0143-X62W铣床主传动系统设计【CAD图+说明书】
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x62w
铣床
传动系统
设计
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摘 要
机床的主传动系统用于实现机床的主运动，它对机床的使用性能和结构等都有明显的影响。
通过运动参数拟订设计方案，确定转速图，并拟订传统系统图，在保证机床运动和使用要求的前提下，运动链尽量短而简单，传动效率高，并设计反转和制动装置，画好装配图后，对主要零件进行验算如齿轮强度验算和主轴的验算，通常普通机床主轴只进行刚度验算，根据演算结果和对装配草图进行审查后，修改并完善装配图，编写零件代号和制定整个部件的技术条件。最后绘制正确的零件图，并编写设计计算说明书。
关键词 ：机床，运动参数，转速图，传动系统图，零件，
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题 目 任务书 设计（论文）题目： 1主要内容及基本要求 （ 1） 计算机绘制总装图一张、零件图三 张； （ 2） 主轴转速范围 301500转 /分，转速级数 Z=18，公比 ，电动机转速0 1440n 转 /分。 （ 3） 毕业设计说明书一份。 2指定查阅的主要参考文献 （ 1） 机床设计手册 （ 2） 机床设计图册 （ 3） 机械零件设计手册 （ 4） 机械传动设计手册 （ 5） 机械装备设计 3进度安排 设计（论文）各阶段名称 起 止 日 期 1 查阅资料，复习与设计相关的知识 2 进行方案设计，确定基本结构形式 3 绘图和主要的设计计算 4 完成毕业设计说明书的编写 5 毕业答辩准备和毕业答辩 I 摘 要 机床的主传动系统用于实现机床的主运动，它对机床的使用性能和结构等都有明显的影响。 通过运动参数拟订设计方案 ，确定转速图，并拟订传统系统图，在保证机床运动和使用要求的前提下，运动链尽量短而简单，传动效率高，并设计反转和制动装置，画好装配图后，对主要零件进行验算如齿轮强度验算和主轴的验算，通常普通机床主轴只进行刚度验算，根据演算结果和对装配草图进行审查后，修改并完善装配图，编写零件代号和制定整个部件的技术条件 。最后绘制正确的零件图，并编写设计计算说明书。 关键词 ：机床，运动参数，转速图，传动系统图，零件 ， I he is to a it to a a by a in is as as is on if in a s, to to a 目 录 摘 要 . I . 一章 绪论 . 1 1. 1 主传动的设计要求 . 1 1. 2 主传动的组要设计程序 . 1 第二章 主运动的运动设计 . 2 计任务 . 2 定转速图 . 2 . 2 定变速的排列方案 . 2 定基本组和扩大组 . 2 定是否增加加速传动 . 2 配降速比 . 3 轮齿数的确定 . 5 据查表法确定齿轮齿数 . 5 联滑移齿轮的齿数确定 . 7 用齿轮传动系统 . 7 第三章 主传动的结构设计 . 9 . 9 速机构 . 9 轮的布置 . 9 移齿轮的轴向布置 . 9 个变速组内齿轮轴向位置的排列 . 10 个变速组内齿轮轴向位置的排列 . 11 小径向尺寸 . 12 移齿轮的结构形式 . 13 算转速 . 14 轴计算转速的确定 . 15 他传动件的计算转速的确定 . 16 目 录 传动系统的开停装置 . 18 . 18 动装置的类型 . 18 动器的位置 . 18 传动系统的换向装置 . 19 向装置的类型 . 19 换向装置的设计原则 . 20 型结构 . 20 第四章 主传动的零件设计 . 25 要零件的验算校核 . 25 轮的校核计算 . 25 的强度计算 . 29 第五章 主传动的润滑 . 31 滑系统的要求 . 31 滑剂的选择 . 31 滑方式的选择 . 31 第六章 结论 . 32 参考文献 . 33 致谢 . 34 1 第一章 绪论 1. 1 主传动的设计要求 1 机床主轴必须有足够的变速范围和转速，以满足实际使用要求。 2 主电动机和传动机构必须供给和传递壮族够的功率和扭矩，并具有较高的传动效率。 3 执行件必须有足够的精度，刚度，抗震性和小于许可限度的热变形和温 升。 4 噪音应在允许的范围内。 5 操纵要轻巧灵活，迅速，安全可靠，并必须便于调整和维修。 6 结构简单，润滑与密封良好，便于加工和装配，成本底。 1. 2 主传动的 组要 设计程序 1 调查研究 有足够的设计原始资料，在明确机床满足的要求的同时，还应有同类型的机床设计图纸及经验总结。 2 主传动的运动设计 根据机床的主要技术参数要求，拟定可能的转速图，并从中选出合理的方案，然后计算齿轮齿数级及带轮直径，最后绘制传动系统图。 3 主传动的结构设计 根据传动系统图设计变速箱或主轴箱的部件装配图，并进行必 要计算。 4 主传动的零件设计 轴和齿轮机构的强度校核 计算 第二章 主运动的运动设计 2 第二章 主运动的运动设计 计任务 主运动的运动设计是运用转速图的基本原理，以拟定满足给定的转速的合理传动方案，主 要包括选择变速组及传动副数，确定各变速组中的齿轮传动比，以及计算 齿轮齿数。 定转速图 0 1500转 /分，转速级数 Z=18，公比 电动机转速 0n=1440 转 /分。 定变速组的数目 大多数机床广泛应用滑移齿轮的变速方式，为满足结构设计和操纵方便的要求通常采用双联或三联齿轮，所以 18级转速需要三个变速组，即 Z=18=3 3 2。 定变速的排列方案 变速组的排列方案可以有多种，如： 18=3 3 2 18=2 3 3 18=3 2 3 由于 床主传动私通装在床身内，结构上没有特殊要求，根据各变速组中传动副数应遵循“前多后少”的原则，选择 18=3 3 2这种 方案。 定基本组和扩大组 根据“前密后疏”的原则，选择1 3 91 8 3 3 2 的方案。其中第一组为基本组，其级比指数0x=1；第二变速组为第一扩大组，其级比指数1x=3；第三变速组为第二扩大组，其 级比指数2x=9。 定是否增加加速传动 床的总浆速比 3 0 11 4 5 0 4 8u ，若每一个变速组的最小降速比均取 14，则三个变速组总的降速比可达到 1 1 1 14 4 4 6 4 ，故无须增加降速传动，但是为了使中间两个变速组作到降速缓慢，有利于减少变速箱的径向尺寸，所以在 -轴间增加一对降速传动齿轮（ 2654），同时也有利于设计变形机床，只要改变这对降速齿轮的传动比，在其他三个变速不便的情况下，就可以将主轴的 18 总转速同时提高或降低，以满足用户的不同需求。 3 配降速比 前面已确定， 18=3 3 2共需 3个变速组，并在 -轴间增加 一对降速传动齿轮，所以转速图上有五根传动轴，如图 2五根距离相等的竖直直线（、）代表五根轴，画 18根距离相等的水平线代表 18级转速，这样形成了转速图格线。 主轴上标出 18级转速： 30 1500转 /分，在轴上用 450转 /分；最低转速用 此 A、 7格，即代表总降速传动比171u 总。 定、轴间的最小降 速传动比： 一般铣床的工作特点是间断切削，为了提高主轴运转的平稳性，主轴上齿轮应大一些，能起到飞轮的作用，所以最后一个变速组的降速传动比取 14。按公比 =表可知 4，即从 E 点向上数六格，在轴上找出 D 点， 即为轴间变速组的降速传动比。 定其余变速组的最小传动比： 根据降速“前缓后急”的原则， -轴间变速组，取41u= ， 即从 D 点向上数四格，在轴上找出 理， -轴间取41u= ，用 线表示； -轴间取31u= ，用 线表示。 出各变速组其他连线 如图 2 -轴间有一对齿轮传动，转速图上为一条 -轴间为基本组，有三对齿轮传动，级比指数 ，故三条连县在转速图上各相距一格，从 1、 线 们的传动比分别为341 1 1 ， ， ， -轴间为第一扩大组也有 3 对齿轮传动，级比指数1x=3，三条连线在转速图上各相距三格，即 们的传动比分别 为 ， 1，41 ， -轴间为第二扩大组有两对齿轮传动，级比指数 ，两条连线在转 速图上应相距九格即 们的传动比分别为 3 ，和61 。 出全部连线 如图 2 前 面所述，转速图两轴之间的平行线代表一对齿轮传动，所以画 -轴 间的连线时，应从 点分别画 得到九种转速，同理，画出 -轴间的连线时，应画九条与 条与 主轴得到 18种转速。 第二章 主运动的运动设计 4 图 2速 传动比连线 图 2速组连线 5 图 262W 铣床主传动转速图 轮齿数的确定 拟定转速图后，根据各个传动副的传动比确定齿轮齿数。 据查表法确定齿轮齿数 转速图上的齿轮副传动比是标准公比的整数次方，变速组内的齿轮模数相同时，可按照 3中查出齿轮齿数，表中列出了传动比 u=1 数和0 120及相应的小齿轮实用齿数。大齿轮的齿数等于齿数和 -轴间（基本组）的一对齿轮 1）1 26 154 2u 可查表中 u=2的一行 中查找。 2）确定最小齿轮的齿数小齿轮必须在1 12u 的齿轮副中，根据结构条件假设最小齿数2Z ，在 2u 的一行中找到2Z 时，查表得出其最小齿数和63）找出可能采用的齿数和些6S 开始向右查表，满足要求的 齿轮齿数之齿数和有： 69， 72， 75， 78， 81， 84， 4）确定合理的齿数和据前面所述，在具体结构允许的情况下，选用较小的齿数和为宜，确定1。 5）确定各齿轮副的齿数： 由 一行找出1 27Z ，则11 8 1 2 7 5 4 Z 。 第二章 主运动的运动设计 6 -轴间（扩大组）的三对齿轮 1） 查表中 的一行， 查表 中 的一行，3 1u 2可查表中 u=2 的一行。 2）确定最小齿轮齿数2u 的齿轮副中，根据结构条件假设最小齿数 为24，在 的一行中找到4Z 时，查表 的去最小齿数和0。 3）找出可能采用的齿数和些0开始向右查表，同时存在满足三个传动必要求的齿轮齿数之齿数和有： 78， 95， 4）确定合理的齿数和 如前所述，在具体结构允许的情况下，选用较小的齿数为宜 ，确定齿数和 78 。 5）确定各齿轮副的齿数： 由 一行找出 1Z =31，则 1 2 1Z S Z =787； 由 1行找出 2 22Z ，则 22 7 8 2 2 5 6 Z ； 由 2u 一行找出 3 26Z ， 则 33 7 8 2 6 5 2 Z 。 -轴间（第二扩大组）的两对齿轮 变速组内的传动副的模数不同，必须计算各齿轮副的齿数和，按个齿轮副的传动比分配齿数。其传动比 1 14u 和 2 2u ，考虑实际受力情况相差较大，齿轮副的模数分别选择为 1m =4和 2 3m 。 可得： 1 1 22 2 134m eS m e 为了使齿数和较小并满足最小齿轮齿数的要求，选取 K=30，则 12 3 0 3 9 0 e 21 3 0 4 1 2 0 e 根据齿轮副的传动比齿数分配如下： 1 61 1971u 32 822 38u 同理， -轴间（第一扩大组）三对齿轮 1 2u，2 ，3 7 1 39Z ，2 26Z 2 28Z ，2 37Z 3 18Z ，3 47Z 。 联滑移齿轮的齿数确定 变速组采用三联滑移 齿轮变速，在确定其齿数之后， 还应 该 检查相邻齿轮的齿数关系 ，以确保其左右移动时能顺利通过，不致相碰。 如图 2 图 2联齿轮的齿数关系 三联滑移齿轮从中间位置向左移动时，齿轮2面越过 ，必须使2齿轮的齿顶圆半径之和小于中心距 A，向右移动也 是同样的要求。 在三联齿轮中，最大和次大齿轮之间齿数差应大于 4，如果齿数等于 4时，可将2齿顶圆直径略小一些也可使用。 用齿轮传动系统 在传动系统中的某个齿轮，既是前变速组的从动齿轮，又是后一变速组的主动齿轮，这种同时可与前后传动轴上的两个齿轮相啮合的齿轮称功用齿轮。采用公用齿轮 可以减少齿轮的个数，简化了传动机构，缩短了轴向尺寸，但是采用公用齿轮后可能引起径向尺寸增大，并且由于公用齿轮 使用机会较多，齿轮磨损 较快。 在机床中，一般采用单公用和双公用齿轮。在转速图上相邻变速组之间，任意两个传动比都可以选择为公用齿轮的两个传动比， 采用单公用齿轮，两个变速组的模数必须相同。 （ 2 第二章 主运动的运动设计 8 式中： , 为了防止采用单公用齿轮后径向尺寸过大或两轴中心距过小，应取 1 如图（ 2 图 22在 -轴之间采用单公用 齿轮 Z=39，其转速图仍和常规传动系统的一样，符合“前多后少”、“前密后疏”的要求。单公用齿轮工作时的传动比为1 1639、3 3926，齿数和分别为 1 6 3 9 5 5 ， 3 9 2 6 6 5 ，所以 K 值为 65 1 . 1 8 255 ，满足1 。 9 第三章 主传动 的结构设计 传动的布局 主传动的布局主有要集中传动式和分离式两种，主传动的全部变速机构和主轴组件装在同一箱体内，称为集中传动布局；分别装在变速箱 和主轴箱两种箱体内，其间用胶带、链条等传动时，称为分离传动布局。 的优点是：结构紧凑，便于实现集中操纵，箱体数少，缺点是；传动机构运转中的震动和发热会直 接影响主轴的工作精度。 速机构 大多数机床 的主运动都需要进行变速，可以是有级变速，也可以是 无级变速，有级变速应用较广，有级变速机构包括交变齿轮变速机构；滑移齿轮变速机构 ； 离合器变速机构。 移齿轮变速机构，它广泛应用于通用机床和一部分专用机床，其优点是：变速范围大；变速级数也较多；变速方便节省时间；在较大的变速范围内可传递较大的功率和扭矩；不工作的齿轮不啮合，因而空载的功率损失较小，其缺点是：变速箱的结构较复杂，不能在运转中变速，为方便滑移齿轮容易 进入 捏合 ，一般用直齿圆柱齿轮，传 动平稳性不如斜齿轮传动。 轮的布置 初步确定了转速图和齿轮齿数之后， 合理地布置齿轮排列方式 ， 是一个比较重要的问题。它将直接影响到变速箱的尺寸、变速操纵的方便性以及结构实现的可能性电因此设计机床变速箱时，要根据具体要求合理地加以布置 。 移齿轮的轴向布置 变速组中的滑移齿轮一般布置杂主动轴上，因其转速一般比被动轴的转速高，则其上的滑移齿轮的尺寸小，重量轻，操纵省力，但有时在结构上考虑，必须将滑移齿轮放在被动轴上，也有时为了操纵方便将两个相邻变速组的滑移齿轮放在同一根轴上。 为了避免同一滑 移齿轮变速组内的两对齿轮同时啮合，两个固定齿轮的间距应大于滑移齿轮的宽度， 一般留有间隙量为 12为 毫 米 ，如图 3三章 主运动的结构设计 10 图 3移齿轮的轴向 个变速组内齿轮轴向位置的排列 齿轮在轴向位置的排列，如果没有特殊情况，应尽量缩短轴向长度。 滑移齿轮的轴向位置常有窄式排列和宽式排列两种。一般采用窄式排列，它所占的轴向长度较小。 图 3 2所示的两级变速组占用的轴向长度 L 4b。其中 L 为齿轮变速组在轴上所占有的空间长度， b 为一个齿轮的齿部宽度 。 如图 3 3 所 示的宽式排列 (即滑移齿轮的轴向尺寸宽 )，则占用的轴向长度较较大，以致在相同的负荷条件下，轴径须加粗从而使轴上的小齿轮的齿数增加，相应使齿数和及径向尺寸加大，因此，一般不希望采用宽式排列 。 如前所述，二联滑移齿轮的两种排列方式，必须保证同轴上相邻两齿轮的齿数差大于 4，才能使滑移齿轮在越过某个固定齿轮时避免齿顶相碰。若相邻齿数差小于 4，除了采用增加齿数和的方法 (使相邻两齿轮的齿数差增加，此时径向尺寸也加大 )、或者采用变位齿轮的方法子以解决外，还可采用如图 3 中图所示的排列方案，让滑移齿轮中的最小轮越过固定的小 齿轮即最大齿轮与最小齿轮的齿数差大于 4，而其他两个齿轮的齿数差允许小些，但这种排列方法的轴向尺寸较大。 11 图 3联滑移齿轮的轴向排列 图 3联滑移齿轮的轴向排列 图 3联滑移齿轮轴向排列 个变速组内齿轮轴向位置的排列 图 3 5 上图和图 3 6 为两个变速组的齿轮并行排列方式 ,其总长度等于两变速组的轴向长度之和 ,两个变速组的齿轮交诺排列 ,其总的轴向长度较短，但对固定齿轮的齿数差有要求。由图 3 5可知，三轴四级变速机构的并行排列方 案，其总长度为工 8L，而中图的交错排列只要入 6b 就够了。 床主传动系统 (图 3 1)，从第轴到第轴的两个变速组中，其固定齿轮就是采用相互交错排列 ,这样可更好的利用空间 ,缩短轴向尺寸。若采用公用齿轮排列 ,其抽向长度更为 缩小。图 3 6所示的单公用齿轮的四级变速机构，总长度为工 5b,采用双公用齿轮的三轴四级变速机构，总长度可缩短为上 4b。若不采用公用齿轮，其总长度则为 L 用公用齿轮不仅减少了齿轮的数量，而且缩短了轴向尺寸。 第三章 主运动的结构设计 12 图 3级变速组的齿轮轴向排列 图 3速组的轴向排列 小径向尺寸 为了减小变速箱的尺寸，既须缩短轴向尺寸，又要缩小径向尺 ,它们之间往往是相互 联系的，应该根据具体情况考虑全局，恰当地解决齿轮布置问题。 有些机床 (加卧式镗床和龙门铣床 )的变速箱须沿导轨移动，为了减小变速箱对于导轨的颠覆力矩、提高机床的刚度和运动乎稳性，变速箱的重心和主轴应尽可能靠近导轨面这就须力求缩小变速箱的径向尺寸。 小轴间距离 在强度允许的条件下，尽量选用较小的齿数和，并使齿轮的降速传动比大于 14，以避免采用过大的齿轮。这钱既缩小了本变速组的轴间距离 ,又不致妨碍其他变速组轴间距离的减小。 用轴线相互重合 在相邻变速组的轴间距离相等的情况下，可格其中两根轴布置在同一轴线上，则径向尺寸可大为缩小如图 3且减少了箱体上孔的排数 ,箱体孔的加工工艺性也得到改 13 善。 理安排变速箱内各轴的位置 在不发生干涉的条件下，尽可能安排得紧凑一些。 图 3线重合的布置方式 移齿轮的结构形式 机床主传动系统中常见的滑移齿轮结构形式有 ：整体式及装配式，见 图 3 8 设计滑移齿轮结构，一般应考虑齿轮的工艺方法。整体式多联齿轮在插齿、剃齿时，两个齿轮间应留有足够的空刀槽，磨齿时则更大些；还要考虑变速时拨叉或滑块的拨动方式 (图中双点划线所示 )；为了使滑移齿轮能够顺利啮合，在其啮合端面上沿全部齿高须倒成圆角；为了保证齿轮的导向性良好，滑移齿轮的轮毂长度不应小于 (1.5)d， 第三章 主运动的结构设计 14 图 3移齿轮的结构形式 算转速 设计机床时，为了使传动件工作可靠 ,结构紧凑 ，须对传动件进行动力计算。主传动系统中主轴及传动件 (如传动轴、齿轮 )的尺寸，主要是根据它所传递的扭矩大小来决定，扭矩 大，其结构尺寸就大，扭短小，则结构尺寸就可缩小。传动件传递扭矩所传递的功率 对于专用机床，在特定购工艺条件下各传动件所传递的功率 的，所传递的扭矩于工艺范围较广的通用机床和某些专门化机床，由于使用条件复杂，变速范围较大，传 动件所传递的功率和转速并不是固定不变的。这类机床，若将传动件的传递扭矩确定得偏小或过大，是不经济、不合理的。所以，对于这类机床传动件传递扭矩大小的确定，必须根据机床实际使用情况进行周密地调查分析。通用机床在最低的一段转速范围内，经常用于切削螺纹、铰孔、切断、精镗等工序，所消耗的功率较小，不需要使用电动机的全部功率即便用于粗加工，由于受刀具、夹具和工件刚度的限制，不可能采用过大的切削用量，也不会使用到电动机的全部功率。所以，这类机床只是以某一转速开始，才有可能使用电动机的全部功率。当传动件的功率为一定时，随着 转速的降低，传递的扭矩也就越大。 综上所述，按传递全部功率时的转速中的最低转速进行计算，即可得出该传动件需要传递的最大扭矩。传递全部功率时的最低转速，则称为该传动件的计算转速。 对于旋转运动的传动件，其额定扭矩需要传递的最大扭矩 )按下式计算： 9550 （ 牛米 ） 式中： 传动件的计算转速 (转分 )； N 传动件所传递的功率 (千瓦 )； 主电动机的额定功率 (千瓦 )； 从主电动机到该传动件间的传动效率 。 15 由上式可知，当传动件的传递功率为一定时，若转速取得偏底，则传递的扭矩就偏大，使传动件尺寸不必要的增大。因此，必须根据机床的实际工作情况，经济合理地确定计算转速并计算传动件的尺寸是机床设计工作的一个重要问题。 轴计算转速的确定 主轴计算转速此时电动机为满载 )时的最 低转速，从这一转速起至主轴最高转速间的所有转速都能够传递全部功 率，扭矩则随转速的增加而减少，此为恒功率工作范围；低于主轴计算 转速的各级转速所能传递的扭矩与计算转速下的扭矩相等，它是该机床的最大传递扭矩 (功率则随转速的降低而减少 )。如图 3 专用机床的主轴计算转速是按特定的工艺中所需要的主轴 转速来确定。 通用机床及专门化机床，根据对现有机床的调查分析和测定以及有关的统计分析资料 主轴的计算转速的确定见表 3 22 =18，其转速图如图 3 。由表 3 可知，主轴的计算转速： 18 1 53m i n 6 95j m n n n 转 /分 在转速图上以黑点表示。 第三章 主运动的结构设计 16 图 3通用机床主传动功率和扭矩变化情况 图 362W 铣床主传动转速图 他传动件的计算转速的确定 如前所述，主轴从计算转速起至最高转速间的所有转速都传递全部功率，因此，实现上述主轴转速的传动件的实际工作转速也传递全部功率，其他传动件的计算转速就是其传递全部功率时的最低转速。 当主轴的计算转速确定后，就可以从转速图上确定其他各传动件的计算转速。确定的顺序通常是由后往前，即先定出位于传动链后面 (靠近主轴 )的传动件的计算转速，再顺次由后往前定出传动链前面的传动件的计算转速。一般可先找出该传动件共有几级实际工作转速，再找出其中能够传递全部功率时的那几级转速，最后确定能够传递全部功率时 的最低转速即为该传动件的计算转速。如图 3 10。 动轴的计算转速 （ 1） 转速图上可以看出， 轴共有 9级转速为 118、 160、 190、 235、 300、 375、 475、 600、 750 转分。主轴在 96 转分 (计算转速 )至 1500 转分 (最高转速 )之间的所有转速都传递全部功率。此时， 经齿轮副17动主轴，它只有在 375 750转分 的那 4级转速时才能传递全部功率 ；若经齿轮副1516动主轴，则 118 750转分的 9级 转速都传递全部功率，因此，其最低转 118转分即为 17 （ 2） 轴的计算转速： 同 理， 轴上共有 3级转速为 300， 375， 475。此时，经齿轮副 （9 1 3111 0 1 2 1 4 Z， 或 ） 传动 ，所得到 9 级转速都能够传递全部功率。因此 轴 上的 这 3级转速也都能递全部功率，其最低转速 300转分即为 轴的计算转速。 其余依次类推，各轴的计算转速如下： （ 1） 齿轮15轮15转速图上可知，1518 750 转分 9 级转速，经齿轮副1516动主轴得到的 235 1500 转分 9 级转速都能传递全部功率，故齿轮15 级转速也都能传递全部功率，其中最低转速 118 转分即为齿轮15 （ 2） 齿轮16轮16轴 (主轴 )上共有 235 1500 转分 9 级转速，都能传递全部功电其最低转速 235转分即为齿轮16 （ 3）齿轮17轮17 轴 上， 共有 118 750转分 9级转速，只有在 375 750转分 的 4级转速（经齿轮副1718使主轴得到的 95 190转分 的 4级转速 ） 能够传递全部功率 ， 而该齿轮在 118 300转分 5级转速时（经齿轮副1718主轴所得到的 30 75 转分 5 级转速都低于主轴的计算转速 95 转分 )，故不能传递全都功率，因此齿轮17 级转速为 375、 475、 600、 750转分 其中最低转速 375转分即为17 （ 4） 齿轮18轮18 轴 (主轴 )上， 共有 30 190 转分 9 级转速，其中只有在 95 190转分 4级转速时，该齿轮才能传递全部功率。最低转速 95转分即为齿轮18 其余异词类推，各齿轮的计算转速如下： 由前述已知，提高传动件的计算转速，可使其尺寸缩小，结构紧凑，因此在传 动系统中有某些重复转速时，可由不同传动路线来实现这时，应采用传动件计算转速较高的传动路线，并由操纵机构予以保证。 第三章 主运动的结构设计 18 传动系统的开停装置 开停装置用来控制主运动执行件 (如主轴 )的启动与停止。可直接开停机床主传动系统的动力源 (如电动机）或者用离合器接通、断开主运动执行件与动力源间的传动链。开停装置的 基本要求是开停方便省力、操作安全可靠、结构简单并能传递足够的扭矩。 运动是靠直接开停主电机来实现主轴的启动与停止。这种开痛方式的优点是：操作方便，可简化机床的机械结构，因此， 得到广泛应用。但在 电动机功率大、开停频繁的情况下，将导致电动机发热、烧坏，甚至因启动电流较大而影响车间电网正常供电时则不宜采用。另外，几个运动公用一个电动机且又不要求同时开停的情况，也不能采用这种方式。 传动系统的制动装置 某些机床在装卸工件、测量被加工面尺寸、更换刀具及调整机床时，要求机床的主运动执行件 (如主轴 )尽快地停止运动。但是，当开停装置断开主传动链后，由于传动系统中的传动件具有惯性，运动中的执行件是逐渐减速而停止的。为了减少这段时间，提高机床生产率对于经常启动与停止、传动件惯性大、运动速度较高的主传动系统， 须安装制动装置。另外，机床能及时制动，还可避免发生事故或防止工件报废。制动装置的基本要求有：工作可靠、操纵方便、制动时间短、结构简单紧凑以及制动器的磨损要小等。 动装置的类型 动器的位置 若要求电动机停止运转后才能制动时，则制动器可安装在传动链中的任何传动件上，若电动机不停止运转而进行制动时，则必须断开主运动执行件 (如主袖 )与电动机的运动联系，此时制动器只能安装在被断开的传动链中的传动件上。 制动器若装在转速高的传动件 (加传动轴、皮带轮及齿轮等 )上，所需要的制动力矩较小，从而制动器的尺寸也可减小；若装在传动链前面的传动件上，制动时的冲击力较大。因此为了结构紧凑、制动平稳，应将制动器放在接近执行件且转速较高的传动件上。促在受到具体条件限制 (如接近执行件时的转速一般较低或其他结构条件等原因 )的情况下，一般是将制动器放在转速较高的传动件上。 制动器与开停装置的操纵，须有可靠的联锁关系，即停车时制动器起作用，开车时则制动器须可靠地放松，以避免损坏传动件或造成过大的功率损失。 轴右端。 19 传动系统的换向装置 多数机床的主运动执行件 (如主轴、工作台 )需要有正反两个方向的运动。例如普通车床、钻床等在加工螺纹时，主轴正转用于切削，反转用于退刀。此外，普通车床有时还利用反转进行切断与切槽。又如铣床为了能够使用左刃或右刃铣刀，主轴应作正反两个方向的转动。对于直线运动的机床则更为明显，工作行程结束后必须换向为返回行程(空程 )。 由此可见，机床主运动的换向有两种不问情况：一种是正反两个方向部用于切削，当选用一个运动方向后，工作过程中不需要改变 (如铣床 )，这时正反两个方向所需要的运动速 度 、变速级数及传递功率应该相同；另一种是正向用于切削而反向用于空程，在工作过程中领反复地变换方向 (如车床、钻床、刨床等 )，这时为了提高生产率，反向运动应比正向运动的速度高，反向的变速级数则可比正向少一些甚至有的机床只要求有一种固定速度，两个方向传递动力的大小也可以不同。 主运动执行件的换向，除了某些直线运动机床是由传动机构 (如曲柄 连秆机构等 )本身实现外，多数机床须设置专门的换向装置。换向装置的基本要求是：结构简单紧凑，换向方便，操纵省力；需要在运转中换向时，应减少冲击及磨损，换向时间要短，换向要平稳以及换向 的能量损失要小等。 向装置的类型 变换电动机的转向，使主运动执行件的运动方向改变，这种换向方式可简化机床的机械结构、操作简单省力且容易实现自动化，在可能的条件下应采用这种方式，例如上述正反两方向都用于切削的情况，即使是正向切削、反向空程的情况，有条件也应采用。利用直流电动机驱动的龙门刨床，由电动机反向，并提高反向速度是很方便的。但是采用交流异步电动机换向，若换向频繁，尤其当电动机功率较大时，易引起电动机过热，故不宜采用。 日前，在主传动系 统中主要采用圆柱齿 多片磨擦离合器式换向机构，它可以在高速运转中平稳地换向，但结构教 复杂 (沿移齿轮式、牙嵌离合器及锥齿轮换向机构一般用于进给运动和辅助运动的换向 )。 当选用一个运动方向后，工作过程中不需要改变，这时正反两个方向所需要的运动速 度 、变速级数及传递功率应该相同；另一种是正向用于切削而反向用于空程 。所以 床应选用电动机换向。这样就使 结构第三章 主运动的结构设计 20 简单紧凑，换向方 便，操纵省力；需要在运转中换向时，可以 减少冲击及磨损，换向时间 短 。 向装置的 设计原则 为了提高正向传动的效率，减少其功率损失，换向机构的中间齿轮放在反向传动 中。 换向时先使运动减速或制动，再接通另一方向的运动，可减少换向的能量损失，已为大多数机床所采用。 换向机构的安放位置，若装于传动链前面的传动轴时，因转速一般较高，其传递扭矩可以减小，故结构紧凑，但传动链中的换向件较多 ，故折算到换向机构传动轴上的效果惯性矩较大 换向时的能量损失较大，将直接影响机构的寿命 (如离合器的磨损速度增加 )、功率损耗及发热等，有时也影响换向时间的长短。由于传动链中存 在间隙，换向时的冲击也较大，因此有的机床传动链较前面 的薄弱传动 容易扭坏。若将换向机构放在传动链的后面 即接近被换向的执行件时，可使能量损失小、换向平稳，但因转速一般较低，会增大换向机构的尺寸。一般对于传动件少，惯性小的传动链，换向机构宜放在前面；对于平稳性要求较高、能量损失要小的，宜放在后面。 型结构 主轴组件通常是由主轴、主轴 轴承和安装在主 轴 上的传动件等三部分所组成。它是机床中最关键的一个部件，其工作性能对加工质量相生产率有着直接的影响。 主轴组件的设计包括主轴轴承的选择，轴承的布置与调整，确定主轴的结构、材料、技术要求及共润滑、密封等。 支承的主轴组件 前端定位的上的组件，热变形对主轴前端伸长影响小，主轴 受压区段短，轴向刚性较高。 1前端定位的主轴，定位采们两个推力球轴承，这种轴承发热轮严重，成为热源元件，并靠近的支承，故产生不利影响。螺母用来调整的支承双列向心短圆柱滚子 轴承的径向间隙和调整推力轴承的间隙或预紧，径向和轴向的间隙可分别调整故轴向刚度很高 2主轴定位采用接触角为 60的双向推力球轴承。它的承载能力、刚度和极限转速都较高：通过修磨套，可以预紧或调整间隙。 轴承外径为负公差与箱体孔间有间隙
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