毕业设计（论文）-CK6140数控机床总体布局及纵向进给设计（全套图纸） .pdf

目 录 1 总体方案 0 1.1 ck6140 的现状和发展 1 1.2 ck6140 数控卧式车床的总体方案论证与拟定 2 1.2.1 数控车床 2 1.2.2 ck6140 数控卧式车床的拟定 2 2 机械部分设计计算说明 4 2.1 主运动部分计算 4 2.1.1 参数的确定 4 2.1.2 传动设计 5 2.1.3 转速图的拟定 8 2.1.4 带轮直径和齿轮齿数的确定 12 2.1.5 传动件的估算和验算 20 2.1.6 展开图设计 37 2.2 纵向进给运动设计 54 2.2.1 滚珠丝杆副的选择 54 2.2.2 驱动电机的选用 59 3 控制系统设计 63 3.1 绘制控制系统结构框图 63 3.2.选择中央处理单元（cpu）的类型 63 3.3 存储器扩展电路设计 64 3. i/o 接口电路及辅助电路设计 65 参 考 文 献 71 致 谢 73 lathes 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 湖南工业大学 共 80 页 第 1 页 1 总体方案 1.1 ck6140 的现状和发展 自第一台数控机床在美国问世至今的半个世纪内，机床数控技术的发展迅速，经 历了六代两个阶段的发展过程。其中，第一个阶段为 nc 阶段；第二个阶段为 cnc 阶 段，从 1974 年微处理器开始用于数控系统，即为第五代数空系统。在近 20 多年内， 在生产中，实际使用的数控系统大多是这第五代数控系统，其性能和可靠性随着技术 的发展得到了根本性的提高。从 20 世纪 90 年代开始，微电子技术和计算机技术的发 展突飞猛进，pc 微机的发展尤为突出，无论是软硬件还是外器件的进展日新月异，计 算机所采用的芯片集成化越来越高，功能越来越强，而成本却越来越低，原来在大， 中型机上才能实现的功能现在在微型机上就可以实现。在美国首先推出了基于 pc 微 机的数控系统，即 pcnc 系统，它被划入为所谓的第六代数控系统。 下面从数控系统的性能、功能和体系结构三方面讨论机床。 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 数控技术的发展趋势： 1.性能方面的发展趋势 （1）.高速高精度高效 （2）.柔性化 （3）.工艺复合和轴化 （4）.实时智能化 2.功能发展方面 湖南工业大学 共 80 页 第 2 页 （1）.用户界面图形化 （2）.科学计算可视化 （3）.插补和补偿方式多样化 （4）.内置高性能 plc （5）.多媒体技术应用 3.体系结构的发展 （1）.集成化 （2）.模块化 （3）.网络化 （4）.开放式闭环控制模式 1.2 ck6140 数控卧式车床的总体方案论证与拟定 1.2.1 数控车床 数控车床又称数字控制（numbercal control，简称 nc）机床，它是 20 世纪 50 年 代初发展起来的一种自动控制机床， 而数控车床四其中的一类使用性很强的机床形式。 数控车床是基于数字控制的，它与普通车床不同的是，数控车床的主机结构上具有以 下特点： （1）.由于大多数数控车床采用了高性能的主轴及伺服传动系统，因此，数控机床的 机械传动结构得到了简化。 （2）.为了适应数控车床连续地自动化加工，数控车床机械结构，具有较高的动态刚 度，阻尼精度及耐磨性，热变形较小。 （3）.更多地采用高效传动部件，如滚动丝杆副，直线滚动导轨高，cnc 装置这是数 控车床的核心，用于实现输入数字化的零件程序，并完成输入信息的存储，数据的变 换，插补运算以及实现各种控制功能。 1.2.2 ck6140 数控卧式车床的拟定数控卧式车床的拟定 1.ck6140 数控卧式车床具有定位，纵向和横向的直线插补功能，还能要求暂停，进行 循环加工等，因此，数控系统选取连续控制系统。 2.ck6140 数控卧式车床属于经济型数控机床，在保证一定加工精度的前提下，应简化 结构、降低成本，因此，进给伺服系统应采用步进电机开环控制系统。 3.根据设计所给出的条件，主运动部分 z=18 级，即传动方案的选择采用有级变速最高 转速是 2000r/min，最低转速是 40r/min，1.26 =。 4.根据系统的功能要求，微机控制系统中除了 cpu 外，还包括扩展程序存储器，扩展 数据存储器，i/o 接口电路，包括能输入加工程序和控制命令的键盘，能显示加工数据 和机床状态信息的显示器，包括光电隔离电路和步进电机驱动电路。此外，系统中还 应该包括脉冲发生电路和其他辅助电路。 湖南工业大学 共 80 页 第 3 页 5.纵向和横向进给是两套独立的传动链，它们由步进电机，齿轮副，丝杆螺母副组成， 它的传动比应满足机床所要求的。 6.为了保证进给伺服系统的传动精度和平稳性，选用摩擦小，传动效率的滚珠丝杆螺 母副，并应有预紧机构，以提高传动刚度和消除间隙。齿轮副也应有消除齿侧间隙的 机构。 7.采用滚动导轨可以减少导轨间的摩擦阻力，便于工作台实现精确和微量移动，且润 滑方法简单。 （附注：伺服系统总体方案框图 1.1） 图图 1.1 伺服系统总体方案框图伺服系统总体方案框图 湖南工业大学 共 80 页 第 4 页 2 机械部分设计计算说明 2.1 主运动部分计算 2.1.1 参数的确定 一.了解车床的基本情况和特点-车床的规格系列和类型 1. 通用机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。因此，对这些 基本知识和资料作些简要介绍。本次设计中的车床是普通型车床，其品种，用途，性 能和结构都是普通型车床所共有的，在此就不作出详细的解释和说明了。 2.车床的主参数（规格尺寸）和基本参数（gb1582-79，jb/z143-79） ： 最大的工件回转直径 d （mm） 是 400； 刀架上最大工件回转直径 d1大于或等于 200； 主轴通孔直径 d 要大于或等于 36；主轴头号（jb2521-79）是 6；最大工件长度 l 是 7502000；主轴转速范围是：321600；级数范围是：18；纵向进给量 mm/r0.03 2.5；主电机功率（kw）是 5.510。 二.参数确定的步骤和方法 1. 极限切削速度 umaxumin 根据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要考虑：工序种类 工艺要求 刀具 和工件材料等因素。允许的切速极限参考值如机床主轴变速箱设计指导书 。然而， 根据本次设计的需要选取的值如下： 取 umax=300m/min； umin=30m/min。 2. 主轴的极限转速 计算车床主轴的极限转速时的加工直径，按经验分别取（0.10.2）d 和（0.45 0.5）d。由于 d=400mm，则主轴极限转速应为： nmax= max1000 (0.1 0.2) u d r/min 2.1 湖南工业大学 共 80 页 第 5 页 =2000r/min ； nmin= min1000 (0.45 0.5) u d r/min 2.2 =40r/min ； 由于转速范围 r = max min n n = 2000 /min 40 /min r r 2.3 = 50 ； 因为级数 z 已知： z=18 级 。 现以 =1.26 和 =1.41 代入 r= 1z 得 r=50 和 355 ，因此取 =1.26 更为合适。 各级转速数列可直接从标准数列表中查出。 标准数列表给出了以=1.06的从1 10000 的数值，因 =1.26= 4 1.06，从表中找到 nmax=2000r/min，就可以每隔 3 个数值 取一个数，得：2000，1600，1250，1000，800，630，500，400，315，250，200，160， 125，100，80，63，50，40。 3. 主轴转速级数 z 和公比 已知 : max min n n =rn rn= z- 1 且： z= a b 2 x 3 18= 129 3 x 3 x 2 4. 主电机功率动力参数的确定 合理地确定电机功率 n，使用的功率实际情况既能充分的发挥其使用性能，满足生 产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。 目前，确定机床电机功率的常用方法很多，而本次设计中采用的是：估算法，它 是一种按典型加工条件（工艺种类、加工材料、刀具、切削用量）进行估算。根据此 方法，中型车床典型重切削条件下的用量： 根据设计书表中推荐的数值： 取 p=5.5kw 2.1.2 传动设计 一.传动结构式、结构网的选择 结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有用的方法，但对于 分析复杂的传动并想由此导出实际的方案，就并非十分有效，可考虑到本次设计的需 要可以参考一下这个方案。 湖南工业大学 共 80 页 第 6 页 确定传动组及各传动组中传动副的数目 级数为 z 的传动系统有若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有 z1、z2、z3个传 动副。即 z=z1 z2 z3 2.4 传动副数由于结构的限制以 2 或 3 为合适，即变速级数 z 应为 2 和 3 的因子: z=23 ab x 2.5 可以有几种方案，由于篇幅的原因就不一一列出了，在此只把已经选定了的和本次设 计所须的正确的方案列出，具体的内容如下： 传动齿轮数目 2x（3+3+2）+2x2+1=21 个 轴向尺寸 19b 传动轴数目 6 根 操纵机构 简单，两个三联滑移齿轮，一个双联滑移齿轮 湖南工业大学 共 80 页 第 7 页 图 2.1 总的传动系统 二.组传动顺序的安排 18 级转速传动系统的传动组，可以安排成：3x3x2，2x3x3，或 3x2x3 选择传动组安排方式时，要考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。在轴 上摩擦离合器时，应减小轴向尺寸，第一传动组的传动副不能多，以 2 为宜，本次设 计中就是采用的 2，一对是传向正传运动的，另一个是传向反向运动的。 主轴对加工精度、表面粗糙度的影响大，因此主轴上齿轮少些为好，最后一个传 动组的传动副选用 2，或者用一个定比传动副。 三.传动系统的扩大顺序的安排 对于 18 级的传动可以有三种方案， 准确的说应该不只有这三个方案， 可为了使结 构和其他方面不复杂，同时为了满足设计的需要，选择的设计方案是： 18=313329 湖南工业大学 共 80 页 第 8 页 传动方案的扩大顺序与传动顺序可以一致也可以不一致，在此设计中，扩大顺序和传 动顺序就是一致的。这种扩大顺序和传动顺序一致，称为顺序扩大传动。 四.传动组的变速范围的极限植 齿轮传动副最小传动比 umin 1 4 ，最大传动比 umax2，决定了一个传动组的最大 变速范围 rmax=umax/nmin8 因此，要按照参考书中所给出的表，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： 极限传动比指数 1.26 x：umin= 1 x = 1 4 6 x值；umax= x =2 3 （x+x）值：umin= xx+ =8 9 五. 最后扩大传动组的选择 正常连续的顺序扩大的传动（串联式）的传动结构式为： z=z11z2z1z3z1z2 即是： z=18=313329 2.1.3 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图，使主运动 逐步具体化。 一. 主电机的选定 中型机床上，一般都采用三相交流异步电机为动力源，可以在系列中选用。在选 湖南工业大学 共 80 页 第 9 页 择电机型号时，应按以下步骤进行： 1. 电机功率 n： 根据机床切削能力的要求确定电机功率。但电机产品的功率已经标准化，因此， 按要求应选取相近的标准值。 n=5.5kw 2.电机转速 nd 异步电机的转速有：3000、1500、1000、750r/min 在此处选择的是： nd=1500r/min 这个选择是根据电机的转速与主轴最高转速 nmax和轴的转速相近或相宜，以免 采用过大的升速或过小的降速传动。 3.双速和多速电机的应用 根据本次设计机床的需要，所选用的是：双速电机 4.电机的安装和外形 根据电机不同的安装和使用的需要，有四种不同的外形结构，用的最多的有底座 式和发兰式两种。本次设计的机床所需选用的是外行安装尺寸之一。具体的安装图可 由手册查到。 5.常用电机的资料 根据常用电机所提供的资料，选用： y132s-4 图 2.2 电动机 轴从电机得到运动，经传动系统化成主轴各级转速。电机转速和主轴最高转速 应相接近。显然，从传动件在高速运转下恒功率工作时所受扭矩最小来考虑，轴转 湖南工业大学 共 80 页 第 10 页 速不宜将电机转速下降得太低。 但如果轴上装有摩擦离合器一类部件时，高速下摩擦损耗、发热都将成为突出 矛盾，因此，轴转速不宜太高。 轴装有离合器的一些机床的电机、主轴、轴转速数据： 参考这些数据，可见，车床轴转速一般取 7001000r/min。另外，也要注意到 电机与轴间的传动方式，如用带传动时，降速比不宜太大，否则轴上带轮太大， 和主轴尾端可能干涉。因此，本次设计选用： n1=960r/min 三.中间传动轴的转速 对于中间传动轴的转速的考虑原则是：妥善解决结构尺寸大小与噪音、震动等性 能要求之间的矛盾。 中间传动轴的转速较高时（如采用先升后降的传动） ，中间转动轴和齿轮承受扭矩 小，可以使用轴径和齿轮模数小写：d 4 m 、 m 3 m ，从而可以使用结构紧凑。 但是，这将引起空载功率 n空和噪音 lp（一般机床容许噪音应小于 85db）加大： n空=ncdnda+ 主 5 . 3( 10 1 6 ) kw 2.6 式中： c-系数，两支承滚动或滑动轴承 c=8.5，三支承滚动轴承 c=10； da-所有中间轴轴颈的平均直径（mm） ； d主主轴前后轴颈的平均直径（mm） ； n主轴转速（r/min） 。 ()()()knmzbqnmzcl ap += 主主 tan15 . 4log20 1 2.7 （mz）a所有中间传动齿轮的分度圆直径的平均值 mm； （mz）主主轴上齿轮的分度圆的平均值 mm； q-传到主轴所经过的齿轮对数； -主轴齿轮螺旋角； c1、k-系数，根据机床类型及制造水平选取。我国中型车床、铣床 c1=3.5。车 床 k=54，铣床 k=50.5。 从上诉经验公式可知： 主轴转速 n主和中间传动轴的转速和n 对机床噪音和发热 的关系。确定中间传动轴的转速时，应结合实际情况作相应修正： 1.功率教大的重切削机床，一般主轴转速较低，中间轴的转速适当取高一些，对 减小结构尺寸的效果较明显。 2.速轻载或精密车床，中间轴转速宜取低一些。 3.控制齿轮圆周速度 u8m/s（可用 7 级精度齿轮） 。在此条件下，可适当选用较 湖南工业大学 共 80 页 第 11 页 高的中间轴转速。 四.齿轮传动比的限制 机床主传动系统中，齿轮副的极限传动比： 1. 升速传动中，最大传动比 umax2。过大，容易引起震动和噪音。 2.降速传动中，最小传动比 umin1/4。过小，则使主动齿轮与被动齿轮的直径相 差太大，将导致结构庞大。 湖南工业大学 共 80 页 第 12 页 图 2.3 主运动的转速图 2.1.4 带轮直径和齿轮齿数的确定 湖南工业大学 共 80 页 第 13 页 根据拟定的转速图上的各传动比，就可以确定带轮直径和齿轮的齿数。 一. 带轮直径确定的方法、步骤 1.选择三角型号 一般机床上的都采用三角带。 根据电机转速和功率查图即可确定型号 （详情见 机 床主轴变速箱设计指导 4-1 节） 。但图中的解并非只有一种，应使传动带数为 35 根为宜。 本次设计中所选的带轮型号和带轮的根数如下： b 型带轮 选取 3 根 2.确定带轮的最小直径 dmin（d小） 各种型号胶带推荐了最小带轮直径，直接查表即可确定。 根据皮带的型号，从教科书 机械设计基础教程 查表可取： dmin=140mm 3.计算大带轮直径 d大 根据要求的传动比 u 和滑功率确定 d大。当带轮为降速时： ()=1 1 u dd 小大 三角胶带的滑动率=2%。 三角传动中，在保证最小包角大于 120 度的条件下，传动比可取 1/7 u3。对中型通用机床，一般取 12.5 为宜。 因此， 137.2mmd大343mm 经查表取： d大=212mm 二.确定齿轮齿数 用计算法或查表法确定齿轮齿数，后者更为简单。根据要求的传动比 u 和初步定 出的传动齿轮副齿数和 sz，查表即可求出小齿轮齿数。 在本次设计中采用的就是常用传动比的适用齿数（小齿轮）表就见教科书 机床 简明设计手册 。 不过在表中选取的时候应注意以下几个问题： 1. 不产生根切。一般去 zmin1820。 2. 保证强度和防止热处理变形过大， 齿轮齿根圆到键槽的壁厚2mm， 一般取5mm 则 zmin6.5+ m t2 ，具体的尺寸可参考图。 湖南工业大学 共 80 页 第 14 页 3. 同一传动组的各对齿轮副的中心距应该相等。若莫数相同时，则齿数和亦应相等。 但由于传动比的要求， 尤其是在传动中使用了公用齿轮后， 常常满足比了上述要求。 机床上可用修正齿轮，在一定范围内调整中心距使其相等。但修正量不能太大，一 般齿数差不能超过 34 个齿。 4. 防止各种碰撞和干涉 三联滑移齿轮的相邻的齿数差应大于 4。应避免齿轮和轴之间相撞，出现以上的情 况可以采用相应的措施来补救。 5. 在同时满足以上的条件下齿轮齿数的确定已经可以初步定出， 具体的各个齿轮齿数 可以见传动图上所标写的。 6. 确定轴间距： 轴间距是由齿轮齿数和后面计算并且经验算而确定的模数 m 而确定的， 具体的计算 值如下（模数和齿轮的齿数而确定的轴间距必须满足以上的几个条件） ： 轴与轴之间的距离： 取 m=2.5mm，由转速图而确定85 . 0 2 1 = z z 1 2 2.551 127.5 2.560 150 dmz mm mm dmz mm mm = = = = = = 2.8 齿轮 1 与 2 之间的中心距： 12 1 2 127.5 150 2 138.75 dd a mm + = + = = 2.9 轴与轴之间的距离： 取 m=2.5mm，由转速图而确定的传动比见图， 38 0.8 48 29 0.5 57 33 0.62 53 i i i = = = 湖南工业大学 共 80 页 第 15 页 33 44 2.538 95 2.548 120 dmz mm mm dmz mm mm = = = = = = 2.10 齿轮 3 与 4 之间的中心距： 34 2 2 107.5 dd a mm + = = 2.11 轴与轴之间的距离： 取 m=3.5mm，由转速图而确定的传动比 54 1.6 34 25 0.4 63 39 0.8 49 i i i = = = 99 1010 3.554 189 3.534 119 dmz mm mm dmz mm mm = = = = = = 2.12 齿轮 9 与 10 之间的中心距： 910 3 2 189 119 2 154 dd a mm + = + = = 2.13 轴轴之间的中心距离： 取 m=3.5mm，由转速图而确定的传动比 湖南工业大学 共 80 页 第 16 页 20 0.26 78 65 1.97 33 i i = = 1515 1616 3.520 70 3.578 273 dmz mm mm dmz mm mm = = = = = = 2.14 1516 4 2 70273 2 171.5 dd a mm + = + = = 2.15 主轴到脉冲轴的中心距： 取 m=3.5mm，传动比1i = 1919 2020 3.533 115.5 3.533 115.5 dmz mm mm dmz mm mm = = = = = = 2.16 1920 5 2 115.5 115.5 2 115.5 dd a mm + = + = = 2.17 轴到反转轴轴的中心距： 取 m=2.5mm，传动比1.47i = 湖南工业大学 共 80 页 第 17 页 2121 2222 2.550 125 2.534 85 dmz mm mm dmz mm mm = = = = = = 2.18 2122 6 2 12585 2 105 dd a mm + = + = = 2.19 由齿顶高 () * * * 1 0.25, aa fa a hh hhcm h c = =+ = = 而取 可知： 2.20 齿顶高和齿跟高只与所取的模数 m 有关。 可知取 m=2.5mm 时， ()() * * 1 2.52.5 1 0.252.53.125 aa fa hh mmmmm hhcmmmmm = = =+=+= 取 m=3.5mm 时： ()() * * 1 3.53.5 1 0.253.54.375 aa fa hh mmmmm hhcmmmmm = = =+=+= 三.主轴转速系列的验算 主轴转速在使用上并不要十分准确，转速稍高或稍低并无太大影响。但标牌上标 准数列的数值一般也不允许与实际转速相差太大。 由确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计理论值难以完全相符合，需要验算 主轴各级转速，最大误差不得超过正负 10（-1）%。即 ()110 = 理论 理论实际 n nn n或 按公式： n=-2%+6% 2.21 如果超差，要根据误差的正负以及引起误差的主要环节，重新调整齿数，使转速数列 得到改善。 湖南工业大学 共 80 页 第 18 页 主运动传动链的传动路线表达式如下： ()主轴 反转 正转 电动机 78 20 33 65 49 39 63 25 34 54 57 29 53 33 48 38 28 34 34 50 60 51 212 140 min/1440 5 . 5 r kw 图 2.4 主传动路线 所有主轴的详细的校核如下： 输入到轴的转速 min/ 3 . 803 60 51 212 140 min/1440rrn= 2.22 1 . min/58.1990478 . 2 min/ 3 . 803 33 65 34 54 48 38 rrn= 2.23 47 . 0 100 2000 200058.1990 = =n 2.24 2 .min/64.258322 . 0 min/ 3 . 803 78 20 34 54 48 38 rrn= 2 . 2 5 46 . 3 100 250 25064.258 = =n 2.26 3. min/58.497619 . 0 min/ 3 . 803 33 65 63 25 48 38 rrn= 2.27 48 . 0 100 500 50058.497 = =n 2.28 4. min/66.6408 . 0 min/ 3 . 803 78 20 63 25 48 38 rrn= 2.29 6 . 2100 63 6366.64 = =n 2.30 5 . min/66.99724 . 1 min/ 3 . 803 78 20 49 39 48 38 rrn= 2 . 3 1 23 . 0 100 1000 100066.997 = =n 2.32 湖南工业大学 共 80 页 第 19 页 6 . min/65.12916 . 0 min/ 3 . 803 78 20 49 39 48 38 rrn= 2 . 3 3 7 . 3100 125 12565.129 = =n 2.34 7. min/ 6 . 1565949 . 1 min/ 3 . 803 33 65 34 54 53 33 rrn= 2.35 0 . 2100 1600 1600 6 . 1565 = =n 2.36 8. min/45.203253 . 0 min/ 3 . 803 78 20 34 54 53 33 rrn= 2.37 7 . 1100 200 20045.203 = =n 2.38 9. min/ 4 . 391487 . 0 min/ 3 . 803 33 65 63 25 53 33 rrn= 2.39 0 . 2100 400 400 4 . 391 = =n 2.40 10. min/86.50063 . 0 min/ 3 . 803 78 20 63 25 53 33 rrn= 2.41 7 . 1100 50 5086.50 = =n 2.42 11. min/78.784977 . 0 min/ 3 . 803 33 65 49 39 53 33 rrn= 2.43 9 . 1100 800 80078.784 = =n 2.44 12. min/98.101127 . 0 min/ 3 . 803 78 20 49 39 53 33 rrn= 2.45 2100 100 10098.101 = =n 2.46 13. min/12.1279592 . 1 min/ 3 . 803 33 65 34 54 57 29 rrn= 2.47 3 . 2100 1250 125012.1279 = =n 2.48 14. min/22.166207 . 0 min/ 3 . 803 78 20 34 54 57 29 rrn= 2.49 8 . 3100 160 16022.166 = =n 2.50 15. min/78.319398 . 0 min/ 3 . 803 33 65 63 25 57 39 rrn= 2.51 5 . 1100 315 31578.319 = =n 2.52 16. min/56.410517 . 0 min/ 3 . 803 78 20 63 25 57 29 rrn= 2.53 湖南工业大学 共 80 页 第 20 页 %9 . 3%100 40 4056.41 = =n 2.54 17. min/17.641798 . 0 min/ 3 . 803 33 65 49 39 57 29 rrn= 2.55 %77 . 1 %100 630 63017.641 = =n 2.56 18. min/ 3 . 83104 . 0 min/ 3 . 803 78 20 49 39 57 29 rrn= 2.57 %15 . 4 %100 80 80 3 . 83 = =n 2.58 在主轴上的 18 级转速分别校核后，都合格。 四.传动系统图的绘制 计算结果，用规定符号，以是适当比例方格纸上绘制出转速图和主传动系统图。 2.1.5 传动件的估算和验算 传动方案确定后，要进行方案的结构化，确定个零件的实际尺寸和有关布置。为 此，常对传动件的尺寸先进行估算，如传动轴的直径、齿轮模数、离合器、制动器、 带轮的根数和型号等。在这些尺寸的基础上，画出草图，得出初步结构化的有关布置 与尺寸；然后按结构尺寸进行主要零件的验算，如轴的刚度、齿轮的疲劳强度等，必 要时作结构和方案上的修改，重新验算，直到满足要求，最后才能画正式装备图。 对于本次设计，由于是毕业设计，所以先用手工画出草图，经自己和指导老师的 多次修改后，再用计算机绘出。 一一. 三角带传动的计算三角带传动的计算 三角带传动中，轴间距 a 可以较大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，亦 可因而缓和冲击及隔离震动，使传动平稳。带传动结构简单，但尺寸，机床中多用于 电机输出轴的定比传动。 1. 选择三角带的型号 根据计算功率 nj（kw）和小带轮 n1（r/min）查图选择带的型号。 计算功率 nj=kwnd kw 式中 nd电机的额定功率， kw工作情况系数。 车床的起动载荷轻，工作载荷稳定，二班制工作时，取：kw=1.1 带的型号是： b 型号 2. 确定带轮的计算直径 d1、d2 1）.小带轮计算直径 d1 皮带轮的直径越小，带的弯曲应力就越大。为提高带的使用寿命，小带轮直径 d1 不宜过小，要求大雨许用最小带轮直径 dmin，即 d1dmin。各型号带对应的最小带轮直径 湖南工业大学 共 80 页 第 21 页 dmin可查表。 d1=140r/min 2）.大带轮计算直径 d2 ()()mmd i d n n d=1 1 1 11 2 1 2 2.59 =212r/min 式中: n1-小带轮转速 r/min; n2-大带轮转速 r/min; -带的滑动系数,一般取 0.02. 算后应将数字圆整为整数。 3）.确定三角带速度 u 具体的计算过程如下： sm nd u/ 100060 11 = =sm/ 100060 1440140 2.60 =10.6m/s 对于 o、a、b、c 型胶带，5m/su25m/s。 而 u=510m/s 时最为经济耐用。 此速度完全符合 b 型皮带的转速。 4）.初定中心距 a0： 带轮的中心距，通常根据机床总体布局初步选定，一般可以在下列范围内选取： a0=（0.62） （d1+d2） mm 2.61 =352（0.62）mm =211.2mm704mm 取 a0=704 mm 距过小，将降低带的寿命；中心距过大时，会引起带振动。中型车床电机轴至变速 箱带轮的中心距一般为 750850mm。 5）.确定三角带的计算长度 l0及内周长 ln。 三角带的计算长度是通过三角带截面重心的长度。 () () mm a dd ddal 0 2 12 2100 42 2 += 2.62 =() () mm 7044 140212 212140 2 7042 + 湖南工业大学 共 80 页 第 22 页 =1960.67mm 圆整到标准的计算长度 l=2033 mm 经查表 ln=2000 mm 修正值 y=33 6）.验算三角带的扰曲次数 u l mu u 1000 =40 次/s （则合格） 2.63 式中：m-带轮个数。如 u 超限。可加大 l（加大 a）或降低 u（减少 d2、d1）来解 决。 代入数据得 2033 6 . 1021000 =u 2.64 =10.5 次/s 40 次/s 是合格的，不需作出任何修改。 7）.确定实际中心距 a mm ll aa 2 0 0 += 2.65 mm 2 67.19602033 704 += mm2 .36704+= = 740 mm 8）.验算小带轮包角1 21 0 18057.3120 dd a o oo 2.66 如果1过小，应加大中心距或加张紧装置。 代入数值如下： 3 . 57180 12 1 a dd =180-5.6 =174.4120 经校核合格。 9）.确定三角带根数 z 10c n n z i = 2.67 湖南工业大学 共 80 页 第 23 页 式中：n0-单根三角带在 1=180、特定长度、平稳工作情况下传递的功率值。 c1-包角系数。 参数的选择可以根据书中的表差取： n0=2.69 c1=0.98 kw=1.1 带入数值得： 10c n n z i = 10c n nk dw = 98 . 0 69 . 2 5 . 51 . 1 = 29. 2= 所以，传动带根数选 3 根。 此公式中所有的参数没有作特别说明的都是从 机床主轴变速箱设计指导 二.传动轴的估算和验算 传动轴除了应满足强度要求外，还应满足刚度要求。强度要求保证轴在反复载荷 和扭转载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大的 变形。因此，疲劳强度不是主要矛盾。除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强 度。刚度要求保证轴在载荷下不致产生过大的变形。如果刚度不足，轴上的零件如齿 轮、轴承等将由于轴的变形过大而不能正常工作，或者产生振动和噪声、发热、过早 磨损而失效。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。通常，先按扭转刚度估算轴的直 径，画出草图之后，再根据受力情况、结构布置和有关尺寸，验算弯曲刚度。 1.传动轴直径的估算 传动轴直径按扭矩刚度用下列公式估算传动轴直径： mmn n d j 491 =2.68 其中：n该传动轴的输入功率 n=nd kw 2.69 nd电机额定功率； 从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积（不计该轴轴承上的效 率） 。 nf该传动轴的计算转速 r/min。 湖南工业大学 共 80 页 第 24 页 计算转速 nf是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可以从转 速图上， 按主轴的计算转速和相应的传动关系而确定， 而中型车床主轴的计算转速为： ( ) 1 3 = z nimj nn 主 2.70 每米长度上允许的扭转角（deg/m） ，可根据传动轴的要求选取。 根据参考书中所给出的公式和本次设计所必须满足的条件，在传动过程中所有轴的直 径的估算如下： nj（主）=nmin z/3-1 2.71 =125 r/min 主轴 nj=n6=125 r/min ； 轴 nj=n7=160 r/min ； 轴 nj=n11=400 r/min ； 轴 nj=n14=800 r/min ； 轴 nj=960 r/min ； 由 ： mmn n d j 491 = 2.72 则计算主轴和中间轴的直径 d 如下： 主轴 d5=64 mm ； 轴 d4=40 mm ； 轴 d3=40 mm ； 轴 d2=40 mm ； 轴 d1=30 mm ； 3. 传动轴刚度的验算： 1）.轴的弯曲变形的条件和允许值 机床主传动的弯曲刚度验算，主要验算轴上装齿轮和轴承处的桡度 y 和倾角。 各类轴的桡度 y 和装齿轮和轴承处倾角， 应小于弯曲刚度的许用值y和值， 即： yy； 2.73 2.74 由于书写量比较大而篇幅不足的原因，所以在此就省了。 2）.轴的弯曲变形计算公式 计算轴本身变形产生的桡度 y 和倾角时，一般常将轴简化为集中载荷下的简支 梁，按参考书中的表中的有关公式进行计算。 当轴的直径相差不大且计算精度要求不高时，可把轴看作等径轴，采用平均直径 来进行计算。计算花键轴的刚度时可采用直径或当量直径。 湖南工业大学 共 80 页 第 25 页 由于本次设计的说明书的篇幅和时间的关系就不在此详细的列出了。但一般的计 算公式为： i d d i = 1 圆轴：平均直径 2.75 64 4 1 d i =惯性距 2.76 矩形花键轴：平均直径 2 1 dd d + = 2.77 当量直径 4 2 64 l d = 2.78 惯性距 ()() 64 6 2 4 ddddzd i + = ： 2.79 本次设计机床中长采用矩形花键轴的的数值和、idd 21 ： 花 键 轴 尺寸 bddz （gb1144-74） 平均直径 mm d1 当量直径 mm d2 极惯性距 n i 4 mm 惯性距 n i 4 mm 626306 28 27.84 58976 29488 1035406 37.5 37.78 200058 100029 1658656 61.5 61.76 1428706 714353 根据本次设计的情况， 主轴的刚度要求必须进行校核， 具体的刚度校核结果如下： a）.首先，把主轴上的轴承所能承受的载荷在机械设计手册 3中查出，见下： 深沟球轴承 2110055=bdd 其基本额定载荷为：kncr 2 . 43= 湖南工业大学 共 80 页 第 26 页 推力球轴承 169055=bdd 其基本额定载荷为：knca 5 . 67= 双列圆锥滚子轴承 其基本额定载荷为：kwcr 0 . 10= b）.计算轴上的载荷 图图 2.5 轴的结构图与弯矩扭矩图轴的结构图与弯矩扭矩图 湖南工业大学 共 80 页 第 27 页 主轴上齿轮在高速转动时所产生的载荷： 齿轮 1： n ff n d t f mm mmmzd 6 . 16 20tan54.45tan 54.45 5 . 115 1063 . 2 22 5 . 115 335 . 3 1 1 3 1 1 1 = = = = = = o 2.79 齿轮 2： n ff n d t f mm mmmzd 01 . 7 20tan27.19tan 27.19 273 1063 . 2 22 273 785 . 3 22 3 2 2 2 = = = = = = o 2.80 c）.校核倾角和桡度 经查表得： 安装圆锥滚子轴承处 rad0025 . 0 安装深沟球轴承处 rad005 . 0 安装推