机械毕业设计（论文）-Φ200毫米轴承环车床设计【全套图纸】

中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计第 页 1 摘 要 本设计从下达任务起，经过现场调查和查阅文献资料入手，历经三个 月的时间完成。在设计中，首先根据课题所要求的技术参数确定机床设计 中所需要的参数，即原动机的功率、机床主轴箱的转速数列公比；然后确 定机床主轴箱的主传动系统结构，拟订机床的结构网和转速图；查资料， 根据转速图确定机床内的各个主要零件的计算转速，根据计算转速确定各 级传动的传动比，根据传动比来确定各级传动的齿轮配合的齿轮齿数。根 据机床主轴箱的传动链来计算各级转速的实际值与理论值之间的误差。在 设计中主要是要计算主轴箱里各个零件的选用是否满足要求以及原动机与 主轴箱间的动力传递装置的计算。主轴箱的计算包括摩擦离合器的校核、 齿轮的校核、轴的校核、轴承的校核、键的校核、主轴的校核计算等。原 动机与主轴箱的动力传递采用的是带传动装置。最后根据资料和参考同类 机床来设计计算机床的电气和液压系统，并绘制其原理图。 关键词：转速数列； 公比； 结构网； 转速图； 计算转速； 转速数列公 比。 全套图纸，加全套图纸，加 153893706153893706 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计第 页 2 ABSTRACT This design from descend to reach mission to rise, investigate and check cultural heritage data to commence through the spot, experience successively time to complete for three month. In the design, first according to the technique parameter requested by topic assurance the tool machine design in the parameter needed, namely the power, tool machine principal axis box of prime mover turn soon few rows Mr. a ratio; Then make sure a tool machine principal axis the lord of the box to spread to move system structure, draw up the structure net of tool machine and turn soon diagram; Check data, turn soon according to the calculation of each main spare parts turned soon diagram an assurance inside tool machine, turn soon certain all levels and spread and spread and move a ratio dynamically according to the calculation, according to spread and move ratio and spread number of teeth that the dynamic wheel gear matches with a number to the certain all levels. According to tool machine principal axis box the error margin of which spread to move a chain to compute all levels to turn soon actual value and theories value. At mainly need to compute a principal axis box to choose to use in each spare parts in the design whether satisfy to request and prime mover and principal axis box of the motive deliver the calculation of device. The calculation of principal axis box includes the school of the school pit, principal axis of the school pit, key of the school pit, bearings of the school pit, stalk of school pit, wheel gear of rubbing the clutch to calculate calculate etc.The motive of the prime mover and principal axis boxs delivering taking to spread to move device is adoptive. Finally according to data and make reference to the same kind 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计第 页 3 tool machine to design electricity and liquid of computing the tool machine to press system, and draw its principle diagram. Keywords: Turn soon few rows; Mr. Ratio; Structure net; tachogram; the calculation turns soon; Turning soon few words Mr. a ratio. 目 录 1 1 前言前言 1 1.1 轴承环卡盘多刀车床的用途 1 1.2 机床的总体布局 1 1.3 机床的主要技术参数 1 2 2 国内外卡盘多刀车床分析比较国内外卡盘多刀车床分析比较 2 2.1 国内外同类机床结构的分析比较 2 2.2 国内外同类机床结构和精度的分析比较 3 2.2.1 结构特点 3 2.2.2 精度比较 4 3 3 机床的运动设计机床的运动设计 4 3.1 主轴极限转速的确定 4 3.2 转速数列公比 的确定 5 3.3 主轴转速级数的确定 6 3.4 主电机功率的确定 6 3.5 主传动系统的拟定 7 3.6 主轴箱的结构设计 8 3.7 确定各轴的计算转速 9 3.8 确定各级传动的传动比 9 3.9 查表确定各配对齿轮齿数 10 3.10 三角胶带带轮直径计算 10 3.11 各级转速的实际值 12 3.12 转速误差 13 4 4 主要零件的设计计算主要零件的设计计算 14 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计第 页 4 4.1 三角胶带的传动设计计算 14 4.2 传动装置的运动、动力参数的计算 16 4.3 摩擦片离合器的计算 17 4.4 齿轮的计算 18 4.4.1 齿轮模数的估算 18 4.4.2 齿轮模数的验算 19 4.5 齿轮传动的校核计算 25 4.6 传动轴的计算 33 4.6.1 传动轴的直径估算 33 4.6.2 传动轴的校核计算 34 4.7 主轴的计算 44 4.7.1 主轴轴颈及合理跨距 44 4.7.2 主轴弯曲刚度验算 44 5 5 主轴箱的结构设计主轴箱的结构设计 50 6 6 液压系统的计算液压系统的计算 51 7 7 电气系统的设计电气系统的设计 52 参考文献参考文献 55 致谢致谢 56 1 前言 1.1 轴承环卡盘多刀车床的用途 轴承环卡盘多刀半自动车床是适合大批量生产的大功率、高效率的半自 动车床。它主要用于轴承环的车削加工，也可用于加工盘类、短轴类、套 类等零件。在该机床上可以采用多把刀具同时加工零件，也可采用仿形刀 架加工各种成形表面。该机床由电器、液压联合控制，可实现自动工作循 环。因此，可较容易地联入自动线中。 1.2 机床的总体布局 机床为卧式布局，共有两个刀架，前刀架水平布置，上刀架垂直布置。 这样布置刀架装卸工件方便，便于排屑和观察加工过程，便于更换刀具等。 液压系统结构简单，调整维修方便，可靠性高。前、上刀架均可搬转一定 角度以便车削锥度。刀架的行程长度由死挡铁控制，定位精度高。刀架的 前进、停止、返回动作均由行程开关控制。夹紧油缸装在主轴尾部，夹紧 力在主轴上封闭而不作用在主轴轴承上。 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计第 页 5 机床采用液压离合器的液压制动器。 1.3 机床的主要技术参数 刀架上最大的加工直径（前、上刀架）： 200mm 床身上最大工件回转直径： 400mm 刀架最大行程长度： 前刀架纵向： 260mm 上刀架横向： 100mm 刀架垂直于主轴中心线的回转角度： 前刀架： 顺时针 30，逆时针 45 上刀架： 顺时针 45，逆时针 30 刀架快速行程速度： 4.5m/min 刀架最小进给速度： 10mm/min 主轴的转速范围： 106530r/min 主轴转速级数： 8 级 主轴孔孔径： 50mm 主轴前端锥孔： 莫氏 6 主电机： 功率 13KW； 转速 1460r/min 液压电机： 功率 1.5KW； 转速 940r/min 双联叶片泵： 流量 25/25 L/min; 压力 63 Pa 液压系统的工作压力： 2030Pa 夹紧油缸工作压力： 1020Pa 液压系统用油： 20 号机械油 油箱容积： 150L 国内外卡盘多刀车床分析比较 2.1 国内外同类机床结构的分析比较（见表 2-1） 表 2-1 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计第 页 6 1.5 2.2 2.2 2.2 11 10 7.5 17 1214 1214 1225 1520 1520 2030 32 32 40可调 10 3.5 3 3 4.5 纵向350 横向150 70 100 2 2 2 2 1.25 1.41 1.58 1.3 1021.26 12 6 4 8 12 1061200 90500 180710 80500 801000 280 320 200 200 200 STM-2.3 日本管铁工所 (SUGA) CA7620-1 沈阳液压机床厂 CA7620 沈阳液压机床厂 C7632 大连机床厂 CE7620 广州机床厂 2.27.5/1052015256/25104.5 前 后 刀 刀 架 架 纵 横 向 向 260100 21.418 90100 C7620 大连机床厂 200 油泵 电机 功率 KW 主电机 功率 KW 夹紧 油缸 压力 Pa 工作 压力 Pa 油泵 流量 L/min 刀架 最小 进给 量 mm/min 刀架 快进 速度 mm/min 刀架 最大 行程 mm 刀 架 数 转速 数列 公比 主轴 转速 级数 Z 主轴 转速 范围 r/min 最大 车削 直径 mm 主要参数 机床类型 2.2 国内外同类机床结构和精度的分析比较 2.2.12.2.1 结构特点结构特点 C7620 的结构特点： 1 床身为箱形整体式，刚度高，排屑口宽敞。床身导轨为镶钢结构，淬 火 后磨削，具有良好的耐磨性。 主电机双速电机，可在自动工作循环中由插销板预选高低两档速度。 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计第 页 7 主轴前端装有精密的双列滚柱轴承，精度稳定。 刀架滑体为耐磨铸铁，并采用矩形导轨。纵、横、进、退均由死挡铁 限位，定位精度高。 借助插销板可使机床的动作按预选的程序进行。 刀架、卡盘动作均由液压控制。操纵板为组合式，操纵、维修方便。 油箱与机床分开摆放，避免了油温对加工精度的影响。 液压夹盘，松、夹工作方便可靠。 C7632 的结构特点 2 床身为后立柱形成立式布局，排屑方便，刚度高。 主运动由液压离合器刹车，动作灵敏可靠。 主轴通过一对交换齿轮和一对滑移齿轮变速，变速机构简单，速度范 围较宽。 主轴前端装有两排圆锥滚子轴承，刚度高，精度稳定。 上、下刀架均采用矩形导轨、纵横向进退均由死挡铁限位，定位精度 高。 借助插销板，可使机床动作按预选程序进行。下刀架纵向具有两种工 进速度。 液压系统采用单独的油箱，变量叶片泵和组合控制板。 日本管铁工所生产的单能机结构特点 机床由组合部件系统构成。 床身、刀架均由特殊铸铁制造，刀架滑动表面均经淬火和磨削，精度高， 且耐磨性好。 主轴为三点支承，用了两个圆锥滚子轴承和一个圆柱滚子轴承，精度 高， 承载能力大。 由插销板预选刀架动作。 各方向滑板可在终点停留，易于保证加工精度和光洁度。 不易出现故障，主要控制元件是插件式，易于维修检查。 切削走刀量可由切削走刀控制阀无级调节。 机床可加机械手，变成全自动型。 2.2.22.2.2 精度比较精度比较 C7620 的精度 刀架运动终点定位死挡铁中心线与驱动油缸中心线重合，导轨为矩形， 纵向为镶钢淬火导轨，故精度及精度保持性都较好。定位精度为 0.01mm， 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计第 页 8 经济加工精度为 IT7。 C7632 的精度 主轴及刀架系统刚度高，但布局不甚合理，主轴受热变形后，直接影 响被加工工件的直径尺寸。工作过程中，精度不够稳定。 日本管铁工所单能机的精度 其重复加工精度为 0.01mm. 刀架刚度较差，且主电机功率小，适于加工余量小的情况。 刀架导轨淬火处理，自动润滑，保护较好，故精度保持性好。 3 机床的运动设计 该机床主要是针对轴承环车削加工而设计的。 轴承环材料：GCr15。 刀具材料：YT15。 最大车削直径：200mm。 轴承环加工生产类型：成批生产。 3.1 主轴极限转速的确定 调查和分析所设计的机床上可能进行的加工工序，从其工序中选择要 求 最高、最低转速的典型工序， 按公式（3-1）： max max min 1000v n d 计算 min min max 1000v n d 式中： 、为最大、最小的合理切削速度； max v min v/minm 、为最大、最小的计算直径（经济加工直径）。 max d min dmm 3.1.13.1.1 、的确定的确定 max v min v 、是根据工件和刀具材料与工艺条件来确定，以及考 max v min v 虑到刀具材料的发展，切削速度的提高，确定切削速度范围为： =60 =130 min v/minm max v/minm 3.1.23.1.2 、的确定的确定 max d min d 对于通用机床，一般取： max dK D 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计第 页 9 minmaxd ddR （3-2） 式中： 可能加工的最大直径；Dmm 系数，根据对现场有同类型机床使用情况调查得知：多刀半自K 动车床的系数 K=0.9； 计算直径范围：多刀半自动车床=0.30.35，取=0. 35。 d R d R d R 则： , 取= 180； max .0.9 200180dK Dmm max dmm =.=0.35 180=63, 取=80. min d d R max dmm min dmm 3.1.33.1.3 、的确定的确定 max n min n =517, 取=530； max max min 1000v n d 1000 130 3.14 80 /minr max n/minr =106, 取=106. min min max 1000v n d 1000 60 3.14 180 /minr min n/minr 3.2 转速数列公比 的确定 主轴最高、最低转速确定后，还需要确定中间转速。为了获得合理的 切 削用量，最好能在最高和最低转速范围内提供任何转速。目前，对于回转 运动，在通用机床中应用最广泛的是有级变速。即假设某机床的主轴箱工 有级转速，呈等比级数列排，分别为，公比。机床Z 123 ,. Z n n nn 21 /nn 的转速数列采用等比数列有几点优点：使转速范围内的转速相对损失均 匀。对某一公比，任意两个相邻转速之间的最大相对速度损失为常数， max A 因而转速分布的疏密程度比较均匀合理；使变速传动系统简化。这种转 速数列可以由几个变速组的不同传动比搭配相乘而得，能用较少的齿轮实 现较多级的转速，一般借助于串联若干滑移齿轮组来实现，使机床的结构 简单，传动系统设计方便。 公比的选用，从使用性能考虑，选取公比最好要小一些，以便减少 相对速度损失，但公比小一些，级数增多，会使机床的结构复杂化。Z 用于大批量生产的自动化和半自动化机床，因为要求较高的生产率，相对 转速损失要小，因此公比要选小一些，一般选用 1.12 或 1.25。结合实际 情况，考虑到本次设计中的机床为大批大量生产用的通用机床，应使机床 的转速损失尽量小，以提高生产率。所以 值应选小些。根据机床的使用 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计第 页 10 性能和结构要求，通过上述同类机床参数比较并参照资料确定标 准转速数列公比：=1.26； 3.3 主轴转速级数的确定 （级） （3-3） max min 530 lg lg lg0.7 106 11118 lglglg1.260.1 n n Rn Z 查资料得主轴各级转速： /minr 表 3-1： 106132170212265335425530 3.4 主电机功率的确定： 以最大切削速度加工外圆时：130/minvm 切削速度： ；130/minvm 切削深度： ；2.5 p amm 走刀量： ；0.47/fmm r 工件材料： GCr15，退火 HB196； 刀具材料： YT15； 前 角： ； 0 0 10 主偏角： ； 0 75 r K 刃倾角： ； 0 5 s 刀尖圆弧半径： ；0.25rmm 后刀面磨损量： ；0.8VBmm 查系数： =0.93 表 4-5 fFz K =0.96 表 4-6 vFz K =1.28 表 4-7 Fz K =1.36 表 4-8 brFz K =1 表 4-10 kFz K =1 表 4-12 Fz K =1 表 4-13 rFz K =1.12 表 4-14 VBFz K 单位切削力： P = 2109 N / 表 4-4 2 mm 主切削力：=Pf. .（3- z F p a fFz K vFz K Fz K brFz K kFz K Fz K rFz K VBFz K 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计第 页 11 4） =2109 2.5 0.47 0.93 0.96 1.28 1.36 1 1 1 1.12 =4314 N 切削功率： =. （3-5） m P z F 3 10 =9.53 KW 3 4314 130 10 60 考虑到切削时机床的总效率=0.8，则主电机的功率： 主 P =12 KW （3-6） 主 P m P 8 . 0 35 . 9 根据计算和现场调查取：=13 KW 主 P 查三相异步电动机： 型号：-61-4；功率：13KW；额定转速： 2 JO 1460r/min 3.5 主传动系统的拟定： 由于该机床用于大批大量生产，在加工过程中，机床不经常变速，故 采 用交换齿轮变速。这样可使主轴箱的结构简单，不需要操纵机构。轴向尺 寸小，变速箱结构尺寸小，齿轮数量少，传动链短，传动精度较高。 电机转速一般与主轴的最高转速接近为好。在不使大带轮过大的情况 下，应尽量选用较高的转速，这样可使电机体积小，重量轻，价格便宜。 故额定转速选 1460r/min。 主轴转速级数为 8 级的变速系统需要 2 个变速组，即：8=4 2 其结构式为： 8= 8= 14 42 21 42 8= 8= 12 24 41 24 考虑到交换齿轮应尽量放在前边，以减小扭矩，改善工作条件，减小 结 构尺寸，故选： 8= 8= 14 42 21 42 为减小结构尺寸，传动线应为“前密后疏” ，故选： 8= 14 42 最后，验算最后扩大组的变速范围：8, 52 . 2 26 . 1 1241 1 0 PP r 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计第 页 12 满 足要求。 结构网如图 3.1 所示： 图3.1 结构网 3.6 主轴箱的结构设计： 主轴的原动机为电动机，经带传动将原动力传递给轴，轴与轴 之间用摩擦离合器连接，摩擦离合器实现主轴的正转和制动的动作；轴 通过离合器的作用将动力传给轴上的两对交换齿轮；轴通过交换齿轮 的作用将不同的动力传递给轴；轴上装有两个齿轮，通过与轴上的 一对滑移齿轮的相啮合，将动力传递给轴；轴通过一对固定的降速斜齿 轮将动力传递给主轴。 拟定转速图：考虑降速要“前慢后快”以减小结构尺寸，传动轴的转 速不能过高，以减小噪声和空载功率损失，转速图如图 3.2 所示： 转速图由“三线一点”组成：传动轴格线、转速格线、传动线和转速 点。距离相等的竖直线表示各传动轴；距离相等的横直线表示各转速的对 数坐标，横线的间距相等，等于一个，通常习惯在转速图上直接写出lg 转速值；传动轴格线上的圆点表示该轴所具有的转速；传动轴格线间的转 速点连线表示相应传动副的传动比。 在转速图上可以清楚地表示传动轴的数目，主轴及各传动轴的转速级 数，转速值及其传动路线，变速组数目及传动顺序，各变速组的传动副数 目及其传动比数值等。 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计第 页 13 28:56 28:71 47:37 61:54 67:48 (主轴)()电动机轴 750 106 132 170 212 265 335 425 530 670 850 1060 1320 1700 1460 图3.2 转速图 3.7 确定各轴的计算转速： 传动机床上的许多零件，特别是传动件，在设计时应该核算其强度。 决定零件强度的条件之一是该零件所受的载荷。载荷取决于零件传递的功 率和转速。机床变速传动链内的零件，有的转速是恒定的，有的转速是变 化的。机床在实际使用中，某些工序主传动在低速范围加工时，不需要使 用机床的全部功率，如果设计机床电机功率按最低转速选取，势必造成各 传动件较粗大，造成过大的强度储备，这是不经济和不必要的。因此，通 用机床主传动系统只是从某一转速开始才有可能使用电动机的全部功率。 传递全部功率的最低转速称为该传动件的计算转速。 资料显示，主轴的计算转速为各级转速的前三分之一转速里最高的转 速，故根据本设计的主轴的转速可确定主轴的计算转速为 170r/min；根据 转速图上的传动路径可得轴的计算转速为 425r/min;此时根据转速图上 的传动路径得轴的计算转速似为 850r/min,但是轴的最小转速 530r/min 经两对传动副可得主轴的最大转速为 265r/min,此时就需要传递 全部功率，故轴的计算转速为 530r/min；（）轴的转速是定值，可 根据带传动计算得知。 3.8 确定各级传动的传动比：（根据计算转速和转速图来确定） 根据转速图可知，从主轴的计算转速 170r/min 到轴的 425r/min，转速图上升了四格，故其传动比为:；轴到52 . 2 26 . 1 4 i 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计第 页 14 轴经过了两对传动副，故其传动比有两个，由转速图可知： ；轴与（）轴之间经过交换齿轮，且要求实226 . 1 3 1 i26 . 1 2 i 现四种变速，故其传动比有四个，而此级变速为基本组，级比指数为 1， 根据转速图可知在基本组里的四个转速中，最高转速的传动比为： ，其后传动比依次为：，41 . 1 26 . 1 5 . 1 1 i12 . 1 26 . 1 5 . 0 2 i ，。89 . 0 26 . 1 5 . 0 3 i7 . 026 . 1 5 . 1 4 i 根据计算转速来确定带传动的传动比，则59 . 8 170 1460 j n n i 电 总 。 1.92 2.52 2 0.89 i i 3.9 查表确定各配对齿轮齿数： 3.9.13.9.1轴与轴与轴之间的交换齿轮的选择轴之间的交换齿轮的选择 在该基本组传动中的传动比有：1.41、1.12、0.89、0.7。 查资料得齿数和相同的有： 1.41：106、107、108、109、110、111、113、114、115 1.12：106、108、109、110、111、112、113、114、115 0.89：106、108、109、110、111、112、113、114、115 0.7：106、107、108、109、110、111、113、114、115 由于轴与轴之间要安装离合器，根据离合器的结构尺寸，所以 轴与轴之间的中心距要求要大些，故选齿数和=115，故选用的配对齿 Z S 轮为：48/67，54/61，61/54，67/48。 3.9.23.9.2 轴与轴与轴之间的齿轮选择轴之间的齿轮选择 在该变速组中的传动比有：1.26、2。 查资料得齿数和相同的有： 1.26：84、86、88、90、91、92、93、95、97、99 2.00：84、86、87、89、90、92、93、95、96、98 取齿数和=84，故选用的配对齿轮为：37/47，28/56 Z S 3.9.33.9.3 轴与主轴之间的齿轮选择轴与主轴之间的齿轮选择 轴与主轴之间有一对降速齿轮副，其传动比 =2.52，为使齿轮的齿i 数和100120(常选用在 100 以内)。查资料取齿数和=99，故选用的 Z S Z S 配对齿轮为：28/71 3.10 三角胶带带轮直径计算： =1.2 13=15.6KW （3-7）. Cj PK P 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计第 页 15 胶带型号： B 型 小带轮直径： =132mm 1 D 大带轮直径： （3-8） 1 21 2 1 n DD n = 1460 1321 0.02 750 =251.8 mm 取：=250 2 D 表 3-2：轴 的 计 算 转 速 /minr 轴号（） 计算转速 750530425170 表 3-3：齿 轮 的 计 算 转 速 /minr 齿数 67486154473728562871 计算转速 530750670750530670850425425170 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计第 页 16 图 3.3：主 轴 箱 传 动 系 统 图 3.11 各级转速的实际值： 1 132482828 14600.98106.7 /min 250675671 nr 2 132542828 14600.98131.9 /min 250615671 nr 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计第 页 17 3 132612828 14600.98168.3 /min 250545671 nr 4 132672828 14600.98207.9 /min 250485671 nr 5 132484728 14600.98271.1 /min 250673771 nr 6 132544728 14600.98335.1 /min 250613771 nr 7 132614728 14600.98427.5 /min 250543771 nr 8 132674728 14600.98528.3 /min 250483771 nr 3.12 转速误差： 1 106.7 106 100%0.66% 106 n 2 131.9 132 100%0.07% 132 n 3 168.3 170 100%1% 170 n 4 207.9212 100%1.9% 212 n 5 271.1 265 100%2.3% 265 n 6 335.1 335 100%0.02% 335 n 7 427.5425 100%0.5% 425 n 8 528.3530 100%0.3% 530 n 许用转速误差范围： 101 %10 1.26 1 %2.6%n 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计第 页 18 上述转速误差都在范围内，即可用。2.6% 4 4 主主要零件的设计计算 4.1 三角胶带的传动设计计算： （注：计算中涉及到的图、表和公式均从机械设计工程学 中查找） 确定计算功率： 根据工作情况，由（机械设计工程学）书中的表 3-3 查工况系数 =1.2。 A K 设计计算功率为：=.P=1.2 13=15.6kw （4-1） c P A K 选择带型： 根据=15.6 KW 和=1460r/min,从图 3-10 中选取普通 V 带型号：B c P 1 n 型。 确定带轮直径： 小带轮最小基准直径查表 3-4 得：=125mm。带轮的直径越小，带 mind d 的弯曲应力越大，会加剧带的疲劳损坏，缩短带的寿命。因此，小带轮直 径不应小于其最小的基准直径。在结构允许的情况下，应该选取较 1d d mind d 大的带轮直径，这样在传递功率一定时，可以增大带速，减小带的有效拉 力和带的根数。在本设计中，根据情况取=132mm； 1d d 大带轮直径： （4-2） 21 1 dd di d 式中： 传动比 =1.92（前面已经计算过）i 为弹性滑动系数，通常取 0.010.02,取=0.02 则： =1.92 132 （1-0.02）=248.4mm 2d d 按照表 3-5 取标准值：=250mm 2d d 验算带速： （4-3） 1 1 132 1460 10.1/ 60 100060 1000 d d n vm s 带速在 525 m/s 范围内，带速符合要求，胶带经济耐用。 初定中心距： 中心距过大，胶带易引起振动，传动能力下降。 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计第 页 19 中心距过小，胶带挠曲次数增加，降低了胶带的寿命。 一般应根据结构尺寸要求来确定中心距，若没有给定中心距，可按式： 0.7（）2（）初定中心距 （4-4） 1d d 2d d 0 a 1d d 2d d 0 a 0.7（）=0.7 （132+250）=267.4 0 a 1d d 2d dmm 2（）=2 （132+250）=764 0 a 1d d 2d dmm 初定中心距=700 0 amm 胶带的计算长度： =2+（）+ （4-5） 0d L 0 a 2 1d d 2d d 0 2 12 4 )( a dd dd =2 700+（132+250）+ 2 2 (250 132) 4 700 =2005mm 从表 3-7 中选取相近的基准长度=2000 d Lmm 胶带的计算长度 L=2033mm 胶带的挠曲次数： （4-6） 11 10001000 2 10.1 1040 2033 mv uss L 实际中心距： A+ （4-7） 0 amm LL dd 714 2 20052033 700 2 0 安装时所需要的最小中心距： =714-0.015 2033=683.5 （4-8）LAA015 . 0 min mm 张紧或补偿所需要的最大中心距： （4-9） max 0.027140.02 2033754.7()AALmm 小带轮包角： （4-10） 00 21 1 18057 dd dd A 000 250 132 18057170.6 714 0 120 确定 V 带根数： 单根 V 带的额定功率，查表 3-2 得：=2.20KW； 0 P 0 P 弯曲影响系数，查表 3-8 得：=2.6494； b K b K 3 10 传动比系数，查表 3-9 得：=1.1202； i K i K 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计第 页 20 额定功率增量 i b K nKP 1 1 10 （4-11） =2.64941460=0.426 KW； 3 10 1202 . 1 1 1 包角系数，查表 3-6 得：=0.98； K K 长度系数，查表 3-7 得：=0.98； L K L K V 带根数： （4-12） 00 c L P Z PP K K 15.6 6 2.200.4260.98 0.98 确定单根 V 带的预拉力： V 带每米长度质量，查表 3-10 得：=0.17kg/mqq （4-13） 2 0 1 5 . 2 500qv Kzv P F c = 2 15.62.5 50010.17 10.1217 6 10.1 0.98 N 确定压轴力： r F （4-14） 0 2sin 2 r FZF 0 170.6 2 6 217 sin2595 2 N 4.2 传动装置的运动、动力参数的计算： 4.2.14.2.1 查资料确定各类传动、轴承的概略值如下：查资料确定各类传动、轴承的概略值如下： V 带传动： =0.96； 深沟球轴承： =0.96； 圆锥滚子轴承： =0.98； 圆柱齿轮传动： =0.98； 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计第 页 21 斜齿轮传动： =0.98； 离合器、操纵机构传动： =0.98。 4.2.24.2.2 各传动轴功率的计算：各传动轴功率的计算： ； 2 13 0.96 0.9912.23PPkw ； 3 13 0.96 0.990.9811.87PPkw ；11.87 0.99 0.9811.51 IIIIII PPkw 。11.51 0.98 0.9811.05 IVIIIIV PPkw 4.2.34.2.3 各传动轴的转速计算：各传动轴的转速计算： 由于在机床设计中，传动轴上不止一种转速。因此我们将用轴的计算 转速来作为轴的转速，既而对各轴进行校核。各传动轴的转速为： ；（前面已经计算过）750 /minPPr ；（前面已经计算过）530 /min III Pr 。 （前面已经计算过）425 /min IV Pr 4.2.44.2.4 各传动轴输入转矩的计算：各传动轴输入转矩的计算： 12.23 95509550155.73 . 750 P TN m n 11.87 95509550151.14 . 750 P TN m n 11.51 95509550207.40 . 530 III III III P TN m n 11.05 95509550248.3 . 425 IV IV iv P TN m n 4.3 摩擦片离合器的计算： 、摩擦片离合器的外径和内径根据结构要求定： 接触部分外径： D=123mm 接触部分内径： d=73mm 、摩擦片平均直径和内外摩擦片接触宽度 b： 0 D = （4-15） 0 D 12373 98 22 Dd mm （4-16） 12373 25 22 Dd bmm 、摩擦片离合器传递的扭矩： 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计第 页 22 （4-17） 6 9.55 10 n j P M n 3 65 13 0.96 0.99 9.55 101.54 10. 750 N mm 、许用压强： ； ； ； 0 1.1 pa PM0.75 m K0.76 z K 0.90 v K （4-18） 0 . vmz PK K KP 0.90 0.75 0.76 1.10.56 pa M 查系数时， v K 0 . . 75098 3.85/ 60 100060 1000 j p nD vm s 查系数时，单件加工时间为 16 秒。 m K 、安全系数：K=1.3 、摩擦系数：f=0.08 、摩擦面对数： （4-19） 2 0 2. n M K Z fD b P 5 2 2 1.54 101.3 12 0.08 9825 0.56 对 、确定内外片数： 正转： 内片 7 片，外片 6 片 制动： 内片 6 片，外片 5 片 4.4 齿轮的计算： （注：（注：计算中涉及的公式、图、表均从机床设计指导书中查 阅） 4.4.14.4.1 齿轮模数的估算：齿轮模数的估算： 通常同一传动组中齿轮取同一模数，并且选同模数齿轮中承受载荷最 大的、齿数最少的齿轮进行初步的估算： （4-20）3 j P mmm zn 式中：P 齿轮传递的额定功率；kw. d PP 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计第 页 23 电动机功率； d Pkw 从电动机到所计算齿轮的传动效率（包括计算齿轮传动效率） ； 所计算齿轮的齿数；Z 所计算齿轮的计算转速。 j n 1、 基本组齿轮模数的估算： ； 3 13 0.96 0.990.98 0.9811.63Pkw （取传动组中负荷最大、齿数最少的齿轮） ；48Z （所取齿轮的计算转速） ；750 /min j nr 3 11.63 322.2 48 750 mmm 按照标准系列取:2.5mmm 2、 第二变速组齿轮模数的估算： ； 0.99 0.9811.63 0.99 0.9811.28PPkw （取传动组中负荷最大、齿数最少的齿轮） ；28Z （所取齿轮的计算转速） ；850/min j nr 3 3 11.28 32322.6 28 850 j P mmm zn 按照标准系列取：3mmm 3、 斜齿轮传动模数的估算： ； 0.99 0.9811.28 0.99 0.9811PPkw ；28Z ；425/min j nr 3 3 11 32323.1 28 425 j P mmm zn