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C620 型普通車床是我國車床史上比較典型的型號之一，是金屬切削加工領域實用性且操作性較好耐用的機床。本文以 C620 型車床為研究對象，依進行傳動系統(tǒng)的設計， 擬定主傳動系統(tǒng)方案及選定傳動系統(tǒng)結構形式，進行主軸箱等重要零部件的設計和校 核，進行相關部件的的受力分析等方法，詳細闡述了 C620 車床傳動系統(tǒng)結構的設計過程。 本文對 C620 車床的傳動系統(tǒng)的主要結構進行了設計與說明，對電機、皮帶、傳動比等進行了計算，對床頭箱、進給箱、溜板箱等主要部件進行了詳細設計。對床頭箱箱 體進行了查表估算、確定了 V 帶輪尺寸、計算確定了多片式摩擦離合器級數(shù)、對床頭箱內兩根傳動軸、進給箱的部分齒輪與軸、溜板箱的部分齒輪進行了計算校核，包括尺寸 的初步估算與強度校核。同時對各部分的工作過程進行了詳細的說明，主要包括床頭箱 內部各軸間相互配合從而實現(xiàn) 21 級變速的過程、進給箱中通過手柄改變基本螺距與工作狀態(tài)、溜板箱通過手柄實現(xiàn)橫向與縱向刀架進給的轉化過程，展現(xiàn)了該傳動系統(tǒng)執(zhí)行 的可行性。 關鍵詞：C620 傳動系統(tǒng)；床頭箱；進給箱；溜板箱 Ⅰ ABSTRACT Ordinary lathe C620 is one of typical model in the history of our lathe, is a good metal cutting processing field practicability and operability of machine tool. This paper takes the C620 lathe as the research object. According to the design of the transmission system, the main transmission system scheme and the selected transmission system structure form, the design and checking of the important parts such as the spindle box, the stress analysis of the related parts are carried out, and the design process of the transmission system structure of the C620 lathe is elaborated in detail. The main structure of the transmission system of C620 lathe is designed and explained in this paper. The motor, belt and transmission ratio are calculated. The main parts, such as the headbox, feed box and slide box, are designed in detail. The calculation and calculation of the size of the V pulley, the calculation and determination of the series of multi piece friction clutch, the calculation and checking of the partial gear in the head box, the part of the gear and the shaft and the slide box are checked, including the preliminary estimate of the size and the strength check. At the same time, the working process of each part is explained in detail, mainly including the coordination of each axle in the headstock to realize the process of the 21 stage transmission, the change of the basic pitch and working state through the handle in the feed box, the transformation process of the horizontal and longitudinal blades by the slide box through the handle, and the transmission system is displayed. The feasibility of execution. Keywords:C620 transmission system; headstock; feed box; slide box. Ⅱ 目錄 摘 要 I ABSTRACT II 1. 緒論 1 1.1 金屬切削機床國內外發(fā)展趨勢 1 1.2 國內機床與國外機床的差距 2 1.3 C620 主要技術參數(shù)概述 2 2. C620 傳動系統(tǒng)設計 4 2.1 確定傳動系統(tǒng)圖 4 2.2 確定主電機功率 4 2.3 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目 5 2.4 分配總降速比 5 2.5 皮帶直徑和齒輪齒數(shù)的確定以及轉速圖的確定 6 2.6 轉速圖擬定 7 3. C620 機床床頭箱結構設計 8 3.1 總體結構 8 3.2 箱體尺寸設計 9 3.3 軸Ⅰ設計計算 9 3.4 V 帶輪的設計計算 11 3.5 多片式摩擦離合器的選型和計算 14 3.6 軸Ⅱ設計計算 15 4. C620 機床進給箱結構設計 19 4.1 總體結構 19 4.2 軸ⅩⅢ的設計與校核 19 4.3 對ⅩⅢ軸齒輪的的設計與校核 21 5. C620 機床溜板箱結構設計 26 5.1 總體結構 26 5.2 軸Ⅲ部分齒輪的設計與校核 26 6.結論 31 參考文獻 32 附錄 1 外文翻譯 33 附錄 2 外文原文 39 C620 機床傳動系統(tǒng)結構設計 1. 緒論 車床是用于軸類圓形部件，圓盤類部件等具有可回轉表面的工件的加工設備，其是 使用最普遍和最廣泛的機床之一。C620 型普通車床的主要組成部件有：主軸箱、進給箱、溜板箱、刀架、尾架、光杠、絲杠和床身。 主軸箱：又稱床頭箱，它的主要任務是將主電機傳來的旋轉運動經過一系列的變速 機構使主軸得到所需的正反兩種轉向的不同轉速，同時主軸箱分出部分動力將運動傳給 進給箱。主軸箱中等主軸是車床的關鍵零件。主軸在軸承上運轉的平穩(wěn)性直接影響工件 的加工質量，一旦主軸的旋轉精度降低，則機床的使用價值就會降低。 進給箱：又稱走刀箱，進給箱中裝有進給運動的變速機構，調整其變速機構，可得 到所需的進給量或螺距，通過光杠或絲杠將運動傳至刀架以進行切削。 絲杠與光杠：用以聯(lián)接進給箱與溜板箱，并把進給箱的運動和動力傳給溜板箱，使 溜板箱獲得縱向直線運動。絲杠是專門用來車削各種螺紋而設置的，在進行工件的其他 表面車削時，只用光杠，不用絲杠。 溜板箱：是車床進給運動的操縱箱，內裝有將光杠和絲杠的旋轉運動變成刀架直線 運動的機構，通過光杠傳動實現(xiàn)刀架的縱向進給運動、橫向進給運動和快速移動，通過 絲杠帶動刀架作縱向直線運動，以便車削螺紋。 設計普通車床的主傳動系統(tǒng)，首先要擬定一些加工過程的對象和參數(shù)，熟悉其加工 過程的要求，以此才確定機床的相關參數(shù)。本次設計主要是根據(jù) C620 機床的一些參數(shù)以及加工能力來進行相關問題參數(shù)的擬定和解決，同時結合以往資料，才會設計出合理 且經濟的機床主傳動系統(tǒng)。 1.1 金屬切削機床國內外發(fā)展趨勢 機床伴隨著社會進步已逐步成為人類生產勞動的重要工具，同時也是社會生產力發(fā) 展水平的重要衡量指標。追溯一下，普通車床已經歷了近二百年的歷史。又隨著電子技 術，計算機技術與自動化技術的長足進步，精密機械和測量技術也運用到了機床本身且 都有了一定的發(fā)展，所以機電一體化生產的新型機床數(shù)控機床孕育而生。使用數(shù)控機床 后續(xù)表明了其獨特的優(yōu)勢和強大的活力，很多原來人工操作無法解決的很多問題，都找 到科學解決的方法。數(shù)控機床是一種通過數(shù)字信息控制，控制機床根據(jù)程序給定的軌跡， 自動加工的機電一體化的加工設備，此種機床經過半個世紀的發(fā)展，成為了現(xiàn)代制造業(yè) 的重要標志，中國制造行業(yè)中，數(shù)控機床的應用變得越來越廣泛，同時也是企業(yè)實力的 綜合體現(xiàn)。 金屬切削機床是人類由手工作業(yè)轉變?yōu)闄C械作業(yè)的新工具，是生產工具進步和發(fā)展 的產物。鉆孔，打磨外形最原始的方法起初是依靠雙手來實現(xiàn)。一般情況的操作對象還 都是木頭類。隨后隨著金屬等材料的出現(xiàn)，一些原始的加工方法不足以滿足加工的需要， 所以就出現(xiàn)了人力的回轉車的雛形。在初始社會，由于生產工具的缺乏，木材材料和金 44 屬材料在加工方向相比金屬材料要難于木材材料。同時加工金屬類型的材料是人力所無 法完成的。隨著生產技術的革新，一些新的動力的出現(xiàn)改變了金屬加工能力。比如說蒸 汽機，液壓動力，氣動等。同時在最近一段時間，電子控制計算機技術和信息技術等一 些技術的優(yōu)越性體現(xiàn)出來，機床有發(fā)生了翻天覆地的變化，其精度和生產效率變得越來 越高，特點也越發(fā)明顯，同時使用也是比較方便。 機床開發(fā)有兩個基本方向，一個是需要不斷提高生產率，另外一個是提高自身自動 化程度。近期，機床行業(yè)設計開發(fā)走向了新趨勢，一種無人手動操作的機床發(fā)展迅猛， 它是通過人員事先編制好的程序，通過程序自動走完整個加工周期，比人員手動操作方 便靈活了許多，節(jié)約了用人成本。此種趨勢的明顯奠定了未來機床的發(fā)展方向。 1.2 國內機床與國外機床的差距 國內機床行業(yè)由于國內政策的放寬從而有所進步，但是從加工能力和精度來講，還 與世界先進的生產水平和能力相比，有一定的差距。主要針對以下幾個方面的不足：多 部分精度高的和超高精密的機械性能好的機床由于制造，精密穩(wěn)定性差不足以滿足使用 要求，尤其是高效的自動化生產和批量的生產的一致性，其技術水平和質量要明顯落后 西方。在中國常用的機床基本上屬于上中型車床，高精度的機床一般來與進口，所以國 內對各種類型的機床的需求量較大。多種行業(yè)包括特殊軍工等行業(yè)也都需要各種類型的 專用精度高的機床，但有些目前依然是空白。 在技術層面上，整機性能差距也非常明顯，據(jù)資料顯示目前國外高性能機床可以實 現(xiàn) 15-19 軸聯(lián)動，可實現(xiàn)分辨率 0.01 微米，而中國制造的目前的水平只能做到了 5-6 軸 的聯(lián)動，且分辨率只有 1 微米。所以說目前看國產產品的質量和可靠性還不夠穩(wěn)定，特別是在先進的數(shù)控系統(tǒng)研發(fā)方向也需要進一步的努力且需取得長足的進步發(fā)展。為此， 中國機床行業(yè)人才短缺，必須不斷拓展整體行業(yè)的技術層次的隊伍，整體提高人員技術 素質，通過學習和引進國外的先進科技，才能制勝，只有大力多方面開展科學方面研究， 才能趕上世界先進的水平。 產品水平上，國產數(shù)控金切機床與國外同類機床相比存有一定差距。加工中心與國 外產品相比，差距主要在機床的高速、高效和精密上。對于高速加工中心，國外機床在 進給驅動上，滾珠絲杠驅動加工中心快速進給大多在 40m/min 以上，最高已達 90m/min. 直線電機驅動的加工中心已實用化，應用范圍不斷擴大。國內加工中心快速進給大多在30m/min 左右，個別達到 60m/min。直線電機驅動的加工中心僅試制出樣品，國外加工中心主軸轉速一般都在 12000~25000r/min。在結構上都采用適應于高速加工要求的獨特箱子中箱結構或龍門式結構。 1.3 C620 主要技術參數(shù)概述 C620 普通車床。具體參數(shù)如下表： 表 1-1 C620 普通車床參數(shù) 項目 參數(shù) 工件最大回轉直徑 在床面上 400 毫米 在床鞍上 210 毫米 工件最大加工長度 1400 或 1900 毫米 主軸轉速范圍 正轉（21 級） 11.5~1200 轉/分 反轉(12 級) 18~1520 轉/分 主軸孔徑 41 毫米 主軸前端孔錐度 莫氏 5 號 加工螺紋范圍 公制（19 種） 1~192 毫米 英制（20 種） 2~24 牙/英寸 模數(shù) 0.5~48 毫米 徑節(jié) 1~96 徑節(jié) 進給量范圍 縱向 0.08~1.59 毫米/轉 橫向 0.027~0.52 毫米/轉 主電機 功率 7.5 千瓦 轉速 1440 轉/分 冷卻泵電機 功率 0.125 千瓦 轉速 2850 轉/分 機床外形尺寸 （中心距離 1400 毫米） 長*寬*高 3049*1513*1210 毫米 2. C620 傳動系統(tǒng)設計 2.1 確定傳動系統(tǒng)圖 圖 2-1 C620 傳動系統(tǒng)圖 圖 2-1 為 C620 傳動系統(tǒng)圖，由電動機提供動力，通過皮帶輪帶動床頭箱傳動軸經過一系列的變速運動并由此帶動床頭箱各主軸進行正反兩種不同轉速的運動，獲得 21 級轉速。通過齒輪將動力傳遞給進給箱，進給箱可改變基本組螺紋螺距的倍數(shù)，也可帶 動刀架溜板從而進行一般車削加工等工作，溜板箱通過ⅩⅤ軸與進給箱配合實現(xiàn)刀架的 橫向與縱向進給，同時在切削過載與刀架溜板受阻時可通過離合器了讓蝸桿和蝸輪脫開 起到保護作用。 2.2 確定主電機功率 已知：主軸轉速 nmin = 11.5 轉/分， nmax = 1200 轉/分。主軸轉速級數(shù)Z=21 由功率算法， a p = 3.5 ，f=0.35 主切削力 Fz=1900aPf0.75N （2-1） =1900′3.5′ 0.350.75 =3026.06N 切 削 功 率 P 切 = FZJ 61200  kW （2-2） = 3026.06 ′ 90 61200 =4.45kW 估算重電機功率 P = P切 h總  = P切 Kw （2-3） 0.7 式中： 根據(jù)計算P=6.35kW = 4.45 = 6.35Kw 0.7 根據(jù)我國生產的標準的 Y 系列的額定功率取如下； 采用Y 系列封閉式三相異步電動機，型號為 Y-132M-4 型，具體參數(shù)如下： 額定功率： 7.5 KW 轉速： 1440 r/min 2.3 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目 1.主軸轉速級數(shù) Z 和公比j nmin = 1200 轉速范圍 R= nmax Φ= Z -1 R = 21-1 R = 1.26 11.5 =104.3 （2-4） （2-5） 求出主軸轉速級數(shù) Z=22 級 22 = 2 ′ 3 ′ 2 ′ 2 2.4 分配總降速比 （1）總體降速傳動比為Un = nmin / nd = 11.5 /1440 = 7.986 ′10-3 , 其中 nmin 為主軸的最低轉速，一般情況下采用標準轉速序列，使用標準轉速得到的減速比可以直接減少齒輪的外形尺寸，進而得到更大的空間。 由“先緩后急”的遞減后逐一分配給各個變速組。 （2）傳動軸的軸數(shù)的計算 傳動軸數(shù)目=變速的組數(shù)+定比傳動副的數(shù)目+1=6 2.5 皮帶直徑和齒輪齒數(shù)的確定以及轉速圖的確定 2.5.1 確定皮帶輪直徑 (1) 選擇三角帶的型號Ni=KwNd K—工作情況系數(shù)Nd—電機額定功率 車床工作載荷時穩(wěn)定的，取 Nd=1.1 Nj=7.5 ′ 1.1=8.25kw (2) 帶輪直徑 D1D2 計算小帶輪直徑 D1，選取小帶輪直徑 D1 不能過小， 其要大于許用值，所以 Dmin=130， D1 3 Dmin D1 由表得取 260mm 大帶輪計算直徑 D2 通過傳動比 u 和滑動率 ε 確定 D 大。降速帶傳動時： D 大=D 小 ′ 1 ′ (1 - e ) m  n1 D(1 - e ) = 1 D(1 - e )  （2-6） 或 D 大= n2 i 式中：n1——小帶輪轉速 r/min n2——大帶輪轉速 r/min （2-7） ε ——帶的滑動系數(shù)，一般取 0.02 取D2=260mm 三角膠帶的滑動率e =2% 2.5.2 確定齒輪齒數(shù) 齒輪齒數(shù)的確定應該注意以下幾點： 1） 選取的齒輪的齒數(shù)應取小一些以便縮小中心距降低機床機構體積 ，一般選取的齒輪數(shù)為 60～100； 2） 不產生根切最小齒輪 Zmin 18～20； 3） 為了保證強度和防止熱處理變形過，大齒輪的齒根圓到鍵槽的壁厚一般取為 2mm。 2.6 轉速圖擬定 圖 2-2 C620 機床主傳動系統(tǒng)的轉速圖 圖 2-2 為 C620 的主傳動系統(tǒng)的轉速圖，主要反映了主軸箱內各軸之間的相互傳動比，根據(jù)此圖對后續(xù)一系列主軸箱的軸和齒輪進行相關計算。 3. C620 機床床頭箱結構設計 3.1 總體結構 圖 3-1 C620 床頭箱裝配圖 圖 3-1 為C620 床頭箱裝配圖，由平行的六根軸相互傳動從而實現(xiàn) 21 級轉速。主傳動系統(tǒng)的工作過程是由電機經 V 帶傳動傳至主軸箱中的軸 I，軸 I 上裝有雙向多片式的 摩擦離合器M1，M1 的作用是通過其離合來實現(xiàn)主軸正傳、反轉或停止。在傳動軸 I，III， IV 上都裝有用于變速的滑移齒輪，同時主軸 VI 上也裝有離合器 M2,它主要用于控制主軸獲得高速檔或低速檔的轉速。當離合器 M2 左移，電動機經 V 帶輪傳給軸 I，由 M1 帶動的齒輪傳至 II 軸和 III 軸上的相關的傳動齒輪，最后直接傳動主軸 VI，從而獲得六級的高速。操作控制是由手柄通過偏心滑塊，用凸輪以及連桿機構進行控制變速，當 M2 右移合時，此時運動由軸 III 經軸IV 上的兩個雙聯(lián)滑移齒輪傳遞給軸 V，之后再傳至主軸 VI，從而獲得 18 級低速，由于高速和低速間的三級轉速是近似的，所以該機床主軸只有 21 級轉速。 3.2 箱體尺寸設計 箱體材料采用強度為中等強度的灰色鑄鐵的比較多，一般選擇灰鑄鐵 HT150 及HT200,本課題選用的材料為 HT200 材料.箱體在鑄造加工過程時的最小壁厚需要根據(jù)其整體外形輪廓尺寸(長×寬×高)確定,一般根據(jù)輪廓尺寸表 3-1 來選取。 表 3-1 輪廓尺寸 外形尺寸：長×寬×高( mm3 ) 壁厚尺寸(mm) 小于 500 × 500 × 300 8-12 大于 500 × 500 × 300-800 × 500 × 500 10-15 大于 800 × 800 × 500 12-20 為了補充箱中孔洞所造成的剛度的不足，采用部位加凸臺和加強筋的辦法或者增加 壁厚。經驗表明，中型車床前部支撐墻一般需要 25mm 左右，后部支撐墻厚約 22mm 左右， 軸承孔上的凸臺同時也要滿足軸承安裝時調整的需要。 箱體主要用于支撐和定位各傳動部件。軸的定位取決于在箱體上空的部位，為了保 持精度，安裝孔的部位要確保其精度及公差。 該設計中要考慮每個軸安裝孔主要考慮齒輪嚙合與相互干擾，需要根據(jù)中心距離和每對齒輪的位移系數(shù)及相關信息來確定和設 計。 3.3 軸Ⅰ設計計算 圖 3-2 軸I 裝配結構示意圖 圖 3-2 為軸Ⅰ裝配示意圖，由主軸、V 皮帶輪、密封氈、軸承 6208、擋圈、雙聯(lián)齒輪、離合器與元寶銷組成，主要作用為傳遞電動機通過皮帶傳遞過來的動力并在離合器 M2 左移和上時將電動機的動力傳遞給Ⅱ軸和Ⅲ軸的齒輪從而傳遞給主軸Ⅵ來獲得六級高速。 3.3.1 I 軸軸徑的初步估算 已知： i0 = i帶 = 260 130 n1 轉速： = nd i0 = 1450 260 /130  = 725(r / min) 根據(jù)參考文獻[3] 取效率：h01 = hV 帶 = 0.96 則功率： P1 = Pd ·h01 = 7.5′ 0.96 = 7.2 (kw) 根據(jù)參考文獻[3] 計算軸徑公式： P d = (100 ~ 120) 3 nc P  （3-1） d 3 1053 取 nc d1 3 1053 得出 p1 = 105′ 3 n1 7.2 725 = 31.5mm 3.3.2 I 軸的校核 主軸箱體里的I 軸屬于傳動軸，不承載重載荷，所以本次設計只校核該傳動軸的剛度。而該軸的危險截面在花鍵處，故只需要校核花鍵。 計算花鍵軸的抗彎斷面慣性矩（ mm4 ） p d 4 + b ′ N (D - d )(D + d )2 I = 花鍵軸 64 （3-2） = 3.14′ 404 + 6′ 8(50 - 40)′(50 + 40)2 64  = 7.42′104 mm2 式中d 為花鍵軸的小徑 40（mm）； D 為花軸的大徑 50（mm）； b、N 分別為花鍵軸鍵寬 6，鍵數(shù) 8； 計算危險斷面上的最大扭矩： 扭 M = 955′104 P1 (N · mm) n1 955′104 ′ = 7.2 819.565 ? 8.39′104  （Nmm） （3-3） 式中P1=7.2KW,I 軸所傳遞的最大功率; n1 =819.565,I 軸最小轉速（r/min）。 經分析加載在傳動軸上的彎矩載荷有三種：徑向力 Pr ，輸入和輸出扭矩齒輪的圓周力、以及齒輪的圓周力 Pt ： Pt = 2M 扭 D = 2′ 8.39′104 56 ? 2.996′103  N D 為齒輪節(jié)圓直徑 56（mm） Pr = Pt · tg(a + r) / cosb(N ) 式中 α 為齒輪的嚙合角，取α ＝20o； ρ 為齒面摩擦角，取r ? 5.72° ； β 為齒輪的螺旋角；直齒齒輪所以取β ＝0 P ? 0.5P = 1.498′103 帶入數(shù)據(jù)得出: r t (N) 根據(jù)參考文獻擠壓應力計算公式為： s jy = 8Mn max (D2 - d 2 )lNK ￡ é?s jy ù? ,  (MPa) （3-4） 式中 Mn max 為花鍵傳遞的最大轉矩（ N · mm ）； D 為花鍵軸的大徑值 d 為小徑值（mm） L 為花鍵軸工作長度（mm）； N 為花鍵的鍵數(shù)量； K 為載荷分布不均勻系數(shù)，一般取 K=0.7～0.8； s = 8′8.39′104  ? ￡ és ù = jy 帶入數(shù)據(jù)得出：  (382 - 32.22 ) ′85′ 6′ 0.7 4.62MPa ? jy ? 20 (MPa) 所以該花鍵合格。 3.4 V 帶輪的設計計算 1）計算V 帶傳動功率  pca pca  = kA ′ P （3-5） 根據(jù)參考文獻[4]，取 kA =1.1 已知 P =7.5 kw 計算得 pca = kA ′ P =7.5 ′ 1.1 = 8.25 (kw) 2）V 帶的選型 由上式計算 pca =8.25KW 且小帶輪的轉速為 n1 = 1450 r/min， 根據(jù)參考文獻[4]，選取該傳動V 帶的帶型為A 型 3）算出帶輪的基準直徑 dd ，之后驗算帶速V （1）根據(jù)參考資料[4]選取小帶輪的基準直徑 dd 1 已知帶型為 A 型，根據(jù)參考文獻[3]選取小帶輪的的基準直徑 dd 1 ，取 dd 1 =132mm， 取整后成 dd 1 =130(mm) （2）驗算帶速V 值 V = p dd1n1 = 3.14′130′1450 = 10.0166 取整得V =10m/s 60′1000 60′1000  （3-6） （3)計算查取大帶輪的基準直徑 根據(jù)圖 2.2，帶輪傳動比為i = 2 , d d1 = 130 (mm)所以： dd 2 = 260 (mm) 4）計算中心距a，進行V 帶的基準長度 Ld 的選擇 （1）結合帶傳動的限制條件和其對中心距的要求，根據(jù)參考文獻[4]確定中心距 a0 0.7(dd1 + dd 2 ) ￡ a0 ￡ 2(dd1 + dd 2 ) 即 0.7′ 360 ￡ a0 ￡ 2′ 360 選取中心距 a0 =450(mm) （2)計算帶長 Ld 0 Ld 0  ? 2a0 + p (d 2 d1  + dd 2 ) + (dd 2 - dd1 ) （3-7） 4a 2 2′ 450 + p（130 + 260）+ = 0 (130 + 260)2 4′ 450  = 1596.8  (mm) 園整且根據(jù)參考文獻[4]標準值選取 Ld =1600 (mm) （3)計算實際中心距 a 及可變化范圍 傳動的實際中心距可由下列公式計算 a ? a + Ld - Ld 0 2 0 （3-8） = 450 + 1600 -1596.8 = 451.6 (mm) 2 帶輪在制造過程中存在制造誤差，存在一定的帶長誤差和帶還具有一定的彈性變 形，所以帶的松緊等尺寸變化都會影響傳動，所以需要計算中心距的可變化范圍： amin = a - 0.015Ld =451.6-0.015′ 1600=427.6(mm) amax = a + 0.03Ld =427.6+0.03 ′ 1600=475.6(mm) 5）小帶輪包角a1 a1 ?  d 2 1800 - (d -  dd1 ) 57.30 3 a  900  （3-9） = 0 57.30 0 0 180 -100′ = 169 514.5 3 90 根據(jù)文獻公式計算帶的根數(shù) Z Z = Pca Pr = K A ·P (P0 + DP0 )Ka · KL (3-10) 查參考文獻[4]選取 K A =1.1， P0 =1.94， DP0 =0.15， Ka =0.98， KL =0.99 Z = 所以得出 7.5′1.1 (1.94 + 0.15) ′ 0.98′ 0.99  = 4.067 取整 Z =4（根） 7）初拉力 F0 計算 參考文獻[4]最小初拉力計算公式為： ( F ) = 500′ (2.5 - Ka ) · Pca + QV 2 0 min Ka - Z ·V  （3-11） = 500′ (2.5 - 0.98) ·1.1′ 7.5 + 0.1′102 0.98 - 5 ·10 8)帶傳動的壓軸力 FP 的計算據(jù)參考文獻[4]：  =137.595（N） F = 2ZF sin a1 = 2′ 5′(F ) ′sin 169 = 1373.2386 P 0 2 0 min 2 （N） （3-12） 3.5 多片式摩擦離合器的選型和計算 圖 3-3 多片式摩擦離合器結構 圖 3-3 為多片式摩擦離合器結構圖，該結構用于控制主軸的正反轉運動，負責控制軸Ⅰ的動力方向。同時也具有和軸Ⅳ上的制動齒輪互鎖從而達到剎車的作用。由于離合 器也在軸上很容易影響軸與軸之間的配合，進而影響整個機床的設計。故選擇離合器的 時候尺寸非常重要。 計算摩擦片的級數(shù)： Z 3 2TK p fD0b[P] (3-13) Nd 為主軸電機的額定功率（kw） T = 955′104 N h / n = 955′104 ′ 7.5′ 0.98 / 819.565 = 8.56′104 d j (Nmm) (3-14) nj 為I 軸的計算轉速（r/min） h 為從電機到I 軸的傳動效率大小K 為安全系數(shù)，K=1.3 f 為摩擦片間的摩擦系數(shù)的大小，淬火鋼材質的摩擦片 f=0.08 Dm 為多片摩擦片的平均直徑的大?。╩m） Dm = (D + d ) / 2 = (81+ 39) / 2 = 60 mm (3-15) b 為內外摩擦片的接觸寬度的大?。╩m） b = (D - d ) / 2 = (81- 39) / 2 = 23 mm (3-16) [P ] 為摩擦片的允許許用壓強（單位 N / mm2 ） [P0 ] 為基本允許許用壓強，查資料，取 1.1 K1 為速度修正系數(shù) [ p] = [ p0 ]K1K3 K2 = 1.1′1.00 ′1.00 ′ 0.76 = 0.836 （3-17） 0 p v = p D2n / 6′104 = 2.5 (m/s) （3-18） 根據(jù)資料表對平均圓周速度 vp 取值 K1 =1.00 K2 取 0.76 K3 取 1.00 所以 0 Z 3 2MnK / p fD2b[ p] = 2 ′8.56′104 ′1.4 / (3.14′ 0.08′ 602 ′ 21′ 0.836) = 15.097 取整 Z = 16 3.6 軸Ⅱ設計計算 圖 3-4 軸II 裝配結構示意圖 圖 3-4 為軸Ⅱ裝配結構示意圖，由四個齒輪與部分軸承及一根主軸組成，主要作用為傳遞Ⅰ軸傳遞過來的動力并將動力傳遞給Ⅲ軸而后直接傳動主軸Ⅵ，從而獲得六級高 速。 3.6.1 Ⅱ軸軸徑初步估算 i12 已知： n = 51 39 = n1 = 819.565 = 630.4 2 轉速： i12 1.3 (r/min) n` = n1 = 819.565 = 315(r / min) ? i 2 2 ` 52 / 20 根據(jù)參考文獻[3] 取效率 角接觸球軸承效率h1 =0.96 ，直齒圓柱齒輪效率h2 =0.98 P = P ·h = 7.2′ 0.992 ′ 0.98 = 6.9156 2 1 12 （kw） 根據(jù)參考文獻[3] 計算軸徑公式： d2 3 105′ 3 p2 = 1053 n2 6.9156 = 315  17.85 ∴ 取d2min 3 22 （mm） 3.6.2 II 軸的校核 主軸箱體里的 II 軸屬于傳動軸，不承載重載荷，所以本次設計只校核該傳動軸的剛度。而該軸的危險截面在花鍵處，所以校核花鍵軸部分即可。 計算花鍵軸的抗彎斷面慣性矩（ mm4 ） p d 4 + b · N (D - d )(D + d )2 I = 64 p ′ 324 + 6′8′(36 - 32) ′(36 + 32)2 = 64  6.534′10  4 mm4 式中 D 和d 為花鍵軸的大徑值和小徑值（mm） b 為花鍵鍵寬（mm）； N 為 花 鍵 鍵 數(shù) 量 ； 校核危險斷面上的最大扭矩： 扭 M = 955′104 P2 n2 955′104 ′ = 6.9156 969.670 = 6.81′104  (Nmm) 式中P2 為該軸所傳遞的最大功率值（kw）; n2 為該軸的計算最小轉速（r/min）。 存在于傳動軸上的彎矩載荷有三種：輸入和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力 Pr 以及齒輪的圓周力 Pt ： 2M 2′ 6.81′104 3 P = ?扭 = = 2.724′10 (N) t D 50 D 為齒輪節(jié)圓直徑 50（mm） Pr = Pt · tg(a + r) / cosb(N ) （3-19） 式中 α 為齒輪的嚙合角，取α ＝20o； ρ 為齒面摩擦角，取r ? 5.72° ； β 為齒輪的螺旋角；直齒齒輪所以取β ＝0 帶入數(shù)據(jù)得出： Pr = 902 N 根據(jù)參考文獻擠壓應力計算公式為： s jy = 8Mn max (D2 - d 2 )lNK ￡ é?s jy ù? ,  (MPa) （3-20） 式中 Mn max 為花鍵傳遞的最大轉矩（ N · mm ）； D 和d 為花鍵軸的大徑值和小徑值（mm） L 為花鍵工作長度（mm）； N 為花鍵鍵數(shù)量； K 為載荷分布不均勻系數(shù)，一般取 K=0.7～0.8； s = 8′ 6.81′104  = ￡ és ù = jy (362 - 322 ) ′116′8′ 0.7 3.08MPa ? jy ? 20 (MPa) 所以該花鍵校核后合格。 3.6.3 軸承的校核 根據(jù)尺寸等實際軸徑要求，軸 II 選擇的軸承為圓錐滾子軸承 32304 (1 對) 106 ? f f f ?e L10h = ? h m d ÷ 可根據(jù)I 軸軸承計算公式： 60n è fn fT ? 計算校核該軸承 對軸II 上的圓錐滾子軸承的校核并帶入相關參數(shù)如下： 10 106 ? 3.48′ 2 ′1.5 ? 3 5 L10h = 60 ′1207.78 ? 0.363′1 ÷ = 9.95′10 è ? (h) 所得數(shù)據(jù) L10h > [T ] 所以軸II 上的軸承校核符合要求。 3.6.4 部分齒輪的校核 根據(jù)據(jù)參考文獻[4]齒輪的校核公式： KFt < [s F ] F = 2T bm YFaYSa ， t d 對II 軸上齒數(shù)為 28 模數(shù)為 2.25 的的齒輪進行校核 2T 2 ′ 6.75′104 Ft = d =  86 KF 1.869′ 2′ 0.675′ 105 t = = 17.060 帶入數(shù)據(jù)得 bm [s F ] 86′ 86′ 2 = ?303.57 = 76.152 計算齒輪的： YFaYSa 2.37′1.682 KFt < [s F ] 二者進行比較得出： bm YFaYSa 所以該齒輪相關參數(shù)數(shù)據(jù)尺寸合格。 經過計算和校核，在軸 II 上齒數(shù)為 28，模數(shù)為 2.25 的齒輪相關參數(shù)數(shù)據(jù)尺寸合格。 4. C620 4.1 總體結構 圖 4-1 為C620 進給箱裝配圖，主要由移換機構、增倍機構與擺移塔齒輪機構組成， 配有多個手柄以便完成內部齒輪的變化配合。操縱手柄經過撥叉調整齒輪從而變換螺紋 種類。通過操縱手柄來移動擺移塔齒輪機構中的擺移齒輪，從而改變基本組螺距的大小。 手柄移動上下兩組雙聯(lián)滑移齒輪從而海邊基本組螺紋螺距的倍數(shù)。 圖 4-1 C620 進給箱裝配圖 手柄控制齒輪的移動，當齒輪右移與M5 嚙合時，進給箱的運動傳給絲杠，帶動刀架溜板進行螺紋加工，如果左移和 Z=56 的齒輪嚙合，將進給箱運動傳給光桿而帶動刀架溜板，進行一般車削加工。若閉合離合器 M3,M4 和 M5，主傳動經掛輪可直接傳動絲杠，再改變掛輪的速度，即可加工特殊或精密螺距的螺紋。 4.2 軸ⅩⅢ的設計與校核 4.2.1 驗算初選軸直徑 已知： i56 = 56 28 轉速： n13 = n14 i1314  = 22.988 = 11.494 (r/min) 2 根據(jù)參考文獻[3] 取效率圓錐滾子軸承效率h3 =0.98 直齒圓柱齒輪效率h2 =0.98 P = P ·h = 5.5901′ 0.982 ′ 0.98 = 5.261 6 5 56 kw 根據(jù)參考文獻[3] 計算軸徑公式： d13 3 105′ 3 p13 n13 = 1053 5.261 11.5 = 23.8 (mm) 取 d13 min 3 24 (mm) 4.2.2 傳動軸ⅩⅢ的花鍵校核 進給箱體里的ⅩⅢ軸屬于傳動軸，不承載重載荷，所以本次設計只校核該傳動軸的 剛度。而該軸的危險截面在花鍵處，所以校核花鍵軸部分即可。 計算花鍵軸的抗彎斷面慣性矩（ mm4 ） p d 4 + b · N (D - d )(D + d )2 I = 64 p ′ 264 + 6′ 6′(32 - 26)(32 + 26)2 = 64  = 3.377 ′10  4 mm4 式中 D 花鍵軸的大徑值； d 為小徑值（mm）； b 為花鍵鍵寬（mm）； N 為花鍵鍵數(shù)量； 校核危險斷面上的最大扭矩： M = 955′104 ′ P6 955′104 ′ 5.261 = 4.87 ′106 n 扭 6 = 10.305 (Nmm) 式中 P6 為該軸所傳遞的最大功率值（kw）; N6 為該軸的計算最小轉速（r/min）。 存在于傳動軸上的彎矩載荷有三種：輸入和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力 Pr 以及齒輪的圓周力 Pt ： P = 2M ′ ′ 6 2 4.87 10 5 扭（N）= = 1.52′10 t D 64 (N) D 為齒輪節(jié)圓直 64（mm） Pr = Pt · tg(a + r) / cosb(N ) （4-1） 式中 α 為齒輪的嚙合角，取α ＝20o； ρ 為齒面摩擦角，取r ? 5.72° ； β 為齒輪的螺旋角；直齒齒輪所以取β ＝0 帶入數(shù)據(jù)得出： Pr = Pt · tg(a + r) / cosb(N ) = 650 (N) 根據(jù)參考文獻擠壓應力計算公式為： s jy = 8Mn max (D2 - d 2 )lNK ￡ é?s jy ù? ,  (MPa) (4-2） 式中 Mn max 為花鍵傳遞的最大轉矩（ N · mm ）； D 為花鍵軸的大徑值（mm）； d 為小徑值； L 為花鍵工作長度（mm）； N 為花鍵鍵數(shù)量； K 為載荷分布不均勻系數(shù)，一般取 K=0.7～0.8； s = 8′ 4.87 ′106  = ￡ és ù = jy (322 - 262 ) ′116′8′ 0.7 17.23MPa ? jy ? 20 (MPa) 所以該花鍵校核后合格。 4.3 對ⅩⅢ軸齒輪的的設計與校核 1）初步選擇小齒輪的齒數(shù)為 Z 1 =28，齒輪精度等級為 7 級，根據(jù)傳動比則相嚙合的大齒輪齒數(shù)應為 Z 2 =56 （1） 選取載荷系數(shù) Kt = 1.3 （2） 計算齒輪傳遞的扭矩T1 據(jù)參考文獻[4] 95.5′105 ′ P T1 = n 其中：n=11.5r/min P = 5.261kw T1 = 代入得出 95.5′105 ′ P n = 95.5′105 ′ 5.261 10.401  = 4.8305′106  (Nmm) (4-3) （2）據(jù)參考文獻[4]，取齒寬系數(shù)fd = 0.4 1 （3）據(jù)參考文獻[4]，選取材料的彈性影響系數(shù) ZE = 189.8MPa 2 ， （4）據(jù)參考文獻[4]得s lim1 = 600MPa , s lim 2 = 500MPa （5）據(jù)參考文獻[4]應計算力循環(huán)次數(shù)： N = 60n jL = 60′ 960′1′(2′8′ 300′15) = 4.147 ′109 1 1 h N 4.147 ′109 9 N2 = 1 = = 1.296′10 3.2 3.2 （6）據(jù)參考文獻[4]，取 KHN1 = 0.9 ， KHN 2 = 0.95 （7）據(jù)參考文獻[4]式 10-12，計算接觸疲勞許用應力的大小s H ， 先取失效概率值為 1%，安全系數(shù)S=1，得： [s ] = KHN1s lim1 = 0.9′ 600 = 540 H 1 S 1 (MPa) (4-4) [s ] = KHN 2s lim 2 = 0.95′ 500 = 475 H 2 S 1 (MPa) 2)據(jù)參考文獻[4]計算小齒輪的分度圓直徑 d1t ， 2 KT u +1 ? Z ? d = 2.32 ′ 3 t 1 · ·? ?E ÷ f 1t d 代入[s H ] 2 u è [s H ] ? ， (4-5) 得出： d1t = 2.32′ = 356.559  (mm) (1) 計算齒輪的圓周速度 V： V 據(jù)參考文獻[4]： = p d1t n1 60′1000 V 即 圓周速度 = 3.14 ′ 356.559 ′10.401 = 0.194 60 ′1000  (r/min) (4-6) (2）計算齒輪的齒寬b ： 據(jù)參考文獻[4]：齒寬b = fd · d1t = 0.4′ 356.599 = 142.692 (mm) (4-7) b (3)計算齒寬高之比 h ： 據(jù)參考文獻[4]： Mt 齒輪模數(shù) = d1t Z1 = 356.559 = 14.857 24 齒高 h = 2.25Mt = 2.25′14.587 = 33.427 (mm) b = 356.559 = 10.67 所以齒高比 h 33.427  (4-8) (4）載荷系數(shù)的計算： 已知參數(shù)：等級為 7 級精度的齒輪， V = 0.194m / s ， 據(jù)參考文獻[4]圖 10-8