毕业设计论文数控车床主传动设计1

1、 0 数控车床传动机构设计 姓姓 名名： 吴润春吴润春 学学 号号： 20114590882011459088 专专 业业： 机械制造及自动化机械制造及自动化 班班 级级： 1111 级机械制造及自动化级机械制造及自动化 指导教师指导教师： 王王 永永 成成 目录 1 目目 录录 摘 要 . 目 录 . 第一章第一章 绪论绪论 .1 1.1 数控车床主传动系统的要求 .1 1.2 数控车床主传动系统方式 .1 1.3 国内外数控车床主传动系统的发展.2 1.3.1 设数控车床发展总趋势. 2 1.3.2 确中国数控车床发展的主要问题 . . 4 第二章 变速主传动系统法案的制定 .6 2.1

2、主传动技术指标的制定 .7 2.1.1 动力参数的确定计的数. 7 2.1.2 主运动调速范围的确定. 8 2.1.3 主轴计算转速的确定. 9 2.2 变速主传动系统的设计 . 10 2.2.1 确定传动方案. 10 2.2.2 转速图的拟定. 11 2.2.3 拟定传动变速系统图. 12 第三章 传动系统零部件设计 . 15 3.1 传动皮带的设计与选定 . 15 3.1.1 v 带传动设计. 15 3.1.2 带结构的设计. 16 3.2 齿轮的设计与校核 . 17 3.2.1 各传动轴传递动力计算.17 3.2.2 齿轮副 32/76 齿轮的设计与校核. 19 3.2.3 齿轮副 30

3、/54 齿轮的设计与校核.23 目录 2 3.2.4 齿轮副 54/54 齿轮的设计与校核.26 3.3 传动轴的设计与校核 . 30 3.3.1 传动轴 i 的设计与校核. 30 3.3.2 轴 ii 的设计与校核. 33 第四章 主轴组件的设计与校核 . 35 4.1 主轴的要求 . 35 4.2 主轴轴承选择 . 36 4.3 主轴的设计与校核 . 36 第五章 主轴驱动与控制 . 39 5.1 主轴转速的自动变换 . 39 5.2 齿轮有级变速变挡装置 . 40 5.3 主轴旋转与轴向进给的同步控制. 40 5.3 主轴旋转与径向进给的同步控制. 40 第六章总结与展望 . 41 第一

4、章 绪论 3 第一章 绪论 数控车床利用数字化的信息对车床运动及加工过程进行控制，是一种可编 程的通用加工设备，能自动完成内外圆柱面、圆锥面、圆弧面、端面、螺纹等 工序的切削加工，所以特别适合加工形状复杂的轴类和盘套类零件。 与通用机床和专用机床相比，数控车床具有加工灵活、通用性强、能适应 产品的品种和规格频繁变化的特点，能够满足新产品的开发和多品种、小批量、 生产自动化的要求，是一种柔性的、高性能的自动化车床，代表了现代控制技 术的发展方向，是一种典型的机电一体化产品，因此被广泛应用于机械制造业。 数控车床的主传动系统包括主轴电机、传动系统与主轴组件，与普通机床 相比，变速功能绝大部分由主轴

5、电机的无级调速来承担，省去了繁杂的齿轮变 速机构，结构简单，有些只有两极或三级齿轮变速机构系统用以扩大电机无级 调速的范围 1.1 数控车床主传动系统的要求 数控机床作为高自动化的机电一体化设备，其主传动系统的设计一般应满 足以下基本要求。 使用性能要求高 首先应满足机床的运动特性。如机床主轴有足够的转速范 围和转速级数，不仅有低速大转矩功能而且还要有较高的转速。传动系统设计 合理，操作方便灵活、迅速、安全可靠。 传递动力要求 主电动机和传动机构能提供和传递足够的功率和转速，具有 较高的传递效率。 工作性能要求 主传动中所有零部件要有足够的刚度、精度、和抗振性、热 变形特性稳定，才能保证加工零

6、件有较高的质量。电动机、主轴及传动部件都 是热源，低温升、小变形是对主轴传动系统的重要指标；主轴要较高的旋转精 度与运动精度；主轴轴颈尺寸、轴承类型及装配方式，轴承预紧量大小、主轴 组件的质量分布是否均匀及主轴组件的阻尼对主轴组件的静刚度和抗振性都会 产生影响；主轴组件必须有足够的耐磨性，使之保持良好的精度；轴承处还要 有良好的润滑。 此外，还要求主创动系统结构简单，便于调整与维修；工艺性好，便于加 工与装配；防护性好；使用寿命长。 第一章 绪论 4 1.2 数控车床主传动系统的方式 机床主传动系统可分为分级变速传动和无级变速传动。分级变速传动是在 一定范围能均匀的、离散地分布着有限级数的转速

7、，主要用于普通机床。无级 变速形式可以在一定范围内连续改变转速，以便得到满足加工要求的最佳转速， 能在运转中变速，便于自动变速。数控车床得主传动系统通常采用无级变速。 与普通车床相比，数控车床的主传动采用交、直主轴调速电动机，电动 机调速范围大，并可无级调速，使主轴结构大为简化。为了适应不同的加工需 求数控车床主传动系统有以下三种方式。 电动机直接驱动 主轴电动机与主轴通过联轴器直接连接，或采用内装 式主轴电动机驱动。采用直接驱动可大大简化主轴箱结构，能有效地提高主轴 刚度。这种传动的特点是主轴转速的变化、输出转矩与主轴的特性完全一致。 但因主轴的功率和转矩特性直接决定主轴电机的性能，因而这种

8、变速传动的应 用受到一定限制。 采用定比传动 主轴电动机经定比传动给主轴。 定比传动可采用带传动 或齿轮传动，这种传动方式在一定程度上能满足主轴功率和转矩的要求，但其 变速范围仍和电动机的调速范围相同。 目前，交流、直流主轴电动机的恒功率转速范围一般只有 2-4，而恒转矩 范围则达 100 以上；许多大、中型机床的主轴要求有更宽的恒功率转速范围。 很明显，这种情况下主轴电动机的功率特性和机床主轴的要求不匹配:调速电动 机的恒功率范围远小于主轴要求的恒功率变速范围。所以这种变速方式多用于 小型或高速数控机床。 采用分档变速方式 采用这种变速方式主要是为了解决主轴电动机的功 率特性和机床主轴功率特

9、性不匹配。变速多采用齿轮副来实现，电动机的无级 变速配合变速机构可确保主轴的功率、转矩要求，满足各种切削运动的转矩输 出，特别是保证低速时的转矩和扩大恒功率的调速范围。 用两个电机分别驱动主轴 上述两种方式的混合传动，高速时带轮直接驱动主轴，低速时另一个电机通过 齿轮减速后驱动主轴 1.3 国内外数控车床主传动系统的发展 .1.3.1 数控车床发展总趋势 近年来，随着数控加工技术的不断发展，数控车床的主传动系统也呈现出 第一章 绪论 5 一些新的发展趋势，如主轴转速的高速化、功能结构的复合化、柔性化。 高速主轴单元 为了适应数控加工高速化的发展，目前越来越多的高速数控车床采用了电 主轴。电主轴

10、又称内置式电动机主轴单元，就是将高速的主轴电动机置于主轴 内部，通过交流变频控制系统，使主轴获得所需的工作转速和转矩，实现电动 机、主轴的一体化功能；取消了皮带、带轮和齿轮等环节，大大减少了主传动 的转动惯量，提高了主轴动态响应速度和工作精度，彻底解决了主轴高速运转 时皮带和带轮等传动的振动和噪声问题；可精确实现主轴的定位和轴传动功能。 采用电主轴结构可使主轴转速达到 10000r/min 以上，它融合了尖端的高速精密 轴承、润滑技术、冷却技术、高速变频驱动技术，是技术含量很高的机电一体 化产品。 功能复合化、柔性化 随着数控车床对加工对象的适应性的不断提高，数控车床（特别适合主传 动系统）的

11、设计发生了很大变化，并向着功能复合化和系统柔性化的方向发展。 功能复合化的目的是进一步提高机床的生产效率，使用于非加工辅助时间 减至最少。通过功能的复合化，可以扩大车床的使用范围、提高效率，实现一 机多用、一机多能，即一台数控车床既可以实现车削功能，也可以实现铣削加 工 。宝鸡机床厂已经研制成功的 cx25y 数控车铣复合中心，该机床同时具有 x、z 轴以及 c 轴和 y 轴。通过 c 轴和 y 轴，可以实现平面铣削和偏孔、槽的加 工。该机床还配置有强动力刀架和副主轴。副主轴采用内藏式电主轴结构，通 过数控系统可直接实现主、副主轴转速同步。该机床工件一次装夹即可完成全 部加工，极大地提高了效率

12、。 数控车床向柔性自动化系统发展的趋势是：从点(数控单机、加工中心和数 控复合加工机床)、线(fmc、fms、ftl、fml)向面(工段车间独立制造岛、fa)、 体(cims、分布式网络集成制造系统)的方向发展，另一方面向注重应用性和经 济性方向发展。柔性自动化技术是制造业适应动态市场需求及产品迅速更新的 主要手段，是各国制造业发展的主流趋势，是先进制造领域的基础技术。其重 点是以提高系统的可靠性、实用化为前提，以易于联网和集成为目标，注重加 强单元技术的开拓和完善。cnc 单机向高精度、高速度和高柔性方向发展。数 控机床及其构成柔性制造系统能方便地与 cad、cam、capp 及 mts 等

13、联结，向信 息集成方向发展。网络系统向开放、集成和智能化方向发展 由此可见，现代数控车床主传动系统设计不仅限于只满足原有的基本要求， 第一章 绪论 6 还要综合考虑现代制造对机床的整体要求，如制造控制、过程控制以及物料传 送，以缩短产品的加工时间、周转时间、制造时间，以最大限度的提高生产率。 中国数控机床现状及发展中的主要问题 1.3.2 中国发展数控车床存在的主要问题 中国於 1958 年研制出第一台数控机床，发展过程大致可分为两大阶段。在 19581979 年间为第一阶段，从 1979 年至今为第二阶段。第一阶段中对数控 机床特点、发展条件缺乏认识，在人员素质差、基础薄弱、配套件不过关的情

14、 况下，一哄而上又一哄而下，曾三起三落、终因表现欠佳，无法用於生产而停 顿。主要存在的问题是盲目性大，缺乏实事求是的科学精神。在第二阶段从日、 德、美、西班牙先后引进数控系统技术，从日、美、德、意、英、法、瑞士、 匈、奥、韩国、台湾省共 11 国(地区)引进数控机床先进技术和合作、合资生产， 解决了可靠性、稳定性问题，数控机床开始正式生产和使用，并逐步向前发展。 在 20 余年间，数控机床的设计和制造技术有较大提高，主要表现在三大方 面：培训一批设计、制造、使用和维护的人才；通过合作生产先进数控机床， 使设计、制造、使用水平大大提高，缩小了与世界先进技术的差距；通过利用 国外先进元部件、数控系

15、统配套，开始能自行设计及制造高速、高性能、五面 或五轴联动加工的数控机床，供应国内市场的需求，但对关键技术的试验、消 化、掌握及创新却较差。至今许多重要功能部件、自动化刀具、数控系统依靠 国外技术支撑，不能独立发展，基本上处於从仿制走向自行开发阶段，与日本 数控车床的水平差距很大。存在的主要问题包括：缺乏象日本“机电法”、 “机信 法”那样的指引；严重缺乏各方面专家人才和熟练技术工人；缺少深入系统的科 研工作；元部件和数控系统不配套；企业和专业间缺乏合作，基本上孤军作战， 虽然厂多人众，但形成不了合力。 中国今后要加速发展数控机床产业，既要深入总结过往的经验教训，切实 改善存在的问题，又要认真

16、学习国外的先进经验，沿正确的道路前进。建议切 实做好以下几点： 中国厂多人众，极需正确的方针、政策对数控车床的发展进行有力的指引。 应学习美、德、日经验，政府高度重视、正确决策、大力扶植。在方针政策上， 应讲究科学精神、经济实效，以切实提高生产率、劳动生产率为原则。在方法 上，深入用户，精通工艺，低中高档并举，学习日本，首先解决量大而广的中 档数控机床，批量生产，占领市场，减少进口，扩大出口。在步骤措施上，必 第一章 绪论 7 须使国产数控系统先进、可靠，狠抓产品质量与配套件过关，打好技术基础。 近期重在打基础，建立信誉，扩大国产数控车床的国内市场份额，远期谋求赶 超世界先进水平，大步走向世界

17、市场； 必须狠抓根本，坚持“以人为本”，加速提高人员素质、培养各种专家人才， 从根本上改变目前低效、落后的状态。人是一切事业成败的根本，层层都要重 视“培才、选才、用才”，建立学习型企业，树立企业文化，加速培育新人，培 训在职人员，建立师徒相传制度，举办各种技术讲座、训练班和专题讨论会， 甚至聘请外国专家、顾问等，尽力提高数控。 随着世界科技进步和机床工业的发展，数控车床作为机床工业的主流产品，已 成为实现装备制造业现代化的关键设备，是国防军工装备发展的战略物资。数 控机床的拥有量及其性能水平的高低，是衡量一个国家综合实力的重要标志。 加快发展数控机床产业也是我国装备制造业发展的现实要求。 第

18、二章 变速主传动系统方案的制定 8 第二章 变速主传动系统方案的制定 2.1 主传动系统主要技术指标的确定 j1fcnc-b 是中等规格的二轴联动的数控车床，床身最大回转直径 460mm，最大工件长度 1000mm；主轴通孔直径 56mm，主轴锥度莫氏六号，可以 加工直线、锥度、球面、螺纹罩等，功能齐全、精度可靠、操作方便。主传动 系统的主要参数有动力参数和运动参数。动力参数是指主运动驱动电动机的功 率；运动参数是指主运动变速范围。根据数控车床的加工工艺、加工对象、所 要求的精度、成本及生产周期并结合国内外机床发展现状确定数控车床主要技 术指标。 2.1.1 动力参数的确定 主传动中个传动件的

19、尺寸要根据传动功率来确定。传动功率过大，使传动 件尺寸粗大，电动机常在低负载下工作，功率因数小而浪费能源；功率过小将 限制车床切削加工能力而降低生产效率。因此需合理确定主传动功率。但由于 实际加工过程切削用量变化范围大、传动件之间的摩擦等不确定因素，用理论 计算方法来确定主传动功率尚有困难，可通过类比、统计方法相互比较来确定。 查机电一体化手册车削功率在 8-16kw 之间根据切削功率 pc 与主传动链的 总效率 估算,即 p=。主传动链的功率效率 =0.70.85， 数控车床多采 c 用调速电动机和较短的机械传动链，效率较大，因此取=0.78,则估计 p 在 10.26kw20.51kw.之

20、间。 数控车床的加工范围一般都比较大，切削功率 pc 可根据有代表性的加工情况，由其 主切削抗力 zf pc=kw 60000 zf v -主切削力的切向分力，n； zf -切削速度 n； vcm 查金属切削手册知，以硬质合金刀具车削合金结构钢为例，数控车床有代 表型的主切削力的切向分力大约在 2500 左右，切削速度取 90250rmin， zf 则知道 pc=2500 20060000=8.333kw 第二章 变速主传动系统方案的制定 9 p=10.68kw c 考虑到空转运转的功率损失，如各传动件在空转运行时的摩损功耗，传动 件的搅油和克服空气阻力功率以及其其它动载荷的摩擦损耗等。 j1

21、fcnci-b 机床是中等规格数控车床，参照国内外同类机床的电动机功率， 此机床可以选取 11kw 的电动机，考虑到数控机床变速范围比较大，选用交流变 频电动机 yvp160-4，标称功率 11kw，额定转矩 70nm 调频电动机功率转矩与 2.1.2 主运动调速范围的确定 主轴转速由切削速度（r/min）与工件的直径（mm）来确定nvd =（r/min）n 1000v d 计算该数控车床 =、=， min n min max 1000v d max n max min 1000v d 则数控车床变速范围= nr max min n n 代入公式，选择，要据车床上几种典型加工情况 minvma

22、xvmindmaxd 考虑，不可能将一切情况考虑进去，也不是加工情况的最大值和最小值。 经统计分析车床的最高转速出现在硬质合金刀具精车钢料的外圆工艺中， 最低转速出现在高速工具钢刀具精车合金钢工件的梯形丝杠中。由工艺手册可 知硬质合金刀具刀具精车钢料的丝杠=250 rmin；高速车刀粗车圆柱体 maxv =30-50 rmin（随被吃刀量与进给量的增加而减少） ；高速工具钢低速精 minv 车丝杠=1.5 rmin，车床主参数460mm，加工丝杠的最大直径=50mm， minvd 则 =0.5d=0.5 460mm=230mm max d =（0.2-0.25）=（46-58）mm，取=50m

23、m。 min d max dd max =1591 r/min n min max 1000v d 1000 250 50 第二章 变速主传动系统方案的制定 10 =41.52 r/min min n max min 1000 d v 1000 30 230 由于现代数控车床向高速高精度方向发展，考虑到今后的技术储备，类比 行业中同类数控车床的转速范围初步选取=20 rmin，=2000 rmin。 min v max v 则数控车床总变速范围=100 nr max min n n 2.1.3 主轴计算转速的确定 由切削原理知主运动为直线运动的机床，主运动为恒转矩运动；主运动为 旋转运动的机床

24、，主运动为恒功率运动。数控车床加工工艺范围广，变速范围 大。有些典型工艺如：精车丝杠、加工螺纹、等，工件尺寸大，需采用小的被 吃刀量、小的进给量；低速主轴转速小，不需传动电动机的全部功率。我们把 机床能传递全部功率的最低转速称为主轴计算转速，以它为临界转速，如图。 从至最高转速的区域为恒功率区域，任意转速能够传递电动机的全部功率，但 主轴转矩随主轴转速的上升而下降；从最低转速至的区域 b 为恒转矩区域，任 意转速能够输出最大转矩，但主轴输出的功率将随主轴转速的下降而下降。 数控车床变速范围比较广，计算转速比普通车床高。目前数控机床计算转 速的确定尚无统一标准，确定是参考同类机床，并结合该机床加

25、工工艺要求， 使=154 rmin. n计 第二章 变速主传动系统方案的制定 11 图 2.2 主轴转速曲线 2.2 变速主传动系统的设计 2.2.1 确定传动方案 机床传动形式分为有极和无极变速两种，无级变速形式可以在一定范围内 连续改变转速，以便得到满足加工要求的最佳转速，能在运转中变速，便于自 动变速，这对与提高机床生产效率和提高被加工零件的质量都有重要意义；同 时采用无级变速可使主轴结构大为简化，缩短传动链；因此无级变速应用日益 广泛。 该数控机床总变速范围是=200020=100，变速范围较大，单靠无级变速 nr 装置有难以实现。而且，无级变速装置的功率扭转特性应同传动链的工作要求

26、相适应，这就要求串联机械有级变速来扩大变速范围并选择合适的无级变速器 以满足机床的功率扭矩特性要求。 该数控机床是以经济型数控车床，设计主轴由交流变频电动机经皮带论、 齿轮传动至主轴。 从图 1 与图 2 可以看出：调频电机的恒功率转速范围为 45001500=3，而 主轴要求的恒功率调速范围为 2000250=8，显然电动机不能满足主轴所要求的 恒功率变速范围。所以在设计师不能依据总变速范围来设计主创动系统，而应 考虑电动机与主轴的功率匹配。 主轴恒功率调速范围 rnp=max=2000250=8, nn计 电动机恒功率调速范围 rdp=max=45001500=3 nn额 为了使主轴和电动

27、机的恒功率匹配，现通过增加变速齿轮来满足要求，该 变速齿轮组扩大了电动机的恒功率调速。 2.2.2 转速图的拟定 1转速图的拟定转速图的拟定 分析和设计主传动系统须应用一种特殊线图，称为转速图。 转速图能够清楚的表达出：传动轴的数目，主轴及各传动轴的转速级数、转速值及其 传动路线，变速组的个数、传动顺序及扩大顺序，各变速组的传动副数及其传动比数值， 变速规律等。 首先根据最高转速和最低转速确定变速范围，选择合适的公比后再确定转 n r f 速级数，绘制转速图。z ：已知机床的转速范围在 20r/min2000r/min，电动机的最高转速为 4000 r/min，额定 第二章 变速主传动系统方案

28、的制定 12 转速为 1500 r/min，电动机的额定功率 p=11kw，确定主轴箱结构 （1）确定主轴的变速范围 n r 100 20 2000 min max n n rn （2）确定主轴的计算转速 c n min 6 . 7910020 3 . 03 . 0 min rrnn nc 由于数控机床主轴的变速范围大，计算转速应比计算值高些，所以圆整取计算 转速 nc=。min170r （3）确定主轴的恒功率变速范围 np r 9 . 11 170 2000 max c np n n r （4）确定电动机所能够提供的恒功率变速范围 dp r 4 1500 6000 max d dp n n

29、r 由于rnprdp，电动机直接驱动主轴不能满足恒功率变速要求，因此需要串 联一个有级变速箱，以满足主轴的恒功率调速范围。 （5）确定转速级数z 取，则4 dpf r 对于数控车床，为了加工端面时满足恒线速度切78 . 1 4lg 9 . 11lg lg lg f np r z 削的要求，应使转速有一些重复，故取 z=2 （6）拟定转速图和功率特性图如图 第二章 变速主传动系统方案的制定 13 2.2.3 拟定传动变速系统图 拟定传动系统的原则是：在保证机床的运动和使用要求的前提下，运动传 动链要尽可能的短而简单；传动效率高以及操作简单方便 。首先要考虑某些结 构方面的问题，考虑结构能否实现：

30、如小齿轮的齿根圆是否大于轴的直径，大 齿轮的顶圆是否会碰及相邻轴等；其次因考虑结构是否合理，如布置是否紧凑， 操纵是否方便等。 该机床采用双联滑移齿轮变速组，采用窄式排列结构，使机床结构紧凑。 主轴变速拟采用通过滑移齿轮的移位来实现，需保证当齿轮 2 与齿轮 4 完全脱 开啮合之后，齿轮 3 和齿轮 6 才能开始进入啮合，所以齿轮 5 与齿轮 6 相邻间 的距离 b 要大于于滑移齿轮的宽度（齿轮2 与齿轮宽度之和） ，一般 b3b b+, =14 mm。 综合考虑个因素，拟订传动系统示意图，如图 3b 2b 2.4。 第二章 变速主传动系统方案的制定 14 图 2.4 主传动系统示意图 第三章

31、 传动系统零部件设计 15 第三章 传动系统零部件设计 3.1 传动皮带的设计和选定 带传动是由带和带轮组成传递运动和动力的传动。根据工作原理可分为两类：摩擦带传 动和啮合带传动。摩擦带传动是机床主要传动方式之一，常见的有平带传动和 v 带传动； 啮合传动只有同步带一种。 普通 v 带传动是常见的带传动形式，其结构为：承载层为绳芯或胶帘布，楔角为 40、 相对高度进似为 0.7、梯形截面环行带。其特点为：当量摩擦系数大，工作面与轮槽粘附着 好，允许包角小、传动比大、预紧力小。绳芯结构带体较柔软，曲挠疲劳性好。其应用于： 带速 v2530m/s;传动功率 p700kw;传动比 i10 轴间距小的

32、传动。 一主要失效形式 1带在带轮上打滑，不能传递动力； 2带由于疲劳产生脱层、撕裂和拉断； 3带的工作面磨损。 保证带在工作中不打滑的前提下能传递最大功率，并具有一定的疲劳强度和使用寿命 是 v 带传动设计的主要依据，也是靠摩擦传动的其它带传动设计的主要依据。 3.1.1v 带传动设计 (1)设计功率的确定： 查得工况系数2 . 1 a k kwkwpkp ad 2 . 13112 . 1 (2) 选定带型： 根据和kwpd 2 . 13min1500 1 rn 确定为 b 型。 (3)传动比： 根据转速图知,传动比为6 . 11u (4)确定小带轮基准直径： 参考表取mmdd125 1 (

33、5)确定大带轮直径： mmd n n d dd 200%21125 5 . 937 1500 1 1 2 1 2 第三章 传动系统零部件设计 16 取标准值mmdd200 2 (6) 验算带速： smsm nd v d 817 . 9 100060 1500125 100060 11 因为在之间，所以经济耐用。smv817 . 9 smv255 (7)初定带轮轴中心距： 0 a 得： 21021 27 . 0 dddd ddadd 即： 16012521601257 . 0 0 a mmamm570 5 . 199 0 初取 mma400 0 (8)确定带基准长度： 0d l 0 12 210

34、0 42 2 a dd ddal dd ddd mm 4004 125160 160125 2 4002 2 mm44.1248 选取基准长度mmld1250 0 (9)计算实际轴间距：a mmmm ll aa dd 78.400 2 44.12481250 400 2 0 0 取标准值。mma450 安装时所需最小轴间距： mmmmlaa d 4311250015 . 0 450015 . 0 min 张紧或补偿伸长所需最大轴间距： mmmmlaa d 5 . 487125003 . 0 45003 . 0 max (10)验算小带轮包角： 1201763 .57 450 125160 18

35、03 .57180 12 1 a dd dd 所以小带轮包角合适。 (11)单根 v 带的基本额定功率： 1 p 根据和查得 b 型 v 带的基本额定功率mmdd125 1 min1500 1 rn 第三章 传动系统零部件设计 17 。kwp19 . 2 1 (12)单根 v 带的额定功率增量： 考虑到传动比的影响，额定功率的增量由表查得： kwp4 . 0 (13)计算带的根数： 根50 . 4 90 . 0 98 . 0 4 . 019 . 2 2 . 13 11 la d kkpp p z 取 根。5z (14)单根 v 带的预紧力： 0 f 2 0 1 5 . 2 500mv kzv

36、p f a d n 2 817 . 9 17 . 0 1 98 . 0 5 . 2 6817 . 9 2 . 13 500 n93.224 (15)作用在轴上的力： nnzffr74.2240 2 170 sin593.2242 2 sin2 1 0 (16)带轮的结构和尺寸： 由表可查得 带轮的具体结构参见零件图 为了减轻传动轴上载荷，采用卸荷式带轮结构，使带轮上的载荷由轴承支 撑进而传给箱体，轴只承受转矩，装配装置参见装配图。 3.2 齿轮的的设计与校核 一般同一变速组的齿轮模数相同,所有齿轮中首先选择负荷较重的小齿轮按 接触疲劳强度公式进行初算。所以从最小齿轮 z=26 开始设计校核。

37、（注意：为 便于阅读在本节内容中，在相啮合的每对齿轮的设计与校核时，主动齿以数字 1 为下角标，被动齿轮以数字 2 为下角标） 3.2.1 各传动轴传递动力计算 电动机 输出功率=11kw，额定转速=1500r/min， 0 p d p 0 n 第三章 传动系统零部件设计 18 输出转矩=9550= 0t 0 p/ 0 n70mn 轴 i =11 0.96=10.56kw 为带传动效率 1 p 0 p 0 0 =750r/min 1 n 0 i n 1500 / 2 minr =9550= 1 t 1 1 n p 107.37mn 中间轴 ii =10.56 0.99 0.97=10.14kw

38、， 分别为轴承、齿 2 p 1 p 1 2 1 2 轮传动效率。 =937.51.8=521 r/min 2 n 12 ni =9550=9550= 2 t 2 2 p n 10.14 521 183mn 高速档轴 iii =10.14 0.99 0.97=9.7kw，分别为、轴 iii 3 p 2 p 23 23 23 23 上轴承、齿轮传动效率 =5211=521 rmin 3 n 2 n i =9550=9550= 3 t 3 3 n p 9.7 521 183mn 低速档轴 iii =9.7kw 3 p 2 p 23 23 =5212.4=217 rmin 3 n 2 n i =955

39、0=9550= 3 t 3 3 n p 9.7 217 484mn 动力传动情况表： 功率 kw转矩 mn 轴号 输入输出输入输出 转速 rmin 传动 比 传动效 率 电机 -11-701500-0.96 轴 i 10.5610.1470107937.5 1：1. 6 0.9603 轴 ii 10.149.7134.46183521 1：1. 8 0.9603 第三章 传动系统零部件设计 19 高 速 9.79.3155183 5211:10.9603 轴 iii 低 速 9.79.31554842171:2.40.9603 3.2.2 齿轮副(32/76)齿轮的设计与校核 因生产批量较小，

40、故小齿轮用 40cr，调质处理，硬度 241hb286hb,平均 取为 260hb,与之啮合的大齿轮用 42simn 合金钢，调质处理，硬度 217hb255hb,平均取为 235hb.载荷变化规律如图 3.2: 图 3.2 载荷变化图 计算步骤如下： 1. 齿面接触疲劳强度计算 1）.初步计算 转矩 =9550 =9550 =. 1 t 2 2 n p 10.14 521 183mn 齿宽系数 =0.4 b 接触疲劳强度极限 =710mpa, =580mpa, lim1h lim2h 许用接触疲劳强度极 =0.9=639 mpa, 1h lim1h =0.9=522mpa 2h lim2h

41、取 值 = 查表=82 d a 0 10 d a 第三章 传动系统零部件设计 20 初步计算小齿轮直径= = =85.2mm 1 d 1 3 d2 d (i1) i h t a 3 2 183000(1) 0.7522 76 32 82 76 32 取=90mm 1 d 初步计算齿宽 b=36mm,取 b=35mm 2).校核计算 圆周速度 v v= =2.69m/s. 11 d90 521 60 100060 1000 n 精度等级 8 级 齿数 z 和模数 m =32,m=2.9,所以取 m=3 , =96mm 1 z 90 32 1 d =76,m=3, =76 3=232mm 2 z

42、2 d 使用系数=1.1 a k 动载荷系数=1.16 v k 齿间载荷分配系数 =3751n h k 1 t 1 = 2 d t f 2 183000 96 =117.2nmm100nmm ta b fk3751 1.1 35 =1.88-3.2 (+)cos 1 1 z 2 1 z =1.88-3.2=1.86 11 3276 0 cos10 0 1 sin0.4 32 tantan100.446 d n b m z 1.860.4462.302 0 0 0 tan tan20 arctanarctan29 coscos10 n t coscos/cos bnt 000 cos10 cos

43、20 /cos290.97 第三章 传动系统零部件设计 21 由此得 2 /cos hfb kk 2 1.86/0.971.71 齿间载荷分布系数 查表= hkhk 2 3 1 b 10 d abcb = 23 1.170.16 0.40.61 10351.16 载荷系数 k k=1.2 1.11.711.16=3.05 a k v k h k h k 弹性系数 =189.8 e z e z a mp 节点区域系数 =2.45 h z h z 重合度系数 由式得因得故z1 1 4 1 3 z 11 0.73 1.86 螺旋角系数 z 0 coscos100.99z 接触最小安全系数 =1.05

44、 minh s minh s 总工作时间 =1030080.2=4800h h t h t 应力循环次数 估计,则查表指数 m=8.78 l n 7 10 l n 9 10 = 1l n m n i ihi i 1 max 60n t t t =6016254800(0.2+ 8.78 1 8.78 0.5 0.5+0.2)=3.62 8.78 0.2 7 10 =1.45 2l n 7 10 接触寿命系数 查图=1.2, =1.25 n z 1n z 2n z 第三章 传动系统零部件设计 22 许用接触应力 = = =798mpa h 1h lim11 lim hn h z s 710 1.

45、2 1.05 =690mpa 2h fa y 580 1.25 1.05 验算 = h e z h zz 2 1 2(i+1) bd i kt = 189.82.450.73 a mp 2 2 3.05 183000(2.4+1) 35 962.4 =640mpa 0 00 10 11 10.98 120120 y min y 齿间载荷分配系数 由上面知=1.71 f k f k 齿间载荷分布系数 b/h=35/ (2.253.5)=4.44 查相关图知=1.175 f k fk 载荷系数 k k=1.251.11.751.175=2.77 a k v k f k f k 弯曲疲劳极限 查试验

46、齿轮的弯曲极限表=600mpa, minf min1f =450 mpa, min2f 弯曲最小安全系数 有相关表=1.25 min sf min sf 应力循环次数 估计,则查表指数 m=49.91 ln 7 10 l n 9 10 =6026254800(1ln m n i 1 hii i 60 max nt t t 0.2+0.5+0.2)=7.24 49.91 1 49.91 0.5 49.91 0.2 7 10 =6016984800(0.2+0.52ln 49.91 1 49.91 0.5 +0.2)=4.02 49.91 0.2 7 10 弯曲寿命系数 查弯曲寿命系数图=1.01

47、, =1.03 n y 1n y 2n y 尺寸系数 査尺寸系数图 =1.0 x y x y 许用弯曲应力 = f 1f lim11 min 600 0.95 1 475 1.2 fnx a f y y mp s 第三章 传动系统零部件设计 24 = 2f lim22 min 450 0.97 1 363.7 1.2 fnx a f y y mp s 验算 = 1f 1 11 1 2 fasa n kt yy y y bd m 2 3.65 183000 2.5 1.63 0.69 0.917 35 96 3 =277mpa 1f 22 21 11 fasa ff fasa yy yy 100

48、nmm ta b fk2360 1.25 70 =1.88-3.2 (+)cos 1 1 z 2 1 z =1.88-3.2=1.57 11 3054 0 cos10 0 1 sin0.8 30 tantan100.442 d n b m z 1.570.4422.012 0 0 0 tan tan20 arctanarctan29 coscos10 n t 第三章 传动系统零部件设计 26 coscos/cos bnt 000 cos10 cos20 /cos290.97 由此得 2 /cos hfb kk 2 1.57/0.971.6 齿间载荷分布系数 查表= hkhk 2 3 1 b 1

49、0 d abcb = 23 1.170.16 0.80.61 10701.2 载荷系数 k k=1.25 1.21.61.2=2.95 a k v k h k h k 弹性系数 =189.8 e z e z a mp 节点区域系数 =2.45 h z h z 重合度系数 由式得因得故z1 1 4 1 3 z 11 0.92 1.57 螺旋角系数 z 0 coscos100.99z 接触最小安全系数 =1.05 minh s minh s 总工作时间 =1030080.2=4800h h t h t 应力循环次数 估计,则查表指数 m=8.78 l n 7 10 l n 9 10 = 1l n

50、m n i ihi i 1 max 60n t t t =6016254800(0.2+ 8.78 1 8.78 0.5 0.5+0.2)=3.62 8.78 0.2 7 10 第三章 传动系统零部件设计 27 =1.45 2l n 7 10 接触寿命系数 查图=1.2, =1.25 n z 1n z 2n z 许用接触应力 = = =798mpa h 1h lim11 lim hn h z s 710 1.2 1.05 =690mpa 2h lim22 lim hn h z s 580 1.25 1.05 验算 = h e z h zz 2 1 2(i+1) bd i kt = 189.82

51、.450.92 a mp 2 2 3.05 107670(1.8+1) 70 901.8 =652mpa 0 00 10 11 10.98 120120 y min y 齿间载荷分配系数 由上面知=1.6 f k f k 齿间载荷分布系数 b/h=70/ (2.253.5)=8.88 查相关图知=1.2 f k fk 载荷系数 k k=1.251.21.61.2=2.88 a k v k f k f k 弯曲疲劳极限 查试验齿轮的弯曲极限表=600mpa, minf min1f =450 mpa, min2f 弯曲最小安全系数 有相关表=1.25 min sf min sf 应力循环次数 估计

52、,则查表指数 m=49.91 l n 7 10 l n 9 10 =6026254800(1ln m n i 1 hii i 60 max nt t t 0.2+0.5+0.2)=7.24 49.91 1 49.91 0.5 49.91 0.2 7 10 =6016984800(0.2+0.52ln 49.91 1 49.91 0.5 +0.2)=4.02 49.91 0.2 7 10 第三章 传动系统零部件设计 29 弯曲寿命系数 查弯曲寿命系数图=1.01, =1.03 n y 1n y 2n y 尺寸系数 査尺寸系数图 =1.0 x y x y 许用弯曲应力 = f 1f lim11 m

53、in 600 0.95 1 475 1.2 fnx a f y y mp s = 2f lim22 min 450 0.97 1 363.7 1.2 fnx a f y y mp s 验算 = 1f 1 11 1 2 fasa n kt yy y y bd m 2 3.65 107370 2.5 1.63 0.69 0.917 70 90 3 =220mpa 1f 22 21 11 fasa ff fasa yy yy 100nmm ta b fk2360 1.25 25 =1.88-3.2 (+)cos 1 1 z 2 1 z =1.88-3.2=1.2 11 5454 0 cos10 0

54、1 sin0.3 54 tantan100.276 d n b m z 1.20.2761.476 0 0 0 tan tan20 arctanarctan29 coscos10 n t 第三章 传动系统零部件设计 31 coscos/cos bnt 000 cos10 cos20 /cos290.97 由此得=1.23 2 /cos hfb kk 齿间载荷分布系数 查表= hkhk 2 3 1 b 10 d abcb = 23 1.170.16 0.30.61 10251.15 载荷系数 k k=1.25 1.21.231.15=2.12 a k v k h k h k 弹性系数 =189.

55、8 e z e z a mp 节点区域系数 =2.45 h z h z 重合度系数 由式得因得故z1 1 4 1 3 z 11 0.91 1.2 螺旋角系数 z 0 coscos100.99z 接触最小安全系数 =1.05 minh s minh s 总工作时间 =1030080.2=4800h h t h t 应力循环次数 估计,则查表指数 m=8.78 l n 7 10 l n 9 10 = 1l n m n i ihi i 1 max 60n t t t =6016254800(0.2+ 8.78 1 8.78 0.5 0.5+0.2)=3.62 8.78 0.2 7 10 =1.45

56、2l n 7 10 第三章 传动系统零部件设计 32 接触寿命系数 查图=1.2, =1.25 n z 1n z 2n z 许用接触应力 = = =798mpa h 1h lim11 lim hn h z s 710 1.2 1.05 =690mpa 2h lim22 lim hn h z s 580 1.25 1.05 验算 = h e z h zz 2 1 2(i+1) bd i kt = 189.82.450.91 a mp 2 2 3.05 107670(1.8+1) 70 901.8 =632mpa 0 00 10 11 10.98 120120 y min y 齿间载荷分配系数 由

57、上面知=1.23 f k f k 齿间载荷分布系数 b/h=25/ (2.253.5)=4 查相关图知=1.16 f k f k 载荷系数 k k=1.251.21.231.16=2.12 a k v k f k f k 弯曲疲劳极限 查试验齿轮的弯曲极限表=600mpa, minf min1f =450 mpa, min2f 弯曲最小安全系数 有相关表=1.25 min sf min sf 应力循环次数 估计,则查表指数 m=49.91 l n 7 10 l n 9 10 =6026254800(1ln m n i 1 hii i 60 max nt t t 0.2+0.5+0.2)=7.2

58、4 49.91 1 49.91 0.5 49.91 0.2 7 10 =6016984800(0.2+0.52ln 49.91 1 49.91 0.5 +0.2)=4.02 49.91 0.2 7 10 弯曲寿命系数 查弯曲寿命系数图=1.01, =1.03 n y 1n y 2n y 第三章 传动系统零部件设计 34 尺寸系数 査尺寸系数图 =1.0 x y x y 许用弯曲应力 = f 1f lim11 min 600 0.95 1 475 1.2 fnx a f y y mp s = 2f lim22 min 450 0.97 1 363.7 1.2 fnx a f y y mp s 验

59、算 = 1f 1 11 1 2 fasa n kt yy y y bd m 2 3.65 183000 2.35 1.72 0.69 0.917 25 165 3 =197mpa 1f 22 21 11 fasa ff fasa yy yy 2.35 1.72 197197 2.35 1.72 a mp 2f 传动无严重过载情况,固不作静强度校核. 3.齿轮结构设计 见零件图。 3.3 传动轴的设计与校核 3.3.1 传动轴 i 的设计与校核 1）.估算轴颈 d 假设轴材料为 45#钢，则由公式，查表 c=118, 3 p dc n =25mm， 3 10.56 118 937.5 d 2)轴

60、结构设计 该轴兼有传动轴和液压变档滑移作用，画出 z=26 的齿轮轮廓,齿轮分度圆 直径较大,不需要采用齿轮轴结构;根据轴及轴上零件作用，完成轴的结构设计, 详见零件图.为便于计算对轴上受力进行简化： 在水平面内与竖直平面内对轴进行受力分析计算如下： a）.计算齿轮受力=9550=107.371t 1 1n p mn 第三章 传动系统零部件设计 35 圆周力=2360n. 1 t 1 = 2 d t f 2 107370 90 径向力=n，rf 0 0 tan 2360 tan20 873.2 coscos10 n t f 轴向力 a f 0 tan2360 tan10416 t fn b）.