【正文】 發(fā)熱都將成為突出矛盾，因此， ? 軸轉(zhuǎn)速也不宜也太高， ? 軸轉(zhuǎn)速一般取 700~1000r/min 左右較合適。 因此，使中間變速組降速緩慢。以減少結(jié)構(gòu)的徑向尺寸，在電機(jī)軸 I 到主傳動(dòng)系統(tǒng)前端軸 ? 增加一對(duì) 26/54 的降速齒輪副，這樣，也有利于變型機(jī)床的設(shè)計(jì)，改變降速齒輪傳動(dòng)副的傳動(dòng)比，就可以將主軸 18 級(jí)轉(zhuǎn)速一起提高或降低。 （ 2）中間軸的轉(zhuǎn)速 對(duì)于中間傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速的考慮原則是：妥善解決結(jié)構(gòu)尺寸大小和噪音，振動(dòng)等性能要求之間的矛盾。 中間傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)速較高時(shí)，中間傳動(dòng)軸和齒輪承受扭矩小，可以使軸徑和齒輪模數(shù)小些： d? 4M , m? 3M 從而可使 結(jié)構(gòu)緊湊。但這樣引起空載功率 pL 和噪音加大： N空 =1/ 610 ( n? da +cd主 n)KW 式中： C—— 系數(shù)，兩支承滾動(dòng)軸承和滑動(dòng)軸承 C=，三支承滾動(dòng)軸承 C=10； da —— 所有中間軸軸徑的平均值； d主 —— 主軸前后軸徑 的平均值 南華大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 10 頁(yè) 共 71 頁(yè) n? —— 中間傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速之和 n—— 主軸轉(zhuǎn)速（ r/min） pL =20lg 6 11 0 l g ( ) 4 . 5 ( 1 t a n ) ( )anc m z q m z n???????? 主 主K 式中：（ ()amz —— 所有中間傳動(dòng)齒輪的分度圓直徑的平均值 mm。 ()mz主 —— 主軸上齒輪分度圓直徑的平均值 mm。 q—— 傳到主軸上所經(jīng)過的齒輪對(duì)數(shù) ? —— 主軸齒輪螺旋角 1c ,K—— 系數(shù)，根據(jù)機(jī)床類型及制造水平選取，我國(guó)中型車床，銑床1c =，車床 K=54，銑床 K= 從上述經(jīng)驗(yàn)公式可知，主 軸 n 和中間傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速和 對(duì)機(jī)床噪音和發(fā)熱的關(guān)系，確定中間軸轉(zhuǎn)速時(shí)，應(yīng)結(jié)合實(shí)際情況做相應(yīng)的修正。 a，對(duì)高速輕載或精密機(jī)床，中間軸轉(zhuǎn)速宜取低些 b,控制齒輪圓周速度 v8m/s(可用７級(jí)齒輪精度 )，在此條件下，可適當(dāng)選用較高的中間軸轉(zhuǎn)速。 （ 3），齒輪傳動(dòng)比的限制 機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)中，齒輪副的極限傳動(dòng)比： a, 升速傳動(dòng)中，最大傳動(dòng)比 maxU ?2 ，過大，容易引起振動(dòng)的噪音。 b, 降速傳動(dòng)中，最小傳動(dòng) 比 minU ? 1/4。過小，則主動(dòng)齒輪與被動(dòng)齒輪的直徑相差太大 將導(dǎo)致結(jié)構(gòu)龐大。 （ 4）分配最小傳動(dòng)比 a,決定軸 VVI 和 VI V? 的傳動(dòng)比，根據(jù)臺(tái)式銑床的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，及對(duì)同類車床的比較，為使傳動(dòng)平穩(wěn)取其傳動(dòng)比為 1， b,決定各變速組的傳動(dòng)比； 由前面 2 軸的轉(zhuǎn)速及中間軸轉(zhuǎn)速的分析，及齒輪傳動(dòng)比的現(xiàn)在，根據(jù)“前緩后急”的原則，取軸 IVV的最小降速比為極限值的 1/4， ? =， =4，軸 IIIIV和軸 IIIII 均取 minU =1/ 4? 南華大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 11 頁(yè) 共 71 頁(yè) （ 5）擬定轉(zhuǎn)速圖： 根據(jù)結(jié)構(gòu)圖及結(jié)構(gòu)網(wǎng)圖及傳動(dòng)比的分配，擬定轉(zhuǎn)速圖 ，如下圖 所示 ： 圖 傳動(dòng)系統(tǒng)圖 齒輪齒數(shù)的確定及傳動(dòng)系統(tǒng)圖的繪制 1 齒輪齒數(shù)的確定的要求 可用計(jì)算法或查表確定齒輪齒數(shù)，后 者更為簡(jiǎn)便，根據(jù)要求的傳動(dòng)比 u 和初步定出的傳動(dòng)副齒數(shù)和 ZS ，查表即可求出小齒輪齒數(shù)： 選擇是應(yīng)考慮： a,傳動(dòng)組小齒輪不應(yīng)小于允許的最小齒數(shù)，即： ? ?min minZZ? 推薦： 對(duì)軸齒輪 ? ?minZ =12，特殊情況下 ? ?minZ =11， 對(duì)套裝在軸上的齒輪， ? ?minZ =16，特殊情況下 ? ?minZ =14， 南華大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 12 頁(yè) 共 71 頁(yè) 對(duì)套裝在滾動(dòng)軸承上的空套齒輪， ? ?minZ =20； 當(dāng)齒數(shù)少于不發(fā)生根切的最小齒數(shù)時(shí)（壓力角a=20 的直齒標(biāo)準(zhǔn)， minZ =17），一般需對(duì)齒輪進(jìn)行正變位修正。 b,保證強(qiáng)度和防止熱處理變形過大，齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚 2m?? ，一般取 5mm?? 則min Tz m??，如圖 所示。 c、 同一傳動(dòng)組的個(gè)齒輪副的中心矩應(yīng)相等。若摸數(shù)相等時(shí)，則齒數(shù)和亦相等，但由于傳動(dòng)比要求，尤其是在傳動(dòng)中使用了公用齒輪后，常常滿足不了上述要求，機(jī)床上可用修正齒輪，在一定范圍內(nèi)調(diào)整中心矩使其相等但修正量不能太大，一般齒數(shù)差不能夠超過 3~4 個(gè)齒。 2 變速傳動(dòng)組中齒輪齒數(shù)的確定 為了減少齒輪數(shù)目和縮短變速箱的軸向尺寸，這里采用了公用齒輪。但由于公用齒輪的采用，使兩個(gè)傳動(dòng)組間的傳動(dòng)比互相牽制，不能獨(dú)立地按照最緊湊的原則決定傳動(dòng)件的尺寸，因此，徑向尺寸一般較大，此外，公 用齒輪的兩側(cè)齒面同時(shí)嚙合會(huì)影響其磨損和壽命。 這里我們采用查表法來(lái)確定齒輪的齒數(shù)。查《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》確定個(gè)齒輪齒數(shù)如下： 軸 IIIII 間變速齒輪齒數(shù)的確定： 由于公比 ? =，傳動(dòng)比為 1U =1/ 4? = ? ， 2U =1/ 3? = ? ， 3U =1/ ? 設(shè)：傳動(dòng)組中最小齒輪齒數(shù) 1Z =16，查 《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》表 可查得： 1U =16/39 （ %）， 2U =19/36 （ %）， 3 U =22/33 （ %） 齒數(shù)和為 zS =55 公用齒輪選為 39。1Z =39 軸 IIIIV 間變速組齒輪齒數(shù)的確定 ：傳動(dòng)比為 1U =1/ 4? 2U =1/ 3? 3U = 2? 根據(jù) 3U = ，主動(dòng)輪齒數(shù)為 39，從表 可查得： 1U =18/47 （ %），南華大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 13 頁(yè) 共 71 頁(yè) 2U =28/37 （ %）， 3 U =39/26 （ %） 齒數(shù) 和為： zS =65 軸 IVV間變速組齒輪齒數(shù)的確定： 由于變數(shù)組齒輪傳動(dòng)比和各傳動(dòng)副上受力差別較大 齒輪副的速度變化，受力差別較大，為了得到合理的結(jié)構(gòu)尺寸，可采用不同模數(shù)的齒輪副。 軸 IVV間的兩對(duì)齒輪，其傳動(dòng)比為 1U =1/4, 2U =2 分別取 1m ＝４， 2m ＝３ 則 1ZS／2ZS＝ 2e ／ 1e ＝３／４ ?。耍剑常?，1ZS＝３０ x3=90, 2ZS=30x4=120 按傳動(dòng)比將齒數(shù)分配如下： 1U =1/4=18/72? 19/71 ， 2U =2=80/40? 82/38 軸 VVI 及 VIVII 間齒數(shù)確定， 由于這兩個(gè)傳動(dòng)組只是改變傳動(dòng)方向，不起便速度作用，只需考慮其結(jié)構(gòu)尺寸及磨損振動(dòng)和噪音等因素。，取 VVI 軸間錐材料齒輪齒數(shù)為２９，Ｖ IVII 軸間齒輪齒數(shù)為 67。 3 主軸轉(zhuǎn)速系列的驗(yàn)算 主軸轉(zhuǎn)速在使用上并要求十分準(zhǔn)確，轉(zhuǎn)速稍高或稍低并無(wú)太大影響，但標(biāo)牌上標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列的數(shù)值一般也不允許與實(shí)際 轉(zhuǎn)速相差太大。 由確定的齒輪齒數(shù)所得的實(shí)際轉(zhuǎn)速與傳動(dòng)設(shè)計(jì)理論值難以完全相符，需要驗(yàn)算主軸各級(jí)轉(zhuǎn)速，最大誤差不得超過 10 1 %???（ ） 即 nnn n??? 理 論實(shí) 際理 論? 10 1??（ ） % 主軸的各級(jí)實(shí)際轉(zhuǎn)速分別為： ， ， ， 58， ， ， 115， 148， 187， ， ， 468， 602， 760， 927， ， r/min nnn n??? 理 論實(shí) 際理 論= 3030?=2% 而 10 1??（ ） %=%故符合條件 同理：經(jīng)驗(yàn)算，其他各級(jí)轉(zhuǎn)速也滿足要求。 4 傳動(dòng)系統(tǒng) 圖 的繪制 南華大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 14 頁(yè) 共 71 頁(yè) 轉(zhuǎn)速圖和齒輪齒數(shù)確定后，變速箱的結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度也 基本確定了（如齒輪個(gè)數(shù)，軸數(shù)，支承軸，為使變速箱的結(jié)構(gòu)緊湊，合理布置齒輪是一個(gè)重要的問題，因?yàn)樗苯佑绊懽兯傧涞某叽?，變速操作的方便性和結(jié)構(gòu)實(shí)現(xiàn)的可行 性問題，在考慮主軸適當(dāng)?shù)闹С芯嗪蜕釛l件下，一般應(yīng)盡可能減少變速箱尺寸。這里為使變速操作的方便，提高效率采用電磁離合器操縱方式。根據(jù)計(jì)算結(jié)果，繪制出傳動(dòng)系統(tǒng)圖，如圖 所示 圖 主傳動(dòng)系統(tǒng)圖 主運(yùn)動(dòng)傳動(dòng)鏈的傳動(dòng)路線表達(dá)式如下 ： 電動(dòng)機(jī) I— 2625 — II—163919362233??????????????????— III—184728373926??????????????????— IV—19218238????????????=V— 2929 — VI— 6767 — VIII（主軸） 南華大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 15 頁(yè) 共 71 頁(yè) ２ .２ 傳動(dòng)件的估算與驗(yàn)算 傳動(dòng)軸的估算和驗(yàn)算 傳動(dòng)軸除應(yīng)滿足強(qiáng)度要求外，還應(yīng)滿足剛度要求。強(qiáng)度要求保證軸在反復(fù)載荷和扭轉(zhuǎn) 載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)精度要求高，不允許有較大的變形因此，疲勞強(qiáng)度一般不是主要矛盾，除載荷很大的情況下，可以不必驗(yàn)算軸的強(qiáng)度。剛度要求保證軸在載荷下不致產(chǎn)生過大的變形（彎 曲，失穩(wěn)，轉(zhuǎn)角）。若剛度不足，軸上的零件如齒輪，軸承等將由于軸的變形過大而不能正常工作，或產(chǎn)生振動(dòng)和噪聲，發(fā)熱，過早磨損而失效。因此，必須保證傳動(dòng)軸有足夠的剛度?？梢韵扰まD(zhuǎn)剛度估算軸的直徑，畫出草圖后，再根據(jù)受力 情況，結(jié)構(gòu)布置和有關(guān)尺寸，驗(yàn)算彎曲剛度。 1 傳動(dòng)軸直徑的估算 傳動(dòng)軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下列公式估算傳動(dòng)軸直徑： d=91 ? ?4jNn ? mm 式中： N—— 該傳動(dòng)軸的輸入功率 N—— Ny? KW N? —— 電機(jī)額定功率 y —— 從電機(jī)到該傳動(dòng)軸之間傳動(dòng)件的傳動(dòng)效率的乘積 （不計(jì)該軸軸承上的效率）。 jn —— 該傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速； 計(jì)算轉(zhuǎn)速 jn 是傳動(dòng)件能傳遞全部功率的最低轉(zhuǎn)速，各傳動(dòng)件的計(jì)算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖上，按主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速和相應(yīng)的傳動(dòng)關(guān)系而確定，而中型車，銑床主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為： jn （主） =2 13minn ?? ??? —— 每米長(zhǎng)度上允許的扭轉(zhuǎn)角（ deg/m） ?？筛鶕?jù)傳動(dòng)軸的要求選取。 南華大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 16 頁(yè) 共 71 頁(yè) 對(duì)傳動(dòng)軸剛度要求 允許扭轉(zhuǎn)角 主軸 一般傳動(dòng)軸 較低的軸 ??? （ deg/m） 估算時(shí)應(yīng)注意： （ 1） ??? 值為每米長(zhǎng)度上允許的扭轉(zhuǎn)角，而估算的傳動(dòng)軸的長(zhǎng)度往往不 足 1m，因此，在計(jì)算 ? 時(shí)應(yīng)按軸的實(shí)際長(zhǎng)度 計(jì)算和修正，如軸為 500mm，取 ??? =1deg/m則 d=91 4 1000 1500jNn ?? mm （ 2） 效率 y 對(duì)估算軸徑 d 影響不大，可以忽略 （ 3） 如使用花鍵是可根據(jù)估算的軸徑 d 選取相近的標(biāo)準(zhǔn)花鍵軸的規(guī)格，主軸總軸徑可參考統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)確定； 車床 6080 7090 70105 95130 110145 升降臺(tái)銑床 5090 6090 6095 75100 90105 各軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速： 8 13m in 6vjjjn n n n n? ?? ? ? ?從主 =95 r/min IVjn =118 m/min IIIjn =300 r/min IIjn =750 r./min Ijn =1450 r/min 軸徑的估算： Id =91x 4 1? = 南華大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 17 頁(yè) 共 71 頁(yè) IId =91x 4 1? = IIId =91x 4 1? = IVd =91x 4 1? = Vd =91x4 1? = 2 傳動(dòng)軸剛度的驗(yàn)算 （ 1）軸的彎曲變形的條件和允許值 機(jī)床的主傳動(dòng)軸 的彎曲剛度驗(yàn)算，主要驗(yàn)算軸上裝齒輪和軸承出的撓度 y 和傾角? 。各類軸的撓度 y，裝齒輪和軸承處的傾角 ? ，應(yīng)小于彎曲剛度的許用值 ??y 和??? ，即 ? ?yy? ? ???? 。 軸的彎曲變形的允許 值： 軸的類型 允許撓度 變形部位 允許傾角 一般傳動(dòng)軸 （ ~） 裝軸承處，裝齒輪處 剛度要求較高的軸 裝單列圓錐磙子軸承 安裝齒輪的軸 （ ~） 裝滑動(dòng)軸承處 安裝蝸輪的軸 （ ~） 裝單列徑向圓錐磙子軸承處 （ 2）軸的彎曲復(fù)形計(jì)算公式： 計(jì)算花鍵軸的剛度時(shí)可采用平均直徑 1d 或當(dāng)量直徑 2d 計(jì)算公式：矩形花鍵軸：平均直徑 1d =（ D+d） /2 當(dāng)量直徑 2d = 464I? 慣性矩： I= 426 ( ) ( )64d z D d D d? ? ? ? 南華大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 第 18 頁(yè) 共 71 頁(yè) 確定矩形花鍵軸的平均直徑 d1, 當(dāng)量直徑 d 2和慣性 In,慣性 In查《機(jī)床設(shè)