毕业论文定稿-C3163型主传动系统设计

原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763摘 要本文主要是数控车床主传动系统，主驱动系统，这样的设计可以用于普通车床修改，以适应中国的机床工具行业的发展及目前的状态，具有一定的经济效益和社会效益。这个完整的设计包括原始数据，根据一些（包括机器类型，大小等） ，结合实际条件和情况制定一些参数上的车床，根据建议的参数比较，以确定传输方案，传输方案。然后传输和副齿轮齿的传动比的计算，然后估计弹性模量和齿轮轴轴，齿轮和轴的强度和刚度，以进行检查。此外，还橱柜的主要结构设计，零部件的数量的选择，从而完成整个主驱动系统的设计。关键词：数控车床；主传动系统；设计原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763AbstractThis article is mainly CNC lathe main drive, the main drive system, this design can be used for ordinary lathe modified to adapt to Chinas machine tool industry development and current status, with certain economic and social benefits.The complete design, including raw data, according to some (including machine type, size, etc.), combined with the actual conditions and circumstances to develop some of the parameters on the lathe, according to the recommended parameters compared to determine the transmission scheme, transmission scheme. Then the pinion gear transmission and the transmission ratio calculation, and then estimate the elastic modulus and the gear shaft axes, gears and shaft strength and rigidity to be checked. In addition, the design of the main structure of the cabinet, the choice of the number of parts, thereby completing the main drive system design.Keywords：NC machine tool；main driving system；design原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763目录引言 .3第 1 章 总体设计方案拟定 .51.1 拟定主运动参数 .51.2 运动设计 .51.3 动力计算和结构草图设计 .51.4 轴和齿轮的验算 .51.5 主轴变速箱装配设计 .5第 2 章 参数拟定 .62.1 车床主参数(规格尺寸)和基本参数 62.2 各级转速的确定 .6第 3 章 运动设计 .73.1 主拟定传动方案 .73.2 传动方案的比较 .73.3 各级传动比的计算 .83.4 各轴转速的确定方法 103.5 转速图拟定 .11第 4 章 动力计算 .124.1 齿轮的计算 .124.2 电磁离合器的选择和使用 .18第 5 章 轴的设计和验算 .205.1 轴的结构设计 .205.2 轴的强度校核(以 I 轴为例) .205.3 轴的刚度校核(以 I 轴为例) .24原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763第 6 章 主轴变速箱的装配设计 .276.1 箱体内结构设计的特点 .276.2 设计的方法(以轴的布置为例) 27第 7 章 结论 .30致 谢 .31参考文献 .32原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763引言这次毕业设计中，我所从事设计的课题是 C3163 型数控车床主传动机构设计。该数控车床是经济中档精密机床，这样的机器需要使用手动变速箱的电子控制的双模式操作，在一定范围内实现电子控制装置。整体的设计是用来比较的传输方案，绘制速度图表，橱柜和内部结构的设计，包括轴和齿轮的设计，检查等。你为什么要设计这样的车床吗？因为随着我国国民经济的不断发展，中国的制造业出现在一些民营企业，这些企业规模普遍偏小，没有太多的资本。一些全功能的控制系统，它的功能，而丰富，但这些中小型企业购买的成本高，难度大，但小型和中小型企业，以发展生产，希望改造原有的数控机床，自动化提高生产效率。中国机床行业当前发展的机器有大量小规模的工业生产，突出的任务是不断变化的迅速较少的资金落后生产机械行业面对的，它可能来改善的程度的自动化，质量保证过程，减轻劳动强度，提高了经济效益。我国有 300 多万台的机器状态，其中有大量的这些机器是累积多年生产普通机床，自动化程度低，在近年来为了自动更新现有机工具和精密设备，无论是资金还是中国的机床厂的能力是不可能的。因此，一般的数控机床改造，大有可为。这是适合中国的经济水平，教育水平和生产水平，已成为技术设备的主要方法之一。目前，中国经济的快速发展，数控系统，开发了几十个简单的数字控制系统，有效地推动中国数控的发展。经济型数控机床系统相结合，与现实的实际生产中，中国的国情，价格较低的前提下，尽可能满足基本功能的系统。经济型数控车床有很多优点。 1）降级便宜，性价比适中，与进口标准数控车床相比，前者只有 100 万，后者需要十万甚至几十万元。因此，它是特别适合于在设备占了很大的比例的车床，适合于大规模生产的第一行的转变。从提高资金的使用效率，闲置设备的改造，可以玩机改造后原有的特色和新功能，以提高机器的使用价值。 2）对于多品种，小批量的生产适应性。在车床加工产品，大罐的经济型数控车床。处理不同的部分，只要在加工程序中的变化，快速地适应和满足生产要求。 3）相对于车床，数控车床的经济可以提高产品质量，减少废品损失。数控加工的产品尺寸精度高，一致性，高合格率。 4）使用数控车床，加工精度，解决复杂的，而且还节省了大量模具费用，降低生产成本。 5）使用这样的车床，但也降低了工人的劳动强度，从紧的，繁重的体力劳动中解脱出来。6）可以提高劳动者素质，促进科技进步。数控系统都出现了工人，以扩大视野，领导这项研究的微电子技术的热潮，工人从“物理”到“知识分子”的过渡创造了条件，促进植物的技术进步。 7）提高他们的应变能力，提高企业的竞争力创原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763造了条件。企业应用经济型数控设备设备进行改造，提高了加工精度和大批量生产能力，同时保持“万能加工”和“私人高效”这两个属性，提高产品更新换代的设备本身需要的应变能力，提升企业的竞争力。本设计中的数控车床主传动系统的特点就是主电机采用双速电机，这简化了结构的箱体。的控制方法是不完全数控，代替使用手动和电动控制的双重控制模式下，在一定范围内，以实现电子控制装置。整体的设计是用来比较的传输方案，绘制速度图表，橱柜和内部结构的设计，包括轴和齿轮的设计，检查等。设计时要注意设计的科学和理性，还有一点就是要注意与实用相结合。设计主要是根据经验，或者传统的模拟设计方法（经验）的基础上。还不如一个大学毕业生，经验自然是缺什么补什么，所以除了老师的指导外，最重要的是学会从本书的设计。虽然这本书并没有完全相同的例子，但一些其他类型的主轴箱的设计适用于这个问题上，基本上只适用于一些我们自己的调查设计手册的设计的具体细节。例如，涉及的电磁离合器的设计是自己。虽然我们的设计经验不足，但也处处从实际出发。从更广泛的意义上说，现实是进行机工具的技术，和确定的参数的程序分析的可能性，有必要了解今天的先进水平的生产和可能的趋势，也应知道的电平实际生产中，这样的设计的机器，机器发挥最佳的效益四化。小来说，是指机械零件制造，装配和维护，以认真，务实的考虑和分析数据和信息的建议设计的实际情况权衡的设计。通过设计实践，了解和知识，结合实际，综合的思维方式来设计。原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763第 1 章 总体设计方案拟定1.1 拟定主运动参数初步设计机床，你首先需要确定相关参数，这是传输设计和结构设计的基础，影响产品是否符合要求的功能需求。根据拟定的参数、规格和其他特点，了解典型工艺的切削用量，了解极限转速 、 和级数 、主传动电机功率 。maxninZN1.2 运动设计根据建议的参数，通过网络与速度图形结构分析，以确定程序传输的结构和传动系统图。驱动多种方案，这是设计的多种类型的传输，如：集中的传输型传动轴变速箱。单独的驱动器主轴箱和齿轮箱;扩展范围可用于增加传动组的数量，也可以用轮，齿轮和其他类型的分支，一个多速电机齿轮的类型，也可以切换齿轮，滑动齿轮，实用齿轮等。然后，计算出的传动比的齿轮齿。 1.3 动力计算和结构草图设计估算齿轮模数 m 和轴颈 d，选择和计算离合器。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。1.4 轴和齿轮的验算基于结构草图的传动轴和齿轮的刚度和强度进行检查。1.5 主轴变速箱装配设计主轴变速箱装配图的结构草图， “论文” ，设计和绘制。表达清楚的零件图，表示的大小和适合。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763第 2 章 参数拟定2.1 车床主参数(规格尺寸) 和基本参数根据任务书上提供的条件：此数控车床的主轴转速可分高低两档，共有 12级转速：其中高低两档各有 6 级转速，低速档时 ；高速档时min40/ir；此车床床身上最大回转直径为 ，公比为 1.41；采用双max180/innr 36速电机：其中电机的转速和功率分别为 1000/1450 r/min，4/5.5kw。2.2 各级转速的确定当机床处于低速档时，主轴共有 6 级； = ，即 =1.41 ，已知nR1z61.0，查标准数列表(见参考文献 1 第 6 页)。从表中找到 ，就可每隔min40 min4六个数取得一个数，得低速档的 6 级转速分别为 40，56，80，112，160，224 r/min；当车床处于高速档时，主轴共有 6 级， = ，即 =1.41 ，已知nR1z61.0=1800 ，查标准数列表(见参考文献 1 第 6 页).maxn从表中找到 =1800，就可每隔六个数取得一个数，得高速档的 6 级转速分maxn别为 315，450，630，900，1250，1800 r/min。原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763第 3 章 运动设计3.1 主拟定传动方案制定传输解决方案，包括传输类型的选择和开停，改变方向，制动，转向等，以确定整个传动系统。传输类型指的元素和变速驱动机构，其组成，齿轮式的传输类型，安排不同的特点。传输方案和类型和结构的复杂性密切相关的关系，工作表现。因此，确定的传输方案和类型，从结构，工艺，性能和经济性，以及许多其他的统一考虑。3.2 传动方案的比较3.2.1 采用单速电机由课题参数知变速级数为 12 级。确定传动组及各传动组中传动副的数目。级数为 Z 的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有Z1、Z2、Z3 、 .各传动副，即 Z=Z1Z2Z3传动副数由于结构的限制以 2 或 3 为合适，即变速级数 Z 应为 2 和 3 的因子 。23a可以有两种方案方案一 12=232传动齿轮数目 2（2+3+2）=14。原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763轴向尺寸为 15b。传动轴数目为 4 根。操纵机构较为简单：两个滑移齿轮和一个三联滑移齿轮，可单独也可集中操纵。方案二 12=34传动齿轮数目 2（34 ） =14 个。轴向尺寸为 19b。传动轴数目为 3 根。操纵机构较复杂：四联滑移齿轮作为整体式，滑移长度为 12b；如拆为 2 个双联滑移齿轮，需要有自锁，以保证只有一个齿轮副啮合。相比之下，还是传动副数分别为 2，3，2 的三个传动组方案为优。3.2.2 采用双速电机车床上，有时采用双速电机，双速电机的转速比： ，传动系统的公比2电应当是 2 的整次方根，本设计中的双速电机的公比 。这时电机的 1.4转速变换起着系统中第一扩大传动组的作用相应基本组的传动级数应为 2，这样使传动系统的机械结构简化。本设计是经济型数控车床，采用电控和手动两种方式，为了结构设计的需要，本设计采用双速电机。3.3 各级传动比的计算假设结构如图：原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397635241907683 轴 轴主 轴传输的轴线之间的相对位置关系，已被设计有 6 草图公知的齿轮比。分别设齿轮 1 和齿轮 4 之间的传动比为 ，齿轮 2 和齿轮 5 之间的传动比为 ，14i 25i齿轮 8 和齿轮 9 之间的传动比为 ，齿轮 3 和齿轮 6 之间的传动比为 ，齿轮89 367 和齿轮 10 之间的传动比为 ，带轮传动比为 。710ii轮 带设其中 。25i1436i当处于低档时，手动操作使得齿轮 8 和齿轮 9 啮合。当中间的电磁离合器得电，齿轮 2 和齿轮 5 之间啮合，当时的主轴转速最小，为 40 或 56 r/min。可得 1000=40r/min25i89轮 带i 1500=56 r/min轮 带当左侧的电磁离合器得电，齿轮 3 和齿轮 6 之间啮合，当时的主轴转速最大，为 224 或 315 r/min。可得 1000=224 r/min36i89轮 带i 1500=315 r/min轮 带当右侧的电磁离合器得电，齿轮 1 和齿轮 4 之间啮合，当时的主轴转速为 80或 112可得 1000=80 r/min14i89轮 带i 1500=112 r/min轮 带当处于高档时，手动操作使得齿轮 7 和齿轮 10 啮合当中间的电磁离合器得电，齿轮 2 和齿轮 5 之间啮合，当时的主轴转速最小，为 315 或 450可得 1000=315 r/min25i710轮 带i原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 1500=450 r/min25i710轮 带i当左侧的电磁离合器得电，齿轮 3 和齿轮 6 之间啮合，当时的主轴转速最大，为 1250 或 1800可得 1000=1250 r/min36i710轮 带i 1500=1800 r/min轮 带当右侧的电磁离合器得电，齿轮 1 和齿轮 4 之间啮合，当时的主轴转速为630 或 900可得 1000=630 r/min14i70轮 带i 1500=900 r/min轮 带由这 6 各方程联列可解得0.3226 0.7447 1.645225i 14i 36i0.2576 1.3659 0.5348970 轮 带传动比的选用时，应注意的几个问题，充分使用齿轮副的极限传动比=1/4， =2，minuax虽然这是可以取得的最大传输范围，或减少传输件，但会导致齿轮壳体尺寸过大时，档位速度的增加，振动和噪声，要求的精度的倾向。在实践中，很多时候不使用旋转式，大大增加的速度的传动比，特别是，中间轴驱动器。因此，从系统的角度来看，而适当增加串联传输组，或者是分支与并行传送速度范围内，以满足要求的数量，同时避免与最终副变速器的传动比的。以上几个齿轮比符合要求。3.4 各轴转速的确定方法由电机的转速和齿轮的传动比，可以计算出各轴的转速；3.4.1 I 轴的转速I 轴从电机端向移动，传输系统纳入各级的速度。速度和主轴电机速度应该是接近的最大速度。显然，从高速恒功率下工作时，传动部件遭受最小扭矩，考虑轴电机的转速不宜降得低。然而，如果摩擦离合器轴一类组件，转速高，摩擦损耗，发热将成为明显的矛盾，因此，一轴速度不应该过高，车床主轴转速一般为 7001000 转/分钟左右比较合适的。我们还要注意与皮带轮传动，电机轴与传输模式，下垂的比例不应过大，可能会干扰和主轴尾部。3.4.2 中间传动轴的转速对于中间轴转速的考虑原则是：正确的解决方案的结构尺寸和噪声，振动等性能要求之间的矛盾。中间轴的转速高，中间轴和齿轮承受扭矩小，可以使轴和齿轮模数较小，这原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763使得结构紧凑。然而，这将导致空载功率和噪声增加。从经验中知道：主轴转速和速度的中间轴，根据实际情况：1，应予以修订，对于功率较大的重切削机床，主轴转速低，中间轴转速适当服用一些高度降低结构尺寸效应是显而易见的。 2，轻载或高速精密机床，中间轴转速应采取较低。如图 3 所示，控制轮的圆周速度，在此条件下，可能是适当的使用一个高速中间轴。3.5 转速图拟定运动参数确定，各级主轴转速已经知道，但根据设计出的齿轮传动比，各级，这样，你可以准备的主要移动速度图表，使主运动已逐渐具体。此车床集中传动：公比为 ，级数 Z=12，变速范围 R=1800/40=45。1.4原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763第 4 章 动力计算4.1 齿轮的计算4.1.1 确定齿轮齿数和模数（查表法）可以接近或查找表来确定的齿轮齿，后者更容易。根据上述计算的传动比和最初的一组小齿轮齿，查表的数量来确定的齿轮的齿数和，减少了大量的齿。用查表法求 I 轴和 II 轴上的齿轮的齿数和模数常用传动比的适用齿数（小齿轮） （见参考书 1 第 20 页） 。选取时应注意：不产生根切。一般取 Zmin1820；保证强度和防止热变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚 2m，一般取5mm，则 Zmin6.5+2T/m。每对相同的传输组齿轮的中心距应相等。如果同一模数的齿的数目，也将相等。但是，由于齿轮比的要求，特别是在使用共同的传动齿轮，而且往往不能满足上述要求。固定齿轮机器上可用，等于调整的中心距离在一定范围内。但修正量不能太大，一般齿数差不能超过 34 个齿。防止各种碰撞和干涉。三联滑移齿轮的相邻两齿轮的齿数差应大于 4。所以，可以假设其中最小的齿轮 2 齿数为 20，而且由上可知，齿轮 2 和齿轮5 之间的传动比为 3.1，查常用传动比的适用齿数（小齿轮）表，可找到最接近的传动比为 3.15，当时的齿数之和为 82。可得大齿轮齿数为 62。齿轮模数的估算按接触疲劳和弯曲疲劳强度计算齿轮模数是比较复杂，一些因素只有在齿轮的参数已经确定前需要了解的，因此，只有检查后未完成的草图。在草图中，之前估计，然后使用标准齿轮模数。齿轮弯曲疲劳的估算：1 32jNmzn其中 N-计算齿轮传递的额定功率 d齿轮点蚀的估算：mm1370jAn原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763其中 为大齿轮的计算转速，A 为齿轮中心距。jn由中心距 A 及齿数 、 求出模数：1z2112jAmz根据估算所得 和 中较大得值，选取相近的标准模数j以齿轮 2 和齿轮 5 为例= =15000.534=801 r/minjni轮 带N=5.50.95=5.225kw32 1.509m3534.0162A370 69.133mm3.1.6869206j所以，根据 选取，为了保证模数一定满足要求，假设齿轮 2 和齿轮 5jm的模数为 3由此可知，输入轴 1 和传动轴 2 之间的中心距为= =123mm25()za)60(3同理且根据 1 轴和 2 轴之间的距离始终为 123mm，可得出 1 轴和 2 轴之间其余的齿轮的齿数和模数分别为 135z1m47z43m6164.1.2 确定齿轮的齿数和模数（计算法）并校核以齿轮 8 和 9 为例,设计时选择最高的转动速度，即齿轮 10 的转速为 1800r/min，已知该组齿轮传递的功率为 5.5kw，已知传动比为 0.2576，假设齿轮，使用寿命 8 年，全年89i共 300 个工作日，两班倒，中等冲击，齿轮单向旋转对称布置。1、齿轮材料，精度和牙齿：由于传输功率小，速度不高，选用的材料，根据表 7-1，用 55 钢，锻造毛坯，大齿轮正火，淬火和齿轮，用软齿表面上。齿轮精度用 6 级，软齿表面粗糙度为 。软齿面闭式传动，失效形式为点蚀，1.6aR考虑传动平稳性，取齿轮 8 的齿数为 17，则齿轮 9 为 17/0.2576=662、设计计算（1） 、设计准则 按齿面接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核。原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763（2） 、按齿面接触疲劳强度设计21312()HEt dZKTud=9.551T669.50.01329087pNmn由图 7-6 选取材料的接触疲劳极限应力为:，2lim58HaMP2minHaP由图 7-7 选取材料的弯曲疲劳极限应力为:， 1li30Fli10F应力循环次数 N 由式(7-3)计算=1687638/9.7102u9.2.由图 7-8 查得接触疲劳强度寿命系数 ，1NZ2.0N由图 7-9 查得弯曲疲劳寿命系数 ，Y由表 7-2 查得接触疲劳安全系数 ，弯曲疲劳安全系数 ，又minHSmin1.4FS，试选2.0STY1.3tK由前面的式子求得许用接触应力和许用弯曲应力21lim580HNaZMPS222li7nH211lim3028.4FSTNaY222li aFMP将有关值代入式子 得= =59.17 2131()HEt dZKTud 23.5189.01.3908376则 1.441160tnv/ms查图 7-10 得 ；由表 7-3 查得 ；由表 7-4 查得 ；9.v 1.25AK1.05K取 ；则K.09.43HAVK修正 231.45.1736.tdm原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397631/60.95/173.8mdzm由表 7-6 取标准模数3校核齿根弯曲疲劳强度由图 7-18 查得 14.2FSY24.0FS取 0.7由式（7-12 ）校核大小齿轮的弯曲强度211 1232.3194.076.875FFS aFdKTI MPZm 2214.068.aFFSYP所以，初选的齿轮齿数和计算出的模数符合要求。求得齿轮 8 和 9 的齿数和模数分别为 817z835m969.其中齿轮 8 的齿数为 17，有可能会发生根切现象，所以要修正齿轮，用变位修正法求得 8 齿轮的变位系数为+0.218。用同样的方法可以求得其他齿轮的变位系数。列出各齿轮的齿数、模数、和变位系数编号 模数 齿数 齿形角 变位系数1 3 35 20+0.52 3 20 +0.83 3 51 04 3 47 -0.55 3 62 2006 3 31 07 3 56 08 3.5 17 +0.2189 3.5 66 20010 3 41 +0.169齿轮材料为 55 钢，热处理为齿部 G580.2，深 0.54.1.3 齿轮的精度设计；齿轮精度设计的方法及步骤：1、确定齿轮的精度等级；2、齿轮误差检验组的选择及其公差值的确定；3、计算齿轮副侧隙和确定齿厚极限偏差代号；4、确定齿坯公差和表面粗糙度；原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397635、公法线平均长度极限偏差的换算；6、绘制齿轮零件图。以齿轮 9 为例：齿数为 66，模数为 3.5，变位系数为 0。确定齿轮的精度等级由于该齿轮是主轴箱内的齿轮，对传动精度和稳定性的要求都比较高，主要要求的是传动平稳性精度等级。据圆周速度 601dnv3.5640.1/ms对于如此要求高的齿轮采用 6 级精度。齿轮误差检验组的选择及其公差值的确定该齿轮属中等精度，且为批量生产查表 12-3 选定 、 、 、“iFWif“F组成检验方案。根据 及13.521dzm127b查表 12-13、表 12-14、表 12-15 可得公差值：第 I 公差组 6rF45p第 II 公差组 9f 1ptf10bf第 III 公差组 计算齿轮副侧隙和确定齿厚极限偏差代号代号 计算齿轮副的最小极限侧隙 由表 12-10 按油池润滑和 查minj 4.1/vms得 101350.nnj6212()sitat根据齿轮和箱体的材料，从材料手册上查得，钢和铸铁的线膨胀系数分别为 ， 。61.5/c62.5/c传递的中心距 61()3(17)45.22mzam所以， 24.0.8nj确定齿厚极限偏差代号齿厚上偏差 由式（12-15）622112tan.04 cosnbs nfjfFE 式中 前面已查得F9m由表 12-14 按 6 级精度查得pbf原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397631pbfm29pbf由表 12-17 按 145.5，6 级精度查得 ，20afm所以，代入数据得 ，5sE因为 1ptf56sptEf由图 12-29 或者 12-9 查得齿厚的上偏差代号为 G，因此sptf齿厚下偏差可知 6 2tanSrTFb查表 12-13，6 级精度齿轮 ，查表 12-11，36rm，所以1.28.791rbI2tan03.4S 6siSET17.5ptf由图 12-29 或表 12-9 查得齿厚下偏差代号为 K，因此23si m至此，小齿轮的精度为：6GK GB10095-88确定齿坯公差、表面粗糙度齿轮内孔是加工、检验及安装的定位基准，对 6 级精度的齿轮，由表 12-18查得：内孔尺寸公差为 IT7，内孔直径为 85mm,偏差按基准孔 H 选取，即齿轮内孔的下偏差为 0，上偏差为+0.022。内孔的形状公差按 6 级决定或遵守包容原则。定位端面的端面圆跳动公差由表 12-19 查得为 0.014mm。齿顶圆只作为切齿加工的找正基准，不作为检验基准，故其公差选用 IT11，齿顶圆直径 ，偏差按基准轴 h 选取，即下偏差为-0.290，1238aadhm上偏差为 0。齿轮的表面粗糙度按 7 级查表 12-20，各表面粗糙度 分别为：齿面aR=1.6，内孔 =1.6，基准端面 =3.2，齿顶圆 =6.3。aRaaRa公法线平均长度极限偏差的换算公法线的公称长度 W 及其跨齿数 k，可从机械设计有关手册中查得或按式12-7 和式 12-8 求得原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763跨齿数 /90.56/.8kz61.47(2)143576(1)0.4680.724Wmz该齿轮为中模数齿轮，控制侧隙的指标宜采用公法线平均长度极限偏差，按换算式 12-20、式 12-21、式 12-22 得wsiE6cos0.sincos2.3sin.9msnrF m 672130762015ii齿轮工作图下图为本例齿轮零件图。 法 向 模 数齿 数齿 形 角齿 顶 高 系 数径 向 变 化 系 数跨 齿 数跨 K齿 公 法 线平 均 长 度 偏 差精 度 等 级配 对 齿 轮公 差 组齿 轮 副 中 心 距及 其 极 限 偏 差 mnzha*kw6GB1095-8f图 号齿 数检 验 项 目 代 号Frpftb .7243公 差 值.019两 端 面 未 注 倒 角（ ）其 余原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397634.2 电磁离合器的选择和使用随着机床自动化电磁离合器和制动器的使用越来越广泛的应用的发展趋势，其中电气控制设计的经济型数控车床，采用手动和电动相结合的模式，实现了与电磁离合器，电磁离合器自动控制的主要组成部分之一，它具有结构紧凑，便于实现远程控制和自动控制功能，同时满足简化机器结构，提高变速器的刚度和加工精密机床，获得高响应，高频率运行其他要求。我设计的主轴箱有三电磁离合器，大大简化了主轴箱的结构。许多类型的离合器通电工作，有时你失去电气工作。可分为摩擦离合器的牙嵌式离合器，磁粉离合器和滑离合器可以分为湿式离合器与干式离合器，他们的工作条件，他们的现任美联储可以分为有没有滑环滑环离合器和离合器扭矩传输。选择离合器型号规格，你必须充分了解各种优点和缺点的离合器操作特性。在选择最重要的因素是离合器的转矩，由功率传递的扭矩装置，如果一定数量的摩擦件，则对应的有效半径的尺寸和离合器传递扭矩。但实际上，速度，温度，摩擦磨损，污染在所有受影响的操作扭矩。在设计过程中，计算扭矩是工作载荷的惯性和运动载荷的惯性之和，用 T 表示计算扭矩可用下式求出： 72().308()rLmWKNSVRTkgtt式中-旋转组件的重量rWK-旋转组件的回转半径N-回转转速S-工作安全系数-直线运动组件的重量LV-线性速度R-变旋转运动为直线运动皮带轮的半径g-9.8t-机器启动所需时间-电磁离合器吸合时间m但在实际工作中,很多设备的精确载荷难以计算。一般是根据输入动力确定所需扭矩。7975.PSTkgmN式中 P-输入功率S-工作安全系数N-输入转数原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763从上述方程可以看出，对转矩的影响最大离合器安装绕轴回数。因此。一定的功率，更高的转数对应于低扭矩，因此，尽可能地在设计中的离合器安装在传输链路中，高速的位置，这通常要求同轴离合器和电机。本设计中的主轴箱采用的是油润滑，所以选用的电磁式离合器是湿式的。根据轴的结构和相互关系，而且 I 轴的扭矩小于 II 轴的扭矩，分析后，选择在 I 轴上的两个离合器均为 DLM5 系列离合器，其型号为 DLM5-10；II 轴上的扭矩大于 I 轴，其型号可选为 DLM5-25。原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763第 5 章 轴的设计和验算5.1 轴的结构设计机轴，广泛用作滚动轴承。要安装齿轮轴，离合器和刹车。轴应确保这些传动部件或机构正常工作。轴应具有足够的强度和刚性。如果偏转角过大，会让可怜的齿轮，轴承的工作条件恶化，振动，噪声，负载功率，磨损和产生的热量增加。两轴中心距误差和平行轴之间的组装及加工误差等也可能引起这些问题。因此，在轴的设计，要充分考虑轴的刚度的强度和其他因素。的材料的选择和估计直径必须满足的条件，即使完成后，估计要检查的轴的强度和刚度。主轴设计的各部分的轴具有一个合理的结构和尺寸。影响因素的轴的特定的结构，所以结构轴有没有标准的形式。设计，必须解决的轴的具体情况具体分析，综合考虑解决。轴的结构设计的主要要求是：安装在轴部分已确定的位置。合理的布局。轴受力合理，可靠地传递力和力矩，帮助提高的强度和刚度。具有良好的过程。易于安装和调整。节省材料，降低质量。I 轴（输入轴）的设计I 轴的特点：1.该议案获得通过变速箱齿轮，一般安装在轴上，轴大变形，结构应采取加强轴轴僵硬或紧张（滑轮卸载） ；2.如果 I 轴正向和反向安装的离合器，离合器零件，因为很多组件，组装在框中非常方便，一般都找外箱 I 轴拼装入箱后，良好的整体（即使最好的滑轮也装配在上面） 。卸荷装置：I 轴的滑轮的权力有两种方式：一种是直接装上滑轮轴。除了转矩传递，皮带的拉伸力作用在轴上。另一种是安装在轴承滑轮，轴承装在套筒（法兰） ，并只传递扭矩轴，径向力由固定套筒熊框的。此结构称为卸料装置。5.2 轴的强度校核(以 I 轴为例)由盐城市机床厂 1997-10-01 发布的卧式车床企业标准表 9 知主轴转速为时，扭矩为 ，这时 I 轴的转速为103/minr468Nm 10.534/minr原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397635.2.1 选择轴的材料由于这个车头箱传动的功率不大，分别为 4 和 5.5kw，对其重量和尺寸也无特殊要求，故此输入轴采用 45 钢。5.2.2 初估轴径按扭矩初估轴的直径，查表 10-2(见参考书 2)得 ，考虑到安装带1067C轮的轴段仅受扭矩作用，取 ，则106C233min5.2.4pdm5.2.3 结构设计(1) 各轴段直径的确定 按照确定的顺序从上面开始的分段直径可以被安装在初步直径后轴份。考虑到滑轮安装在上述轴部分将被安装，以符合与轴承直径系列，该段应该有一个直径的轴和轴承型号同时使用，轴承代号为 6306 的深沟球轴承的内孔直径 30，同样可取的其他各段轴的直径。（2）各轴长度的选择 要安装的轴部上的滑轮，轴承，密封件等，根据这些组件的大小，可以得出的轴的长度。长轴部分的轮毂或轴部分具有确定的长度的一部分，主要是基于确定每个轴截面的大小。而另一些轴长度的段，除了相关的轴部分，而且还与框和轴承盖和其他部件有关。一般从齿轮端开始，以避免运动部件，并且不会干扰与运动部件，齿轮端面和柜壁之间的距离 H=15mm，考虑制造错误的情况下，支承面应相差的罐壁一定距离，取 ，考虑上下轴承5m座的联接，取轴衬座宽度为 45mm。（3）倒角和圆角，以确保定位轴肩的端面附近的，根据轴承手册推荐的轴承内表面，以肩圆角半径为 1mm。为方便加工，其他轴肩圆角半径均取为 1mm，根据标准 ，轴的左右端倒角均为 。/6403.GBT145确定的规模和结构的过程，和草图的同时，结构设计草图（见下图-a）原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763fedFR1VL=40.5带 轮cba轴 承 H29MVFR2aL3=7.1齿 轮 HTtr5.2.4 轴的受力分析 4682039351tTFNrm7.tg(1)画轴的受力简图(见上图-b) ，因为齿轮为直齿圆柱齿轮，所以，齿轮上不存在轴向力。(2)计算支承反力在水平面上 172.01243.063965rRHFNL214.91rH在垂直面上 12/0/2.RVt (3)画弯矩图（见上图-c d e）在水平面上 ，a-a 剖面左侧143.619.486.aHRMFLNma-a 剖面右侧 2 .7a 在垂直面上 239.10.5983.4aVAvRVFL合成弯矩a 剖面左侧和右侧的弯矩相同原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 13041397632222 48693.410.54aaHaVMMNm(4)画弯矩图（见上图-f ）转矩 /6/3150.tTFdNm(5)判断危险截面显然，a-a 面处无论是弯矩还是扭矩都为最大，a-a 面为危险截面(6)轴的弯扭合成强度校核由表 10-1 查得 ，15abMP01abP在 a-a 截面左侧223 3 3()2(45)0.10.426.abtdWmM 合适。(7)轴的疲劳强度安全系数校核由表 10-1 查得 ， ， ； ，650BaMP130aP15a0.2。0.1在 a-a 截面左侧22 23 3()2(4).20.64109TbtdWm由附表 10-1 查得 ， ；由附表 10-4 查得绝对尺寸系数 ，1K.3 0.81；轴经磨削加工，由附表 10-5 查得表面质量系数 。则0.76 .弯曲应力 02/9.1b aMWMP应力幅 .aa平均应力 m切应力 15602.93T aP4amaM安全系数126.7mSK1.45原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 130413976329.6S查表 10-6 得许用安全系数 ，显然 ，故，a-a 截面安全，即1.35s:s整个轴都是安全的，其弯扭合成强度和疲劳强度均是足够的。5.3 轴的刚度校核(以 I 轴为例)发生轴负载下弯曲和扭转变形，如果变形过大，会影响轴类零件的正常工作。轴除了满足强度要求，而且要满足刚度要求。强度要求，以确保轴在反复载荷和扭转载荷无疲劳失效。高精密机床主传动，不允许大变形。刚度的轴（弯曲，轴向，扭转）的要求，以确保没有过多的变形（弯曲，屈曲，角） 。如果没有足够的刚度，轴类零件，如齿轮，轴承等变形小的轴将是太大，不能正常工作，或产生振动和噪音，发热，过早的磨损和故障。因此，我们必须确保传动轴具有足够的刚性。通常情况下，媒体估计轴的扭转刚度，草图后，根据给力，结构的安排和相关的尺寸的直径， ，检查弯曲刚度。I 轴的直径按扭转强度计算，前面已得出结果，估算出的直径为 40mm.车床传动轴的弯曲刚度验算，主要验算轴上装齿轮和轴承处的挠度 y 和倾角。各类轴的挠度 y 和倾角 ，应小于弯曲刚度的许用值Y和值，即：yY；值，即：轴的弯曲变形的允许值：安装齿轮的轴允许的挠度为（0.010.03）m计算轴本身弯曲变形产生的挠度 y 和倾角 时，一般常简化集中在轴上的负载下的简支梁，差别不大时，该轴的直径和计算精度不是必需的，它可以等于直径轴的轴线，采用平均直径（ )来计算。计算公式为：圆轴：平均直径id 1id惯性矩 416II 轴为圆轴，其平均直径 130450idm惯性矩 4 41266I原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763l=296.5c40xb1轴 承带 轮 a7x齿 轮 yp计算挠度:a 段内： 122 22715609.4()(6.519.4)6xPbxylx xEI其中 P-力载荷 (N) I-截面惯性矩 M-弯矩载荷-倾角 y-挠度 x-所求之点距离E-轴材料的弹性模量，钢材 7210aEPb 段内： 122()()6xalylxaIc 段内: 11xBPbIl由图分析得,a 段内挠度 122 22715609.4()(6.519.4)6x xylx xEIx 的值为 0 和 97.1 之间，由求导得 x 的值为 97.1 时，挠度最大，其挠度值为 0.0025081，而轴的挠度的允许值为(0.010.03)m ，其中 m 为齿轮模数，所以，y=0.030.09mm可知 a 段内挠度yb 段内挠度=22()()6xPallxaEI1271509.6.5(9.)7.14x对式子求导，得到挠度为最大时，求得其挠度值也y再由公式计算得到几个受力端点处的挠度，由计算可得同样y原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763所以，挠度符合要求。倾角的校核：由分析可知，最大倾角出现在左支承点处其倾角为 弧度67()156094(296.571)2.0621PablEI 左支承处装有深沟球轴承，其许用倾角为=0.0025rad可得最大倾角许用倾角 所以轴的刚度符合要求。原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763第 6 章 主轴变速箱的装配设计柜的结构设计：设计结构包括主轴变速箱传动部件（轴，轴承，滑轮，齿轮，离合器和刹车等） 。6.1 箱体内结构设计的特点主轴齿轮箱是机器的主要组成部分。除了考虑到一般的机械传动设计的有关要求，重点在以下几个方面的问题：(1)精度：车床主轴部件要求比较高的精度。如：主轴的径向跳动0.01mm；主轴的轴向窜动0.01mm。(2)刚度和抗振性：综合刚度（主轴与刀架之间的作用力与相对变形之比）：N/mm340jD综 合其中 D 为最大回转直径 mm。(3)传动效率的要求：等级 1 效率0.85等级 2 效率0.8等级 3 效率为 0.75(4) 上面的轴前轴承温度的温度应控制在一定范围内，噪声应控制在一定范围内：等级 1 dB78等级 2 dB80等级 3 dB83结构应尽可能简单，紧凑，加工和装配工艺性好，易于维护和调整。操作简便，安全可靠。按照标准化和通用的原则。6.2 设计的方法(以轴的布置为例)主轴箱的设计，因为它是整机设计的重点。由于结构较为复杂，设计是必然要经过多次反射和多次修改。在绘画之前官方公布的数字，最好是第一个草图。目标是：传动部分的布局和结构方案的选择。检查结果传输设计的相互干扰，碰撞，或其他不合理的条件是否及时更正。