C620機床傳動系統(tǒng)的結構設計

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本科畢業(yè)論文(設計)開題報告 論 文 題 目： C620 機床傳動系統(tǒng)結構設計學 院：專 業(yè) 、 班 級：學 生 姓 名： 畢業(yè)論文（設計）開題報告要求 開題報告既是規(guī)范本科生畢業(yè)論文工作的重要環(huán)節(jié)，又是完成高質量畢業(yè)論文 （設計）的有效保證。為了使這項工作規(guī)范化和制度化，特制定本要求。 一、選題依據(jù) 1。論文（設計）題目及研究領域； 2。論文（設計）工作的理論意義和應用價值； 3。目前研究的概況和發(fā)展趨勢。二、論文（設計）研究的內容 1。重點解決的問題； 2。擬開展研究的幾個主要方面（論文寫作大綱或設計思路）； 3。本論文（設計）預期取得的成果。三、論文（設計）工作安排 1。擬采用的主要研究方法（技術路線或設計參數(shù)）； 2。論文（設計）進度計劃。四、文獻查閱及文獻綜述 學生應根據(jù)所在學院及指導教師的要求閱讀一定量的文獻資料，并在此基礎上通 過分析、研究、綜合，形成文獻綜述。必要時應在調研、實驗或實習的基礎上遞交相 關的報告。綜述或報告作為開題報告的一部分附在后面，要求思路清晰，文理通順， 較全面地反映出本課題的研究背景或前期工作基礎。 五、其他要求 1. 開題報告應在畢業(yè)論文（設計）工作開始后的前四周內完成； 2. 開題報告必須經學院教學指導委員會審查通過； 3. 開題報告不合格或沒有做開題報告的學生，須重做或補做合格后，方能繼續(xù)論 文（設計）工作，否則不允許參加答辯； 4. 開題報告通過后，原則上不允許更換論文題目或指導教師； 5. 開題報告的內容，要求打印并裝訂成冊（部分專業(yè)可根據(jù)需要手寫在統(tǒng)一紙張 上，但封面需按統(tǒng)一格式打印）。 13 一、選題依據(jù) 1、研究領域 金屬切削機床設計 2、論文（設計）工作的理論意義和應用價值 金屬切削機床是刀具或磨具對金屬工件進行切削加工的機器。在一般機械制造工 廠中，機床約占機器設備總數(shù)的 50%~70%.現(xiàn)代化工業(yè)生產的特征主要表現(xiàn)在高生產和先進的技術經濟指標兩方面。而這些首先取決于機械制造工業(yè)提供的裝備的技術水 平。機床工業(yè)是機器制造業(yè)的重要部門，擔負著為農業(yè)、工業(yè)、科學技術和國防現(xiàn)代 化提供技術裝備的任務在整個國民經濟中占有重要地位。 關于 C620 車床，C 代表車床類，6 代表普通車床，20 代表車床最大旋轉半徑為200 毫米，也就是最大旋轉直徑 400mm，最大加工直徑 400 毫米。車床主要組成部件有床頭箱、進給箱、溜板箱等。床頭箱是機床的重要的部件，是用于布置機床工作主 軸及其傳動零件和相應的附加機構的。主軸箱是一個復雜的傳動部件，包括主軸組件、 換向機構、傳動機構、制動裝置、操縱機構和潤滑裝置等。其主要作用是支承主軸并 使其旋轉，實現(xiàn)主軸啟動、制動、變速和換向等功能。機床進給箱是用以改變機床切 削時的進給量或改變表面形成運動中刀具與工件相對運動關系的機構。溜板箱是將絲 和光杠傳來的旋轉運動轉變?yōu)榱锇逑涞闹本€運動并帶動刀架進給，控制刀架運動的接 通、斷開和換向的機構。 因此,設計機床傳動系統(tǒng)圖、床頭箱、進給箱、溜板箱意義重大。機械制造中， 機床所負擔的加工工作量約占機械制造總工作量的 40%~60%。從質的方面來說,既然機床是制造各種裝備和機器的,那么改善機床的機構性能就必然直接影響機械產品的性 能、質量和經濟性。 3、目前研究的概況和發(fā)展趨勢 （1） 行業(yè)標準化工作現(xiàn)狀 經過近六十年標準化工作者的辛勤耕耘,尤其是全國金屬切削機床標準化技術委 員會組建 ( 1986 年) 以來, 我國金屬切削機床行業(yè)的標準化工作從無到有,并伴隨著我國機床制造業(yè)的發(fā)展而得到了長足的發(fā)展,取得了令人矚目的成績,尤其是數(shù)控 機床標準化工作近 10 年來得到了高度重視,市場流通的普通級加工中心、精密級加工中心、高精度加工中心和車削中心標準相繼頒布實施。到目前為止,我國金屬切削機 床行業(yè)現(xiàn)有標準近 900 項, 其中國家標準 80 多項,行業(yè)準 800 多項。在這些標準中, 通用基礎標準 200 多項、型式與參數(shù)標準 100 多項、精度標準 300 多項、技術條件標準 300 多項這些標準基本覆蓋了國內金切機床的產品種類,形成了我國金切機床的標準體系,為我國金屬切削機床制造業(yè)的發(fā)展、整機標準化水平、可靠性水平、可 安全防護技術水平的提高起到了重要的技術支撐作用。經過兩代標準化工作者 20 多年的辛勤工作,金切機床行業(yè)的國際標準化工作從積極引進、消化國際標準和國外先 進標準, 到逐步與國際慣例接軌,機床行業(yè)都做了大量工作,尤其是第四次全國采用國際標準化工作會議以來, 金屬切削機床行業(yè)在采標工作中積極穩(wěn)妥、不斷推進,工作中狠抓采標數(shù)量。經過全行業(yè)的努力, 目前由金切機床標委會目前歸口的 100 余項國際標準中, 已有近 80 項轉化為我國標準, 其中等同轉化的占 40%, 等效轉化的占40%。其余未采標的原因是: 有個別標準我國無相應產品; 有些標準屬于最新頒布的標準, 待列項轉化。由此可見, 我國的機床標準化工作可謂成績斐然。“十五”期間, 在國家和地方財政的支持下, 我國機床行業(yè)的功能部件標準得到了很大發(fā)展, 先后制定了滾珠絲杠副標準、刀架標準、刀庫標準和電主軸標準。這些標準的制定填補了 國內空白, 緩解了我國機床行業(yè)發(fā)展的需要程度, 進一步規(guī)范了產品的設計和生產, 同時也提升了機床的整體性能和模塊化生產水平。 （2） 行業(yè)標準化工作存在的問題 雖然經過數(shù)十年的不懈努力, 我國機床工具行業(yè)的標準化工作取得了很大成績, 為我國機床制造業(yè)的發(fā)展提供了有力的技術支撐, 也為我國裝備制造業(yè)的發(fā)展做出了貢獻。但是, 隨著我國機床行業(yè)的快速發(fā)展, 行業(yè)標準化工作, 特別是數(shù)控機床的標準化工作跟不上產品的發(fā)展, 具體問題如下: ①數(shù)控機床的技術向高速、復合、精密、智能、綠色的方向快速發(fā)展, 但行業(yè)標準化工作滯后于產品技術的發(fā)展和市場需求, 缺少完善的數(shù)控機床標準體系來指導和規(guī)范產品開發(fā)、制造、服務和貿易。 ②現(xiàn)有標準結構不盡合理, 標準中產品標準多, 通用基礎和方法標準少; 在產品標準中普通機床標準多, 數(shù)控機床標準少; 在數(shù)控產品中企業(yè)標準多, 國家標準與行業(yè)標準少。 ③行業(yè)標準化工作基礎性研究薄弱, 數(shù)控機床通用基礎標準不足, 采標工作有待加強。 ④關鍵功能部件是主機產業(yè)鏈的上游產品, 它與主機之間相互支撐、相互聯(lián)系的統(tǒng)一技術規(guī)范缺乏, 影響數(shù)控機床產業(yè)化的發(fā)展。 ⑤有些標準超齡, 需要修訂。 （3） 發(fā)展戰(zhàn)略 數(shù)控機床是裝備制造業(yè)的高新技術產品, 最能體現(xiàn)行業(yè)整體的技術水平和發(fā)展趨勢。隨著工業(yè)現(xiàn)代化水平的不斷提高, 當今國際上數(shù)控機床正向精密、高效、柔性、集成的方向發(fā)展。所以高速、復合、智能、環(huán)保的數(shù)控機床技術平臺, 已成為發(fā)展數(shù)控機床產業(yè)的關鍵技術, 這也正是我國當前發(fā)展數(shù)控機床產業(yè)的關鍵所在。 國產數(shù)控機床雖然增加很快, 但市場占有率不高。經濟型數(shù)控機床基本自給,高檔數(shù)控機床絕大部分依靠進口, 普及型數(shù)控機床國內市場大部分也被進口產品占據(jù)。從行業(yè)總體來看,核心競爭力不強,我國雖然是機床大國,但還不是機床強國。主要差 距有五: 一是產業(yè)化水平不高,國產數(shù)控機床品種不全,總量不大,企業(yè)生產規(guī)模較小,新產品推向市場速度不快;二是產業(yè)結構不合理,專業(yè)化配套和協(xié)作水平低,功能 部件發(fā)展滯后，沒有形成數(shù)控產業(yè)發(fā)展的功能部件支撐體系;三是缺乏專業(yè)化的機床 功能部件配套體系。數(shù)控機床的發(fā)展需要高水平、專業(yè)化規(guī)?；a的功能部件作基 礎。多年來, 我國數(shù)控機床功能部件發(fā)展速度較慢, 沒有形成適應主機產業(yè)化需要的開發(fā)、制造、服務配套體系。產品質量不夠穩(wěn)定,成本居高不下,供貨周期長。在技術 高起點、生產專業(yè)化、產量規(guī)模化方面,與國際功能部件生產企業(yè)有較大差距。功能 部件產業(yè)發(fā)展滯后,已經明顯阻礙了國產數(shù)控機床的發(fā)展沒有高水平功能部件, 就不可能生產高水平數(shù)控機床;沒有功能部件的產業(yè)化,就不可能實現(xiàn)數(shù)控機床產業(yè)化; 四是技術開發(fā)能力不足。國有企業(yè)經濟效益相對較低, 基礎研究、技術攻關和新產品開發(fā)的投入嚴重不足,根據(jù)行業(yè)調查,主要企業(yè)平均科技投入不足年銷售收入的 2% , 直接影響了創(chuàng)新能力的提高。民營企業(yè)大多處在發(fā)展的初級階段, 技術開發(fā)能力相對較弱, 需要技術和資金積累的過程。三資企業(yè)的技術開發(fā)多數(shù)受制于外方。從行業(yè)總體來看, 產品開發(fā)能力不足, 高級型數(shù)控機床開發(fā)還停留在引進技術或引進產品的消化吸收上, 技術轉化和創(chuàng)新進展緩慢, 導致高水平數(shù)控機床品種發(fā)展不快; 五是產品結構不合理。目前, 國產數(shù)控金屬切削機床經濟型臺數(shù)與普及型高級型 ( 中高擋) 臺數(shù)之比約為 70:30, 而相應國內市場消費臺數(shù)之比約為 40:60。全行業(yè)科技人才不足, 是造成行業(yè)產品結構不合理的一個重要原因, 特別缺乏技術帶頭人?；A開發(fā)理論研究、基礎工藝研究、應用軟件開發(fā)和國際先進標準研究與轉化等都不能適應 數(shù)控技術快速發(fā)展的要求, 也是造成行業(yè)產品結構不合理的重要原因。 從整體上講, 由于機床行業(yè)存在著上述問題, 機床行業(yè)的標準化工作也就存在 著以下需求, 而這些需求也正是我們今后一段時間, 尤其是“十一五”期間的工作重點。 ①充實、完善金屬切削機床標準體系 隨著國內外市場融為一體進程的加快,特別是我國加入 WTO 后,國外數(shù)控機床大量擁入我國,由于我國缺乏成熟的,與國際接軌的技術法規(guī)及技術標準作支撐,所以不 該進來的產品進來了,可以出口的產品卻出不去。所以盡快充實、完善我國現(xiàn)有的產 品標準和技術標準體系,是當前標準化工作的一項重要的任務,以通過先進、科學的標 準體系來促進機床行業(yè)的快速發(fā)展。 ②加強數(shù)控機床基礎標準的制定 數(shù)控機床是當代機械制造業(yè)的主流產品,是集高新技術于一體的重要機械加工裝 備,是國內外市場的熱門產品。部分高檔數(shù)控機床仍然被當成戰(zhàn)略物資在國際市場上 受到禁運和限制。快速發(fā)展我國高檔數(shù)控機床是機床行業(yè)的當務之急。作為數(shù)控機床 技術支撐的數(shù)控系統(tǒng)及相關的技術基礎標準就務必先行。 ③重視高檔數(shù)控機床等重點產品標準的制定 近些年,我國數(shù)控機床和國際數(shù)控機床發(fā)展趨勢一樣,正在向精密、高速、復合和 環(huán)保方向發(fā)展, 并且成功制造了各種具有先進水平的數(shù)控機床產品。但是由于這些產品還未形成批量,沒有產業(yè)化,沒能制定相應的國家標準、行業(yè)標準作支撐。所以通過 調查、研究和驗證, 盡快制定出相關產品標準也是當前行業(yè)標準化工作的一項重要任務。 ④強化數(shù)控機床功能部件標準的制定 近幾年我國機床制造企業(yè)和國外企業(yè)進行技術交流、合作生產的日益增多, 特別是數(shù)控機床, 引進的品種和規(guī)格比較多, 這就造成了相關功能部件品種、規(guī)格的繁多和水平的差異較大。這不僅不利于用戶選購產品, 也制約了國產數(shù)控機床的發(fā)展和產業(yè)化進程。通過這次標準專項課題的實施, 結合行業(yè)標準規(guī)劃的制定和落實, 將會對現(xiàn)行的標準水平和標準體系有明顯的改進, 也有利于盡快建立、健全符合國情的數(shù)控機床功能部件標準, 用以規(guī)范和指導我國數(shù)控機床功能部件的生產和發(fā)展。 ⑤進一步推動采標工作 根據(jù)產品需要, 將機床行業(yè)的國際標準按與國際慣例接軌的原則轉化為我國標準; 使 80% 以上機床國家標準和行業(yè)標準達到國際一般水平; 強制性標準做到全面貫徹實施; 75% 以上的主要產品能按國際標準和國外先進標準組織生產。積極采用國際標準, 提高機床標準水平。盡管我們機床行業(yè)對現(xiàn)行的國際標準均已采用, 但是, 大部分為參照采用, 未等同、修改采用,與國際慣例不符。另外,不少標準的標齡長, 且未達到國際一般水平。因此,在“十一五”期間,我們應進一步推動采標工作, 做到機床行業(yè)的國際標準等同、修改采用。尤其是那些市場急需的標準更應如此, 以提高產品標準水平,以增強其市場的競爭能力。結合機床行業(yè)標準的清理整頓, 進一步做好采標工作, 對那些水平較低、不適應產品設計開發(fā)、生產、銷售、驗收及對外貿易的標準加快修訂步伐, 提高其標準水平, 以適應機床產品各個環(huán)節(jié)的使用。 ⑥推動機床安全標準的制定與貫徹 產品是否安全的問題,已經成為產品能否進入市場的最基本的條件,因此，我們要 積極推動機床安全標準的制定與貫徹工作, 以確保機床產品能順利進入市場。目前, 我們已經制定了 《金屬切削機床安全 防護通用技術條件》通用標準和部分產品的安全標準,今后應在推動貫徹這些標準的基礎上,制定出各類機床產品的安全標準。同 時,要進一步開展機床產品實施強制性標準的貫徹工作。 ⑦以標準手段促進機床產品向綠色制造方向發(fā)展 機床產品向綠色制造方向發(fā)展,已經到了亟待重視、解決的時刻。中央在十七大 文件中提出了經濟建設要樹立科學發(fā)展觀, 落實到金切機床行業(yè), 就是要在產品設計、制造, 以及為用戶服務中體現(xiàn)科學的、可持續(xù)的、以人為本的發(fā)展戰(zhàn)略。這不僅僅要求產品在設計和制造過程中節(jié)能、環(huán)保, 而且在用戶使用過程中, 甚至在產品使用周期內都體現(xiàn)高效、節(jié)能和環(huán)保。并且還要保證機床產品的宜人性、可再循環(huán)性, 這些都需要有先進、科學的綠色制造標準來支撐。發(fā)達國家在幾年前已經開始研究機床 的環(huán)保問題, 并開始制定節(jié)能、節(jié)耗標準。這對未來金切機床的銷售和貿易產生影響, 不符合能耗或環(huán)保標準要求的機床將難以進入國際市場或者需要征收高額關稅, 甚至在用戶使用過程中, 也要不斷支付各種額外費用。國內機床行業(yè)已經從標準角度重視這個問題, 并盡快制定相關的標準。提高能源利用率, 加強節(jié)能減排, 走綠色制造之路, 不僅是應對未來貿易壁壘的需要, 也是我國機床行業(yè)不斷科學發(fā)展的必由之路。 ⑧組織行業(yè)對專題進行研究、攻關 此外, 結合我國機床行業(yè)存在的實際問題, 金切機床標委會還希望在有關部門的支持下, 開展以下方面的研究和攻關, 以提高我國數(shù)控機床的精度保持性和可靠性。 a. 開展數(shù)控機床可靠性方面的研究, 制定各種數(shù)控機床可靠性試驗、評定規(guī)范 b. 開展數(shù)控機床工序能力保證系數(shù) Cmk 的研究, 制定各種數(shù)控機床 Cmk 考核辦法, 建立評價體系 c. 開展數(shù)控機床金屬切除率方面的研究, 制定各種數(shù)控機床金屬切除率考核規(guī)范。d.開展數(shù)控機床安全技術方面的研究, 制定各種數(shù)控機床安全評價規(guī)范。 e.開展數(shù)控機床全面性能試驗方面的研究, 建立數(shù)控機床性能評定方法和規(guī)范。f.開展高檔數(shù)控機床性能、精度等質量評價和保證體系研究, 建立保證整體性能和精度等評價規(guī)范。 g.跟蹤數(shù)控機床技術發(fā)展, 制定一批高新技術和重大技術數(shù)控機床的評價規(guī)范h.組織行業(yè)開展數(shù)控機床產業(yè)鏈的研究, 促進整體產業(yè)的發(fā)展 i. 開展數(shù)控機床關鍵功能部件體系方面的研究, 制定功能部件體系表、術語等, 以保證關鍵部件發(fā)展適應和滿足數(shù)控機床技術發(fā)展 j. 開展數(shù)控機床配套關鍵功能部件可靠性的研究, 制定各種關鍵功能部件可靠性試驗、評定規(guī)范 k. 開展關鍵功能部件的研究, 建立關鍵功能部件考核和評價方法及體系 二、論文（設計）研究的內容1.重點解決的問題 (1) C620 機床技術要求分析 (2) 設計C620 機床傳動系統(tǒng)圖 (3) 設計床頭箱結構，繪制床頭箱裝配圖。(4)設計進給箱結構，繪制進給箱裝配圖。(5)設計溜板箱結構，繪制溜板箱裝配圖。(6)主要部件三維設計。 (7)相關外文資料翻譯。(8)撰寫說明書。 2. 擬開展研究的幾個主要方面（論文寫作大綱或設計思路） (1)設計床頭箱 ①機床主要參數(shù)的確定動力參數(shù)的確定 主軸最低和最高轉速的確定主軸轉速數(shù)列的確定 ②主傳動系統(tǒng)的設計 主傳動方案擬定 傳動結構擬定式的選擇 皮帶輪直徑和齒輪齒數(shù)的確定及轉速圖擬定確定各傳動軸和齒輪的計算轉速 ③傳動件的估算和驗算齒輪模數(shù)的計算 三角帶傳動的計算 傳動軸的估算和齒輪尺寸的計算 ④主軸部件的驗算 驗算主軸軸端的位移 前軸承的轉角及壽命的驗算 ⑤主傳動系統(tǒng)的結構設計皮帶輪及齒輪塊設計 軸承的選擇箱體設計 操縱機構的設計簽。密封結構及油滑 (2)設計進給箱 ①進給箱的傳動機構 ②進給箱切螺紋機構設計米制螺紋 摸數(shù)螺紋英制螺紋徑節(jié)螺紋 ③系統(tǒng)及齒數(shù)比的確定 ④增倍機構設計以及移換機構設計增倍機構設計考慮原則 移換機構齒輪齒數(shù)確定 交換齒輪齒數(shù)求法 ⑤車制螺紋的工作過程車削公制螺紋時 車削模數(shù)螺紋時 車削英制螺紋時 車削徑節(jié)螺紋時 車削非標準螺紋時 ⑥齒式離合器的設計齒式離合器的結構 齒式離合器的強度計算 ⑦各軸及軸上組件的設計驗算 中心距a 的確定 XⅢ軸上齒輪的設計驗算 XⅢ軸的設計驗算 XⅣ軸上齒輪的設計驗算 XⅣ軸的設計驗算 (3)設計溜板箱 ①軸的結構分析與計算 ②軸承的軸向定位 ③軸承的選用及其潤滑和密封方式 ④離合器的選用原則 ⑤齒輪傳動的載荷計算 3. 本論文（設計）預期取得的成果C620 床頭箱A0 裝配圖一張 C620 進給箱A0 裝配圖兩張C620 溜板箱A0 裝配圖一張設計說明書一份 主要部件三維模型一份 三、論文（設計）工作安排 1. 擬采用的主要研究方法（技術路線或設計參數(shù)）； (1) 進行C620 機床技術要求分析 (2) 查閱相關文獻書籍 (3) 通過上網搜集相關資料 (4)通過計算機CAD 繪圖設計(5)找老師探討相關知識問題(6)翻譯相關外文文獻 主要技術參數(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 莫式 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)（10 種） 0.5~48 毫米 徑節(jié)（24 種） 1~96 徑節(jié) 進給量范圍： 縱向（35 級） 0.08~1.59 毫米/轉 橫向（35 級）… 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 1400 毫米）： 長×寬×高 3049×1513×1210 毫米 2. 論文（設計）進度計劃 第 1 周：安排設計任務，布置設計要求。 第 2 周：分析設計題目，了解設計內容，復習相關專業(yè)知識。 第 3 周：查找設計資料，查找設計文獻。 第 4 周：撰寫開題報告，修改開題報告，開題答辯。第 5 周：分析C620 機床技術要求。 第 6 周；設計C620 機床傳動系統(tǒng)圖。 第 7 周：設計床頭箱結構，設計床頭箱零部件。 第 8 周：繪制床頭箱裝配圖。 第 9 周：設計進給箱結構，設計進給箱零部件。 第 10 周：繪制進給箱裝配圖。 第 11 周：設計溜板箱結構，設計溜板箱零部件。 第 12 周：繪制溜板箱裝配圖。 第 13 周：主要零部件三維設計。 第 14 周：撰寫設計說明書和外文翻譯。 四、需要閱讀的參考文獻 [1] 陳明亮.機床傳動系統(tǒng)驅動參數(shù)的計算[J]。山東工業(yè)技術,2017(6):55-55 [2] 李安玲,何強,李麗麗,等.組合機床主軸箱輔助設計系統(tǒng)[J].機械制造,2017, 55(7):54-56 [3] 白國慶.數(shù)控機床的機械結構設計要求與設計方式分析[J].太原學院學報:自然 科學版,2016(3):25-27 [4] 王傳英, 趙學東. 高速精密小型數(shù)控車床床頭箱設計[J]. 機械,2006, 33(10):19-19 [5] 劉曉村,余為民,古純效.CT6104 車床床頭箱的改進設計[J].制造技術與機床, 1995(3):37-38 [6] 劉春國,遲元斌.C620 床頭箱的升速改裝[J].機械制造,1986(4):32 [7]宋麗雯.臥式車床進給傳動的設計[J].科技風,2016(2):48-48 [8] 汪大鵬.車床進給箱移換機構新方案[J].機械設計,1996(10):27-27 [9] 王一心.對龍門刨床進給箱走刀失靈的改進[J].制造技術與機床, 1982(5):42-43 [10] 張小亮, 張宏文.C620 車床螺紋調配表[J]. 金屬加工( 冷加工) 冷加工, 1996(12):10-11 [11] 鄧獻琳.C620 型車床潤滑系統(tǒng)的改進[J].設備管理與維修,1988(3):37 附：文獻綜述 文獻綜述 文獻[1]：機床傳動系統(tǒng)驅動參數(shù)的計算是機床設計的重要環(huán)節(jié),包含動力參數(shù)和運動 參數(shù)兩方面的計算。本文主要以主傳動為回轉運動的機床為例,分析機床動力參數(shù)及 運動參數(shù)的計算方法。本設計的動力參數(shù)及其運動參數(shù)擬運用其中的方法。 文獻[2]: 基于組合機床主軸箱設計過程中所用到的計算和驗證公式建立知識庫,利用計算機編程、數(shù)據(jù)庫等軟件開發(fā)了主軸箱輔助設計系統(tǒng),使組合機床主軸箱設計過 程可視化、簡單化、模塊化應用這一系統(tǒng),設計人員可以快速方便地完成主軸箱的傳 動系統(tǒng)設計、校核檢查、箱體零件設計及繪制等工作。該設計擬應用其中推薦的系統(tǒng)。 文獻[3]: 隨著經濟的增長以及社會的進步,我國機械行業(yè)呈現(xiàn)出了迅猛發(fā)展的態(tài)勢, 機床結構也不斷轉型。特別是機床機械結構方面,由于機電一體化是必然的發(fā)展趨勢, 如何對系統(tǒng)內部的執(zhí)行機構以及傳動機構等進行優(yōu)化設計,需要項目設計人員針對子 系統(tǒng)進行細化處理和分辨,從而形成良性運行框架的操作流程。文章從數(shù)控機床概述 出發(fā),對其機械結構的設計要求進行了簡要分析,并著重闡釋了數(shù)控機床機械結構設 計要求以及優(yōu)化設計方案,旨在為項目設計人員提供有效的改良意見。 本設計借鑒了其中的機械結構。 文獻[4]：高速加工技術的發(fā)展,推動了車床主軸高速化的發(fā)展。為了適應市場需求, 我們設計開發(fā)了高速精密小型數(shù)控車床 CKD6126B,主軸轉速達到 4000r/min。本設計借鑒了其中車床結構。 文獻[5]：對CT6140 臥式車床床頭箱的兩種設計方案進行了簡要介紹,著重說明了設計傳動方案時應該充分兼顧操縱機構的必要性和重要性。該設計的床頭箱設計擬采用 文獻中的理念。 文獻[6]:車床 C620 由于轉數(shù)低,已遠遠適應不了生產的要求。利用設備大修的時機, 對床頭箱進抒了升速改裝,改裝后通過加鉀轉數(shù)升速,效果看來是比較好的。本設計中 車床材料擬參考文獻中方案。 文獻[7]: 臥式車床,具有車床的床身、床腳、油盤等鑄造結構,床頭箱采用三支承結構,進給箱設有公英制螺紋轉換機構,溜板箱內設有錐形離合器安全裝置,機床縱向設 有四工位自動進給機械碰停裝置,尾座設有變速裝置等。本文詳述了臥式車床進給傳 動的種類及存在的優(yōu)缺點。對傳統(tǒng)臥式車床進給傳動機構進行了改進設計,并介紹了 它的改進后的應用及優(yōu)勢。此設計的進給傳動機構具有簡化路線、操縱簡單、可靠等 優(yōu)點。本設計擬運用其改進方法進行優(yōu)化。 文獻[8]: ＣＡ６１４０型等車床進給箱在ＸⅢ軸右端有兩個齒數(shù)、模數(shù)及壓力角相同的齒輪Ａ和Ｂ，系已有移換機構的一部分。Ａ輪通過花鍵孔與軸固聯(lián)，Ｂ輪則空套 在同一軸上。雙軸滑移齒輪進給箱新的移換機構的這一部分就是刪掉上述兩輪中的空 套齒輪Ｂ，只保留帶花鍵孔的另一齒輪Ａ。Ａ輪通過撥釵隨ＸＶ軸左端的滑移齒輪Ｃ 一起左右同步滑移。當Ｃ輪向右滑移到車米制和模數(shù)螺紋位置時，Ａ輪也隨之滑移到ＸⅢ軸右端的花鍵套Ｄ的花鍵中，花鍵套Ｄ的外圓柱面上有與ＸⅢ軸花鍵相同的花 鍵，套Ｄ的內孔為光滑圓柱孔，空套在ＸⅢ軸光軸部分。Ａ輪團聯(lián)在花鍵套Ｄ上，兩 者一起繞光軸旋轉。當Ｃ輪向左滑移到車英寸制和徑節(jié)螺紋位置時，撥釵也同時撥動 Ａ輪同步向左滑移，移進軸ＸⅢ的花鍵軸部分，通過花鍵孔與ＸⅢ軸固聯(lián)，與已有移 換機構此時情形一樣。在Ａ輪與ＸⅣ軸上的齒輪脫開嚙合的情況下，Ａ輪花鍵孔的右 端應有一小段仍然保持與花鍵套Ｄ套合，以便Ａ輪今后向右再滑動時，十分輕易地滑 進花鍵套Ｄ的花鍵中。顯而易見，移換機構新方案較已有機構減少了一個加工復雜的 齒輪，結構簡化、造價降低，同時操作也方便。本設計擬參考其軸鍵配合方式。 文獻[9]：B2012A 龍門刨床進給箱的正反步進動作,均采用雙超越離合器的結構來實現(xiàn)。離合器的換向位置系采用彈子定位的方法來控制。在使用過程中,常發(fā)生停刀或 走刀不準的現(xiàn)象。目前有的單位把進給箱改成液壓來控制步進,也有的把彈子定位改 成剎緊塊定位和調換星體來解決失靈現(xiàn)象。該廠 B2012A 龍門刨床在開始使用一年左右后,其中兩只進給箱的走刀先后出現(xiàn)不靈狀態(tài),經過修理,一般也只能維持半年左右。通過分析認為該雙超越離合器大體上是能完成動作要求的,但在結構上尚存在下 列一些問題。 1.由于超越離合器隔爪軸套上的彈子定位坑未經熱處理、硬度不夠,故使用一段時間后,便造成定位坑口子邊緣塌肩,致使彈子滑進又跟出,造成隔爪定位不 穩(wěn)。 2。軸套定位坑位置不合理。在運轉中,由于隔爪與滾住的撞擊和在滾柱頂銷彈簧的作用下,造成零件之間產生彈性碰撞。而這個彈性碰撞的作用力,促使已完成移位 的隔爪又反向移位。因此,盡管定位坑很準,但由于位置不合理,彈子的定位力克服不 了上述彈性碰撞的作用力,以致使彈子容易沖出定位坑。 3.超越高合器內部的潤滑是很重要的。原有的結構我們認為其隔爪與殼體之間的相互聯(lián)接太重疊,以致使隔爪覆 蓋了殼體的內腔。同時,殼體與墊板的直接聯(lián)接也使星體及滾柱在殼體中形成了半封 閉狀態(tài),因而造成液體失去了對流流道,使?jié)櫥瓦M不去。并且,集結在內部的油,因使 用時間過長而產生油垢,也阻礙了滾柱的活動。 4.潤滑油的種類和粘度,也值得選擇。針對上述分析,我們采取了下列措施: 一、美于定位坑 D 子用肩問題 針對二定位坑口子塌肩問題,他們曾把軸套轉 120”重作定位坑。但發(fā)現(xiàn)僅使用 8 個月,口子又塌房了。于是他們改用如圖 2 所示辦法,即在軸套上下各鑲上一塊T10A 的材料,配作好定位坑, 取出淬火,然后再重新壓進鑲孔。制作工藝方法如下: 考慮到彈子滑進滑出正反定位時的距離約為 10 mm,所以在偏于軸套兩個老定位坑中心 5 mm 處(偏移方向朝滑出方 向),作兩個 4 18 mm、深 9 mm 的平底孔,并在其中間鉆有一個 46 mm 的小孔,以作為 取出鎮(zhèn)塊用。取出方法可采用圖 3 所示的工具,即把工具先例套進軸套,再把工具上的小柱插入小孔,隨后敲壓軸套,則鑲塊在小柱的作用下便被頂出軸套 on 鑲塊壓人平底孔后,再試裝超越離合器部件,并通過隔套上的彈子孔,配畫定位坑(注意不能配鉆)。 畫坑后的鉆坑也很有講究。由于考慮到前述的彈性碰撞力的作用,因此應把要鉆的定 位坑在所畫的位置上,朝彈子滑出方向(見圖 4)偏移 lmm 左右,以便使彈子能跟著隔爪在作用力消失后,恰好舒服地落到鉆好的定位坑中,而使六爪定位可靠。作好定位坑 后,在二鑲塊與軸套表面上,應刻作記號線,再用圖 3 所示工具輕輕取出鑲塊。此時應注意,在鎮(zhèn)塊脫離平底孔約 2 mm 肘,再在鑲塊外圓和軸套結合處刻上記號,以備以后壓人時容易找準位置。M 鑲塊淬火硬度我們控制在 RC 60”左右,淬硬后再按記號壓人軸套,表面略打光即可。 二、關于潤滑問回 1.他們把隔爪按圖 5 進行了改進,鐵去虛線部分,并鉆 6 個 d 10 mm 的進油孔,這樣便減少了隔爪對殼體內腔的覆蓋,讓油能大量地進人離合器內。 2.在殼體壁上鉆二個 46 mm 的回油孔(原有一個),見圖 6。3.在墊板的內邊緣上作 12 條油消,見圖 7“ 經這樣改進后,便可使離合器內得到充分的潤滑,使?jié)L柱的脫離和楔緊均能達到靈敏無阻。但采用什么樣的潤滑油也是一個重要的 問題。由于對潤滑油方面的知識研究不深,他們發(fā)現(xiàn)該機構冬天比’夏天容易失靈,而 秋冬交接時又是失靈的前奏(氣溫在 10℃左右人故我們考慮到油的粘度及凝點與該機構有一定關系,因而注意到要盡量采用稀薄油。于是在保證油的純度和潤滑性能良好 的條件下,把原用的 30 號機械油改為 7 號白油。本設計參考了其進給箱結構。 文獻[10]: 在眾多的機械傳動方式中,螺紋傳動是一種被普遍采用的基本傳動方式, 隨著機械產品不斷發(fā)展,螺紋傳動對螺距的種類日益增多。在生產過程中,經常遇到機 床銘牌以外的螺距加工難題。為了解決這個難題，將 C62O~1 車床的螺紋調配表進行補充?，F(xiàn)將 C620-1 車床算出全能螺距表,供同志們在生產中選用。本設計擬參考該表進行設計。 文獻[11]: 五十年代生產的 C620 型普通車床三箱(床頭箱、掛輪箱、進給箱)。都采用“匕濺”方式進行潤滑。經多年使用證明。這種潤滑方式有以下缺點:潤滑油儲存 在一個封閉的齒輪箱內。借助高速旋轉的齒輪將油液濺到箱內各潤滑部位,床頭箱內 有一個單社井主塞器靠工軸偏心輪的作用從箱體底部吸油。經濾油器后分別注入主軸 的前、后軸承及軸摩擦離合器:但箱內油液始終處于高速攪拌的狀態(tài)、油液中的雜質 得不到沉淀,因而,達不到潤滑的最佳效果。結果，不但加劇了轉動零下牛(如箱內滾 動軸承、摩擦離合器片、滑動齒輪及套等的磨損，且使箱內的油溫升高，直接影響機 床幾何精度的穩(wěn)定。一臺車床每三個月(二班制)定期換班一次，油質已開始劣變。我 們在換油的第 8 個月油油樣進行檢驗,油的枯度、酸流、水分、機械雜質等主要指標均保持在質量指標的規(guī)定范圍內同時因消除泄漏損失，8 個月內不需加油。改進后， 由于拆除了床頭箱內的單柱柱塞器。消除了軸偏心輪推動活塞時產生的噪聲。本設計 擬參考其潤滑方式。 結論：本設計的機床可進行各種車削，并可加工公制、英制、模數(shù)和徑節(jié)螺紋。進給 系統(tǒng)采用擺移除輪機構；溜板箱內裝置有脫落蝸桿機構。主軸前支撐用 D3182120 雙列向心短圓柱滾子軸承；后支撐由 D8215 推力球軸承和 E7514 圓錐滾子軸承組成。為實現(xiàn)主軸迅速停車，采用鋼帶剎車裝置。進給箱由擺移塔齒輪機構、移換機構和增倍 機構組成，采用多手柄操作。溜板箱由縱橫向進給機構、過載保護裝置脫落蝸桿機構、 絲杠和光桿傳動的互鎖機構、正反向機構、開合螺母和手動縱進給機構組成。 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小（mm） 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