【正文】 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 5 頁 共 40 頁 2. 主動參數的擬定 確定傳動公比 ? 根據《機械制造裝備設計》 78P 公式（ 32）因為已知 ??? znR ? ∴ Z=?lglgnR+1 ∴ ? = )1( ?Z nR =11 = 根據《機械制造裝備設計》 77P 表 35 標準公比 ? 。首先找到最小極限轉速 3，再每跳過 5個數（ = ）取一個轉速，即可得到公比為 的數列： 、 、 、 、 1 、 、 、 6 9 13190、 26 37 5 750、 1060、 1500。 現在以常見的中碳鋼為工件材料，取 45號鋼，正火處理，車削外圓 ，表面粗糙度 aR =。刀具幾何參數： 0? =15o ， 0? =6o ， r? =75o ， r?? =15o ， ? =0o ， 01? =10o ， b1r =，re =1mm。 ② 確定切削速度，參《切削加工簡明實用手冊》 448P 表 857，取 Vc =2 sm 。適用于無特殊要求的機械上，如機床，泵，風機，攪拌機，運輸機，農業(yè)機械等。 根據以上的計算和設計任務書可得到本次設計車床的基本參數： 車床的主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數表 工件最大回轉直徑 maxD (mm) 最高轉速 maxn ( minr ) 最低轉速 minn ( minr ) 電機功率 P（ kW） 公比? 轉速級數Z 200 1500 3 12 分級變速主傳動設計的內容和步驟如下：根據已確定的主變速傳動系的運動參數，擬定結構式 ， 轉速圖， 包括變速型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱車床主傳動系統(tǒng)設計 第 7 頁 共 40 頁 等整個變速系統(tǒng)的確定。 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。 確定變速組及各變速組中變速副的數目 級數為 Z 的變速系統(tǒng)由若干個順序的變速組組成，各變速組分別有 ?Z 、?Z ??個變速副。分別為 ： 631 22312 ??? 361 22312 ??? 612 22312 ??? 214 22312 ??? 262 22312 ??? 124 22312 ??? 根據主變速系統(tǒng)設計的一般原則： ※ 傳動副前多后少的原則； 主變速傳動系從電動機到主軸，通常為降速傳動，接近電動機的傳動轉速較高， 傳動的轉矩較小，尺寸小一些，反之，靠近主軸的傳動件轉速較低，傳遞的轉矩較大，尺寸就較大。 ※ 變速組的降速要前慢后快，中間軸的速度不易超過電動機的轉速； 根據以上的原則我們最終確定的傳動方案是： 631 22312 ??? 結構網的擬定 根據中間變速軸變速范圍小的原則選擇結構網。 主軸的變速范圍應等于住變速傳動系中各個變速組變速范圍的乘積，即： in RRRRR ?210? 檢查變速組的變速范圍是否超過極限值時，只需檢查最后一個擴大組。 ? ?1222 ???? PXR ? 其中， ?? 62?X ， 22?P 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 11 頁 共 40 頁 ∴ )10~8( ?????R ，符合要求 確定各軸的轉速 ?總降速變速比 的分配 總降速變速比 4 6 0/45/min ??? dnni 又電動機轉速 min/1460rnd ? 不符合轉速數列標準，因而增加一定比變速副。 ③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）。現由Ⅳ（主軸）開始，確定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸的轉速。 ⑶定軸Ⅰ的轉速 對于軸Ⅰ，其級比指數為 1,可?。? 1ai =21?=21 2ai =?1= 3ai =11 確定軸Ⅰ轉速為 1000，電動機于軸Ⅰ的定變傳動比為 1460/1000= 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 12 頁 共 40 頁 繪制轉速圖 轉速圖 確定各變速組變速副齒數 確定齒輪齒數的原則和要求： ①齒輪的齒數和 zs 不應過大；齒輪的齒數和 zs 過大會加大兩軸之間的中心距，使 機床結構龐大，一般推薦 zs ≤ 100～ 200. ②最小齒輪的齒數要盡可能少；但同時要考慮： ※最小齒輪不產生根切，機床變速箱中標準直圓柱齒輪，一般最小齒數 minz ≥ 18； ※受結構限制的最小齒輪最小齒數應大于 18～ 20； ※齒輪齒數應符合轉速圖上傳動比的要求：實際傳動比（齒數之比）與理論傳動比（轉速圖上要求的傳動比）之間又誤差，但不能過大，確定齒輪 數所造成的轉速誤差，一般不應超過 ? 10%（ ? 1） %，即 ）（理實理 110n n ???? ?n % 理n 要求的主軸轉速； 實n 齒輪傳動實現的 主軸轉速； 齒輪齒數的確定，當各變速組的傳動比確定以后，可確定齒輪齒數。對于變速組內齒輪的齒數，如傳動比是標準公比的整數次方時，變速組內每對齒輪的齒數和 zS 及小齒輪的齒數可以從《機械制造裝備設計》表 39 中選取。采用三聯滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪之間的齒數關系：三聯滑移齒輪的最大齒輪之間的齒數差應大于或等于 4，以保證滑移是齒輪外圓不相碰。 ⑴變速組 a: 1ia =1 2ia =1/? =1/ 3ia =1/2 ※確定最小齒輪的齒數 minz 及最小齒數和 minzs 該變速組內的最小齒輪必在 i=1/2 的齒輪副中，根據結構條件，假設最小齒數為 minz =22時，查表得到 minzs =66。1z = zs 1z =7224=48； i=，找出 2z =30， 39。3z =36； ⑵變速組 b的齒數確定： 1ib =1 2ib =1/ 3? =1/ 故變速組中最小齒輪必在 1/ 3? 的齒輪副中，假設最小齒數為 minz =22，minzs =84， 同上，去 zs =84，查得 1z =22， 2z =42； 39。2z =42。1z 60， 39。 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 14 頁 共 40 頁 繪制變速系統(tǒng)圖 帶輪的設計 三角帶傳動中，軸間距 A 可以加大。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。 (1)選擇三角帶的型號 由《機械設計》 156P 表 87工作情況系數 AK 查的共況系數 AK =。 (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。查《機械設計》 157P 表 8圖 811 和 155P 表 86取主動小帶輪基準直徑 ?D =140mm 。 故 mmD )(140100014602 ????， 由《機械設計》 157P 表 88取圓整為 200mm。 (4)初定中心距 帶輪的中心距，通常根據機床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內選?。? 根據《機械設計》 152P 經驗公式（ 820） )(2)( 21021 DDADD ???? （ 140+200）≤ 0A ≤ 2（ 140+200） 238≤ 0A ≤ 680 取 0A =600mm. (5)三角帶的計算基準長度 ?L 由《機械設計》 158P 公式（ 822）計算帶輪的基準長度 ? ? ? ?02122100 422 A DDDDAL ????? ? 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 16 頁 共 40 頁 6004 )140200()202140(26002 2?????? ? = 由《機械設計》 146P 表 82，圓整到標準的計算長度 L=1800mm (6)確定實際中心距 A 按《機械設計》 158P 公式（ 823）計算實際中心距 A= 0A + 20LL? =600+2 ?= (7)驗算小帶輪包角 1? 根據《機械設計》 158P 公式（ 825） OOOo A DD 121 ???????，故主動輪上包角合適。 v = 1460r/min = 。 ⑵帶輪結構形式 V帶輪由輪緣、輪輻和輪轂組成，根據輪輻結構的不同可以分為實心式（《機械制圖》圖 814a）、腹板 式（《機械制圖》圖 814b）、孔板式（《機械制圖》圖814c）、橢圓輪輻式（《機械制圖》圖 814d）。可以采用實心式，當 mmdd 300? 可以采用腹板式， mmdDmmd d 1 0 0,3 0 0 11 ??? 同時 時可以采用孔板式，當 mmdd 300? 時，可以采用輪輻式。 D=90mm 是深溝球軸承 6210 軸承外徑，其他尺寸見帶輪零件圖。為了使 V帶的工作面與大論的輪槽工作面緊密貼合，將 V帶輪輪槽的工作面得夾角做成小于 o40 。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 。 ⑷ V 帶輪的技術要 求 鑄造、焊接或燒結的帶輪在輪緣、腹板、輪輻及輪轂上不允許有傻眼、裂縫、縮孔及氣泡；鑄造帶輪在不提高內部應力的前提下，允許對輪緣、凸臺、腹板及輪轂的表面缺陷進行修補；轉速高于極限轉速的帶輪要做靜平衡，反之做動平衡。 傳動軸的直徑估算 傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反復載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。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。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。各傳動件的計算轉速可以從轉速圖上，按主軸的計算轉速和相應的傳動關系確定。 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 19 頁 共 40 頁 ⑶各齒輪的計算轉速 各變速組內一般只計算組內最小齒輪，也是最薄弱的齒輪，故也只需確定最小齒輪的計算轉速。 ⑷核算主軸轉速誤差 ∵ m i n/2 0 4 430/6042/4236/362 0 0/1 4 01 4 4 0 rn ?????? ??實 m in/2021rn ?標 ∴ %5%%1002021 )20442021(%100)( ???????標 標實 n nn 所以合適。 當軸上有鍵槽時， d 值應相應增大 4～ 5%?？招妮S時， d需乘以計算系數 b， b值見《機械設計手冊》表 712。根據以上原則各軸的直徑取值： mmd 30?? ， ?d 和 ???d 在后文給定， ? 軸采用光軸， ?? 軸和 ??? 軸因為要安裝滑移齒輪所以都采用花鍵軸。按 19871144 ?TGB 規(guī)定，矩形花鍵 的 定 心 方 式 為 小 徑 定 心 。 ④各軸間的中心距的確定： )(1802 5)3636(2 )( 21 mmmzzd ?????????? ； )(2102 5)4242( mmd ?????????? ； )( os2 5)7218( mmd oV ?????????； 鍵的選擇、傳動軸、鍵的校核 查《機械設計手冊》表 61 選擇軸 ? 上的鍵，根據軸的直徑 30~22?d ，鍵的尺寸選擇 78 ?? 取鍵高鍵寬 hb ，鍵的長度 L 取 22。 需要驗算傳動軸薄弱環(huán)節(jié)處的傾角荷撓度。驗算撓度時，要求驗算受力最大的齒輪處，但通?？沈炈銈鲃虞S中點處撓度（誤差 %3）。彎曲剛度驗算；的剛度時可采用平均直徑 1d 或當量直徑 2d 。 ①Ⅰ軸的校核 ：通過受力分析，在一軸的三對嚙合齒輪副中，中間的兩對齒輪對Ⅰ軸中點處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進行校核 NdTF mNnPT r )10120/(66?????? ????????? ? 最大撓度： ? ?? ? ? ?? ?mmEIblbF34349432222m a x10643010210484843???????????????????????? 。4449mmdIIM P aEE?????????軸的；材料彈性模量；式中； 查《機械制造裝備設計》表 312 許用撓度 ? ? mmy ??? ； ? ?所以合格,yYB ? 。 鍵和軸的材料都是鋼，由《機械設計》表 62 查的許用擠壓應力M Pap 120~100][ ?? , 取 其 中 間 值 ， MPap 110][ ?? 。由《機械設計》式（ 61）可得 MP aMP aMP akldT pp 110