CA6140数控机床毕业设计论文

数控机床毕业设计 目录目录 摘 要 .错误！未定义书签。错误！未定义书签。 Abstract .2 第 1 章 绪论.3 1.1 工程背景与意义.3 1.2 国内外的应用现状及发展趋势.3 1.3 本课题研究内容.3 1.3.1 CA6140 普通卧式车床知识简介.4 1.3.2 设计重点.6 第 2 章 传动方案设计.6 2.1 确定结构方案.6 2.2 确定基本参数.7 2.3 主运动链转速图的拟定.7 2.3.1 传动组和传动副数目得确定.7 2.3.2 结构网各种方案的选择.8 2.3.3 绘制转速图.9 2.4 齿轮齿数的确定.10 2.5 绘制传动系统图.11 2.6 确定各轴转速.12 2.6.1 确定主轴计算转速.12 2.6.2 各传动轴的计算转速.12 2.6.3 各齿轮的计算转速.12 2.7 验算主轴转速误差.12 第 3 章 传动原件设计.13 3.1 带传动设计.13 3.2 齿轮设计.15 3.2.1 齿轮材料选择.15 3.2.2 模数计算.15 3.2.3 齿轮的几何尺寸.16 3.2.4 齿轮的结构设计和布局.17 3.3 各轴径的设计.18 3.3.1 选材.18 3.3.2 轴上零件的定位.18 3.3.3 各轴最小直径.18 3.3.4 各轴几何尺寸的确定.19 3.4 键的设计.20 3.5 其他零部件的选取.20 第 4 章 结构设计.21 第 5 章 传动件的校核.22 5.1 齿轮的校核.23 5.2 轴承的校核.24 数控机床毕业设计 5.3 键的校核.24 5.4 轴的校核.25 5.4.1 传动轴的校核.25 5.4.2 主轴的校核.25 第 6 章 结论.27 总结 .28 致谢 .29 参考文献 .30 摘要 作为主要的车削加工机床，CA6140 机床广泛应用于机械加工行业中，适用 于车削内外圆柱面，圆锥面及其它旋转面，车削各种公制、英制、模数和径节螺 纹，并能进行钻孔，铰孔和拉油槽等工作。 其主要部件有：主轴箱、刀架、尾座、进给箱、溜板箱以及床身等。本设计 主要针对 CA6140 机床的主轴箱设计。机床主轴箱是一个比较复杂的传动部件。 设计的内容主要包括确定机床的主要参数，拟定传动方案和传动系统图，计算和 校核了主要零部件，并且利用专业制图软件进行了零件的设计和处理。 关键词：CA6140 机床；主轴箱；传动 1 Abstract As the main turning processing machine tool, the CA6140 machine tool was widespread used in the machine-finishing profession, it is used in turning inside and outside the turning the round cylinder, taper and gyre, turning each kind of metric system, the British system, the modulus and the diameter festival thread, and can carry on the drill hole and pulls work and so on fuel tank. The CA6140 machine tools major component includes: headstock, tool slide, tailstock, feedbox, apron andbed. This design mainly aims at the headstock of the CA6140 machine tool .The headstock of machine tool is a quite complex transmission part. The design content mainly includes determines the machine tools main parameter, Draws up the transmission plan and the transmission scheme, Calculated and examined the main spare part，And used specialized charting software to carry on the components design and processing. Keywords: CA6140 machine tool； headstock；transimssion 2 第 1 章 绪论 1.1 工程背景与意义 改革开放后我国的机床工业在技术上、产量上发展迅猛。用户遍布各行各业 的同时还陆续出口。由于经济稳定发展、 科技不断提升、机床市场需求越来越旺 盛，在 2001 年2010 年的 10 年间，金属切削机床产量倍增；数控机床和加工 中心产量，增长速度更是惊人。在世界四大国际机床展览会上，都有展出，特别 是在中国国际机床展上，新品种更是琳琅满目，彰显出中国机床工业的欣欣向荣 而且越来越国际化。 如果说机床的发展是整个机械工业发展的基础,那么车床的发展对整个机械 工业的发展有不可估量的贡献和影响。机床中最普遍的是车床,约占整个机床产 量的 1/4 以上。 就中国机械业的发展来看，普通车床立下了不朽的功劳，车床中最典型的代 表就是 CA6140 型普通卧式车床。 CA6140 型普通卧式车床为目前最常见的型号之一，是我国自行设计，制造 的机床。 该机床通用性好， 适用于加工各种轴类， 套筒类， 轮盘类零件的回转面。 1.2 国内外的应用现状及发展趋势 从 20 世纪中叶数控技术出现以来， 数控机床给制造业带来了革命性的变化， 数控加工技术具有柔性好加工精度高，生产效率高，减轻操作者劳动强度， 改善 劳动条件，有利于生产管理的现代化以及经济效益的提高的优点。数控机床的特 点及其应用范围使其成为国民经济和国防建设发展的重要设备。进入 21 世纪， 我国经济与世界全面接轨，机械业也受世界的影响，数控技术迅猛发展， 传统的 机械制造业受到很大的冲击，各种数控设备以日新月异的速度出现，进入各种制 造领域，很多普通机械设备被陆续的取代。 但就中国的机械制造业应用现状来说，普通机床在未来的几年乃至 10 年内 还不会被数控及全自动化的机械取代。普通机床仍有其存在的价值，就 CA6140 来说，它没有数控车床精度高，生产效率高，它靠齿轮和丝杆螺母副传动，再加 上运动副间存在间隙，手工操作不准确，重复精度较低。 测量时需停车后手工测 量，测量误差较大。但是它适合批量较小，精度要求不高，零活类零件，加工范 围很广， 通用性好。 它的投资较数控车床来看低很多很多， 因而降低了生产成本。 比如说，一家机械厂生产一套组装设备，那些件数少的零件就可以用 CA6140 这 类型的普通车床来加工。再比如说当一套设备生产并组装好后，发现还缺少一个 小法兰盘之类的小零件，这是就是 CA6140 显示其本事的时候，如果这时动用数 控车床，就像是杀鸡用牛刀，大材小用，费钱费神。而且数控车床的维护保养和 维修费用和普通车床比高很多。 所以就此情况再结合中国现在的机械业发展情况 来说，普通机床还暂时不会被完全淘汰，仍然有其生存之道。 1.3 本课题研究内容 此次毕业设计的内容是完成CA6140变速级数为12级的机床主传动系统主轴 变速箱设计。 3 1.3.1 CA6140 普通卧式车床知识简介 CA6140 型普通卧式车床其主要组成部分包括：进给箱、溜板箱、主轴箱、 刀架、尾座、和床身等。如图 1-1 所示： 图 1-1 CA6140 型普通车床外形 1.进给箱 进给箱又称走刀箱，进给箱中装有进给运动的换置机构，包括变 换螺纹导程和进给量的变速机构，变换公制螺纹与英制螺纹路线的移换机构，丝 杆和光杠的转换机构，操纵机构以及润滑系统。 2.溜板箱 溜板箱是车床进给运动的操纵箱，内装有将光杠和丝杠的旋转运 动变成刀架直线运动的机构，通过光杠传动实现刀架的纵向进给运动、横向进给 运动和快速移动，通过主轴箱丝杠带动刀架作纵向直线运动，以便车削螺纹。 3.丝杠与光杠 丝杠与光杆用以联接进给箱与溜板箱，并把进给箱的运动和 动力传给溜板箱，使溜板箱获得纵向直线运动。丝杠是专门用来车削各种螺纹而 设置的，在进行工件的其他表面车削时，只用光杠，不用丝杠。要结合溜板箱的 内容区分光杠与丝杠。 4.主轴箱 主轴箱又称床头箱，它的主要任务是将主电机传来的旋转运动经 过一系列的变速机构使主轴得到所需的正反两种转向不同的转速， 同时主轴箱分 出部分动力将运动传给进给箱。主轴箱中主轴是车床的关键零件。主轴在轴承上 运转的平稳性直接影响工件的加工质量，一旦主轴的旋转精度降低，则机床的使 用价值就会降低。 主轴箱的功用是支撑主轴并使其实现启动、停止、旋转、变速和换向等。因 此，主轴箱中通常包含有主轴及其轴承、传动机构、启动、停止以及换向装置、 制动装置、操纵机构和润滑装置等。 （1）主轴及其轴承主轴及其轴承是主轴箱最重要的部分。主轴前端可装卡 盘，用于夹持工件，并由其带动旋转。主轴的旋转精度、刚度、抗振性和热变形 等对工件的加工精度和表面粗糙度有直接的影响。因此，对主轴及其轴承要求较 高。 卧式车床的主轴大多数采用滚动轴承，一般为前后两点支承。例如， CA6140 4 型普通卧式车床的主轴部件，前支承为固定端，由带锥孔的双列圆柱滚子轴承固 定，承受径向载荷，可以借锥孔在轴颈上移动，以调整轴承的径向游隙，并可以 实现轴向预紧，以提高主轴的刚度。 根据前轴径，后支承也选用带锥孔的双列圆 柱滚子轴承，借助内圈和滚子相对外圈的移动， 来适应轴的热胀伸长，并可以调 整游隙和进行预紧。中支撑采用单系列的圆柱滚子轴承。前轴承的间隙， 可由螺 母通过套筒进行调整，并由螺母固定调好的轴向位置。后轴承及推力球轴承的间 隙由螺母来调整。主轴的轴承由液压泵供给润滑油进行充分的润滑。为防止润滑 油外漏，前、后支承处都有油沟式密封装置。 在螺母和套筒的外圆上有锯齿形环 槽，主轴旋转时，依靠离心力的作用，把经过轴承向外流出的润滑油甩到前、后 轴承端盖的接油槽里， 然后经过油孔流回主轴箱。 卧式车床的主轴是空心阶梯轴。 其内孔用于通过长棒料以及气动、液压等夹紧驱动装置（装在主轴后端） 的传动 杆，也用于穿入钢棒卸下顶尖。主轴的前端有精密的莫氏锥孔， 供安装顶尖及心 轴之用。主轴前端安装卡盘、拨盘或其他夹具。CA6140 型普通卧式车床主轴前 端为短锥法兰式结构，它以短锥和轴肩端面作定位面。卡盘、 拨盘等夹具通过卡 盘座，用螺栓固定在主轴上，由装在主轴轴肩端面上的圆柱形端面键传递转矩。 按装卡盘时， 只需将预先拧紧在卡盘座上的螺栓连同螺母一起从主轴肩和锁紧盘 上的孔中穿过，然后将锁紧盘转过一个角度，使螺栓进入锁紧盘上宽度较窄的圆 弧槽内，把螺母卡住，接着再把螺母拧紧，就可以把卡盘等夹具紧固在主轴上。 这种主轴轴端结构的定心精度高，连接刚度好，卡盘悬伸长度小，装卸卡盘也比 较方便，在新型号的车床上应用很普遍。 （2）开停和换向装置开停装置用于控制主轴的启动和停止。中型车床多用 机械式摩擦离合器实现，少数机床也采用电磁离合器或液压离合器。尺寸较小的 车床，由于电动机功率较小，为简化结构，常直接由电动机开停来实现。 换向装置用于改变主轴旋转方向。若主轴的开停由电动机直接控制，则主轴 换向通常采用改变电动机转向来实现。若开停采用摩擦离合器，则换向装置由同 一离合器和圆柱齿轮组成，大部分中型卧式车床都采用这种换向装置。 CA6140 型普通卧式车床采用的控制主轴开停和换向的双向多片式摩擦离合 器机构。它由机构相同的左、右离合器组成。均不接合时主轴停止转动。下面以 左离合器为例来说明其结构原理。多个内摩擦片和外摩擦片相间安装，内摩擦片 以花键与轴相连接，外摩擦片以其4 个凹齿与空套双联齿轮相连接。内、外摩擦 片未被压紧时，彼此互不联系， 轴不能带动双联齿轮转动。当用操纵机构拨动滑 套至右边位置时，滑套将羊角摆块的右角压下， 使它绕轴顺时针摆动，其下端凸 起部分推动拉杆向左，通过固定在拉杆左端的圆销，带动压套和螺母将左离合器 内、外摩擦片压紧在止推片上，通过摩擦片间的摩擦力，使轴和双联齿轮连接， 于是主轴沿正向旋转。右离合器的机构和工作原理同左离合器一样，只是内、 外 摩擦片数量少一些。当拨动滑套至右边位置时，右离合器接合，主轴反向旋转。 滑套处于中间位置时，左、右两离合器的摩擦片都松开，断开主轴的旋转，同时 制动装置作用， 主轴迅速停转。 摩擦片间的压紧力可用拧在压套上的螺母来调整。 压下弹簧销，然后转动螺母， 使其相对压套做小量轴向位移，即可改变摩擦片间 的压紧力，从而也调整了离合器所能传递转矩的大小，调妥后弹簧复位， 插入螺 母的槽口中，使螺母在运转中不能自行松开。 （3） 制动装置制动装置的功用是在车床停车过程中克服主轴箱中各运动件 的惯性，使主轴迅速停止转动，以缩短辅助时间。卧式车床主轴箱中常用的制动 装置有闸带式制动器和片式制动器。当直接由电动机控制主轴开停时，也可以采 5 用电动机制动方式，如反接制动、能耗制动等。 CA6140 型普通卧式车床上采用的闸带式制动器，它由制动轮、制动带和杠 杆等组成。制动轮是一个钢制圆盘，与传动轴用花键连接。制动带为一钢带，其 内侧固定着一层铜丝石棉，以增加摩擦面的摩擦系数。制动带绕在制动轮上， 它 的一端通过调节螺钉与主轴箱体连接，另一端固定在杠杆的上端。杠杆可绕轴摆 动，当它的下端与齿条轴上的圆弧形凹部接触时，制动带处于放松状态，制动器 不起作用； 移动齿条轴， 其上凸起部分与杠杆下端接触时， 杠杆绕轴逆时针摆动， 使制动带抱紧制动轮， 产生摩擦制动力矩， 轴通过传动齿轮使主轴迅速停止摆动。 制动时制动带的拉紧程度，可用螺钉进行调整， 使停车的主轴能迅速停转，开车 时制动带能完全松开。 片式制动器分为多片式和单片式两种。 多片式制动器的结构与摩擦离合器类 似，只是其中的外摩擦片与机床的禁止部分连接。 （4） 操作机构主轴箱中的操作机构用于控制主轴启动、 停止、 制动、 变速、 换向以及变换左、右螺纹等。为使操纵方便，常采用集中操纵方式，即用用一个 手柄操纵几个传动件，以控制几个动作。 CA6140 型普通卧式车床控制主轴开停、换向和制动操纵机构。为了便于操 作，在操纵杆上装有两个手柄，一个在进给箱右侧；另一个在溜板箱右侧。向上 扳动手柄时，通过由曲柄组成的杠杆机构， 使轴和齿扇顺时针转动，传动齿条轴 及固定在其左端的拔叉右移，带动滑套右移，使双向多片式摩擦离合器的左离合 器结合，使主轴正转。当手柄扳至下面时，主轴反转；当手柄扳到中间位置时， 主轴停转。此时，齿条轴的凸起部分压着制动器杠杆的下端，将制动带拉紧，导 致主轴制动。当齿条轴移向左端位置时，离合器结合，主轴启动旋转。此时齿条 轴上圆弧形凹入部分与杠杆接触，制动带松开，主轴不受制动。 1.3.2 设计重点 此设计最难和最关键的部分是主传动系统运动的设计。 首先要选择最佳的传 动副组合，由于 12 级的主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合，就 要进行比较选择，当确定传动副组合后， 其传动组的扩大顺序又有多种形式，还 需要进行比较。 绘制转速图， 再查表确定各传动组齿轮的齿数。 估算传动件参数， 确定其结构尺寸，包括主轴、各传动轴、各齿轮，估算传动轴直径，估算传动齿 轮模数，离合器的选择，轴承的选取，键的设计，带的选择与计算，换向机构 的设计。 第 2 章 传动方案设计 传动方案的是设计的第一步，它将确定出整个设计的大体结构，和相关的基 本参数，进而做出传动链的设计,确定出齿轮齿数和各轴转速。 2.1 确定结构方案 1主传动系统采用带和齿轮传动； 2传动形式采用集中式传动； 3主轴换向采用双向片式摩擦离合器； 6 4变数系统采用多联滑移齿轮变速。 2.2 确定基本参数 1尺寸参数 主参数11D-床身上最大加工直径（mm）,根据经验值选取车床的最大回转直 径为：400mm。 刀架上最大工件回转直径 : 1 d 1.326 D0.831D 800mm时或d 2D 所以 d =200mm。 1 通过主轴孔最大奉料直径：d D 40； 10 床身上最大回转直径： 400mm； 刀架上的最大回转直径： 200mm； 主轴通孔直径： 40mm； 主轴前锥孔：莫式 6 号； 最大加工工件长度： 1000mm。 2运动参数 以回转为主运动的机床，主运动参数是主轴转速。转速(r/min)与切削速度 （m/min)的关系是： n 1000v/dr /min 式中 n- 转速(r/min)； V- 切削速度(m/min)； d- 工件或刀具直径(mm)，d min 0.2D d max 0.5D 。 切削速度主要与刀具和工件的材料有关， 常用的刀具材料有高速钢和合金钢 等，工件材料有钢，铸铁以及铜铝等有色金属。 根据 CA6140 的一般工作情况， 确定主轴最高转速11由采用 YT15 硬质合金刀 车削碳钢工件获得，主轴最低转速11由采用 W 16Cr4V 高速钢刀车削铸铁件获得。 1000v max 1000vmin 31.3r/minn max 1403r /minn min d maxd min 根据11表 7-1 选择标准数列数值，选择机床的最高转速为1400r/min，最 低转速为 31.5/min。 公比9取 1.41，转速级数 Z=12。当确定了最高和最低转速后，就应选取 公比，从使用性能方面考虑，公比最好选的小一些，以减少相对转速损失， 但公比越小级数就越多， 将使机床的结构越复杂， 对于一般生产要求的普通机床， 减少相对转速损失是主要的，所以公比取得较小。结合 CA6140 实际常用的公 。比，选取公比1.41 2.3 主运动链转速图的拟定 2.3.1 传动组和传动副数目得确定 实现 12 级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合： 7 A12=3*4 B. 12=4*3 C. 12=3*2*2 D12=2*3*2 E. 12=2*2*3 以上方案中，A 和 B 方案可以省掉一根轴。缺点是其中一个传动组内有4 个 传动副。如果用一个四联滑移齿轮，则会增加轴向尺寸； 如果采用 2 个双联滑移 齿轮，则操纵机构必须互锁以防止2 个滑移齿轮同时啮合。所以一般不采用。 C、 D、E 方案根据“前多后少”原则比较：从电机到主轴，一般为降速传动。接近 电动机的零件转速较高，从而转矩较小， 尺寸也就较小。如果是传动副较多的传 动组合在接近电动机处，则可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件少些， 就节省 材料了。所以选择 C 方案：12=3*2*2 。 2.3.2 结构网各种方案的选择 在上述的 C 方案 12=3*2*2中，又因基本组和扩大顺序排列的不同而出现 不同的方案。可能的六种方案，其结构式和结构网如图 2-1 所示： A.12=3 1*23*26 C.12=3 2*21*26 E.12=3 2*26*21 B.12=3 1*26*23 D.12=3 4*21*22 F.12=3 4*22*21 图 2-1结构网络方案 在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸增大，常限制最小传动比 1 i min ；在升速时为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比i max 2。 在主传动链任一传动组的最大变速范围R max i max i min 8 10 。检查传动组的 变速范围时，只检查最后一个扩大组，即第二扩大组，因为其他传动组的变速范 围都比他小。根据式（2-1）应为： R n Xn (Pn1) 4 R max 8 10 (2-1) 方案 A、B、C、E 的第二扩大组x 2 6,p 2 2,则R 2 6。 1.41，R 1.4168 R max ，是可行的。 2 方案 D 和 F，x 2 4，p 2 3，R 2 816 R max ，是不可行的。 在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小， 因为如果各方案同号传动 轴的最高转速相同，则变速范围小的，最低转速较高，转矩较小，传动件的尺寸 也就可以小些。在可行的四种方案中，A 的中间传动轴变速范围最小，故 A 方案 最好。 根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网。 从而确定结构网如图 2-2 所 8 示： 图 2-2结构网络图 2.3.3 绘制转速图 1.选择电动机 一般车床若无特殊要求，多采用 Y 系列封闭式三相异步电动机10，根据选择 原则和使用条件选择Y-132M-4型Y系列笼式三相异步电动机。 额定功率为7.5KW， 同步转速为 1440r/min。 2.分配总降速传动比 n31.5 总降速传动比 ：i min 0.02。 n max 1400 3.确定传动轴轴数 本次设计，结构式共有三个传动组，变速机构共需4 轴，加上电动机轴一共 5 根轴。 4.确定各级转速并绘制转速图 由n mim 31.5r /min，n max 1400r /min，1.41，Z 12，确定各级转速。 查表 7-1，得到12 级的转速值： 31.5、45、63、90、125、180、250、355、 500、710、1000、1400 r/min。 在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按传动顺序依次设为轴、轴、轴 、轴。与、与、与之间的传动组分别设为 a、b、c。现由（主 轴）开始，确定轴、的转速。 （1）确定轴的转速 在传动组 c 中，它的变速范围为61.416 8 R max 8,10，根据结式： 2211 i c1 4 i c2 114 确定轴的转速只有一和可能：125、180、250、355、500、710r/min。 （2）确定轴的转速 传动组b的级比指数为3， 在传动比极限值的范围内， 轴转速最高可为500、 710、1000r/min,最低可为 180、250、355r/min.希望中间轴转速较小，为了避 免升速，又不致传动比太小，可取 9 11 i b2 132.8 轴的转速确定为：355、500、710r/min。 (3)确定轴的转速 对于轴，其级比指数为 1,可取： 11111 i a1 2 i a2 i a3 121.41 确定轴转速为 710r/min。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比 7101 i 。由此绘制出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）如图 2-3 14002 所示： i b1 1 图 2-3 转速图 2.4 齿轮齿数的确定 传动比 i 采用的是标准公比的整数次方，齿数和S z 以及小齿轮齿数查9表 8-1。 1.传动组 a 11111 i a1 2 i a2 i a3 121.41 11 i a1 2 时：S z 60、63、66、69、72、75、78 2 11 i a2 时：S z 60、63、65、67、68、70、72、73 1.41 1 i a3 时：S z 60、62、64、66、68、70、72、74、76 1 可取S z 72,则可从表中查出轴上小齿轮齿数分别为：24、30、36。于是 i a1 24/48，i a2 30/42，i a3 36/36。 可得轴上的齿轮齿数分别为：48、42、36。 在此传动组中，轴上将采用三联滑移齿轮。当轴、上的齿数为36/36 的齿轮啮合时，三联滑移齿轮左移。齿数为 42 的齿轮将从轴的齿数为 24 的齿 轮旁边滑移过去。要使这两个齿轮外圆不相碰，这两个齿轮的齿顶圆半径之和应 10 等于或小于中心距。对于不变位的标准齿，三联滑移齿轮的最大和次大齿轮之间 的齿数差，应大于或等于 4。此设计中，48-42=64.满足要求。 2.传动组 b 111 i b2 i b1 3 12.8 查9表 8-1 11 时：S z 69、72、73、76、77、80、81、84、87i b1 3 2.8 1 i b2 时：S z 70、72、74、76、78、80、82、84、86 1 可取S z 84，于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为：22、42 于是b i1 22/62，b i2 42/42，得轴上两齿轮的齿数分别为 62、42。 3. 传动组 c 2211 i c2 i c1 4 411 查9表 8-1 11 i c1 4 时：S z 84、85、89、90、94、95 4 i c2 22 时：S z 72、75、78、81、84、87、89、90 11 可取S z 90。 i c1 1/4为降速传动，取轴齿轮齿数为 18；i c2 2为升速传动，取轴齿 轮齿数为 30。 于是得c i1 18/72,i c2 60/30得轴两联动齿轮的齿数分别为 18，60；得 轴两齿轮齿数分别为 72，30。 各传动组齿数如下表 2-1 所示: 表 2-1 齿轮齿数表 变数组第一变速组第二变速组第三变速组 abc 齿数和728490 齿轮 齿数 z 1 z 2 z 3 z 4 z 5 z 6 z 7 z 8 z 9 z 10 z 11 z 12 z 13 z 14 2448304236362264424218726030 2.5 绘制传动系统图 根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件，可画出系统图，如图 2-4 所示。 11 2-4 传动系统图 2.6 确定各轴转速 2.6.1 确定主轴计算转速 主轴的计算转速9为： z 1 3 121 3n IV n min 31.51.41 90r/min 2.6.2 各传动轴的计算转速 轴可从主轴 90r/min 按 72/18 的传动副找上去，轴的计算转速为： 125r/min；轴的计算转速为 355r/min；轴的计算转速为 710r/min。 2.6.3 各齿轮的计算转速 传动组 c 中，18/72 只需计算 z = 18 的齿轮，计算转速为 355r/min；60/30 只需计算 z = 30的齿轮，计算转速为 250r/min；传动组 b 计算 z = 22的齿轮， 计算转速为 355r/min；传动组 a 应计算 z = 24 的齿轮，计算转速为 710r/min。 2.7 验算主轴转速误差 主轴各级实际转速值用式(2-2)9 d126 i 1i2 i 3 (2-2)n n E 1i 1i2 i 3 1400 d 2 256 i 1、i2、i3 分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比，n E 为电动机转速。 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 n 10(1)% 4.1% n 12 式中n主轴实际转速（r/min） n主轴标准转速（r/min） 公比 计算得出转速误差，如表 2-2 所示： 表 2-2转速误差表 主轴转速n 1 n 2 n 3 n 4 n 5 n 6 标准转速31.5456390125180 实际转速30.643.7261.286.25123.2172.5 转速误差%3.082.842.80.421.444.17 主轴转速n 7 n 8 n 9 n 10 n 11 n 12 标准转速25035550071010001400 实际转速244.8349.8489.7690985.71380 转速误差%2.081.462.062.81.431.4 由上表可知转速误差在允许范围之内，所以设计满足使用要求。 第 3 章 传动原件设计 传动原件主要包括 V 带的选取，齿轮的设计和各轴最小直径的计算。 3.1 带传动设计 电动机转速 n=1440r/min,传递功率 P=7.5KW,传动比 i=2.03，两班制， 一天运转 16 个小时，工作年数 10 年。 1.确定计算功率 查8表 6-6，取工矿系数K A 1.1，则设计功率： P ca K A P 1.17.5 8.25KW 2.选取 V 带类型 根据小带轮的转速和计算功率，查8图 6-10，选 B 型带。 3.确定带轮直径和验算带速 查8表 6-7 和图 6-10 选取小带轮基准直径: d 1 130mm，d 2 125i 1302.03 261.261mm 取d 2 265mm。 验算带速:一般应使带速在 525m/s 的范围内。 d 1 n 1 v 60 1000 式中n 1 -小带轮转速（r/min） d 1-小带轮直径(mm) v 3.141301440 9.52m/s5,25 601000 13 故设计的 V 带满足要求。 4.确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为 a 0,中心距过大引起带的颤动，过小则单位时间内带的应力循环 次数过多，疲劳寿命降低，按下式（3-1）初定中心距: 0.7(d 1 d 2 ) a 2(d 1 d 2 )（3-1） 于是276.5 a 790,初取中心距为a 0 400mm。 带长：L 2400 3.14( 2 (130 265) 265130)2 4400 1431.54mm 查表取相近的基准长度:L d 1400mm。 带传动实际中心距:a a L L 0 0 d 2 384.23mm 安装时需要最小中心距： a min a 0.015L 0 384.230.0151431.54 362.76mm 紧张或补偿伸长所需要最大中心距： a max a 0.03L d 384.230.031400 426.23mm 5.验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于 1200，包角过小，带传动的能力减低。 d 2 d 1 1 18057.3159.9 a 120故合适。 6.确定带的根数 根据8式(3-2)计算尺 V 带的根数 Z p ca (p (3-2) 0 p 0 )kk L 式中p 0 -单根 V 带的基本额定功率，查11表 6-4(C)，p 0 2.33 p0-i 1时额定功率的增量； k a-小带轮包角修正系数，查表 6-9 得ka=0.95 k L-带长修正系数；查表 6-2 得kL=0.90 为避免 V 型带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于 10。 Z 8.25 (2.33 0.22)0.950.90 3.78 取整数 Z4。 7.计算单根带的初拉力 根据公式8（3-3）计算 V 带的出拉力 F500 p ca( 2.5k 0 )qv2 vZk (3-3) 式中p ca -带的传动功率（KW） v-带速（m/s） q-每米带的质量（kg/m）查表 6-3 取 q=0.17kg/m 计算得：F 8.25 0 500 9.524 ( 2.50.