毕业论文 CA6140车床主传动系统设计

1、xxxx 毕业论文（设计）开题报告书 2011 年 11 月 10 日 院（系） 机电工程系专 业机械设计制造及其自动化 姓 名 xxx学 号xxxxxxxxxx 论文（设计）题目ca6140 车床主传动系统设计 一、选题目的和意义 目的：机床设计是在技术基础课及专业课的基础上，结合机床主传动部件（主轴变速 箱）设计计算进行集合训练。 1.掌握机床主传动部件设计过程和方法，包括参数拟定，传动设计，零件计算，结构 设计等，培养结构分析和设计的能力。 2.综合应用过去所学的理论知识，提高联系实际和综合分析的能力。 3.训练和提高设计的基本技能。如计算，制图，应用设计资料，编写技术文件等。 意义：对

2、普通车床主轴箱的设计符合我国国情，即适合我国目前的经济水平、教育水 平和生产水平，又是国内许多企业提高生产设备自动化水平和精密程度的主要途径，在我 国有着广阔的市场。从另一个角度来说，该设计既有机床结构方面内容，又有机加工方面 内容，有利于将大学所学的知识进行综合运用。虽然设计者未曾系统的学习过机床设计的 课程，但通过该设计拓宽了知识面，增强了实践能力，对普通机床和数控机床都有了进一 步的了解。 二、本选题在国内外的研究现状和发展趋势 机床设计和制造的发展速度是很快的。由原先的只为满足加工成形而要求刀具与工件 间的某些相对运动关系和零件的一定强度和刚度，发展至今日的高度科学技术成果综合应 用的

3、现代机床的设计，也包括计算机辅助设计（cad）的应用。但目前机床主轴变速箱的 设计还是以经验或类比为基础的传统（经验）设计方法。因此，探索科学理论的应用，科 学地分析的处理经验，数据和资料，既能提高机床设计和制造水平，也将促进设计方法的 现代化。 随着科学技术的不断发展，机械产品日趋精密、复杂，改型也日益频繁，对机床的性 能、精度、自动化程度等提出了越来越高的要求。机械加工工艺过程自动化是实现上述要 求的重要技术措施之一，不仅能提高产品质量和生产率，降低生产成本，还能改善工人的 劳动 条件。为此，许多企采用自动机床、组合机床和专用机床组成自动或半自动生产线。但是， 采用这种自动、高效的设备，需

4、要很大的初期投资以及较长的生产准备周期，只有在大批 量的生产条件（如汽车、拖拉机、家用电器等工业主要零件的生产）下、才会有显著的经 济效益。 在机械制造工业中，单件、小批量生产的零件约占机械、加工的 70%80%。科学技术 的进步和机械产品市场竞争的日益激烈，致使机械产品不改型、更新换代、批量相对减少， 质量要求越来越高。采用专用的自动化机床加工这类零件就显得横不合理，而且调整或改 装专用的“刚性”自动化生产线投资大、周期长，有时从技术上甚至是不可能实现的。采 用各类仿型机床，虽然可以部分地解决小批量复杂的加工，但在更新零件时需制造靠模和 调整机床，生产准备周期长，而且由于靠模误差的影响，加工

5、零件的精度很难达到较高的 要求。 三、课题设计方案 机床设计是学生在学完基础课，技术基础课及有关专业课的基础上，结合机床传动部 件（主轴变速箱）设计进行的综合训练 1.参数拟定 根据机床类型，规格和其他特点，了解典型工艺的切削用量，结合世界条件和情况， 并与同类机床对比分析后确定：极限转速和，公比（或级数 z ） ，主传动电机 max n min n 功率 n。 2.传动设计 根据拟定的参数，通过结构网和转速图的分析，确定转动结构方案和转动系统图，计 算各转动副的传动比及齿轮的齿数，并验算主轴的转速误差。 3.动力计算和结构草图设计 估算齿输模数 m 和直径 d，选择和计算反向离合器，制动器。

6、 将各传动件及其它零件在展开图和剖面图上做初步的安排，布置和设计。 4.轴和轴承的验算 在结构草图的基础上，对一根传动轴的刚度（学时充裕时，也可以对该轴的强度进行 验算）和该轴系的轴承的寿命进行验算。 5.主轴变速箱装配设计 主轴变速箱装配图是以结构草图为“底稿” ，进行设计和绘制的。图上各零件要表达 清楚，并标注尺寸和配合。 6.设计计算说明书 应包括参数，运动设计的分析和拟定，轴和轴承的验算等，此外，还应对重要结构的 选择和分析做必要的说明。 四、计划进度安排 第一阶段：（2011.11.10-2011.11.16）确定毕业设计课题题目，撰写开题报告； 第二阶段：（2011.11.16-2

7、012.03.30）查询相关资料、进行课题研究，在已完成研 究的基础上，撰写毕业设计，完成设计初稿； 第三阶段：（2012.03.30-2012.04.30）指导教师审阅学生设计，提出修改意见。毕 业生根据指导教师的修改意见进行设计修改，并最终定稿； 第四阶段：（2012.05.01-2012.05.11）将设计交于评阅教师进行评阅，毕业生根据 评阅教师意见，进一步修改设计，准备答辩； 第五阶段：（2012.05.12-2012.05.21）毕业设计答辩。 五、主要参考文献 1 卢秉恒主编 机械制造技术基础 机械工业出版社1999 年 5 月 2 吴宗泽 罗圣国主编 机械设计课程设计手册 高等

8、教育出版社1982 年 12 月 3 隋明明主编 机械设计基础 机械工业出版社出版 4 机械设计手册 机械工业出版社1986 年 12 月 5 冯辛安 机械制造装备设计 机械工业出版社出版 指导教师意见及建议： 签名： 年 月 日 教学单位领导小组审批意见： 组长签名： 年 月 日 xxxx 毕业论文（设计）中期检查表 院(系)：机电工程系 专业：机械设计制造及其自动化 2012 年 3 月 22 日 毕业论文（设计）题目： ca6140 车床主传动系统设计 学生姓名 xxx 学 号 xxxxxxxxx 指导教师 xxx 职 称教授 计划完成时间： 2012 年 4 月 20 日 毕业论文（设

9、计）的进度计划： 2011.11-2012.02：整理和查询资料并完成开题报告，写出论文提纲； 2012.02-2012.03：整理资料，结合所学知识，依据修改的提纲撰写论文初稿； 2012.03-2012.04：在初稿基础上修改论文，撰写论文第二稿； 2012.04-2012.05：继续修改论文，最后定稿，交指导老师； 2012.05：整理论文资料并装订成册，组织小组答辩。 完成情况： 本人经过前一段时间的不断学习及查阅相关学习资料，论文的开题报告及解决 问题的基本思路已经形成，设计的相关资料也已经准备完毕，分析确定了设计的框 架，我的论文草稿目前已经接近尾声，敬请老师对我的论文初稿进行指导

10、！ 指导教师评议 评议人： 年 月 日 备注： 目目 录录 1 引 言 .1 2 主传动的运动参数和动力参数的确定 .2 2.1 动参数的确定.2 2.2 动力参数的确定.3 3 主传动方案的选择 .4 3.1 传动布局.4 3.2 变速形式.4 3.3 开停方式.4 3.4 制动方式.5 3.5 换向方式.5 4 主传动运动设计 .5 4.1 结构式、结构网与转速图的拟定.5 4.2 普通 v 带型号及带轮直径的选择.10 4.3 确定各变速组齿轮的齿数.12 4.4 齿轮的布置与排列.15 5 主传动的计算转速 .16 5.1 计算转速的概念.16 5.2 主轴计算转速的确定.16 5.3

11、 其他传动件计算转速的确定.17 5.4 初估轴颈.18 5.5 初估齿轮模数.20 5.6 齿轮几何尺寸.21 6 主轴的校核计算 .22 6.1 各级传动比.22 6.2 各轴的最低转速.22 6.3 主轴传递的功率（kw） .22 6.4 计算各轴传递扭矩.23 6.5 各轴设计计算.23 7 主轴箱的箱体 .25 8 技术经济分析 .27 9 结论 .29 参考文献 .30 致 谢 .31 xxxx 机电工程系 2012 届 机械设计制造及其自动化 毕业论文（设计） 1 ca6140ca6140 车床主传动系统设计车床主传动系统设计 王丛丛 （德州学院机电系，山东德州 253023）

12、摘 要： 作为车削加工机床，ca6140 机床广泛的用于机械加工行业中，本设计主要针对 ca6140 机床 的主轴箱进行设计，设计的内容主要有机床主要参数，传动方案和传动系统图的拟定，对主要零件进 行了计算和校核，利用 autocad 绘图软件进行了零件的设计。通过机床主运动变速传动系统的结构设 计，在拟定传动和变速的结构方案过程中，得到方案分析、设计构思、结构工艺性、机械制图、零件 计算、编写技术文件和查阅技术资料等各方面的综合训练，树立正确的设计思路，掌握基本的设计方 法，并使初步的结构分析、结构设计和计算能力得到提高。 关键词： ca6140 机床、主轴箱、零件、传动 1 引 言 机床设

13、计和制造的发展速度相当的，由最早的为满足加工成形要求刀具与工件间的 相对运动关系以及零件具有一定强度和刚度，发展至今的高科学技术成果的综合应用在 现代机床的设计中包括计算机辅助设计（cad）的应用。目前机床主轴变速箱的设计是 以经验或者类比基础上的传统（经验）设计方法。因此，探索科学理论的应用和科学地 分析处理经验数据和资料，这既能提高机床设计和制造水平，同时也促进设计方法的现 代化。 随着科学技术的不断发展，机械产品逐渐变得更精密、复杂，改型也日益频繁，对 机床的综合性能、加工精度和自动化程度等提出了越来越高的要求。机械加工工艺过程 自动化是实现以上要求的重要技术措施之一，在提高产品质量和生

14、产率，降低生产成本 的同时还能改善工人的劳动条件。因此，许多企业采用自动机床、组合机床和专用机床 组成自动或半自动生产线。 机床主传动系统根据机床的类型，性能，尺寸和规格等因素的不同，应满足的要求也有 所不同。设计机床主传动系统最基本的原则是以最合理，经济的方式满足所需要求。在设计中 从实际出发，结合具体机床进行机 床工艺可能性分析，满足机床的使用性能要求 和机床的运动 特性同时对设计的机床零部件的制造，装配和维修要进行认真切实的考虑与分析，综合思考的 设计方法。 本文为ca6140 车床主传动系统设计，根据加工条件的不同，对传动系统的要求也不一 样，依据某些典型加工工艺和加工对象以及其他的可

15、能的加工工艺的要求确定主传动的运动 参数和动力参数，主传动运动设计，拟 定传动方案等。 xxxx 机电工程系 2012 届 机械设计制造及其自动化 毕业论文（设计） 2 2 主传动的运动参数和动力参数的确定 2.1 动参数的确定 对于主运动是回转运动的机床，其主运动参数就是指与主轴转速相关的参数。通用 机床的加工工艺范围较广，机床的加工类型、工件材料、刀具材料以及加工直径等各量 是经常变化的，从而要求机床主轴的转速也能在一定的范围内变化，以适应使用上的不 同要求。对于有级变速的主轴转速，有三个问题需要解决，即主轴的最低转速和最高 min n 转速的确定；主轴转速级数的确定；中间各级转速的合理安

16、排。 max n 2.1.1 轴极限转速（、）的确定： min n max n 根据典型的和可能的工艺选取极限切削速度时要考虑：工序种类、工艺要求、刀具 和工件材料等因素。允许的切速极限值如下： 加工条件 vmax(m/min)vmin（m/min 硬质合金刀具加工铸铁工件3050 硬质合金刀具半精或精加工碳钢工件150300 螺纹（丝杠等）加工和绞孔24 计算车床主轴极限转速时的加工直径，按经验应分别取（0.10.2）和 （0.450.5）即： = r/min = r/min max n d v )2 . 01 . 0( 1000 max min n d v )5 . 045 . 0 ( 1

17、000 min 在中应考虑车螺纹和铰孔时，加工最大直径应根据实际加工情况选取 0.1d 左右。 min n 最大工件回转直径为 400mm 的普通车床主轴极限转速分别为： = =1326 r/min1400 max n min max 1000 d v 1000 300 0.18 400 =12.7r/min10 min n max min 1000 d v 1000 2 50 转速范围：r=140 min max n n1400 10 2.1.2 主轴转速级数的确定 xxxx 机电工程系 2012 届 机械设计制造及其自动化 毕业论文（设计） 3 考虑到所设计的结构的复杂程度要适中，所以采用

18、常规的扩大传动的方式，由此选 级数 z=24。 2.1.3 公比的选定 根据主轴转速数列的公比选取的一般原则：中型通用机床（通用性较大） ，因而要求 的转速级数 z 要多一些，但结构又不能太过复杂，公比常选取 1.12 或 1.25。今以 =1.12 和 1.25 代入 r= z-1式，得 r=13.55 和 169,所以取 =1.25 更为合适。 2.1.4 中间各级转速的合理排列 各级转速数列可从标准数列表中直接查出，所以=1.25，从表中找到 06 . 1 4 =1400，每隔 3 个数值取一个数值得： max n 10、12.5、16、20、25、31.5、40 、50、63、80、1

19、00、125、160、200、250、315 、400、450、500、560、710、900、1120、1400 2.2 动力参数的确定 机床的动力参数是指主运动、进给运动和辅助运动的动力损耗，它主要是由机床的 切削载荷和驱动的工件质量等因素决定。功率选择不仅要满足机床生产率的要求，还要 考虑节约。通常电动机在 70%的额定功率时运行，效率较高，节能效果好。 对通用机床来说，由于加工情况多变，切削用量的变化也较大，况且对传动系统中 的摩擦损失及其他因素消耗的功率研究不够等，因此，目前单纯用计算方法来确定功率 是有困难的，通常用类比、测试和近似计算几种方法互相校核的方法来确定功率。 我们的设计

20、是针对主传动系统的，所以我们只进行主运动功率的计算。 估算主电动机功率 n电（单位为 kw） n电= 总 切 n 式中：切削的有效功率。 切 n 主传动链的总效率，对于通用机床，=0.700.85(结构简单的取大值， 总 总 复杂的取小值) 由切削用量手册可以查出加工钢件（b=6075mpa）时 cp=200 由式（11-6）可得 pz=cpts0。75=2004030。75=324n（pz一主切削力） 由式（11-5）可得 n切=5.8kw 6120 vpz324 110 6120 xxxx 机电工程系 2012 届 机械设计制造及其自动化 毕业论文（设计） 4 由式（11-4）可得 n电=

21、7.2kw 5.8 0.8 根据计算查表取主运动功率为 7.5kw，电动机取为 y160m-4，转速为 1450r/min. 3 主传动方案的选择 3.1 传动布局 机床的传动方式一般有两种，一种是集中传动，该方式主轴装在变速箱内，并与传动 轴集中在一起，优点是结构紧凑且便于集中操做，箱体数目少，可减少加工、装配所需 工时和制造成本，缺点是变速箱的传动件在运转中所产生的振动和热量将直接传给主轴， 从而会降低机床的加工精度，一般适用于普通精度的中型和大型机床。另一种是分离传 动，该方式把主轴组件与变速传动部分两者分开，形成一个主轴箱和一个变速箱，变速 箱工作中产生的振动和热量不直接传给主轴，从而

22、可以减少主轴的振动和热变形，提高 加工精度且主轴箱内齿轮数量减少，所以主轴箱的噪声、振动和发热量也都减少。同时 高速时可由皮带直接传动主轴，缩短了传动链，使运动平稳，提高效率；低速时经过背 轮机构传动主轴，获得较大的扭矩，以满足加工的需要，但是多增加一个箱体，使加工 和装配工时的成本也提高，一般适用于最大加工直径小于 320mm 的高速精密级的中小型 车床等机床。综上所述，经过综合考虑，决定采用集中传动。 3.2 变速形式 变速形式有两种，分为有级变速和无级变速，目前国内绝大多数的普通车床以及其他 一些机床均采用滑移齿轮有级变速传动方式，它的优点是变速较方便，可传递较大功率； 变速范围大，得到

23、的转速级数多；非工作齿轮不啮合，空载功率损耗较小；传动结构可 靠，工艺成熟。缺点是变速箱结构较复杂；而滑移齿轮多采用直齿圆柱齿轮，其承载能 力不如斜齿圆柱齿轮；传动平稳性不够；不能在运动中变速，噪声较大，尤其高速传动 时更为严重。无级变速传动方式适用于精密和高精度机床上。 本设计采用有级变速的形式，其中应用到的有级变速装置类型：滑移齿轮变速机构采 用了双联和三联齿轮，结构简单、轴向尺寸小。 3.3 开停方式 用于控制主轴起动和停止的开停方式，分为电动机开停与机械开停两种。 在选择开停方式时，在满足机床使用性能的前提下，应优先考虑采用电动机开停方式， 当开停频繁、电动机功率较大或有其他要求时，可

24、采用机械开停方式。 xxxx 机电工程系 2012 届 机械设计制造及其自动化 毕业论文（设计） 5 我们设计的 ca6140 型卧式车床的万能性较大，但由于结构较复杂，自动化程度低， 在加工复杂形状工件时，换刀较麻烦，加工过程中的辅助时间较长，开停频繁，且电动 机功率较大，所以我们采用机械开停方式。 3.4 制动方式 主传动的制动方式，可分为电动机制动和机械制动两种。 在选择制动方式时，在 满足机床使用性能的前提下，应优先考虑采用电动机制动方式， 对于开停频繁、传动链较长、惯量较大的主传动，可采用机械制动方式。因此我们采用机械制 动方式。 3.5 换向方式 主传动的换向方式可分为电动机换向和

25、机械换向两种。我们所采用的是摩擦离合器的 机械换向方式。 4 主传动运动设计 4.1 结构式、结构网与转速图的拟定 4.1.1、确定变速组的个数和传动副数 由上述可知，大多数机床广泛应用滑移齿轮变速机构，为了满足结构设计和操做方便 的要求，一般采用双联或三联齿轮。因此，主轴转速为 24 级的变速系统可采用四个变速 级，一个三联齿轮变速组和三个双联齿轮变速组。有时机床为了缩短传动链，当公比较 小时，也可采用两个变速组，即四联和三联齿轮变速组。 (1) 确定传动顺序方案 不同的传动顺序方案有：24=2223 24=2322 24=2232 24=3222 四种方 案。由设计要求可知，如无特殊要求，

26、根据传动副“前多后少”的原则，应优先选用 24=3222，但是由于轴上装有双向摩擦片式离合器，轴向尺寸较长，为了结构紧凑， 第一变速组采用了双联齿轮，而不是采用前多后少的原则选用三联齿轮。综上所述，传 动顺序采用 24=2322。 (2) 确定扩大顺序方案 根据已选用的传动顺序方案，又可得出若干不同的扩大顺序方案。无特殊要求时，根据 传动线“前密后疏”的原则，应使变速组的扩大顺序与传动顺序一致，故可选用 。 12612 242322 (3) 检验最后扩大组的变速范围 xxxx 机电工程系 2012 届 机械设计制造及其自动化 毕业论文（设计） 6 r1=14.55140，检验允许 22 1 x

27、p 2 1 12 1.26 因此，确定的结构式方案为。 12612 242322 (4) 画结构网 根据已确定的结构式方案画出结构网，如图： 4.1.2 转速图的拟定 根据确定的结构式或结构网，可拟定转速图。 (1) 定比传动 在本设计中，主轴的最低转速=10r/min，选用电动机的转速=1450r/min，其总 min n 0 n 降速比为：i=。 0 min n n10 1450 1 145 如果每个变速组的最小传动比均取极限值 1/4，则四个变速组的总降速比可达 =1/256。若不增设定比传动可满足总降速比的要求，可这会增大各变速组的径向尺 4 14 寸。此外，车床一般通过带传动将装于床

28、腿中的电动机轴与变速箱轴连接起来。所以 xxxx 机电工程系 2012 届 机械设计制造及其自动化 毕业论文（设计） 7 本设计需增设定比传动，而根据不同的要求来确定定比传动在传动链中的位置及其传动 比的大小。通常 v 带传动比 u=1/73.5，滑动率 =0.02。 本设计轴转速不宜过低也不宜过高，这样会增大结构尺寸或使带轮转动不平衡引起 振动，噪音，初定 n=820r/min，或考虑各变速组的传动比分配再予调整，则传动比为 1 0 8201 11450 1 0.021.733 n i n (2) 画转速图的格线定比 （a） 竖线代表传动轴 图中七条间距相等的竖线，分别用轴号“电、”表在图

29、中，各传动轴按照运动传递的顺序（从电动机到主轴）从左到右顺次的排列。 （b） 横线代表转速值 （c） 图中纵向坐标表示转速的大小，间距相等的横线表示各种不同的转速。图中的 二十三条横线由下至上依次表示各级转速由低到高。 转速图中每条竖线上的若干小圆点表示传动轴及主轴实际转速。 （d） 竖线之间的连线表示传动副，连线的倾斜程度表示传动副的传动比，由此可知 ca6140 型普通车床主运动传动链的转速图，如下图 xxxx 机电工程系 2012 届 机械设计制造及其自动化 毕业论文（设计） 8 (3) 分配传动比 当主轴转速点和电动机轴（驱动轴）转速点都已确定位置，定比传动副的传动比也初 步确定，分配

30、各变速组的传动比时需符合级比规律，满足传动比的限制条件，中间各传 动轴的转速点位置，可在有限范围内选定，从而构成多种不同的转速图方案。但随着转 速图的改变，传动副的传动比值及其相关传动件的转速值也发生改变。为了减小传动件 结构尺寸和改善传动性能，应遵循一般原则和需要，选定出合理方案。 分配各变速组的传动比，通常是按“由后向前”的原则进行，即与传动顺序相反，先分 配最后变速组的传动比，再顺次向前分配。分配传动比时应注意有特殊要求的传动副 （如卧式车床的扩大螺距传动副） ；重要传动副（如传动主轴的传动副，车床摩擦片离合 器轴上的传动副）和最后扩大组传动副（变速范围大，对结构及传动性能有较大影响）

31、。 分配方法： a）分配第四变速级（iv-v 轴间）的传动比 由结构式可知，第四变速组即第三扩大组的传动副数 2，级比指数 12612 242322 12。所以可在 v 轴上找到 12 格的两个转速点。 b）分配第三变速级（-轴间）的传动比 xxxx 机电工程系 2012 届 机械设计制造及其自动化 毕业论文（设计） 9 第三变速组即第二扩大组的传动副数 2，级比指数 6，其两条传动线拉开 6 格。所以 先在轴上找到相距 6 格的两个转速点。选定变速组在轴上相应主动转速点 e 的位置 以确定该两副的传动比。根据传动比 1/4i2，=1.25，则该点只能有唯一 e 的位置（如 图） ，其升速和降

32、速传动比皆为极限值，即 ， 66 1 1.251/ 4 c i 。 33 2 1.251.95 c i c）分配第二变速组（-轴间）的传动比 第二变速组即第一扩大组有三个传动副，两条传动线拉开 3 格。可由轴上的 d 点 往上数 3 格定出 d1 点。再由 d1点往上数 3 格定出 d2点。根据传动比限制条件及降速传 动原则，综合考虑，确定轴上相应主动转速点 c 的位置为图中的 c 点位置，其传动比 ， 。 66 1 1.251/ 4 b i 33 2 1.25 b ii 1 0 3 b i d）分配第一变速组（-轴间）的传动比 第一变速组即基本组有三个传动副，传动线各拉开 1 格，故于轴上取

33、相邻三点分别 为 c、。通过考虑结构尺寸和传动性能，以及带轮轴（轴）上的转速要求，确 1 c 2 c 定 b 点是适宜的。 综上所述，确定变速组主动转速点的位置是分配各变速组的传动比的关键，即根据级 比指数和传动比极限值，确定主动转速点的选择范围；再根据结构尺寸和传动性能的具 体要求，转速适中，将转速点定于适当位置。 （4）画全传动线 xxxx 机电工程系 2012 届 机械设计制造及其自动化 毕业论文（设计） 10 按照传动顺序“由前向后”地把各变速组的传动线画完整。该图上仅有电动机轴、主轴及各 传动轴转速，各副传动比。 4.2 普通 v 带型号及带轮直径的选择 普通 v 带设计功率 已知：

34、电动机选用 y160m-4 n=1450rpm 1）计算功率 （kw） 工况系数，查表取 1.1； ca pkp a k 故1.17.58.25 c pkw 2）选带型 根据和 n，查表应选用普通 a 型 v 带 c p xxxx 机电工程系 2012 届 机械设计制造及其自动化 毕业论文（设计） 11 3）传动比 1 2 1450 1.77 820 n i n 4）小带轮基准直径 查表取 1 130 d dmm 5）大带轮基准直径 ）（1 1 2 1 2dd d n n d 式中：小带轮转速（r/min） 1 n 大带轮转速（r/min） 2 n 滑动率 =0.02 =130（10.02）=

35、225mm 2d d 1450 820 故取大带轮基准直径为 230mm 2d d 6) 带速 ： v 1 1/(60 1000) 9.86/ d vd nm sv 7）初选中心距1000mm, 由机床总体布局确定。过小，增加带弯曲次数；过大， 0 a 0 a 0 a 0 a 易引起振动。 8）带基准长度 2 21 0012 0 () 2()2722.5 24 dd ddd ddn laddmm a 查表取2800mm；带挠曲次数1000mv/=7.0440 0d l 0d l 1 s 9）实际中心距 2 aaab 其中： 12 () 108.7 48 ddd ldd a 2 21 () 12

36、50 8 dd dd b 故 2 108.7108.71250223amm 10）验算小带轮包角（适用） 1 21 1 1802sin154.09120 2 dd dd a 11）单根 v 带的基本额定功率，查表取 2.28kw； 1 p 12）额定功率增量值由表可得 kwp15 . 0 1 13）v 带根数 z：单根 v 带的基本额定功率增量 11 1 (1) b u pk n k 弯曲影响系数，查表取 b k 3 1.03 10 xxxx 机电工程系 2012 届 机械设计制造及其自动化 毕业论文（设计） 12 传动比系数，查表取 1.12 u k 故； 1 0.16p 带的根数 11 (

37、) c l p z pp k k 包角修正系数，查表取 0.93；k 带长修正系数，查表取 1.01； l k 故 1 12.1 3.89 (2.280.16) 0.93 1.01 z 所以圆整 z 取 4 14）单根带初拉力 2 0 2.5 500(1) c a p fqv vzk q带每米长质量，查表取 0.10； 可得58.23n 0 f 15）带对轴压力 1 0 154.09 2sin2 58.23 4 sin453.98 22 qf zn 16）卸荷装置电动机经 v 带将运动传至轴左端带轮上时对轴产生径向压力，使轴产生 弯曲变形，因此需要卸荷装置。带轮与花键套用螺钉连接成一体，支承在

38、法兰内的两个 向心球轴承上，法兰固定在主轴箱体上。这样，带轮可以通过花键套带动轴旋转，带的 拉力则 经过轴承和法兰传至箱体。轴上的花键部分只传递扭矩，从而避免因皮带拉力而使轴产 生弯曲变形。带轮及卸荷装置如图 1 图 1 xxxx 机电工程系 2012 届 机械设计制造及其自动化 毕业论文（设计） 13 4.3 确定各变速组齿轮的齿数 4.3.1 齿轮齿数确定的原则和要求： 1）齿轮的齿数和不能太大，以免因过大的齿轮尺寸而增加两轴间的中心距，造成机床 z s 结构增大；此外，齿数的增加还会使齿轮的线速度提高而产生噪声。一般推荐齿数和 100120，常选用在 100 之内。 z s 2）受两轴组

39、件结构限制的最小中心距 若齿数和太小，则过小的中心距将导致两轴上的轴承或其他结构元件之间的距离过近 或相碰。 3）齿轮的齿数和不应过小，应考虑： （a）受传动性能限制的最小齿数 为了保证最小齿轮不产生根切以及主传动具有较好的运动平稳性，对于标准直齿圆柱 齿轮，一般取最小齿数18-20，主轴上小齿轮=20；高速齿轮取=25，而运动 min z min z min z 平稳性要求不高的齿轮可取=14（允许有少量根切） 。 min z (b) 受齿轮结构限制的最小齿数 齿轮（尤其是最小齿轮）应能可靠的安装到轴上或进行套装，特别要注意齿轮的齿槽 到孔壁或键槽处的壁厚不能过小，应保证齿轮的最小壁厚 b2

40、m（m 为模数） ，保证有足 够的强度，以防出现断裂现象。 4) 传动比要求 分配各齿轮副齿数应符合转速图上传动比要求。机床的主传动属于外联系传动链，实 际传动比（齿轮齿数之比）与理论传动比（转速图给定）之间允许有误差，但不能过大。 由于分配齿数所造成主轴转速的相对误差，一般不应超出其允许值=，即 %110 =0.026 理论 理论实际 n nn %110 4.3.2 确定齿轮齿数（应用查表法） 基本组传动比： 22 1 1.251/1.56 a i 11 2 1.251/1.25 a i 1) 首先找到出现最小齿数的传动比，因为最小齿轮一定在最小降速比齿轮副中，故最小齿轮 必在这对齿轮副中。

41、 1a i 2）为了避免根切现象和结构设计的需要，取=38。 min z 3）找出的倒数1.56这一行中找到=38 时，查到最小齿数和=94。 1 1/1.56 a i min z min s xxxx 机电工程系 2012 届 机械设计制造及其自动化 毕业论文（设计） 14 4）找出可能采用的齿数和 的各种数值。这些数值必须同时满足各传动比要求的齿轮齿数，从 z s =94 向右查表，同时存在满足两个传动比要求的齿数和共有 =94，95 min s z s 5）确定合理的齿数和，并根据它决定各齿轮的齿数 =94 z s z s 由的倒数 1.56 的一行中找出 z1=38，则 z2=- z1

42、=94-38=56; 1 1/1.56 a i z s 由的倒数 1.25 的一行中找出 z3=43，则 z4=- z3=94-43=51; 2 1/1.25 a i z s 为了使滑移齿轮在越过某个固定齿轮时避免齿顶相碰，要求同轴上相邻两齿轮的齿数 差不小于 4，在本设计中都满足此要求。 同理可得其他齿轮如下表所示： 变速变速 组组 第一变速组第一变速组第二变速组第二变速组第三变速第三变速 组组 第四变速组第四变速组 齿数齿数 和和 9480100100 齿齿 轮轮 1 z 2 z 3 z 4 z 5 z 6 z 7 z 8 z 9 z 10 z 11 z 12 z 13 z 齿齿 数数 5

43、6385143394130502258225863 齿齿 轮轮 14 z 15 z 16 z 17 z 18 z 19 z 20 z 21 z 22 z 齿齿 数数 505020805020802658 4.3.3 主轴转速系列的验算 主轴转速在使用上不要求十分准确，转速 的高低并无太大影响，但铭牌上标准数列的数 值一般不允许与实际转速相差太大。 由于确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计理论值难以完全相符，需要验算主 轴各级转速，根据式 =0.026 理论 理论实际 n nn %110 若存在误差，则要求根据误差的正负以及引起误差的主要环节，重新调整齿数，使 转速数列得到改善。 计算主轴实际

44、转速并与理论转速比较列出，见下表（皮带的传动效率 0.98） 。 xxxx 机电工程系 2012 届 机械设计制造及其自动化 毕业论文（设计） 15 主轴转速标准转速实际转速转速误差 1 n 14001418.620.013 2 n 11201141.730.019 3 n 900894.530.006 4 n 710720.160.014 5 n 560565.70.010 6 n 500514.80.030 7 n 450455.270.012 8 n 400414.320.036 9 n 315324.70.031 10 n 250261.340.045 11 n 160165.20.0

45、32 12 n 200205.30.027 13 n 125128.70.030 14 n 100101.540.015 15 n 8079.580.005 16 n 63640.016 17 n 5050.30.006 18 n 4040.490.012 19 n 31.531.540.001 20 n 2525.380.015 21 n 2019.890.005 22 n 1616.010.001 23 n 12.512.580.006 24 n 1010.020.001 经验算可知 24 级转速均符合要求。 4.4 齿轮的布置与排列 xxxx 机电工程系 2012 届 机械设计制造及其自

46、动化 毕业论文（设计） 16 齿轮齿数确定之后，应合理布置齿轮排列方式。 4.4.1 滑移齿轮的布置 主动轴一般比从动轴的转速高，所以变速组中的滑移齿轮最好布置在主动轴上，这样 可使滑移齿轮的尺寸小，重量轻，滑动省力。 在一个变速组内，两个相隔较远齿轮的间距一般大于相应两个齿轮的宽度是为了避免 变速组内两对不同齿数的齿轮同时参与啮合。 4.4.2 一个变速组的齿轮轴向排列 齿轮的轴向排列，应尽量缩短其轴向长度，所以，我们选窄排列。 4.4.3 两个变速组的齿轮轴向排列 两个变速组串联工作时，其中间传动轴既是从动轴又是主动轴，负荷较大，因此应 尽可能缩短其轴向尺寸。在选用并行排列时，两个变速组齿

47、轮占用的轴向尺寸较大，但 不受其他条件限制，排列容易。所以，我们选用并行排列。各齿轮的排列布置图如下： 5 主传动的计算转速 5.1 计算转速的概念 传动件在传递全部功率的最低转速时，能够传递最大转矩，因此把传动件传递全部功率 时的最低转速，称为该传动件的计算转速。 5.2 主轴计算转速的确定 主轴计算转速nc是主轴传递全部功率（此时电动机为满载）时的最低转速。从这一转速 xxxx 机电工程系 2012 届 机械设计制造及其自动化 毕业论文（设计） 17 起至主轴最高转速间的所有转速都能传递全部功率，此为恒功率工作范围，而转矩随转速的增 加而减小；低于主轴转速的各级转速所能传递的转矩与计算转速

48、时的转矩相等，此为恒转矩工 作范围，而功率则随转速的降低而减小。 查表可确定主轴计算转速 ： 取50 24 11 33 min 10 1.2547.7 z j nnf - = 即主轴计算转速nc=n6=50r/min，主轴计算转速在转速图上可用黑点表示，计算转速必须 是主轴实际具有的工作转速。 5.3 其他传动件计算转速的确定 5.3.1 传动轴的计算转速 1） 轴ii的运动可分别通过三对齿轮副、或传至轴iii，因而共有236种转速。运动 22 58 30 50 39 41 有两条传动路线： a) 高速传动路线 主轴上的滑移齿轮50 移至左端，使之与轴iii上右端的齿轮63啮合，于是运动就由轴

49、iii 经齿轮副直接传给主轴，使主轴得到 450-1400r/min转每分钟的6种高转速。 63 51 b) 低速传动路线： 主轴上的滑移齿轮移至左端，使主轴上的齿式离合器 啮合，于是轴iii的运动就经齿 2 m 轮副或传给轴iv，然后再由iv 轴经齿轮或传给轴v，再经齿轮副和齿式离 20 80 50 50 20 80 51 50 26 58 合器传给主轴，使主轴获得10-500r/min的低转速。上述这些滑移变速齿轮副就是传动框 2 m 图中的主变速机构，对应于传动原理图中的 （下图） 。 v u xxxx 机电工程系 2012 届 机械设计制造及其自动化 毕业论文（设计） 18 卧式车床传

50、动框图 主轴箱中经过变速的各级转速，最后直接传至主轴，没有经过定比传动。其余依次类推， 各传动轴的计算转速 各传动轴的计算转速nc r/min 轴序号 nc803952368112 11250 5.3.2 齿轮的计算转速 1) 齿轮的计算转速 1 z 装在轴上，只有 803r/min 1 级转速，所以 803r/min 即为的计算转速。 1 z 1 z 2) 齿轮的计算转速 22 z 装在 vi 轴（主轴）上，共有 10500r/min 24 级转速；其中只有 501400r/min 的 17 22 z 级转速都能传递全部功率；故转速 50r/min 即为的计算转速。 22 z 3) 齿轮的计

51、算转速 21 z 装在 v 轴上，共有 22.311115r/min 12 级转速；其中只有在 111.51115r/min 的 17 21 z 级转速时，经传动主轴所得的 501400r/min4 级转速才能传递全部功率，而在 21 22 z z 13 z 22.389.2r/min 7 级转速时，经传动主轴所得到的 1040r/min5 级转速都低于主轴的计 21 22 z z 算转速（50r/min） ，故不能传递全部功率，因此只有 111.51115r/min 17 级转速能够传 13 z 递全部功率；其中最低转速 111.5r/min 即为的计算转速。 21 z 其余依此类推，各齿轮

52、的计算转速见表 各齿轮的计算转速nc r/min 齿轮齿轮 1 z 2 z 3 z 4 z 5 z 6 z 7 z 8 z 9 z 10 z 11 z 12 z 13 z 计算转速计算转速8039538039539533619533619533611125011 2 齿轮齿轮 14 z 15 z 16 z 17 z 18 z 19 z 20 z 21 z 22 z 计算转速计算转速11244911211211211211211250 xxxx 机电工程系 2012 届 机械设计制造及其自动化 毕业论文（设计） 19 5.4 初估轴颈 5.4.1 初估传动轴轴颈 中间传动轴的直径按扭转刚度估算公

53、式 （mm） 4 91 c p d nf = 式中：d为轴危险截面处的直径（mm） p该传动轴的输入功率（kw） p=（kw） e p 电动机额定功率（kw） e p 从电动机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积（不计该轴上轴承 的效率） 。 该轴的计算转速（r/min） c n 该轴允许的扭转角（deg/m） 。主轴=0.51；一般传动轴=11.5； f f f 要求较低的轴=1.52。当传动轴长度不足 1m 时，在计算时，应按轴的实际长度 f 进行折算和修正。 取轴直径为 38mm； 4 1 7.50.96 9128 803 1 d = 取轴直径为 30mm; 4 2 7.50.96 91

54、26.8 952 1 d = 取轴直径为 36mm; 4 3 7.50.96 9132 368 1 d = 取轴直径为 32mm; 4 4 7.50.96 9131 1122 d = 取 v 轴直径为 35mm； 4 5 7.50.96 9131 1122 d = 取 vi 轴直径为 80mm。 4 6 7.50.96 9167 500.5 d = 花键轴估算的直径为花键轴的小径 取 6 个键 1 380.8532.2dmm= 1 32.2dmm= 取 6 个键 2 300.8525.5dmm= 2 25dmm= 取 8 个键 3 360.8530.6dmm= 3 31.5dmm= xxxx

55、机电工程系 2012 届 机械设计制造及其自动化 毕业论文（设计） 20 取 =26mm 6 个键 4 320.8526.2dmm= 4 d 取 =81mm 10 个键 6 890.980.1dmm= 6 d 5.4.2 主轴轴颈的确定 主轴的前轴颈根据电动机功率公式mm 选取；后轴颈按 1 d 1max 0.215dd= =（0.70.85）来确定。取为 115mm，为 80mm。 2 d 1 d 1 d 2 d 5.5 初估齿轮模数 齿轮材料相同时，选择负荷最重的小齿轮，估算模数，并由其中较大者取相近的标 准模数。 按齿面接触疲劳强度： 3 22 1 (1 267 hh mchp kp u

56、 ma n zujs + = ） 按轮齿弯曲疲劳强度： 3 1 267 fs ff mcfp kpy ma n zjs = 式中：系数取 61； h a 系数取 1； f a k载荷系数取 1； p齿轮传递的名义功率，为 7.50.96； u齿数比， 外齿轮的复合齿形系数，查机械零件设计手册 fs y 齿宽系数，b/m 取为 8； m 计算转速； c n 齿轮齿数； 1 z 许用接触应力，=1170=1050； hp 2 /mmn hp 9 . 0 许用齿根应力，=350。 fp 2 /mmn fp limf 基本组中： =2.183 22 1 (1 267 hh mchp kp u ma n

57、 zujs + = ） 3 22 1 7.50.96(1.471 26761 8 9523810501.47 + ） =1.753 1 267 fs ff mcfp kpy ma n zjs = 3 1 7.50.963.95 267 1 8 95238 350 = 故取模数均为 2.25 xxxx 机电工程系 2012 届 机械设计制造及其自动化 毕业论文（设计） 21 第一扩大组中： =2.33 22 1 (1 267 hh mchp kp u ma n zujs + = ） 3 22 1 7.50.96(1.671 26761 8 3623010501.67 + ） =2.113 1 2

58、67 fs ff mcfp kpy ma n zjs = 3 1 7.50.963.94 267 1 8 36230350 = 故取模数均为 2.5 第二扩大组中： =2.733 22 1 (1 267 hh mchp kp u ma n zujs + = ） 3 22 1 7.50.96(11 26761 8 1125010501 + ） =2.33 1 267 fs ff mcfp kpy ma n zjs = 3 1 7.50.964.11 267 1 8 11250350 = 故取模数为 3 第三扩大组中： =2.323 22 1 (1 267 hh mchp kp u ma n zu

59、js + = ） 3 22 1 7.50.96(41 26761 8 1122010504 + ） =2.243 1 267 fs ff mcfp kpy ma n zjs = 3 1 7.50.964.11 267 1 8 11220350 = 故取模数为 2.5 5.6 齿轮几何尺寸 分度圆：dmz= 齿顶圆： * (2) aa dm zh=+ 齿根圆： 式中：=1，=0.25 * (22) fa dm zhc=- * a h * c 计算可得齿轮参数为下表: 齿轮 1 z 2 z 3 z 4 z 5 z 6 z 7 z 8 z 9 z 10 z 11 z 齿数 z563851433941

60、3050225822 模数 m2.252.252.252.252.252.252.252.252.252.252.25 分度圆 d 12685.5114.7596.7587.7592.2567.5112.549.5130.549.5 齿顶圆 a d 130.590119.25101.2592.2596.75721175413554 xxxx 机电工程系 2012 届 机械设计制造及其自动化 毕业论文（设计） 22 齿根圆 f d 120.4 79.9 109.1 91.1 82.1 86.6 61.9 106.9 43.9 124.9 43.9 齿轮 12 z 13 z 14 z 15 z 1