【文章內(nèi)容簡介】 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?對于數(shù)控車床，?削的要求，應(yīng)使轉(zhuǎn)速有一些重復(fù)，故取 Z=2（6）擬定轉(zhuǎn)速圖和功率特性圖如圖 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)：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b3bb + +△, △=1 4 mm。 綜合考慮個因素，擬訂傳動系統(tǒng)示意圖，如圖?32:。圖 主傳動系統(tǒng)示意圖第三章 傳動系統(tǒng)零部件設(shè)計 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 40176。、相對高度進似為 、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(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。傳動功率 P＜700kW。傳動比 i≤10 軸間距小的傳動。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)。．V 帶傳動設(shè)計 　(1)設(shè)計功率的確定：查得工況系數(shù) ?AKkWPAd .3???(2) 選定帶型：根據(jù) 確定為 B 型。(3)傳動比：根據(jù)轉(zhuǎn)速圖知,傳動比為 ?u(4)確定小帶輪基準直徑：參考表取 md125(5)確定大帶輪直徑： ????mndd 20% ?????????????取標準值 md20?(6) 驗算帶速： smsnvd ????因為 在 之間，所以經(jīng)濟耐用。???v2~(7)初定帶輪軸中心距 ：0a得： ???????即： 6056570? 初取 40?(8)確定帶基準長度 ：0dL????0121042adaLd ????m????????? 選取基準長度 Ld120?(9)計算實際軸間距 ：a md ????????????取標準值 。ma45?安裝時所需最小軸間距： ??Ld ?????張緊或補償伸長所需最大軸間距： mad .??(10)驗算小帶輪包角： ???????????? ?所以小帶輪包角合適。(11)單根 V 帶的基本額定功率 ：1P根據(jù) 和 查得 B 型 V 帶的基本額定功率md125?in50rn?。?(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： ?(13)計算帶的根數(shù)： ?????? ??????ladPz取 根。5(14)單根 V 帶的預(yù)緊力 ：?????????? ?? N924?(15)作用在軸上的力： NzFr ????(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。 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。 （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） 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，0Pd0n輸出轉(zhuǎn)矩 =9550 =0T0P/n7mN?軸 I = =11 = 為帶傳動效率1P0??0? = = =750r/minni:5/2ir =9550 =?中間軸 II = = =， 分別為軸承、齒21?2?1?2輪傳動效率。 = = =521 r/min2n1i? =9550 =9550 =T??高速檔軸 III = = =， 分別為、軸 III32?3?23?上軸承、齒輪傳動效率 = =521 1=521 r\min3n2?i: =9550 =9550 =3T??低速檔軸 III = =?3 = =521 =217 r\minn?i: =9550 =9550 =3T??動力傳動情況表：功率 kw 轉(zhuǎn)矩 ?軸號輸入 輸出 輸入 輸出轉(zhuǎn)速r\min傳動比傳動效率 ?電機 11 70 1500 軸 I 70 107 1：1.6軸 II 183 521 1：1.8高速 155 183 521 1:1 III低速 155 484 217 1: 齒輪副(32/76) 齒輪的設(shè)計與校核 因生產(chǎn)批量較小，故小齒輪用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度 241HB~286HB,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217HB~255HB,平均取為 :圖 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 = .1T?? 齒寬系數(shù) =?接觸疲勞強度極限 =710MPa, =580MPa,lim1H?lim2H許用接觸疲勞強度極 = =639 MPa, ??li1= =522MPa2Hlim2 取 值 β= 查表 =82dA01 dA初步計算小齒輪直徑 = = =??13d2(i)HTA????32180(1).7568??取 =90mm1d初步計算齒寬 b=36mm,取 b=35mm2).校核計算圓周速度 v v= =????精度等級 8 級齒數(shù) Z 和模數(shù) m =32,m= =,所以取 m=3 , =96mm1Z31d =76,m=3, =76 3=232mm22d?使用系數(shù) =動載荷系數(shù) =齒間載荷分配系數(shù) = =3751NH?1t2dTF?83096 = =\mm100N\mmtAbK75. =[ ( + )]cosβ???1Z2=[ ] =????????????????? .860.???? 0tantan2rcrc9osos1t??? /bnt? ?? 由此得 2/cosHFbK????? .?齒間載荷分布系數(shù) 查表 =HK?H?231dABCb????????? = ????載荷系數(shù) K K= = =?? 彈性系數(shù) = 節(jié)點區(qū)域系數(shù) = 重合度系數(shù) 由式得因 得 故? 1???? ??43Z?? ???? ??? 螺旋角系數(shù) Z?cos9Z? 接觸最小安全系數(shù) = 總工作時間 =10 300 8 =4800hht ht? 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 估計 ,則查表指數(shù) m= =1Lmniihi1ax6tT????????? =60 1 625 4800 ( +??+ )==接觸壽命系數(shù) 查圖 =, =許用接觸應(yīng)力 = = =798MPa??H???1Hlim1NHZS??= = =690MPa2FaY58.驗算 = H?EZ?21(i+)bdKT= ? (.4+)96=640MPa 698MPa 滿足要求.3).確定傳動主要尺寸 分度圓直徑 由以上運算知道 =32, =76,模數(shù) =3。1Z2nm /costnm??03/?分度圓直徑 = = 32=? = 76=? 中心距 a = =165mm12)m(za?3(+76)齒寬 b 大齒輪 ,小齒輪25b?135bm?2. 齒面彎曲疲勞強度驗算齒形系數(shù) ? ?? 查表得 應(yīng)力重合修正系數(shù) 查表得 ?重合系數(shù) Y? ?? ?????????????????? = 0. . ==+ =+ =??.12螺旋角系數(shù) Y? ??????minY?齒間載荷分配系數(shù) 由上面知 =?FK?齒間載荷分布系數(shù) b/h=35/ ( )= 查相關(guān)圖知 =? FK?載荷系數(shù) K K= =1..25 =???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 =應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 估計 ,則查表指數(shù) m== =60 2 625 4800 (mni1hi6axtT???????????+ + )=.?=60 1 698 4800 ( + ?. .95?+ )=. 71彎曲壽命系數(shù) 查彎曲壽命系數(shù)圖 =, =尺寸系數(shù) 査尺寸系數(shù)圖 = x x許用彎曲應(yīng)力 =??F??? MPS????=??2F? aFYMPS???驗算 = 111aSnKTbd?? ????=277MPa??1F? 221FaSFY?.7563aMP???2F????傳動無嚴重過載情況,固不作靜強度校核. 估計傳動軸 II 的直徑在 35mm 左右,小齒輪分度圓直徑 =96mm,所以沒必要?1d Z=54 齒輪作滑移齒輪,所以應(yīng)與 Z=54 齒輪一起進行結(jié)構(gòu)設(shè)計,見零件圖. 齒輪副( )齒輪設(shè)計與校核3054因生產(chǎn)批量較小，故小齒輪用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度 241HB~286HB,平均取為 260HB,與之嚙合的大齒輪用 40Cr 合金鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 241HB~286HB,平均取為 。計算步驟如下：3. 齒面接觸疲勞強度計算1）.初步計算 轉(zhuǎn)矩 =9550 =9550 = .1T?? 齒寬系數(shù) =?接觸疲勞強度極限 =710MPa, =580MPa,lim1H?lim2H許用接觸疲