数控车床主传动机构设计正文Word格式文档下载.docx
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典型工艺的切削用量，了解极限转速axminm1．2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。
2参数拟定和基本参数规格尺寸）2.1车床主参数（普通车床改装而来，根据任务书上提供的条件：
此经济型数控车床是由C6140级转速，612级转速：
其中高低两档各有此数控车床的主轴转速可分高低两档,共有=235r/min；
=1800r/min低速档时=340/,=45r/min;
高速档时，nnnnaxaxmmininmm?
?
mm400mm,主轴端部型式为C6；
主轴通孔直径为；
65此车床床身上最大回转直径为1000/1500电机的转速和功率分别为主轴孔锥度为公制70；
采用双速电机:
其中4/5.5KW。
r/min，各级转速的确定2.2
n为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axmnnn=1800/235=7.66
1800r/min，最小转速/为235r/min；
R1=axminmmin1z?
[1]
R=n340axmR=7.556当机床处于低速档时,主轴共有=6级，转速范围=nn45inm?
n1z?
7?
55667.R查标准,=已知=1.499，取，即=45,=1.449==≈R06.11z?
inmnnn得低=45,就可每隔六个数取得一个数61第页）.从表中找到,数列表（见参考文献inm45,67,103,154,230,340r/min;
速档的6级转速分别为n1800axmR=7.659==,当车床处于高速档时主轴共有6级，转速范围nn235inmn?
1z?
56597.RR061.,，已知===1800,即取=1.50,查标准=1.50=≈axm1z?
nn数列表（见参考文献1第6页）.
n=1800,就可每隔六个数取得一个数,得高速档的6级转速分别为从表中找到axm。
236,354,543,815,1200,1800r/min
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
a23Z=。
×
可以有两种方案2
3方案一12=2
传动齿轮数目2×
（2+3+2）=14。
。
15b轴向尺寸为
根。
传动轴数目为4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。
4×
方案二12=3
个。
）=14×
（3×
42传动齿轮数目。
轴向尺寸为19b3根。
传动轴数目为个双联；
如拆为2操纵机构较复杂：
四联滑移齿轮作为整体式，滑移长度为12b滑移齿轮，需要有自锁，以保证只有一个齿轮副啮合。
的三个传动组方案为优。
3，2相比之下，还是传动副数分别为2，采用双速电机．23．2?
应车床上，有时采用双速电机，双速电机的转速比：
，传动系统的公比=2电?
2=1.41。
这时电机的转速变换=2当是的整次方根，本设计中的双速电机的公比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。
3．3各级传动比的计算
假设结构如图：
312Ⅰ轴78Ⅱ轴465主19
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。
i,齿轮8和齿轮齿轮25之间的传动比为分别设齿轮1和齿轮4之间的传动比为,i2514ii,齿轮7之间的传动比为和齿轮10之间的传动比为3,齿轮和齿轮6和齿轮93689ii之间的传动比为。
带轮传动比为710轮带iii<
。
设其中<
362514和齿轮9啮合。
当处于低档时，手动操作使得齿轮8为之间啮合，当时的主轴转速最小，2当中间的电磁离合器得电，齿轮和齿轮5。
67r/min45或iii1000=45r/min
可得×
8925轮带iii1500=67r/min
8925轮带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340r/min。
iii×
1000=230r/min
可得8936轮带iii×
1500=340r/min
8936轮带100之间啮合，当时的主轴转速为4和齿轮1当右侧的电磁离合器得电，齿轮
或150
i×
1000=100r/min
可得×
i8914轮带i1500=150r/min
i8914轮带
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
1000=235r/min可得×
71025轮带iii×
×
1500=354r/min
71025轮带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
1000=1200r/min可得71036轮带iii×
1500=1800r/min
71036轮带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
1000=543r/min可得×
71014轮带iii×
1500=815r/min71014轮带由这6各方程联列可解得
iii≈1.6452≈0.7447≈0.3226362514ii≈1.3659≈0.534
≈0.2576i71089轮带u=1/4，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inmu=2，axm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；
3．4．1Ⅰ轴的转速
Ⅰ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，Ⅰ轴不宜将电机转速降得太低。
但如果Ⅰ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，Ⅰ轴转速也不宜太高车床的Ⅰ轴转速一般取700～1000r/min左右比较合适。
另外也要注意到电机与Ⅰ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V?
8m/s，在此条件下，可适当选用较高的中间轴转速。
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Ⅰ轴Ⅱ轴54：
41150053：
3110000.534：
1
35：
47
20：
62
17：
66
主180********5342323151045
级数Z=12,变速范围R=1800/45=40。
公比为此车床集中传动:
411.?
4动力计算齿轮的计算4.1
确定齿轮齿数和模数（查表法）4.1.1
根据上面计算的传动比和后者更为简便。
可以用计算法或查表法确定齿轮齿数，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Ⅰ轴和Ⅱ轴上的齿轮的齿数和模数。
第20页）（见参考书常用传动比的适用齿数（小齿轮）1选取时应注意：
；
18～20不产生根切。
一般取Zmin≥5mm一般取δ＞保证强度和防止热变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚δ≥2m,≥6.5+2T/m。
则Zmin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。
一般在一定范围内调整中心距使其相等。
但修正量不能太大，机床上可用修正齿轮，4个齿。
齿数差不能超过3～防止各种碰撞和干涉。
4。
三联滑移齿轮的相邻两齿轮的齿数差应大于5和齿轮齿数为20，而且由上可知，齿轮2所以，可以假设其中最小的齿轮2，查常用传动比的适用齿数（小齿轮）表，可找到最接近的传动3.1之间的传动比为。
可得大齿轮齿数为8262。
比为3.15，当时的齿数之和为齿轮模数的估算而且有些系数只有在齿轮各按接触疲劳和弯曲疲劳强度计算齿轮模数比较复杂,先估算，所以只在草图画完之后校核用。
在画草图之前，参数都已经知道后方可确定,再选用标准齿轮模数。
齿轮弯曲疲劳的估算：
N[1]m32mm≥3?
znj×
NN=其中N--------------计算齿轮传递的额定功率ηd齿轮点蚀的估算：
N[1]
mmA≥3703nj
nj为齿轮中心距。
为大齿轮的计算转速,A其中求出模数：
z1、z2由中心距A及齿数A2?
mj
21z?
z[1]
mjm中较大得值根据估算所得,和选取相近的标准模数?
和齿轮5为例以齿轮2i0.534=801r/min×
n=1500=×
nj轮带0.95=5.225kw
N=5.5×
225.5m1.509
32≥≈3?
534.?
062?
15005.225≈A≥69.133mm
37031500?
0.5342?
69.133≈1.686
20?
62mj选取,为了保证模数一定满足要求,假设齿轮2所以,根据和齿轮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
m?
（z2?
z5）3?
（20?
62）A===123mm
22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=35m1=3
z4=47m4=3
z3=51m3=3
z6=31m6=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i≈0.2576,假设齿轮对称布置,使用寿命为8为5.5KW,已知传动比为年,每年以30089工作日计,两班制,中等冲击,齿轮单向回转。
表因传递功率不大、转速不高、材料按、齿轮的材料、精度和齿数选择1．
钢，锻造毛坯，大齿轮正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。
选取，都采用557-1R1.6。
齿轮精度用6级，软齿表面粗糙度为a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17/0.2576=66
9为17，则齿轮2、设计计算按齿面接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核。
（1）、设计准则
、按齿面接触疲劳强度设计
（2）ZZZ2KT（u?
1）?
1HE?
d3t1?
u][[2]
dH6p9.55?
10?
5.5?
66T?
610?
N.mmN.mm?
113290=9.551n1800?
17由图7-6选取材料的接触疲劳极限应力为:
560580MPMP?
aminHlimH2a2由图7-7选取材料的弯曲疲劳极限应力为:
210230MPMP?
alimF1limaF2应力循环次数N由式（7-3）计算
N?
60?
1800?
17?
16?
300?
8/66910?
.071=19N?
10171.07?
811076?
2.N?
?
266uZ?
1Z?
1.02查得接触疲劳强度寿命系数由图7-8,21NNY?
1Y?
1,
由图7-9查得弯曲疲劳寿命系数,2N1NS?
S?
1.4,查得接触疲劳安全系数又1,弯曲疲劳安全系数由表7-2inFHminmYK?
1.3
试选=2.0,tST由前面的式子求得许用接触应力和许用弯曲应力
H1limZ]?
580MP[amN1S[2]
limH?
H1lin?
Z?
571MP?
][aN22HS[2]
limH．
Y2230?
ST1limF?
MPY?
1?
328?
aNF114S1.[2]
limF?
Y?
STlimF2?
MP?
300Y?
a2N2FS[2]
limF得将有关值代入式子2）u?
1ZZ2KT（Z83113290?
.2?
13?
.5?
189.8?
0.902?
[2]?
d=59.17=?
33t1?
66571u[]?
dH?
nd11t则1.44?
V?
sm/1100060?
051.?
K091.K?
取查得;
;
由表7-3查得查图7-10得;
由表7-425K?
1.?
vA4311.?
1.09?
.05KK?
KKK?
1.251K?
则;
VAH1.431[2]
mm95.03?
6059.17?
d?
d1.?
修正3t111.3m?
d/z?
60.95/17?
3.58mm11m?
3.5由表7-6取标准模数3．校核齿根弯曲疲劳强度
4.02.Y?
4由图7-18查得2FS1FSY?
0.7取?
由式（7-12）校核大小齿轮的弯曲强度
2KTI2?
1.43?
113290?
87MP?
.?
07?
76.YY?
4.2?
1a1FF1FS2231?
173.53?
Zm[2]1dY04.2FS?
]?
73.20MP[.?
7687F1aF2F22Y.4[2]
[1FS所以，初选的齿轮齿数和计算出的模数符合要求。
求得齿轮8和9的齿数和模数分别为z8=17m8=3.5
z9=66m9=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+0.51+0.8203-0.54050607+0.218809+0.16910
3333333
35205147623156
20?
20
20517．3?
2053．66?
20341
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?
3.5?
66dn?
340?
4.11m/sv?
的是传动平稳性精度等级。
据圆周速度60?
100060000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
F?
Ff该齿轮属中等精度，且为批量生产查表、、、12-3选定?
iiW．
及组成检验方案。
根据mm?
231mm27bmzd?
66?
111可得公差值：
、表12-15查表12-13、表12-1445?
F25?
F36?
F第Ⅰ公差组p?
r10?
ff?
119f?
第Ⅱ公差组±
pbptf9F?
第Ⅲ公差组?
计算齿轮副侧隙和确定齿厚极限偏差代号代号sm/?
4.11vj查得12-10计算齿轮副的最小极限侧隙按油池润滑和由表inmn0350.3.5?
01?
0.01?
j?
0.nn1?
sint?
）j?
2a（?
[6]
2221t1n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
c10/c?
10.?
11.5?
105?
/?
，。
21）?
175（66?
z2）3.m（z1[6]
传递的中心距amm?
14525
2225.145所以，mm.031?
0.038j?
2n120确定齿厚极限偏差代号齿厚上偏差由式（12-15）?
222?
F2.?
f104ftan?
f?
2bb1a2n1nn?
E'
ss?
cos2?
n[6]设檬壁系滞巢步肃墟漳秆崔延谅数控车脆风尾鼓床主传动机构章洛储啡鹤沾脐
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