設(shè)計一中型車床的主傳動系統(tǒng)（以CA6140車床傳動系統(tǒng)為例）-混合雙公比車床主傳動系統(tǒng)【12 42.5 1320 1.26-1.58 5.5KW 】（全套含CAD圖紙）

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In the search, a lot of related data access research of machine tool automation technology, in-depth research and analysis, and describes the design of machine tool control system. The whole process is mainly carries on the design to the main drive lathe.CNC lathe main drive design, including the design, three aspects: according to the design of machine tool use, the given specifications, spindle speed limit, speed ratio determined sequence or series, other relevant motion parameters, selected at speed of the main shaft; through analysis and comparison, select the transmission scheme; develop structure or structure, develop speed diagram; to determine the number of gear teeth and belt pulley diameter; drawing drive system diagram. Secondly, based on the machine type and motor power, determining the spindle and the transmission of the computation speed, initial drive shaft diameter, the gear modulus, determine the transmission belt type and number of roots, friction plate size and number of assembly drawing; after checking transmission parts (gear, shaft, shaft, bearing stiffness,) strength or fatigue life. Finally, to complete the exercise design and dynamic design, to the main transmission scheme structured, design of spindle gearbox assembly drawing and parts drawing, focuses on the transmission shaft assembly, spindle assembly, transmission mechanism, box, lubrication and seal, the transmission shaft and the sliding gear parts design.Key words：lathe; CNC; transmission system目 錄摘 要IAbstractII目 錄III1 緒 論11.1本文的選題及主要研究內(nèi)容11.1.1本文的選題11.1.2主要研究內(nèi)容12 主傳動系統(tǒng)參數(shù)計算22.1車床主參數(shù)和基本參數(shù)22.2擬定參數(shù)的步驟和方法22.2.1 極限切削速度Vmax、Vmin22.2.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速32.2.3 主電機功率動力參數(shù)的確定32.2.4確定結(jié)構(gòu)式42.2.5確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)42.2.6繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖42.3 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)53 傳動件的設(shè)計63.1 帶輪的設(shè)計63.2 傳動軸的直徑估算83.2.1 確定各軸轉(zhuǎn)速93.2.2傳動軸直徑的估算：確定各軸最小直徑93.2.3 鍵的選擇103.3 傳動軸的校核103.3.1 傳動軸的校核113.3.2 鍵的校核113.4 各變速組齒輪模數(shù)的確定和校核123.4.1 齒輪模數(shù)的確定：123.4.2 齒寬的確定163.4.3 齒輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計173.5 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計173.6 片式摩擦離合器的選擇和計算183.7 齒輪校驗213.7.1 校核I組變速組齒輪213.7.2 校核II組變速組齒輪223.7.3 校核III組變速組齒輪243.8 軸承的選用與校核253.8.1 各軸軸承的選用253.8.2 各軸軸承的校核25總結(jié)與展望27參考文獻28致 謝291 緒 論1.1本文的選題及主要研究內(nèi)容1.1.1本文的選題1、根據(jù)要求設(shè)計混合雙公比車床主傳動系統(tǒng)；2、要求設(shè)計車床主軸最高輸出轉(zhuǎn)速nmax=1320rmin，主軸最低輸出轉(zhuǎn)速nmin=42.5rmin，電動機的額定功率P=5.5KW，電動機的輸出轉(zhuǎn)速n=1440rmin，分級變速主傳動系統(tǒng)具有混合雙公比，低轉(zhuǎn)速段和高轉(zhuǎn)速段的公比為1=1.26，中間轉(zhuǎn)速段公比為2 =1.58。1.1.2主要研究內(nèi)容1、根據(jù)機床設(shè)計的一般原則對主傳動系統(tǒng)進行設(shè)計；2、結(jié)構(gòu)式和轉(zhuǎn)速圖設(shè)計；3、主傳動系統(tǒng)圖繪制；4、齒輪嚙合動力學分析和運動仿真。2 主傳動系統(tǒng)參數(shù)計算2.1車床主參數(shù)和基本參數(shù)車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：最高輸出轉(zhuǎn)速nmax=1320rmin，主軸最低輸出轉(zhuǎn)速nmin=42.5rmin，電動機的額定功率P=5.5KW，電動機的輸出轉(zhuǎn)速n=1440rmin，分級變速主傳動系統(tǒng)具有混合雙公比，低轉(zhuǎn)速段和高轉(zhuǎn)速段的公比為1=1.26，中間轉(zhuǎn)速段公比為2 =1.58。正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )正轉(zhuǎn)最高轉(zhuǎn)速Nmax( )電機功率N（kw）42.513205.52.2擬定參數(shù)的步驟和方法2.2.1 極限切削速度Vmax、Vmin根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：允許的切速極限參考值如下：表 2.1加 工 條 件 Vmax(m/min)Vmin(m/min)硬質(zhì)合金刀具粗加工鑄鐵工件 3050硬質(zhì)合金刀具半精或精加工碳鋼工件150300螺紋加工和鉸孔38根據(jù)【1】公式（3-2）因為已知 ， 公比1=1.26 公比2=1.58式Z=+1有上式當1=1.26時Z1=16，Z2=9而取Z=12. 這樣使得設(shè)計的轉(zhuǎn)速在采用雙公比時有相應(yīng)的級數(shù)空隙轉(zhuǎn)速。2.2.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速在通用機床上，每級轉(zhuǎn)數(shù)使用的機會不大相同，經(jīng)常使用的轉(zhuǎn)速一般是在轉(zhuǎn)速范圍的中段，轉(zhuǎn)速范圍的高、低段使用較少，雙公比傳動就是針對這一情況而設(shè)計。主軸的轉(zhuǎn)速數(shù)列有兩個公比，轉(zhuǎn)速范圍中經(jīng)常使用的中段采用小公比，不經(jīng)常使用的高、低段用大公比。經(jīng)調(diào)整后的結(jié)構(gòu)式為：12=2532X26，在高低段出現(xiàn)4個轉(zhuǎn)速空檔。根據(jù)主變速傳動系統(tǒng)設(shè)計的一般原則：傳動副前多后少原則、傳動順序與擴大順序相一致的原則、變速組的降速要前慢后快和中間軸的轉(zhuǎn)速不宜超過電動機的轉(zhuǎn)速的原則，可知，傳動線要前密后疏，依次來安排各變速組的傳動順序。最終繪制的轉(zhuǎn)速圖見圖1，按照主傳動轉(zhuǎn)速圖以及齒輪齒數(shù)繪制的主傳動系統(tǒng)圖見圖2。2.2.3 主電機功率動力參數(shù)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(chǎn)需要，又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。根據(jù)題設(shè)條件電機功率為5.5KW可選取電機為Y132S-4：額定功率為5.5KW，滿載轉(zhuǎn)速為1440r/min.2.2.4確定結(jié)構(gòu)式已知Z=x3ba、b為正整數(shù)，即Z應(yīng)可以分解為2和3的因子，以便用2、3聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速。對于Z=12可按Z=12分解為：Z=253226。2.2.5確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結(jié)構(gòu)緊湊的原則,選取傳動方案Z=253226。,易滿足要求，2.2.6繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖（1）選擇電動機：采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。（2）繪制轉(zhuǎn)速圖：（3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖2-3：1-2軸最小中心距：A1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和:Szmin(Zmax+2+D/m)2.3 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)(1)Sz100-120,中型機床Sz=70-100(2)直齒圓柱齒輪Zmin18-20,m4 圖3-3 主傳動系統(tǒng)圖（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設(shè)計要求Zmin1820,齒數(shù)和Sz100120，由表4.1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表2-2。3 傳動件的設(shè)計3.1 帶輪的設(shè)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(jié)構(gòu)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(zhuǎn)速n=1440r/min,傳遞功率P=5.5kW,傳動比i=1440/850=1.69，假設(shè)兩班制，一天運轉(zhuǎn)16小時，工作年數(shù)10年。(1)、選擇三角帶的型號由濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)表8-7工作情況系數(shù)查的共況系數(shù)=1.2。故根據(jù)濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)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)、由濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版) 圖8-11普通V帶輪型圖選用A型。(2)、確定帶輪的基準直徑，帶輪的直徑越小帶的彎曲應(yīng)力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑不宜過小，即。查濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)表8-8、圖8-11和表8-6取主動小帶輪基準直徑=125由濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)公式(8-15a) 式中：-小帶輪轉(zhuǎn)速，-大帶輪轉(zhuǎn)速，-帶的滑動系數(shù)，一般取0.02。，由濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)表8-8取圓整為212mm。(3)、驗算帶速度V，按濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)式（8-13）驗算帶的速度，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?。?根據(jù)濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)經(jīng)驗公式（8-20）取=600mm.(5)、三角帶的計算基準長度由濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)公式（8-22）計算帶輪的基準長度 由濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)表8-2，圓整到標準的計算長度 (6)、驗算三角帶的撓曲次數(shù) ，符合要求。 (7)、確定實際中心距按濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)公式（8-23）計算實際中心距(8)、驗算小帶輪包角根據(jù)濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)公式（8-25），故主動輪上包角合適。(9)、確定三角帶根數(shù)根據(jù)濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)式（8-26）得查表濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)表8-4d由 i=1.8和得= 0.15KW,查表濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)表8-5，=0.98；查表濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)表8-2，長度系數(shù)=1.01 取 根(10)、計算預(yù)緊力查濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)表8-3，q=0.1kg/m由濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)式（8-27）其中： -帶的變速功率,KW； v-帶速,m/s； q-每米帶的質(zhì)量，kg/m；取q=0.1kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 、計算作用在軸上的壓軸力 傳動比查表濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)表8-4a由和得= 1.92KW 3.2 傳動軸的直徑估算傳動軸除應(yīng)滿足強度要求外，還應(yīng)滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反復(fù)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。3.2.1 確定各軸轉(zhuǎn)速 、確定主軸計算轉(zhuǎn)速：計算轉(zhuǎn)速是傳動件能傳遞全部功率的最低轉(zhuǎn)速。各傳動件的計算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖上，按主軸的計算轉(zhuǎn)速和相應(yīng)的傳動關(guān)系確定。根據(jù)【1】表3-10，主軸的計算轉(zhuǎn)速為、各變速軸的計算轉(zhuǎn)速： 軸的計算轉(zhuǎn)速為212r/min；軸的計算轉(zhuǎn)速為335r/min；軸的計算轉(zhuǎn)速為850r/min。、核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 所以合適。3.2.2傳動軸直徑的估算：確定各軸最小直徑根據(jù)【5】公式（7-1），并查【5】表7-13得到取1.軸的直徑：取軸的直徑：取軸的直徑：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；-該傳動軸的計算轉(zhuǎn)速（）； -傳動軸允許的扭轉(zhuǎn)角（）。當軸上有鍵槽時，d值應(yīng)相應(yīng)增大45%;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【5】表7-12。和為由鍵槽并且軸為空心軸，和為花鍵軸。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【15】表5-3-30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。3.2.3 鍵的選擇查濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)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。3.3 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(yīng)進行鍵側(cè)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【5】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。3.3.1 傳動軸的校核軸的校核：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核最大撓度：查【1】表3-12許用撓度； 。軸、軸的校核同上。3.3.2 鍵的校核鍵和軸的材料都是鋼，由濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)表6-2查的許用擠壓應(yīng)力,取其中間值，。鍵的工作長度，鍵與輪榖鍵槽的接觸高度。由濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)式（6-1）可得可見連接的擠壓強度足夠了，鍵的標記為：3.4 各變速組齒輪模數(shù)的確定和校核3.4.1 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【5】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23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，查濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)表10-8齒輪精度選用7級精度，再由濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)表10-1選擇小齒輪材料為40C(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS：根據(jù)【5】表7-17；有公式：齒面接觸疲勞強度：齒輪彎曲疲勞強度：、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。齒面接觸疲勞強度：其中: -公比 ； = 2； P-齒輪傳遞的名義功率； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允接觸應(yīng)力，由【5】圖7-6按MQ線查取; -計算齒輪計算轉(zhuǎn)速;K-載荷系數(shù)取1.2。=650MPa， 根據(jù)【6】表10-4將齒輪模數(shù)圓整為4mm 。 齒輪彎曲疲勞強度：其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.967.5=7.2KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允齒根應(yīng)力，由【5】圖7-11按MQ線查取；-計算齒輪計算轉(zhuǎn)速; K-載荷系數(shù)取1.2。，根據(jù)【6】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 = 4mm，b = 32mm。軸上主動輪齒輪的直徑： 。軸上三聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為： 、b變速組：確定軸上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù)，先計算最小齒數(shù)18的齒輪。 齒面接觸疲勞強度：其中: -公比 ； =4； P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.9227.5=3.915KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允接觸應(yīng)力，由【5】圖7-6按MQ線查取; -計算齒輪計算轉(zhuǎn)速;K-載荷系數(shù)取1.2。=650MPa， 根據(jù)【6】表10-4將齒輪模數(shù)圓整為5mm 。 齒輪彎曲疲勞強度：其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P =0.9227.5=3.915KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允齒根應(yīng)力，由【5】圖7-11按MQ線查?。?計算齒輪計算轉(zhuǎn)速; K-載荷系數(shù)取1.2。，根據(jù)【6】表10-4將齒輪模數(shù)圓整為3mm 。所以于是變速組b的齒輪模數(shù)取m = 5mm，b = 40mm。 軸上主動輪齒輪的直徑： 軸上三聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為：、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，圓整為280mm。修正螺旋角，因值改變不多，所以參數(shù)，等值不必修正。所以軸上兩聯(lián)動主動輪齒輪的直徑分別為： 軸上兩從動輪齒輪的直徑分別為： 、標準齒輪參數(shù)：從【7】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 ； 齒輪的具體值見表表3.1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2449610486456042402482304454741881961784537414815613845344136144126455442162242064544417618416645444176184166452541001089045634252260242455342122202024542416817615845234921008245724288296278453.4.2 齒寬的確定 由公式得：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(dǎo)致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設(shè)計上，應(yīng)主動輪比從動輪齒寬大（510mm）。所以：， ，。3.4.3 齒輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計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(jié)構(gòu)形式及尺寸大小，通常都由結(jié)構(gòu)設(shè)計而定。當齒頂圓直徑時，可以做成實心式結(jié)構(gòu)的齒輪。當時，可做成腹板式結(jié)構(gòu)，再考慮到加工問題，現(xiàn)決定把齒輪8、12和14做成腹板式結(jié)構(gòu)。其余做成實心結(jié)構(gòu)。根據(jù)濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)圖10-39（a）3.5 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計、帶輪的材料常用的V帶輪材料為HT150或HT200，轉(zhuǎn)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。、帶輪結(jié)構(gòu)形式V帶輪由輪緣、輪輻和輪轂組成，根據(jù)輪輻結(jié)構(gòu)的不同可以分為實心式（濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)圖8-14a）、腹板式（濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)圖8-14b）、孔板式（濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)圖8-14c）、橢圓輪輻式（濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)圖8-14d）。V帶輪的結(jié)構(gòu)形式與基準直徑有關(guān)，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：。 分度圓直徑： 。D=90mm是深溝球軸承6210軸承外徑，其他尺寸見帶輪零件圖。V帶輪的輪槽與所選的V帶型號向?qū)?yīng)，見濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)表8-10mm槽型與相對應(yīng)得A11.02.758.79V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(yīng)該超出帶輪外圓，也不應(yīng)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。、V帶輪的技術(shù)要求鑄造、焊接或燒結(jié)的帶輪在輪緣、腹板、輪輻及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(yīng)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(zhuǎn)速高于極限轉(zhuǎn)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。3.6 片式摩擦離合器的選擇和計算片式摩擦離合器目前在機床中應(yīng)用廣泛，因為它可以在運轉(zhuǎn)中接通或脫開，具有結(jié)合平穩(wěn)、沒有沖擊、結(jié)構(gòu)緊湊的特點，部分零件已經(jīng)標準化，多用于機床主傳動。按扭矩選擇，即： 根據(jù)【15】和【14】表6-3-20，計算轉(zhuǎn)矩，查【15】表6-3-21得摩擦盤工作面的平均直徑式中d為軸的直徑。摩擦盤工作面的外直徑摩擦盤工作面的內(nèi)直徑摩擦盤寬度b摩擦面對數(shù)m，查【15】表6-3-17，摩擦副材料為淬火鋼，對偶材料為淬火鋼，摩擦因數(shù)取0.08，許用壓強取，許用溫度120.m圓整為7.摩擦面片數(shù)z=7+1=8.摩擦片脫開時所需的間隙，因為采用濕式所以許用傳遞轉(zhuǎn)矩因為壓緊力Q摩擦面壓強p根據(jù)【14】表22.7-7選用帶滾動軸承的多片雙聯(lián)摩擦離合器，因為安裝在箱內(nèi)，所以采取濕式。結(jié)構(gòu)形式見【14】表22.7-7圖（a）。表5.2特征參數(shù)圖號許用轉(zhuǎn)距重量/kg轉(zhuǎn)動慣量/接合力/N脫開力/N內(nèi)部外部圖a1204.70.00350.0050170100表5.3主要尺寸圖號許用轉(zhuǎn)矩DABcEFG閉式開式圖a1201832-1081001832604570表5.4主要尺寸圖號HJLRSa圖a85475181152656435-1020113.7 齒輪校驗 在驗算算速箱中的齒輪應(yīng)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(yīng)力和彎曲應(yīng)力的驗算。這里要驗算的是齒輪1，齒輪5，齒輪11這三個齒輪。齒輪強度校核：計算公式：彎曲疲勞強度;接觸疲勞強度3.7.1 校核I組變速組齒輪彎曲疲勞強度；校核齒數(shù)為28的齒輪，確定各項參數(shù)、 ,n=800r/min,、確定動載系數(shù)齒輪精度為7級，由濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)圖10-8查得動載系數(shù)。由濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)使用系數(shù)。、。、確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)查濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)表10-4，得非對稱齒向載荷分配系數(shù)； ,查濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)圖10-13得、確定齒間載荷分配系數(shù): 由濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)表10-2查的使用，由濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)、確定載荷系數(shù): 、 查濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)表 10-5 齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)；、計算彎曲疲勞許用應(yīng)力由濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)圖10-20(c)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)圖10-18查得 壽命系數(shù),取疲勞強度安全系數(shù)S = 1.3 ， 接觸疲勞強度、載荷系數(shù)K的確定：、彈性影響系數(shù)的確定；查濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)表10-6得、查濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)圖10-21（d）得， 故齒輪1合適。3.7.2 校核II組變速組齒輪彎曲疲勞強度；校核齒數(shù)為18的齒輪，確定各項參數(shù)、,n=400r/min,、確定動載系數(shù)：齒輪精度為7級，由濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)圖10-8查得動載系數(shù)、確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)查濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)表10-4，插值法得非對稱齒向載荷分配系數(shù) ,查濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)圖10-13得、確定齒間載荷分配系數(shù): 由濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)表10-2查的使用 ；由濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)、確定動載系數(shù): 、查濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)表 10-5齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)、計算彎曲疲勞許用應(yīng)力由濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)圖10-20(c)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)圖10-18查得 壽命系數(shù),疲勞強度安全系數(shù)S = 1.3 ， 接觸疲勞強度、載荷系數(shù)K的確定：、彈性影響系數(shù)的確定；查濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)表10-6得、查濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)圖10-21（d）得， 故齒輪8合適。3.7.3 校核III組變速組齒輪彎曲疲勞強度；校核齒數(shù)為22的齒輪，確定各項參數(shù)、,n=280r/min,、確定動載系數(shù)：齒輪精度為7級，由濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)圖10-8查得動載系數(shù)、確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)查濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)表10-4，插值法得非對稱齒向載荷分布系數(shù)， ,查濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)圖10-13得、確定齒間載荷分配系數(shù): 由濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)表10-3齒間載荷分布系數(shù)，、確定荷載系數(shù): 、查表 10-5 齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)。 、計算彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)圖10-18查得 壽命系數(shù),疲勞強度安全系數(shù)S = 1.3 ， 接觸疲勞強度、載荷系數(shù)K的確定：、彈性影響系數(shù)的確定；查濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)表10-6得、查濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)圖10-21（d）得， 故齒輪11合適。3.8 軸承的選用與校核3.8.1 各軸軸承的選用 主軸 前支承：NN3022K；中支承：NN3020K；后支撐N219E 軸 離合器及齒輪處支承均用：6206;帶輪處支承：6210 軸 前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207 軸 前支承：30208;后支承：302083.8.2 各軸軸承的校核、軸軸承的校核軸選用的是深溝球軸承6206，其基本額定負荷為19.5KN, 由于該軸的轉(zhuǎn)速是定值，所以齒輪越小越靠近軸承，對軸承的要求越高。根據(jù)設(shè)計要求，應(yīng)該對軸未端的滾子軸承進行校核。齒輪的直徑 軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 齒輪受力 根據(jù)受力分析和受力圖可以得出軸承的徑向力為:在水平面：在水平面： 因軸承在運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，又由于不受軸向力，濮良貴主編機械設(shè)計( 第八版)表13-6查得載荷系數(shù)，取，則有： 軸承的壽命計算:所以按軸承的受力大小計算壽命 故該軸承6206能滿足要求。、其他軸的軸承校核同上，均符合要求?？偨Y(jié)與展望通過幾個月的努力，學習終于到了最后。做畢業(yè)設(shè)計的過程學到了很多課本上沒有學到的知識，也通過本論文的準備，查資料把大學四年的知識整理了一番。以前好多遺忘的知識又回到了大腦。本篇論文是通過這次學習在機床中獲的了意想不到的快樂與成就感。會為以后的工作積累下豐富的經(jīng)驗。但是本篇論文還有不禁如意的地方：1）所研究的東西只是停留在理論方面，很多東西現(xiàn)在還不是很明白。2）在零件的設(shè)計計算過程中，還有些是不明白之處，設(shè)計的依據(jù)和其中的很多術(shù)語。3）對車床的還不是很徹底，只是對其中的一些主要部件進行了，如時間在寬裕一些，我想我可以做的更好。但本次畢業(yè)論文，在指導(dǎo)教師教授的精心指導(dǎo)下，掌握了設(shè)備自動化的主要技術(shù)關(guān)鍵環(huán)節(jié)，對數(shù)控設(shè)備、數(shù)控技術(shù)有了更進一步的了解和掌握，了解了數(shù)控設(shè)備、數(shù)控技術(shù)的發(fā)展趨勢，指明了以后的發(fā)展方向，必將為以后的學習和工作起到很大的作用。參考文獻1李洪 實用機床設(shè)計手冊 北京： 機械工業(yè)出版社 19972杜君文 鄧廣敏 數(shù)控技術(shù) 天津：天津大學出版社 2002年3成大先 機械設(shè)計圖冊 北京：化學工業(yè)出版社 20034王炳實 機床電氣控制 北京：機械工業(yè)出版社 20055李福生 實用數(shù)控機床技術(shù)手冊 北京：北京出版社 19936上海紡織工學院等 機床設(shè)計圖冊 上海：上?？茖W技術(shù)出版社 19797余英良 機床數(shù)控設(shè)計與實例 北京：機械工業(yè)出版社 19978陳紹廉 數(shù)控機床技術(shù) 北京：航空工業(yè)出版社 19889 于淘 C6132普通機床的數(shù)控 . 北華大學學報10谷風金 C6140車床的數(shù)控與設(shè)計 . 煤礦機械11趙美林 CA6140車床的 . 機床與液壓12陳繼振 CA6140車床數(shù)控的安裝及調(diào)試 . 設(shè)備與維護13白文慶 普通車床的數(shù)控 . 機械產(chǎn)品與科技14張麗芳 普通車床的數(shù)控設(shè)計 . 船電技術(shù)15賈傳圣 普通機床的數(shù)控與應(yīng)用 . 改裝與維修16李朝陽 單片機原理及接口技術(shù) 北京：北京航天航空大學 200517林平勇 高嵩 電工電子技術(shù) 北京：高等教育出版社200018張建明 機電一體化系統(tǒng)設(shè)計 北京：高等教育出版社200119張樹森 機械制造工程學 沈陽：東北大學出版社 200520顧維邦 金屬切削機床概論 北京：機械工業(yè)出版社200521大連組合機床研究所 組合機床設(shè)計 北京：機械工業(yè)出版社 197522牛大年 機械原理 北京：高等教育出版社199423胡漢才 單片機原理及其接口技術(shù) 北京：清華大學出版社 199524吳道全 金屬切削原理及刀具 重慶：重慶大學出版社 200325L.Meivovitch,“Elements of Vibration analysis”，MCGRAWHILL，199526INTERNATIONAL STANDARD ISO02861 ISO02862 198827Yoram Koren，Computer Control of Manufacturing System，McGram Hill Book Co.1983致 謝本文是在我的導(dǎo)師XX老師的親切關(guān)懷和悉心指導(dǎo)下完成的。XX老師以其嚴謹求實的治學態(tài)度、高度的敬業(yè)精神、兢兢業(yè)業(yè)、精益求精的工作作風，深深地感染和激勵著我。在論文（設(shè)計）的選題、資料查詢及定稿過程中，老師都始終給予我無私的幫助和悉心的指導(dǎo)，并在他的正確引導(dǎo)下，我最終順利完成了畢業(yè)論文，在此謹向 老師致以誠摯的謝意和崇高的敬意。大學的學習過程中，XX老師以實實在在的敬業(yè)精神認真授課、不斷豐富課堂內(nèi)容以及對我們的熱心幫助，并在他們求真務(wù)實的教導(dǎo)下，通過自己的努力系統(tǒng)地學習和掌握了較為扎實的專業(yè)基礎(chǔ)知識，我將會學以致用，把所學知識運用到以后的工作實踐當中，在這里請接受我誠摯的謝意！在此，我還要感謝在一起愉快的度過大學生活的同學們，正是由于你們的幫助和支持，我才能克服一個一個的困難和疑惑，直至本文的順利完成。機械制造裝備 課程設(shè)計說明書 設(shè)計題目：設(shè)計一中型車床的主傳動系統(tǒng) 設(shè) 計 者： 指導(dǎo)教師： 年月日,安徽工程大學 機械制造裝備課程設(shè)計任務(wù)書 題目：設(shè)計一中型車床的主傳動系統(tǒng) 內(nèi)容：1、主軸箱展開圖 1張 2、主要截面橫向剖示圖 1張 3、多聯(lián)齒輪零件圖 1張 4、設(shè)計說明書 1份 原始資料： 1、最大工件回轉(zhuǎn)直徑為400mm； 2、轉(zhuǎn)速級數(shù)Z 3、最低轉(zhuǎn)速nmin= 4、最高轉(zhuǎn)速nmax= 5、公比 = 6、電動機功率P= 班 級： 學 生： 指導(dǎo)教師： 年月日,一、課程設(shè)計目的 機械制造裝備課程設(shè)計是在學生學完機械制造裝備設(shè)計及其先行課程之后進行的實踐性教學環(huán)節(jié)。其目的在于通過機床主軸傳動系統(tǒng)的機械變速機構(gòu)的設(shè)計，使學生在擬定傳動結(jié)構(gòu)、裝配結(jié)構(gòu)和制造結(jié)構(gòu)的各種方案以及在機械設(shè)計制圖、零件計算和編寫技術(shù)文件等方面得到綜合訓(xùn)練，以培養(yǎng)學生具有初步結(jié)構(gòu)分析與機構(gòu)設(shè)計計算能力。,二、設(shè)計內(nèi)容 1、運動設(shè)計 根據(jù)給定的極限轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)速數(shù)列公比，擬定轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖，確定傳動副的傳動比以及齒輪的齒數(shù)，并計算轉(zhuǎn)速誤差。 2、動力設(shè)計 確定電動機的功率和傳動零件的計算載荷及其尺寸，驗算主要傳動件的應(yīng)力、變形或壽命是否在允許范圍內(nèi)。 3、結(jié)構(gòu)設(shè)計 進行傳動軸系、變速機構(gòu)、主軸組件、箱體、操縱機構(gòu)、潤滑裝置等的布置和結(jié)構(gòu)設(shè)計。,三、設(shè)計要求 1、部件裝配圖 繪制展開圖和一個橫向剖視圖。為了直觀起 見，部件裝配圖用1號圖紙按1:2的比例繪制。 2、零件工作圖 繪制一個多聯(lián)齒輪零件的工作圖。 3、設(shè)計計算說明書,四、設(shè)計步驟,1. 準備工作 2. 運動設(shè)計 注意：第一個變速組的傳動副數(shù)應(yīng)為2。 3. 傳動零件的初步計算 初步計算是為了大致確定傳動零件的主要尺寸（如傳動軸直徑和齒輪模數(shù)等），以便繪制主軸變速箱的軸系展開圖草圖。 （1）傳動軸直徑； （2）主軸直徑； （3）齒輪模數(shù)； （4）皮帶傳動設(shè)計； （5）片式摩擦離合器計算； 注意：畫圖之前，先檢驗是否能可靠裝配。,4. 繪制部件裝配草圖 5零件的驗算 6修改和加深裝配圖 7繪制零件工作圖 8編寫設(shè)計計算說明書,（1）設(shè)計說明書封面 （2）設(shè)計任務(wù)書 （3）目錄 （4）前言 （5）正文 （6）小結(jié) （7）參考文獻書目,四、設(shè)計步驟,五、考核方法與成績評定 根據(jù)學生平時的工作情況、運動方案和結(jié)構(gòu)方案的合理性，圖面質(zhì)量、說明書的規(guī)范程度、獨立工作能力、創(chuàng)新精神及答辯情況等方面綜合衡量，按照優(yōu)秀、良好、中等、及格、不及格五級制確定成績。 特別提醒：曠課一次不能評定為優(yōu)秀；曠課二次不能評定為良好；曠課五次取消課程設(shè)計資格。,六、進度與時間安排,七、指導(dǎo)教師、教室,八、紀律要求 1、必須在指定教室進行設(shè)計，請假、曠課累積不得 超過五天。 2、上午8：0011：40；下午14：3017：30,特別提醒：課程設(shè)計不能緩做，必須在規(guī)定時間內(nèi)上交才有成績。, 機械制造裝備課程設(shè)計任務(wù)書 題目：設(shè)計一中型車床的主傳動系統(tǒng)（以CA6140車床傳動系統(tǒng)為例） 內(nèi)容：1、主軸箱展開圖 1張 2、主要截面橫向剖示圖 1張 (這個要求能完全表達內(nèi)部結(jié)構(gòu)） 3、多聯(lián)齒輪零件圖 1張（齒輪圖要求選擇傳動系統(tǒng)里最復(fù)雜的一聯(lián)畫） 4、設(shè)計說明書 1份（要求有詳細的數(shù)據(jù)分析步驟，設(shè)計公式，文字說明，軸的設(shè)計及校核） 原始資料： 1、最大工件回轉(zhuǎn)直徑為400mm； 2、轉(zhuǎn)速級數(shù)Z12 3、最低轉(zhuǎn)速nmin=42.5（r/min） 4、最高轉(zhuǎn)速nmax=1320(r/min) 5、雙公比=1.26/1.58 6、電動機功率P=5.5kw 7、注意：第一個變速組的傳動副數(shù)應(yīng)為2。（結(jié)構(gòu)式：253226）這個是主要內(nèi)容，請閱讀具體詳細要求見附件里的ppt。(我是學號第5組數(shù)據(jù)）因為你們要求沒看清所造成結(jié)果不符合要求我有權(quán)要求你們免費重做。時間要求：越早越好，最遲周一前完成。1 緒 論1.1本文的選題及主要研究內(nèi)容1.1.1本文的選題1、根據(jù)要求設(shè)計混合雙公比車床主傳動系統(tǒng)；2、要求設(shè)計車床主軸最高輸出轉(zhuǎn)速nmax=1320rmin，主軸最低輸出轉(zhuǎn)速nmin=42.5rmin，電動機的額定功率P=5.5KW，電動機的輸出轉(zhuǎn)速n=1440rmin，分級變速主傳動系統(tǒng)具有混合雙公比，低轉(zhuǎn)速段和高轉(zhuǎn)速段的公比為1=1.26，中間轉(zhuǎn)速段公比為2 =1.58。1.1.2主要研究內(nèi)容1、根據(jù)機床設(shè)計的一般原則對主傳動系統(tǒng)進行設(shè)計；2、結(jié)構(gòu)式和轉(zhuǎn)速圖設(shè)計；3、主傳動系統(tǒng)圖繪制；4、齒輪嚙合動力學分析和運動仿真。2 主傳動系統(tǒng)參數(shù)計算2.1車床主參數(shù)和基本參數(shù)車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：最高輸出轉(zhuǎn)速nmax=1320rmin，主軸最低輸出轉(zhuǎn)速nmin=42.5rmin，電動機的額定功率P=5.5KW，電動機的輸出轉(zhuǎn)速n=1440rmin，分級變速主傳動系統(tǒng)具有混合雙公比，低轉(zhuǎn)速段和高轉(zhuǎn)速段的公比為1=1.26，中間轉(zhuǎn)速段公比為2 =1.58。正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )正轉(zhuǎn)最高轉(zhuǎn)速Nmax( )電機功率N（kw）42.513205.52.2擬定參數(shù)的步驟和方法2.2.1 極限切削速度Vmax、Vmin根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：允許的切速極限參考值如下：表 2.1加 工 條 件 Vmax(m/min)Vmin(m/min)硬質(zhì)合金刀具粗加工鑄鐵工件 3050硬質(zhì)合金刀具半精或精加工碳鋼工件150300螺紋加工和鉸孔38根據(jù)【1】公式（3-2）因為已知 ， 公比1=1.26 公比2=1.58式Z=+1有上式當1=1.26時Z1=16，Z2=9而取Z=12. 這樣使得設(shè)計的轉(zhuǎn)速在采用雙公比時有相應(yīng)的級數(shù)空隙轉(zhuǎn)速。2.2.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速在通用機床上，每級轉(zhuǎn)數(shù)使用的機會不大相同，經(jīng)常使用的轉(zhuǎn)速一般是在轉(zhuǎn)速范圍的中段，轉(zhuǎn)速范圍的高、低段使用較少，雙公比傳動就是針對這一情況而設(shè)計。主軸的轉(zhuǎn)速數(shù)列有兩個公比，轉(zhuǎn)速范圍中經(jīng)常使用的中段采用小公比，不經(jīng)常使用的高、低段用大公比。經(jīng)調(diào)整后的結(jié)構(gòu)式為：12=2532X26，在高低段出現(xiàn)4個轉(zhuǎn)速空檔。根據(jù)主變速傳動系統(tǒng)設(shè)計的一般原則：傳動副前多后少原則、傳動順序與擴大順序相一致的原則、變速組的降速要前慢后快和中間軸的轉(zhuǎn)速不宜超過電動機的轉(zhuǎn)速的原則，可知，傳動線要前密后疏，依次來安排各變速組的傳動順序。最終繪制的轉(zhuǎn)速圖見圖1，按照主傳動轉(zhuǎn)速圖以及齒輪齒數(shù)繪制的主傳動系統(tǒng)圖見圖2。2.2.3 主電機功率動力參數(shù)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(chǎn)需要，又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。根據(jù)題設(shè)條件電機功率為5.5KW可選取電機為Y132S-4：額定功率為5.5KW，滿載轉(zhuǎn)速為1440r/min.2.2.4確定結(jié)構(gòu)式已知Z=x3ba、b為正整數(shù)，即Z應(yīng)可以分解為2和3的因子，以便用2、3聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速。對于Z=12可按Z=12分解為：Z=253226。2.2.5確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結(jié)構(gòu)緊湊的原則,選取傳動方案Z=253226。,易滿足要求，2.2.6繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖（1）選擇電動機：采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。（2）繪制轉(zhuǎn)速圖：（3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖2-3：1-2軸最小中心距：A1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和:Szmin(Zmax+2+D/m)2.3 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)(1)Sz100-120,中型機床Sz=70-100(2)直齒圓柱齒輪Zmin18-20,m4 圖3-3 主傳動系統(tǒng)圖（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設(shè)計要求Zmin1820,齒數(shù)和Sz100120，由表4.1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表2-2。