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摘 要
隨著當(dāng)今工業(yè)設(shè)備對(duì)精密程度的要求越來越高，加工設(shè)備的機(jī)械加工設(shè)備的加工的精密程度也要求越來越高。在搜索、查閱研究大量有關(guān)資料的基礎(chǔ)上，對(duì)機(jī)床自動(dòng)化技術(shù)進(jìn)行了深入的研究和分析，并描述了機(jī)床控制系統(tǒng)的設(shè)計(jì)。整個(gè)過程主要對(duì)車床主傳動(dòng)進(jìn)行設(shè)計(jì)。
車床主傳動(dòng)設(shè)計(jì)，主要包括三方面的設(shè)計(jì)，即：根據(jù)設(shè)計(jì)題目所給定的機(jī)床用途、規(guī)格、主軸極限轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)速數(shù)列公比或級(jí)數(shù)，確定其他有關(guān)運(yùn)動(dòng)參數(shù)，選定主軸各級(jí)轉(zhuǎn)速值；通過分析比較，選擇傳動(dòng)方案；擬定結(jié)構(gòu)式或結(jié)構(gòu)網(wǎng)，擬定轉(zhuǎn)速圖；確定齒輪齒數(shù)及帶輪直徑；繪制傳動(dòng)系統(tǒng)圖。其次，根據(jù)機(jī)床類型和電動(dòng)機(jī)功率，確定主軸及各傳動(dòng)件的計(jì)算轉(zhuǎn)速，初定傳動(dòng)軸直徑、齒輪模數(shù)，確定傳動(dòng)帶型號(hào)及根數(shù)，摩擦片尺寸及數(shù)目；裝配草圖完成后要驗(yàn)算傳動(dòng)件（傳動(dòng)軸、主軸、齒輪、滾動(dòng)軸承）的剛度、強(qiáng)度或壽命。最后，完成運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)和動(dòng)力設(shè)計(jì)后，要將主傳動(dòng)方案“結(jié)構(gòu)化”，設(shè)計(jì)主軸變速箱裝配圖及零件圖，側(cè)重進(jìn)行傳動(dòng)軸組件、主軸組件、變速機(jī)構(gòu)、箱體、潤滑與密封、傳動(dòng)軸及滑移齒輪零件的設(shè)計(jì)。
關(guān)鍵詞：車床；數(shù)控；傳動(dòng)系統(tǒng)
Abstract
With the industrial equipment for precision degree of the increasingly high demand, the degree of precision machining processing equipment of machining equipment also to request more and more high. In the search, a lot of related data access research of machine tool automation technology, in-depth research and analysis, and describes the design of machine tool control system. The whole process is mainly carries on the design to the main drive lathe.
CNC lathe main drive design, including the design, three aspects: according to the design of machine tool use, the given specifications, spindle speed limit, speed ratio determined sequence or series, other relevant motion parameters, selected at speed of the main shaft; through analysis and comparison, select the transmission scheme; develop structure or structure, develop speed diagram; to determine the number of gear teeth and belt pulley diameter; drawing drive system diagram. Secondly, based on the machine type and motor power, determining the spindle and the transmission of the computation speed, initial drive shaft diameter, the gear modulus, determine the transmission belt type and number of roots, friction plate size and number of assembly drawing; after checking transmission parts (gear, shaft, shaft, bearing stiffness,) strength or fatigue life. Finally, to complete the exercise design and dynamic design, to the main transmission scheme "structured", design of spindle gearbox assembly drawing and parts drawing, focuses on the transmission shaft assembly, spindle assembly, transmission mechanism, box, lubrication and seal, the transmission shaft and the sliding gear parts design.
Key words：lathe; CNC; transmission system
目 錄
摘 要 I
Abstract II
目 錄 III
1 緒 論 1
1.1本文的選題及主要研究內(nèi)容 1
1.1.1本文的選題 1
1.1.2主要研究內(nèi)容 1
2 主傳動(dòng)系統(tǒng)參數(shù)計(jì)算 2
2.1車床主參數(shù)和基本參數(shù) 2
2.2擬定參數(shù)的步驟和方法 2
2.2.1 極限切削速度Vmax、Vmin 2
2.2.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速 3
2.2.3 主電機(jī)功率——?jiǎng)恿?shù)的確定 3
2.2.4確定結(jié)構(gòu)式 4
2.2.5確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 4
2.2.6繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖 4
2.3 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù) 5
3 傳動(dòng)件的設(shè)計(jì) 6
3.1 帶輪的設(shè)計(jì) 6
3.2 傳動(dòng)軸的直徑估算 8
3.2.1 確定各軸轉(zhuǎn)速 9
3.2.2傳動(dòng)軸直徑的估算：確定各軸最小直徑 9
3.2.3 鍵的選擇 10
3.3 傳動(dòng)軸的校核 10
3.3.1 傳動(dòng)軸的校核 11
3.3.2 鍵的校核 11
3.4 各變速組齒輪模數(shù)的確定和校核 12
3.4.1 齒輪模數(shù)的確定： 12
3.4.2 齒寬的確定 16
3.4.3 齒輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì) 17
3.5 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 17
3.6 片式摩擦離合器的選擇和計(jì)算 18
3.7 齒輪校驗(yàn) 21
3.7.1 校核I組變速組齒輪 21
3.7.2 校核II組變速組齒輪 22
3.7.3 校核III組變速組齒輪 24
3.8 軸承的選用與校核 25
3.8.1 各軸軸承的選用 25
3.8.2 各軸軸承的校核 25
總結(jié)與展望 27
參考文獻(xiàn) 28
致 謝 29
1 緒 論
1.1本文的選題及主要研究內(nèi)容
1.1.1本文的選題
1、根據(jù)要求設(shè)計(jì)混合雙公比車床主傳動(dòng)系統(tǒng)；2、要求設(shè)計(jì)車床主軸最高輸出轉(zhuǎn)速nmax=1320r／min，主軸最低輸出轉(zhuǎn)速nmin=42.5r／min，電動(dòng)機(jī)的額定功率P=5.5KW，電動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)速n=1440r／min，分級(jí)變速主傳動(dòng)系統(tǒng)具有混合雙公比，低轉(zhuǎn)速段和高轉(zhuǎn)速段的公比為φ1=1.26，中間轉(zhuǎn)速段公比為φ2 =1.58。
1.1.2主要研究內(nèi)容
1、根據(jù)機(jī)床設(shè)計(jì)的一般原則對(duì)主傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行設(shè)計(jì)；2、結(jié)構(gòu)式和轉(zhuǎn)速圖設(shè)計(jì)；3、主傳動(dòng)系統(tǒng)圖繪制；4、齒輪嚙合動(dòng)力學(xué)分析和運(yùn)動(dòng)仿真。
2 主傳動(dòng)系統(tǒng)參數(shù)計(jì)算
2.1車床主參數(shù)和基本參數(shù)
車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：
最高輸出轉(zhuǎn)速nmax=1320r／min，主軸最低輸出轉(zhuǎn)速nmin=42.5r／min，電動(dòng)機(jī)的額定功率P=5.5KW，電動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)速n=1440r／min，分級(jí)變速主傳動(dòng)系統(tǒng)具有混合雙公比，低轉(zhuǎn)速段和高轉(zhuǎn)速段的公比為φ1=1.26，中間轉(zhuǎn)速段公比為φ2 =1.58。
正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速
nmin( )
正轉(zhuǎn)最高轉(zhuǎn)速
Nmax( )
電機(jī)功率
N（kw）
42.5
1320
5.5
2.2擬定參數(shù)的步驟和方法
2.2.1 極限切削速度Vmax、Vmin
根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：
允許的切速極限參考值如下：
表 2.1
加 工 條 件
Vmax(m/min)
Vmin(m/min)
硬質(zhì)合金刀具粗加工鑄鐵工件
30～50
硬質(zhì)合金刀具半精或精加工碳鋼工件
150～300
螺紋加工和鉸孔
3～8
根據(jù)【1】公式（3-2）因?yàn)橐阎? ，
公比1=1.26 公比2=1.58
式Z=+1
有上式當(dāng)1=1.26時(shí)Z1=16，Z2=9
而取Z=12. 這樣使得設(shè)計(jì)的轉(zhuǎn)速在采用雙公比時(shí)有相應(yīng)的級(jí)數(shù)空隙轉(zhuǎn)速。
2.2.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速
在通用機(jī)床上，每級(jí)轉(zhuǎn)數(shù)使用的機(jī)會(huì)不大相同，經(jīng)常使用的轉(zhuǎn)速一般是在轉(zhuǎn)速范圍的中段，轉(zhuǎn)速范圍的高、低段使用較少，雙公比傳動(dòng)就是針對(duì)這一情況而設(shè)計(jì)。主軸的轉(zhuǎn)速數(shù)列有兩個(gè)公比，轉(zhuǎn)速范圍中經(jīng)常使用的中段采用小公比，不經(jīng)常使用的高、低
段用大公比。經(jīng)調(diào)整后的結(jié)構(gòu)式為：12=25×32X26，在高低段出現(xiàn)4個(gè)轉(zhuǎn)速空檔。
根據(jù)主變速傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)的一般原則：傳動(dòng)副前多后少原則、傳動(dòng)順序與擴(kuò)大順序相一致的原則、變速組的降速要前慢后快和中間軸的轉(zhuǎn)速不宜超過電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速的原則，可知，傳動(dòng)線要前密后疏，依次來安排各變速組的傳動(dòng)順序。最終繪制的轉(zhuǎn)速圖見圖1，按照主傳動(dòng)轉(zhuǎn)速圖以及齒輪齒數(shù)繪制的主傳動(dòng)系統(tǒng)圖見圖2。
2.2.3 主電機(jī)功率——?jiǎng)恿?shù)的確定
合理地確定電機(jī)功率N，使機(jī)床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機(jī)經(jīng)常輕載而降低功率因素。
根據(jù)題設(shè)條件電機(jī)功率為5.5KW
可選取電機(jī)為Y132S-4：額定功率為5.5KW，滿載轉(zhuǎn)速為1440r/min.
2.2.4確定結(jié)構(gòu)式
已知Z=x3b
a、b為正整數(shù)，即Z應(yīng)可以分解為2和3的因子，以便用2、3聯(lián)滑移齒輪實(shí)現(xiàn)變速。
對(duì)于Z=12可按Z=12分解為：Z=25×32×26。
2.2.5確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)
根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結(jié)構(gòu)緊湊的原則,選取傳動(dòng)方案Z=25×32×26。,易滿足要求，
2.2.6繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖
（1）選擇電動(dòng)機(jī)：采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。
（2）繪制轉(zhuǎn)速圖：
（3）畫主傳動(dòng)系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù)，畫主傳動(dòng)系統(tǒng)圖如圖2-3：
1-2軸最小中心距：A1_2min>1/2(Zmaxm+2m+D)
軸最小齒數(shù)和:Szmin>(Zmax+2+D/m)
2.3 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù)
(1)Sz100-120,中型機(jī)床Sz=70-100
(2)直齒圓柱齒輪Zmin18-20,m4
圖3-3 主傳動(dòng)系統(tǒng)圖
（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設(shè)計(jì)要求Zmin≥18~20,齒數(shù)和Sz≤100～120，由表4.1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動(dòng)比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表2-2。
3 傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)
3.1 帶輪的設(shè)計(jì)
三角帶傳動(dòng)中，軸間距A可以加大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會(huì)有打滑，宜可緩和沖擊及隔離振動(dòng)，使傳動(dòng)平穩(wěn)。帶輪結(jié)構(gòu)簡單，但尺寸大，機(jī)床中常用作電機(jī)輸出軸的定比傳動(dòng)。電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速n=1440r/min,傳遞功率P=5.5kW,傳動(dòng)比i=1440/850=1.69，假設(shè)兩班制，一天運(yùn)轉(zhuǎn)16小時(shí)，工作年數(shù)10年。
(1)、選擇三角帶的型號(hào)
由濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)表8-7工作情況系數(shù)查的共況系數(shù)=1.2。故根據(jù)濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)公式（8-21）
式中P--電動(dòng)機(jī)額定功率， --工作情況系數(shù)
因此根據(jù)、由濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版) 圖8-11普通V帶輪型圖選用A型。
(2)、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，
帶輪的直徑越小帶的彎曲應(yīng)力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑不宜過小，即。查濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)表8-8、圖8-11和表8-6取主動(dòng)小帶輪基準(zhǔn)直徑=125
由濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)公式(8-15a)
式中：
-小帶輪轉(zhuǎn)速，-大帶輪轉(zhuǎn)速，-帶的滑動(dòng)系數(shù)，一般取0.02。
∴，由濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)表8-8取圓整為212mm。
(3)、驗(yàn)算帶速度V，
按濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)式（8-13）驗(yàn)算帶的速度
∵，故帶速合適。
(4)、初定中心距
帶輪的中心距，通常根據(jù)機(jī)床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內(nèi)選?。?根據(jù)濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)經(jīng)驗(yàn)公式（8-20）
取=600mm.
(5)、三角帶的計(jì)算基準(zhǔn)長度
由濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)公式（8-22）計(jì)算帶輪的基準(zhǔn)長度
由濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)表8-2，圓整到標(biāo)準(zhǔn)的計(jì)算長度
(6)、驗(yàn)算三角帶的撓曲次數(shù)
，符合要求。
(7)、確定實(shí)際中心距
按濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)公式（8-23）計(jì)算實(shí)際中心距
(8)、驗(yàn)算小帶輪包角
根據(jù)濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)公式（8-25）
，故主動(dòng)輪上包角合適。
(9)、確定三角帶根數(shù)
根據(jù)濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)式（8-26）得
查表濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)表8-4d由 i=1.8和得= 0.15KW,
查表濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)表8-5，=0.98；查表濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)表8-2，長度系數(shù)=1.01
∴取 根
(10)、計(jì)算預(yù)緊力
查濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)表8-3，q=0.1kg/m
由濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)式（8-27）
其中： -帶的變速功率,KW；
v-帶速,m/s；
q-每米帶的質(zhì)量，kg/m；取q=0.1kg/m。
v = 1440r/min = 9.42m/s。
⑾、計(jì)算作用在軸上的壓軸力
傳動(dòng)比
查表濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)表8-4a由和得= 1.92KW
3.2 傳動(dòng)軸的直徑估算
傳動(dòng)軸除應(yīng)滿足強(qiáng)度要求外，還應(yīng)滿足剛度的要求，強(qiáng)度要求保證軸在反復(fù)載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大變形。因此疲勞強(qiáng)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(yàn)算軸的強(qiáng)度。剛度要求保證軸在載荷下不至發(fā)生過大的變形。因此，必須保證傳動(dòng)軸有足夠的剛度。
3.2.1 確定各軸轉(zhuǎn)速
⑴、確定主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速：計(jì)算轉(zhuǎn)速是傳動(dòng)件能傳遞全部功率的最低轉(zhuǎn)速。各傳動(dòng)件的計(jì)算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖上，按主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速和相應(yīng)的傳動(dòng)關(guān)系確定。
根據(jù)【1】表3-10，主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為
⑵、各變速軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速：
①軸Ⅲ的計(jì)算轉(zhuǎn)速為212r/min；
②軸Ⅱ的計(jì)算轉(zhuǎn)速為335r/min；
③軸Ⅰ的計(jì)算轉(zhuǎn)速為850r/min。
⑷、核算主軸轉(zhuǎn)速誤差
∵
∴
所以合適。
3.2.2傳動(dòng)軸直徑的估算：確定各軸最小直徑
根據(jù)【5】公式（7-1），，并查【5】表7-13得到取1.
①Ⅰ軸的直徑：取
②Ⅱ軸的直徑：取
③Ⅲ軸的直徑：取
其中：P-電動(dòng)機(jī)額定功率（kW）；
-從電機(jī)到該傳動(dòng)軸之間傳動(dòng)件的傳動(dòng)效率的乘積；
-該傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（）；
-傳動(dòng)軸允許的扭轉(zhuǎn)角（）。
當(dāng)軸上有鍵槽時(shí)，d值應(yīng)相應(yīng)增大4～5%;當(dāng)軸為花鍵軸時(shí)，可將估算的d值減小7%為花鍵軸的小徑;空心軸時(shí)，d需乘以計(jì)算系數(shù)b，b值見【5】表7-12。Ⅰ和Ⅳ為由鍵槽并且軸Ⅳ為空心軸，Ⅱ和Ⅲ為花鍵軸。根據(jù)以上原則各軸的直徑取值：，和在后文給定，軸采用光軸，軸和軸因?yàn)橐惭b滑移齒輪所以都采用花鍵軸。因?yàn)榫匦位ㄦI定心精度高，定心穩(wěn)定性好，能用磨削的方法消除熱處理變形，定心直徑尺寸公差和位置公差都能獲得較高的精度，故我采用矩形花鍵連接。按規(guī)定，矩形花鍵的定心方式為小徑定心。查【15】表5-3-30的矩形花鍵的基本尺寸系列，軸花鍵軸的規(guī)格；軸花鍵軸的規(guī)格。
3.2.3 鍵的選擇
查濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)表6-1選擇軸上的鍵，根據(jù)軸的直徑，鍵的尺寸選擇，鍵的長度L取22。主軸處鍵的選擇同上，鍵的尺寸為，鍵的長度L取100。
3.3 傳動(dòng)軸的校核
需要驗(yàn)算傳動(dòng)軸薄弱環(huán)節(jié)處的傾角荷撓度。驗(yàn)算傾角時(shí)，若支撐類型相同則只需驗(yàn)算支反力最大支撐處傾角；當(dāng)此傾角小于安裝齒輪處規(guī)定的許用值時(shí)，則齒輪處傾角不必驗(yàn)算。驗(yàn)算撓度時(shí)，要求驗(yàn)算受力最大的齒輪處，但通?？沈?yàn)算傳動(dòng)軸中點(diǎn)處撓度（誤差<%3）.
當(dāng)軸的各段直徑相差不大，計(jì)算精度要求不高時(shí)，可看做等直徑，采用平均直徑進(jìn)行計(jì)算，計(jì)算花鍵軸傳動(dòng)軸一般只驗(yàn)算彎曲剛度，花鍵軸還應(yīng)進(jìn)行鍵側(cè)擠壓驗(yàn)算。彎曲剛度驗(yàn)算；的剛度時(shí)可采用平均直徑或當(dāng)量直徑。一般將軸化為集中載荷下的簡支梁，其撓度和傾角計(jì)算公式見【5】表7-15.分別求出各載荷作用下所產(chǎn)生的撓度和傾角，然后疊加，注意方向符號(hào)，在同一平面上進(jìn)行代數(shù)疊加，不在同一平面上進(jìn)行向量疊加。
3.3.1 傳動(dòng)軸的校核
①Ⅰ軸的校核：通過受力分析，在一軸的三對(duì)嚙合齒輪副中，中間的兩對(duì)齒輪對(duì)Ⅰ軸中點(diǎn)處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進(jìn)行校核
最大撓度：
查【1】表3-12許用撓度；
。
②Ⅱ軸、Ⅲ軸的校核同上。
3.3.2 鍵的校核
鍵和軸的材料都是鋼，由濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)表6-2查的許用擠壓應(yīng)力,取其中間值，。鍵的工作長度，鍵與輪榖鍵槽的接觸高度。由濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)式（6-1）可得
可見連接的擠壓強(qiáng)度足夠了，鍵的標(biāo)記為：
3.4 各變速組齒輪模數(shù)的確定和校核
3.4.1 齒輪模數(shù)的確定：
齒輪模數(shù)的估算。通常同一變速組內(nèi)的齒輪取相同的模數(shù)，如齒輪材料相同時(shí)，選擇負(fù)荷最重的小齒輪，根據(jù)齒面接觸疲勞強(qiáng)度和齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度條件按【5】表7-17進(jìn)行估算模數(shù)和，并按其中較大者選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，為簡化工藝變速傳動(dòng)系統(tǒng)內(nèi)各變速組的齒輪模數(shù)最好一樣，通常不超過2～3種模數(shù)。
先計(jì)算最小齒數(shù)齒輪的模數(shù)，齒輪選用直齒圓柱齒輪及斜齒輪傳動(dòng)，查濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)表10-8齒輪精度選用7級(jí)精度，再由濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)表10-1選擇小齒輪材料為40C(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS：
根據(jù)【5】表7-17；有公式：
①齒面接觸疲勞強(qiáng)度：
②齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度：
⑴、a變速組：分別計(jì)算各齒輪模數(shù)，先計(jì)算最小齒數(shù)28的齒輪。
①齒面接觸疲勞強(qiáng)度：
其中: -公比 ； = 2；
P-齒輪傳遞的名義功率；
-齒寬系數(shù)=；
-齒輪許允接觸應(yīng)力，由【5】圖7-6按MQ線查取;
-計(jì)算齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速;
K-載荷系數(shù)取1.2。
=650MPa，
∴
根據(jù)【6】表10-4將齒輪模數(shù)圓整為4mm 。
① 齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度：
其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.967.5=7.2KW；
-齒寬系數(shù)=；
-齒輪許允齒根應(yīng)力，由【5】圖7-11按MQ線查取；
-計(jì)算齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速;
K-載荷系數(shù)取1.2。
，
∴
∴
根據(jù)【6】表10-4將齒輪模數(shù)圓整為2.5mm 。
∵所以
于是變速組a的齒輪模數(shù)取m = 4mm，b = 32mm。
軸Ⅰ上主動(dòng)輪齒輪的直徑：
。
軸Ⅱ上三聯(lián)從動(dòng)輪齒輪的直徑分別為：
⑵、b變速組：確定軸Ⅱ上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù)，先計(jì)算最小齒數(shù)18的齒輪。
① 齒面接觸疲勞強(qiáng)度：
其中: -公比 ； =4；
P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.9227.5=3.915KW；
-齒寬系數(shù)=；
-齒輪許允接觸應(yīng)力，由【5】圖7-6按MQ線查取;
-計(jì)算齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速;
K-載荷系數(shù)取1.2。
=650MPa，
∴
∴
根據(jù)【6】表10-4將齒輪模數(shù)圓整為5mm 。
② 齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度：
其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P =0.9227.5=3.915KW；
-齒寬系數(shù)=；
-齒輪許允齒根應(yīng)力，由【5】圖7-11按MQ線查?。?
-計(jì)算齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速;
K-載荷系數(shù)取1.2。
，
∴
∴
根據(jù)【6】表10-4將齒輪模數(shù)圓整為3mm 。
∵所以
于是變速組b的齒輪模數(shù)取m = 5mm，b = 40mm。
軸Ⅱ上主動(dòng)輪齒輪的直徑：
軸Ⅲ上三聯(lián)從動(dòng)輪齒輪的直徑分別為：
⑶、c變速組：
為了使傳動(dòng)平穩(wěn)，所以使用斜齒輪，取，螺旋角。
計(jì)算中心距a，
∴圓整為280mm。
修正螺旋角，
因值改變不多，所以參數(shù)，，等值不必修正。
所以軸Ⅲ上兩聯(lián)動(dòng)主動(dòng)輪齒輪的直徑分別為：
軸Ⅳ上兩從動(dòng)輪齒輪的直徑分別為：
⑷、標(biāo)準(zhǔn)齒輪參數(shù)：
從【7】表5-1查得以下公式
齒頂圓直徑 ；
齒根圓直徑；
分度圓直徑 ；
齒頂高 ；
齒根高 ；
齒輪的具體值見表
表3.1齒輪尺寸表 （單位：mm）
齒輪
齒數(shù)
z
模數(shù)
分度圓直徑d
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
齒頂高
齒根高
⒈
24
4
96
104
86
4
5
⒉
60
4
240
248
2304
4
5
⒊
47
4
188
196
178
4
5
⒋
37
4
148
156
138
4
5
⒌
34
4
136
144
126
4
5
⒍
54
4
216
224
206
4
5
⒎
44
4
176
184
166
4
5
⒏
44
4
176
184
166
4
5
⒐
25
4
100
108
90
4
5
⒑
63
4
252
260
242
4
5
⒒
53
4
212
220
202
4
5
⒓
42
4
168
176
158
4
5
⒔
23
4
92
100
82
4
5
⒕
72
4
288
296
278
4
5
3.4.2 齒寬的確定
由公式得：
齒輪；
一般一對(duì)嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯(cuò)位時(shí)導(dǎo)致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設(shè)計(jì)上，應(yīng)主動(dòng)輪比從動(dòng)輪齒寬大（5～10mm）。
所以：， ，
，，
，。
3.4.3 齒輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)
通過齒輪傳動(dòng)強(qiáng)度的計(jì)算，只能確定出齒輪的主要尺寸，如齒數(shù)、模數(shù)、齒寬、螺旋角、分度圓直徑等，而齒圈、輪輻、輪轂等的結(jié)構(gòu)形式及尺寸大小，通常都由結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定。當(dāng)齒頂圓直徑時(shí)，可以做成實(shí)心式結(jié)構(gòu)的齒輪。當(dāng)時(shí)，可做成腹板式結(jié)構(gòu)，再考慮到加工問題，現(xiàn)決定把齒輪8、12和14做成腹板式結(jié)構(gòu)。其余做成實(shí)心結(jié)構(gòu)。根據(jù)濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)圖10-39（a）
3.5 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
⑴、帶輪的材料
常用的V帶輪材料為HT150或HT200，轉(zhuǎn)速較高時(shí)可以采用鑄鋼或鋼板沖壓焊接而成，小功略時(shí)采用鑄鋁或塑料。
⑵、帶輪結(jié)構(gòu)形式
V帶輪由輪緣、輪輻和輪轂組成，根據(jù)輪輻結(jié)構(gòu)的不同可以分為實(shí)心式（濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)圖8-14a）、腹板式（濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)圖8-14b）、孔板式（濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)圖8-14c）、橢圓輪輻式（濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)圖8-14d）。V帶輪的結(jié)構(gòu)形式與基準(zhǔn)直徑有關(guān)，當(dāng)帶輪基準(zhǔn)直徑（d為安裝帶輪的軸的直徑，mm）時(shí)?？梢圆捎脤?shí)心式，當(dāng)可以采用腹板式，時(shí)可以采用孔板式，當(dāng)時(shí)，可以采用輪輻式。
帶輪寬度：。
分度圓直徑： 。
D=90mm是深溝球軸承6210軸承外徑，其他尺寸見帶輪零件圖。
V帶輪的輪槽與所選的V帶型號(hào)向?qū)?yīng)，見濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)表8-10mm
槽型
與相對(duì)應(yīng)得
A
11.0
2.75
8.7
9
—
—
V帶繞在帶輪上以后發(fā)生彎曲變形，使V帶工作面夾角發(fā)生變化。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。
V帶安裝到輪槽中以后，一般不應(yīng)該超出帶輪外圓，也不應(yīng)該與輪槽底部接觸。為此規(guī)定了輪槽基準(zhǔn)直徑到帶輪外圓和底部的最小高度。
輪槽工作表面的粗糙度為。
⑷、V帶輪的技術(shù)要求
鑄造、焊接或燒結(jié)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(nèi)部應(yīng)力的前提下，允許對(duì)輪緣、凸臺(tái)、腹板及輪轂的表面缺陷進(jìn)行修補(bǔ)；轉(zhuǎn)速高于極限轉(zhuǎn)速的帶輪要做靜平衡，反之做動(dòng)平衡。其他條件參見中的規(guī)定。
3.6 片式摩擦離合器的選擇和計(jì)算
片式摩擦離合器目前在機(jī)床中應(yīng)用廣泛，因?yàn)樗梢栽谶\(yùn)轉(zhuǎn)中接通或脫開，具有結(jié)合平穩(wěn)、沒有沖擊、結(jié)構(gòu)緊湊的特點(diǎn)，部分零件已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，多用于機(jī)床主傳動(dòng)。
按扭矩選擇，即： 根據(jù)【15】和【14】表6-3-20，
①計(jì)算轉(zhuǎn)矩，
查【15】表6-3-21得
∴
②摩擦盤工作面的平均直徑
式中d為軸的直徑。
③摩擦盤工作面的外直徑
④摩擦盤工作面的內(nèi)直徑
⑤摩擦盤寬度b
⑥摩擦面對(duì)數(shù)m，查【15】表6-3-17，摩擦副材料為淬火鋼，對(duì)偶材料為淬火鋼，摩擦因數(shù)取0.08，許用壓強(qiáng)取，許用溫度<120℃.
∴m圓整為7.
∴摩擦面片數(shù)z=7+1=8.
⑦摩擦片脫開時(shí)所需的間隙，因?yàn)椴捎脻袷剿?
⑧許用傳遞轉(zhuǎn)矩
因?yàn)?
⑨壓緊力Q
⑩摩擦面壓強(qiáng)p
根據(jù)【14】表22.7-7選用帶滾動(dòng)軸承的多片雙聯(lián)摩擦離合器，因?yàn)榘惭b在箱內(nèi)，所以采取濕式。結(jié)構(gòu)形式見【14】表22.7-7圖（a）。
表5.2
特征參數(shù)
圖
號(hào)
許用轉(zhuǎn)距
重量/kg
轉(zhuǎn)動(dòng)慣量/
接合
力/N
脫開
力/N
內(nèi)部
外部
圖a
120
4.7
0.0035
0.0050
170
100
表5.3
主要尺寸
圖
號(hào)
許用轉(zhuǎn)矩
D
A
B
c
E
F
G
閉
式
開
式
圖a
120
18
32
-
108
100
18
32
60
45
70
表5.4
主要尺寸
圖
號(hào)
H
J
L
R
S
a
圖a
85
47
51
81
152
65
64
35
-
10
20
11
3.7 齒輪校驗(yàn)
在驗(yàn)算算速箱中的齒輪應(yīng)力時(shí)，選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪進(jìn)接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算。這里要驗(yàn)算的是齒輪1，齒輪5，齒輪11這三個(gè)齒輪。
齒輪強(qiáng)度校核：計(jì)算公式：①彎曲疲勞強(qiáng)度;
②接觸疲勞強(qiáng)度
3.7.1 校核I組變速組齒輪
①彎曲疲勞強(qiáng)度；校核齒數(shù)為28的齒輪，確定各項(xiàng)參數(shù)
⑴、 ,n=800r/min,
⑵、確定動(dòng)載系數(shù)
∵
齒輪精度為7級(jí)，由濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)。由濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)使用系數(shù)。
⑶、。
⑷、確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)
查濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)表10-4，得非對(duì)稱齒向載荷分配系數(shù)；
,
查濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)圖10-13得
⑸、確定齒間載荷分配系數(shù):
由濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)表10-2查的使用，
由濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)
⑹、確定載荷系數(shù):
⑺、 查濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)表 10-5 齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)
；
⑻、計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力
由濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)圖10-20(c)查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。
濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)圖10-18查得 壽命系數(shù),取疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)S = 1.3
，
②接觸疲勞強(qiáng)度
⑴、載荷系數(shù)K的確定：
⑵、彈性影響系數(shù)的確定；查濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)表10-6得
⑶、查濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)圖10-21（d）得，
故齒輪1合適。
3.7.2 校核II組變速組齒輪
①彎曲疲勞強(qiáng)度；校核齒數(shù)為18的齒輪，確定各項(xiàng)參數(shù)
⑴、,n=400r/min,
⑵、確定動(dòng)載系數(shù)：
齒輪精度為7級(jí)，由濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)
⑶、
⑷、確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)
查濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)表10-4，插值法得非對(duì)稱齒向載荷分配系數(shù)
,查濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)圖10-13得
⑸、確定齒間載荷分配系數(shù):
由濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)表10-2查的使用 ；
由濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)
⑹、確定動(dòng)載系數(shù):
⑺、查濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)表 10-5齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)
、
⑻、計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力
由濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)圖10-20(c)查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。
濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)圖10-18查得 壽命系數(shù),疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)S = 1.3
，
②接觸疲勞強(qiáng)度
⑴、載荷系數(shù)K的確定：
⑵、彈性影響系數(shù)的確定；查濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)表10-6得
⑶、查濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)圖10-21（d）得，
故齒輪8合適。
3.7.3 校核III組變速組齒輪
①彎曲疲勞強(qiáng)度；校核齒數(shù)為22的齒輪，確定各項(xiàng)參數(shù)
⑴、,n=280r/min,
⑵、確定動(dòng)載系數(shù)：
齒輪精度為7級(jí)，由濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)
⑶、
⑷、確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)
查濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)表10-4，插值法得非對(duì)稱齒向載荷分布系數(shù)，
,查濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)圖10-13得
⑸、確定齒間載荷分配系數(shù):
由濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)表10-3齒間載荷分布系數(shù)，
⑹、確定荷載系數(shù):
⑺、查表 10-5 齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)。
⑻、計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力
由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。
濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)圖10-18查得 壽命系數(shù),疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)S = 1.3
，
②接觸疲勞強(qiáng)度
⑴、載荷系數(shù)K的確定：
⑵、彈性影響系數(shù)的確定；查濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)表10-6得
⑶、查濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)圖10-21（d）得，
故齒輪11合適。
3.8 軸承的選用與校核
3.8.1 各軸軸承的選用
①主軸 前支承：NN3022K；中支承：NN3020K；后支撐N219E
②Ⅰ軸 離合器及齒輪處支承均用：6206;帶輪處支承：6210
③Ⅱ軸 前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207
④Ⅲ軸 前支承：30208;后支承：30208
3.8.2 各軸軸承的校核
⑴、Ⅰ軸軸承的校核
Ⅰ軸選用的是深溝球軸承6206，其基本額定負(fù)荷為19.5KN, 由于該軸的轉(zhuǎn)速是定值，所以齒輪越小越靠近軸承，對(duì)軸承的要求越高。根據(jù)設(shè)計(jì)要求，應(yīng)該對(duì)Ⅰ軸未端的滾子軸承進(jìn)行校核。
①齒輪的直徑
②Ⅰ軸傳遞的轉(zhuǎn)矩
∴
③齒輪受力
根據(jù)受力分析和受力圖可以得出軸承的徑向力為:
在水平面：
在水平面：
∴
④因軸承在運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，又由于不受軸向力，濮良貴主編《機(jī)械設(shè)計(jì)》( 第八版)表13-6查得載荷系數(shù)，取，則有：
⑤軸承的壽命計(jì)算:所以按軸承的受力大小計(jì)算壽命
故該軸承6206能滿足要求。
⑵、其他軸的軸承校核同上，均符合要求。
總結(jié)與展望
通過幾個(gè)月的努力，學(xué)習(xí)終于到了最后。做畢業(yè)設(shè)計(jì)的過程學(xué)到了很多課本上沒有學(xué)到的知識(shí)，也通過本論文的準(zhǔn)備，查資料把大學(xué)四年的知識(shí)整理了一番。以前好多遺忘的知識(shí)又回到了大腦。
本篇論文是通過這次學(xué)習(xí)在機(jī)床中獲的了意想不到的快樂與成就感。會(huì)為以后的工作積累下豐富的經(jīng)驗(yàn)。
但是本篇論文還有不禁如意的地方：
1）所研究的東西只是停留在理論方面，很多東西現(xiàn)在還不是很明白。
2）在零件的設(shè)計(jì)計(jì)算過程中，還有些是不明白之處，設(shè)計(jì)的依據(jù)和其中的很多術(shù)語。
3）對(duì)車床的還不是很徹底，只是對(duì)其中的一些主要部件進(jìn)行了，如時(shí)間在寬裕一些，我想我可以做的更好。
但本次畢業(yè)論文，在指導(dǎo)教師教授的精心指導(dǎo)下，掌握了設(shè)備自動(dòng)化的主要技術(shù)關(guān)鍵環(huán)節(jié)，對(duì)數(shù)控設(shè)備、數(shù)控技術(shù)有了更進(jìn)一步的了解和掌握，了解了數(shù)控設(shè)備、數(shù)控技術(shù)的發(fā)展趨勢(shì)，指明了以后的發(fā)展方向，必將為以后的學(xué)習(xí)和工作起到很大的作用。
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致 謝
本文是在我的導(dǎo)師XX老師的親切關(guān)懷和悉心指導(dǎo)下完成的。XX老師以其嚴(yán)謹(jǐn)求實(shí)的治學(xué)態(tài)度、高度的敬業(yè)精神、兢兢業(yè)業(yè)、精益求精的工作作風(fēng)，深深地感染和激勵(lì)著我。在論文（設(shè)計(jì)）的選題、資料查詢及定稿過程中，老師都始終給予我無私的幫助和悉心的指導(dǎo)，并在他的正確引導(dǎo)下，我最終順利完成了畢業(yè)論文，在此謹(jǐn)向 老師致以誠摯的謝意和崇高的敬意。
大學(xué)的學(xué)習(xí)過程中，XX老師以實(shí)實(shí)在在的敬業(yè)精神認(rèn)真授課、不斷豐富課堂內(nèi)容以及對(duì)我們的熱心幫助，并在他們求真務(wù)實(shí)的教導(dǎo)下，通過自己的努力系統(tǒng)地學(xué)習(xí)和掌握了較為扎實(shí)的專業(yè)基礎(chǔ)知識(shí)，我將會(huì)學(xué)以致用，把所學(xué)知識(shí)運(yùn)用到以后的工作實(shí)踐當(dāng)中，在這里請(qǐng)接受我誠摯的謝意！在此，我還要感謝在一起愉快的度過大學(xué)生活的同學(xué)們，正是由于你們的幫助和支持，我才能克服一個(gè)一個(gè)的困難和疑惑，直至本文的順利完成。