【文章內(nèi)容簡介】 轉(zhuǎn)速圖由電機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍(包括恒功率變速范圍)和各軸傳動(dòng)比,作數(shù)控車床的轉(zhuǎn)速圖, . 圖 2 轉(zhuǎn)速圖第三章 傳動(dòng)系統(tǒng)零部件設(shè)計(jì) 傳動(dòng)皮帶的設(shè)計(jì)和選定 （如無特殊說明，本小節(jié)公式均出自資料[5]）帶傳動(dòng)是由帶和帶輪組成傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力的傳動(dòng)。根據(jù)工作原理可分為兩類：摩擦帶傳動(dòng)和嚙合帶傳動(dòng)。摩擦帶傳動(dòng)是機(jī)床主要傳動(dòng)方式之一，常見的有平帶傳動(dòng)和V帶傳動(dòng)；嚙合傳動(dòng)只有同步帶一種。 普通V帶傳動(dòng)是常見的帶傳動(dòng)形式，其結(jié)構(gòu)為：承載層為繩芯或膠簾布，楔角為40176。、梯形截面環(huán)行帶。其特點(diǎn)為：當(dāng)量摩擦系數(shù)大，工作面與輪槽粘附著好，允許包角小、傳動(dòng)比大、預(yù)緊力小。繩芯結(jié)構(gòu)帶體較柔軟，曲撓疲勞性好。其應(yīng)用于：帶速V≤25～30m/s。傳動(dòng)功率P＜700kW。傳動(dòng)比i≤10軸間距小的傳動(dòng)。一．主要失效形式 1．帶在帶輪上打滑，不能傳遞動(dòng)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(qiáng)度和使用壽命是V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)的主要依據(jù)，也是靠摩擦傳動(dòng)的其它帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)的主要依據(jù)。 V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)(1)設(shè)計(jì)功率的確定：由表87查得工況系數(shù) (31)(2) 選定帶型：根據(jù)和由圖811確定選用A型。確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速傳V：1初選帶輪的基準(zhǔn)直徑由表86和表88確定：取小帶輪直徑=160mm2驗(yàn)算帶速V： (32)因?yàn)?m/sV30m/s,故帶速合適。3計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。=i?=160=208mm根據(jù)表88圓整為=224mm確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld 1初定帶輪距得： (33)即 初取 2計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長度： (34)由表82選帶的基準(zhǔn)長度Ld=1800mm3計(jì)算實(shí)際中心距： (35)安裝時(shí)所需最小軸間距： (36)張緊或補(bǔ)償伸長所需最大軸間距： (37)(5)驗(yàn)算小帶輪包角： (38)所以小帶輪包角合適。(6)計(jì)算帶的根數(shù)Z。1單根V帶的基本額定功率：根據(jù)和=1000r/min查表84a得基本額定功率=。再根據(jù)=1000r/min、i==查表85得： (39)2計(jì)算帶的根數(shù)z。 (310)取Z=4根計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值： (311)應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力計(jì)算壓軸力壓軸力的最小值為： (312)(9)帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸：由表810可查得為了減輕傳動(dòng)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(jìn)而傳給箱體，軸只承受轉(zhuǎn)矩，裝配裝置參見裝配圖。 皮帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 對(duì)三角皮帶帶輪設(shè)計(jì)的要求：⑴、重量輕；⑵、結(jié)構(gòu)工藝性好，無過大鑄造內(nèi)應(yīng)力，便于制造；⑶、質(zhì)量分布均勻；⑷、輪槽工作面要精細(xì)加工▽5～▽6，以減少皮帶的磨損；⑸、應(yīng)保證一定的幾何尺寸精度，以使載荷分布均勻；⑹、要有足夠的強(qiáng)度和剛度；⑺、盡可能的從經(jīng)濟(jì)角度加以考慮。 皮帶輪的材料 根據(jù)V=／s≦30m／s ,考慮到加工方便及經(jīng)濟(jì)性的原則，采用HT1530的鑄鐵帶輪。 結(jié)構(gòu)尺寸的設(shè)計(jì) ⑴、輪槽的設(shè)計(jì)對(duì)與A型皮帶由【3】*表1212查得有關(guān)參數(shù)表格 三1 A型帶各參數(shù)MfTsb△δBφ=3?161011668b?=17 B=（Z1）t+2s=（41）16+210=68mm (313)圖 1帶輪各參數(shù)的定義⑵帶輪的設(shè)計(jì)∵ mm＜300mm， 故采用腹板式。又：D1－d1=194－45=149＞100 ，故在腹板上開4孔，a）、有關(guān)結(jié)構(gòu)尺寸如下：d=25mm。 第I軸直徑d1=25=45mmD0=（D1＋d1）=（45＋194）=D1=224－26－2（－）=194mmd0=（280－30－58）=48mmL=2d=322=64mm=224＋7=231mm 軸系部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) Ⅰ軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與校核（如無特殊說明，本小節(jié)公式均出自資料[5]）I軸上的零件主要是齒輪1。一端用軸肩定位,另一端用套筒定位。（1）軸的選材和最小直徑得確定軸的材料選擇為：45號(hào)鋼（調(diào)質(zhì)處理）。軸的最小尺寸，由式（15－2）， 式中，由表15－3，可取得110，故： (314)（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度初步選擇滾動(dòng)軸承因該軸承僅承受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求選擇型號(hào)為6006的深溝球軸承，參數(shù)如下，安裝尺寸所以取安裝齒輪處的軸段23的直徑29mm。齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為37mm, 為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h,故取h=3mm,則軸環(huán)處的直徑，軸環(huán)寬度,取。 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=18mm,考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm,已知滾動(dòng)軸承寬度b=12mm,則軸Ⅰ結(jié)構(gòu)如圖所示：圖 1軸Ⅰ結(jié)構(gòu)圖軸的受力分析和彎矩的計(jì)算=，轉(zhuǎn)速=，轉(zhuǎn)矩 (315) 在水平面上 (316) 在垂直平面上 (317)（如下圖所示） (318) 對(duì)于直徑為d的圓軸，彎曲應(yīng)力為,扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為,將，則軸的彎扭合成強(qiáng)度條件為 (319)式中：—軸的計(jì)算應(yīng)力，MPa M—軸所受的彎矩，Nmm T—軸所受的扭矩，Nmm W—軸的抗彎截面系數(shù)，進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面D）的強(qiáng)度。根據(jù)校核公式及以上數(shù)據(jù)，以及軸雙向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力： 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，查表可得:。因此，故安全。圖 2 軸的載荷分析圖 ⅠⅡ軸齒輪組的設(shè)計(jì),精度等級(jí),材料及齒數(shù).根據(jù)選定的傳動(dòng)方案,選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng).（1）本次設(shè)計(jì)屬于金屬切削機(jī)床類,一般齒輪傳動(dòng),故選用6級(jí)精度.（2）(調(diào)質(zhì)),硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS.（3）選小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式(109a)進(jìn)行試算,即： (319)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值（1）試選載荷系數(shù)（2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩（3）由表107選取齒寬系數(shù)（4）由表106查得材料的彈性影響系數(shù)（5）由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。（6）由式1013計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次： (320)（7）由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)（8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（1012）得： (321)2）計(jì)算（1）小齒輪分度圓直徑，代入[]中較小的值： (322)（2）計(jì)算圓周速度： (323)（3）計(jì)算齒寬： (324)（4）計(jì)算齒寬與齒高之比： 模數(shù) (325) 齒高 (326) (327)（5）計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)，6級(jí)精度，由圖108查得動(dòng)載系數(shù)；直齒輪，由表102查得使用系數(shù)由表104查得6級(jí)精度，小齒輪非對(duì)稱支承時(shí)： (328)將數(shù)據(jù)代入得：； (329)由b/h=,，查圖1013得；故載荷系數(shù)： (330) （6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得： (331)（7）計(jì)算模數(shù)： (332)：由式（105）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為： (333)1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值（1）由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；（2）由圖1018查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，；（3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=，由式（1012）得： (334) （4）計(jì)算載荷系數(shù)K： (335) （5）查取齒形系數(shù)由表105查得。（6）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得。（7）計(jì)算大小齒輪的并加以比較： (336)大齒輪的數(shù)值大。2）設(shè)計(jì)計(jì)算：對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要