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机械毕业设计全套

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JC01-077@数控车床主传动机构设计,机械毕业设计全套

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一、设计（论文）内容 任务：数控车床主传动机构设计，包括设计总体方案，有关设计依据，需要进行传动 方案的比较，绘出转速图，进行有关轴、齿轮的强度、刚度校核。进行参数选 择以及必要的参数、校核计算。 二、设计（论文）依据 1. 床身最大回转直径为 400mm； 2. 主轴端部型式为 C6； 3. 主轴通孔直径为 65 mm； 4. 主轴孔锥度为公制 70； 5. 主轴转速 :45 340,235 1800； 6. 主电机 (双速 ):1000/1500r/min， 4/5.5KW。 三、技术 要求 本数控车床设计要求为经济型中档精度机床，故主传动要求采用手动与电控双操 纵方式，在一定范围内实现电控变速。 nts四 .毕业设计（论文）物化成果的具体内容及要求 1 图样 1) 总装图 1 张 A3 2) 主传动系统装配图 1 张 A0 3) 箱体零件图 1 张 A0 4) 主轴零件图 1 张 A1 5) 齿轮零件图 8 张 A3 6) 输入轴零件图 1 张 A3 7) 带轮零件图 1 张 A3 8) 甩油环零件图 1 张 A3 9) 卡口垫零件图 1 张 A3 10) 轴承透盖零件图 2 张 A3 11) 轴承闷盖零件图 1 张 A3 12) 端盖零件图 1 张 A4 13) 隔套零件图 9 张 A4 14) 挡油环零件图 2 张 A4 15) 传动键零件图 1 张 A4 16) 定位套零件图 1 张 A4 2 设计说明书 (不少于 1 万字 ) nts五 . 毕业设计（论文）进度计划 起讫日期 工作内容 备 注 3.31 4.5 毕业实习，收集资料，完成实习报告 4.6 4.20 资料整理，拟定设计方案，编写草稿 4.21 4.30 绘制结构草图 5.2 6.3 绘制工程图 6.4 6.15 编写设计说明书 6.16 6.20 审图，改图 6.21 6.22 准备答辩资料 6.23 6.27 参加答辩 六 . 主要参考文献： 1.曹金榜 ,易锡麟 ,张玉峰 ,陈田养 ,王长春 .机床变速箱设计指导 .北京 :机械工业 出版社 ,1987 2.徐锦康 ,蔡慧官 ,蒋同洋 .机械设计 .北京 :机械工业出版社， 2001 3.张新义 .经济型数控车床系统设计 .北京 :国防工业出版社 ,1993 4.北京航空学院机械加工教研室 .北京 :国防工业出版社 5.王爱玲 .现代数控机床结构与设计 .北京 :兵器工业出版社 6.王伯平 .互换性与测量技术基础 .北京 :机械工业出版社 ,1999 7.吴宗泽 ,罗建国 .机械设计课程设计手册 .北京 :高等教育出版社 8.机械工业出版社编辑组编 .机械设计手册 .北京 :机械工业出版社 9.中国农业机械化科学研究院编 .实用机械 设计手册 .北京 :农业机械出版社 ,1989 10.杨黎明 .机械零件简明设计手册 .北京 :兵器工业出版社 .,1992 七、其他 nts 盐城工学院机械工程系 毕业设计 (论文 )任务书 机械设计制造及其自动化 专业 设计（论文）题目 数控车床主传动机构设计 学生姓名 刘 斌 班 级 材机 9 9 ( 5 )班 学 号 B 9 9 Q 0 0 5 1 起讫日期 2 0 0 3 . 0 3 . 2 7 2 0 0 3 . 0 6 . 2 7 指导教师 沙 爱 民 教研室主任 姜 煜 林 系 主 任 徐 文 宽 发任务书日期 2003 年 3 月 31 日 nts学 科 门 类 ： 工学 单位代码 ： 毕业设计说明书（论文） 数控车床 主传动机构设计 学 生姓 名 刘 斌 所 学专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 材机 995 班 学 号 B99Q0051 指 导教 师 沙 爱民 盐城工学院机械工程系 二 三 年 六 月 nts盐城工学院机械工程系毕业设计说明书（论文） 1 摘 要 本文作者研究的主要是数控车床的主传动系统，这类主传动系统的设计可用于对普通车床的改造，以适应当前我国机床工业发展的现状，具有一定的经济效益和社会效益。 本文作者完成的设计主要包括根据一些原始数据（其中包括机床的类型、规格等）结合实际条件和情况对车床一些参数进行拟定，再根据拟定的参数，进行传动方案的比较，确定传动方案。然后计算各传动副的传动比及齿轮齿数，再估算齿轮的模数和各轴的轴径，并对齿轮和轴的强度、刚度进行校核。除此之外，还要对箱体内的主要结构进行设计，一些零件的选型，如电磁离合器的选择等，从 而完成对整个主传动系统的设计。 关键词 ： 数控车床 主传动系统 设计 nts数控车床主传动机构设计 2 Abstract What author of this text study numerical control main transmission of lathe mainly, the main design of transmission can use for to ordinary transformation of lathe, In order to adapt to the current situation of the present industrial development of lathe of our country, have certain economic benefits and social benefit. The design that the author of this text finished includes according to some initial data mainly( type, specification of including the lathe ,etc.) Combine actual condition and situation draft to some parameters of lathe, and then according to the parameter drafted, Carry on the comparison of the transmission scheme, confirm the transmission scheme. It then cant calculate every transmission transmission of the packs than and gear wheel tooth count, estimate modulus and the every axle foot-paths of axle of gear wheel more, And check the intensity, rigidity of gear wheel and axle . In addition, will design the main structure in the body of the case , the selecting types of some parts, Electromagnetic choice of clutch,etc., finish to whole main design of transmission for instance. Keywords： NC machine tool; main driving system; design nts盐城工学院机械工程系毕业设计说明书（论文） 1 目录 0 引言 . 错误 !未定义书签。 1 总体设计方案拟定 . 3 1 1 拟定主运动参数 ( maxn 、 minn 、 Z) . 3 1 2 运动设计 . 3 1 3 动力计算和结构草图设计 . 3 1 4 轴和齿轮的验算 . 3 1 5 主轴变速箱装配设计 . 3 2 参数拟定 . 4 2.1 车床主参数 (规格尺寸 )和基本参数 . 4 2.2 各级转速的确定 . 4 3 运动设计 . 5 3 1 主拟定传动方案 . 5 3 2 传动方案的比较 . 5 3 2 1 采用单速电 机 . 5 3 2 2 采用双速电机 . 6 3 3 各级传动比的计算 . 7 3 4 各轴转速的确定方法 . 9 3 4 1 轴的转速 . 9 3 4 2 中间传动轴的转速 . 9 3 5 转速图拟定 . 10 4 动力计算 . 11 4.1 齿轮的计算 . 11 4.1 .1 确定齿轮齿数和模数（查表法） . 11 4 1. 2 确定齿轮的齿数和模数（计算法）并校核 . 12 4 1. 3 齿轮的精度设计； . 15 4.2 电磁离合器的选择和使用 . 19 5 轴的设计和验算 . 错误 !未定义书签。 5.1 轴的结构设计 . 错误 !未定义书签。 5.2 轴的强度校核 (以轴为例 ) . 错误 !未定义书签。 5.2.1 选择轴的材料 . 错误 !未定义书签。 nts数控车床主传动机构设计 2 5.2.2 初估轴径 . 错误 !未定义书签。 5.2.3 结构设计 . 错误 !未定义书签。 5 2. 4 轴的受力分析 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .23 5.3 轴的刚度校核 (以轴为例 ) . 错误 !未定义书签。 6 主轴变速箱的装配设计 . 错误 !未定义书签。 6.1 箱体内结构设计的特点 . 错误 !未定义书签。 6.2 设计的方法 (以轴的布置为例 ) . 错误 !未定义书签。 7 结论 . 错误 !未定义书签。 致谢 . 错误 !未定义书签。 参考文献 . 错误 !未定义书签。 附件清单 . 错误 !未定义书签。 nts 1 0 引言 这次毕业设计中 ,我所从事设计的课题是经济型数控车床主传动机构设计。此类数控车床属于经济型中档精度机床，这类机床的传动要求采用手动与电控双操纵方式，在一定范围内实现电控变速。总体的设计方案就是对传动方案进行比较，绘出转速图，对箱体及内部结构进行设计，包括轴和齿轮的设计、校核等。 为什么要设计此类数控车床呢？因为随着我国国民经济的不断发展，我国制造业领域涌现出了许多私营企业，这些企业的规模普遍不大，没有太多的资本。一些全功能数控系统，其功能虽然丰富，但成本高，对于这些中小型企业来说购置困难，但是中小型 企业为了发展生产，希望对原有机床进行改造，进行数控化、自动化，以提高生产效率。我国机床工业的发展现状是机床拥有量大、工业生产规模小，突出的任务就是用较少的资金迅速改变机械工业落后的生产面貌，使之尽可能提高自动化程度，保证加工质量，减轻劳动强度，提高经济效益。我国是拥有 300多万台机床的国家，而这些机床又大量是多年累积生产的通用机床，自动化程度低，要想在近几年内用自动和精密设备更新现有机床，不论是资金还是我国机床厂的能力都是办不到的。因此，普通机床的数控改造，大有可为。它适合我国的经济水平、教育水平和生产水平 ，已成为我国设备技术改造主要方法之一。目前，我国经济型数控系统发展迅速，研制了几十种简易数控系统，有力地促进了我国数控事业的发展。经济型数控机床系统就是结合现实的生产实际，我国的国情，在满足系统基本功能的前提下，尽可能地降低价格。 经济型数控车床有许多优点。 1）其降格便宜，且性能价格比适中，与进口标准数控车床相比，前者只需一万元左右，后者则需十万甚至几十万元。因此，它特别适合于改造在设备中占有较大比重的普通车床，适合在生产第一线大面积推广。从提高资本效率出发，改造闲置设备，能发挥机床的原有功能和改造后的新增 功能，提高机床的使用价值。 2）适用于多品种、中小批量产品的适应性强。在普通车床上加工的产品，大都可在经济型数控车床上进行。加工不同零件，只要改变加工程序，很快适应和达到批量生产的要求。 3）相对于普通车床，经济型数控车床能提高产品质量，降低废品损失。数控有较高的加工精度，加工出的产品尺寸一致性好，合格率高。 4）采用数控车床，能解决复杂的加工精度，还能节约大量工装费用，降低生产成本。 5）采用此类车床，还能减轻工人劳动强度将工人从紧张、繁重的体力劳动中解脱出来。6）可以提高工人素质，促进技术进步。数控系统的出现扩 大了工人的视野，带动了学习微电子技术的热潮，为工人由“体力型”向“智力型”过渡创造了条件，促进了工厂的技术进步。 7）增强了企业应变能力，为提高企业竞争能力创造了条件。企业应用经济型数控设备对设备进行改造后，提高了加工精度和批量生产的能力，同时又nts数控车床主传动机构设计 2 保持“万能加工”和“专用高效”这两种属性，提高设备自身对产品更新换代所需要的应变能力，增强企业的竞争能力。 本设计中的数控车床主传动系统的特点就是主电机采用双速电机，这样可以简化箱体内的结构。操纵方式并非是完全数控，而是采用采用手动与电控双操纵方式，在一定范围内实现电 控变速。本设计就是对在我国应用非常广泛的 C6 型数控车床进行的改造，具有广泛的适应性。 C6 型车床是一种加工效率高，操作性能好，社会拥有量大的普通车床。实践证明，把这种车床改造为数控车床，已经收到了良好的经济效益。 总体的设计方案就是对传动方案进行比较，绘出转速图，对箱体及内部结构进行设计，包括轴和齿轮的设计、校核等。设计时一要注意设计的科学性和条理性，另一点就是要注意和实际的结合。设计的依据主要是以经验或类比为基础的传统 (经验 )设计方法。作为一名尚未毕业的大学生，经验自然是我们所欠缺的，所以除了老师的指导，最 主要的就是借鉴书上的设计方法。书上虽然不会有完全相同的示例，但一些其他类型的主轴箱设计方法在这个课题上同样适用，适用也只是大体上的适用，具体到一些细节的设计就需我们自己查设计手册了。比如说其中涉及到电磁离合器的设计就需自己解决。虽然我们很缺乏设计的经验，但还应处处从实际出发。从大处讲，联系实际是指在进行机床工艺可能性的分析、参数拟定和方案确定中，既要了解当今的先进生产水平和可能趋势，更应了解我国实际生产水平，使设计的机床、机器在四化建设中发挥最佳的效益。从小处讲，指对设计的机床零部件的制造、装配和维修要进行 认真的、切实的考虑和分析，对推荐的设计数据和资料要结合实际情况进行取舍。通过设计实践，了解和掌握结合实际、综合思考的设计方法。 nts 3 1 总体设计方案拟定 1 1 拟定主运动参数 ( maxn 、 minn 、 Z) 机床设计的初始，首先需要确定有关参数，它们是传动设计和结构设计的依据，影响到产品是否能满足所需要的功能要求。根据拟定的参数、规格和其他特点，了解典型工艺的切削用 量，了解极限转速maxn、 minn 和级数 Z、主传动电机功率 N。 1 2 运动设计 根据拟定的参数，通过结构网和转速图的分析，确定传动结构方案和传动系统图。传动方案有多种，传动型式更是式样众多，比如：传动型式上有集中传动的主轴变速箱。分离传动的主轴箱与变速箱；扩大变速范围可以用增加传动组数，也可用背轮机构、分支传动等型式；变速型式上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。然后计算各传动比及齿轮的齿数。 1 3 动力 计算和结构草图设计 估算齿轮模数 m 和轴颈 d，选择和计算离合器。 将各传动件及其它零件在展开图和剖面图上做初步的安排、布置和设计。 1 4 轴和齿轮的验算 在结构草图的基础上，对一根传动轴和齿轮的刚度、强度进行校核。 1 5 主轴变速箱装配设计 主轴变速箱装配图是以结构草图为“底稿”，进行设计和绘制的。图上各零部件要表达清楚，并标明尺寸和配合。 nts数控车床主传动机构设计 4 2 参数拟定 2.1 车床主参数 (规格尺寸 )和基本参数 此经济型数控车床是由 C6140普通车床改装而来，根据任务书上提供的条件： 此数控车床 的主轴转速可分高低两档 ,共有 12 级转速：其中高低两档各有 6级转速，低速档时maxn=340/, minn =45r/min;高速档时maxn=1800 r/min， minn =235 r/min； 此车床床身上最大回转直径为 400mm,主轴端部型式为 C6；主轴通孔直径为 65 mm； 主轴孔锥度为公制 70；采用双速电机 :其中 电机的转速和功率分别为 1000/1500 r/min， 4/5.5KW。 2.2 各级转速的确定 已知主轴的转速分为 12 级，又分为高低两档，其中高档最大转速 maxn 为1800r/min，最小转速 minn 为 235 r/min； R1= maxn / minn =1800/235=7.66 R= 1z 1 当机床处于低速档时 ,主轴共有 6级，转速范围nR=minmaxnn=45340=7.556 nR= 1z ，即 = 1znR=5 566.7 =1.499，取 =1.449 706.1 ,已知 minn =45,查标准数列表 (见参考文献 1第 6页 ).从表中找到 minn =45,就可每隔六个数取得一个数 ,得低速档的 6级转速分别为 45,67,103,154,230,340 r/min; 当车床处于高速档时 , 主轴共有 6级，转速范围nR=minmaxnn=2351800=7.659 nR= 1z ，即 = 1znR=5 659.7 =1.50,取 =1.50 706.1 ,已知 maxn =1800 ,查标准数列表 (见参考文献 1第 6页 ). 从表中找到maxn=1800, 就可每隔六个数取得一个数 ,得高速档的 6级转速分别为 236,354,543,815,1200,1800 r/min。 nts 5 3 运动设计 3 1 主拟定传动方案 拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个传动系统的确定。传动型式则指传动和变速的元件、机构以及其组成、安排不同特点的传动型式、变速类型。传动方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定传动方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济性等多方面统一考虑。 3 2 传动方案的比较 3 2 1 采用单速电机 已知变速级数为 Z=12。 确定传动组及各传动组中传动副的数目。 级数为 Z的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有 Z1、 Z2、 Z3、 .各传动副，即 Z=Z1Z2Z3 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= a2 3。 可以有两种方案 方案一 12=2 3 2 传动齿轮数目 2 （ 2+3+2） =14。 nts数控车床主传动机构设计 6 轴向尺寸为 15b。 传动轴数目为 4 根。 操纵机构较为简单：两个滑移齿轮和一个三联滑移齿轮，可单独也可集中操纵。 方案二 12=3 4 传动齿轮数目 2 （ 3 4） =14个。 轴向尺寸为 19b。 传动轴数目为 3 根。 操纵机构较复杂：四联滑移齿轮作为整体式，滑移长度为 12b；如拆为 2个双联滑移齿轮，需要有自锁，以保证只有一个齿轮副啮合。 相比之下，还是传动副数分别为 2， 3， 2的三个传动组方案为优。 3 2 2 采用双速电机 车床上，有时采用双速电机，双 速电机的转速比：电=2，传动系统的公比 应当是 2 的整次方根，本设计中的双速电机的公比 = 2 =1.41。这时电机的转速变换起着系统中第一扩大传动组的作用相应基本组的传动级数应为 2，这样使传动系统的机械结构简化。本设计是经济型数控车床，采用电控和手动两种方式，为了结构设计的需要，本设计采用双速电机。 nts 7 3 3 各级传动比的计算 假设结构如 图： 52419107683轴轴主轴由于已经设计了各轴之间的相对位置关系，由传动系统草图知共有六个传动比。 分别设齿轮 1和齿轮 4之间的传动比 为 14i ,齿轮 2和齿轮 5之间的传动比为25i,齿轮 8和齿轮 9之间的传动比为 89i,齿轮 3和齿轮 6之间的传动比为 36i ,齿轮 7和齿轮 10之间的传动比为710i,带轮传动比为轮带i。 设其中25i14i 36i。 当处于低档时，手动操作使得齿轮 8和齿轮 9啮合。 当中间的电磁离合器得电，齿轮 2和齿轮 5之间啮合，当时的主轴转速最小，为45或 67 r/min。 可得 25i89i轮带i 1000=45r/min 25i89i轮带i 1500=67 r/min 当左侧的电磁离合器得电，齿轮 3和齿轮 6之间啮合，当时的主轴转速最大，为226或 340 r/min。 可得 36i89i轮带i 1000=230 r/min nts数控车床主传动机构设计 8 36i89i轮带i 1500=340 r/min 当右侧的电磁离合器得电，齿轮 1 和齿轮 4 之间啮合，当时的主轴转速为 100或 150 可得 14i 89i轮带i 1000=100 r/min 14i 89i 轮带i 1500=150 r/min 当处于高档时，手动操作使得齿轮 7和齿轮 10啮合 当中间的电磁离合器得电，齿轮 2和齿轮 5之间啮合，当时的主轴转速最小，为236或 354 可得 25i710i轮带i 1000=235 r/min 25i710i轮带i 1500=354 r/min 当左侧的电磁离合器得电，齿轮 3和齿轮 6之间啮合，当时的主轴转速最大，为1200或 1800 可得 36i710i轮带i 1000=1200 r/min 36i710i轮带i 1500=1800 r/min 当右侧的电磁离合器得电，齿轮 1 和齿轮 4 之间啮合，当时的主轴转速为 543或 816 可得 14i 710i轮带i 1000=543 r/min 14i 710i轮带i 1500=815 r/min 由这 6各方程联列可解得 25i 0.3226 14i 0.7447 36i 1.6452 89i 0.2576 710i 1.3659 轮带i 0.534 传动比的选用时，应注意的几个问题，充分使用齿轮副的极限传动比 minu =1/4，maxu=2， 虽然可以最大限度地获得变速箱范围或减少传动件数，但会导致齿轮和箱体尺寸过大，齿轮线速度增大，容易产生振动和噪音，要求精度提高。在实践中，往往不采nts 9 用降速很小、升速很大的传动比，特别是中间轴的传动。因此，从系统的角度考虑，宁可适当增加串联传动组的数目，或者用并联式的分支传动满足变速范围的要求，而避免用极限传动比的传动副。 以上几个传动比都符合要求。 3 4 各轴转速的确定方法 由传动比和电机的转速，可以计算出各轴的转速； 3 4 1 轴的转速 轴从电机得到运动，经传动系统转化成各级转速。电机转速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，轴不宜将电机转速降得太低。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，轴转速也不宜太高车床的轴转速 一般取 7001000 r/min 左右比较合适。另外也要注意到电机与轴的传动方式，如用带轮传动时，降速比不宜太大，和主轴尾部可能干涉。 3 4 2 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、振动等性能要求之间的矛盾。 中间传动轴的转速较高时，中间传动轴和齿轮承受扭矩小，可以使轴径和齿轮模数小些，从而可以使结构紧凑。但是，这将引起空载功率和噪音加大。从经验知：主轴转速和中间传动轴的转速时，应结合实际情况作相应修正： 1、对于功率较大的重切削机床，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、对高速轻载或精密机床，中间轴转速宜取低一些。 3、控制齿轮圆周速度smV /8 ，在此条件下，可适当选用较高的中间轴转速。 nts数控车床主传动机构设计 10 3 5 转速图拟定 运动参数确定以后，主轴各级转速就已经知道了，而且根据设计出来的各级齿轮的传动比，这样就可以拟定主运动的转速图，使主运动逐渐具体化。 电动机 轴 轴 主轴4510315423034023635454381512001800150010000 . 5 3 4 ： 15 3 ： 3 12 0 ： 6 23 5 ： 4 75 4 ： 4 11 7 ： 6 6此车床集中传动 :公比为 41.1 ,级数 Z=12,变速范围 R=1800/45=40。 nts 11 4 动力计算 4.1 齿轮的计算 4.1 .1 确定齿轮齿数和模数（查表法） 可以用计算法或查表法确定齿轮齿数，后者更为简便。根据上面计算的传动比和初步定出的小齿轮齿数，查表即可求出齿轮副齿数之和，再减得大齿轮的齿数。 用查表法求轴和轴上的齿轮的齿数和模数 常用传动比的适用齿数（小齿轮）（见参考书 1第 20页）。 选取时应注意： 不产生根切。一般取 Zmin 18 20； 保证强度和防止热变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚 2m,一般取 5mm则 Zmin 6.5+2T/m。 同一传动组的各对齿轮副的中心距应当相等。若模数相同，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，常常满足不了上述要求。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 3 4个齿。 防止各种碰撞和干涉。 三联滑移齿轮的相邻两齿轮的齿数差应大于 4。 所以，可以假设其中最小的齿轮 2 齿数为 20，而且由上可知，齿轮 2 和齿轮 5之间的传动比为 3.1，查常用传动比的适用齿数（小齿轮）表，可找到最接近的传动比为 3.15，当时的齿数之和为 82。可得大齿轮齿数为 62。 齿轮模数的估算 按接触疲劳和弯曲疲劳强度计算齿轮模数比较复杂 ,而且有些系数只有在齿轮各参数都已经知道后方可确定 ,所以只在草图画完之后校核用。在画草图之前，先估算，再选用标准齿轮模数。 齿轮弯曲疲劳的估算： m 323 znjNmm 1 其中 N-计算齿轮传递的额定功率 N= Nd 齿轮点蚀的估算： nts数控车床主传动机构设计 12 A 3703 njNmm1 其中 nj 为大齿轮的计算转速 ,A为齿轮中心距。 由中心距 A及齿数 z1、 z2求出模数： 212 zz Amj 1 根据估算所得m和 mj 中较大得值 ,选取相近的标准模数 以齿轮 2和齿轮 5为例 nj =轮带i n=1500 0.534=801 r/min N=5.5 0.95=5.225kw m 323 534.0150062 225.5 1.509 A 3703 534.01500 225.5 69.133mm 6220 133.692 mj 1.686 所以 ,根据 mj 选取 ,为了保证模数一定满足要求 ,假设齿轮 2和齿轮 5的模数为 3 由此可知 ,输入轴 1和传动轴 2之间的中心距为 A=2 )52( zzm =2 )6220(3 =123mm 同理且根据 1 轴和 2 轴之间的距离始终为 123mm,可得出 1 轴和 2 轴之间其余的齿轮的齿数和模数 分别为 z1=35 m1=3 z4=47 m4=3 z3=51 m3=3 z6=31 m6=3 4 1. 2 确定齿轮的齿数和模数（计算法）并校核 以齿轮 8和 9为例 , 设计时采用最高转速，即齿轮 10的转速为 1800r/min,已知该组齿轮传递的功率nts 13 为 5.5KW,已知传动比为 89i 0.2576,假设齿轮对称布置 ,使用寿命为 8年 ,每年以 300工作日计 ,两班制 ,中等冲击 ,齿轮单向回转。 1、齿轮的材料、精度和齿数选择 因传递功率不大、转速不高、材料按 表7-1选取，都采用 55 钢，锻造毛坯，大齿轮正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。 齿轮精度用 6级，软齿表面粗糙度为 aR 1.6。 软齿面闭式传动，失效形式为点蚀，考虑传动平稳性，取齿轮 8 的齿数为17，则齿轮 9为 17/0.2576=66 2、设计 计算 （ 1）、设计准则 按齿面接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 （ 2）、按齿面接触疲劳强度设计 311 )1(2 u uKTZZZddHEHt 2 1T =9.55 mmNmmNnp .1 1 3 2 9 0.171 8 0 0 665.51055.91066 由图 7-6选取材料的接触疲劳极限应力为 : aH MP580lim2 , aH MP560m in2 由图 7-7选取 材料的弯曲疲劳极限应力为 : aF MP230lim1 , aF MP210lim2 应力循环次数 N 由式 (7-3)计算 66/830016171 8 0 0601 N = 91007.1 2N uN1 89 1076.266 171007.1 由图 7-8查得接触疲劳强度寿命系数 11 NZ, 2NZ1.02 由图 7-9查得弯曲疲劳寿命系数 11 NY, 2NY1, 由表 7-2 查得接触疲劳安全系数 minHS 1,弯曲疲劳安全系数 minFS 1.4,又STY=2.0,试选 tK1.3 由前面的式子求得许用接触应力和许用弯曲应力 nts数控车床主传动机构设计 14 aNHHm MPZS 580 1limlim1 2 aNH linHH MPZS 5 7 1 2lim12 2 aNFSTFF MPYS Y 3 2 814.1 22 3 01l i ml i m11 2 aNFSTFF MPYS Y 3002l iml im22 2 将有关值代入式子 得 3 11 )1(2 u uKTZZZddHEHt = 3266831 1 3 2 9 03.1257190.08.1895.2 =59.17 2 则 100060 111 ndV t1.44 sm/ 查图 7-10 得 09.1vK; 由表 7-3 查得 25.1AK ;由表 7-4 查得 05.1K;取1K ;则 431.1105.109.125.1 KKKKK VAH 修正 mmddt 95.6003.117.593.1431.1311 2 mmzdm 58.317/95.60/ 11 由表 7-6取标准模数 5.3m 3校核齿根弯曲疲劳强度 由图 7-18查得 2.41 FSY0.42 FSY取 7.0Y由式（ 7-12）校核大小齿轮的弯曲强度 1213211 87.767.02.453.31711 1 3 2 9 043.122FaFSdF MPYYmZK T I 2 20.732.40.487.7621212 FaFSFSFF MPYY 2 所以，初选的齿轮齿数和计算出的模数符合要求。 nts 15 求得齿轮 8和 9 的齿数和模数分别为 z8=17 m8=3.5 z9=66 m9=3.5 其中齿轮 8 的齿数为 17，有可能会发生根切现象，所以要修正齿轮，用变位修正法求得 8齿轮的变位系数为 +0.218。用同样的方法可以求得其他齿轮的变位系数。 列出各齿轮的齿数、模数、和变位系数 编号 模数 齿数 齿形角 变位系数 1 3 35 20 +0.5 2 3 20 20 +0.8 3 3 51 20 0 4 3 47 20 -0.5 5 3 62 20 0 6 3 31 20 0 7 3 56 20 0 8 3 5 17 20 +0.218 9 3 5 66 20 0 10 3 41 20 +0.169 齿轮材料为 55 钢 ,热处理为齿部 G58 0.2,深 0.5 4 1. 3 齿轮的精度设计； 齿轮精度设计的方法及步骤： 1、确定齿轮的精度等级； 2、齿轮误差检验组的选择及其公差值的确定； 3、计算齿轮副侧隙和确定齿厚极限偏差代号； 4、确定齿坯公差和表面粗糙度； 5、公法线平均长度极 限偏差的换算； 6、绘制齿轮零件图。 以齿轮 9为例：齿数为 66，模数为 3.5,变位系数为 0。 确定齿轮的精度等级 由于该齿轮是主轴箱内的齿轮，对传动精度和稳定性的要求都比较高，主要要求nts数控车床主传动机构设计 16 的是传动平稳性精度等级。据圆周速度 100060 dnv sm /11.460 000 34 0665.3 对于如此要求高的齿轮采用 6级精度。 齿轮误差检验组的选择及其公差值的确定 该齿轮属中等精度，且为批量生产查表 12-3选定iF、WF、if、F组成检验方案。根据 mmmzd 2 3 1665.311 及 mmb 271 查表 12-13、表 12-14、表 12-15可得公差值： 第公差组 36rF 25F 45pF 第公差组 9ff 11ptf10pbf第公差组 9F计算齿轮副侧隙和确定齿厚极限偏差代号代号 计算齿轮副的最小极限侧隙minnj由表 12-10 按油池润滑和 smv /11.4 查得035.05.301.001.01 nn mj s in)(2 22112 tn taj 6 根据齿轮和箱体的材料，从材料手册上查得，钢和铸铁的线膨胀系数分别为c /105.11 61 ， c /105.10 62 。 传递的中心距 mmzzma 25.1452 )1766(5.32 )21( 6 所以， mmjn 038.0031.0120 25.1452 确定齿厚极限偏差代号 齿厚上偏差 由式（ 12-15） nbbnnnassFffjjfE c os2104.2t a n 22212216 式中 F 前面已查得 9F m pbf 由表 12-14 按 6级精度查得 mf pb 111 mf pb 92 nts 17 由表 12-17按 145.5， 6级精度查得 mfa 20， 所以，代入数据得 mEss 56 ， 因为 11ptf1156 ptssfE 由图 12-29或者 12-9查得齿厚的上偏差代号为 G，因此 666 ptss fE 齿厚下偏差 可知 22 ta n2rrnS bFT 6 查表 12-13 ， 6 级 精 度 齿 轮 mFr 36 ， 查 表 12-11 ，mmITb r 917226.1826.1 ，所以 mT s 24.71913620ta n2 22 mmTEE SSSsi 1377166 5.12111 37 ptsifE 由图 12-29或表 12-9查得齿厚下偏差代号为 K，因此 mE si 1 3 21112 至此，小齿轮的精度为： 6GK GB10095-88 确定齿坯公差、表面粗糙度 齿轮内孔是加工、检验及安装的定位基准，对 6级精度的齿轮，由表 12-18查得：内孔尺寸公差为 IT7，内孔直径为 85mm,偏差按基准孔 H 选取，即齿轮内孔的下偏差为 0，上偏差为 +0.022。内孔的形状公差按 6级决定或遵守包容原则。 定位端面的端面圆跳动公差由表 12-19 查得为 0.014mm。 齿顶圆只 作为切齿加工的找正基准，不作为检验基准，故其公差选用 IT11，齿顶圆直径 mmmhddaa 2 3 8211 ，偏差按基准轴 h 选取 ,即下偏差为 -0.290，上偏差为 0。 nts数控车床主传动机构设计 18 齿轮的表面粗糙度按 7级查表 12-20，各表面粗糙度aR分别为：齿面aR=1.6,内孔aR=1.6,基准端面aR=3.2,齿顶圆aR=6.3。 公法线平均长度极限偏差的换算 公法线的公称长度 W及其跨齿数 k,可从机械设计有关手册中查得或按式 12-7和式 12-8求得 跨齿数 85.09/665.09/ zk 724.8066014.0)116(476.15.3014.0)12(476.1 zkmW 6 该齿轮为中模数齿轮，控制侧隙的指标宜采用公法线平均长度极限偏差wiwsEE，按换算式 12-20、式 12-21、式 12-22得 mFEE nrnssw m s 9.7020s i n3672.020c o s66s i n72.0c o s 6 mFEE nrnsiw s i 2.1 1 520s i n3672.020c o s1 3 2s i n72.0c o s 6 齿轮工作图 下图为本例齿轮零件图。 法向模数齿数齿形角齿顶高系数径向变化系数跨齿数跨 K 齿 公 法 线平均长度偏差精度等级配对齿轮公差组齿轮副中心距及其极限偏差m nzha *kwk6GKGB10095-88a f a图号齿数检验项目代号FwFrFpf ff ptf pbF 3.566201088 0 . 7 2 4-0.071-0.115145.5 0 . 0 2 013817公差值0.0250.0360.0450.0090.0110.0100.009nts 19 两端面未注倒角（ ）其余4.2 电磁离合器的选择和使用 随着机床设备向自动化趋势发展 ,电磁离合器和制动器的应用越来越广泛 ,本设计为经济型数控车床 ,采用手动和电动相结合的方式 ,其中的电控就是用电磁离合器来实现的 ,电磁离合器是自动化控制的主要元件之一 ,它具有结构紧凑、易于实现远距离操纵和自动控制等特点，同时能满足简化机床结构，提高齿轮箱的传动刚度和加工精度，实现 机床高响应性、高频率动作等方面的要求。 我设计的主轴箱采用了 3个电磁离合器，大大简化了主轴箱内结构。离合器的类型很多，有通电工作的，也有失电工作的。按其传递扭矩形式可分为摩擦式离合器、牙嵌式离合器，磁粉式离合器以及转差式离合器；按其工作条件可分为湿式离合器和干式离合器；按其电流馈入的方式可分为有滑环离合器和无滑环离合器。 选择离合器的型号规格之前，必须充分了解各种离合器的动作特性及其优缺点。在选择离合器过程中最重要的因素是扭矩，扭矩表示所传递的动力，假如摩擦片数一定，则所传递扭矩大小和离合器有效半径相对应。 但在实际上，速度、温度、摩擦片的磨损情况，污染情况都影响工作扭矩。 在设计过程中，计算扭矩是工作载荷的惯性和运动载荷的惯性之和，用 T表示计算扭矩可用下式求出： mkgttgV R SWttNSKWTmLmr .)()(308 )( 2 7 式中 nts数控车床主传动机构设计 20 rW -旋转组件的重量 K-旋转组件的回转半径 N-回转转速 S-工作安全系数 LW -直线运动组件的重量 V-线性速度 R-变旋转运动为直线运动皮带轮的半径 g-9.8 t-机器启动所需时间 mt -电磁离合器吸合时间 但在实际工作中 ,很多设备的精确载荷难以计算。一般是根据输入动力确定所需扭矩。 mkgNPST .975 7 式中 P-输入功率 S-工作安全系数 N-输入转数 从上式中看出，对扭矩影响最大的是安装离合器轴的回转转数。因此。一定动力下，较高的转数对应低的扭矩，因此，在设计中尽可能将离合器装在传动链中转速较高的位 置，这通常要求离合器和电机同轴。 本设计中的主轴箱采用的是油润滑，所以选用的电磁式离合器是湿式的。 根据轴的结构和相互关系，而且轴的扭矩小于轴的扭矩，分析后，选择在轴上的两个离合器均为 DLM5 系列离合器，其型号为 DLM5-10；轴上的扭矩大于轴，其型号可选为 DLM5-25。 nts 21 5 轴的设计和验算 5.1 轴的结构设计 机床传动轴，广泛采用滚动轴承作支承。轴上要安装齿轮、离合器和制动器等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。 传动轴应有足够的强度、刚度。如挠度和倾角过大，将使齿轮啮合 不良，轴承工作条件恶化，使振动、噪声、空载功率、磨损和发热增大。 两轴中心距误差和轴心线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。 所以，在设计轴时要充分考虑轴的强度刚度等因素。在选择材料和估算直径都要满足条件，估算完以后还要对轴的强度和刚度进行校核。 轴的结构设计主要是使轴的各部分具有合理的结构和尺寸。 影响轴的结构的因素很多，因此轴的结构没有标准形式。设计时，必须针对轴的具体情况作具体分析，全面考虑解决。 轴的结构设计的主要要求是： 装在轴上的零件有确定的位置。且布置合理。 轴受力合理，能可靠地传递力 和转矩，有利于提高强度和刚度。 具有良好的工艺性。 便于安装和调整。 节省材料，减轻质量。 轴（输入轴）的设计 轴的特点 :1将运动传入变速箱的齿轮，一般都安装在轴端，轴变形较大，结构上应注意加强轴的刚度或使轴不受带的拉力（带轮卸荷） ;2若轴上安装正反向的离合器，由于组成离合器的零件很多，在箱内装配很不方便，一般都希望在箱外将轴组装好后在整体装入箱内（最好连皮带轮也组装在上面）。 卸荷装置 :带轮将动力传到轴有两类方式：一类是带轮直接装在轴上。除了传递扭矩外，带的拉力也作用在轴上。另一类是带轮装 在轴承上，轴承装在套筒（法兰盘）上，传给轴的只是扭矩，径向力由固定在箱体上的套筒承受。这种结构称为卸荷装置。 5.2 轴的强度校核 (以轴为例 ) 由盐城市机床厂 1997-10-01 发布的卧式车床企业标准表 9 知主轴转速为nts数控车床主传动机构设计 22 103 min/r 时 ,扭矩为 468N.m,这时轴的转速为 m in/5 3 45 3 4.01 0 0 0 r 5.2.1 选择轴的材料 由于这个车头箱传动的功率不大，分别为 4和 5.5KW，对其重量和尺寸也无特殊要求，故此输入轴采用 45钢。 5.2.2 初 估轴径 按扭矩初估轴的直径，查表 10-2(见参考书 2)得 C=106 117，考虑到安装带轮的轴段仅受扭矩作用，取 C=106,则 mmnpCd 06.235 3 45.51 0 6 33m i n 2 5.2.3 结构设计 (1) 各轴段直径的确定 初估直径后就可按照轴上零件的安装顺序 ,从 mind 处开始逐段确定直径。考虑到轴段 1上安装带轮，上面将安装有轴承为了符合轴承内径系列，即轴段的直径应与轴承型号的选择同时进行，取轴承代号为 6306 的深沟球轴承，其内孔直径 为 30，同理可取其他各段轴的内径； （ 2）各轴长度的选择 轴段一处上要安装有带轮、轴承、密封圈等，根据这些部件的尺寸，可以得出各段轴段的长度。各个轴段尺寸的确定主要是根据轴上零件的毂长或轴上零件配合部分的长度确定。而另一些轴段的长度除与轴上零件有关外，还与箱体及轴承盖等零件有关。通常从齿轮端面开始，为避免转动零件与不动零件干涉，取齿轮端面与箱体内壁的距离 H=15mm,考虑箱体的铸造误差，轴承内端面应距箱体内壁一段距离，取 mm5 ，考虑上下轴承座的联接，取轴衬座宽度为 45mm。 （ 3）轴上倒角及圆角为了保证轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册推荐，取轴肩圆角半径为 1mm。为方便加工，其他轴肩圆角半径均取为 1mm，根据标准 4.6403/TGB ，轴的左右端倒角均为 451 。 上述确定尺寸和结构的过程，与画草图同时进行，结构设计草图（见下图 -a） nts 23 fedF R1VL 1 = 4 0 . 5带轮cba轴承F R1HL 2 = 1 9 9 . 4M VMF R2VaaL 3 = 9 7 . 1齿轮F R2HM HTF tF r5.2.4 轴的受力分析 2.74220 tgFF tr (1)画轴的受力 简图 (见上图 -b)，因为齿轮为直齿圆柱齿轮，所以 ,齿轮上不存在轴向力。 (2)计算支承反力 在水平面上 NLL FF rHR 06.2435.296 100007.72321 NNFFF HrrHR 14.4 9 906.2 4 32.7 4 212 在垂直面上 NFFF tVRVR 5.1 0 1 92/2 0 3 92/21 (3)画弯矩图（见上图 -c d e） 在水平面上 ， a-a剖面左侧 mmNLFM HRaH .4 8 4 6 64.1 9 906.2 4 321 NmrTF t 2 03 9513 24 68 nts数控车床主传动机构设计 24 a-a剖面右侧 mmNLFM HRaH .4 8 4 6 61.9714.4993 2 在垂直面上 mmNLFMM VRAvaV .45.9 8 9 9 35.1 0 1 91.973 2 合成弯矩 a剖面左侧和右侧的弯矩相同 mmNMMMM aVaHaa .54.11022043.9899348466 2222 (4)画弯矩图（见上图 -f） 转矩 T= mmNdF t .1 5 6 0 0 03/4 6 82/ (5)判断危险截面 显然， a-a面处无论是弯矩还是扭矩都为最大， a-a面为危险截面 (6)轴的弯扭合成强度校核 由表 10-1查得 ab MP551 ， ab MP1000 在 a-a截面左侧 aMPmmd tdbtdW 63.26402 )540(512401.02 )(1.0 33232 合适。 (7)轴的疲劳强度安全系数校核 由表 10-1查得 aB MP650 ， aMP3001 ， aMP1551 ； 2.0 ， 1.0 。 在 a-a截面左侧 3223 12093402 )540(512640002.02 )(2.0 mmd tdbtdW T 2 由附表 10-1查得 1K ， 63.1K ；由附表 10-4查得绝对尺寸系数 81.0 ，76.0 ；轴经磨削加工，由附表 10-5查得表面质量系数 0.1 。则 弯曲应力 ab MPWM 11.912 09311 022 0/ 应力幅 aba MP11.9 平均应力 0mnts 25 切应力 aTT MPWT 90.121 2 0 9 31 5 6 0 0 0 aTma MP45.62 90.122 安全系数 67.261 mKS 45.61 mKS 66.922 SSSSS查表 10-6 得许用安全系数 5.13.1 s ，显然 ss ，故， a-a 截面安全 ,即整个轴都是安全的，其弯扭合成强度和疲劳强度均是足够的。 5.3 轴的刚度校核 (以轴为例 ) 轴受载后要发生弯曲和扭转变形，如果变形过大，会影响轴上零件正常工作。 传动轴除应满足强度要求外，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，不允许有较大变形。刚度要求保证轴在（弯曲、轴向、扭转）不致产生过大的变形（弯曲、失稳、转角）。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。 轴的直径按扭转刚度估算，上文已完成，估算出的直径为 40mm. 车床传动轴的弯曲刚度验算，主 要验算轴上装齿轮和轴承处的挠度 y和倾角。各类轴的挠度 y和倾角，应小于弯曲刚度的许用值 Y和 值，即： y Y； 值，即： 轴的弯曲变形的允许值： 安装齿轮的轴允许的挠度为（ 0.01 0.03） m 计算轴本身弯曲变形产生的挠度 y 和倾角时 ,一般常将轴简化为集中载荷下的简支梁 ,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nts数控车床主传动机构设计 26 径（id)来计算。计算公式为：圆轴：平均直径idd i1惯性矩 6441dI 轴为圆轴 ,其平均直径 mmidd i 403 5040301 惯性矩 4441 1 2 5 6 6 464 4064 mmdI l=296.5c=40.5xb=199.4轴承带轮a=97.1x xa齿轮ayp计算挠度 : a 段内 : )4.1995.296(1256641026 4.1991560)(6 2227222 xxxblE I lP bxy x 1 其中 P-力载荷 (N) I-截面惯性矩 M-弯矩载荷 -倾角 y-挠度 x-所求之点距离 E-轴材料的弹性模量 ,钢材 E= aMP7102 b段内 : )(6 )( 222 axllE Il xlPay x 1 c段内 : )1(6 )2()1( xE I l baP a bxy Bx 1 由图分析得 , a 段内挠度 )4.1995.296(1 2 5 6 641026 4.1991560)(6 2227222 xxxblE I lP b xy x 1 x 的值为 0 和 97.1 之间由求导得 x 的值为 97.1 时 ,挠度最大 ,其挠度值为nts 27 0.0025081,而轴的挠度的允许值为 (0.01 0.03)m,其中 m为齿轮模数 , 所以 ,