人人文库网 > 图纸下载 > 毕业设计 > 中型普通车床主轴变速箱设计-床身上最大工件回转直径：400mm-主电动机功率：5.5千瓦主轴最高转速：2000转∕分主轴最低转速：45转∕分（全套含CAD图纸）

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中型普通车床主轴变速箱设计-床身上最大工件回转直径：400mm-主电动机功率：5.5千瓦主轴最高转速：2000转∕分主轴最低转速：45转∕分（全套含CAD图纸）

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中型普通车床主轴变速箱设计-床身上最大工件回转直径：400mm-主电动机功率：5.5千瓦主轴最高转速：2000转∕分主轴最低转速：45转∕分（全套含CAD图纸）.zip

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45
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关键词：: 中型普通车床主轴变速箱设计床身最大工件回转直径 mm 妹妹电动机功率千瓦最高转速最低 45 全套 cad 图纸

资源描述：

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资料简介.gif

内容简介：: 机械加工设备课程设计任务书一、设计题目：中型普通车床主轴变速箱设计二、设计参数：床身上最大工件回转直径： 400电动机功率：瓦主轴最高转速： 2000 转分主轴最低转速： 4 5 转分三、设计要求： 1、主轴变速箱设计计算； 2、主轴变速箱结构设计； 3、绘制主轴变速箱装配图； 4、编写设计计算说明书。四、设计时间：开始日期： 2012 年 1 月 2 日结束日期： 2012 年 1 月 13 日学生姓名：指导教师： 1 录构网的选择确定传动组及各传动组中传动副的数目传动系统扩大顺序的安排绘制结构网传动组的变速范围的极限值最大扩大组的选择主电机的选定齿轮齿数的确定的要求变速传动组中齿轮齿数的确定 - 主轴的计算转速中间传动件的计算转速齿轮的计算转速传动轴直径的估算主轴的设计与计算主轴材料与热处理齿轮模数的估算齿轮模数的验算一般传动轴上的轴承选择主轴轴承的类型轴承间隙调整轴承的校核按扭矩选择按扭矩选择外摩擦片的内径选择摩擦片尺寸 (自行设计 )计算摩擦面的对数摩擦片片数考文献 - 2 1、主轴的极限转速由设计任务书可知：机床主轴的极限转速为： m 0 0m i nm a x 、则其转速范围 m 0 0m i nm a x r 考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动分级变速，并选取级数 z=12,设其转速公比为。则由式： i 现以 = 此选 =级转速数列由标准数列表中查出，因 =首先找到 45，然后每隔 5个数取一个值，可得如下转速数列 :45、 63、 90、 125、 180、 250、 355、 500、 710、 1000、1400、 2000共 12级转速。 2、主轴转速级数已知 nR= 1z 且 Z=2a a、 b 为正整数，即 Z 应可以分解为 2 和 3 的因子，以便用 2、 3 联滑移齿轮实现变速。（如取 4 或 5 的因子，则要用两个互锁的滑移齿轮，以确保只有一对齿轮啮合。使得结构过于复杂且不易控制。）取 Z=12级则 Z=22 3 m n 2000 45 合上述可得：主传动部件的运动参数 3 000 45 Z=12 =、主电机功率动力参数的确定合理地确定电机功率 N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。中型普通车床典型重切削条件下的用量刀具材料：件材料 45号钢，切削方式：车削外圆查表可知：切深给量 f(s)=r 切削速度 V=100m/率估算法用的计算公式 a 主切削力： 900900 b 切削功率：F 切c 估算主电机功率：总切定功率为载转速为 1440r 动结构式、结构网的选择确定动组及各传动组中传动副的数目级数为传动组分别有个传动副 Z= 传动副数为使结构尽量简单以 2或 3为适合，即变速级数和 3的因子：即 Z=2a 3b 实现 12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副的组合 : 1) 12=3 4 2) 12=4 3 3) 12=3 2 2 4) 12=2 3 2 5) 12=2 2 3 方案 1）和方案 2)可省掉一根轴。但有一个传动组有四个传动副。若用一个四联滑移齿轮，则将大大增加其轴向尺寸；若用两个双联滑移齿轮，则操纵机构必须互锁以防止两个滑移齿轮同时啮合。将使得结构比较复杂。故在此不予采用。 4 按照传动副“前多后少”的原则选择 Z=3 2 2 这一方案，但主轴换向采用双向片式摩擦离合器结构，致使轴的轴向尺寸过大，所以此方案不宜采用，加之主轴对加工精度、表面粗超度的影响最大。因此在主轴的传动副不宜太多，故方案 5）亦不采用。而应先择 12=2 3 2。综上所述：方案 4） 12=2 3 2 是比较合理的动系统扩大顺序的安排 12=2 3 2的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有 6!3 种形式： 1) 12=21 32 26 2) 12=21 34 22 3) 12=23 31 26 4) 12=26 31 23 5) 12=22 34 21 6) 12=26 32 21 以上各种结构式方案中，由于传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围的限制，一般升速时41m a x 2 降速时。极限变速范围 8 检查传动组的变速范围时，只需检查最后一个扩大组 ,因其他传动组的变速范围都比他小。由式 81 对于方案 2）和方案 5）有： m a 则、 ,则对于方案 2）和方案 5）不予考虑。对于其余方案有：m a 则、。然而在可行的结构式方案 1）、 3）、 4）、 6）中，为了使中间轴变速范围最小，在各方案同号传动轴的最高转速相同时，变速范围越小，最低转速越高，转矩越小，传动件尺寸也就越小。比较方案 1）、 3）、 4）、 6），方案 1）的中间传动轴变速范围最小，方案 1）最佳。但由于轴装有摩擦离合器，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径因而采用方案 3）12=23 31 26 最佳制结构网 5 由上选择的结构式 12=23 31 26 画其结构图如下：图构网动组的变速范围的极限值齿轮传动最小传动比 1/4,最大传动比 ,决定了一个传动组的最大变速范围。因此，要按照下表，淘汰传动组变速范围超过极限值的所有传动方案。极限传动比及指数 X,X,值为：表比极限传动比指数值： x1 =1/4 4 X值： x, =2 2 (X+ X)值： x+x =8 6 正常连续的顺序扩大组的传动结构式为： Z= 1 1 最后扩大组的变速范围 6 按照 r 8 原则，导出系统的最大级数 Z 和变速范围 R 为：表 3 2 3 Z=12 R=44 Z=9 R=后扩大组的传动副数目时的转速范围远比时大时 :R64/ 时： R 因此，在机床设计中，因要求的后扩大组应取 2更为合适。同时，最后传动组与最后扩大组往往是一致的。安装在主轴与主轴前一传动轴的具有极限或接近传动比的齿轮副承受最大扭距，在结构上可获得较为满意的处理，这也就是最后传动组的传动副经常为 2 的另一原因。转速图的拟定运动参数确定以后，主轴各级转速就已知，切削耗能确定了电机功率。在此基础上，选择电机型号，确定各中间传动轴的转速，这样就拟定主运动的转速图，使主运动逐步具体化。电机的选定 1）电机功率 N：中型机床上，一般都采用三相交流异步电动机作为动力源。根据机床切削能力的要求确定电机功率： N=）电机转速选用时，要使电机转速轴转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。 440r/）分配降速比 : 该车床主轴传动系统共设有四个传动组其中有一个是带传动。根据降速比分配应“前慢后快”的原则以及摩擦离合器的工作速度要求，确定各传动组最大、最小传动比。 7 a x m i n dm a 分配总降速传动比时，要考虑是否增加定比传动副，以使转速数列符合标准和有利于减小齿数和减小径向与轴向尺寸，必须按“前慢后快”的原则给串联的各变速器分配最小传动比。 a 决定轴 -的最小降速传动比 :主轴上的齿轮希望大一些，能起到飞轮的作用，所以最后一个变速组的最小降速传动比取极限 1/4，公比 =，因此从轴的最下点向上 4 格，找到上对应的点，连接对应的两点即为 -轴的最小传动比。 b 决定其余变速组的最小传动比根据“前慢后快”的原则，轴 -间变速组取，即从轴向上了使轴 -间中心距不至太大，故降速比不宜太大，可取降另一传动副采用升速传动，传动比为连接各线。 c 根据每个变速组的传动比连线按基本组的级比指数，第一扩大组的级比指数，第二扩大组的级比指数由于结构式有三个传动组，变速机构共有四根轴，加上电动机轴共五根轴，由上分析画出其转速图如下： 8 由转速图确定各轴及各齿轮计算转速计算转速是指主轴或各传动件传递全功率时的最低转速。由金属切削机床表 8 2可查得主轴的计算转速 1m 从主轴最低转速算起，第一个 31 转速范围内的最高一级转速，即为。轴的计算转速为、轴的计算转速为 rn j 、轴的计算转速为 rn j 各传动齿轮的计算转速如下表：表齿轮的计算转速齿轮 1Z 2Z1Z2Z 3Z 4Z 5Z 3Z 4Z57Z6Z7（ r/ 1000 1000 1400 500 500 500 500 355 250 180 180 180 355 125 3 传动轴的估算动轴直径的估算传动轴直径按扭转刚度用下列公式估算传动轴直径： 91 中： N 该传动轴的输入功率 d 电机额定功率； 9 从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积该传动轴的计算转速 r/ 每米长度上允许的扭转角 (m), 表度要求允许的扭转角主轴一般的传动轴较低的传动轴 1 1 2 对于一般的传动轴，取 =估算的传动轴长度为 1000 对轴有： 1000r/ 1 0 001 0 001 预取 251 d 轴有： 00 r/ 0 100010002 取 0 对轴有： 80r/ 100 取 383 将估算的传动轴直径 %为花键轴的直径，在选相近的标准花键。 10 1d =25 2d =30 3d =38 表可以选取花键的型号其尺寸 )741 1 4 4( 别为 1d 轴取 621 5 2d 轴取 626 6 3d 轴取 633 10 4 片式摩擦离合器的选择和计算式摩擦离合器的选择片式摩擦离合器可以在运转中接通或断开，且具有结合平稳、没有冲击、结构紧凑等特点，部分零件已标准化。在机床主轴箱变速传动中用于主轴的启动和正、反转。 1、摩擦离合器上扭矩的计算由上可知轴 1d 取 621 5，直径为 20速为 rn j 。摩擦离合器所在轴（轴）的扭矩由下式计算： 19 5 5 0 式中：离合器的额定静扭矩 K 安全系数运转时最大扭矩 N 电动机额定功率 1轴计算转速 11 电动机轴到轴传动效率由上知： N=000 =机床设计手册表得 K= f 5 0 0 表查的摩擦离合器外片外径 D=90片内径 d=30 则其平均圆周速度 000601000 2 2、计算摩擦面对数 Z 式中： f 摩擦片间摩擦系数 p 许用压强摩擦片外片外径 mm d 摩擦片内片内径 v 速度修正系数结合面数修正系数接触系数修正系数查表 12得 f=p=查表 13得 =10 则摩擦片的总数为 10+1=11 片。 3 计算轴向压力 Q 轴向压力可由下式计算： 224 N / 将 D=90d=30 p=入上式得 Q=12 5 带轮直径和齿轮齿数的确定轮传动的选择 1、选择三角带型号及带轮直径的确定由（式中工作情况系数、电动机额定功率 P=机械设计表 8 7 取，小轮转速（即电机轴转速）为 1440 机床变速箱主轴设计指导图 4型三角带。查表取小轮直径 1D 140轮直径 21(112 DD i。带的滑动系数一般取 4021 12 根据 V 带轮的基准直径系列圆整后取 2802 D 。 2、确定三角带速度 v 由于，对于 B 型带比较经济耐用。故满足设计要求。 3、初定中心距轮的中心距，通常根据机床总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取： 10 中心距过小，将降低带的寿命；中心距过大又将引起带的振动。对重型机床电动机轴变速箱带轮轴的中心距一般为 750 4、确定三角带的计算长度 N 三角带的计算长度是通过三角带截面重心的长度。 02122100 4)()(22 13 代入数据得0L=2177.9 =2273 表得相应的内周长度240正值 Y=33、验算三角带的挠曲次数挠曲次数次40102237 L 故能满足要求 6、确定实际中心距实际中心距 0 验算最小包角 21 故能满足要求 8、确定三角带根数三角带根数101式中：根三角带传动的功率， 1801 、特定长度、平稳工作情况下传递的功率，查表得 1 包角系数，查表得角带传递的功率 W 将所查数据代入可得需带轮的根数为 3根定齿轮齿数可用计算法或查表确定齿轮齿数，后者更为简便，根据要求的传动比 u 和初步定出的传动副齿数和表即可求出小齿轮齿数。选择时应考虑： 14 于标准齿轮，其最小齿数 17 免齿轮尺寸过大而引起机床结构增大，一般推荐齿数和100选用在 100 之内。中心距必须保证相等。轮齿根圆到键槽的壁厚 5. 保证主轴的转速误差在规定的范围之内。图轮的壁厚 1）确定齿轮齿数 1. 用计算法确定第一个变速组中各齿轮的齿数 Z 其中：主动齿轮的齿数被动齿轮的齿数 i 对齿轮的传动比对齿轮的齿数和为了保证不产生根切以及保证最小齿轮装到轴上或套筒上具有足够的强度，最小齿轮必然是在降速比最大的传动副上出现。且齿根圆直径应大于摩擦离合器外片外径，即大于 90把齿数取大些。取 0 则 1Z = 齿数和1+40+95=135 同样根据公式 : 13522 15 得 73 2Z =62 2. 用查表法确定第二变速组的齿数 1）首先第二变速组各传动比、、。能同时满足三个传动比要求的齿数和有 1、 85、 88、 94、 97、 101、 105、 107、 108、 109、 112、 118 2）确定合理的齿数和，为了使主轴箱轴向尺寸不宜太大，故选取较小的最小齿轮齿数，在以上同时满足三个传动比的齿数和中，选取最小齿轮齿数为 24，则对应的齿数和为1。 3）依次可以查得各传动比对应的最小齿轮齿数为： 373024 543 、 4) 确定第三变速组各传动比、选取齿数和为 99，在同时满足两个传动比的齿数和中，选取小齿轮的齿数为 22、 33 同理可得其它的齿轮如下表所示：表传动组的最小齿轮齿数和齿数和变速组第一变速组第二变速组第三变速组齿数和 134 81 99 齿轮 1Z 2Z 1Z2Z4Z5Z740 73 95 62 24 30 37 57 51 44 20 66 79 33 16 算主轴转速误差由于确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计的理论转速难以完全相符，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过 10( 。主轴各级实际转速值用下式计算 n 实 =(1 中：滑移系数 =0.2 别为各级的传动比转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示 n=理论理论实际 n 10( 01 4 4 0 实n n= (45 =同样其他的实际转速及转速误差如下 : 表级传动组的转速误差主轴转速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 论转速 45 63 90 125 180 250 355 500 710 1000 1400 2000 实际转速 354 速误差（ %）转速误差满足要求。 17 轮的布置为了使变速箱结构紧凑以及考虑主轴适当的支承距离和散热条件，其齿轮的布置如下图示。图轮结构的布置 6 齿轮模数及中心距的估算轮模数的估算根据齿轮弯曲疲劳的估算： 18 332面点蚀的估算： 3370 中由中心距 z 、 2z 求出模数：212 据估算所得取相近的标准模数。 1）齿数为 40与 95 的齿轮 N= 0 040 m 370 = 212 模数为 1 2）齿数为 62与 73的齿轮 370 = 12 19 取模数为 1 3）齿数为 37与 44的齿轮 N= 3370 = 12 模数为 3 4）齿数为 30与 51的齿轮 N= 370 = 212 2 模数为 3 5）齿数为 24与 57的齿轮 N= 370 = 20 212 模数为 3 6）齿数为 20与 79的齿轮 N= m 3370 = 12 模数为 3 7）齿数为 66与 33的齿轮 N= 3370 = 12 模数为 3 轮分度圆直径及（轴）中心距的估算 1） -传动轴上两齿轮传动副齿轮齿数分别为： 40 与 95、 62 与 73。为了使轴上小齿轮齿根圆比摩擦离合器外片的外径大，即大于 90模数为其分度圆直径分别为： 21 、 951 732 、 -传动轴间中心距 11 2） -传动轴上齿轮传动副齿轮齿数分别为： 24与 57、 30与 51、 37与 54。模数为 3，则其分度圆直径分别为：、 71357533514 、 3 2344 1337 55 、 -传动轴间中心距 332 3） -传动轴上两齿轮传动副齿轮齿数分别为： 66与 33、 20与 79。模数为 3，则其分度圆直径分别为：、 9333 8366 66 3 73797 、 -传动轴间中心距 113 7 主轴及其组件的设计主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件的主轴参与切削成形运动，因此，它的精度和性能性能直接影响加工质量（加工精度与表面粗糙度）。 1）主轴直径的选择由车床功率 N=表可以选取前支承轴颈直径 : 30951 ,考虑到轴承的直径系列均为 5 的倍数，故取 001 后支承轴颈直径 1=70 85取 0 ）主轴内径的选择车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆，必须是空心轴。确定孔径的原则是在满足对空心主轴孔径要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的要求尽可能取大些。由车床主参数（规格尺寸）和基本参数（ B/得最大工件回转直径 D=400d 50 22 推荐：普通车床 d/D(或 1)=中 D 主轴的平均直径， D=(2)/2= 2)80100( =90 前轴颈处内孔直径 d=(=54以，内孔直径取 d=50）前锥孔尺寸前锥孔用来装顶尖或其它工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。选择如下：莫氏锥度号取 5号、标准莫氏锥度尺寸为：大端直径 D=度 L 度 L=181）主轴前端悬伸量的选择确定主轴悬伸量 a 的原则是在满足结构要求的前提下，尽可能取小值。主轴悬伸量与前轴颈直径之比 a/D=1.5 a=(1=60 150 以，悬伸量取 100）支承跨距及悬伸长度为了提高主轴刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度 a，选择适当的支承跨距 L。一般推荐取 53跨距承变形对轴端变形影响大。所以轴承刚度小时，选大值，轴刚性差时，则取小值。其大小很大程度上受其他结构的限制，常常不能满足以上要求。在安排结构时力求接近即可。 6）头部尺寸的选择对机床主轴的头部广泛采用短圆周式结构，悬伸短，刚度好。在此选择轴前端轴径 00选代号为 6的公称直径 D=偏差为+70、 4、 6、 B=25、 l =14、 h=5。 7）主轴材料与热处理材料为 45 钢，调质到 220 250轴端部锥孔、定心轴颈或定心圆锥面等部位局部淬硬至 55，轴径应淬硬。 23 8）主轴轴承主轴的前轴承选取 3182100系列双列向心短圆柱滚子轴承。这种轴承承载能力大，内孔有 1： 12 锥度，磨擦系数小，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，因此整个部件支承结构比较复杂。参考文献 1 机床主轴变速箱设计指导清华大学曹金榜等主编 2 机床设计图册东方纺织工学院等主编 3 机床设计手册机床设计手册编写组主编 4 金属切削机床概论（教材） 5 金属切削机床设计（教材）机械加工设备课程设计任务书一、设计题目：中型普通车床主轴变速箱设计二、设计参数：床身上最大工件回转直径： 400电动机功率： 4千瓦主轴最高转速： 2120转分主轴最低转速：转分三、设计要求： 1、主轴变速箱传动设计及计算； 2、主轴变速箱结构设计； 3、绘制主轴变速箱装配图； 4、编写设计计算说明书。四、设计时间：开始日期： 2012年 1月 2日结束日期： 2012年 1月 13日订单65400说明书一份+展开图一张+传动草图一张周五早上五点前交易购买后包含有纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 机械加工设备课程设计任务书一、设计题目：中型普通车床主轴变速箱设计二、设计参数：床身上最大工件回转直径： 400电动机功率：瓦主轴最高转速： 2000 转分主轴最低转速： 4 5 转分三、设计要求： 1、主轴变速箱设计计算； 2、主轴变速箱结构设计； 3、绘制主轴变速箱装配图； 4、编写设计计算说明书。四、设计时间：开始日期：结束日期：学生姓名：指导教师：购买后包含有纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 1 录参数的拟定 - 构网的选择确定传动组及各传动组中传动副的数目传动系统扩大顺序的安排绘制结构网传动组的变速范围的极限值最大扩大组的选择主电机的选定齿轮齿数的确定的要求变速传动组中齿轮齿数的确定 - 主轴的计算转速中间传动件的计算转速齿轮的计算转速传动轴直径的估算主轴的设计与计算主轴材料与热处理齿轮模数的估算齿轮模数的验算一般传动轴上的轴承选择主轴轴承的类型轴承间隙调整轴承的校核按扭矩选择按扭矩选择外摩擦片的内径选择摩擦片尺寸 (自行设计 )计算摩擦面的对数摩擦片片数考文献 - 买后包含有纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 2 购买后包含有纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 3 1、主轴的极限转速由设计任务书可知：机床主轴的极限转速为： m 0 0m i nm a x 、则其转速范围 m 0 0m i nm a x r 考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动分级变速，并选取级数 z=12,设其转速公比为。则由式： i 现以 = 此选 =级转速数列由标准数列表中查出，因 =首先找到 45，然后每隔 5个数取一个值，可得如下转速数列 :45、 63、 90、 125、 180、 250、 355、 500、 710、 1000、1400、 2000共 12级转速。 2、主轴转速级数已知 nR= 1z 且 Z=2a a、 b 为正整数，即 Z 应可以分解为 2 和 3 的因子，以便用 2、 3 联滑移齿轮实现变速。（如取 4 或 5 的因子，则要用两个互锁的滑移齿轮，以确保只有一对齿轮啮合。使得结构过于复杂且不易控制。）取 Z=12级则 Z=22 3 m n 2000 45 合上述可得：主传动部件的运动参数购买后包含有纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 4 000 45 Z=12 =、主电机功率动力参数的确定合理地确定电机功率 N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。中型普通车床典型重切削条件下的用量刀具材料：件材料 45号钢，切削方式：车削外圆查表可知：切深给量 f(s)=r 切削速度 V=100m/率估算法用的计算公式 a 主切削力： 900900 b 切削功率：F 切c 估算主电机功率：总切定功率为载转速为 1440r 动结构式、结构网的选择确定动组及各传动组中传动副的数目级数为传动组分别有个传动副 Z= 传动副数为使结构尽量简单以 2或 3为适合，即变速级数和 3的因子：即 Z=2a 3b 实现 12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副的组合 : 1) 12=3 4 2) 12=4 3 3) 12=3 2 2 4) 12=2 3 2 5) 12=2 2 3 方案 1）和方案 2)可省掉一根轴。但有一个传动组有四个传动副。若用一个四联滑移齿轮，则将大大增加其轴向尺寸；若用两个双联滑移齿轮，则操纵机构必须互锁以防止两个滑移齿轮同时啮合。将使得结构比较复杂。故在此不予采用。购买后包含有纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 5 按照传动副“前多后少”的原则选择 Z=3 2 2 这一方案，但主轴换向采用双向片式摩擦离合器结构，致使轴的轴向尺寸过大，所以此方案不宜采用，加之主轴对加工精度、表面粗超度的影响最大。因此在主轴的传动副不宜太多，故方案 5）亦不采用。而应先择 12=2 3 2。综上所述：方案 4） 12=2 3 2 是比较合理的动系统扩大顺序的安排 12=2 3 2的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有 6!3 种形式： 1) 12=21 32 26 2) 12=21 34 22 3) 12=23 31 26 4) 12=26 31 23 5) 12=22 34 21 6) 12=26 32 21 以上各种结构式方案中，由于传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围的限制，一般升速时41m a x 2 降速时。极限变速范围 8 检查传动组的变速范围时，只需检查最后一个扩大组 ,因其他传动组的变速范围都比他小。由式 81 对于方案 2）和方案 5）有： m a 则、 ,则对于方案 2）和方案 5）不予考虑。对于其余方案有：m a 则、。然而在可行的结构式方案 1）、 3）、 4）、 6）中，为了使中间轴变速范围最小，在各方案同号传动轴的最高转速相同时，变速范围越小，最低转速越高，转矩越小，传动件尺寸也就越小。比较方案 1）、 3）、 4）、 6），方案 1）的中间传动轴变速范围最小，方案 1）最佳。但由于轴装有摩擦离合器，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径因而采用方案 3）12=23 31 26 最佳制结构网购买后包含有纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 6 由上选择的结构式 12=23 31 26 画其结构图如下：图构网动组的变速范围的极限值齿轮传动最小传动比 1/4,最大传动比 ,决定了一个传动组的最大变速范围。因此，要按照下表，淘汰传动组变速范围超过极限值的所有传动方案。极限传动比及指数 X,X,值为：表比极限传动比指数值： x1 =1/4 4 X值： x, =2 2 (X+ X)值： x+x =8 6 正常连续的顺序扩大组的传动结构式为： Z= 1 1 最后扩大组的变速范围购买后包含有纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 7 按照 r 8 原则，导出系统的最大级数 Z 和变速范围 R 为：表 3 2 3 Z=12 R=44 Z=9 R=后扩大组的传动副数目时的转速范围远比时大时 :R64/ 时： R 因此，在机床设计中，因要求的后扩大组应取 2更为合适。同时，最后传动组与最后扩大组往往是一致的。安装在主轴与主轴前一传动轴的具有极限或接近传动比的齿轮副承受最大扭距，在结构上可获得较为满意的处理，这也就是最后传动组的传动副经常为 2 的另一原因。转速图的拟定运动参数确定以后，主轴各级转速就已知，切削耗能确定了电机功率。在此基础上，选择电机型号，确定各中间传动轴的转速，这样就拟定主运动的转速图，使主运动逐步具体化。 1）电机功率 N：中型机床上，一般都采用三相交流异步电动机作为动力源。根据机床切削能力的要求确定电机功率： N=）电机转速选用时，要使电机转速轴转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。 440r/）分配降速比 : 该车床主轴传动系统共设有四个传动组其中有一个是带传动。根据降速比分配应“前慢后快”的原则以及摩擦离合器的工作速度要求，确定各传动组最大、最小传动比。购买后包含有纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 8 a x m i n dm a 分配总降速传动比时，要考虑是否增加定比传动副，以使转速数列符合标准和有利于减小齿数和减小径向与轴向尺寸，必须按“前慢后快”的原则给串联的各变速器分配最小传动比。 a 决定轴 -的最小降速传动比 :主轴上的齿轮希望大一些，能起到飞轮的作用，所以最后一个变速组的最小降速传动比取极限 1/4，公比 =，因此从轴的最下点向上 4 格，找到上对应的点，连接对应的两点即为 -轴的最小传动比。 b 决定其余变速组的最小传动比根据“前慢后快”的原则，轴 -间变速组取，即从轴向上了使轴 -间中心距不至太大，故降速比不宜太大，可取降另一传动副采用升速传动，传动比为连接各线。 c 根据每个变速组的传动比连线按基本组的级比指数，第一扩大组的级比指数，第二扩大组的级比指数由于结构式有三个传动组，变速机构共有四根轴，加上电动机轴共五根轴，由上分析画出其转速图如下：购买后包含有纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 9 由转速图确定各轴及各齿轮计算转速计算转速是指主轴或各传动件传递全功率时的最低转速。由金属切削机床表 8 2可查得主轴的计算转速 1m 从主轴最低转速算起，第一个 31 转速范围内的最高一级转速，即为。轴的计算转速为、轴的计算转速为 rn j 、轴的计算转速为 rn j 各传动齿轮的计算转速如下表：表齿轮的计算转速齿轮 1Z 2Z1Z2Z 3Z 4Z 5Z 3Z 4Z57Z6Z7（ r/ 1000 1000 1400 500 500 500 500 355 250 180 180 180 355 125 3 传动轴的估算动轴直径的估算传动轴直径按扭转刚度用下列公式估算传动轴直径： 91 中： N 该传动轴的输入功率 d 电机额定功率；购买后包含有纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 10 从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积该传动轴的计算转速 r/ 每米长度上允许的扭转角 (m), 表度要求允许的扭转角主轴一般的传动轴较低的传动轴 1 1 2 对于一般的传动轴，取 =估算的传动轴长度为 1000 对轴有： 1000r/ 1 0 001 0 001 预取 251 d 轴有： 00 r/ 0 100010002 取 0 对轴有： 80r/ 100 取 383 将估算的传动轴直径 %为花键轴的直径，在选相近的标准花键。购买后包含有纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 11 1d =25 2d =30 3d =38 表可以选取花键的型号其尺寸 )741 1 4 4( 别为 1d 轴取 621 5 2d 轴取 626 6 3d 轴取 633 10 4 片式摩擦离合器的选择和计算式摩擦离合器的选择片式摩擦离合器可以在运转中接通或断开，且具有结合平稳、没有冲击、结构紧凑等特点，部分零件已标准化。在机床主轴箱变速传动中用于主轴的启动和正、反转。 1、摩擦离合器上扭矩的计算由上可知轴 1d 取 621 5，直径为 20速为 rn j 。摩擦离合器所在轴（轴）的扭矩由下式计算： 19 5 5 0 式中：离合器的额定静扭矩 K 安全系数运转时最大扭矩 N 电动机额定功率 1轴计算转速购买后包含有纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 12 电动机轴到轴传动效率由上知： N=000 =机床设计手册表得 K= f 5 0 0 表查的摩擦离合器外片外径 D=90片内径 d=30 则其平均圆周速度 000601000 2 2、计算摩擦面对数 Z 式中： f 摩擦片间摩擦系数 p 许用压强摩擦片外片外径 mm d 摩擦片内片内径 v 速度修正系数结合面数修正系数接触系数修正系数查表 12得 f=p=查表 13得 =10 则摩擦片的总数为 10+1=11 片。 3 计算轴向压力 Q 轴向压力可由下式计算： 224 N / 将 D=90d=30 p=入上式得 Q=买后包含有纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 13 5 带轮直径和齿轮齿数的确定轮传动的选择 1、选择三角带型号及带轮直径的确定由（式中工作情况系数、电动机额定功率 P=机械设计表 8 7 取，小轮转速（即电机轴转速）为 1440 机床变速箱主轴设计指导图 4型三角带。查表取小轮直径 1D 140轮直径 21(112 DD i。带的滑动系数一般取 4021 12 根据 V 带轮的基准直径系列圆整后取 2802 D 。 2、确定三角带速度 v 由于，对于 B 型带比较经济耐用。故满足设计要求。 3、初定中心距轮的中心距，通常根据机床总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取： 10 中心距过小，将降低带的寿命；中心距过大又将引起带的振动。对重型机床电动机轴变速箱带轮轴的中心距一般为 750 4、确定三角带的计算长度 N 三角带的计算长度是通过三角带截面重心的长度。 02122100 4)()(22 购买后包含有纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 14 代入数据得0L=2177.9 =2273 表得相应的内周长度240正值 Y=33、验算三角带的挠曲次数挠曲次数次40102237 L 故能满足要求 6、确定实际中心距实际中心距 0 验算最小包角 21 故能满足要求 8、确定三角带根数三角带根数101式中：根三角带传动的功率， 1801 、特定长度、平稳工作情况下传递的功率，查表得 1 包角系数，查表得角带传递的功率 W 将所查数据代入可得需带轮的根数为 3根定齿轮齿数可用计算法或查表确定齿轮齿数，后者更为简便，根据要求的传动比 u 和初步定出的传动副齿数和表即可求出小齿轮齿数。选择时应考虑：购买后包含有纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 15 于标准齿轮，其最小齿数 17 免齿轮尺寸过大而引起机床结构增大，一般推荐齿数和100选用在 100 之内。各对齿轮，其中心距必须保证相等。轮齿根圆到键槽的壁厚 5. 保证主轴的转速误差在规定的范围之内。图轮的壁厚 1）确定齿轮齿数 1. 用计算法确定第一个变速组中各齿轮的齿数 Z 其中：主动齿轮的齿数被动齿轮的齿数 i 对齿轮的传动比对齿轮的齿数和为了保证不产生根切以及保证最小齿轮装到轴上或套筒上具有足够的强度，最小齿轮必然是在降速比最大的传动副上出现。且齿根圆直径应大于摩擦离合器外片外径，即大于 90把齿数取大些。取 0 则 1Z = 齿数和1+40+95=135 同样根据公式 : 13522 购买后包含有纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 16 得 73 2Z =62 2. 用查表法确定第二变速组的齿数 1）首先第二变速组各传动比、、。能同时满足三个传动比要求的齿数和有 1、 85、 88、 94、 97、 101、 105、 107、 108、 109、 112、 118 2）确定合理的齿数和，为了使主轴箱轴向尺寸不宜太大，故选取较小的最小齿轮齿数，在以上同时满足三个传动比的齿数和中，选取最小齿轮齿数为 24，则对应的齿数和为1。 3）依次可以查得各传动比对应的最小齿轮齿数为： 373024 543 、 4) 确定第三变速组各传动比、选取齿数和为 99，在同时满足两个传动比的齿数和中，选取小齿轮的齿数为 22、 33 同理可得其它的齿轮如下表所示：表传动组的最小齿轮齿数和齿数和变速组第一变速组第二变速组第三变速组齿数和 134 81 99 齿轮 1Z 2Z 1Z2Z4Z5Z740 73 95 62 24 30 37 57 51 44 20 66 79 33 购买后包含有纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 17 算主轴转速误差由于确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计的理论转速难以完全相符，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过 10( 。主轴各级实际转速值用下式计算 n 实 =(1 中：滑移系数 =0.2 别为各级的传动比转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示 n=理论理论实际 n 10( 01 4 4 0 实n n= (45 =同样其他的实际转速及转速误差如下 : 表级传动组的转速误差主轴转速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 论转速 45 63 90 125 180 250 355 500 710 1000 1400 2000 实际转速 354 速误差（ %）转速误差满足要求。购买后包含有纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 18 轮的布置为了使变速箱结构紧凑以及考虑主轴适当的支承距离和散热条件，其齿轮的布置如下图示。图轮结构的布置 6 齿轮模数及中心距的估算轮模数的估算根据齿轮弯曲疲劳的估算：购买后包含有纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 19 332面点蚀的估算： 3370 中由中心距 z 、 2z 求出模数：212 据估算所得取相近的标准模数。 1）齿数为 40与 95 的齿轮 N= 0 040 m 370 = 212 模数为 1 2）齿数为 62与 73的齿轮 370 = 12 买后包含有纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 20 取模数为 1 3）齿数为 37与 44的齿轮 N= 3370 = 12 模数为 3 4

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