸懸伸量a

63、

64、 主軸懸伸量的大小往往收結構限制，主要取決于主軸端部的結構形式及尺寸、刀具或夾具的安裝方式、前軸承的類型及配置、潤滑與密封裝置的結構尺寸等。主軸設計時，在滿足結構的前提下，應最大限度的縮短主軸懸伸量a。根據(jù)結構,定懸伸長度。 8.1.4支撐跨距L 當前，多數(shù)機床的主軸采用前后兩個支撐，結構簡單，制造、裝配方便，容易保證精度，但是，由于兩支撐主軸的最佳支距

65、一般較短，結構設計難于實現(xiàn)，故采用三支撐結構。要比前后支距地影響大得多，因此，需要合理確定。為了使主軸組件獲得很高的剛度可抗震性，前中之距可按兩支撐主軸的最佳只距來選取。 由于三支撐的前后支距對主軸組件的性能影響較小，可根據(jù)結構情況適當確定。如果為了提高主軸的工作平穩(wěn)性，前后支距可適當加大，如取。采用三支撐結構時，一般不應該把三個支撐處的軸承同時預緊，否則因箱孔及有關零件的制造誤差，會造成無法裝配或影響正常運作。因此為了保證主軸組件的剛度和旋轉精度，在三支撐中，其中兩個支撐需要預緊，稱為緊支撐；另外一個支撐必須具有較大的間隙，即處于“浮動”狀態(tài)，稱為松支撐，顯然，其中一個緊支撐必須是

66、前支撐，否則前支撐即使存有微小間隙，也會使主軸組件的動態(tài)特性大為降低。試驗表明，前中支撐為緊支撐、后支撐位松支撐，要比前后支撐位緊支撐、中支撐為松支撐的結構靜態(tài)特性顯著提高。 8.1.5主軸最佳跨距的確定 ⑴考慮機械效率，主軸最大輸出轉距. 床身上最大加工直徑約為最大回轉直徑的50到60%,即加工工件直徑取為160mm,則半徑為0.08. [2]計算切削力 前后支撐力分別設為,. ⑶軸承剛度的計算 根據(jù)式《結構設計》（方鍵主編）（6-1）有： 查《結構設計》（方鍵主編）表6-11得軸承根子有效長度、球數(shù)和列數(shù)： 再帶入剛度公式： ； ⑷主軸當量直徑