【文章內(nèi)容簡介】 得低速檔的 6 級轉(zhuǎn)速分別為45,67,103,154,230,340 r/min。 當機床處于高速 檔時 , 主軸共有 6 級，轉(zhuǎn)速范圍 nR = 2351800 =。 nR = 1?z? ，即 ? = 1?z nR =5 =,取 ? =≈ ,已 知 maxn =1800 ,查標準數(shù)列表 (見參考文獻 1第 6 頁 ). 從表中找到 maxn =1800, 就可每隔六個數(shù)取得一個數(shù) ,得高速檔的 6 級轉(zhuǎn)速分別為 236,354,543,815,1200,1800 r/min。 基本參數(shù)確定后，就可以根據(jù)需要確定具體的傳動方式了，首現(xiàn)確定數(shù)控機床的主傳動方式。數(shù)控機床的主傳動要求傳遞給一定的功率，要求主軸轉(zhuǎn)速可以按加工要求在一定的轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)作有級機速，并且要求轉(zhuǎn)速的轉(zhuǎn)換要迅速可靠，并能滿足壽 命要求。 齒輪變速機構(gòu)的設(shè)計 由于整個裝置為級變速，傳動副數(shù)由于結(jié)構(gòu)的限制以 2或 3為合適，即變速級數(shù) Z應(yīng)為 2 和 3 的因子 Z= a2 3?？梢杂袃煞N方案： 方案一 12=2 3 2 金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第 2章 主傳動方案的擬定 8 圖 21 主軸箱傳動方案 1 傳動齒輪數(shù)目 2（ 2+3+2） =14。 傳動軸數(shù)目為 4根。 操縱機構(gòu)較為簡單：兩個滑移齒輪和一個三聯(lián)滑移齒輪，可單獨也可集中操縱。 方案二 12=3 4 圖 22 主軸箱傳動方案 2 傳動齒輪數(shù)目 14個。 傳動軸數(shù)目為 3根。 金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第 2章 主傳動方案的擬定 9 兩 方案結(jié)構(gòu)非常相似，運用的齒輪數(shù)量相當?shù)桨付校虚g軸上齒輪較多，所承擔負載較大，對軸的剛度要求過高，負載時軸的變形過大影響機床加工的精度。相對來說方案一軸的數(shù)目較多，但結(jié)構(gòu)還是比較清晰，沒根軸上的載荷分配比較均勻，受載時變形較少，有利于提高傳動精度。綜合各方面因素選用方案一較為合適。 各級傳動比的計算 假設(shè)結(jié)構(gòu)如圖： 圖 23 傳動比分配圖 由于已經(jīng)設(shè)計了各軸之間的相對位置關(guān)系，由傳動系統(tǒng)草圖知共有六個傳動比。 分別設(shè)齒輪 1和齒輪 4之間的傳動比為 14i ,齒輪 2和齒輪 5之間的傳動比為 25i ,齒輪 8和齒輪 9之間的傳動比為 89i ,齒輪 3和齒輪 6之間的傳動比為 36i ,齒輪 7和齒輪 10之間的傳動比為 710i ,帶輪傳動比為 輪帶i 。 設(shè)其中 25i 14i 36i 。當處于低檔時，手動操作使得齒輪 12 和齒輪 14 嚙合。 當中間的電磁離合器得電，齒輪 2 和齒輪 5 之間嚙合，當時的主軸轉(zhuǎn)速最小，為 45或 67 r/min。 可得 25i 89i 輪帶i 1113i 1500=45r/min 25i 89i 輪帶i 1214i 1500=67 r/min 當左側(cè)的電磁離合器得電，齒輪 3 和齒輪 6 之間嚙合，當時的主軸轉(zhuǎn)速最大，為 226或 340 r/min。 可得 36i 89i 輪帶i 1113i 1500=230 r/min 36i 89i 輪帶i 1214i 1500=340 r/min 當右側(cè)的電磁離合器得電，齒輪 1和齒輪 4 之間嚙合，當時的主軸轉(zhuǎn)速為 100 或 150 可得 14i 89i 輪帶i 1113i 1500=100 r/min 14i 89i 輪帶i 1214i 1500=150 r/min 金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第 2章 主傳動方案的擬定 10 當處于高檔時，手動操作使得齒輪 7和齒輪 10 嚙合 236 或 354 可得 25i 710i 輪帶i 1113i 1500=235 r/min 25i 710i 輪帶i 1214i 1500=354 r/min 當左側(cè)的電磁離合器得電 ，齒輪 3和齒輪 6 之間嚙合，當時的主軸轉(zhuǎn)速最大，為 1200或 1800 可得 36i 710i 輪帶i 1113i 1500=1200 r/min 36i 710i 輪帶i 1214i 1500=1800 r/min 當右側(cè)的電磁離合器得電，齒輪 1和齒輪 4 之間嚙合，當時的主軸轉(zhuǎn)速為 543 或 816 可得 14i 710i 輪帶i 1113i 1500=543 r/min 14i 710i 輪帶i 1214i 1500=815 r/min 由這 6各方程聯(lián)列可解得 25i ≈ 14i ≈ 36i ≈ 89i ≈ 710i ≈ 輪帶i ≈ 1214i ≈ 1113i ≈ 傳動比的選用時，應(yīng)注意的幾個問題，充分使用齒輪副的極限傳動比 minu =1/4，maxu =2， 這個傳動方案采用了帶輪變速和齒輪變速相結(jié)合的方式，不但保證了低速時的傳動力矩，而且減少了傳動件數(shù)，進而減少了傳動過程中產(chǎn)生的誤差。在實踐中，若傳動比過大，特別是中間軸的傳動，會導(dǎo)致齒輪和箱體尺寸過大，齒輪線速度增大，容易產(chǎn)生振動和噪音，不利于提高加工精度。這組齒輪傳動中傳動比合適，零件尺寸適中，既有利于減少震動和噪音，又有利于提高傳動的精度。 各軸轉(zhuǎn)速的確定方法 由傳動比和電機的轉(zhuǎn)速，可以計算出各軸的轉(zhuǎn)速； 1.Ⅰ 軸的轉(zhuǎn)速 Ⅰ軸從電機得到運動，經(jīng)傳動系統(tǒng)轉(zhuǎn)化成各級轉(zhuǎn)速。電機轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)速和主軸最高轉(zhuǎn)速應(yīng)相接近。顯然，從傳動件在高速運轉(zhuǎn)下恒功率工作時所受扭矩最小來考慮，Ⅰ軸不宜將電機轉(zhuǎn)速降得太低。但如果Ⅰ軸上裝有摩擦離合器一類部件時，高速下摩擦損耗、發(fā)熱都將成為突出矛盾，因此，Ⅰ軸轉(zhuǎn)速也不宜太高機床的Ⅰ軸轉(zhuǎn)速一般取 700～ 1000 r/min 左右比較合適。另外也要注意到電機與Ⅰ軸的傳動方式，如用帶輪傳動時，降速比不宜太大，和主軸尾部可能干涉。 2. 中間傳動軸的轉(zhuǎn)速 對于中間傳動軸的轉(zhuǎn)速的考慮原則是：妥善解決結(jié)構(gòu)尺寸大小與 噪音、振動等性能要求之間的矛盾。中間傳動軸的轉(zhuǎn)速較高時，中間傳動軸和齒輪承受扭矩小，可以使軸徑和金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第 2章 主傳動方案的擬定 11 齒輪模數(shù)小些，從而可以使結(jié)構(gòu)緊湊。但是，這將引起空載功率和噪音加大。從經(jīng)驗知：主軸轉(zhuǎn)速和中間傳動軸的轉(zhuǎn)速時，應(yīng)結(jié)合實際情況作相應(yīng)修正： 對于功率較大的重切削機床，一般主軸轉(zhuǎn)速較低，中間軸的轉(zhuǎn)速適當取高一些對減小結(jié)構(gòu)尺寸的效果較明顯。對高速輕載或精密機床，中間軸轉(zhuǎn)速宜取低一些。 控制齒輪圓周速度 smV /8? ，在此條件下，可適當選用較高的中間軸轉(zhuǎn)速。 轉(zhuǎn)速圖的確定 運動參數(shù)確定以后，主軸各級轉(zhuǎn)速就已經(jīng)知道了，而且根據(jù)設(shè)計出來的各級齒輪的傳動比，這樣就可以擬定主運動的轉(zhuǎn)速圖，使主運動逐漸具體化。 電動機 Ⅰ軸 Ⅱ軸 主軸451031542303402363545438151200180015001000：153：3120：6235：4754：4117：66 此機床集中傳動 :公比為 ?? ,級數(shù) Z=12,變速范圍 R=1800/45=40。 金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第 3章 動力計算 12 齒輪的計算 (計算過程參考文獻 2 第八章 ) 確定齒輪齒數(shù)和模數(shù)（查表法） 可以用計算法或查表法確定齒輪齒數(shù)，后者更為簡便。根據(jù) 上面計算的傳動比和初步定出的小齒輪齒數(shù)，查表即可求出齒輪副齒數(shù)之和，再減得大齒輪的齒數(shù)。 用查表法求Ⅰ軸和Ⅱ軸上的齒輪的齒數(shù)和模數(shù) 1. 常用傳動比的適用齒數(shù)（小齒輪） 選取時應(yīng)注意：不產(chǎn)生根切。一般取 Zmin≥ 18～ 20； 保證強度和防止熱變形過大，齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚δ≥ 2m,一般取δ＞ 5mm 則 Zmin≥ +2T/m。 同一傳動組的各對齒輪副的中心距應(yīng)當相等。若模數(shù)相同，則齒數(shù)和亦應(yīng)相等。但由于傳動比的要求，尤其是在傳動中使用了公用齒輪后，常常滿足不了上述要求。機床上可用修正齒輪，在一定范圍內(nèi)調(diào) 整中心距使其相等。但修正量不能太大，一般齒數(shù)差不能超過 3～ 4個齒。 為了防止各種碰撞和干涉，三聯(lián)滑移齒輪的相鄰兩齒輪的齒數(shù)差應(yīng)大于 4。 所以，可以假設(shè)其中最小的齒輪 2齒數(shù)為 20，而且由上可知，齒輪 2和齒輪 5之間的傳動比為 ，查常用傳動比的適用齒數(shù)（小齒輪）表，可找到最接近的傳動比為 ，當時的齒數(shù)之和為 82。可得大齒輪齒數(shù)為 62。 2. 齒輪模數(shù)的估算 按接觸疲勞和彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù)比較復(fù)雜 ,而且有些系數(shù)只有在齒輪各參數(shù)都已經(jīng)知道后方可確定 ,所以只在草圖畫完之后校核用。在畫草圖之前，先估算，再 選用標準齒輪模數(shù)。 齒輪彎曲疲勞的估算： ?m ≥ 323 znjN mm 其中 N計算齒輪傳遞的額定功率 N=η Nd 齒輪點蝕的估算： A≥ 3703njNmm 其中 nj 為大齒輪的計算轉(zhuǎn)速 ,A為齒輪中心距。 由中心距 A及齒數(shù) z z2求出模數(shù)： 212zz Amj ?? 根據(jù)估算所得 ?m 和 mj 中較大得值 ,選取相近的標準模數(shù) 金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第 3章 動力計算 13 以齒輪 2 和齒輪 5 為例 nj =輪帶i n=1500 =801 r/min N= = ?m ≥ 32 3 062 ??≈ A≥ 3703 ?≈ 6220 ???mj ≈ 所以 ,根據(jù) mj 選取 ,為了保證模數(shù)一定滿足要求 ,假設(shè)齒輪 2和齒輪 5的模數(shù)為 3 由此可知 ,輸入軸 1 和傳動軸 2之間的中心距為 A= 2 )52( zzm ?? = 2 )6220(3 ?? =123mm 同理且根據(jù) 1軸和 2軸之間的距離始終為 123mm,可得出 1軸和 2軸之間其余的齒輪的齒數(shù)和模數(shù) 分別為 z1=35 m1=3 z4=47 m4=3 z3=51 m3=3 z6=31 m6=3 確定齒輪的齒數(shù)和模數(shù)（計算法）并校核 以齒輪 8 和 9 為例 設(shè)計時采用最高轉(zhuǎn)速，即齒輪 10 的轉(zhuǎn)速為 1800r/min,已知該組齒輪傳遞的功率為,已知傳動比為 89i ≈ ,假設(shè)齒輪對稱布置 ,使用壽命為 8 年 ,每年以 300 工作日計 ,兩班制 ,中等沖擊 ,齒輪單向回轉(zhuǎn)。 齒輪的材料、精度和齒數(shù)選擇 因傳遞功率不大、轉(zhuǎn)速不高、材料按表 71 選取，都采用 55 鋼，鍛造毛坯，大齒輪正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面。 齒輪精度用 6 級，軟齒表面粗糙度為 aR 。 軟齒面閉式傳動，失效形式為點蝕，考慮傳動平穩(wěn)性，取齒輪 8的齒數(shù)為 17，則齒輪9為 17/=66 設(shè)計計算 （ 1）、設(shè)計準則按齒面接觸疲勞強度設(shè)計，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 金陵科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第 3章 動力計算 14 （ 2）、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 3 11 ][ )1(2 u uKTZZZddHEHt ??? ?? 1T =? mmNmmNnp .1 1 3 2 9 8 0 0 66 ?? ????? 由圖 76 選取材料的接觸疲勞極限應(yīng)力為 : aH MP580lim2 ?? , aH MP560m in2 ?? 由圖 77 選取材料的彎曲疲勞極限應(yīng)力為 : aF MP230lim1 ?? , aF MP210lim2 ?? 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N由式 (73)計算 830016171800601 ??????N = ? ?2N ?uN1 89 ???? 由圖 78 查 得接觸疲勞強度壽命系數(shù) 11?NZ , ?2NZ 由圖 79 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 11?NY , ?2NY 1, 由表 72 查得接觸疲勞安全系數(shù) ?minHS 1,彎曲疲勞安全系數(shù) ?minFS ,又 STY =,試選 ?tK 由前面的式子求得許用接觸應(yīng)力和許用彎曲應(yīng)力 aNHHm MPZS 580][ 1limlim1 ??