【正文】 由【 4】使用系數(shù)。 表 特征參數(shù) 圖 號 許用轉(zhuǎn)距 mNT ? 重量 /kg 轉(zhuǎn)動慣量 /2mkg? 接合 力 /N 脫開 力 /N 內(nèi)部 外部 圖 a 120 170 100 表 主要尺寸 圖 號 許用轉(zhuǎn)矩 mNT ?][ D maxD A B c maxc E F G 閉 式 開 式 圖 a 120 18 32 108 100 18 32 60 45 70 表 主要尺寸 圖 號 H J 1l 2l L 1L 2L 3L R S a 1s 圖 a 85 47 51 81 152 65 64 35 10 20 11 齒輪校驗 在驗算算速箱 中的齒輪應力時，選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪進接觸應力和彎曲應力的驗算。 片式摩擦離合器的選擇和計算 片式摩擦離合器目前在機床中應用廣泛，因為它可以在運 轉(zhuǎn)中接通或脫開，具有結合平穩(wěn)、沒有沖擊、結構緊湊的特點，部分零件已經(jīng)標準化，多用于機床主傳動。為此規(guī)定了輪槽基準直徑到帶輪 外圓和底部的最小高度 minmin fa hh 和 。 D=90mm是深溝球軸承 6210軸承外徑，其他尺寸見帶輪零件圖。 V帶輪的結構形式與基準直徑有關，當帶輪基準直徑 ddd ? （ d為安裝帶輪的軸的直徑， mm）時。 2 8 3)14~10( 00 mmDmmmdD na ??????? ； mmD 424 ? ； mmDmmDD 68, 343 取???? ；mmDmmDDD 80,)683 2 4())(~( 2302 取?????? ； ,1962 683242 301 mmDDD ????? ； mmBC )~( ???? ， C取 12cm。190,1892 683102 1301 mmDmmDDD ?????? ； 25 mmBC )~( ???? ， C取 12cm。當齒頂圓直徑 mmda 160? 時，可以做成實心式結構的齒輪。 239。 計算中心距 a， )(14c os2 5)8622(c os2 )( 21 mmmzza on ?? ????? ? 圓整為 280mm。15030590185 321 ????????? ； 軸Ⅲ上三聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為： mmdmmdmmd bbb 225455300605360725 39。 K載荷系數(shù)取 。 jn 計算齒輪計算轉(zhuǎn)速 。 軸Ⅱ上三聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為： ；； mmdmmd aa 1 9 64942 2 4564 39。 K載荷系數(shù)取 。 jn 計算齒輪計算轉(zhuǎn)速 。,p ??????????M P ammdmmbmmLbLlmmlmmhhkkmNT?可見連接的擠壓強度足夠了，鍵的標記為： 2 0 0 31 0 9 6810 ?? TGB鍵 各變速組齒輪模數(shù)的確定和校核 齒輪模數(shù)的確定： 齒輪模數(shù)的估算。 ② Ⅱ軸、Ⅲ軸的校核同上。一般將軸化為集中載荷下的簡支梁，其撓度和傾角計算公式見【 5】表 所產(chǎn)生的撓度和傾角，然后疊加，注意方向符號，在同一平面上進行代數(shù)疊加，不在同一平面上進行向量疊加。 傳動軸的校核 需要驗算傳動軸薄弱環(huán)節(jié)處的傾角荷撓度。按 19871144 ?TGB 規(guī)定，矩形花鍵的定心方式為小徑定心?？招妮S時， d 需乘以計算系數(shù) b， b 值見【 5】表 712。 ?、核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 m i n/ 1 5 736/7245/4549/35224/1261 4 4 0 rn ?????? ??實 min/1120 rn ?標 ∴ %5%%1001120 )11202257(%100)( ???????標 標實 n nn 所以合適。各傳動件的計算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖上，按主軸的計算轉(zhuǎn)速和相應的傳動關系確定。因此疲勞強度一般不失是主要矛盾，除了載荷很大的情況外，可以不必驗算軸的強度。 (9)、確定三角帶根數(shù) Z 根據(jù)【 4】 158P 式（ 826）得 00calpz p p k k?? ?? 查表【 4】 153P 表 84d 由 i= min14401 rn ? 得 0p? = , 查表【 4】表 85， k? =；查表【 4】表 82，長度系數(shù) lk = )( ?????Z 取 Z5? 根 (10)、計算預緊力 查【 4】表 83， q=由【 4】式（ 827） 20 )(500 qvk kvZpF ca ????? 其中： cap 帶的變速功率 ,KW； v帶速 ,m/s； q每米帶的質(zhì)量， kg/m；取 q=。 mmD )(12580014402 ????，由【 4】 157P 表 88取圓整為 224mm。 (2)、確定帶輪的基準直徑 ?D ， ?D 帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大。帶輪結構簡單，但尺寸大，機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。主軸頭部需要淬火，硬度為 HRC 50～ 55。 主軸的直徑主要取決于主軸需要的剛度、結構等。 其他問題 主軸上齒輪應盡可能靠近前軸承，大齒輪更應靠前，這樣可以減小主軸的扭轉(zhuǎn)變形。在軸上增開了溝槽（矩形或鋸齒形），效果又比前兩種好。 主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要而困難。 主軸與齒輪的連接 齒輪與主軸的連接可以用花鍵或者平鍵；軸做成圓柱體，或者錐面（錐度一般取 1： 15左右）。 其他軸承調(diào)整也有與主軸軸承相似的問題。把軸承調(diào)到合適的負間隙，形成一定的預負載，回轉(zhuǎn)精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗震性也有改善。 軸承與軸和軸承與箱體孔之間，一般都采用過渡配合。 3）軸承 的精度和配合 主軸軸承精度要求比一般傳動軸高。推力軸承布置在前軸承、后軸承還是分別布置在前、后軸承，影響著溫升后軸的伸長方向以及結構的負責程度，應根據(jù)機床的實際要求確定。三支撐結構要求箱體上三支撐孔具有良好的同心度，否則溫升和空載功率增大，效果不一定好。承受軸向力的能力最高，但允許的極限轉(zhuǎn)速低，容易發(fā)熱。具有承載能力大，允許極限轉(zhuǎn) 速高的特點。 主軸軸承 1）軸承類型選擇 主軸前軸承有兩種常用的類型： 雙列短圓柱滾子軸承。提高主軸有關表面硬度，增加耐磨性，在長期使用中不至于喪失精度，這是對主軸熱處理的根本要求。所以，軸承剛度小時， aL 應選大值，軸剛度差時，則取小值。 2） 軸頸直徑 前支撐的直徑是主軸上一主要的尺寸，設計時，一般先估算或擬定一個尺寸，結構確定后再進行核算。安裝工件（車床）或者刀具（銑床、鉆床等）的主軸參予切削成形運動，因此它的精度和性能直接影響加工質(zhì)量（加工精度和表面粗糙度），設計時主要圍繞著保證精度、剛度和抗振性 ，減少溫升和熱變形等幾個方面考慮。 3） 整個軸的軸向位置是否需要調(diào)整。對受軸向力的軸，其軸向定位就更重要。 兩孔間的最小壁厚，不得小于 5～ 10mm ，以免加工時孔變形。在箱外調(diào)整好鏜刀尺寸，可以提高生產(chǎn)率和加工精度。所以有時在沒有軸向力時，也常采用這種軸承。在溫升、空載功率和噪聲等方面，球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越。 軸的部分長度上的花鍵，在終端有一段不是全高，不能和花鍵空配合。 傳動軸可以是光軸也可以是花鍵軸。軸上要安裝齒輪、離合器和制動器等。有時為了縮短軸向尺寸，也有 用組合齒輪的。圓齒和倒角性質(zhì)不同，加工方法和畫法也不一樣，應予注意。 6 級精度的齒輪，用精密滾齒機可以達到。 11 8 級精度齒輪，一般滾齒或插齒就可以達到。大都是用 7— 6— 6，圓周速度很低的，才選 8— 7— 7。它的精度選擇主要取決于圓周速度。也就是說，作用在一個齒輪上的載荷是變化的?；瑒虞S承在一些性能和維修上不如滾動軸承，但它的徑向尺寸小。 I 軸上裝有摩擦離合器，兩端的齒輪是空套在軸上，當離合器接通時才和軸一起轉(zhuǎn)動。其中一個圓盤裝在花鍵上，另一個裝在花鍵軸上的一個環(huán)形溝槽里，并轉(zhuǎn)過一個花鍵齒，和軸上的花鍵對正，然后用螺釘把錯開的兩個圓盤連接在一起。正反向的轉(zhuǎn)換在不停車的狀態(tài)下進行，常采用片式摩擦離合器。我們采用的卸荷裝置一般是把軸承裝載法蘭盤上，通過法蘭盤將帶輪的拉力傳遞到箱壁上。制動器不要放在轉(zhuǎn)速太低軸上，以免制動扭矩太大，使制動器尺寸增大。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。有兩種布置方案，一是將兩級變速齒輪和離合器做成一體。 2） 檢驗傳動設計的結果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時改正。設計時除考慮一 般機械傳動的有關要求外，著重考慮以下幾個方面的問題：精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結構工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標準化和通用化的原則。 ?、變速組 c: 查表各種常用變速比的使用齒數(shù) , 4/11 ?ic , 22?ci 4/11 ?ic 時： ?zS ??、 8 8 90、 9 9 108?? 22?ci 時： ?zS ?? 8 8 8 90、 108?? 可取 ?zS 108. 4/11 ?ic 為降速變速，取軸Ⅲ齒輪齒數(shù)為 22； 22?ic 為升速變速，取軸Ⅳ齒輪齒數(shù)為 36。 ?、變速 組 a: 電動機 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅵ 8 2/1/1 21 ?? ?ia ， ?? ?ia ； 2/1/1 21 ?? ?ia 時： ?zS ?? 5 60、 6 6 6 7 7 78?? ?? ?ia 時： ?zS ?? 5 60、 6 6 6 6 70、 7 7 77?? 可取 ?zS 84,于是可得軸Ⅰ齒輪齒數(shù)分別為： 2 35。對于變速組內(nèi)齒輪的齒數(shù)，如傳動比是標準公比的整數(shù)次方時，變速組內(nèi)每對齒輪的齒數(shù)和 zS 及小齒輪的齒數(shù)可以 查表 選取。 ③確定軸Ⅰ的轉(zhuǎn)速 對于軸Ⅰ，其級比指數(shù)為 1,可取 2/1/1 21 ?? ?ia ， ?? ?ia 確定軸Ⅰ轉(zhuǎn)速為 800r/min。 ?、繪制轉(zhuǎn)速圖 在五根軸中，除去 電動機軸，其余四軸按變速順序依次設為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ（主軸）。 結構式的擬定 繪制轉(zhuǎn)速圖 ?、選擇 Y132M4型 Y 系列籠式三相異步電動機。 結構網(wǎng)的擬定 根據(jù)中間變速軸變速范圍小的原則選擇結構網(wǎng)。 設計車床主變速傳動系時，為避免從動齒輪尺寸過大而增加箱體的徑向尺寸，在降速變速中，一般限制限制最小變速比 41min ?u ；為避免擴大傳動誤差，減少震動噪聲，在升速時一般限制最大轉(zhuǎn)速比 2max ?u 。 結構式的擬定 對于 12=2 3 2 傳動式，有 6種結構式和對應的結構網(wǎng)。 在Ⅰ軸如果安置換向摩擦離合器時，為減少軸向尺寸，第一變速組的變速副數(shù)不能多，以 2為宜。此次設計中，我們采用集中變速型式的主軸變速箱。 變速方案和型式與結構的復雜程度密切相關，和工作性能也有關系。首先找到最小極限轉(zhuǎn)速 25，再每跳過5 個數(shù)（ ～ ）取一個轉(zhuǎn)速，即可得到公比為 的 數(shù)列： 25， ， 50， 71， 100，140， 200， 280， 400， 560， 800， 1120. 主電動機的選擇 合理的確定電機功率 P，使機床既能充分發(fā)揮其使用性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。因此，對這些基本知識和資料作些簡要介紹。主電動機和傳動機構能提供足夠的功率和轉(zhuǎn)矩，具有