第5章机床分级变速传动系统设计

1、第五章 机床分级变速传动系统设计第一节 机床主要技术参数的确定 机床的主要技术参数包括尺寸参数、运动参数和动力参数。技术参数的确定，一般采用统计类比法。 尺寸参数包括与工件主要尺寸有关的参数，与工、夹、量具标准化有关的参数，与机床结构有关的参数。尺寸参数按其对机床结构、性能的影响程度不同，又分为主参数、第二主参数和其他尺寸参数。 1主参数 主参数是代表机床规格大小的一种参数。主参数对机床的性能、布局、传动和结构有显著的决定作用。所以，确定尺寸参数时，首先确定主参数。通用机床和专门化机床的主参数及其折算系数见JB183885金屈切削机床型号编制方法(附表4常用机床组、系代号及主参数)。通用机床的

2、主参数，除极少数机床外(如拉床)，一般均为尺寸参数。 2第二主参数和其他尺寸参数 第二主参数一般指主轴数、最大跨距、工作台工作面长度、最大加工工件长度、最大模数等。第二主参数是直接反映机床加工范围的重要参数之一。对机床的轮膨尺寸、重量等影响很大，其重要程度，仅次于主参数。 主参数和第二主参数确定后，还要确定一些其他尺寸参数。如卧式车床刀架上的最大工件回转直径、通过主轴孔的最大棒料直径、主轴孔前端锥度等与工件大小和刀具标准化有关的尺寸。 二、运动参数 运动参数是指机床的执行机构(如主轴、刀架、工作台等)的运动速度。机床常用的运动参数见表51。在保证加工质量的前提下，尽可能提高生产串是确定运动参数

3、的基本原则。主运动参数的确定：主运动为回转运动时，主运动参数为主袖转速n。1 极限转速 调查和分析所设计的机床上可能进行的工序，从中选择要求最低、最高转速的典型工序，按照典型工序的切削速度和刀具或工件直径计算主抽的最高转速、最低转速(极限转速)nmax和mmin。计算公式如下：式中 nmax、mmin分别为最低、最高切削速度； dmax、dmin分别为最小、最大计算直径。 上述dmax和dmin不是机床上可能加工的最小、最大直径，而是常用的经济加工最小、最大直径。对于通用机床，一般取， 式中D可能加工的最大直径； 尺根据对现有同类型机床的使用情况调查后确定的系数(一股，摇臂钻床取是1， 卧式车

4、床及05)。 Rd计算直径范围(Rd020025)。 国内、外同类型、同规格的卧式车床主轴极限转速见表52。 2主轴转速的合理排列方式 当采用机械的分级变速方式时，极限转速nmax、mmin确定后，还需确定该转速范围内合理的级数和中间各级转速值。 C336回轮转塔车床的主运动参数为；nmin48rmin，nmax480rmin，Z6级若主轴转速分别按等差级数相等比级数排列时，各转速值印相对速度损失如表53示。 (2)标准公比值确定的依据 当转速数列采用人们所熟悉的十进制时，数列中有一转速为n，那么，与它相隔一定级数后，必有一级转速为10n。可表示为： 在机床分级变速传动系统中，往往来用双速电动

5、机或多速电动机强动，双速或多速电动机的同步转速之比值一般为2，如30001500750 rmin、1420710 rmin等因此，采用双速(或多速)电机后的主轴转速数列中有一级转速为n时，与之相隔E2级必有一级转速为2n。即： 为方便设计、计算，取最小公比值jmin106，并使其他公比E3正整数在12之间满足上述三项条件中两项以上的值共有7个，见表55。 采用标准公比时名公比j和极限转速确定后，转速效列的各级转速值可从标准数列中查出，从而简化了设计计算。表56为标准数列。 4变速范围Ra、公比j和转速级数Z之间的关系 传动系统的变速范围各级转速值为n1,n2,n3,n4,nz-1,nz, 当公

6、比j确定后各级转速值间存在下列关系：由上可列出极限转速、变速范围、公比和转速级数之间的关系式 上两式表示：变速范围Ra一定时公比j值越小，转速级数Z越多，相对速度损失、生产率损失也就越小，但传动系统结构越复杂，反之，公比j增大，级数Z越少，最大相对速度损失Amax增大，但传动系统结构越简单。 通用机床为减小相对速度损失，又要使机床的结构不致太复杂，一般，公比取中等值。常用通用机床的公比见表57。 大批量生产的专用机床、自动化机床，其主要持点是要求高的生产率，因此，公比应取小值，如112、126等。 对于大型机床，因切削加工时间较长，相对速度损失对生产率影响显著，一般公比取为106、112、12

7、6等。 。 非自动化的小型机床，因加工时的辅助时间长，切削时间所占的比例较小，相对速度损失的影响不显著，公比可取较大值，如158、l.78甚至2。 三、动力参数 动力参数包括电动机功率、液压缸牵引力、液压马达成步进电机的额定扭矩等。 动力参数定得越大，会使机床传动件的尺寸增大，机床的外形、重量增大，浪费材料和电力，而动力参数取得过小时测会影响机床的使用性能。动力参数一般采用统计类比法或计算法、实测法确定。 大多数通用机床的动力源为三相交流异步电动机。机床电动机的功率可按下式确定：式中 Nd电动机功率(kw)； N切用于切削加工的总有效功率(kw) h传动系统的总效率； N空空载功率(kW)。

8、式中：Nv消耗于主运动的有效功率；Na消耗子进给运动的有效功串Pz切削力的切向分力(N)；v切削速度(mmin)Q进给牵引力(N)；h1、h2、h3组成传动系统各串联传动副的机械效率； dn主传动链中，除主轴外所有传动轴的轴颈平均值。若传动链的结构尺寸尚未确 定，则可根据估计的电动机功率范围取值。当1.5N28时da30mm；28 N75时，取da35mm；75<N14时，da40mm。 d主主轴前后轴颈的平均值。 ni当主轴转速为n主时，传动链中所有其他各传动轴的转速之和，单位rmin。 n主主轴转速，一般取n主nmax。 c系数。主轴支承(滚动支承)为双支承时c85，三支承时c10。

9、 k润滑油粘度影响系数。30号机油，k1.20号机油R095，10号机油，k075。一些常用的机床主要运动参数和动力参数见表58。52 分级变速传动系统的基本持性 通用机床的分级变速传动系统通常由定比传动机构和滑移齿轮(或离合器)变速机构串联扩展，得到一定变速范围内的若干级转速或进给量。 设从电动机至主轴按传动顺序依次排列的变速组为a、b、cj，每一变速组相应的传动别数分别为Pa、Pb、PcPj，则主轴的转速级数z Pa、Pb、PcPj。如图51所示的传动系统，共有三个变速组a、b、c，其传动副uu3分别为义3、Pb3、尸c2，则主轴转速级数23×3×218级。从图中还可看

10、出：a变速组中三对传动副的三条传动比连线在转速图上相距一格，轴II上的相邻转速相差j倍，三种转速呈公比为j的等比数列。通过b、c两变通组将轴III的三级转速传至主轴(v)，使主轴获得n1n3、n4n6、n7n9、n10n12、n13n15、n16n18的六小段两大段公比为j的转速效列。由此可见，a变速组是实现主轴转速为公比严的等比数列的必不可少的员基本的变速组。因此，称这种变速组为基本组。 变速组内相邻两传动副传动比的比值称为级比，用jj表示，其幂指数xi称为级比指数。基本组的传动副数为P0、级比为j1，级比指数x01。 b变速组中的三对传动副，将轴III的三级转速第一次扩大，使轴IV得到呈等

11、比数列的9级转速。因此，把b变速组称为第一扩大组。第一扩大组的传动副数为P1，级比指数为x1。从图5l中可看出：第一扩大组的三条传动比连线，相邻两条在转速图中相距3格，恰好等于基本组的传动副数。即3、x1=P03。从以上分析可知名基本组的传动副数为时，经第一扩大组变速后要得到一连续且无重复的转速数列，必须使第一扩大组的级比指数x1等于基本组的传动副数P0。 第三变速组为c变速组，将轴IV的9级转速再一次扩大，使轴v得到公比为j的18级转速。把这个在基本组和第一扩大组基础上进一步扩大转速范围的变速组称为第二扩大组。其传动副数为P2、级比指数为x2。从图51的转速图中可看出：x29P0P1。即第二

12、扩大组的级比指数均应等于基本组与第一扩大组传动副数的乘积。 综上所述，为使主轴得到公比为j的连续且不重复的等比数列转速值，传动系统中各变速组的传动比应满足以下条件： 1每一变速纪的几个传动副的传动比应为一等比数列 2各变速组的级比指数与传动副数之间有如下关系： 各变速组的级比有下列关系：基本组的级比第一扩大组的级比第二扩大组的级比第j扩大组的级比变速组的变速范围为2 上述规律与基本组、第一扩大组、第二扩大组传动系统中的传动顺序无关。二、结构式与结构网在拟定机床传动系统方案时，把传动比的相对关系画成对称形式的线图，用以表示分组变速传动系统的变速特性和传动比规律，以供设计时进行方案的分析比较和选择

13、，称这种图叫结构网。图52为12级转速传动系统结构网。 结构网可表示出分级变速传动系统的变速组数，各变速组的传动副数和传动顺序；各变速组的级比和扩大顺序；各传动轴的转速级数和变速范围等。 结构网也可以写成结构式表示。图52(a)可写成123×2×2。式中12表示转速级数，3、2、2分别表示按传动顺序的各变速组的传动副数。下标的1、3、6分别表示各变速组相邻两传动副连线的空格数，即各变速组的级比指数。 一个结构式对应于一个结构网(见图52)，而一个结构网可画出若干个转速图，但一个转速图只能写出一个结构式。 结构网和结构式可以表示出传动系统的组成情况，并具有转速图一样的变速特性

14、，但只能表示出各传动副间的相对关系而不是具体数值。分级变速传动系统的设计 一、拟定转速图的一般原则 在主轴转速级数一定时，可以列出许多种不同的传动方案，写出许多不同的结构式，而每一个结构式又可画出若干个转速图。因此，拟定转速图是分级变速传动系统设计的重要内容。转速图拟定是否合理，对机床的结构紧凑程度、尺寸的大小，效率的高低、使用与维护的方便性等都有较大的影响，通常应遵循以下原则。 1变速组数和各变速组的传动副数的确定 实现一定级数的主传动系统，可由不同的变速组组成。如主轴转速级数Z12级的传动系统，可有以下几种传动方 (1)123×2×2(2)U2×3×

15、2 (3)122×2×3 (4)123× 4(5)124×3 (6)122×6 (7)126×2 当变速组的传动副数过多时，使传动轴的轴向尺寸增大，操纵机构笨重、复杂。因此，机床一般采用双联或三联滑移齿轮变速机构。所以，每一变速组中的传动副数目一般取为2或3。即采用前三种方案，每一方案均有气个变速组，各变速组的传动副数为3或2。 2变速组的传动顺序 当变速组数和各变速组的传动副数一定时，传动顺序不同，也会产生多种不同的方案。如(1)(3)三种方案。 当三种方案所选用的电动机功率相等时，若传动件的转速愈高，扭矩愈小，其尺寸也相应减小。传

16、动件的扭矩按下式计算： (515)式中传动件传递的功率(kw)； n传动件的转速(rmin)。 从电动机到主轴之间的总趋势为降速传动，即从电动机开始，越靠近主轴的传动轴，转速越低，扭矩越大。为使小尺寸的零件数目尽可能多一些，就必须将传动副多的变速组放在前面，传动副少的变速组放在后面。这样。可节省材料，减轻机床重量相减小变速箱的尺寸。因此，在传动顺序上，变速组的传动副效应符合“前多后少”的原则，即各变速组的传动副数应满足如下关系式 (1)(3)的三种方案中，123×2×2为最佳传动方案。 3基本组与扩大组的排列顺序 当传动系统的变速组数、各变速组的传动副数和传动顺序确定以后，

17、基本组与扩列顺序(又称扩大顺序)不同，也会有多种方案。 如123×2×2的传动方案，可写出6个扩大顺序不同的结构式。 (1)1231×23×26 (2)1231×26×23 (3)1232×21×26 (4)1232×26×21 (5)1234×21×22 (6)12=34×22×21 在无特殊要求的情况下，一般选用扩大顺序与传动顺序一致的方案，即1231×23×26如图53(a)转速图所示的方案。图53(b)为第一扩大组一基本组一第二

18、扩大组的传动方案。 比较两种方案，两图中轴II最高转速相同(710rmin)，最低转速分别为nmax355rmin，nmin180rmin，显然，方案(b)轴I及其上的传动件传递的扭短较方案(a)大，使传动件的尺寸增大。所以，方案(a)较方案(b)为佳。方案(a)在转速图上表现为前面的变速组的传动比连线相隔较密，后面的变速组的传动比连线较疏，称为“前密后疏”的原则。为此，各变速组的级比指效应满足下式要求： (517) 4合理分配降速比 从以上分析可知，适当提高中间轴的转速，可使传动系统中多数传动件的尺寸减小。因此从电动机到主轴的降速过程宜采用“前缓后急”的降速比分配原则，即前面的变速组降速慢一

19、些，后面的变速组降速快一些。为此，各变速组的最小传动比应满足下述关系： (518) 5变速组的极限传动比及变速范围 为保证传动系统结构紧凑和传动平稳，变速机构中的齿轮剧传动比应限制在一定的范围内。降速传动时，为避免被动齿轮尺寸过大而使变速箱的径向尺寸增大，一般限制降速传动比的最小值升速传动时应避免扩大传动误差和减少振动，使传动过程平稳和降低噪声，一般宜齿圆柱齿轮升速比的最大值斜齿圆柱齿轮因传动平稳，可取因此，主传动系统变速组的最大朔范围采用直齿圆柱齿轮时，采用斜齿圆核齿轮时，。一般来说，任何一个变速组的变速范围都应满足上述要求，但传动系统中最后一个扩大组的变速范围最大，所以，验算时，首先检查最

20、后一个扩大组，当其变速范围符合要求时，其他变速组的变速范围一定不会超过允许但。 如：Z1231×23×26 j=1.41 时，最后一个扩大组变速范围符合要求。 最后一扩大组的变速范围超过允许值。 从上两例说明，为使最后一扩大组的变速范围不超过允许值，大多数传动系统的最后一扩大组的传动副数取为2。 在拟定转速图时，应尽可能遵循上述原则。但由于实际情况往往较为复杂，因此、应根据具体情况，灵活应用，使设计方案更为合理。 二、齿轮齿数的确定 转速固拟定好以后，可根据传动副的传动比确定皮带轮直径、齿轮齿数等。定比传动副的带轮宣径、齿轮齿数的确定方法在机械基础课程中已阐述。变速组内齿轮

21、齿致的确定方祛介绍如下。(一) 确定齿轮齿数时应考虑的问题 1为保证变速箱结构紧凑，应将一对齿轮的齿数和控制在一定的范围内。一般，齿数和SZ(100120)。 2保证最小齿数齿轮不发生根切。标准直齿圆柱齿轮不发生根切的最小齿数Zmin17。变位齿轮Zmin14。在主传动系统中，一般取Zmin1820。 3为保证齿轮具有足够的强度，不因热处理变形和受力而断裂，齿轮的齿槽到孔壁间或键槽间的壁厚a不宜太小，一般取a2m(m齿轮的模数)。如图54所示，可知a1/2 DiT2m。 标准直齿圆柱齿轮的最小根圆直径 Dminm(Zmin2.5)将Dmin值代入上式得 式中 Zmin齿轮的最小齿效；m齿轮模数

22、；T键槽至齿轮轴线的高度。 4保证三联滑移齿轮滑移时不发生碰撞，如图55所示，三联滑移齿轮的三个齿数关系 为当齿轮块向左滑移 Z¢1与Z1相啮合时，齿轮Z¢2必须从Z3下通过而不发生碰撞。因此，应使Z¢2与Z3的齿顶圆半径之和小于中心距A。即： 上式说明，为保证三联滑移齿轮滑移时不发生碰撞，应使三联滑移齿轮中的最大大齿数之差大于4。 5分配齿轮齿数时所造成的转速误差应控制在规定范围内 式中 Dn转速误差 n实际根据实际传动比计算出的转速； n理论按标准数列确定的主轴转速。 (二)变速组内齿轮模数相同时齿轮齿数的确定 在同一变速内，当各齿轮副的速度相差不大，受力情况

23、相似，为便于制造、维修，一般采用相同模数。此时，各对齿轮的齿数可采用计算法和查友法确定。 1计算法 同一变速组内的齿轮，因其中心距A必须相等名模数相同且采用标准齿轮时，其齿数和也必须相等，且各对齿轮的齿数比应等于转速图上确定的传动比。即： 式中 uj变速组内任一齿轮副的传动比； Zj、Z¢j传动比为uj的齿轮副主动轮与从动轮齿数 SZ同一变速组内各对齿轮的齿数和。由式(522)、式(523)可得；当齿数和确定后，可按式(524)计算各齿轮齿数或计算出任一齿数后用式(523)算出另一齿轮齿数。 (1)最小齿数法 图56为一三联滑移齿轮变速组。该变速组内的三对齿轮副的传动比为： 三对齿轮

24、中，最小齿数的齿轮一是在最大降速比u1的这对传动副中的主动轮。所以，z13m首先，根据具体结构要求取Z124，则。齿数和SzZ1+Z¢124+48=72。然后，由式(524)确定其他齿轮副齿数。传动比为u2的传动副 传动比为u3的传动副最后验算传动比误差。若计算出的齿数和过大或传动比误差过大时，可以采用变位齿轮凑配中心距以获得要求的传动比值。 (2)公倍数法 将变速组中的传动比化成分子、分母不可相约的简单分数，再求出分子、分母之和及其最小公倍数K，取齿数和SzEK(E正整数)。图56三联滑移齿轮变速组齿数和的计算过程见表59。当用公倍数法确定出齿数和Sz后，则可根据式(525)计算传

25、动副的齿数。2查表法 转速图上各齿轮副的传动比为标准公比的整数次方时，相应的齿数和SZ以及小齿轮齿数可从表510中查出。 如上例，根据结构条件取最小齿轮齿数ZminZ122。查表510中传动比u2、141、1对应的三行，首先查u2、Zmin22时所对应的最小齿效和SZmin66，然后从SZ66开始向右查出同时满足三个传动比要求的共有齿数和数列：72、84、90、92、96。为保证结构紧凑点可能取数列中同时满足三个传动比要求的最小值。即取SZ72。再从表中查出SZ72时各齿轮副的小齿轮齿数。得Z124、Z230、Z336。相应的大齿轮齿数Z¢1722448、Z¢242、Z&#

26、162;336。 (三)变速组内模数不向时，齿轮齿数的确定 在变速传动系统的最后一扩大组或背轮机构中，各齿轮副的速度相差较大也相差较大。因此，在同一变速组内采用不同模数的齿轮传动。 设该变速组内有两对齿轮副，模数分别为m1和m2，且Z1+Z¢1SZ1，Z2+ Z¢2SZ2若不采用变位齿轮，两齿轮副的中心距必须相等。由式(526)可得式中 e1、e2无公因数的整数； K正整数。 确定齿数和后，根据转速图确定的传动比，按式(524)计算齿数和。 例 x62w卧式万能升降台铣床主传动系统中IVV轴(第二扩大组)的两对齿轮传动比分别为u11/4、u22，模数分别为m14、m2=3，

27、确定齿轮齿数* 解 由公式(527)得该变速组内的最小齿数齿轮是传动比为沁的齿轮副中的主动轮Z1。根据结构条件取ZminZ1³19。 则SZ1Ke232×396，SZ2Ke132×4128齿数和SZ应控制在120范围内，取SZ2120 最后一扩人组的变速范围按公式(524)分配齿轮齿数 第二扩大组的传动比调整后，为使主轴转速仍为标准值，需将中间抽的转速作相应的调整，因此，轴IV上的转速不再是标准转速值。调整前后的传动副传动比如图57所示(实线代表转速图要求的传动比，虚线代表调整后的传动比)。 三、拟定变速传动系统的步骤 (一)拟定变速传动系统的一般步骤 1根据机床

28、类型、规格确定公比j、转速级数相各级转速值； 2根据“前多后少”、“前密后琉”的原则拟定传动方案和结构式； 3根据“前缓后急”的原则拟定转速图； L根据转速图确定的传动比计算齿轮齿数， 5拟定传动系统图。 (二)举例x62w型铣床主传动系统第二扩大组 有一中型普通车床，电动机转速nd1440rmin，主轴的极限转速nmin=315 rmin、nmax1400 rmin。采用电动机实现主轴开、停和换向，试拟定主变速传动系统。 1、确定公比j、转速级数Z和转速数列： 因中型普通车床加工范围较广，万能性大，公比宜取较小值，如1.26、1.41等，但公比过小使机床结构过于复杂，所以，取j=141。转速

29、级数 查表56得各级转速值为315，45，63，90，125，180，250，500，710，1000，1400(rmin)。 2确定传动方案和结构式。每一变速组的传动副数一般取为2或3，按“前多后少”的原则，选用123×2×2的传动方案。按“前密后疏”的原则，使扩大顺序相传动顺序一致。因此，结构式确定为：1231×23×26。 验算最后扩大组(第二扩大组)的变速范围 在允许范围内。 3拟定转速图。从传动方案可知，传动系统共有三个变速组，需4根传动轴连同电动机轴，在转速图上应有5条代表传动轴的竖线。因为电机转速nd与主轴最高转速nmax接近，所以，在转速

30、图上只需画出12条代表12级转速的水平线。按上述要求画出转速图格线并标出主轴的各级转速值和电动机轴上的转速点A。 (1)根据总降速比的大小和结构需要两方面考虑，确定在变速组前是否需采用定比传动副降速。总降速比若三个变速组都采用极限降速比，得 因此，在变速组前可不加定比传动副降速。但因卧式车床的主电动机一般置于床身下方或床脚旁，而主轴位置较高，所以，需在电动机与变速箱轴I间采用皮带传动连接，并且为减少振动、使传动过程平稳和降低噪声，中间轴的转速不宜过高，因而在变速组前加皮带传动降速。取(2)按“前缓后急”的原则分配降速比：若将最后一扩大组(第二扩大组)的最小传动在转速图上画出降速比传动线(如图5

31、8示)。 (3)画出各变速组其他传动比连线，如图59所示。各传动副的传动比应尽可能取为公比j或1.06(jmin)的整数次方，以便简化计算。 (4)画出全部传动比连线，得固510所示的完整转速图。4计算齿轮齿数和带轮直径(1)用查表法确定a变速组(基本组)的齿轮齿数，a变速组的三个传动比分别为；最小齿数齿轮为uas传动副中的主动轮Z3，若取ZminZ3³20大。查表510中u为1、141和2对应的三行，可得下列齿数和：其中SZ60和72是三对传动副共有的齿数和小齿轮齿数分别为36、30和24。即可得（2）应用最小齿数法确定第一扩大组的齿轮齿数。从转速图中可知若取圆整后取Z¢

32、262，齿数S=Z2+Z¢2=22+62=84 (3)用公倍数法确定第二扩大组的齿轮齿数，将各传动副的齿轮齿数比标注在转速图上。(d)确定带轮直径 ，根据传动结构取 5拟定传动系统图 根据机床的变速、操纵、调整、维修方便等方面考虑画出传动系统图，如图511示。54 分级变速传动系统的几种特殊变速方式 前面所讲述的传动系统是由单速异步电动机驱动，采用几个滑移齿轮变速机构串联扩展得到的。系统中各变速组的传动比完全符合公式(513)所表示的关系，可使主轴获得连续且不重复的单一公比的等比数列转速值。这样的传动系统称为常规的传动系统，一般用于转速级数不多，变速范围不大的机床。但由于机床的设计、

33、使用要求不同，因此，有一些特殊变速方式的传动系统。如采用交换齿轮、公用齿轮、背轮机构、双速电机、多公比等变速方式可以减少传动系统中的传动件个数、传动组数，简化机床结构或扩大机床的变速范围。凡采用上述变速方式后，转速图特性会产生相应的变化。下面介绍几种特殊变速方式的传动系统。 一、采用多速电动机的变速传动系统 采用多通电动机变速，可以简化机床的机械结构，并能在运动中变速。这种变速方式多用于自动、半自动机床以及需快速或经常移动的部件，如卧式机床的主轴箱、磨床工件头架等。但多速电动机的输出功率随转速不同而变化，且当电动机的变速级数增加，转速降低时，体积增大，价格增高，所以，采用多速电动机时应作具体、

34、全面的技术分析。 图512为采用双速电动机驱动的主变速传动系统，其公比j141。双速电动机的同步转速比为2，nd29401470rmin。电变速组的级比jdj21.4122，级比指数xd2，为第一扩大组。轴III间的变速组的两条传动比连线在转速图上相距l格，是基本组，级比指数x01，其传动副数必须等于第一扩大组(电变速组)的级比指数，即P0x1xd2。IIII轴间的变速组为第二扩大组，传动副数P22，级比指数x2P0P12×24。结构式为822×21×24。 由上分析可知，电变速组总是在传动链的首端。除公比j2外，采用任一标准公比时，电变速组的级比指数xd均大于1

35、。因此，电变速组一般为扩大组。对于常用公比j126(E23)和141(E22)。级比2jE21. 2631. 412，电变速组为第一扩大组。公比j1.26时，x1xdE23，基本组的传动副数应为P0x1=xdE23；若公比j141时，x1E22，则P02。 二、具有双公比的变速传动系统 不少通用机床，在全部变速范围内，各级转速的使用机会并不均等。经常使用的转速客集中在中间转速段或较高转速段，有的转速仅仅为满足某些特殊要求而设置。例如：卧式车床的最低转速用于精车丝杠。立式车床的最低转速往往用于装夹工件时的调整。因此，根据机床的实际要求采用混合公比安排转速数列，使常用的转速段排列密些，不常用的转速

36、段排列疏些。这样，在变速范围不变的情况下，可以减少转速级数z，从而简化机床的结构，或者，在相同的结构尺寸范围内(即转速级数不变)，扩大机床的变速范围。 图513为z3040型接管钻床的主传动系统。中间各级转速的公比j11.26，最低和最高转速段的公比j2j121.2621.58。因此，机床的主轴转速系列是公比j和j2组成的双公比等比数列。 团514为单公比和双公比传动系统结构网的比较。因(a)为基本形式，组成单公比P的等比数列，结构式为1621×22× 24×28。(b)、(c)、(d)三团是由j和j2组成的双公比等比数列，亦可看成两端有间断(空格)的公比为j的单

37、公比等比数列。它们的区别在于：基本组的级比由原来的j1增大为j3、j5、j7，其级比指数的增大值为2、4、6，恰好等于结构网上两端的空倍数。增大后的级比指数x¢等于3、5、7，均满足不等式：x0¢¹KP0(K正整数)，否则，会出现转速重复。 Z3040型摇臂钻床的传动系统按图514(c)结构网设计，但考虑到“前密后疏”的原则和结构上的原因，将基本组与第一扩大组交换位置，调整了变速组的扩大顺序，使其结构式由图514(c)的1625×22×24×28改变为1622×25×24×28。 获得多公比转速数列的另一

38、种方法是在基本组中增加一传动副，并使该传动副与相邻传动副的级比y0¢³y0，形成一单独降速分支传动。图515是SV18RA型卧式车床主传动系统。该传动系统轴III间的基本组原有两对传动副34/27与37/23，通过第一扩大组(轴IIIII间)与第二扩大组(轴IIIIV间)的背轮机构可使主轴获得16级公比jL 26的转速值712800rm：n(中间有一间断点450rmin)。在基本组中增加一传动副，其传动比，又使主轴获得8级公比为y2158的低转速，根据变速范围的需要和使结构更为合理，与原来的16级重复了3级，只保留了最低的4级(1454rmin)和450rmin的一级，从而

39、使主轴获得21级双公比的转速数列。结构式可写为213（1。7）×42×2（12-3）3（1。7）×42×29。 传动链的最后扩大组通常采用两对传动副组成。因此，当传动系统变速级数为Z时，最后一扩大组的变速范围由于受到极限传动比的限制，当公比j126时，r后括12698，所以，主轴转速级数z18，主铀的最大变速范围RmaxjZ-1j1712617=50；当公比j141时，r后括14158，则主轴转速级数Z12，RmaxjZ-1j1114111=45。由此可知，这样的传动系统变速范围不大，有时不能满足通用机床的发展需要。若单纯采用在原传动链后再串联扩展的方法

40、增加变速组来扩大变速范围，会因受极限传动比的限制而出现转速重复，并使变速系统的传动轴数增加，结构复杂程度增大。因此，应在保证结构较紧凑、合理的前提下，采取其他措施扩大机床的变速范围。 (一)采用背轮机构扩大变速范围 图516为背轮机构简图。背轮机构又称单回曲机构。轴I与轴II共轴线，运动由轴I输入可经离合器M直接传至轴III，传动比u11；脱开离合器M，经两对齿轮传至轴III。若两对齿轮都取极限降速传动比nmin1/4，则背轮机构的另一传动比u21/4×1/416。因此，背轮机构的最大变速范图所以，若最后一扩大组采用背轮机构时。可扩大传动系统的变速范围。 背轮机构在机床上应用较广，如

41、图515所示的Sv18RA、C616、CM6132型车床主传动系统的最后一扩大组都采用背轮机构。图517为cM6132型车床的传动系统。采用分离传动形式。下面为主变速箔，通过两个滑移齿轮机构基本组和扩大组，可使轴III得到3×39级转速。上面是主轴箱，有一背轮机构。轴III的运动通过皮带传动传至齿轮Z27，合上离合器M，可直接传动主轴，使其获得150r/min和3002000rmin的9级高转速。与此同时，轴v上的齿轮Z17与主轴上的齿轮Z58脱开使轴v不致高速空转，从而减少了空载功率损耗。脱开齿式离合器M，经背轮机构的两对齿轮：27/63×17/58传动主轴，使主轴获得1

42、90250rmin(不包括150rmin)的9级低转速。背轮机构为第二扩大组，其变速范围因取r28已能满足机床的变速范围要求，所以该传动系统还未实现背轮机构可能达到的最大变速范围rmax。采用背轮机构在高速时，直接用皮带传动主轴，可以减少主轴的振动，提高传动平稳性，并可缩短传动链，提高传动效率。 (二)多轴变速传动 固518的三轴传动变速组。利用轴II上的三联滑移齿轮，在轴IIII之间可得三种传动比：每一传动比都由两个传动副的传动比组成，在保证齿轮副的极限传动比umax2、umin1/4不变的条件下，三轴变速组的最大变速范围所以，将三轴变速组作为最后一扩大组，可有效地扩大主轴的变速范围 图51

43、9是T6112型卧式俊床的主传动系统。其公比j=126，主轴转速级数Z=24，变速范围Rn800/4200。轴III间为基本组，传动副数P02。轴IIIII间为第一扩大组，传动副数P13。轴IIIv间为第二扩大组，传动副数P23，变速范围第二扩大组的三个传动化为：其中，最小的传动比为；最大的传动比为2，都未超过极限值。为进一步扩大变速范围，在轴vVI间又串联了一个双联滑移齿轮变速组，为第三扩大组，其级比指数x3=P0P1P22×3×3=18，但根据结构可能性和实际需要，主轴变速级数只需24级，所以，取x3¢18126，重复了12级(16200rmin)。因此，该变

44、速传动系统的结构式可写为2421×32×36×2(1812)，或2421×23×36×26。 (三)分支传动 分支传动是由若干变速组串联，再增加一并联分支的传动形式，也是一种扩大变速范围的常见方法。如CA6140、Cw6163等车床的传动系统。 图520为Cw6163型卧式车床主传动系统。轴IIIIV间有两个传动分支：当齿式离合器M2合上时，高速分支由轴I经齿轮副盖传至主轴v，使主轴获得9级高转速(80800 rmin)；低速分支通过三对齿轮20/50×18/45×20/64传动主轴，使主轴获得9级低转速(660r

45、min)。传动系统结构式可写为1831×33×29，其中，第二扩大组为两个分支组成的变速组。当高速分支的取极限值umin2，低速分支的每一传动副都取极限降速比umin1/4，那么，第二扩大组的变速范围显然，采用分支传动是一种很有效的扩大主轴变速范围的的方法。如cw6163型卧式车床的主轴变速范分支传动不仅能扩大主轴的变速范围，还能缩短高速传动路线，从而提高了传动效率。 四、采用公用齿轮的传动系统 公用齿轮既是前一传动组的被动轮，又是后一传动组的主动轮。在通用机床的传动系统中，常采用单公用齿轮和双公用齿轮，以减少传动齿轮的个数，简化机构、缩短轴向尺寸，但采用公用齿轮时，这两个

46、变速组齿轮的模数必须相同。 图521为龙门铣床的主传动系统，采用了一个公用齿轮，从转速图中可看出其特性完全符合前述的各项原则。为使公用齿轮的受力情况得到改善，但又不致使两轴间的中心距过大，一般，宜选齿数较大的齿轮作为公用齿轮。在龙门铣床的主传动系统中，首先确定基本组的齿轮齿数。轴I上的被动轴齿数分别为35、39、43。公用齿轮取第二大齿轮Z39。第一扩大组的传动比ub11，主动轮为公用齿轮Z39，所以，其齿数和SZb39+3978。若改取为最大齿轮Z43，则SZb43+4386，显然，使中心距AIIIIV增大，径向尺寸增大。 采用双公用齿轮的传动系统，转速图的特性有时会发生变化。下面就两种不同

47、的情况进行分析。 图515SV18RA型卧式车床的主传动系统轴II上的齿轮Z23、Z27为公用齿轮。轴IIII间的传动副27/23×23/28、34/27×27/22，使轴III获得1400、1800、2240、2800 rmin 4级转速，均等于或大于轴I的转速1400rmin。轴IIII间的传动比27/23×23/2827281、34/27×27/2234/221，都为升速传动，这一部分转速图仍然符合“前密后硫”的原则。 图522为具有双公用齿轮降速传动的主传动系统。轴III上的公用齿轮Z33和Z35使轴IV获得180、360、510、l020 rm

48、in 4级转速。除了1020rmin以外。其余三级转速均低于轴I的转速(710 rmin)，为降速传动。从转速图中可看出，第一扩大组在基本组之前，即扩大顺序与传动顺序不一致，这部分转速图不符合“前密后疏”的原则。其原因是采用双公用齿轮降速传动后，两变速组的齿轮齿数关系受到一定制约。从而使转速图的特性发生了变化。五、交换齿轮变速交换齿轮(又称配换齿轮、挂轮)变速的特点是结构简单，不需要操纵机构、轴向尺寸小，变速箱结构紧凑，主动轮与被动轮可倒换使用，但更换齿轮费时，且润滑条件差。一般用于不经常变速或变速时间的长短对生产率影响不大而又要求结构简单的机床。如成批生产的自动、半自动车床、专用车床、组合机

49、床、齿轮加工机床等。 主传动系统中的交换齿轮变速机构通常采用轴间距固定不变，每对齿轮倒换位置后可得两种传动比，即有一传动比为，则另有一传动比因此，在转速图上各传动比连线为对称分布。图523为三对交换齿轮的变速组转速图。 当交换齿轮完全倒换位用时，由于升速传动比受到极限值umax225的限制，变速组的最大变速范围rmax46。若还需扩大变速范围，则将传动比为u1/2.51/4的降速传动齿轮不倒换，这样，可使rmax810。 在采用交换齿轮的传动系统中，一般只用一个交换齿轮变速组，可与滑移齿轮变速机构串联，也可以单独使用。在结构允许的情况下，一般将交换齿轮变速组置于传动链的前端，这样，可使被动轴的

50、扭矩不致过大。成批大量生产的单工序机床(如齿轮加工机床、螺纹加工机床等)，通常采用交换齿轮变速；成批生产的多工序机床如六角自动、半自动车床等，多采用交换齿轮与滑移齿轮组成的变速传动系统。 图524是铣削头传动链，是单独采用一个交换齿轮变速组的传动系统。轴III间为交换齿轮变速组，其传动比uZA/ZB分别为j3.5、j2.5、j1.5、j0.5；主、从动倒置后得传动比分别为及最小传动比 共用了10个交换齿轮，使轴I获得9级转速，再经两定比传动副使主轴得到50320rmin的9级转速，传动系统的变速范围Rn320/5064。 为使轴I的转速不致过低，在保证升速传动噪声不致太大的前提下，应将轴I的转

51、速尽可能取得高一些。取MI max1600rmin，略高于电动机的转速，轴I的转速n11600×1/j3.51600×126-3.5710rmin，然后在变速组的前、后均加定比传动副降速，使主轴获得所需的转速值。从图524转速图可看出；主轴的几级高转速是先降速而后又升速得到的，因此，易增大噪声。 图525是CA7620液压多刀半自动车床主传动系统，采用交换齿轮和滑移齿轮变速组串联的方法使主轴得到180710rmin的4种转速。轴III间的双联滑移齿轮变速组为基本组，用于在加工中变速；轴III间为一对交换齿轮变速组，是第一扩大组，用于每批工件加工前的变速调整。其传动结构式为4

52、22×21。 综上所述，拟定转速图时应根据具体要求选择变速方式，并力求简化结构。在保证一定的变速范围和变速级数的前提下，可采用公用齿轮以减少齿轮个数和缩短轴向尺寸。若需适当扩大变速范围而又不增加变速组和传动副时，可采用双公比传动。在保证得到连续的等比数列的同时，又要求大的变速范围，可采用分支传动、多轴传动或背轮机构。当需要减少机械变速组时，可采用多速异步电动机。对于成批生产的机床，可采用交换齿轮变速，以简化机床的结构。55 传动系统中的传动件布置在拟定好转速图和确定齿轮齿致以后，传动抽的空间位置和传动件在轴上的位置布置是否合理，直接影响到变速箱的尺寸和形状、变速操纵的方便程度以及结构

53、实现的可能性等。因在进行变速传动系统的结构设计时，必须根据具体条件进行分析，合理布局。一、布置传动件的基本要求 1应满足机床总体布局对变速箱形状和尺寸的要求。如卧式机床、龙门铣床等变速箱需要沿导轨移动的机床，为减小变速箱对导轨的颠覆力矩，提高机床刚度相运动平稳性，应使其径向尺寸尽可能小些。 2必须保证变速箱内各零件不互相干涉，留有足够的操纵机构所需的空间。 3集中传动的变速箱，应首先确定主轴在箱体中的位置。 4在滑移齿轮变速机构中，两个固定齿轮之间的距离应大于滑移齿轮的宽度。如图526所示，齿轮的齿宽为b，两固定齿轮相邻两侧间的距离为2b+D，D14(mm)。这样，才能保证原来处于啮合状态的齿轮完全脱开后，另一齿轮方可进入啮合位置。 5应保证变速机构易操纵且省力。变速箱的装配、调整和维修方便。6尽可能减小变速机构的径向尺