半自动卧式转塔车床设计正文

1、 1 绪论 1.1机床的发展及简介 1.1.1机床在国民经济中的地位 机械制造业是国民经济的基础产业 , 它的发展直接影响到国民经济各部门的发展 , 也影响到国计民生和国防力量的加强 , 因此 , 各国都把机械制造业的发展放在首要位置。随着机械产品国际市场竞争的日益加剧 , 各大公司都把高新技术注入机械产品的开发中 , 作为竞争取胜的重要段。 机械制造业是国民经济发展的支柱产业 ，国民经济中的任何行业的发展 , 必须依靠机械制造业 的支持并提供装 备 ; 在国民经济生产力构成中 , 制造技术的作用占 60%以上。美国认为社会财富的来源机械制造业占 68%;当今制造科学、信息科学、材料科学、生物

2、科学等四大支柱科学相互依存 , 但后三种科学必须依靠制造科学才能形成产业和创造社会物 质财富。而制造科学的发展也必须依靠信息、材料和生物科学的发展 , 机械制造业是任何其他高新技术实现工业价值的最佳集合点。例如 , 快速原型成型机、虚拟轴机床、智能结构与系统等 , 已经远远超出了纯机械的范畴 , 而是集机械、电子、控制、计算机、材料等众多技术于一体的现代机械设备 , 并且体现了人文科学和个性化发展的内涵。 从美国来看 , 自二次世界大战以来 , 美国对机械制造业的发展十分重视。从 50 年代以来 , 在美国大学中设置工业工程专业, 培养机械制造系统人才 , 着眼于世 界市场竞争 , 企图霸占国

3、际制造业市场。50 年代初 , 当第一台数控机床在美国麻 省理工学院诞生以后 , 美国在机械制造业中采取的主导政策是走数控和计算机群 控 , 实现机械制造业中占主导地位的中小批量生产自动化的道路, 以提高生产效 率。但实践证明这一策略未能秦效, 在机械制造业的国际竞争中, 德国和日本是胜 利者。 70 年代转向吸取德、日经验 , 使中、小批量生产通过成组技术 (GT) 实现生产系统柔性化和自动化。 1979 年美国国会通过议案拨款发展柔性化制造系统 , 并于 80 年代末完成了高度柔性化的全自动化小型工厂 (small work) 标准化工作 , 并向中小型企业推广。但由于忽略了市场的多变性和

4、人因的作用, 在与德、日的 竞争中未能占上风 , 而使机械制造业每况愈下, 一度认为机械制造业已成 “夕阳工 业”。通过 10 年论证 , 从概念上实现了从柔性制造到敏捷制造的转化, 把宏观的 国际市场需求与具体的公司生产密切结合, 充分发挥人的因素 , 形成对市场的快 1 速反映 , 提出了敏捷制造的新概念。 70 年代后 , 机械制造业被看成是“夕阳工业”。产业衰退, 巨额贸易赤字 , 经 济空前滑坡 , 有关工业竞争“关键问题”讨论将近 10 年。 1986 年在美国科学技术基金会 (NSF)支持下 , 麻省理工学院 (MIT) 深入研究衰退原因和振兴对策 , 认为 产品在上市的时间 (

5、T) 、质量 (Q) 、成本 (C) 和服务 (S) 等产品竞争四大关键因素中, 质量已不再是市场竞争的最大优势。 1.1.2我国机床的发展及现状 我国是一个文明古国。早在50 万年以前的远古时代，已开始使用石器和钻 木取火的工具。公元前16 到 11 世纪的商代，已出现可转动的琢玉工具。车削加 工和车床雏形在我国出现早于欧洲近千年。到了明代，在古天文仪器加工中，已 采用铣削和磨削加工方法，并出现了铣床、 磨床和刀刃刃磨机床的雏形。 但近百年来，由于封建制度的束缚， 严重阻碍了中国工业化的进程。 至中华人民共和国成立前夕，中国的机械制造业几乎为零。 解放以来的 50 多年间，我国机械制造业有了

6、很大地发展，开始拥有了自己 独立的汽车工业、 航天航空工业等技术难度较大的机械制造工业。 特别是改革开放以来，我国机械制造业充分利用国内外两方面的资金和技术， 进行了较大规模 的技术改造，使制造技术、 产品质量和水平及经济效益有了很大地提高， 为推动国民经济发展起了重要作用。 但与工业发达的国家相比， 我国机械制造业的水平还存在阶段性的差距，主 要表现在产品质量和水平不高，技术开发能力不强， 基础元器件和基础工艺不过 关，生产率低下，科技投入严重不足等。例如，我国机械制造业拥有 300 多万台 机床， 2000 多万职工，堪称世界之最。但由于产品结构和生产技术相对落后， 致使我国许多高精尖设备

7、和成套设备仍需大量进口， 机械制造业人均产值仅为发达国家的几十分之一。 面对越来越激烈的国际市场竞争， 我国机械制造业面临着严峻的挑战。 我们在技术上已经落后，加上资金不足， 资源短缺，以及管理体制和周围环境还存在许多问题，需要改进和完善， 这些都给我们迅速赶超世界先进水平带来极大的困难。但另一方面，随着我国改革的不断深入，对外开放的不断扩大，为我国机械 制造业的振兴和发展提供了前所未有的良好条件。 当今，制造业的世界格局已经和正在发生重大的变化，欧、亚、美三分天下的局面已经形成，世界经济重心开 2 始向亚洲转移已出现征兆，制造业的产品结构、生产模式也在迅速变革之中。所 有这些又给我们带来了难

8、得的机遇。挑战与机遇并存，我们应该正视现实，面对 挑战，抓住机遇，深化改革，以振兴和发展中国的机械制造业为己任，励精图治， 奋发图强，以使我国的机械制造业在不太长的时间内，赶上世界先进水平。 1.2 车床的起源与发展和简介 1.2.1车床的起源与发展 车床是主要用车刀对旋转的工件进行车削加工的机床。在车床上还可用钻 头、扩孔钻、铰刀、丝锥、板牙和滚花工具等进行相应的加工。车床主要用于加 工轴、盘、套和其他具有回转表面的工件， 是机械制造和修配工厂中使用最广的一类机床。 古代的车床是靠手拉或脚踏，通过绳索使工件旋转，并手持刀具而进行 切削的。 1797 年，英国机械发明家莫兹利创制了用丝杠传动刀

9、架的现代车床， 并于 1800 年采用交换齿轮， 可改变进给速度和被加工螺纹的螺距。1817 年，另 一位英国人罗伯茨采用了四级带轮和背轮机构来改变主轴转速。 为了提高机械化自动化程度，1845 年，美国的菲奇发明转塔车床；1848 年，美国又出现回轮车床；1873 年，美国的斯潘塞制成一台单轴自动车床，不 久他又制成三轴自动车床；20 世纪初出现了由单独电机驱动的带有齿轮变速箱 的车床。 第一次世界大战后，由于军火、汽车和其他机械工业的需要，各种高效 自动车床和专门化车床迅速发展。为了提高小批量工件的生产率，40 年代末， 带液压仿形装置的车床得到推广，与此同时，多刀车床也得到发展。50 年

10、代中， 发展了带穿孔卡、插销板和拨码盘等的程序控制车床。数控技术于60 年代开始 用于车床， 70 年代后得到迅速发展。 1.2.2半自动卧式转塔车床的简介及举例说明 转塔车床与卧式车床相比， 其主要结构特点是没有尾架和丝杠，而尾架位置 上装有一个能向移动多任务位主切削刀架（如：转塔刀架、回轮刀架），另外还 具有辅助刀架（如：前、后刀架），能完成卧式车床上各种加工工序。是一种多 刀、多任务位加工高效机床，加工效率比卧式车床高2 3 倍。转塔车床调整需 花费较多时间，适合于成批生产。 此外，转塔车床刀架纵横向进给设有撞停定程装置，可自动控制铬镍钢件尺 3 寸，保证成批工件尺寸一致性，能自动实现机

11、床变速预选、进给量改变等操作，或整机半自动化和自动化操作，为一人多机看管和纳人自动线提供了条件。 转塔车床的主要组成部件有：主轴箱、进给箱、溜板箱、刀架、转塔刀架、光杠和床身。 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的不同转速， 同时主轴箱分出部分动力将运动传给进给箱。 主轴箱中等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。 进给箱：又称走刀箱，进给箱中装有进给运动的变速机构， 调整其变速机构，可得到所需的进给量或螺距，通过光杠或丝杠将运动传至刀

12、架以进行切削。 光杠：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， 使溜板箱移动。 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，通过丝杠带动刀架作纵向直线运动，以便车削螺纹。 刀架：刀架是用来架刀的，可以装夹刀架位，刀架上有固定刀架的大螺杆，可以用来调节合金刀的轮换。 转塔刀架：用来架刀的， 可以装六组刀具， 使工件再一次安装后可以加工完更多的工作表面。 床身：起支承作用，所有部件均安装在床身上。 另外还有一些非必须部件 三爪卡盘（用于圆柱形工件），四爪卡盘（不规则工件），

13、活顶尖（用于固定加工件），中心架（稳定加工件），跟刀架。 4 2 主传动系统的设计 2.1半自动卧式转塔车床的用途 主要用于加工各种回转表面和回转体的端面。如车削内外圆柱面、圆锥面、环槽及成形回转表面， 车削端面及各种常用的螺纹， 配有工艺装备还可加工各种特形面。在车床上还能做钻孔、扩孔、铰孔、滚花等工作。 由于普通卧式车床的刀架只能装四把刀， 加上尾座也最多装五把刀， 而有些零件加工表面很多，需要更多的刀具才能完成。 因而将尾座去掉， 在此位置上安装能够纵向移动的多工位转塔刀具，这样在转塔上可装六把刀具，加上前刀架、后刀架，可使刀具增加到十把以上，形成转塔车床，这样工件再一次安装中，就 可以

14、加工完更多的表面。 即要通过此车床实现半自动化， 进行多工步半自动循环。 2.2 机床的规格 床身上最大回转直径 250mm，刀架上回转直径 210mm，纵向距离 750 mm，床身导轨宽度 400mm，床身高 500mm，主电机功率 3kW 。转速级数为 12 级，传 动比为1.41 ，主轴最低转速47.5 r/min，根据以上数据，进行车床的设计。 A、工件材料为棒料钢材，要求正反转。 B、加工工件表面为外圆柱表面。 C、刀具采用硬质合金刀。 D、机床精度等级为普通级。 2.3拟定主运动的结构式 一、确定原则 拟定主运动的结构式即要确定主运动系统应包括几个变速组，各变速组齿轮 副数，以及各

15、变速组的扩大顺序。 （一）传动副前多后少原则。即靠近电动机的变速组传动副数多一些，而靠近主 轴的变速组传动副数应少一些。 （二）传动顺序与扩大顺序相一致的原则。即是说从电动机到主轴的变速组依次 确定为基本组，第一扩大组，第二扩大组 （三）变速组的降速要前慢后快，即是说各变速组的最小传动比越来越少，这一 原则在后面画传动系统图的时候用。 上述原则在设计主传动系统时一般应遵循。但当实际情况特殊时， 也不能硬 5 套上述原则。 二、确定各变速组齿轮副 按传动副前多后少原则，且由于在轴上安装离合器，占用的轴向长度较 大，固结构是确定为12=232。 三、确定各变速组的扩大顺序 按照第二条原则，变速组a

16、，b，c 依次为基本组，扩大组。故结构式为 12233126 2.4运动设计 2.4.1确定主轴各级转速 一、 计算主轴转速 根据已知条件进行计算如下： n1 nmin =47.5r/min n7 n min 6 =373.25727897r/min n2 nmin =66.975r/min n8 nmin 7 =526.29276309r/min n3 nmin 2 =94.43475r/mi n9 nmin 8 =742.07279596r/min n4 nmin 3 =133.1529975r/min n10 nmin 9 =1046.3226423r/min n5 nmin 4 =18

17、7.74572647r/min n11 nmin 10 =1475.3149256r/min n6 nmin 5 =264.72147432r/min n12 n min 11=2080.1940451r/min 二、查取标准值 查机械制造装备设计课程设计 12 表 10.1 取如下标准数据： n1 47.5r/ min， n2 67r / min，n3 95r / min，n4 132r/ min， n5 190r / min ， n6 265r / min ， n7 375r / min ， n8 530r / min ， n9 750r / min ， n10 1060r / min ，

18、 n11 1500r / min ， n12 2120r / min 。 2.4.2拟定转速图 一、 选择电动机 根据原则和已知条件，选择Y100L24 型鼠笼式三相异步电动机，根 据机械设计课程设计表17 7 知道，满载转速 n电1430r / min 。 6 二、 确定传动轴数 电机轴及机床轴数共五轴，分别用N电、表示。 三、画转速图 （1）根据传动副前多后少，传动线前密后疏，降速要前满后快等原则； （ 2）升速时最大传动比umax2 ，降速时最小传动比u min1/ 4 ，拟定转速图 （如图 1 所示）。 图1 转速图 2.4.3确定各传动副的传动比及各齿轮齿数 一、 齿轮副 根据图 2

19、 确定各齿轮齿数。 7 图 2 （一） A 变速组 参照图 2 有： U 1 Z1/ Z2 3 1/ 2.82 , U 2 Z3/Z4 1/ 0 1 ； 采用查表法计算齿轮齿数（查机械结构设计表5-1 ），此处采用标准齿 轮，避免繁琐计算。查询结果如下表4.1 所示。 表 4.1 齿数和7284889296 传 Z13 1 19 22 23 24 25 U1 动 Z2 2.82 53 62 65 68 71 比 Z3 1 1 36 42 44 46 48 U U 2 0 36 42 44 46 48 Z4 传动 U 1 1 1 1 1 1 2.7895 2.8182 2.8261 2.8333

20、 2.84 比误 差 U 2 1 1 1 1 1 从传动比误差来看， 选齿数和 SZA84,88 较好，但考虑到轴轴间安装 8 双向摩擦片离合器的径向尺寸较大，取SZA88 ，这时： Z123Z265Z344Z444 （二） B 变速组 参照图 2 有： U 3 Z5/Z6 3 1/ 2.82 , U 4 Z7/Z8 1/ 2 1/ 2， U 4 Z9 / Z10 1/ 1/1.41 。 采用查表法计算齿轮齿数（查机械结构设计 8 表 5-1 ），此处采用标准 齿轮，避免繁琐计算。查询结果如下表4.2 所示。 表 4.2 齿数和 72 78 84 87 92 Z5 3 1 19 20 22 2

21、3 24 U 3 传 Z6 2.82 53 58 62 64 68 动 Z7 1 1 24 26 28 29 31 U 4 2 2 48 52 56 58 61 比 Z8 U Z9 1 1 30 32 35 36 38 U 5 1.41 42 46 49 51 53 Z10 U 3 1 1 1 1 1 2.7895 2.9 2.8182 2.7826 2.833 传动 比误 U 4 1 1 1 1 1 2 2 2 2 1.967 差 U 5 1 1 1 1 1 1.4 1.438 1.4 1.4167 1.395 从传动比误差来看，选齿数和SZB72,84,87 较好，但考虑到装在轴上 齿轮的

22、齿顶碰到轴上双向摩擦片外径，故取SZB72， 这时： Z519Z653Z724Z848Z930Z1042 9 （三） C 变速组 参照图 2 有： U 6 Z11 / Z12 4 1/ 4 , U 7 Z13 / Z14 2/1 2 /1 ； 采用查表法计算齿轮齿数（查机械结构设计表5-1 ），此处采用标准齿 轮，避免繁琐计算。查询结果如下表4.3 所示。 表 4.3 齿数和 86 89 90 95 96 传 U 6 Z11 1 1 17 18 18 19 19 Z12 4 4 69 71 72 76 77 动 Z13 2 2 57 59 60 63 64 比 U 7 Z14 1 1 29 3

23、0 30 32 32 传动 U 6 1 1 1 1 1 4.059 3.944 4.00 4.053 3.950 比误 1.966 1.967 2 1.969 2.00 U 7 差 1 1 1 1 1 从传动比误差来看，选齿数和SZC90,96 较好，但考虑到主轴轴径较大， 保证齿轮能套装在主轴上，故取 SZC 90 ， 这时： Z11 18 Z12 72 Z13 60 Z14 30 从整体结构看，保证结构紧凑，齿数和 SZ 100 120 ，于是以上齿数基本 符合要求。 二、带传动 根据图 2 确定带轮直径及传动比。 （一）确定传动比 U 0 D1 /D2 n11 / n电 1500/143

24、0 1.049 （二）确定基准直径 1）根据机械设计表 88 选取小带轮直径 dD 2 160mm 。 10 2）验算带速 根据机械设计式（ 813）计算带的速度。 dD2 nD 2 3.14 160 1500 60 1000 12.56m/ s 60000 因为 5m/s 25m/s，所以直径 dD 2 160mm 符合要求。 3）计算大带轮的基准直径dD1 dD1dD2U 0160 1500/1430167.8mm 2 根据机械设计表 88 圆整选取 dD1180mm 。 4）确定带轮的实际传动比 U实0际180/1601.125 2.4.4拟定传动系统图 根据图 1 拟定车床主传动系统图

25、。 一、拟定依据 （一）为了减小主轴变形，主轴上大齿轮放在前轴承处。 （二）为了便于摩擦片的安装，轴上双联齿轮的大齿轮靠近双向摩擦片。 （三）为了便于齿轮的滑动，滑移齿轮置于主动轴上，同时保证两滑移齿轮之 间的距离大于 b+2。 （四）为了方便安排轴向尺寸，避免产生相碰或干涉，三联滑移齿轮按中间齿 轮啮合绘制。 二、拟定绘制 根据以上规则及转速图拟定传动系统图，如图3 所示。 11 =1430r/min 图 3 传动系统图 2.4.5验算主轴转速误差 根据 (n 实际 n理想 )/ n理想 10（ -1 ） %=4.1% 进行验算。 结合转速图 2 计算实际转速如下： n1实际 n电 U 0

26、U1 U 3 U 6 1430 1.049 23 19 18 51.02r / min 65 53 72 n实际 n电 U 0 U 1 U 4 U 6 1430 1.049 23 24 18 71.14r / min 2 65 48 72 n3实际 n电 U 0 U1 U 5 U 6 1430 1.049 23 30 18 101.7r / min 65 42 72 n4实际 n电 U 0 U 2 U 3 U 6 1430 1.049 44 19 18 144.2r / min 44 53 72 n5实际 n电 U 0 U 2 U 4 U 6 1430 1.049 44 24 18 201.1

27、r / min 44 48 72 n6实际 n电 U 0 U 2 U 5 U 6 1430 1.049 44 30 18 287.3r / min 44 42 72 n实际 n电 U 0 U 1 U 3 U 7 1430 1.049 23 19 60 408.14r / min 7 65 53 30 n8实际 n电 U 0 U1 U 4 U 7 1430 1.049 23 24 60 569.25r / min 65 48 30 n9实际 n电 U 0 U1 U 5 U 7 1430 1.049 23 30 60 813.2r / min 65 42 30 n10实际 n电 U 0 U 2 U

28、 3 U 7 1430 1.049 44 19 60 1153.4r / min 44 53 30 12 n11实际 n电 U 0 U 2 U 4 U 7 1430 1.049 44 24 60 1608.75r / min 44 48 30 n12实际 n电 U 0 U 2 U 5 U 7 1430 1.049 44 30 60 2298.2r / min 44 42 30 由 (n实际 n理想 ) / n理想 进行验算结果如表 4.4 所示。 表 4.4 组 实际转速 理想转速 转速误差 组 实际转速 理想转速 转速误 n实际 n理想 n实际 n理想 差 别 （r/min ） （r/min

29、 ） （ %） 别 （ r/min ） （ r/min ） （ %） n1 47.57332 47.5 0.15436 n 7 380.568 375 1.4848 n 2 66.3341 67 -0.9939 n8 530.794 530 0.1498 n3 94.8296 95 -0.1794 n9 758.264 750 1.10187 n 4 134.4585 132 1.8625 n10 1075.48 1060 1.46038 n5 187.5146 190 -1.308 n11 1500.07 1500 0.00467 n 6 267.8913 265 1.09106 n12 2

30、142.94 2120 1.08208 从上面计算主轴转速误差可以看出，均未超过允许范围，验算合格。 2.5动力设计 2.5.1确定计算转速 由于电动机输出最大功率是恒定的，但是主轴在不同转速下工作， 其所传递 的扭矩随转速降低而增大，当主轴转速最低时，其扭矩最大，则轴径将最大。 但是最低几级转速常用于切削螺纹、铰孔、精镗、切断等，所需功率较小， 此时也不会用到全功率。 一、轴的计算转速 （一）主轴 根据机械结构设计表5 9 知主轴的计算转速为： Z 1 3 ncnmin nmin 1.41 n4 132r / min （二）其它各轴 其它各轴传递全功率时各自的最低转速即为各轴的计算转速。 1

31、3 各轴的计算转速如表 5.1 所示。 表 5.1 轴 计算转速（ r/min ） 1500 530 190 132 二、齿轮的计算转速 （一）齿轮 Z11 齿轮 Z11 装在轴上，共有 1901060r/min6 级转速，其中 5301060 r/min 的 3 级转速（经齿轮副 Z11/Z12 ，使得主轴得到 132265r/min 的 3 级转速）能传递全部功率； 因此，齿轮 Z11能传递全部功率的三级转速为 530r/min ， 750r/min ，1060r/min ，其中最低转速530r/min 即为 Z11 的计算转速。 （二）齿轮 Z12 齿轮 Z12 装在轴上，共有 47.5

32、 265r/min 6 级转速，其中 132 265r/min 的 3 级转速能传递全部功率；因此最低转速 132r/min 即为 Z12 的 计算转速。 （三）齿轮 Z13 齿轮 Z13 装在轴上，共有1901060r/min 6级转速，其中经齿轮副 Z13/Z14 传动，得到 3752120r/min 的 6 级转速能传递全部功率；因此，最 低转速 530r/min 即为 Z13 的计算转速。 （四）齿轮 Z14 齿轮 Z14 装在轴（主轴）上，共有3752120r/min 6 级转速，都能传 递全部功率；因此最低转速375r/min 即为 Z14 的计算转速。 （五）其它齿轮 其它齿轮依

33、此类推，得到表5.2 所示的齿轮计算转速。 14 表 5.2 齿 轮 计算转速 齿 轮 计算转速 齿 轮 计算转速 Z1 1500 Z 6 190 Z11 530 Z 2 530 Z 7 530 Z12 132 Z3 1500 Z8 265 Z13 190 Z 4 1500 Z9 530 Z14 375 Z5 530 Z10 375 三、带轮的计算转速 带轮的计算转速如表 5.3 所示。 表 5.3 带 轮 D1 D2 计算转速（ r/min ） 1430 1500 2.5.2带轮设计 一、已知条件和设计内容 （一）已知条件 电动机转速为 1430r/min ，传递功率 P=3kw，传动比为

34、U 01.049 ，两班制， 一天运转 16 小时，工作 8 年。 （二）设计内容 （1）选择带型号， （2）确定带的基准长度， （3）确定带轮中心距， （4）确定带的根数。 二、设计步骤 （一）确定计算功率 15 由机械设计表8 7，取工况系数 K A1.3 ，则有计算功率 PcaK AP1.333.9 （二）选择 V 带的型号 根据计算功率 Pca 3.9 和小带轮转速 1500r/min ，从机械设计图 811 选取普通 V 带的型号为 A 型带。 （三）确定中心距a，并选择 V 带的基准长度 L d （1）根据总体尺寸的限制条件，结合机械设计式（8 12）初定中心距。 0.7（ dD1

35、dD 2） a0 （2 dD1 d D2） 即 238a0680 取 a0600mm （2）计算带长 L d 0 （dD dD 2 ） L d0 2a0 （ dD1 dD 2）+ 1 2 4a0 2 L d0 1200 340 400 1733.97mm 2400 2 由机械设计表82 选 L d =1800mm。 （3）计算中心距 a 及其变动范围 L d -L d0 600 1800 1733.97 a a0 2 633.02mm 2 中心距的变动范围 amina0.015Ld606.02mm amaxa+0.03Ld687.02mm （四）验算小带轮上的包角 16 180o （dD2 -

36、 dD1） 57.3 180o 1.81o 178.19o a 显然 120o ， 符合要求。 （五）确定带的根数Z Pca K A P Z P0)K K L Pr( P0 由机械设计表 8 4a 取 P0 =2.73 ，由表 84b 取P0 =0，由表 8 2 取 K L =0.76 ， 由表 85取 K=0.71 。 由以上数据得 Pca 3.9 Z 2.647 Pr (2.73 0) 0.76 0.71 为了安全，取带的根数为 3 根。 2.5.3齿轮设计 一、模数的计算 齿轮材料为 45 钢，调质处理，硬度217 255HBS，强度极限B650Mpa ， 屈服极限 S 360Mpa 。

37、 根据表 5.2 ，由公式 m 32 3 N 计算齿轮的模数，为了安全起见，将忽略 Zn j 功率的损失，均取 3Kw。 （一） A 传动组 （1）齿轮及齿数分别为： Z1 23， Z2 65 ，Z3 44， Z4 44。 （2）计算转速 n j 分别为： Z1 ： 1500 r/min ， Z2 ： 530 r/min ， Z3 ：1500 r/min ， Z 4 ：1500 r/min 。 （3）计算步骤 1） Z1 齿轮 17 m1 32 3 3 1.417698995 23 1500 查机械原理 5 表 10 1，取标准模数 m1 2mm 。 2）同理计算其他齿轮模数，计算结果如表 5

38、.4 所示。 表 5.4 齿 轮 Z1 Z2 Z3 Z4 计算模数 1.417698995 1.418384536 1.142025369 1.142025369 标准模数（ mm） 2 2 2 2 （二） B 传动组 （1）齿轮及齿数分别为： Z5 19，Z6 53，Z7 24 ，Z8 48， Z9 30 ， Z10 42 。 （2）计算转速 n j 分别为： Z5 ： 530 r/min ， Z 6 ：190 r/min ， Z7 ：530 r/min ， Z8 ： 265 r/min ， Z9 ：530 r/min ，Z10 ：375 r/min 。 （3）计算步骤 1） Z5 齿轮 m

39、 5 32 3 3 2.13721 19 530 查机械原理表10 1，取标准模数 m12.5mm 。 2）同理计算其他齿轮模数，计算结果如表5.5 所示。 表 5.5 齿 轮 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 18 计算模数 标准模数（ mm） 2.13721 2.13721 1.977097 1.977097 1.835374 1.841183 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 （三） C 传动组 （1）齿轮及齿数分别为： Z11 18， Z12 72 ， Z13 60 ，Z14 30。 （2）计算转速 n j 分别为： Z11 ：530 r/min ，Z12 ：132

40、r/min Z13 ：190 r/min ，Z14 ： 375 r/min 。 （3）计算步骤 1） Z5 齿轮 m11 32 3 3 2.176077065 18 530 查机械原理表 10 1，取标准模数 m11 3mm 。 2）同理计算其他齿轮模数，计算结果如表5.6 所示。 表 5.6 齿 轮 Z11 Z12 Z13 Z14 计算模数 2.176077 2.178821 2.050637 2.059711 标准模数（ mm） 3 3 3 3 二、分度圆直径计算 根据机械原理表10 2 进行计算。 （一） A 传动组 （1）齿轮及齿数分别为：Z123， Z265 ， Z344 ， Z44

41、4 。 （2）齿轮的模数均为2mm。 （3）由公式 dmZ 计算，结果如表5.7 所示。 表 5.7 齿轮Z1Z2Z3Z4 19 分度圆直径（ mm）46 130 88 88 （二） B 传动组 （1）齿轮及齿数分别为： Z5 19， Z6 53，Z7 24， Z8 48，Z9 30 ， Z10 42 。 （2）齿轮的模数均为 2.5mm。 （3）由公式 d mZ 计算，结果如表 5.8 所示。 表 5.8 齿 轮 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 分度圆直径（ mm） 47.5 132.5 60 120 75 105 （三） C 传动组 （1）齿轮及齿数分别为： Z11 18， Z12

42、72 ， Z13 60 ， Z14 30。 （2）齿轮的模数均为3m。 （3）由公式 dmZ 计算，结果如表5.9 示。 表 5.9 齿 轮 Z11 Z12 Z13 Z14 分度圆直径（ mm） 54 216 180 90 三、齿顶圆直径计算 根据机械原理表10 2 进行计算。 （一） A 传动组 （1）齿轮及齿数分别为：Z123， Z265 ， Z344 ， Z444 。 （2）齿轮的模数均为2mm。 （3）由公式 d a m（ Z+2h *） h* a 计算， a 为齿顶高系数（ =1）， 计算结果如表 5.10 示。 表 5.10 20 齿 轮 Z1 Z2 Z3 Z4 齿顶圆直径（ mm

43、） 50 134 92 92 （二） B 传动组 （1）齿轮及齿数分别为： Z5 19，Z6 53， Z7 24 ，Z8 48， Z9 30， Z10 42 。 （2）齿轮的模数均为 2.5mm。 （3）由公式 d a m（ Z+2h *） h* 为齿顶高系数（ =1）， a 计算， a 计算结果如表 5.11 示。 表 5.11 齿 轮 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 齿顶圆直径（ mm） 52.5 137.5 65 125 80 110 （三） C 传动组 （1）齿轮及齿数分别为： Z11 18， Z12 72 ， Z13 60 ， Z14 30。 （2）齿轮的模数均为 3mm。 （

44、3）由公式 da * * 为齿顶高系数（ =1）， m（ Z+2h a） a 计算， h 计算结果如表 5.12 。 表 5.12 齿 轮 Z11 Z12 Z13 Z14 齿顶圆直径（ mm） 60 222 186 96 四、齿根圆直径计算 根据机械原理表10 2 进行计算。 （一） A 传动组 （1）齿轮及齿数分别为：Z123， Z265 ， Z344 ， Z444 。 21 （2）齿轮的模数均为 2mm。 （3）由公式 db m （ * *） * * 为顶隙系 Z-2h a -2c 计算， h a 为齿顶高系数（ =1）， c 数（ =0.25 ）。计算结果如表5.13 。 表 5.13

45、齿 轮 Z1 Z2 Z3 Z4 齿根圆直径（ mm） 41 125 83 83 （二）B传动组 （1）齿轮及齿数分别为： Z5 19，Z6 53， Z7 24 ，Z8 48 ， Z9 30， Z10 42 。 （2）齿轮的模数均为 2.5mm。 （3）由公式 d b m（ Z-2h * -2c *） h * * 为顶隙系 a 计算， a 为齿顶高系数（ =1）， c 数（ =0.25 ）。计算结果如表5.14 。 表 5.14 齿 轮 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 齿根圆直径（ mm） 41.25 126.25 53.75 113.75 68.75 98.75 （三） C 传动组 （1

46、）齿轮及齿数分别为： Z11 18， Z12 72 ， Z13 60 ， Z14 30。 （2）齿轮的模数均为 3mm。 （3）由公式 da * * * m（ Z+2h a） a 为顶隙系数 计算， h 为齿顶高系数（ =1）， c （ =0.25 ）。计算结果如表 5.15 。表 5.15 齿 轮 Z11 Z12 Z13 Z14 齿根圆直径（ mm） 46.5 208.5 172.5 82.5 22 五、中心距计算 根据机械原理表10 2 进行计算。 （一） A 传动组 （1）齿轮及齿数分别为：Z123， Z265 ， Z344 ， Z444 。 (2) 齿轮的模数均为 2mm。 （ 3）由

47、公式 a （ d1 d2）/ 2 计算，计算结果如表 5.16 。 表 5.16 齿 轮 Z1Z2 Z3Z4 标准中心距（ mm） 88 88 （二） B 传动组 （1）齿轮及齿数分别为： Z5 19， Z6 53，Z7 24， Z8 48，Z9 30 ， Z10 42 。 （2）齿轮的模数均为2.5mm。 （3）由公式 am（ Z1 +Z2） /2 计算，计算结果如表5.17 。 表 5.17 齿 轮 Z5Z6 Z7Z8 Z9Z10 标准中心距（ mm） 90 90 90 （三） C 传动组 （1）齿轮及齿数分别为： Z11 18， Z12 72 ， Z13 60 ， Z14 30。 （2）

48、齿轮的模数均为 3mm。 （3）由公式 am（ Z1 +Z2） /2 计算，计算结果如表5.18 表 5.18 齿 轮 Z11Z12 Z13Z14 标准中心距（ mm） 135 135 23 六、齿宽计算 齿宽 b 用公式 b(68)m 计算，计算结果如表5.19 。 表 5.19 组别A变速组B变速组C变速组 齿轮Z1,Z2, Z3, Z4,Z5 ,Z6 ,Z7 ,Z8,Z9 ,Z10Z11,Z12,Z13,Z14 齿轮宽度（ mm）162024 2.5.4 传动轴设计 传动轴应满足强度和刚度要求，用公式 d 108 3 N 进行计算，这里 N 不考 n j 虑功率损失，一直为3Kw， n

49、j 由表 25A 选取。 一、 轴 d1轴 10833 13.61mm 1500 由于这里所计算的直径为安装轴承处的直径，根据轴承直径大小情况，取 d轴120 mm 。 二、 轴 轴3 d 2108319.24 mm 由于这里所计算的直径为安装轴承处的直径，根据轴承直径大小情况，取 d轴225mm 。 三、轴 d3轴 10833 27.09mm 190 由于这里所计算的直径为安装轴承处的直径，根据轴承直径大小情况，取 d轴330mm 。 24 2.5.5双向摩擦片离合器设计 3 本节以下查询表格和标准均来自机械制造装备设计课程设计 一、正转设计 ( 一) 计算转矩 由于该车床是在空载下启动的，

50、故只需按离合器结合后的静负载转矩M n 来 筛选。即： M j KM n K 9550 N n j 式中 K 安全系数，此处取1.3 N 电动机功率，此处为3Kw 电动机至轴的传动效率，此处取1 n j 该轴的计算转速，此处为 1500r/min 于是有 M j 1.3 9550 3 m 。 1 24.83N 1500 为了安全起见，取 M j 45N m 。 （二）确定外摩擦片内径 d摩 、内摩擦片外径 D摩 、平均圆周速度 摩 （1）根据结构要求，摩擦片的内径应比安装轴的轴径大2 6mm，此处取 5mm， 于是得到 d摩25530mm 。 （2）内摩擦片外径 D摩d摩 /d摩 / 0.65

51、0mm 。 （3）摩擦片的平均圆周速度 n（ D摩 +d摩） /2 3.14 40 1500 摩 60 1000 3.14m / s 60000 （三）确定摩擦面对数 i 根据公式 Kzi= 12M n K 103 进行计算， （ D 3 - 3）K K f p 摩 d摩 v m 其中 f 摩擦片间的摩擦系数，由表 10.6 查取为 0.12 25 p 许用压强，由表10.6 查取为 1.1MPa Kv 速度修正系数，由表10.7 查取为 0.94 Km 结合次数修正系数，由表 10.8 查取为 1 由以上数据计算得： 12 24.83 1000 Kzi= 6.5928 3.14 0.12 1

52、.1 (503 303) 0.94 1 于是查询表 10.9 得 i=8 ，即摩擦面对数为8 对。 ( 四) 计算主动片数 i1 和被动片数 i 2 摩擦片总数应为 i1片，一般内摩擦片多一片，即： i1 i 1 5 2 i 2 i 4 2 ( 五) 计算轴向压力 FQ （单位为 ） N FQ 4 (D2 2 D1 2 ) p K 3.14 1600 1.1 0.94 1298.7N 4 ( 六) 摩擦片厚度、内外摩擦片分离时的最小间隙 摩擦片的厚度取 2mm，最小间隙为0.3mm。 二、反转设计 ( 一) 计算转矩 由于该车床反转时， 一般不切削， 故反向离合器所传递的扭矩可按空载功率 确定

53、。即： M j KM n K 9550 0.4N n j 式中 K 安全系数，此处取1.3 N 电动机功率，此处为3Kw 电动机至轴的传动效率，此处取1 n j 该轴的计算转速，此处为1500r/min 26 于是有 M j KM n 1.3 9550 0.4 3 1 9.932N m 1500 （二） 确定外摩擦片内径 d摩 、内摩擦片外径 D摩 、平均圆周速度 摩 （1）根据结构要求，摩擦片的内径应比安装轴的轴径大 2 6mm 此处取 5mm， ， 于是得到 d摩 25 5 30mm 。 （2）内摩擦片外径 D摩 d摩 / d摩 / 0.6 50mm 。 （3）摩擦片的平均圆周速度 n（

54、D摩 +d摩） /2 3.14 40 1500 摩 1000 3.14m / s。 60 60000 （三） 确定摩擦面对数 i 根据公式 Kzi= 12M n K 103 进行计算， （D 3- 3）K K f p 摩 d摩 v m 其中 f 摩擦片间的摩擦系数，由表 10.6 查取为 0.12 p 许用压强，由表10.6 查取为 1.1MPa Kv 速度修正系数，由表10.7 查取为 0.94 Km 结合次数修正系数，由表10.8 查取为 1 由以上数据计算得： 12 9.932 1000 2.64 K z i 3 303 ) 0.94 3.14 0.12 1.1 (50 1 于是查询表

55、10.9 得 i=3 ，圆整为 4 对，即摩擦面对数为 4 对。 ( 四) 计算主动片数 i1 和被动片数 i2 摩擦片总数应为 i1片，一般内摩擦片多一片，即： i1 i 1 3 2 i 2 i 2 2 ( 五) 计算轴向压力 F （单位为 ） Q N 27 FQ 4 (D2 2 D1 2 ) p K 3.14 1600 1.1 0.94 1298.7N 4 ( 六) 摩擦片厚度、内外摩擦片分离时的最小间隙 摩擦片的厚度取2mm，最小间隙为 0.3mm 2.5.6主轴的设计 主轴的主要结构参数有主轴前后轴颈D1主 和 D 2主 ，主轴内孔直径 d主 ，主轴前 端悬伸量 a主 和主轴主要支承间

56、的跨距L主 。 一、主轴前后轴颈直径的选取 由机械结构设计表 3 13 查取主轴前轴颈的直径 D1主 75mm，那么： D 2主0.73D1主55mm 二、主轴内孔直径的确定 根据： d 主 1 主 主 ） 50% 32.5mm （D1 D 2 2 于是 d主 取 40mm。 2.6结构设计及相关部件的校核 经过前面几章的设计后， 大致可以确定机床的结构、大小，以及相应部位的 受力情况，现根据以上数据进行结构设计。 2.6.1轴结构的设计及校核 一、轴的特点 （一）将运动传入变速箱的带轮，一般都安装在轴端，轴变形较大。 （二）该轴上安装有正反向离合器，由于组成离合器的零件很多，在箱内装配 很不

57、方便，一般都在箱外装好再整体装入箱内。 二、带轮的设计 带轮的分度圆直径已经确定（dD2160mm ），由于带轮安装在端部，所以 带轮必须安装在卸荷装置上，如图4 所示。 带轮装在轴承上， 轴承装在套杯 7 上，套杯用螺栓固定在箱壁上，皮带经套 杯 2 通过花键轴将转矩传给轴，套杯 2 用圆螺母固定在轴上。 由于轴的最小 28 直径为 20mm，所以套杯 7 的外直径为 30mm，于是选择内径为30mm的轴承（6007） （图中 21 所示），由于需要平衡，于是安装两个深沟球轴承，两轴承之间用调 整环 24 调整。带轮提前安装好再装入箱体上。带轮结构详见零件图所示。 三、离合器的设计 离合器为

58、多片式摩擦离合器，且已知外摩擦片内径为d摩30mm ，外摩擦片内 径为 D摩 50mm ，内摩擦片数为 i1 5 片，外摩擦片数 i 2 4 片，摩擦片的厚度取2mm，最小间隙为 0.3mm，结构设计如图 4 所示。 外摩擦片嵌在与齿轮一体的齿轮套槽内，始终与齿轮的运动相同，并与轴相 分离（及离合器未起作用前， 轴转外摩擦片不转） ，内摩擦片的内孔与花键连接，与轴保持一致的运动关系。 离合片与齿轮套的内侧有两个垫片，压片用销连接，离合片压在垫片上。 图 4 摩擦片的端部使用二个垫片，厚度5mm ，离合器的压紧装置由滑块15、 16 通过螺旋副调节离合片之间的距离，使用钢球 17、压紧套 25

59、组成操作时的及 时稳固，压块用圆柱销18 固定在轴上。 四、二联齿轮的设计 由于离合器与二联齿轮传递运动， 所以二联齿轮必须与离合器有良好的连接关系，将二联齿轮的大齿轮设计为齿轮套筒， 在套筒上开几个槽， 与外摩擦片连接，结构简图 6A 所示。 二联齿轮与轴不能直接发生传递运动关系， 于是必须将齿轮与轴分离， 于是在轴上安装轴套 10，将齿轮安装在周套上，这样齿轮宇宙的传递关系就有离合 29 器实现。同理反向离合器的设计与正向相同，只是摩擦片数量有变化。 二联齿轮之间的距离必须大于与其配对的齿轮的宽度2mm。 五、轴的安装 由以上几步设计，可以确定轴的跨距为320mm，轴用深沟球轴承安装在箱体

60、 上，由于轴颈的直径为20mm，所以选择 6004（GB/T276）。 所有安装零部件的配合公差由互换性与测量技术6 查取，配合情况详见 展开图和零件图。 六、轴的校核 （一）分析 由于轴的尺寸较小， 并且变形较大， 所以本次设计只需对轴进行校核既可以知道其它轴是否合格。 与轴发生运动关系的部件中， 齿轮传递的扭矩最大， 但是齿轮与轴的连接是通过离合器实现的， 于是齿轮与轴发生关系的部位在离合器的中间部位。 由于反向离合器传递的动力较小，所以只需要考虑正向转动时的情况。 带轮的情况采用卸荷装置，所以也不予考虑。 对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。离合器连接部分的轴为