畢業(yè)設(shè)計論文數(shù)控車床主傳動設(shè)計

1、 0 數(shù)控車床傳動機構(gòu)設(shè)計 姓姓 名名： 吳潤春吳潤春 學學 號號： 20114590882011459088 專專 業(yè)業(yè)： 機械制造及自動化機械制造及自動化 班班 級級： 1111 級機械制造及自動化級機械制造及自動化 指導教師指導教師： 王王 永永 成成 目錄 1 目目 錄錄 摘 要 . 目 錄 . 第一章第一章 緒論緒論 .1 1.1 數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)的要求 .1 1.2 數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)方式 .1 1.3 國內(nèi)外數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)的發(fā)展.2 1.3.1 設(shè)數(shù)控車床發(fā)展總趨勢. 2 1.3.2 確中國數(shù)控車床發(fā)展的主要問題 . . 4 第二章 變速主傳動系統(tǒng)法案的制定 .6 2.1

2、主傳動技術(shù)指標的制定 .7 2.1.1 動力參數(shù)的確定計的數(shù). 7 2.1.2 主運動調(diào)速范圍的確定. 8 2.1.3 主軸計算轉(zhuǎn)速的確定. 9 2.2 變速主傳動系統(tǒng)的設(shè)計 . 10 2.2.1 確定傳動方案. 10 2.2.2 轉(zhuǎn)速圖的擬定. 11 2.2.3 擬定傳動變速系統(tǒng)圖. 12 第三章 傳動系統(tǒng)零部件設(shè)計 . 15 3.1 傳動皮帶的設(shè)計與選定 . 15 3.1.1 V 帶傳動設(shè)計. 15 3.1.2 帶結(jié)構(gòu)的設(shè)計. 16 3.2 齒輪的設(shè)計與校核 . 17 3.2.1 各傳動軸傳遞動力計算.17 3.2.2 齒輪副 32/76 齒輪的設(shè)計與校核. 19 3.2.3 齒輪副 30

3、/54 齒輪的設(shè)計與校核.23 目錄 2 3.2.4 齒輪副 54/54 齒輪的設(shè)計與校核.26 3.3 傳動軸的設(shè)計與校核 . 30 3.3.1 傳動軸 I 的設(shè)計與校核. 30 3.3.2 軸 II 的設(shè)計與校核. 33 第四章 主軸組件的設(shè)計與校核 . 35 4.1 主軸的要求 . 35 4.2 主軸軸承選擇 . 36 4.3 主軸的設(shè)計與校核 . 36 第五章 主軸驅(qū)動與控制 . 39 5.1 主軸轉(zhuǎn)速的自動變換 . 39 5.2 齒輪有級變速變擋裝置 . 40 5.3 主軸旋轉(zhuǎn)與軸向進給的同步控制. 40 5.3 主軸旋轉(zhuǎn)與徑向進給的同步控制. 40 第六章總結(jié)與展望 . 41 第一

4、章 緒論 3 第一章 緒論 數(shù)控車床利用數(shù)字化的信息對車床運動及加工過程進行控制，是一種可編 程的通用加工設(shè)備，能自動完成內(nèi)外圓柱面、圓錐面、圓弧面、端面、螺紋等 工序的切削加工，所以特別適合加工形狀復雜的軸類和盤套類零件。 與通用機床和專用機床相比，數(shù)控車床具有加工靈活、通用性強、能適應 產(chǎn)品的品種和規(guī)格頻繁變化的特點，能夠滿足新產(chǎn)品的開發(fā)和多品種、小批量、 生產(chǎn)自動化的要求，是一種柔性的、高性能的自動化車床，代表了現(xiàn)代控制技 術(shù)的發(fā)展方向，是一種典型的機電一體化產(chǎn)品，因此被廣泛應用于機械制造業(yè)。 數(shù)控車床的主傳動系統(tǒng)包括主軸電機、傳動系統(tǒng)與主軸組件，與普通機床 相比，變速功能絕大部分由主軸

5、電機的無級調(diào)速來承擔，省去了繁雜的齒輪變 速機構(gòu)，結(jié)構(gòu)簡單，有些只有兩極或三級齒輪變速機構(gòu)系統(tǒng)用以擴大電機無級 調(diào)速的范圍 1.1 數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)的要求 數(shù)控機床作為高自動化的機電一體化設(shè)備，其主傳動系統(tǒng)的設(shè)計一般應滿 足以下基本要求。 使用性能要求高 首先應滿足機床的運動特性。如機床主軸有足夠的轉(zhuǎn)速范 圍和轉(zhuǎn)速級數(shù)，不僅有低速大轉(zhuǎn)矩功能而且還要有較高的轉(zhuǎn)速。傳動系統(tǒng)設(shè)計 合理，操作方便靈活、迅速、安全可靠。 傳遞動力要求 主電動機和傳動機構(gòu)能提供和傳遞足夠的功率和轉(zhuǎn)速，具有 較高的傳遞效率。 工作性能要求 主傳動中所有零部件要有足夠的剛度、精度、和抗振性、熱 變形特性穩(wěn)定，才能保證加工零

6、件有較高的質(zhì)量。電動機、主軸及傳動部件都 是熱源，低溫升、小變形是對主軸傳動系統(tǒng)的重要指標；主軸要較高的旋轉(zhuǎn)精 度與運動精度；主軸軸頸尺寸、軸承類型及裝配方式，軸承預緊量大小、主軸 組件的質(zhì)量分布是否均勻及主軸組件的阻尼對主軸組件的靜剛度和抗振性都會 產(chǎn)生影響；主軸組件必須有足夠的耐磨性，使之保持良好的精度；軸承處還要 有良好的潤滑。 此外，還要求主創(chuàng)動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡單，便于調(diào)整與維修；工藝性好，便于加 工與裝配；防護性好；使用壽命長。 第一章 緒論 4 1.2 數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)的方式 機床主傳動系統(tǒng)可分為分級變速傳動和無級變速傳動。分級變速傳動是在 一定范圍能均勻的、離散地分布著有限級數(shù)的轉(zhuǎn)速

7、，主要用于普通機床。無級 變速形式可以在一定范圍內(nèi)連續(xù)改變轉(zhuǎn)速，以便得到滿足加工要求的最佳轉(zhuǎn)速， 能在運轉(zhuǎn)中變速，便于自動變速。數(shù)控車床得主傳動系統(tǒng)通常采用無級變速。 與普通車床相比，數(shù)控車床的主傳動采用交、直主軸調(diào)速電動機，電動 機調(diào)速范圍大，并可無級調(diào)速，使主軸結(jié)構(gòu)大為簡化。為了適應不同的加工需 求數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)有以下三種方式。 電動機直接驅(qū)動 主軸電動機與主軸通過聯(lián)軸器直接連接，或采用內(nèi)裝 式主軸電動機驅(qū)動。采用直接驅(qū)動可大大簡化主軸箱結(jié)構(gòu)，能有效地提高主軸 剛度。這種傳動的特點是主軸轉(zhuǎn)速的變化、輸出轉(zhuǎn)矩與主軸的特性完全一致。 但因主軸的功率和轉(zhuǎn)矩特性直接決定主軸電機的性能，因而這種

8、變速傳動的應 用受到一定限制。 采用定比傳動 主軸電動機經(jīng)定比傳動給主軸。 定比傳動可采用帶傳動 或齒輪傳動，這種傳動方式在一定程度上能滿足主軸功率和轉(zhuǎn)矩的要求，但其 變速范圍仍和電動機的調(diào)速范圍相同。 目前，交流、直流主軸電動機的恒功率轉(zhuǎn)速范圍一般只有 2-4，而恒轉(zhuǎn)矩 范圍則達 100 以上；許多大、中型機床的主軸要求有更寬的恒功率轉(zhuǎn)速范圍。 很明顯，這種情況下主軸電動機的功率特性和機床主軸的要求不匹配:調(diào)速電動 機的恒功率范圍遠小于主軸要求的恒功率變速范圍。所以這種變速方式多用于 小型或高速數(shù)控機床。 采用分檔變速方式 采用這種變速方式主要是為了解決主軸電動機的功 率特性和機床主軸功率特

9、性不匹配。變速多采用齒輪副來實現(xiàn)，電動機的無級 變速配合變速機構(gòu)可確保主軸的功率、轉(zhuǎn)矩要求，滿足各種切削運動的轉(zhuǎn)矩輸 出，特別是保證低速時的轉(zhuǎn)矩和擴大恒功率的調(diào)速范圍。 用兩個電機分別驅(qū)動主軸 上述兩種方式的混合傳動，高速時帶輪直接驅(qū)動主軸，低速時另一個電機通過 齒輪減速后驅(qū)動主軸 1.3 國內(nèi)外數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)的發(fā)展 .1.3.1 數(shù)控車床發(fā)展總趨勢 近年來，隨著數(shù)控加工技術(shù)的不斷發(fā)展，數(shù)控車床的主傳動系統(tǒng)也呈現(xiàn)出 第一章 緒論 5 一些新的發(fā)展趨勢，如主軸轉(zhuǎn)速的高速化、功能結(jié)構(gòu)的復合化、柔性化。 高速主軸單元 為了適應數(shù)控加工高速化的發(fā)展，目前越來越多的高速數(shù)控車床采用了電 主軸。電主軸

10、又稱內(nèi)置式電動機主軸單元，就是將高速的主軸電動機置于主軸 內(nèi)部，通過交流變頻控制系統(tǒng)，使主軸獲得所需的工作轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩，實現(xiàn)電動 機、主軸的一體化功能；取消了皮帶、帶輪和齒輪等環(huán)節(jié)，大大減少了主傳動 的轉(zhuǎn)動慣量，提高了主軸動態(tài)響應速度和工作精度，徹底解決了主軸高速運轉(zhuǎn) 時皮帶和帶輪等傳動的振動和噪聲問題；可精確實現(xiàn)主軸的定位和軸傳動功能。 采用電主軸結(jié)構(gòu)可使主軸轉(zhuǎn)速達到 10000r/min 以上，它融合了尖端的高速精密 軸承、潤滑技術(shù)、冷卻技術(shù)、高速變頻驅(qū)動技術(shù)，是技術(shù)含量很高的機電一體 化產(chǎn)品。 功能復合化、柔性化 隨著數(shù)控車床對加工對象的適應性的不斷提高，數(shù)控車床（特別適合主傳 動系統(tǒng)）的

11、設(shè)計發(fā)生了很大變化，并向著功能復合化和系統(tǒng)柔性化的方向發(fā)展。 功能復合化的目的是進一步提高機床的生產(chǎn)效率，使用于非加工輔助時間 減至最少。通過功能的復合化，可以擴大車床的使用范圍、提高效率，實現(xiàn)一 機多用、一機多能，即一臺數(shù)控車床既可以實現(xiàn)車削功能，也可以實現(xiàn)銑削加 工 。寶雞機床廠已經(jīng)研制成功的 CX25Y 數(shù)控車銑復合中心，該機床同時具有 X、Z 軸以及 C 軸和 Y 軸。通過 C 軸和 Y 軸，可以實現(xiàn)平面銑削和偏孔、槽的加 工。該機床還配置有強動力刀架和副主軸。副主軸采用內(nèi)藏式電主軸結(jié)構(gòu)，通 過數(shù)控系統(tǒng)可直接實現(xiàn)主、副主軸轉(zhuǎn)速同步。該機床工件一次裝夾即可完成全 部加工，極大地提高了效率

12、。 數(shù)控車床向柔性自動化系統(tǒng)發(fā)展的趨勢是：從點(數(shù)控單機、加工中心和數(shù) 控復合加工機床)、線(FMC、FMS、FTL、FML)向面(工段車間獨立制造島、FA)、 體(CIMS、分布式網(wǎng)絡(luò)集成制造系統(tǒng))的方向發(fā)展，另一方面向注重應用性和經(jīng) 濟性方向發(fā)展。柔性自動化技術(shù)是制造業(yè)適應動態(tài)市場需求及產(chǎn)品迅速更新的 主要手段，是各國制造業(yè)發(fā)展的主流趨勢，是先進制造領(lǐng)域的基礎(chǔ)技術(shù)。其重 點是以提高系統(tǒng)的可靠性、實用化為前提，以易于聯(lián)網(wǎng)和集成為目標，注重加 強單元技術(shù)的開拓和完善。CNC 單機向高精度、高速度和高柔性方向發(fā)展。數(shù) 控機床及其構(gòu)成柔性制造系統(tǒng)能方便地與 CAD、CAM、CAPP 及 MTS 等

13、聯(lián)結(jié)，向信 息集成方向發(fā)展。網(wǎng)絡(luò)系統(tǒng)向開放、集成和智能化方向發(fā)展 由此可見，現(xiàn)代數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)設(shè)計不僅限于只滿足原有的基本要求， 第一章 緒論 6 還要綜合考慮現(xiàn)代制造對機床的整體要求，如制造控制、過程控制以及物料傳 送，以縮短產(chǎn)品的加工時間、周轉(zhuǎn)時間、制造時間，以最大限度的提高生產(chǎn)率。 中國數(shù)控機床現(xiàn)狀及發(fā)展中的主要問題 1.3.2 中國發(fā)展數(shù)控車床存在的主要問題 中國於 1958 年研制出第一臺數(shù)控機床，發(fā)展過程大致可分為兩大階段。在 19581979 年間為第一階段，從 1979 年至今為第二階段。第一階段中對數(shù)控 機床特點、發(fā)展條件缺乏認識，在人員素質(zhì)差、基礎(chǔ)薄弱、配套件不過關(guān)的情

14、 況下，一哄而上又一哄而下，曾三起三落、終因表現(xiàn)欠佳，無法用於生產(chǎn)而停 頓。主要存在的問題是盲目性大，缺乏實事求是的科學精神。在第二階段從日、 德、美、西班牙先后引進數(shù)控系統(tǒng)技術(shù)，從日、美、德、意、英、法、瑞士、 匈、奧、韓國、臺灣省共 11 國(地區(qū))引進數(shù)控機床先進技術(shù)和合作、合資生產(chǎn)， 解決了可靠性、穩(wěn)定性問題，數(shù)控機床開始正式生產(chǎn)和使用，并逐步向前發(fā)展。 在 20 余年間，數(shù)控機床的設(shè)計和制造技術(shù)有較大提高，主要表現(xiàn)在三大方 面：培訓一批設(shè)計、制造、使用和維護的人才；通過合作生產(chǎn)先進數(shù)控機床， 使設(shè)計、制造、使用水平大大提高，縮小了與世界先進技術(shù)的差距；通過利用 國外先進元部件、數(shù)控系

15、統(tǒng)配套，開始能自行設(shè)計及制造高速、高性能、五面 或五軸聯(lián)動加工的數(shù)控機床，供應國內(nèi)市場的需求，但對關(guān)鍵技術(shù)的試驗、消 化、掌握及創(chuàng)新卻較差。至今許多重要功能部件、自動化刀具、數(shù)控系統(tǒng)依靠 國外技術(shù)支撐，不能獨立發(fā)展，基本上處於從仿制走向自行開發(fā)階段，與日本 數(shù)控車床的水平差距很大。存在的主要問題包括：缺乏象日本“機電法”、 “機信 法”那樣的指引；嚴重缺乏各方面專家人才和熟練技術(shù)工人；缺少深入系統(tǒng)的科 研工作；元部件和數(shù)控系統(tǒng)不配套；企業(yè)和專業(yè)間缺乏合作，基本上孤軍作戰(zhàn)， 雖然廠多人眾，但形成不了合力。 中國今后要加速發(fā)展數(shù)控機床產(chǎn)業(yè)，既要深入總結(jié)過往的經(jīng)驗教訓，切實 改善存在的問題，又要認真

16、學習國外的先進經(jīng)驗，沿正確的道路前進。建議切 實做好以下幾點： 中國廠多人眾，極需正確的方針、政策對數(shù)控車床的發(fā)展進行有力的指引。 應學習美、德、日經(jīng)驗，政府高度重視、正確決策、大力扶植。在方針政策上， 應講究科學精神、經(jīng)濟實效，以切實提高生產(chǎn)率、勞動生產(chǎn)率為原則。在方法 上，深入用戶，精通工藝，低中高檔并舉，學習日本，首先解決量大而廣的中 檔數(shù)控機床，批量生產(chǎn)，占領(lǐng)市場，減少進口，擴大出口。在步驟措施上，必 第一章 緒論 7 須使國產(chǎn)數(shù)控系統(tǒng)先進、可靠，狠抓產(chǎn)品質(zhì)量與配套件過關(guān)，打好技術(shù)基礎(chǔ)。 近期重在打基礎(chǔ)，建立信譽，擴大國產(chǎn)數(shù)控車床的國內(nèi)市場份額，遠期謀求趕 超世界先進水平，大步走向世界

17、市場； 必須狠抓根本，堅持“以人為本”，加速提高人員素質(zhì)、培養(yǎng)各種專家人才， 從根本上改變目前低效、落后的狀態(tài)。人是一切事業(yè)成敗的根本，層層都要重 視“培才、選才、用才”，建立學習型企業(yè)，樹立企業(yè)文化，加速培育新人，培 訓在職人員，建立師徒相傳制度，舉辦各種技術(shù)講座、訓練班和專題討論會， 甚至聘請外國專家、顧問等，盡力提高數(shù)控。 隨著世界科技進步和機床工業(yè)的發(fā)展，數(shù)控車床作為機床工業(yè)的主流產(chǎn)品，已 成為實現(xiàn)裝備制造業(yè)現(xiàn)代化的關(guān)鍵設(shè)備，是國防軍工裝備發(fā)展的戰(zhàn)略物資。數(shù) 控機床的擁有量及其性能水平的高低，是衡量一個國家綜合實力的重要標志。 加快發(fā)展數(shù)控機床產(chǎn)業(yè)也是我國裝備制造業(yè)發(fā)展的現(xiàn)實要求。 第

18、二章 變速主傳動系統(tǒng)方案的制定 8 第二章 變速主傳動系統(tǒng)方案的制定 2.1 主傳動系統(tǒng)主要技術(shù)指標的確定 J1FCNC-B 是中等規(guī)格的二軸聯(lián)動的數(shù)控車床，床身最大回轉(zhuǎn)直徑 460mm，最大工件長度 1000mm；主軸通孔直徑 56mm，主軸錐度莫氏六號，可以 加工直線、錐度、球面、螺紋罩等，功能齊全、精度可靠、操作方便。主傳動 系統(tǒng)的主要參數(shù)有動力參數(shù)和運動參數(shù)。動力參數(shù)是指主運動驅(qū)動電動機的功 率；運動參數(shù)是指主運動變速范圍。根據(jù)數(shù)控車床的加工工藝、加工對象、所 要求的精度、成本及生產(chǎn)周期并結(jié)合國內(nèi)外機床發(fā)展現(xiàn)狀確定數(shù)控車床主要技 術(shù)指標。 2.1.1 動力參數(shù)的確定 主傳動中個傳動件的

19、尺寸要根據(jù)傳動功率來確定。傳動功率過大，使傳動 件尺寸粗大，電動機常在低負載下工作，功率因數(shù)小而浪費能源；功率過小將 限制車床切削加工能力而降低生產(chǎn)效率。因此需合理確定主傳動功率。但由于 實際加工過程切削用量變化范圍大、傳動件之間的摩擦等不確定因素，用理論 計算方法來確定主傳動功率尚有困難，可通過類比、統(tǒng)計方法相互比較來確定。 查機電一體化手冊車削功率在 8-16kw 之間根據(jù)切削功率 PC 與主傳動鏈的 總效率 估算,即 P=。主傳動鏈的功率效率 =0.70.85， 數(shù)控車床多采 c 用調(diào)速電動機和較短的機械傳動鏈，效率較大，因此取=0.78,則估計 P 在 10.26kw20.51kw.之

20、間。 數(shù)控車床的加工范圍一般都比較大，切削功率 PC 可根據(jù)有代表性的加工情況，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 查金屬切削手冊知，以硬質(zhì)合金刀具車削合金結(jié)構(gòu)鋼為例，數(shù)控車床有代 表型的主切削力的切向分力大約在 2500 左右，切削速度取 90250rmin， ZF 則知道 PC=2500 20060000=8.333kw 第二章 變速主傳動系統(tǒng)方案的制定 9 P=10.68kw c 考慮到空轉(zhuǎn)運轉(zhuǎn)的功率損失，如各傳動件在空轉(zhuǎn)運行時的摩損功耗，傳動 件的攪油和克服空氣阻力功率以及其其它動載荷的摩擦損耗等。 J1

21、FCNCI-B 機床是中等規(guī)格數(shù)控車床，參照國內(nèi)外同類機床的電動機功率， 此機床可以選取 11kw 的電動機，考慮到數(shù)控機床變速范圍比較大，選用交流變 頻電動機 YVP160-4，標稱功率 11kw，額定轉(zhuǎn)矩 70Nm 調(diào)頻電動機功率轉(zhuǎn)矩與 2.1.2 主運動調(diào)速范圍的確定 主軸轉(zhuǎn)速由切削速度（r/min）與工件的直徑（mm）來確定nvd =（r/min）n 1000v d 計算該數(shù)控車床 =、=， min n min max 1000v d max n max min 1000v d 則數(shù)控車床變速范圍= nR max min n n 代入公式，選擇，要據(jù)車床上幾種典型加工情況 minVma

22、xVmindmaxd 考慮，不可能將一切情況考慮進去，也不是加工情況的最大值和最小值。 經(jīng)統(tǒng)計分析車床的最高轉(zhuǎn)速出現(xiàn)在硬質(zhì)合金刀具精車鋼料的外圓工藝中， 最低轉(zhuǎn)速出現(xiàn)在高速工具鋼刀具精車合金鋼工件的梯形絲杠中。由工藝手冊可 知硬質(zhì)合金刀具刀具精車鋼料的絲杠=250 rmin；高速車刀粗車圓柱體 maxV =30-50 rmin（隨被吃刀量與進給量的增加而減少） ；高速工具鋼低速精 minV 車絲杠=1.5 rmin，車床主參數(shù)460mm，加工絲杠的最大直徑=50mm， minVd 則 =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 變速主傳動系統(tǒng)方案的制定 10 =41.52 r/min min n max min 1000 d v 1000 30 230 由于現(xiàn)代數(shù)控車床向高速高精度方向發(fā)展，考慮到今后的技術(shù)儲備，類比 行業(yè)中同類數(shù)控車床的轉(zhuǎn)速范圍初步選取=20 rmin，=2000 rmin。 min V max V 則數(shù)控車床總變速范圍=100 nR max min n n 2.1.3 主軸計算轉(zhuǎn)速的確定 由切削原理知主運動為直線運動的機床，主運動為恒轉(zhuǎn)矩運動；主運動為 旋轉(zhuǎn)運動的機床

24、，主運動為恒功率運動。數(shù)控車床加工工藝范圍廣，變速范圍 大。有些典型工藝如：精車絲杠、加工螺紋、等，工件尺寸大，需采用小的被 吃刀量、小的進給量；低速主軸轉(zhuǎn)速小，不需傳動電動機的全部功率。我們把 機床能傳遞全部功率的最低轉(zhuǎn)速稱為主軸計算轉(zhuǎn)速，以它為臨界轉(zhuǎn)速，如圖。 從至最高轉(zhuǎn)速的區(qū)域為恒功率區(qū)域，任意轉(zhuǎn)速能夠傳遞電動機的全部功率，但 主軸轉(zhuǎn)矩隨主軸轉(zhuǎn)速的上升而下降；從最低轉(zhuǎn)速至的區(qū)域 b 為恒轉(zhuǎn)矩區(qū)域，任 意轉(zhuǎn)速能夠輸出最大轉(zhuǎn)矩，但主軸輸出的功率將隨主軸轉(zhuǎn)速的下降而下降。 數(shù)控車床變速范圍比較廣，計算轉(zhuǎn)速比普通車床高。目前數(shù)控機床計算轉(zhuǎn) 速的確定尚無統(tǒng)一標準，確定是參考同類機床，并結(jié)合該機床加

25、工工藝要求， 使=154 rmin. n計 第二章 變速主傳動系統(tǒng)方案的制定 11 圖 2.2 主軸轉(zhuǎn)速曲線 2.2 變速主傳動系統(tǒng)的設(shè)計 2.2.1 確定傳動方案 機床傳動形式分為有極和無極變速兩種，無級變速形式可以在一定范圍內(nèi) 連續(xù)改變轉(zhuǎn)速，以便得到滿足加工要求的最佳轉(zhuǎn)速，能在運轉(zhuǎn)中變速，便于自 動變速，這對與提高機床生產(chǎn)效率和提高被加工零件的質(zhì)量都有重要意義；同 時采用無級變速可使主軸結(jié)構(gòu)大為簡化，縮短傳動鏈；因此無級變速應用日益 廣泛。 該數(shù)控機床總變速范圍是=200020=100，變速范圍較大，單靠無級變速 nR 裝置有難以實現(xiàn)。而且，無級變速裝置的功率扭轉(zhuǎn)特性應同傳動鏈的工作要求

26、相適應，這就要求串聯(lián)機械有級變速來擴大變速范圍并選擇合適的無級變速器 以滿足機床的功率扭矩特性要求。 該數(shù)控機床是以經(jīng)濟型數(shù)控車床，設(shè)計主軸由交流變頻電動機經(jīng)皮帶論、 齒輪傳動至主軸。 從圖 1 與圖 2 可以看出：調(diào)頻電機的恒功率轉(zhuǎn)速范圍為 45001500=3，而 主軸要求的恒功率調(diào)速范圍為 2000250=8，顯然電動機不能滿足主軸所要求的 恒功率變速范圍。所以在設(shè)計師不能依據(jù)總變速范圍來設(shè)計主創(chuàng)動系統(tǒng)，而應 考慮電動機與主軸的功率匹配。 主軸恒功率調(diào)速范圍 Rnp=max=2000250=8, nn計 電動機恒功率調(diào)速范圍 Rdp=max=45001500=3 nn額 為了使主軸和電動

27、機的恒功率匹配，現(xiàn)通過增加變速齒輪來滿足要求，該 變速齒輪組擴大了電動機的恒功率調(diào)速。 2.2.2 轉(zhuǎn)速圖的擬定 1轉(zhuǎn)速圖的擬定轉(zhuǎn)速圖的擬定 分析和設(shè)計主傳動系統(tǒng)須應用一種特殊線圖，稱為轉(zhuǎn)速圖。 轉(zhuǎn)速圖能夠清楚的表達出：傳動軸的數(shù)目，主軸及各傳動軸的轉(zhuǎn)速級數(shù)、轉(zhuǎn)速值及其 傳動路線，變速組的個數(shù)、傳動順序及擴大順序，各變速組的傳動副數(shù)及其傳動比數(shù)值， 變速規(guī)律等。 首先根據(jù)最高轉(zhuǎn)速和最低轉(zhuǎn)速確定變速范圍，選擇合適的公比后再確定轉(zhuǎn) n R f 速級數(shù)，繪制轉(zhuǎn)速圖。z ：已知機床的轉(zhuǎn)速范圍在 20r/min2000r/min，電動機的最高轉(zhuǎn)速為 4000 r/min，額定 第二章 變速主傳動系統(tǒng)方案

28、的制定 12 轉(zhuǎn)速為 1500 r/min，電動機的額定功率 P=11kW，確定主軸箱結(jié)構(gòu) （1）確定主軸的變速范圍 n R 100 20 2000 min max n n Rn （2）確定主軸的計算轉(zhuǎn)速 c n min 6 . 7910020 3 . 03 . 0 min rRnn nc 由于數(shù)控機床主軸的變速范圍大，計算轉(zhuǎn)速應比計算值高些，所以圓整取計算 轉(zhuǎn)速 nc=。min170r （3）確定主軸的恒功率變速范圍 np R 9 . 11 170 2000 max c np n n R （4）確定電動機所能夠提供的恒功率變速范圍 dp R 4 1500 6000 max d dp n n

29、R 由于RnpRdp，電動機直接驅(qū)動主軸不能滿足恒功率變速要求，因此需要串 聯(lián)一個有級變速箱，以滿足主軸的恒功率調(diào)速范圍。 （5）確定轉(zhuǎn)速級數(shù)Z 取，則4 dpf R 對于數(shù)控車床，為了加工端面時滿足恒線速度切78 . 1 4lg 9 . 11lg lg lg f np R Z 削的要求，應使轉(zhuǎn)速有一些重復，故取 Z=2 （6）擬定轉(zhuǎn)速圖和功率特性圖如圖 第二章 變速主傳動系統(tǒng)方案的制定 13 2.2.3 擬定傳動變速系統(tǒng)圖 擬定傳動系統(tǒng)的原則是：在保證機床的運動和使用要求的前提下，運動傳 動鏈要盡可能的短而簡單；傳動效率高以及操作簡單方便 。首先要考慮某些結(jié) 構(gòu)方面的問題，考慮結(jié)構(gòu)能否實現(xiàn)：

30、如小齒輪的齒根圓是否大于軸的直徑，大 齒輪的頂圓是否會碰及相鄰軸等；其次因考慮結(jié)構(gòu)是否合理，如布置是否緊湊， 操縱是否方便等。 該機床采用雙聯(lián)滑移齒輪變速組，采用窄式排列結(jié)構(gòu)，使機床結(jié)構(gòu)緊湊。 主軸變速擬采用通過滑移齒輪的移位來實現(xiàn)，需保證當齒輪 2 與齒輪 4 完全脫 開嚙合之后，齒輪 3 和齒輪 6 才能開始進入嚙合，所以齒輪 5 與齒輪 6 相鄰間 的距離 b 要大于于滑移齒輪的寬度（齒輪2 與齒輪寬度之和） ，一般 b3b b+, =14 mm。 綜合考慮個因素，擬訂傳動系統(tǒng)示意圖，如圖 3b 2b 2.4。 第二章 變速主傳動系統(tǒng)方案的制定 14 圖 2.4 主傳動系統(tǒng)示意圖 第三章

31、 傳動系統(tǒng)零部件設(shè)計 15 第三章 傳動系統(tǒng)零部件設(shè)計 3.1 傳動皮帶的設(shè)計和選定 帶傳動是由帶和帶輪組成傳遞運動和動力的傳動。根據(jù)工作原理可分為兩類：摩擦帶傳 動和嚙合帶傳動。摩擦帶傳動是機床主要傳動方式之一，常見的有平帶傳動和 V 帶傳動； 嚙合傳動只有同步帶一種。 普通 V 帶傳動是常見的帶傳動形式，其結(jié)構(gòu)為：承載層為繩芯或膠簾布，楔角為 40、 相對高度進似為 0.7、梯形截面環(huán)行帶。其特點為：當量摩擦系數(shù)大，工作面與輪槽粘附著 好，允許包角小、傳動比大、預緊力小。繩芯結(jié)構(gòu)帶體較柔軟，曲撓疲勞性好。其應用于： 帶速 V2530m/s;傳動功率 P700kW;傳動比 i10 軸間距小的

32、傳動。 一主要失效形式 1帶在帶輪上打滑，不能傳遞動力； 2帶由于疲勞產(chǎn)生脫層、撕裂和拉斷； 3帶的工作面磨損。 保證帶在工作中不打滑的前提下能傳遞最大功率，并具有一定的疲勞強度和使用壽命 是 V 帶傳動設(shè)計的主要依據(jù)，也是靠摩擦傳動的其它帶傳動設(shè)計的主要依據(jù)。 3.1.1V 帶傳動設(shè)計 (1)設(shè)計功率的確定： 查得工況系數(shù)2 . 1 A K kWkWPKP Ad 2 . 13112 . 1 (2) 選定帶型： 根據(jù)和kWPd 2 . 13min1500 1 rn 確定為 B 型。 (3)傳動比： 根據(jù)轉(zhuǎn)速圖知,傳動比為6 . 11u (4)確定小帶輪基準直徑： 參考表取mmdd125 1 (

33、5)確定大帶輪直徑： mmd n n d dd 200%21125 5 . 937 1500 1 1 2 1 2 第三章 傳動系統(tǒng)零部件設(shè)計 16 取標準值mmdd200 2 (6) 驗算帶速： smsm nd v d 817 . 9 100060 1500125 100060 11 因為在之間，所以經(jīng)濟耐用。smv817 . 9 smv255 (7)初定帶輪軸中心距： 0 a 得： 21021 27 . 0 dddd ddadd 即： 16012521601257 . 0 0 a mmamm570 5 . 199 0 初取 mma400 0 (8)確定帶基準長度： 0d L 0 12 210

34、0 42 2 a dd ddaL dd ddd mm 4004 125160 160125 2 4002 2 mm44.1248 選取基準長度mmLd1250 0 (9)計算實際軸間距：a mmmm LL aa dd 78.400 2 44.12481250 400 2 0 0 取標準值。mma450 安裝時所需最小軸間距： mmmmLaa d 4311250015 . 0 450015 . 0 min 張緊或補償伸長所需最大軸間距： mmmmLaa d 5 . 487125003 . 0 45003 . 0 max (10)驗算小帶輪包角： 1201763 .57 450 125160 18

35、03 .57180 12 1 a dd dd 所以小帶輪包角合適。 (11)單根 V 帶的基本額定功率： 1 P 根據(jù)和查得 B 型 V 帶的基本額定功率mmdd125 1 min1500 1 rn 第三章 傳動系統(tǒng)零部件設(shè)計 17 。kWP19 . 2 1 (12)單根 V 帶的額定功率增量： 考慮到傳動比的影響，額定功率的增量由表查得： KWP4 . 0 (13)計算帶的根數(shù)： 根50 . 4 90 . 0 98 . 0 4 . 019 . 2 2 . 13 11 la d KKPP P z 取 根。5z (14)單根 V 帶的預緊力： 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)作用在軸上的力： NNzFFr74.2240 2 170 sin593.2242 2 sin2 1 0 (16)帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸： 由表可查得 帶輪的具體結(jié)構(gòu)參見零件圖 為了減輕傳動軸上載荷，采用卸荷式帶輪結(jié)構(gòu)，使帶輪上的載荷由軸承支 撐進而傳給箱體，軸只承受轉(zhuǎn)矩，裝配裝置參見裝配圖。 3.2 齒輪的的設(shè)計與校核 一般同一變速組的齒輪模數(shù)相同,所有齒輪中首先選擇負荷較重的小齒輪按 接觸疲勞強度公式進行初算。所以從最小齒輪 Z=26 開始設(shè)計校核。

37、（注意：為 便于閱讀在本節(jié)內(nèi)容中，在相嚙合的每對齒輪的設(shè)計與校核時，主動齒以數(shù)字 1 為下角標，被動齒輪以數(shù)字 2 為下角標） 3.2.1 各傳動軸傳遞動力計算 電動機 輸出功率=11kw，額定轉(zhuǎn)速=1500r/min， 0 P d P 0 n 第三章 傳動系統(tǒng)零部件設(shè)計 18 輸出轉(zhuǎn)矩=9550= 0T 0 P/ 0 n70mN 軸 I =11 0.96=10.56kw 為帶傳動效率 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 中間軸 II =10.56 0.99 0.97=10.14kw

38、， 分別為軸承、齒 2 P 1 P 1 2 1 2 輪傳動效率。 =937.51.8=521 r/min 2 n 12 ni =9550=9550= 2 T 2 2 P n 10.14 521 183mN 高速檔軸 III =10.14 0.99 0.97=9.7kw，分別為、軸 III 3 P 2 P 23 23 23 23 上軸承、齒輪傳動效率 =5211=521 rmin 3 n 2 n i =9550=9550= 3 T 3 3 n P 9.7 521 183mN 低速檔軸 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 動力傳動情況表： 功率 kw轉(zhuǎn)矩 mN 軸號 輸入輸出輸入輸出 轉(zhuǎn)速 rmin 傳動 比 傳動效 率 電機 -11-701500-0.96 軸 I 10.5610.1470107937.5 1：1. 6 0.9603 軸 II 10.149.7134.46183521 1：1. 8 0.9603 第三章 傳動系統(tǒng)零部件設(shè)計 19 高 速 9.79.3155183 5211:10.9603 軸 III 低 速 9.79.31554842171:2.40.9603 3.2.2 齒輪副(32/76)齒輪的設(shè)計與校核 因生產(chǎn)批量較小，

40、故小齒輪用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度 241HB286HB,平均 取為 260HB,與之嚙合的大齒輪用 42SiMn 合金鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 217HB255HB,平均取為 235HB.載荷變化規(guī)律如圖 3.2: 圖 3.2 載荷變化圖 計算步驟如下： 1. 齒面接觸疲勞強度計算 1）.初步計算 轉(zhuǎn)矩 =9550 =9550 =. 1 T 2 2 n P 10.14 521 183mN 齒寬系數(shù) =0.4 b 接觸疲勞強度極限 =710MPa, =580MPa, lim1H lim2H 許用接觸疲勞強度極 =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 傳動系統(tǒng)零部件設(shè)計 20 初步計算小齒輪直徑= = =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 初步計算齒寬 b=36mm,取 b=35mm 2).校核計算 圓周速度 v v= =2.69m/s. 11 d90 521 60 100060 1000 n 精度等級 8 級 齒數(shù) Z 和模數(shù) 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 使用系數(shù)=1.1 A K 動載荷系數(shù)=1.16 v K 齒間載荷分配系數(shù) =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 傳動系統(tǒng)零部件設(shè)計 21 由此得 2 /cos HFb KK 2 1.86/0.971.71 齒間載荷分布系數(shù) 查表= HKHK 2 3 1 b 10 d ABCb = 23 1.170.16 0.40.61 10351.16 載荷系數(shù) K K=1.2 1.11.711.16=3.05 A K v K H K H K 彈性系數(shù) =189.8 E Z E Z a MP 節(jié)點區(qū)域系數(shù) =2.45 H Z H Z 重合度系數(shù) 由式得因得故Z1 1 4 1 3 Z 11 0.73 1.86 螺旋角系數(shù) Z 0 coscos100.99Z 接觸最小安全系數(shù) =1.05

44、 minH S minH S 總工作時間 =1030080.2=4800h h t h t 應力循環(huán)次數(shù) 估計,則查表指數(shù) 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 接觸壽命系數(shù) 查圖=1.2, =1.25 N Z 1N Z 2N Z 第三章 傳動系統(tǒng)零部件設(shè)計 22 許用接觸應力 = = =798MPa H 1H lim11 lim HN H Z S 710 1.

45、2 1.05 =690MPa 2H Fa Y 580 1.25 1.05 驗算 = 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 齒間載荷分配系數(shù) 由上面知=1.71 F K F K 齒間載荷分布系數(shù) b/h=35/ (2.253.5)=4.44 查相關(guān)圖知=1.175 F K FK 載荷系數(shù) K K=1.251.11.751.175=2.77 A K v K F K F K 彎曲疲勞極限 查試驗

46、齒輪的彎曲極限表=600MPa, minF min1F =450 MPa, min2F 彎曲最小安全系數(shù) 有相關(guān)表=1.25 min SF min SF 應力循環(huán)次數(shù) 估計,則查表指數(shù) 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 彎曲壽命系數(shù) 查彎曲壽命系數(shù)圖=1.01

47、, =1.03 N Y 1N Y 2N Y 尺寸系數(shù) 査尺寸系數(shù)圖 =1.0 x Y x Y 許用彎曲應力 = F 1F lim11 min 600 0.95 1 475 1.2 FNX a F Y Y MP S 第三章 傳動系統(tǒng)零部件設(shè)計 24 = 2F lim22 min 450 0.97 1 363.7 1.2 FNX a F Y Y MP S 驗算 = 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 傳動系統(tǒng)零部件設(shè)計 26 coscos/cos bnt 000 cos10 cos20 /cos290.97 由此得 2 /cos HFb KK 2 1.57/0.971.6 齒間載荷分布系數(shù) 查表= HKHK 2 3 1 b 1

49、0 d ABCb = 23 1.170.16 0.80.61 10701.2 載荷系數(shù) K K=1.25 1.21.61.2=2.95 A K v K H K H K 彈性系數(shù) =189.8 E Z E Z a MP 節(jié)點區(qū)域系數(shù) =2.45 H Z H Z 重合度系數(shù) 由式得因得故Z1 1 4 1 3 Z 11 0.92 1.57 螺旋角系數(shù) Z 0 coscos100.99Z 接觸最小安全系數(shù) =1.05 minH S minH S 總工作時間 =1030080.2=4800h h t h t 應力循環(huán)次數(shù) 估計,則查表指數(shù) 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 傳動系統(tǒng)零部件設(shè)計 27 =1.45 2L N 7 10 接觸壽命系數(shù) 查圖=1.2, =1.25 N Z 1N Z 2N Z 許用接觸應力 = = =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 驗算 = 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 齒間載荷分配系數(shù) 由上面知=1.6 F K F K 齒間載荷分布系數(shù) b/h=70/ (2.253.5)=8.88 查相關(guān)圖知=1.2 F K FK 載荷系數(shù) K K=1.251.21.61.2=2.88 A K v K F K F K 彎曲疲勞極限 查試驗齒輪的彎曲極限表=600MPa, minF min1F =450 MPa, min2F 彎曲最小安全系數(shù) 有相關(guān)表=1.25 min SF min SF 應力循環(huán)次數(shù) 估計

52、,則查表指數(shù) 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 傳動系統(tǒng)零部件設(shè)計 29 彎曲壽命系數(shù) 查彎曲壽命系數(shù)圖=1.01, =1.03 N Y 1N Y 2N Y 尺寸系數(shù) 査尺寸系數(shù)圖 =1.0 x Y x Y 許用彎曲應力 = 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 驗算 = 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 傳動系統(tǒng)零部件設(shè)計 31 coscos/cos bnt 000 cos10 cos20 /cos290.97 由此得=1.23 2 /cos HFb KK 齒間載荷分布系數(shù) 查表= HKHK 2 3 1 b 10 d ABCb = 23 1.170.16 0.30.61 10251.15 載荷系數(shù) K K=1.25 1.21.231.15=2.12 A K v K H K H K 彈性系數(shù) =189.

55、8 E Z E Z a MP 節(jié)點區(qū)域系數(shù) =2.45 H Z H Z 重合度系數(shù) 由式得因得故Z1 1 4 1 3 Z 11 0.91 1.2 螺旋角系數(shù) Z 0 coscos100.99Z 接觸最小安全系數(shù) =1.05 minH S minH S 總工作時間 =1030080.2=4800h h t h t 應力循環(huán)次數(shù) 估計,則查表指數(shù) 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 傳動系統(tǒng)零部件設(shè)計 32 接觸壽命系數(shù) 查圖=1.2, =1.25 N Z 1N Z 2N Z 許用接觸應力 = = =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 驗算 = 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 齒間載荷分配系數(shù) 由

57、上面知=1.23 F K F K 齒間載荷分布系數(shù) b/h=25/ (2.253.5)=4 查相關(guān)圖知=1.16 F K F K 載荷系數(shù) K K=1.251.21.231.16=2.12 A K v K F K F K 彎曲疲勞極限 查試驗齒輪的彎曲極限表=600MPa, minF min1F =450 MPa, min2F 彎曲最小安全系數(shù) 有相關(guān)表=1.25 min SF min SF 應力循環(huán)次數(shù) 估計,則查表指數(shù) 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 彎曲壽命系數(shù) 查彎曲壽命系數(shù)圖=1.01, =1.03 N Y 1N Y 2N Y 第三章 傳動系統(tǒng)零部件設(shè)計 34 尺寸系數(shù) 査尺寸系數(shù)圖 =1.0 x Y x Y 許用彎曲應力 = 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 驗

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 傳動無嚴重過載情況,固不作靜強度校核. 3.齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 見零件圖。 3.3 傳動軸的設(shè)計與校核 3.3.1 傳動軸 I 的設(shè)計與校核 1）.估算軸頸 d 假設(shè)軸材料為 45#鋼，則由公式，查表 C=118, 3 p dC n =25mm， 3 10.56 118 937.5 d 2)軸

60、結(jié)構(gòu)設(shè)計 該軸兼有傳動軸和液壓變檔滑移作用，畫出 Z=26 的齒輪輪廓,齒輪分度圓 直徑較大,不需要采用齒輪軸結(jié)構(gòu);根據(jù)軸及軸上零件作用，完成軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計, 詳見零件圖.為便于計算對軸上受力進行簡化： 在水平面內(nèi)與豎直平面內(nèi)對軸進行受力分析計算如下： a）.計算齒輪受力=9550=107.371T 1 1n P mN 第三章 傳動系統(tǒng)零部件設(shè)計 35 圓周力=2360N. 1 t 1 = 2 d T F 2 107370 90 徑向力=N，rF 0 0 tan 2360 tan20 873.2 coscos10 n t F 軸向力 a F 0 tan2360 tan10416 t FN b）.