台式钻床毕业设计论文.doc

福建工程学院毕业设计 2012届本科毕业设计题 目： 强力台式钻床设计 学生姓名： 言又七 学 号： 0108107627 专 业： 机械设计制造及其自动化 指导老师： 彭老师 完成日期： 2012.04.20 强力台式钻床设计中文摘要 本文以台式钻床为研究对象，通过改进传统台式钻床的传动系统，以克服传统钻床的不足之处及解决生产中存在的问题，提高工作效率，减轻工人的劳动强度，提高生产效率。通过查阅国内外相关技术文献，参照传统台钻的设计方法，设计一种强力台式钻床。本文主要设计的是强力台钻的主传动系统，包括轴的设计、齿轮的设计、主轴箱的设计、轴承的选用，进给系统设计，升降系统设计。关键词：强力台钻 主传动系统 设计 AbstractIn order to overcome the shortcomings of traditional drill and resolve the problems in production，improve production efficiency and work efficiency，reduce the labor intensity of workers，this paper is based on the drilling machine as the research object，improving the traditional bench drilling machine transmission system. By consulting domestic and international relevant technical documents，according to traditional drill design method，design a kind of strong bench drilling machine. The paper is mainly designed to force drill drive system，including shaft design，gear design，the design of spindle box，bearing selection，feed system design，lifting system design.Key words：strong bench drilling machine transmission system design目 录1.绪论.5 1.1 本课题研究背景及意义.5 1.1.1 现代制造业发展状况 .5 1.1.2 问题的提出.5 1.1.3 问题的分析及解决方案.6 1.2 国内外产品设计研究.6 1.3 设计方案论述分析.112. 主传动系统总体方案设计.12 2.1 主传动系统方案的设计.122.1.1 拟定变速传动系统.122.1.2 齿轮变速机构设计.162.1.3 计算转速.172.1.4 计算传动装置动力参数.183. 主传动系统设计计算.20 3.1 齿轮副15/40的齿轮设计计算.203.1.1 选定齿轮类型.203.1.2 按齿面接触疲劳强度计算.203.1.3 按齿根弯曲疲劳强度计算.223.1.4 几何尺寸计算.243.1.5 齿轮校核计算.253.1.6 齿轮结构设计.27 3.2 齿轮副21/37的齿轮设计计算.273.2.1 选定齿轮类型.273.2.2 按齿根弯曲疲劳强度计算.273.2.3 校核齿面接触疲劳强度.313.2.4 齿轮结构设计.32 3.3 齿轮副37/21的齿轮设计计算.323.3.1 选定齿轮类型.323.3.2 按齿根弯曲疲劳强度计算.323.3.3 校核齿面接触疲劳强度.353.3.4 齿轮结构设计.36 3.4 齿轮副28/28的齿轮设计计算.363.4.1 选定齿轮类型.363.4.2 按齿根弯曲疲劳强度计算.373.4.3 校核齿面接触疲劳强度.393.4.4 齿轮结构设计.40 3.5 齿轮副17/53的齿轮设计计算.403.5.1 选定齿轮类型.403.5.2 按齿根弯曲疲劳强度计算.403.5.3 校核齿面接触疲劳强度.423.5.4 齿轮结构设计.43 3.6 齿轮副45/25的齿轮设计计算.433.6.1 选定齿轮类型.433.6.2 按齿根弯曲疲劳强度计算.443.6.3 校核齿面接触疲劳强度.473.6.4 齿轮结构设计.48 3.7 确定最终主传动系统图.48 3.8 轴的设计计算.493.8.1 轴I的设计计算.493.8.2 轴II的设计计算.513.8.3 轴IV的设计计算.543.8.4 轴III的设计计算.56 3.9 电机验算.58 3.10 轴承寿命计算.59 3.10.1 6202轴承的寿命计算.59 3.10.2 6003轴承的寿命计算.60 3.11 箱体设计.603.11.1 箱体材料与毛胚种类选择.603.11.2 箱体的结构设计.604. 进给系统的设计.655. 升降系统的设计.66 5.1 升降机构设计.66 5.2 底座设计.67 5.3 立柱设计.68致谢语.70参考文献.71第1章 绪论1.1 本课题研究背景及意义1.1.1 现代制造业的发展状况 金属切削加工是指利用刀具切除被加工零件多余材料的方法，是机械制造行业中最基本的加工方法，金属切削加工过程是由金属切削机床来实现的。金属切削机床是用切削的方法将金属毛坯加工成机器零件的机器。 在现代机械制造行业中，随着加工零件方式多样化及工艺合理化的发展要求，加工零件的方法也呈现出多样化，如：除切削加工外，还有铸造、锻造、焊接、冲压、挤压、辊轧等，在这其中机床切削加工的工作量约占总制造工作量的40%60%（其中钻床占11.2%），所以目前的机械制造行业中金属切削机床是主要的加工设备。而机床的技术性能又直接影响机械制造行业的产品质量和劳动生产率，所以为了提高国家的工业生产能力和科学技术水平，必须对机床的发展作出新的要求。 我国机床工业自1949年建立以来，虽然在短短的时间内取得了很大的成就，但与世界先进水平相比还有较大的差距。就现状看，主要表现在：我国机床工业起步晚、技术不成熟；大部分高精度和超精度机床的性能还不能满足要求，精度保持度也差。据有关部门统计，我国数控机床基本上是中等规格的车床、铣床和加工中心等，而精密、大型、重型或小型数控机床还远远不能满足要求；另外，我国机床在技术水平和性能方面的差距也很明显，机床理论和应用技术的研究也明显落后。所以我们要不断学习和引进国外先进科学技术，大力发展研究，推动我国机床工业的发展。1.1.2问题的提出由以上现状分析我们可以看出，在机床加工中钻床的加工工作量在总制造工作量中占有很大的比重。钻床是指一种孔加工设备，具有广泛用途的通用性机床。 主要是用钻头在工件上加工孔的机床。通常钻头旋转为主运动，钻头轴向移动为进给运动。钻床结构简单，加工精度相对较低，可钻通孔、盲孔，更换特殊刀具，可扩、锪孔，铰孔或进行攻丝等加工。加工过程中工件不动，让刀具移动，将刀具中心对正孔中心，并使刀具转动(主运动)。钻床的特点是工件固定不动，刀具做旋转运动，钻床可分为下列类型：（1） 摇臂钻床：摇臂可绕立柱回转、升降，通常主轴箱可在摇臂上作水平移动的钻床。它适用于大件和不同方位孔的加工。 （2）立式钻床：主轴箱和工作台安置在立柱上，主轴垂直布置的钻床。 （3）台式钻床：可安放在作业台上，主轴垂直布置的小型钻床。 （4）铣钻床：工作台可纵横向移动，钻轴垂直布置，能进行铣削的钻床。 （5）深孔钻床：使用特制深孔钻头，工件旋转，钻削深孔的钻床。 （6）平端面中心孔钻床：切削轴类端面和用中心钻加工的中心孔钻床。 （7）卧式钻床：主轴水平布置，主轴箱可垂直移动的钻床。长期以来，我国的机械制造工业中孔类加工多数由传统钻床来完成，而形体较小，结构简单的工件只能用普通的台式钻床来完成，对于在特殊的加工条件下，普通的台式钻床有一定的局限性，现有的台式钻床的传动系统多为皮带传动，由于存在如下不足，使得不能满足某些钻孔要求： （1）不能保证精确地传动比 （2）皮带在工作时，由于带轮两边的拉力差以及相应的变形经差形成弹性滑动，导致带轮与从动轮的速度损失。 （3）过载时将引起打滑，使皮带的运动处于不稳定状态，效率急剧下降，磨损加剧，严重影响皮带的寿命。 （4）皮带在运行中会产生反复伸缩，特别是带轮上的绕曲会使皮带体内部产生摩擦引起功率损失。 （5）高速传动时，运动中的风阻将引起转矩损耗，其损耗值与速度的平方成正比。 （6）皮带在工作时，轴承受到皮带的拉力，引起转矩损。1.1.3 问题的分析及解决方案 针对以上传统钻床的不足之处及生产中存在的问题，为了提高工作效率，减轻工人的劳动强度，提高生产效率，们有必要对传统钻床进行结构改进，经过分析，我们可以从台式钻床机构设计方面进行改进设计。相比，齿轮变速传动系统有如下优点： （1）能保证瞬时传动比恒定,平稳性较高,传递运动准确可靠，工作可靠性高。 （2）传递的功率和速度范围较大。 （3）效率高,使用寿命长。1.2 国内外产品设计研究 台式钻床是机械加工的常见设备之一，现有的台式钻床采用由电机带动连接在电机轴上的塔轮，通过皮带传动使安装在钻床主轴上的塔轮转动主轴上的钻头也和主轴一起随塔轮的转动而转动，从而实现对工件的钻孔加工。但是，由于受皮带塔轮直径的限制，现有的钻床电机转速与主轴转速的变速比较小，主轴的转速没法降低，不能适应某些要求慢转速或大孔径的物料钻孔的加工要求：如某些有色金属或非金属材料的钻孔，钻头转过太快时，容易产生发热粘结现象，影响加工质量。据此，现有的一种新型台式钻床应运而生。 一种台式钻床，包括底座、立柱、主轴、悬臂座、主轴套筒直线往复运动机构和主轴变速驱动机构，所述的主轴变速驱动机构由电机、主动塔轮、从动塔轮、皮带、中轴及主动齿轮，从动齿轮和主轴组成，其中，电机安装在悬臂座上，主动塔轮固定在电机轴的一端上，主动塔轮通过皮带与从动塔轮转动连接，从动塔轮与主动齿轮固定在中轴上，中轴与悬臂座上的轴承连接，主动齿轮与从动齿轮啮合连接，从动齿轮与主轴连接，主动齿轮齿数大于齿轮设计的最小齿数，但小于从动齿轮齿数，主轴通过主轴套筒直线往复运动机构安装在悬臂座上。所述的台式钻床，主动齿轮与从动齿轮的齿数比为1:2，主动齿轮与从动齿轮置于同一齿轮盒中，电机轴、中轴、主轴三轴的轴心线平行且在同一平面上。本实用新型的有益效果是：由于在安装有从动塔轮的中轴与主轴之间采用一对变速齿轮传动，从而降低了主轴转速，使本实用新型所述的台式钻床适应于某些要求慢转速或大孔径的加工要求。本实用新型所述的台式钻床，由于转速较慢，力矩较大，除作钻孔外，主轴套筒直线往复运动机构上的钻杆装上其他加工工具，即可改作镗孔、卷边等加工设备，若电机开关改为倒顺开关，还可作为螺母的攻丝设备。 目前传统的齿轮机构大多是采用单个的主动齿轮带动单个或多个的从动齿轮，并广泛的用于传递动力和减速器，其种类繁多，型号各异，应用范围十分广泛，随着科学技术的不断发展和生产水平的日益提高，普通齿轮传动由于接触齿数少、工作不平稳、承载能力不强、传动功率小和使用寿命短等缺点已经不能满足人们的使用要求。据此，我国研究人员发明了一种齿轮传动机构，其接触齿数多、工作平稳、承载能力强、传动功率大、使用寿命长。该发明的技术方案是：一种齿轮传动机构，包括从动齿轮、输出轴和至少四个主动齿轮，所述的从动齿轮与输出轴固定连接，所述主动齿轮均与从动齿轮啮合。所述的主动齿轮有六个，六个主动齿轮均匀分布在从动齿轮外周，从动齿轮通过键与输出轴固定连接。 目前，机械式电控自动变速器通常是在传统手动变速器的基础上，增加一套选、换挡执行机构来完成不同档位的切换，选挡和换挡动作分别有一个电机完成。以从二挡换三挡举例，在此过程中，选档电机由启动到停止工作了一次，换挡电机由启动到停止工作了两次，电机启动需要一定的响应时间，这些响应时间均会以累加的方式延长换挡的总时间，而换挡时间的长短直接关系到车辆的换挡品质和动力性能，换挡时间越长，车辆的换挡品质和动力性能越差。此外，由于采用了两个电机，使系统结构复杂、成本高，控制起来也较复杂。针对以上不足，研究人员发明了一种具有响应快速，控制容易，工作可靠，成本相对较低等特点的汽车变速器换挡机构，包括有电机、齿轮减速机构、换挡拨叉、倒车灯开关和转角位置传感器，其特征在于：齿轮减速机构通过齿轮啮合连接一圆柱凸轮，圆柱凸轮另一端与转角位置传感器连接，圆柱凸轮圆周上带有多条曲线槽，多条曲线槽的波形相错，多个滚子分别卡在相应的曲线槽内，并分别与对应档位的拨叉连接。通过控制单个电机的旋转控制换挡拨叉的移动，从而实现自动换挡。 目前蜗杆的使用都是与蜗轮相配合的，这种传动机构中蜗轮不易加工，需特殊的设备和工具，加工成本高，装配的难度大，安装蜗轮蜗杆的箱体交错孔的加工困难，生产效率低，蜗轮的结构形状决定了必须选用耐磨材料，一般选用锡青铜，导致无法进行表面热处理，硬度低和抗冲击性差，承载能力小。为此，研究人员提供一种容易加工、成本低、好装配、可提高硬度和抗冲击性能、承载能力大的蜗杆斜齿轮传动机构，克服蜗轮蜗杆传动机构的不足。该传动机构包括蜗杆、斜齿轮，蜗杆与斜齿轮相啮体，蜗杆的轴心线与斜齿轮的轴心线垂直，所述的蜗杆为渐开线蜗杆，蜗杆的导程角与斜齿轮的螺旋角相等，蜗杆的法向模数与斜齿轮的法向模数相等。该传动机构弥补了蜗轮蜗杆在加工和装配工艺上的不足。加工时不需要专用刀具，从而降低了加工成本、缩短了生产周期。在装配中，蜗杆斜齿轮传动机构不存在中心重合的装配问题，大大降低了装配的难度，也降低了箱体交错孔的加工难度，提高了生产效率，由于利用了斜齿轮与蜗杆啮合，因此斜齿轮材质可选用40Cr，可以进行表面热处理提高硬度，经加工后，斜齿轮的抗冲击性和承载能力大，同时具有传动比大，传动平稳，机构紧凑，噪音小，有自锁性等优点。在绝大多情况下，都可以代替蜗轮蜗杆传动，可广泛应用于机床的进给箱、溜板箱、变速箱、进给箱等传动结构中，实现进给和变速等运动。 变速器是工程机械十分重要的部件，为了得到不同的传动效果，目前市场上的工程机械主要采用行星式和定轴式两种变速器，采用行星式变速器，加工复杂，精度要求较高，档位少，传动效率地且制造复杂，采用定轴式变速器如中国实用型新型专利ZL20082006220.4中说明书公开的一种变速器，该变速器的前进档位需要通过两个离合器闭合和四次齿轮啮合，后退档位需要通过两个离合器闭合和五齿轮啮合实现，且该变速器有四个后退档位对于一般处于前进档位的工程机械并不需要这么多的后退档位。从断面看轴与轴呈三角形或四边形布置，对齿轮的参数要求严格，输出轴的位置固定，不能灵活布置。为解决该技术问题提供一种传动路线更短、输出轴位置能灵活布置的变速器，而且后退档为两挡，更适合一般工作于前进状态的工程机械的变速器。该变速器有五根轴，各轴齿轮总数为13，输入轴上装有一个固定齿轮，两个活动齿轮和两个离合器，第一中间轴上装有三个固定齿轮，一个活动齿轮及一个离合器，第二中间轴上装有两个固定齿轮、一个活动齿轮及一个离合器，第三中间轴装有一个固定齿轮，一个活动齿轮及一个离合器，输出轴上装有一个固定齿轮，该变速器有四个前进挡和两个后退档，前进挡通过两个离合器和三个齿轮啮合实现，后退档通过一个离合器闭合和四次齿轮啮合实现。与现有技术相比，本发明的变速器第二中间轴和输出轴的位置可以在较大范围变化，部分齿轮的参数可以根据不同需要设计，减少了后退档位，减少了变速器部件，节约了制造和维护成本，特别适合于前进档位的工程机械。 自动变速器是汽车传动系统中重要的一环，通常是和发动机的控制连接在一起的，根据发动机的转速、输出扭矩以及驱动轮的受力状态自动完成变速过程，而无需驾驶员人工干预。对于自动变速器，要求变速准确、快捷、及时、顺畅，同时又不能有顿挫感，应使车辆的行驶尽量稳定。为满足上述要求，研究人员发明了一种自动变速器操纵连接杆。其包括Z型连杆和活动杆。Z型连杆和活动杆之间用销栓连接，销栓上面用锁扣锁住，Z型连杆端头设有螺栓螺母，活动杆端头设有联接孔。锁扣为双层结构，上层设有销栓孔，下层设有U型孔，U型孔的宽度和销栓孔的直径相同，Z型连杆和活动杆之间的销栓上套有衬垫。本实用新型自动变速器操纵连接杆，活动杆和Z型连接杆之间可以以销栓为支点相对转动，螺栓螺母用来连接拉索，连接孔用来连接其他部件，优化了连接杆的设计，使自动变速器的操纵杆更加轻松顺畅。 在机械加工中钻床是一种常见的机床，能实现钻孔、扩孔、铰孔及攻螺纹，主要用于加工外形发杂、没有对称回转轴线工件上的孔，如箱体、支架、杠杆等零件上的单孔或孔系。常见的钻床有立式钻床、摇臂钻床和深孔钻床等，这几种钻床的设计制造技术已经比较成熟，但这些钻床只适用于一般情况下的机械加工，对于特殊零件的加工必须用到专用钻床。然而专用钻床的设计与制造受到一些特殊因素的影响，如零件的特殊性和工作环境的特殊性等，其技术的成熟度远不及上面提到的3种钻床，特别是专用钻床关键部分的结构设计技术。笔者以三峡右岸电站座环加工的钻用钻床设计为例说明其关键部分的结构设计。三峡右岸电站座环加工的专用钻床的设计要求：钻床在三个方向的行程是X=1000mm，W=1500mm，Z=300mm，钻床的主轴箱要求可以摆动，以补偿大型钻床底座的水平度，因此要求钻床的主轴箱在水平面内能在X和Y两个方向上实现正负五度的摆动，钻床的最大设计钻孔攻丝直径为80mm，考虑到工作环境，主轴箱必须在横臂的最前端。一般钻床的X方向移动是主轴箱在横臂上滑动，设计要求是横臂与主轴箱一起相对立柱移动，因此横臂的结构采用左右横臂，左横臂用于移动，右横臂用于传递主电机动力。钻床三个方向移动的实现：在立柱上安装一个滑块，横臂和主轴箱一起套在滑块上，驱动电机安装在左横臂上，利用丝杆传动使横臂完成X方向上的移动；在滑块安装垂直丝杆，利用立柱顶安装的电机可使横臂主轴箱一起上下移动，满足W方向上的移动；最后是主轴箱钻头的移动，即Z方向移动，是通过齿轮齿条来实现的，其动力来自主传动电机。关键部分的机构设计有主轴箱的摆动、横臂的锁紧及主轴箱与横臂的连接。主轴箱的摆动：主轴箱在水平内能在X和Y方向上实现正负五度的摆动，在一般的钻床设计中没有这种要求，因其特殊性有这样的设计要求，所以必须设计出相应的机构来实现这种运动。考虑到主轴箱要求摆动的角度较小，采用蜗轮蜗杆机构来实现比较合理。其工作原理是：利用蜗轮蜗杆的大传动比来实现主轴箱的正负五度的摆动。利用蜗轮蜗杆机构来实现主轴箱的摆动主要有两个方面的原因：一是主轴箱的摆动幅度不大，利用蜗轮蜗杆的大传动比，使主轴箱摆动的调整精度更高。二是一般主轴箱系统的质量很大（约是2t）在这里用手动调整，同样利用蜗轮蜗杆的大传动比，使操作人员在转动手轮时不会很费力。在横臂上安装两套此种装置可使主轴箱实现两个方向上的摆动。横臂的锁紧：在专用钻床设计中，横臂的结构与一般钻床有很大差异，这里采用左右横臂，则横臂在立柱上的锁紧机构也会不同。工作原理：将该机构套在立柱上，当锁紧手柄转动时，锁紧螺杆也会一起转动，此时螺杆将旋转力矩转化为轴向力，就会拉紧左右螺母锁紧块，锁紧块在立柱上被压紧，锁紧块与立柱间会产生摩擦力使横臂固定在立柱上，当横臂需要移动时，只要反向旋转锁紧手柄即可。由于钻床横臂质量很大，解决办法是给横快加配重，将横臂的大部分重力平衡掉，这样横臂既容易锁紧又方便上下移动。配重有三种方法：一是直接挂重物，此种方法最简单，但大比重金属价格贵，成本高。二是弹簧配重，此种方法比较节省空间，但其可靠性不高，且结构复杂。三是液压配重，此种方法节省空间，成本低，只要设计的液压回路合理，其配重系统的可靠性比较高。故选用液压配重，且该配重安装在钻床的立柱里面。1.3 设计方案论述和分析通过查阅国内外各种相关技术文献资料，结合上述问题的分析，为了解决问题和便于设计改造，我们将钻床分为传动系统、进给系统、升降系统。根据所需加工的零件尺寸，设计一种强力台式钻床，包括底座、立柱、升降座、主轴箱、扳手座、拨叉、主轴套筒直线往复运动机构和主轴变速驱动机构。所述的主轴变速机构由电机、中间轴、齿轮、主轴、拨叉组成。下面分别对各部分的问题提出解决方案： （1）传动系统 采用齿轮传动，为满足改进后的加工及工作要求，在做出相应的计算后对传动系统进行改进和调整。 （2）进给系统 传统的钻床主轴进给系统主要由主轴、主轴套筒、齿轮齿条和轴承等组成、主轴在加工时既要作旋转运动，也要作轴向进给运动，机床主轴被装置在主轴套筒内，套筒放置在主轴箱体孔的镶套内，主轴上侧由花键连接。机床加工时，旋转运动由花键传入，而进给运动则由齿轮通过齿条带动套筒在镶套内运动。为手动进给。 （3）升降系统 升降机构采用蜗杆、斜齿轮、齿条的传动。 所设计的钻床应满足的生产要求是：用高速钢或硬质合金刀具在45#钢的最大钻孔直径为28mm，在铸铁的最大钻孔直径为40mm。钻床适用于单件或成批的机械加工车间。其他主要的技术参数如下：1. 最大钻孔直径：40mm(HT200) 28mm(45)2. 主轴最大行程：120mm3. 立柱直径：115mm4. 主轴轴心线至立柱表面距离：260mm5. 主轴下端锥孔：MT46. 主轴转速级数：67. 主轴转速范围：951600r/min（95、170、280、540、960、1600r/min）8. 主轴自动进给速度范围：0103mm/min9. 底座工作面尺寸：375338mm10. 底座尺寸：66043098mm11. 主轴端至底座工作面距离：7651080mm12. 主轴箱绕立柱回转角度：18013. 工作台绕立柱回转角度：18014. 主轴箱在纵平面内回转角度：9015. 主电机：0.75kw 380v 50Hz 1390rpm第2章 主传动系统总体方案设计2.1 主传动系统方案的设计2.1.1 拟定变速主传动系统A.确定转速级数及转速值 确定极限转速（），转速级数Z，转速数列，公比。由所给技术参数可得：，级数Z=6，转速数列：95r/min、170r/min、280r/min、540r/min、960r/min、1600r/min。查12表25.2-3可得公比=1.78。B.选择传动方案 根据使用要求和结构性能综合考虑，并参考同类型设备，现选定：采用滑移齿轮变速。C.拟定结构式，结构网 拟定结构式 Z=6可选用两个变速组，即一个三级变速组和一个双级变速组，可以有两种排列顺序，即Z=32，Z=23，如图2.1。根据“前多后少”原则，安排变速组的传动顺序，应该选择Z=32方案，同时，又可有如下两种排列方案：6=3123,6=3321.经分析，应选择方案1，理由如下：在两个方案中，如果处于同一高转速情况下，开口大势必造成低转速较低，其结果使传动件尺寸增大。因此，在转速图上表现为前面传动组的斜线间开口小（即紧），后面传动组的斜线间开口大（即松），即为“前密后疏”原则，这时各变速组的变速范围是逐渐增大的。这时，扩大顺序与传动顺序一致。因此，方案1更为理想，即选择6=3123。 检验最后扩大组的变速范围，由12式25.2-3知，r=1.78=5.648.故可选用。 画结构图，根据结构式画出结构网如图图2.2。u= u=1 u=1/u= u=1/拟定转速图画转速图格线。距离相等的一组竖线代表各传动轴，从左向右标注为I、II、IV、III，与传动系统图中各轴相对应。一组水平线与竖直线相交得相应的交点代表各轴所具有的转速。I轴和II轴之间为变速组c，II轴和IV轴之间为变速组a，IV轴和III轴之间为变速组b。分配传动比。主轴转速点，各轴分配情况已确定，根据级比规律（查1225-119)和传动比限制条件，中间各传动轴的转速点的位置，可在有限范围内选择，遵循设计要点选定合理方案。通常是“由后向前”地分配各变速组传动比。II和IV轴间为基本组，IV和III轴为第一扩大组。故p=2，x=3，两条传动线拉开3格。可在III轴格线上找到E和E两转速点。根据所确定的结构网，IV轴上相应转速点只能是D点。II轴和IV轴为基本组，故p=3，x=1.为满足“前缓后急”的原则，确定C点。然后，画出各传动组相应的传动线，如图2.3。画全传动线的转速图，并标注传动比，如图2.4。确定齿轮齿数 齿轮齿数的选择必须要在满足转速要求的原则下进行。在一般设计中，必须取小齿轮齿数zz（z为不发生根切时的最少齿数值），并且z与z（与小齿轮相配的大齿轮齿数）值互为质数。在闭式齿轮传动中，往往是齿轮的齿根弯曲疲劳强度足够。根据等强度原则，设计时希望使得轮齿的齿面接触疲劳强度与齿根弯曲疲劳强度接近相等，来选择小齿轮的齿数。因此，常用一种减少模数，增加齿数的设计方法，一方面可以减少齿轮结构尺寸，同时可提高重合度，传动平稳，改善传动质量，又可减少切齿的加工量，减少了工时。 按各变速组内模数相同来选择齿数。根据扭矩公式M=P/n可知，当传动件传递的功率为一定时，转速高时所传递的扭矩就小，则轴、齿轮等传动件尺寸相应可小一些，这样，靠近电动机处的传动件尺寸可小一些，可节省材料，减轻重量。所以，最小齿数必在u=1/的齿轮副中。II轴到IV轴间三对齿轮的传动u= u=1 u=1/。查12表25.2-6得出可用齿数和S及各齿轮副中齿轮的齿数如下：uS5864.1.782123.12932.1.782123.根据齿数确定的原则和最小齿数要求，则选定S=56，则有：u=1.78，z=21，z=58-21=37u=1/1.78，z=21，z=58-21=37同理，可查的IV轴到III轴（第一扩大组）的齿数为：uS7074.1.782527.3.161718.根据齿数确定的原则和最小齿数要求，则选定S=70，则有：u=1/1.78 z=17,z=70-17=53u=1.78 z=25,z=70-25=45对于c组，1390u(21/37)(17/53)=95 可得u=2.61 1390u(21/37)(45/25)=530 可得u=2.62 . .故查12表25.2-6 u=2.66一行可得：uS555862.2.66151617.则 z=15，z=55-15=40或z=16，z=58-16=42 .这里初选z=15，z=40 绘制主传动系统图 如图2.5。2.1.2 齿轮变速机构设计 根据齿轮变速器常用的齿轮变速机构方式，查12表25.2-1，选择滑移齿轮变速机构，理由如下：应用普遍，变速范围大，操作方便，可传递较大功率和转矩，非工作齿轮不啮合，空转损失和磨损小，不能在运转中变速。 滑移齿轮应满足的要求 在滑移齿轮变速机构中，只有当一对齿轮完全脱开后，另一对齿轮才能进入啮合，故一个滑移齿轮变速组的最小轴向长度不应小于12表25.2-8中的数值。 为了避免两传动轴上任意两个齿轮的齿顶相碰，三联滑移齿轮的最大和次大齿轮的齿数差应大于4（模数相同时），同时，可采用变位齿轮等措施。 滑移齿轮变速机构的轴向排列 查12表25.2-10两个变速组内齿轮轴向排列方式，选择变速级数为6，无公用齿轮的排列方式。 对于三联滑移齿轮，结构型式有三种：窄式、宽式和宽窄结合式。为减小变速器尺寸，选用轴向长度最小的窄式结构。如图2.5。 对于双联滑移齿轮，结构型式有两种：窄式和宽式。由于窄式排列结构所占用轴向长度较小，故选用窄式排列，如图2.5。 多联齿轮的结构形式 由前所述，齿轮变速器中采用一个三联齿轮和一个双联齿轮，查12表25.3-11和表25.2-12，其结构形式有两种，整体式和装配式。选择装配式，理由如下：各齿轮可用不同材料制造，齿轮损坏可单独更换，生产率高，齿部加工不受限制，加工精度高，结构紧凑，轴向尺寸小，采用平键传递转矩，连接简单，工艺性好，装卸方便。 相邻两个变速组中齿轮的轴向位置的排列 其排列方式分为并行排列和交错排列两种类型。由于并行排列结构简单，应用范围广，故选用此，如图2.5。 齿轮的布置 滑移齿轮的结构和齿轮的布置直接影响变速箱的尺寸，变速操纵的方便性和结构实现的可能性。变速机构中滑移齿轮一般适宜布置在主动轴上，并尽量将较小体积的齿轮做成滑移齿轮，如图2.5。2.1.3 计算转速 由于所设计的钻床其传递的转速是变化的。根据工艺要求，在主轴低转速时，并不要求利用全部功率。如果按较低转速计算，并作为传递全部功率，则势必造成变速系统中各传动件尺寸过大，造成浪费，这是不经济和不必要的。 各轴的计算转速 III轴的计算转速 经分析，可采用通用机床中的主轴的计算转速的公式，即n=n=（951.78)r/min=169.1r/min所以，主轴在169.1r/min以上的转速均能传递全部功率，即III轴的计算转速为170r/min. IV轴的计算转速 该轴共有3级转速280r/min,540r/min,960r/min，主轴在169.1r/min以上的转速均能传递全部功率。此时，若经齿轮副17/53传到主轴，IV轴在540r/min,960r/min的转速均能传递全部功率，若经45/25齿轮副传到主轴，则280r/min,540r/min,960r/min全部能传递全部功率。所以280r/min为IV轴的计算转速。 II轴的计算转速为540r/min。 I轴的计算转速为1400r/min。 各齿轮副计算转速 齿轮z计算转速 齿轮z 安装在IV轴上，为主动轮，共3及转速，若经齿轮副17/53，使主轴得到2级转速170r/min,、280r/min，则能传递全部功率，这时装在IV轴上的齿轮z的转速为540r/min,960r/min，能传递全部功率。若经齿轮副17/53，使主轴得到95r/min的转速，这时，主轴转速低于计算转速170r/min，不能传递全部功率，因此，z的计算转速为540r/min。与之啮合的z的计算转速为540r/min。 z齿轮计算转速 齿轮z安装在IV轴上为主动轮，共3级转速。若经齿轮副45/25，使主轴得到3级转速，为540r/min,960r/min,1600r/min，使主轴能传递全部功率。则z的计算转速为280r/min。z计算转速也为280r/min。 z齿轮计算转速 齿轮z安装在II轴上，为主动轮，只有一级转速，若经齿轮副18/32使IV轴得到转速280r/min，使IV轴能传递全部功率，则z的计算转速为540r/min。 同理，z、z齿轮的计算转速为540r/min。 z、z齿轮的计算转速为1400r/min。综上所述，各轴及齿轮的计算转速列表如下：项目IIIIVIIIzzzzzzzzz转速140054028017014005405405405405405402802802.1.4 计算传动装置动力参数 计算各轴输入功率 对于通用机器，应取电动机的额定功率P作为设计功率。I轴 P=P=0.75KwII轴 P=P=P=0.750.990.97=0.72KwIV轴 P=P=P=P =0.750.990.97=0.692KwIII轴 P=P=P=P =0.750.990.97=0.664Kw其中，为一对滚动轴承的效率，为0.99 (查1P表2-4) 为一对8级精度齿轮的效率，为0.97 (查1P表2-4) 计算各轴转矩I轴 T=9550=9550=5.153 NmII轴 T=9550=9550=12.733 NmIV轴 =9550=9550=23.602 NmIII轴 =9550=9550=37.301 Nm根据以上算得数据，列出下表，以供后续设计计算使用：表1参数各轴I轴（电机轴）II轴IV轴III轴计算转速n（r/min)1390540280170功率P（Kw）0.750.720.6920.664转矩T（Nm）5.15312.73323.60237.301效率0.9603 0.9222 0.8856表2齿轮zzzzzzzzzzzz转速1390540540540540540540540540540280280转矩5.15312.73312.73323.60212.73323.60223.60212.73323.60237.30123.60237.301传动比0.3750.56311.7780.3211.8 第3章 主传动系统设计计算3.1 齿轮副15/40的齿轮的设计计算 由前计算可知，P=0.75Kw，小齿轮z转速n=1390r/min，齿数比u=2.67。由转速图可知，I轴到II轴的降速比为2.67，在工作条件完全相同的情况下，采用斜齿轮传动比直齿轮传动获得较小的传动几何尺寸，即斜齿轮传动比直齿轮传动具有更大的承载能力。故齿轮副15/40选用斜齿轮传动。3.1.1 选定齿