【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 以滿足主軸的恒功率調(diào)速范圍。（5）確定轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù) Z取 ，則4?dpf?對(duì)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(dòng)變速系統(tǒng)圖擬定傳動(dòng)系統(tǒng)的原則是：在保證機(jī)床的運(yùn)動(dòng)和使用要求的前提下，運(yùn)動(dòng)傳動(dòng)鏈要盡可能的短而簡(jiǎn)單；傳動(dòng)效率高以及操作簡(jiǎn)單方便 。首先要考慮某些結(jié)構(gòu)方面的問(wèn)題，考慮結(jié)構(gòu)能否實(shí)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(huì)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(jī)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(jī)床結(jié)構(gòu)緊湊。主軸變速擬采用通過(guò)滑移齒輪的移位來(lái)實(shí)現(xiàn)，需保證當(dāng)齒輪 2 與齒輪 4 完全脫開(kāi)嚙合之后，齒輪 3 和齒輪 6 才能開(kāi)始進(jìn)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(gè)因素，擬訂傳動(dòng)系統(tǒng)示意圖，如圖?32:。圖 主傳動(dòng)系統(tǒng)示意圖第三章 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 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(jiàn)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(jiàn)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。、相對(duì)高度進(jìn)似為 、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：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(dòng)比：根據(jù)轉(zhuǎn)速圖知,傳動(dòng)比為 ?u(4)確定小帶輪基準(zhǔn)直徑：參考表取 md125(5)確定大帶輪直徑： ????mndd 20% ?????????????取標(biāo)準(zhǔn)值 md20?(6) 驗(yàn)算帶速： smsnvd ????因?yàn)?在 之間，所以經(jīng)濟(jì)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(zhǔn)長(zhǎng)度 ：0dL????0121042adaLd ????m????????? 選取基準(zhǔn)長(zhǎng)度 Ld120?(9)計(jì)算實(shí)際軸間距 ：a md ????????????取標(biāo)準(zhǔn)值 。ma45?安裝時(shí)所需最小軸間距： ??Ld ?????張緊或補(bǔ)償伸長(zhǎng)所需最大軸間距： mad .??(10)驗(yàn)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(dòng)比的影響，額定功率的增量由表查得： ?(13)計(jì)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(jiàn)零件圖為了減輕傳動(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(jiàn)裝配圖。 齒輪的的設(shè)計(jì)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(fù)荷較重的小齒輪按接觸疲勞強(qiáng)度公式進(jìn)行初算。所以從最小齒輪 Z=26 開(kāi)始設(shè)計(jì)校核。 （注意：為便于閱讀在本節(jié)內(nèi)容中，在相嚙合的每對(duì)齒輪的設(shè)計(jì)與校核時(shí)，主動(dòng)齒以數(shù)字1 為下角標(biāo)，被動(dòng)齒輪以數(shù)字 2 為下角標(biāo)） 各傳動(dòng)軸傳遞動(dòng)力計(jì)算電動(dòng)機(jī) 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(dòng)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(dòng)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(dòng)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(dòng)力傳動(dòng)情況表：功率 kw 轉(zhuǎn)矩 ?軸號(hào)輸入 輸出 輸入 輸出轉(zhuǎn)速r\min傳動(dòng)比傳動(dòng)效率 ?電機(jī) 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(jì)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(jì)算步驟如下：1. 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算1）.初步計(jì)算 轉(zhuǎn)矩 =9550 =9550 = .1T?? 齒寬系數(shù) =?接觸疲勞強(qiáng)度極限 =710MPa, =580MPa,lim1H?lim2H許用接觸疲勞強(qiáng)度極 = =639 MPa, ??li1= =522MPa2Hlim2 取 值 β= 查表 =82dA01 dA初步計(jì)算小齒輪直徑 = = =??13d2(i)HTA????32180(1).7568??取 =90mm1d初步計(jì)算齒寬 b=36mm,取 b=35mm2).校核計(jì)算圓周速度 v v= =????精度等級(jí) 8 級(jí)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(dòng)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(diǎn)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(shí)間 =10 300 8 =4800hht ht? 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 估計(jì) ,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(yàn)算 = H?EZ?21(i+)bdKT= ? (.4+)96=640MPa 698MPa 滿足要求.3).確定傳動(dòng)主要尺寸 分度圓直徑 由以上運(yùn)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(qiáng)度驗(yàn)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(yàn)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(jì) ,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(yàn)算 = 111aSnKTbd?? ????=277MPa??1F? 221FaSFY?.7563aMP???2F????傳動(dòng)無(wú)嚴(yán)重過(guò)載情況,固不作靜強(qiáng)度校核. 估計(jì)傳動(dòng)軸 II 的直徑在 35mm 左右,小齒輪分度圓直徑 =96mm,所以沒(méi)必要?1d Z=54 齒輪作滑移齒輪,所以應(yīng)與 Z=54 齒輪一起進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì),見(jiàn)零件圖. 齒輪副( )齒輪設(shè)計(jì)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(jì)算步驟如下：3. 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算1）.初步計(jì)算 轉(zhuǎn)矩 =9550 =9550 = .1T?? 齒寬系數(shù) =?接觸疲勞強(qiáng)度極限 =710MPa, =580MPa,lim1H?lim2H許用接觸疲