Z535立式鉆床總體布局及主軸箱設計

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Ⅰ摘 要本題主是 Z535 立式鉆床總體布局及主軸箱的設計，主軸箱及進給箱是由異步電動機進行驅動，通過齒輪傳動，分別使主軸獲得 9 級轉速，通過對主軸箱中零部件的分析和校核，合理的選擇零部件包括齒輪，軸等，滿足工作時的加工要求，確保加工時銑削零件尺寸、形狀的精度要求。該鉆床適用于單個及批量零件的鉆削加工，機床具有足夠的剛度和強度,能進行高速度切削和承受一定強度的切削工作。通過對主軸箱進行了簡要的設計和較核，設計的總體布局滿足工藝要求，傳動系統(tǒng)滿足加工要求。Z535 立式鉆床具有主軸轉速高、調速范圍寬、操作方便、工作臺進給速度寬等特點，大大提高了加工范圍。關鍵詞：總體布局；傳動系統(tǒng)；主軸箱；齒輪；軸ABSTRACTThe main subject host is the Z535 upright drill entire distribution and headstock's design, the headstock and the gear box is carries on the actuation by the asynchronous motor, through the gear drive, causes the main axle to obtain 9 levels of rotational speeds separately, through to the headstock in the spare part analysis and the examination, the reasonable choice spare part includes the gear, the axis and so on, satisfies when the work the processing request, guarantees when the processing milling components size, shape accuracy requirement. This drilling machine is suitable in single and the batch components drills truncates the processing, the engine bed has the enough rigidity and the intensity, can carry on the high velocity cutting and the withstanding certain intensity cutting work. Through has carried on the brief design to the headstock and nuclear, the design entire distribution satisfies the technological requirement, the transmission system satisfies the processing request. The Z535 upright drill has the spindle speed to be high, governor deflection width, ease of operation, table feed speed wide and so on characteristics, enhanced the working range greatly.Keyword：totaliity layout；transmit system；headstock；Gear；Axis目 錄摘 要 ...................................................................................................................ⅠABSTRACT.......................................................................................................II第 1 章 緒論 .......................................................................................................11.1 機床發(fā)展趨勢 ................................................................................................................11.2 我國機床的發(fā)展現(xiàn)狀 ....................................................................................................31.3 本章小結 ........................................................................................................................3第 2 章 總體設計方案 .....................................................................................42.1 535 立式鉆床的整體布局 .............................................................................................42.1.1 鉆床的傳動形式 .....................................................................................................42.1.2 鉆床的支撐形式 .....................................................................................................42.2 535 立式鉆床主要技術參數(shù)的確定 .............................................................................42.2.1 主軸轉速的確定 .....................................................................................................52.2.2 主運動電動機功率的確定 .....................................................................................62.3 本章小結 ........................................................................................................................7第 3 章 主軸箱傳 動設計 ..................................................................................83.1 Z535 立式鉆床主傳動系統(tǒng)的運動設計 ......................................................................83.1.1 結構網(wǎng)及轉速圖的擬定 .........................................................................................83.1.2 各變速組齒輪齒數(shù)的確定 ...................................................................................103.1.3 齒輪的結構設計計較和 .......................................................................................123.1.4 皮帶傳動的設計及選擇 .......................................................................................363.2 Z535 立式鉆床的主傳動系統(tǒng)的結構設計 ................................................................383.2.1 主傳動系統(tǒng)的布局 ...............................................................................................383.2.2 齒輪的布置 ...........................................................................................................393.2.3 計算齒輪轉速 .......................................................................................................393.2.4 主傳動系統(tǒng)的變速及開停裝置 ...........................................................................403.2.5 主傳動系統(tǒng)的制動裝置 .......................................................................................403.3 本章小結 .....................................................................................................................40第 4 章 主軸組件和主軸箱內其它各軸的設計 ............................................414.1 Z535 立式鉆床主軸組建 ............................................................................................414.1.1 主軸的結構設計與驗算 .......................................................................................414.2 Z535 立式鉆床主軸箱內各傳動軸 ............................................................................434.2.1 Ⅱ軸的設計與計算 ...............................................................................................434.2.2 Ⅲ軸的設計與計算 ...............................................................................................454.2.3 Ⅳ軸的設計與計算 ...............................................................................................464.3 本章小結 ......................................................................................................................47總結 ...................................................................................................................48參考文獻 ...........................................................................................................49致謝 ...................................................................................................................500第 1 章 緒 論1.1 機床發(fā)展趨勢近些年以來，隨著電子技術、計算機技術、信息技術以及激光技術等的發(fā)展并應用于機床領域，使機床的發(fā)展進入了一個新時代。人不僅不需提供動力，連操縱都交給機器人了。人只需規(guī)定電腦的工作秩序，由電腦去操作機床。緊張的、重復的操作都可由電腦完成，而且不會出錯。自動化、精密化、高效化和多樣化成為這一時代機床發(fā)展的特征，用以滿足社會成產(chǎn)多種多樣越來越高的要求，推動社會生產(chǎn)力的發(fā)展。隨著汽車、航空航天等工業(yè)輕合金材料的廣泛應用，高速加工已成為制造技術的重要發(fā)展趨勢。高速加工工具有縮短加工時間、提高加工精度和表面質量等優(yōu)點，在模具制造領域的應用也日益廣泛。機床的高速化需要新的數(shù)控系統(tǒng)、高速電主軸和高速伺服進給驅動，以及機床結構的優(yōu)化和輕量化。高速加工不僅是設備本身，而是機床、刀具、刀柄、夾具和數(shù)控編程技術，以及人員素質的集成。高速化的最終目的是高效化，機床僅是實現(xiàn)高效化的關鍵之一，絕非全部，生產(chǎn)效率和效益在“刀尖”上按照加工精度，一機床可分為普通機床、精密機床和超精機床，加工精度大約每 8 年提高一倍。數(shù)控機床的定位精度即將告別微米時代而進入亞微米時代，超精密數(shù)控機床正在向納米進軍。在未來 10 年，精密化與高速化、智能化和微型化匯合而成新一代機床。機床的精密化不僅是汽車、電子、醫(yī)療器械等工業(yè)的迫切需求，還直接關系到航空航天、導彈衛(wèi)星、新型武器等國防工業(yè)的現(xiàn)代化。不斷提高勞動生產(chǎn)率和自動化程度是機床發(fā)展的基本方向。近年來，數(shù)控機床已成為機床發(fā)展的主流。數(shù)控機床無需人工操作，而是靠數(shù)控程序完成加工循環(huán)。因此調整方便，適應靈活多變的產(chǎn)品，使得中小批量生產(chǎn)自動化成為可能。同時，數(shù)控機床在防護罩封閉的條件下自動加工，不用怕切屑飛出傷人，不用怕切削液飛濺在操作者身上?？捎么罅壳邢饕豪鋮s，從而實現(xiàn)高速切削，充分發(fā)揮刀具的切削性能?？煨蚣校淮窝b夾完成盡可能多的工序，檢查合格后在進行加工。這樣可避免編程錯誤。只要程序不出錯，就不會出現(xiàn)加工錯誤，免除了人工操作的偶然錯誤，從而使廢品率大大下降。這就是說，數(shù)控機床不僅實現(xiàn)了柔性自動化，而且提高了身產(chǎn)率，降低了廢品率。它以由中小批量生產(chǎn)進入了大量生產(chǎn)領域。當然，改型方便，易于實現(xiàn)產(chǎn)品的跟新?lián)Q代，也是數(shù)控機床進入大量生產(chǎn)領域的重要原因。70 年代出現(xiàn)的加工中心開多工序集成之先河，現(xiàn)已發(fā)展到“完整加工” ，即在一臺機1床上完成復雜零件的全部加工工序。完整加工通過工藝過程集成，一次裝卡就把一個零件加工過程全部完成。由于減少裝卡次數(shù)，提高了加工精度，易于保證過程的高可靠性和實現(xiàn)零缺陷的產(chǎn)生。此外，完整加工縮短了加工過程鏈和輔助時間，減少了機床臺數(shù)，簡化了物料流，提高了生產(chǎn)設備的柔性，生產(chǎn)總占地面積小，使投資更加有效。機床信息化典型案例是 Mazak 410H，該機床配備有那個信息塔，實現(xiàn)了工作的自主管理。信息塔具有語音文本和事項等通訊功能。與生產(chǎn)計劃調度系統(tǒng)聯(lián)網(wǎng)，下載工作指令和加工程序。工件試切時，可在屏幕上觀察加工過程。信息塔實時反映機床工作狀態(tài)和加工進度，并可以通過手機查詢。信息塔同時進行工作的數(shù)據(jù)統(tǒng)計分析和道具壽命管理，以及故障報警顯示、在線幫助排除。機床操作權限須經(jīng)指紋確認。機床智能化包括在線測量、監(jiān)控和補償。數(shù)控機床的位置檢測及其閉環(huán)控制就是簡單的應用案例。為了進一步提高加工精度，機床的圖案周運動精度和刀頭點的空間位置，可以通過球桿儀和激光測量后，輸入數(shù)控系統(tǒng)加以補償。未來的數(shù)控機床將會配備各種微型傳感器，以監(jiān)控切削力、振動、熱變形等所產(chǎn)生的誤差，并自動加以補償或調整機床的工作狀態(tài)，以提高機床的工作精度和穩(wěn)定性隨著納米技術和微機電系統(tǒng)的迅速進展，開發(fā)加工微型零件的機床已經(jīng)提到日程上來了。微型機床同時具有高速和精密的特點，最小的微型機床可以放在掌心之中，一個微型工廠可以放在手提箱中。操作者通過手柄和監(jiān)視屏幕控制整個工廠的運作。傳統(tǒng)機床是按笛卡爾坐標將 3 個坐標軸線的移動 X、Y 、Z 和繞三個坐標軸線轉動 A、B 、C 一次串聯(lián)疊加，形成所需的刀具運動軌跡。并聯(lián)運動機床是采用各種類型的桿機構在空間轉移主軸部件，形成所需的刀具運動軌跡。并聯(lián)運動機床具有結構簡單緊湊、剛度高、動態(tài)性能好等一系列優(yōu)點應用前景廣泛。除了金屬切削和鍛壓成形外，新的加工工藝方法和過程層出不窮，機床的概念正在變化。激光加工領域日益擴大，除激光切割、激光焊接外、激光孔加工、激光三維加工、激光熱處理、激光直接金屬制造等應用日益廣泛。電加工、超聲波加工、疊層銑削、快速成型技術、三維打印技術各顯神通。機床高速化和精密化要求機床的結構簡化和輕量化，以減少機床部件運動慣量對加工精度的負面影響，大幅度提高機床的動態(tài)性能。例如，借助有限元分析對機床構件進行拓補優(yōu)化，設計“箱中箱” 結構，以及采用空心焊接結構或鉛合金材料已經(jīng)開始從實驗室走向實用。2在傳統(tǒng)機床中，電動機和機床部件是借助耦合元件，如皮帶、齒輪和聯(lián)軸節(jié)等加以連接，實現(xiàn)部件所需的移動或旋轉。直接驅動技術是將電動機與機械部件即成為一體，成為機電一體化的功能部件，如直線電動機、電主軸、電滾珠絲桿和力矩電動機等。直接驅動技術簡化了機床結構，提高了機床的剛度和動態(tài)性能，運動速度和加工精度。數(shù)控系統(tǒng)的開放是大勢所趨。目前開放式數(shù)控系統(tǒng)有三種形式：1）全開放系統(tǒng)，既基于微機的數(shù)控系統(tǒng)，以微機作為平臺，采用實時操作系統(tǒng)，開發(fā)數(shù)控系統(tǒng)的各種功能，通過伺服卡傳送數(shù)據(jù)，控制坐標軸電動機的運動。2）嵌入系統(tǒng)，既CNC+PC，CNC 控制坐標軸電動機的運動，PC 作為人機界面和網(wǎng)絡通信。 3）融合系統(tǒng)，在 CNC 的基礎上增加 PC 主辦，提供鍵盤操作，提高人機界面功能如西門子840di 和 Fanuc210i。1.2 我國機床的發(fā)展現(xiàn)狀我國機床的工業(yè)已經(jīng)取得了很大的成就，但與世界先進水平相比還有較大差距。主要表現(xiàn)在：大部分高精密度和超精密機床的性能還不能滿足要求，保持性也較差，特別是高效自動化和數(shù)字化機床的產(chǎn)量、技術水平和質量方面都明顯落后。到 1990年底，我國數(shù)控機床的產(chǎn)量的 1.5%，產(chǎn)值數(shù)控化率僅為 8.7%。而同期日本機床產(chǎn)值數(shù)控化率為 80%，德國為 54.2%，我國數(shù)控機床基本上是中等規(guī)格的車床、銑床和加工中心等。精密大型重型和小型數(shù)控機床，還遠遠不能滿足需要。至于航空、航天、冶金、汽車、造船、紡織和重型機器制造等工業(yè)部門所需的多種類型特種數(shù)控機床基本上還是一片空白柔性制造系統(tǒng)和計算機集成制造系統(tǒng)，國外在 1990 年總計達到 1500 個而我國只有 5 個，且多為引進系統(tǒng)。國內產(chǎn)品的質量與可靠性也不能夠穩(wěn)定，特別是先進數(shù)控系統(tǒng)的開發(fā)和研制還需要作進一步的努力。機床基礎理論和應用技術的研究明顯落后。人員素質還跟不上現(xiàn)代機床技術飛速發(fā)展的需要。因此，我國機床工業(yè)面臨著光榮而艱巨的任務，必須奮發(fā)圖強，努力工作，不斷擴大技術隊伍和提高人員的技術素質，學習和引進國外的先進科學技術，大力開展科學研究以便早日趕上世界先進水平。1.3 本章小結機床在國名經(jīng)濟中起重要作用，一個國家的機床發(fā)水國際能反映一個國家的經(jīng)濟水平?，F(xiàn)在機床正向高度自動化、智能化和高精度的數(shù)控機床發(fā)展。但是我國的機床發(fā)展還和其他國家有一定差距。3第 2 章 總體設計方案按照鉆孔原理有兩種實現(xiàn)的方案：一種是工件固定，鉆頭在回轉工程中向工件方向運動；另一種是工件回轉，鉆頭向工件方向運動。由于使鉆頭回轉的結構比起工件回轉的結構要小得多，因此在專門用于鉆孔的裝置中均采用鉆頭回轉，工件固定的方案來達到鉆孔的目的，所以選用方案一來進行 Z535 立式鉆床的設計方案一中：鉆頭做回轉運動，以便通過切削刀來加工出所需的孔徑。另一方面，鉆頭要往鉆孔方向做支線運動才能加工出孔的深度，因此鉆頭的回轉運動是鉆孔的主體運動，鉆頭的直線運動是鉆頭的輔助運動。只有這兩種運動相結合才能鉆出一定的孔徑來。2.1 535 立式鉆床的整體布局本鉆床按照以下要求進行總體布局：(1)經(jīng)濟性好，如節(jié)省材料，減少機床的占地面積；(2)保證能加工各種大小的零件，設計成工作臺可升降式；(3)保證工藝方法所要求的工件和道具的相對位置和相對運動；(4)保證機床具有與所要求的加工精度相適應的剛度和抗震性；(5)便于觀察加工過程；便于操作、調整和修理機床；便于輸送、裝卸工件和排除切削，并保證工作安全。2.1.1 鉆床的傳動形式機床通過皮帶傳送把電機的動力傳到主軸箱。然后經(jīng)過主軸變速箱變速傳到主軸。采用皮帶傳動可以使傳動平穩(wěn)，采用齒輪變速可以實現(xiàn)多級變速，能對各種工件進行加工。2.1.2 鉆床的支撐形式機床采用立柱形支撐，并是立柱與底座的組合形式支撐。42.2 535 立式鉆床主要技術參數(shù)的確定機床的主要技術參數(shù)包括主參數(shù)和基本參數(shù)?；緟?shù)包括尺寸參數(shù)，運動參數(shù)，動力參數(shù)。主參數(shù)，又稱主要規(guī)格，表示機床的加工范圍。沒有第二參數(shù)。確定主參數(shù)（最大鉆孔直徑）為 35mm。鉆床的其他參數(shù)：跨距 L（mm）：300主軸行程（mm）：225主軸圓錐孔莫氏圓錐號 4工作臺面面積（mm）：450×500工作臺升降的行程（mm）：325主軸端面至工作臺面的距離（mm）：0～7502.2.1 主軸轉速的確定因為通用機床的加工范圍較廣，不同被加工孔徑以及不同的被加工材料，所要求的主軸轉速時不同的?？讖揭筠D速高，而攻螺紋則要求轉速低。加工直徑大的孔時所要求的主軸轉速，鉆較小孔時較低。加工鑄鐵時的主軸轉速，較加工鋼件時低。所以要求主軸應有多種轉速。一、主軸極限轉速 maxaxin10vd??iinax其中： 、 分別為主軸最高、最低轉速；maxnin、 分別為最高、最低切削速度；vi、 分別為最大、最小計算直徑。axdn通用機床的 、 并不是機床上的可能加工最大和最小直徑，而是指常用的mai經(jīng)濟加工的最大和最小直徑，對于通用機床，一般?。?K×Dmaxd=R×din5式中：D————可能加工的最大直徑（mm） ；K————系數(shù)，根據(jù)對現(xiàn)有的同類機床使用情況的調查確定（臺式鉆床K=1，普通車床 k=0.5）————計算直徑范圍（ =0.20～0.25） 。dRdR則=K×D=1×35mmmax= × =0.2×35=7mmindax按切削用量資料作為參考，取=24m/minmaxv=7.5m/minin則=1000×24/3.14×7=1100r/minmax=1000×7.5/3.14×35=68r/minin二、主軸轉速的合理排列公比 φ 的選擇： φ 值小，則相對轉速損失小，使用機床時轉速有利，但轉速級數(shù)多，結構復雜；φ 值大，相對轉速損失大，選擇不利，但傳動結構簡單。Φ 機床轉速可查《機床設計手冊》表 2.2-2，取 φ=1.41。變速范圍 ，公比 φ 和轉速級數(shù)之間的關系： nRZ=lg /lgφ+1nR其中= / =nmaxin1Z??則Z=lg(1000/68)/lg1.41+1≈9即級數(shù)為 9 級分別為：=1100r/min =750r/min =530r/min1n2n3n=375r/min =265r/min =190r/min456=132r/min =95r/min =68r/min7892.2.2 主運動電動機功率的確定 電動機功率是計算機床零件和決定結構尺寸的主要依據(jù)。電動機功率取得太大，6則機床零部件的尺寸也隨之不必要的增大，不僅浪費材料，而且是電動機經(jīng)常處于低負荷情況下工作，功率因數(shù)太小，則機床的技術性能達不到設計要求，且電動機經(jīng)常處于超負情況下工作，容易燒壞電器元件。下面用計算法確定機床主運動電動機的功率。當主傳動的結構參數(shù)尚未確定時，其電動機功率可按下式估算：= /ηEPm其中： ————主電動機功率，kwEP————切削率，kwmη————主傳動鏈的總效率，一般通用機床可取 η=0.75～0.85。選擇原則：結構簡單，轉速較低時取大值，反之取小值。切削功率 的確定，應在工藝分析的基礎上進行。通用機床選擇對切削功率有mP決定性影響的若干種加工情況、擴等工序的切削功率=T×n/955× (kw)mP410其中：T————切削轉矩，N·mm；n————主軸的計算轉速，r/min；計算轉速的確定，依據(jù)《金屬切削機床設計》表 3-2，立式鉆床；n= min14z??n≈105其中：n 為主軸第一個（低的）四分之一轉速范圍內的最高一級轉速取T=36× N·mm410則P=36×105× /955× =4kw44選擇標準型號為 Y 系列 IP44 三相異步電動機 380V、50HZ ，如下表表 2.1 電機主參數(shù)型號 額定功率 效率 質量 轉速Y132S-3 4KG 85% 33KG 1440r/min2.3 本章小結本章主要是鉆床的總體設計，對 Z535 立式鉆床的總體布局和一些的參數(shù)進行的確定，例如主軸的轉速和電機的型號。7第 3 章 主軸箱傳動設計設計主傳動系統(tǒng)時，一般應滿足下列要求。(1)機床的主軸需有足夠的轉速范圍和轉速級數(shù)(對于主傳動系統(tǒng)為直線運動的機床，則為直線速度的變速范圍和變速級)，以便滿足實際使用的要求；(2)主電動機和全部機構需能傳遞足夠的功率和扭矩，并具有較高的傳動功率；(3)執(zhí)行件(主軸組件)需有足夠的精度、剛度、抗振性和小于許可限度的變熱行；(4)操縱要輕便靈巧、迅速、安全可靠，并須便于調整和維修；(5)結構簡單、潤滑與密封良好，便于加工和裝配，成本低。3.1 Z535 立式鉆床主傳動系統(tǒng)的運動設計3.1.1 結構網(wǎng)及轉速圖的擬定一、擬定轉速圖的一般原則它對整個機床設計質量，如結構的繁簡、尺寸的大小、效率的高低、使用與維修方便等有較大影響。1、變速組及其傳動副數(shù)的確定主軸為 9 級轉速的傳動系統(tǒng)，采用由二個變速組所組成的方案即：9=3×3。由于機床的傳動系統(tǒng)通常是采用雙聯(lián)或三聯(lián)滑移齒輪進行變速，所以每個變速組的轉動副最好取 P=2 或 3。若一個變速組的轉動副取得大時，不僅使變速箱的向尺寸增加，而且使操縱機構較為復雜。根據(jù)機床性能的要求，一般主軸的最低轉速，要比電動機轉速低得多，需進行降速，才能滿足主軸最低轉速的要求。如果采用 P=2 或 3 時。達到同樣的變速級數(shù)，變速組的數(shù)量相應增加。這樣，可利用變速組的轉動副兼起降速作用，以減少專門用于降速的定軸轉動副。電動機的轉速一般比主軸大部分的轉速高，總電動機到主軸之間，總的趨勢是降速傳動。也就是說，以電動機軸起愈靠近主軸的最低轉速就愈低。根據(jù)扭矩公式M=974(公斤力· 米),式中： N-傳動件傳遞的功率(kw)；n-傳動件的轉速(r/min)。當轉速功率一定時，轉速較高的軸所傳遞的扭矩較小，在其他條件功率相同的情況下，傳動件的尺寸就可以小一些，這對于節(jié)約材料，減少機床重量及尺寸都是有利的。同樣，在設計傳動系統(tǒng)時，應是較多的傳動件在較高的轉速下進行工作，應盡可能地使靠近電動機的變速組中的傳動副數(shù)多一些，而靠近主軸組中傳動副數(shù)少一些，8即所謂的前多后少的原則。2、基本組和擴大組的確定只要擴大組的順序與傳動順序一致，就能使中間傳動軸的變速范圍縮小。這時，中間傳動軸的最高轉速與最低轉速的差值也較小，這樣便可縮小該軸的傳動尺寸。3、變速組中的極限傳動比及變速范圍設計機床傳動系統(tǒng)時要考慮兩種情況，降速傳動應避免被齒輪尺寸過大而增加變速箱徑向尺寸，一般限制降速傳動比的最小值 ≥1/4；升速傳動應避免擴大誤差和減min少振動，一般限制直齒輪升速傳動比的最大值 ≤2；斜齒輪傳動比較平穩(wěn)，可取ax≤2.5。對于進給傳動系統(tǒng)，由于傳動功率小轉速低尺寸較小，上述傳動比限制可maxi適當放寬，既 ≥1/5， ≤2.8。所以主傳動各變速組的最大變速范圍為 r=(2～5)minaxi×4=8～10。注意：由于最后擴大組的變速范圍大，一般只要檢查最后擴大組的變速范圍知否合乎要求，其他變速組也就不會超出上述允許值，驗算最后的擴大組的變速范圍= = ≈7.86＜8～10 ，所以合乎要求。2r6?1.44、合理分配傳動比的數(shù)值，一般盡量注意以下幾點：(1)各傳動副的傳動比應盡可能不超過極限傳動比 、 ；maxiin(2)個中間傳動軸應有適當?shù)霓D速；(3)為了便于設計使用，傳動比最好取標準公比的整數(shù)次冪，既 ，其中 E 為整Ei?數(shù)。二、擬定轉速圖的步驟機床的主軸轉速范圍為 68r/min～1100r/min；轉速次數(shù) z=9，公比 φ=1.41，電動機轉速 =1440r/min。0n1、確定變速組數(shù)目對于采用滑移齒輪的變速方式，為滿足結構設計和操縱方便的要求，通常都采用雙聯(lián)或三聯(lián)齒輪，因此 9 級轉速需要二個變速組，既 9=3×3。2、確定變速組的排列方案 z=9=3×33、確定基本組和擴大組根據(jù)前緊后松的原則選擇 9=3×3 的方案，其中第一變速組為基本組，其級比指數(shù) =1(即基本組的傳1x動比在轉速圖案上相距一格)；第二變速組為第一擴大組，其級比指數(shù) =3(既第一2擴大組傳動比在轉速圖上相距三格)。4、分配降速比已確定共需二個邊速組，依次轉速圖上有四根，畫四根距離相等的豎直線9(Ⅰ、Ⅱ 、Ⅲ、Ⅳ) 。代表四根軸，畫 9 根距離相等的水平線代表 9 級轉速。Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ圖 3.1(1)在主軸Ⅳ上標出 9 級轉速。(2)決定Ⅳ軸之間的最小降速傳動比。一般鉆床的工作特點時間段切削，為了提高主軸的水平穩(wěn)定性，最后一個降速組的降速傳動比去 1/4，按公比 φ=1.14 查表可知 =4，即從 D 點向上數(shù)四格 4lgφ41.在Ⅲ軸上找到 C 點，CD 線即為 Ⅲ-Ⅳ軸間變速組的降速傳動。(3)決定其余變速組的最小傳動比，根據(jù)降速前慢后快的原則，Ⅱ-Ⅲ軸間變速組，取 i=1/ 既從 C 點向上數(shù)二格 2lgφ，在Ⅲ軸上找到 B 點用 BC 連線表示；Ⅰ-Ⅱ軸間3?取 i=1/φ，用 AB 連線表示。(4)畫出各變速組其他傳動線Ⅰ-Ⅱ軸間只有帶傳動，轉速圖上位一條 AB 連線。 Ⅱ-Ⅲ軸間為基本組有三對齒輪傳動，級比 =1，故三條傳動線在轉速圖上格相距一格。從 C 點向上每隔一格取0x、 點，B 和 B 基本組的三條傳動線，它們的傳動比分別為 1/ 、1/ 、1/1C212C?2， Ⅲ -Ⅳ軸間為第一擴大組也有三對齒輪傳動，級比 =3，三條傳動線在轉速圖上3? 1x過相距三格，即 CD、C 、C 它們的傳動比分別為 、1/ 、1/ 。1D2 2?4(5)畫出全部轉速線，即該鉆床的主傳動轉速圖。如前所述，轉速圖兩軸的平行線同一對齒輪傳動，所以畫出相應的平行線10CD、C 、C 即可。1D23.1.2 各變速組齒輪齒數(shù)的確定擬定轉速圖后，可根據(jù)各傳動副的傳動比確定齒輪齒數(shù)，皮帶輪直徑等1、確定齒輪齒數(shù)時應注意的問題(1)齒輪的齒數(shù)和 不應過大，以免加大兩軸之間的中心距，使機床的結構龐大。zS一般取最小齒數(shù) ≤100～120(2)齒數(shù)和盡可能要小，但應考慮。1)最小齒輪不產(chǎn)生根切現(xiàn)象。機床變速箱中，對于標準支持圓柱齒輪，一般取最小齒數(shù) ≤18～20。minZ2)受結構限制的最小齒數(shù)的各齒輪，應能可靠地裝到軸上或進給套裝，齒輪的齒槽到孔壁或鍵槽的壁厚 a≥65+2T/m，式中： minZ ----齒輪的最小齒數(shù)；m----齒輪的模數(shù)；T----鍵槽到齒輪的軸向的高度。3)兩軸上最小中心距應取的適當。若齒數(shù)和 太小，則中心距過小，將導致兩zS軸上軸承及其他結構之間的距離過近或相碰注意：實際傳動(齒輪齒數(shù)之比)與理論傳動比(轉速圖上要求的傳動比)之間允許有誤差， ，但不能過大，分配齒數(shù)所造成的轉速誤差，一般不超過 10(φ)%?2、變速組內模數(shù)相同時齒輪齒數(shù)的確定因為個齒輪副上速度變化不大，受力情況相差也不大，故允許采用統(tǒng)一模數(shù)，為了便于設計和制造主傳動系統(tǒng)所采用齒輪模數(shù)的種類盡可能少一些。計算法：在同一變速組內，各對齒輪的齒數(shù)之比必須滿足轉速圖上已經(jīng)確定的傳動比。當個對齒輪的模數(shù)相同，且不采用變位齒輪時，則個對齒輪的齒數(shù)和必然相等。確定變速組的齒數(shù)和 時，應使其盡可能地小，一般的說主要是受最小齒輪的zS限制。雖然最小齒輪在變速組內降速比或升速比最大的一對齒輪中，因此可先假定小齒輪的齒數(shù) minZ，根據(jù)傳動比求出齒數(shù)和然后按個齒輪副的傳動比，再分配其他齒輪副的齒數(shù)?；窘M中三隊齒輪傳動比為：= / =1/ =1/ 按 2.82 查表；1iz23?31.4= / =1/ =1/ =1/2 按 2 查表；342= / =1/ =1/1.41 按 1.14 查表；i5611通過查《金屬切削機床設計手冊》表 3-1 續(xù)表，可得：=19， =71， =25， =65 =32， =581z23z45z6第一擴大組中三隊齒輪傳動比為：= / =1/ =1/ 按 3.89 查表；7i84?4.1= / =1/ =1/1.41 按 1.41 查表9z10= / =1/ =1/ 按 2 查表 i22.查《金屬切削機床手冊》表 3-1 續(xù)表，可得：=17， =68， =35， =50， =65， =347z89z101z123、三聯(lián)滑移齒輪之間的齒數(shù)注意：在確定其齒數(shù)之后，應檢查相鄰齒數(shù)的關系，以確保其左右移動時能順利通過，不志相碰。通過試算要保證三聯(lián)滑移齒輪中，最大和次大齒輪之間齒數(shù)差應大于四。3.1.3齒輪的結構設計計較和一、 =19 和 =71 齒輪1z2(一)、齒輪材料的選擇大齒輪：材料選用 45 剛(調質),強度極限 為 650M ，屈服極限 為B?aPS?360M ，齒心部和齒面硬度 250(HBS)。aP小齒輪：材料選用 40Cr(調質)，強度極限 為 700M ，屈服極限 為 500MBaS，齒心部和齒面硬度 300(HBS)。a(二)、齒輪傳動的設計計算1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1)選用支持圓柱齒輪。(2)選用七級精度。(3)材料選擇如上。(4)選小齒輪齒數(shù) =19，大齒輪齒數(shù) =71。1z2z2、按齒面接觸強度設計由設計計算公式 21132.()[]tEtdHKTZud?????進行計算12(1)確定供室內的各種計算數(shù)值。1)試選載荷系數(shù) tk2)計算小齒輪傳遞的轉矩 55119.09.01.6/2914.8pT Nmn??????3)由《 機械設計》表 10-7 選取齒寬系數(shù)： =0.2d?4)由《 機械設計》表 10-6 差得材料的彈性影響系數(shù)： =189.8MEZaP5)由《 機械設計》圖 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸比老強度極限 =600 M1HLim?aP大齒輪的接觸比老強度極限 =550 M2i6)由式 N=60 計算力循環(huán)次數(shù)1hnjL=60×1021×1×(2×8×300×10)=5.881×N910=5.881× ×19/71=1.574×29097)由《 機械設計》圖 10-19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) =0.89； =0.941HNK2HN8)計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1%，安全系數(shù) s=1，由式[ ]= 得?LimS=0.89×600M =534MHN1LimK[]S???aPa=0.94×550M =517M2i2 aa(2)計算1）計算小齒輪分度圓直徑 ，帶入 中較小的值1tdH[]?=54mm1t2）計算圓周速度 vV= m/s=2.88m/s54026??3）計算齒寬 bb= d· =0.2×54=10.8?1td4）計算齒寬與齒高之比 b/h模數(shù) = =57/19=2.84mmtm1tZ13齒高 h=2.25 =2.25×2.84=6.39mmtmb/h=10.8/6.39=175）計算載荷系數(shù)根據(jù) V=2.88m/s，7 級精度，由《機械設計》圖 10-8 查得動載荷系數(shù) =1.2；VK直齒輪，假設 /b<100N/mm。查《機械設計》 表 10-2 得 = =1.2；使用系AtKF NaHF數(shù) =1；由《機械設計》 表 10-4 查得 7 級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時，A=1.12+0.18 (1+0.6 )+0.23× bH?2d?2310?=1.12+0.0074+0.0024=1.135由 b/h=1.7， =1.135 查《機械設計》圖 10-13 得 =1.058；HK? FK?故載荷系數(shù)K= =1×1.11×1.35×1.2=1.512AVHK??6）按實際的載荷系數(shù)矯正算得分度圓直徑，由式 得31tkd?=1d3tk.5246?7）計算模數(shù) mm= / =56/19=2.92mm1z3、按齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式為 FaS132YkTdz[]???（ ）（1）確定公式內的各計算值1）由《機械設計》圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲強度極限 =500M1EF?aP大齒輪的彎曲強度極限 =380M22）由《機械設計》圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) =0.84； =0.871FNK2FN3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.4，由式 得FNE[]S??14FN1E1 aK[]0.845/1.30MPS????2F2 a.7/.=26.44）計算載荷系數(shù) k AVFaK1..0581.????=5）查取齒形系數(shù)由《機械設計》表 10-5 查得 ；Fa1Y2.69Fa2.646）查得應校正系數(shù)由《機械設計》表 10-5 可查 ；Sa1.57?Sa21.738?7）計算大、小齒輪的 并加以比較Fa[]?=0.01412aSF1Y=0.9666a2[]?大齒輪的數(shù)值大。（2）設計計算 mm=1.862mm321.49.8016m??對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)。為滿足要求取大者 m=2.92mm，就近圓整為標準值 m=3mm，按接觸強度算得的分度圓直徑 =56，算出小齒輪齒數(shù)1d1dz56/39??大齒輪齒數(shù) 27/=?這樣設計出的齒輪傳動，即滿足了齒面解除疲勞強度，也滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。4、幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑 1dzm9357??221根據(jù)滑移齒輪組相互配合的需要適當調整小齒輪分度圓直徑，則 =57mm。1d15（2）計算中心距a=（ ）=（57+213 ）mm=135mm12d?(3)計算齒輪寬度b= =0.2×57=11.5mm1??取 =14mm， =16mm。2B1（a ） （b）圖 3.25、驗算N=357.3N1t2T94.8Fd56??=32.2N/mm<100N/mm，合適AtKF137.b5??（三）齒輪與花鍵的配合部分設計計算1、選擇齒輪內花鍵齒輪內花鍵選取中系列的，精度等級為 H7，規(guī)格N×D×B×d=6×36×6×20；c=0.4；r=0.3 ；a=2.9（最?。?。2、對選定的花鍵進行強度校核計算 6jygm2T29.1480.1zhlD0.863amp??????= < =100 jyap[]jy?ap二、 =32 和 =71 齒輪3z4(一)、齒輪材料的選擇16大齒輪：材料選用 45 鋼(調質),強度極限 為 650M ，屈服極限 為B?aPS?360M ，齒心部和齒面硬度 250(HBS)。aP小齒輪：材料選用 40Cr(調質)，強度極限 為 700M ，屈服極限 為 500MBaS，齒心部和齒面硬度 300(HBS)。a(二)、齒輪傳動的設計計算1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1)選用直齒圓柱齒輪。(2)可選用七級精度。(3)材料選擇如上。(4)選小齒輪齒數(shù) =32，大齒輪齒數(shù) =58。3z4z2、按齒面接觸強度設計由設計計算公式 進行計算21132.()[]tEtdHKTZud?????3 確定公式內的各種計算數(shù)值。1)試選載荷系數(shù) =1.3tk2)計算小齒輪傳遞的轉矩 55119.09.01.6/2914.8pT Nmn??????3)由《 機械設計》表 10-7 選取齒寬系數(shù)： =0.2d?4)由《 機械設計》表 10-6 差得材料的彈性影響系數(shù)： =189.8MEZaP5)由《 機械設計》圖 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸比老強度極限 =600 M1HLim?aP大齒輪的接觸比老強度極限 =550 M2i6)由式 N=60 計算力循環(huán)次數(shù)1hnjL=60 ×1021×1×(2×8×300×10)=5.881×N1hj 910=5.881× ×32/58=3.245×2909107)由《 機械設計》圖 10-19 查得接觸疲勞壽命系數(shù) =0.89； =0.921HNK2HN8)計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1%，安全系數(shù) s=1，由式[ ]= 得?LimS17=0.89×600M =534MHN1LimK[]S???aPa=0.92×550M =506M2i2 aa(3)計算1）計算小齒輪分度圓直徑 ，帶入 中較小的值1tdH[]?1t ??21E3dHZu2.tKT???????????= =58mm23.94.819.0506??????2）計算圓周速度 vV= = m/s=3.1m/s1tdn60??523）計算齒寬 bb= d· =0.2×58=11.6?1t4）計算齒寬與齒高之比 b/h模數(shù) = = =1.8mmtm1tdZ5832齒高 h=2.25 =2.25×1.8=4.05mmtb/h=11.6/4.05=2.95）計算載荷系數(shù)根據(jù) V=3.1m/s，7 級精度，由《機械設計》圖 10-8 查得動載荷系數(shù) =1.13；VK直齒輪，假設 /b<100N/mm。查《機械設計》 表 10-2 得 = =1.2；使用系AtKF NaF數(shù) =1；由《機械設計》 表 10-4 查得 7 級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時，A=1.12+0.18 (1+0.6 )+0.23× bH?2d?2310?=1.12+0.0074+0.0027=1.13由 b/h=2.9， =1.13 查《機械設計》圖 10-13 得 =1.059；HK? FK?故載荷系數(shù)K= =1×1.13×1.13×1.2=1.53AVH??186）按實際的載荷系數(shù)矯正算得分度圓直徑，由式 得31tkd?=1d3tk.589.?7）計算模數(shù) mm= / =60.8/32=1.9mm13z3、按齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式為 FaS132YkTdz[]???（ ）（1）確定公式內的各計算值1）由《機械設計》圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲強度極限 =500M1EF?aP大齒輪的彎曲強度極限 =380M22）由《機械設計》圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) =0.84； =0.861FNK2FN3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.4，由式 得FNE[]S??FN1E1 aK[]0.845/1.30MPS???2F2 a.6/.=2.44）計算載荷系數(shù) k AVFaK1.31.059.36????=5）查取齒形系數(shù)由《機械設計》表 10-5 查得 ；Fa1Y2.4Fa2.6）查得應校正系數(shù)由《機械設計》表 10-5 可查 ；Sa1.65?Sa21.703?7）計算大、小齒輪的 并加以比較Fa[]?=0.01345aSF1Y19=0.0169FaS2Y[]?大齒輪的數(shù)值大。（2）設計計算 mm=1.32mm321.469.80169m3???對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)。為滿足要求取大者 m=2.92mm，就近圓整為標準值 m=3mm，按接觸強度算得的分度圓直徑 =60.8，算出小齒輪齒數(shù)1d3dz95.1/2??大齒輪齒數(shù) 48/=?4、幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑 3dzm2396?458174?根據(jù)滑移齒輪組相互配合的需要適當調整小齒輪分度圓直徑，則 =57mm。1d（2）計算中心距a=（ ）=（64+174 ）mm=119mm34d2?(3)計算齒輪寬度b= =0.2×60.8=12.16mm1??取 =14mm， =14mm。2B120（a） （b）圖 3.3三、 =25 和 =65 齒輪5z6(一)、齒輪材料的選擇大齒輪：材料選用 45 鋼(調質),強度極限 為 650M ，屈服極限 為B?aPS?360M ，齒心部和齒面硬度 250(HBS)。aP小齒輪：材料選用 40Cr(調質)，強度極限 為 700M ，屈服極限 為 500MBaS，齒心部和齒面硬度 300(HBS)。a(二)、齒輪傳動的設計計算1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1)選用直齒圓柱齒輪。(2)可選用七級精度。(3)材料選擇如上。(4)選小齒輪齒數(shù) =32，大齒輪齒數(shù) =58。5z6z2、按齒面接觸強度設計由設計計算公式 進行計算21132.()[]tEtdHKTZud?????3 確定公式內的各種計算數(shù)值。1)試選載荷系數(shù) =1.3tk212)計算小齒輪傳遞的轉矩 55119.09.01.6/2914.8pT Nmn??????3)由《 機械設計》表 10-7 選取齒寬系數(shù)： =0.2d?4)由《 機械設計》表 10-6 差得材料的彈性影響系數(shù)： =189.8MEZaP5)由《 機械設計》圖 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸比老強度極限 =600 M1HLim?aP大齒輪的接觸比老強度極限 =550 M2i6)由式 N=60 計算力循環(huán)次數(shù)1hnjL=60 ×1021×1×(2×8×300×10)=5.881×N1hj 910=5.881× ×25/65=2.941×2909107)由《 機械設計》圖 10