CA6140数控机床毕业设计论文

目录

摘要 .............................................................................................................. 错误！未定义书签。Abstract (2)

第1章绪论 (3)

1.1 工程背景与意义 (3)

1.2 国内外的应用现状及发展趋势 (3)

1.3 本课题研究内容 (4)

1.3.1 CA6140普通卧式车床知识简介 (4)

1.3.2 设计重点 (6)

第2章传动方案设计 (7)

2.1 确定结构方案 (7)

2.2 确定基本参数 (7)

2.3 主运动链转速图的拟定 (8)

2.3.1 传动组和传动副数目得确定 (8)

2.3.2 结构网各种方案的选择 (8)

2.3.3 绘制转速图 (9)

2.4 齿轮齿数的确定 (11)

2.5 绘制传动系统图 (12)

2.6 确定各轴转速 (12)

2.6.1 确定主轴计算转速 (12)

2.6.2 各传动轴的计算转速 (13)

2.6.3 各齿轮的计算转速 (13)

2.7 验算主轴转速误差 (13)

第3章传动原件设计 (14)

3.1 带传动设计 (14)

3.2 齿轮设计 (15)

3.2.1 齿轮材料选择 (15)

3.2.2 模数计算 (16)

3.2.3 齿轮的几何尺寸 (17)

3.2.4 齿轮的结构设计和布局 (18)

3.3 各轴径的设计 (19)

3.3.1 选材 (19)

3.3.2 轴上零件的定位 (19)

3.3.3 各轴最小直径 (19)

3.3.4 各轴几何尺寸的确定 (20)

3.4 键的设计 (20)

3.5 其他零部件的选取 (21)

第4章结构设计 (22)

第5章传动件的校核 (23)

5.1 齿轮的校核 (23)

5.2 轴承的校核 (25)

5.3 键的校核 (25)

5.4 轴的校核 (26)

5.4.1 传动轴的校核 (26)

5.4.2 主轴的校核 (26)

第6章结论 (28)

总结 (29)

致谢 (30)

参考文献 (31)

附录 (32)

摘要

作为主要的车削加工机床，CA6140机床广泛应用于机械加工行业中，适用于车削内外圆柱面，圆锥面及其它旋转面，车削各种公制、英制、模数和径节螺纹，并能进行钻孔，铰孔和拉油槽等工作。

其主要部件有：主轴箱、刀架、尾座、进给箱、溜板箱以及床身等。本设计主要针对CA6140机床的主轴箱设计。机床主轴箱是一个比较复杂的传动部件。设计的内容主要包括确定机床的主要参数，拟定传动方案和传动系统图，计算和校核了主要零部件，并且利用专业制图软件进行了零件的设计和处理。

关键词：CA6140机床；主轴箱；传动

Abstract

As the main turning processing machine tool, the CA6140 machine tool was widespread used in the machine-finishing profession, it is used in turning inside and outside the turning the round cylinder, taper and gyre, turning each kind of metric system, the British system, the modulus and the diameter festival thread, and can carry on the drill hole and pulls work and so on fuel tank.

The CA6140 machin e tool’s major component includes: headstock, tool slide, tailstock, feedbox, apron and bed. This design mainly aims at the headstock of the CA6140 machine tool .The headstock of machine tool is a quite complex transmission part. The design content mainly includes determines the machine tool’s main parameter, Draws up the transmission plan and the transmission scheme, Calculated and examined the main spare part，And used specialized charting software to carry on the components design and processing.

Keywords: CA6140 machine tool； headstock；transimssion

第1章绪论

1.1 工程背景与意义

改革开放后我国的机床工业在技术上、产量上发展迅猛。用户遍布各行各业的同时还陆续出口。由于经济稳定发展、科技不断提升、机床市场需求越来越旺盛，在2001年—2010年的10年间，金属切削机床产量倍增；数控机床和加工中心产量，增长速度更是惊人。在世界四大国际机床展览会上，都有展出，特别是在中国国际机床展上，新品种更是琳琅满目，彰显出中国机床工业的欣欣向荣而且越来越国际化。

如果说机床的发展是整个机械工业发展的基础,那么车床的发展对整个机械工业的发展有不可估量的贡献和影响。机床中最普遍的是车床,约占整个机床产量的1/4以上。

就中国机械业的发展来看，普通车床立下了不朽的功劳，车床中最典型的代表就是CA6140型普通卧式车床。

CA6140型普通卧式车床为目前最常见的型号之一，是我国自行设计，制造的机床。该机床通用性好，适用于加工各种轴类，套筒类，轮盘类零件的回转面。

1.2 国内外的应用现状及发展趋势

从20世纪中叶数控技术出现以来，数控机床给制造业带来了革命性的变化，数控加工技术具有柔性好加工精度高，生产效率高，减轻操作者劳动强度，改善劳动条件，有利于生产管理的现代化以及经济效益的提高的优点。数控机床的特点及其应用范围使其成为国民经济和国防建设发展的重要设备。进入21世纪，我国经济与世界全面接轨，机械业也受世界的影响，数控技术迅猛发展，传统的机械制造业受到很大的冲击，各种数控设备以日新月异的速度出现，进入各种制造领域，很多普通机械设备被陆续的取代。

但就中国的机械制造业应用现状来说，普通机床在未来的几年乃至10年内还不会被数控及全自动化的机械取代。普通机床仍有其存在的价值，就CA6140来说，它没有数控车床精度高，生产效率高，它靠齿轮和丝杆螺母副传动，再加上运动副间存在间隙，手工操作不准确，重复精度较低。测量时需停车后手工测量，测量误差较大。但是它适合批量较小，精度要求不高，零活类零件，加工范围很广，通用性好。它的投资较数控车床来看低很多很多，因而降低了生产成本。比如说，一家机械厂生产一套组装设备，那些件数少的零件就可以用CA6140这类型的普通车床来加工。再比如说当一套设备生产并组装好后，发现还缺少一个小法兰盘之类的小零件，这是就是CA6140显示其本事的时候，如果这时动用数控车床，就像是杀鸡用牛刀，大材小用，费钱费神。而且数控车床的维护保养和维修费用和普通车床比高很多。所以就此情况再结合中国现在的机械业发展情况来说，普通机床还暂时不会被完全淘汰，仍然有其生存之道。

1.3 本课题研究内容

此次毕业设计的内容是完成CA6140变速级数为12级的机床主传动系统主轴变速箱设计。

1.3.1 CA6140普通卧式车床知识简介

CA6140型普通卧式车床其主要组成部分包括：进给箱、溜板箱、主轴箱、刀架、尾座、和床身等。如图1-1所示：

图1-1 CA6140型普通车床外形

1.进给箱进给箱又称走刀箱，进给箱中装有进给运动的换置机构，包括变换螺纹导程和进给量的变速机构，变换公制螺纹与英制螺纹路线的移换机构，丝杆和光杠的转换机构，操纵机构以及润滑系统。

2.溜板箱溜板箱是车床进给运动的操纵箱，内装有将光杠和丝杠的旋转运动变成刀架直线运动的机构，通过光杠传动实现刀架的纵向进给运动、横向进给运动和快速移动，通过主轴箱丝杠带动刀架作纵向直线运动，以便车削螺纹。

3.丝杠与光杠丝杠与光杆用以联接进给箱与溜板箱，并把进给箱的运动和动力传给溜板箱，使溜板箱获得纵向直线运动。丝杠是专门用来车削各种螺纹而设置的，在进行工件的其他表面车削时，只用光杠，不用丝杠。要结合溜板箱的内容区分光杠与丝杠。

4.主轴箱主轴箱又称床头箱，它的主要任务是将主电机传来的旋转运动经过一系列的变速机构使主轴得到所需的正反两种转向不同的转速，同时主轴箱分出部分动力将运动传给进给箱。主轴箱中主轴是车床的关键零件。主轴在轴承上运转的平稳性直接影响工件的加工质量，一旦主轴的旋转精度降低，则机床的使用价值就会降低。

主轴箱的功用是支撑主轴并使其实现启动、停止、旋转、变速和换向等。因

此，主轴箱中通常包含有主轴及其轴承、传动机构、启动、停止以及换向装置、制动装置、操纵机构和润滑装置等。

（1）主轴及其轴承主轴及其轴承是主轴箱最重要的部分。主轴前端可装卡盘，用于夹持工件，并由其带动旋转。主轴的旋转精度、刚度、抗振性和热变形等对工件的加工精度和表面粗糙度有直接的影响。因此，对主轴及其轴承要求较高。

卧式车床的主轴大多数采用滚动轴承，一般为前后两点支承。例如，CA6140型普通卧式车床的主轴部件，前支承为固定端，由带锥孔的双列圆柱滚子轴承固定，承受径向载荷，可以借锥孔在轴颈上移动，以调整轴承的径向游隙，并可以实现轴向预紧，以提高主轴的刚度。根据前轴径，后支承也选用带锥孔的双列圆柱滚子轴承，借助内圈和滚子相对外圈的移动，来适应轴的热胀伸长，并可以调整游隙和进行预紧。中支撑采用单系列的圆柱滚子轴承。前轴承的间隙，可由螺母通过套筒进行调整，并由螺母固定调好的轴向位置。后轴承及推力球轴承的间隙由螺母来调整。主轴的轴承由液压泵供给润滑油进行充分的润滑。为防止润滑油外漏，前、后支承处都有油沟式密封装置。在螺母和套筒的外圆上有锯齿形环槽，主轴旋转时，依靠离心力的作用，把经过轴承向外流出的润滑油甩到前、后轴承端盖的接油槽里，然后经过油孔流回主轴箱。卧式车床的主轴是空心阶梯轴。其内孔用于通过长棒料以及气动、液压等夹紧驱动装置（装在主轴后端）的传动杆，也用于穿入钢棒卸下顶尖。主轴的前端有精密的莫氏锥孔，供安装顶尖及心轴之用。主轴前端安装卡盘、拨盘或其他夹具。CA6140型普通卧式车床主轴前端为短锥法兰式结构，它以短锥和轴肩端面作定位面。卡盘、拨盘等夹具通过卡盘座，用螺栓固定在主轴上，由装在主轴轴肩端面上的圆柱形端面键传递转矩。按装卡盘时，只需将预先拧紧在卡盘座上的螺栓连同螺母一起从主轴肩和锁紧盘上的孔中穿过，然后将锁紧盘转过一个角度，使螺栓进入锁紧盘上宽度较窄的圆弧槽内，把螺母卡住，接着再把螺母拧紧，就可以把卡盘等夹具紧固在主轴上。这种主轴轴端结构的定心精度高，连接刚度好，卡盘悬伸长度小，装卸卡盘也比较方便，在新型号的车床上应用很普遍。

（2）开停和换向装置开停装置用于控制主轴的启动和停止。中型车床多用机械式摩擦离合器实现，少数机床也采用电磁离合器或液压离合器。尺寸较小的车床，由于电动机功率较小，为简化结构，常直接由电动机开停来实现。

换向装置用于改变主轴旋转方向。若主轴的开停由电动机直接控制，则主轴换向通常采用改变电动机转向来实现。若开停采用摩擦离合器，则换向装置由同一离合器和圆柱齿轮组成，大部分中型卧式车床都采用这种换向装置。

CA6140型普通卧式车床采用的控制主轴开停和换向的双向多片式摩擦离合器机构。它由机构相同的左、右离合器组成。均不接合时主轴停止转动。下面以左离合器为例来说明其结构原理。多个内摩擦片和外摩擦片相间安装，内摩擦片以花键与轴相连接，外摩擦片以其4个凹齿与空套双联齿轮相连接。内、外摩擦片未被压紧时，彼此互不联系，轴不能带动双联齿轮转动。当用操纵机构拨动滑套至右边位置时，滑套将羊角摆块的右角压下，使它绕轴顺时针摆动，其下端凸起部分推动拉杆向左，通过固定在拉杆左端的圆销，带动压套和螺母将左离合器内、外摩擦片压紧在止推片上，通过摩擦片间的摩擦力，使轴和双联齿轮连接，于是主轴沿正向旋转。右离合器的机构和工作原理同左离合器一样，只是内、外

摩擦片数量少一些。当拨动滑套至右边位置时，右离合器接合，主轴反向旋转。滑套处于中间位置时，左、右两离合器的摩擦片都松开，断开主轴的旋转，同时制动装置作用，主轴迅速停转。摩擦片间的压紧力可用拧在压套上的螺母来调整。压下弹簧销，然后转动螺母，使其相对压套做小量轴向位移，即可改变摩擦片间的压紧力，从而也调整了离合器所能传递转矩的大小，调妥后弹簧复位，插入螺母的槽口中，使螺母在运转中不能自行松开。

（3）制动装置制动装置的功用是在车床停车过程中克服主轴箱中各运动件的惯性，使主轴迅速停止转动，以缩短辅助时间。卧式车床主轴箱中常用的制动装置有闸带式制动器和片式制动器。当直接由电动机控制主轴开停时，也可以采用电动机制动方式，如反接制动、能耗制动等。

CA6140型普通卧式车床上采用的闸带式制动器，它由制动轮、制动带和杠杆等组成。制动轮是一个钢制圆盘，与传动轴用花键连接。制动带为一钢带，其内侧固定着一层铜丝石棉，以增加摩擦面的摩擦系数。制动带绕在制动轮上，它的一端通过调节螺钉与主轴箱体连接，另一端固定在杠杆的上端。杠杆可绕轴摆动，当它的下端与齿条轴上的圆弧形凹部接触时，制动带处于放松状态，制动器不起作用；移动齿条轴，其上凸起部分与杠杆下端接触时，杠杆绕轴逆时针摆动，使制动带抱紧制动轮，产生摩擦制动力矩，轴通过传动齿轮使主轴迅速停止摆动。制动时制动带的拉紧程度，可用螺钉进行调整，使停车的主轴能迅速停转，开车时制动带能完全松开。

片式制动器分为多片式和单片式两种。多片式制动器的结构与摩擦离合器类似，只是其中的外摩擦片与机床的禁止部分连接。

（4）操作机构主轴箱中的操作机构用于控制主轴启动、停止、制动、变速、换向以及变换左、右螺纹等。为使操纵方便，常采用集中操纵方式，即用用一个手柄操纵几个传动件，以控制几个动作。

CA6140型普通卧式车床控制主轴开停、换向和制动操纵机构。为了便于操作，在操纵杆上装有两个手柄，一个在进给箱右侧；另一个在溜板箱右侧。向上扳动手柄时，通过由曲柄组成的杠杆机构，使轴和齿扇顺时针转动，传动齿条轴及固定在其左端的拔叉右移，带动滑套右移，使双向多片式摩擦离合器的左离合器结合，使主轴正转。当手柄扳至下面时，主轴反转；当手柄扳到中间位置时，主轴停转。此时，齿条轴的凸起部分压着制动器杠杆的下端，将制动带拉紧，导致主轴制动。当齿条轴移向左端位置时，离合器结合，主轴启动旋转。此时齿条轴上圆弧形凹入部分与杠杆接触，制动带松开，主轴不受制动。

1.3.2 设计重点

此设计最难和最关键的部分是主传动系统运动的设计。首先要选择最佳的传动副组合，由于12级的主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合，就要进行比较选择，当确定传动副组合后，其传动组的扩大顺序又有多种形式，还需要进行比较。绘制转速图，再查表确定各传动组齿轮的齿数。估算传动件参数，确定其结构尺寸，包括主轴、各传动轴、各齿轮，估算传动轴直径，估算传动齿轮模数，离合器的选择，轴承的选取，键的设计，Ｖ带的选择与计算，换向机构的设计。

第2章 传动方案设计

传动方案的是设计的第一步，它将确定出整个设计的大体结构，和相关的基本参数，进而做出传动链的设计,确定出齿轮齿数和各轴转速。

2.1 确定结构方案

1．主传动系统采用Ｖ带和齿轮传动； 2．传动形式采用集中式传动；

3．主轴换向采用双向片式摩擦离合器； 4．变数系统采用多联滑移齿轮变速。

2.2 确定基本参数

1．尺寸参数

主参数[11]D-床身上最大加工直径（mm ）,根据经验值选取车床的最大回转直径为：400mm 。

刀架上最大工件回转直径 :

()D

d mm D d 21

800D 326.1831.0=≤?=或时 所以d =200mm 。

通过主轴孔最大奉料直径：4010

1

==D d ；

床身上最大回转直径： 400mm ； 刀架上的最大回转直径： 200mm ； 主轴通孔直径： 40mm ； 主轴前锥孔： 莫式6号； 最大加工工件长度： 1000mm 。 2．运动参数

以回转为主运动的机床，主运动参数是主轴转速。转速(r/min)与切削速度（m/min)的关系是：

()min //1000r d v n π=

式中 n- 转速(r/min)；

V- 切削速度(m/min)；

d- 工件或刀具直径(mm)，D d 2.0m in = D d 5.0m ax =。 切削速度主要与刀具和工件的材料有关，常用的刀具材料有高速钢和合金钢等，工件材料有钢，铸铁以及铜铝等有色金属。

根据CA6140的一般工作情况，确定主轴最高转速[11]由采用YT15硬质合金刀车削碳钢工件获得，主轴最低转速[11]由采用W 16Cr 4V 高速钢刀车削铸铁件获得。

min /1403min 1000m ax m ax r d v n ==π min /3.31max

min 1000m in r d v n ==π

根据[11]表7-1选择标准数列数值，选择机床的最高转速为1400r/min，最低转速为31.5/min。

公比[9]?取1.41，转速级数Z=12。当确定了最高和最低转速后，就应选取公比?，从使用性能方面考虑，公比?最好选的小一些，以减少相对转速损失，但公比越小级数就越多，将使机床的结构越复杂，对于一般生产要求的普通机床，减少相对转速损失是主要的，所以公比?取得较小。结合CA6140实际常用的公比，选取公比。

41

.1

=

?

2.3 主运动链转速图的拟定

2.3.1 传动组和传动副数目得确定

实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合：

A．12=3*4 B. 12=4*3 C. 12=3*2*2

D．12=2*3*2 E. 12=2*2*3

以上方案中，A和B方案可以省掉一根轴。缺点是其中一个传动组内有4个传动副。如果用一个四联滑移齿轮，则会增加轴向尺寸；如果采用2个双联滑移齿轮，则操纵机构必须互锁以防止2个滑移齿轮同时啮合。所以一般不采用。C、D、E方案根据“前多后少”原则比较：从电机到主轴，一般为降速传动。接近电动机的零件转速较高，从而转矩较小，尺寸也就较小。如果是传动副较多的传动组合在接近电动机处，则可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件少些，就节省材料了。所以选择C方案：12=3*2*2 。

2.3.2 结构网各种方案的选择

在上述的C方案12=3*2*2 中，又因基本组和扩大顺序排列的不同而出现不同的方案。可能的六种方案，其结构式和结构网如图2-1所示：

A.12=3

1*2

3

*2

6

C.12=3

2

*2

1

*2

6

E.12=3

2

*2

6

*2

1

B.12=3

1*2

6

*2

3

D.12=3

4

*2

1

*2

2

F.12=3

4

*2

2

*2

1

图2-1 结构网络方案

在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸增大，常限制最小传动比4

1

min

≥i ；在升速时为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比2max ≤i 。

在主传动链任一传动组的最大变速范围()10~8m in m ax m ax ≤=i i R 。检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组，即第二扩大组，因为其他传动组的变速范围都比他小。根据式（2-1）应为：

10~8max X )

1(=≤=-R R n P n

n ?

(2-1)

方案A 、B 、C 、E 的第二扩大组6222R ,2,6?===则p x 。

m ax 6841.141.12R R ====，?，是可行的。 方案D 和F ，max 82216342R R p x >====?，，，是不可行的。

在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小， 因为如果各方案同号传动轴的最高转速相同，则变速范围小的，最低转速较高，转矩较小，传动件的尺寸也就可以小些。在可行的四种方案中，A 的中间传动轴变速范围最小，故A 方案最好。

根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如图2-2所示：

图2-2 结构网络图

2.3.3 绘制转速图

1.选择电动机

一般车床若无特殊要求，多采用Y 系列封闭式三相异步电动机[10]，根据选择原则和使用条件选择Y-132M-4型Y 系列笼式三相异步电动机。额定功率为7.5KW ，同步转速为1440r/min 。

2.分配总降速传动比

总降速传动比 ：02.01400

5

.31m ax m in ==

=n n i 。 3.确定传动轴轴数

本次设计，结构式共有三个传动组，变速机构共需4轴，加上电动机轴一共

5根轴。

4.确定各级转速并绘制转速图

由12Z 41.1min /1400min /5.31m ax ====，，，?r n r n mim ，确定各级转速。 查表7-1，得到12级的转速值： 31.5、45、63、90、125、180、250、355、500、710、1000、1400 r/min 。

在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按传动顺序依次设为轴Ⅰ、轴Ⅱ、轴Ⅲ、轴Ⅳ。Ⅰ与Ⅱ、Ⅱ与Ⅲ、Ⅲ与Ⅳ之间的传动组分别设为a 、b 、c 。现由Ⅳ（主轴）开始，确定轴Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ的转速。 （1）确定轴Ⅲ的转速

在传动组c 中，它的变速范围为]10,8[841.1m ax 66∈===R ?，根据结式：

　

411

41?

==c i 11222?==c i 确定Ⅲ轴的转速只有一和可能：125、180、250、355、500、710r/min 。 （2）确定轴Ⅱ的转速

传动组b 的级比指数为3，在传动比极限值的范围内，轴Ⅱ转速最高可为500、710、1000r/min,最低可为180、250、355r/min.希望中间轴转速较小，为了避免升速，又不致传动比太小，可取

8.21131==?b i 1

1

2=b i 轴Ⅱ的转速确定为：355、500、710r/min 。 (3)确定轴Ⅰ的转速

对于轴Ⅰ，其级比指数为1,可取：

21121==?a i 41.1112==?a i 1

13=a i

确定轴Ⅰ转速为710r/min 。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比

211400710≈=i 。由此绘制出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）如图2-3所示：

图2-3 转速图

2.4 齿轮齿数的确定

传动比i 采用的是标准公比的整数次方，齿数和z S 以及小齿轮齿数查[9]表8-1。

1.传动组a

21121==?a i 41.1112=

=?a i 1

1

3=a i 21

121==?a i 时：=z S ……60、63、66、69、72、75、78……

41.11

12=

=?a i 时：=z S ......60、63、65、67、68、70、72、73 (1)

1

3=a i 时：=z S ……60、62、64、66、68、70、72、74、76……

可取=z S 72,则可从表中查出轴Ⅰ上小齿轮齿数分别为：24、30、36。于是48/241=a i ，42/302=a i ，36/363=a i 。

可得轴Ⅱ上的齿轮齿数分别为：48、42、36。

在此传动组中，轴Ⅱ上将采用三联滑移齿轮。当轴Ⅰ、Ⅱ上的齿数为36/36的齿轮啮合时，三联滑移齿轮左移。齿数为42的齿轮将从轴Ⅰ的齿数为24的齿轮旁边滑移过去。要使这两个齿轮外圆不相碰，这两个齿轮的齿顶圆半径之和应等于或小于中心距。对于不变位的标准齿，三联滑移齿轮的最大和次大齿轮之间的齿数差，应大于或等于4。此设计中，48-42=6>4.满足要求。

2.传动组b

8.21131==?b i 1

1

2=b i 查[9]表8-1

8.21

131==?b i 时：=z S ......69、72、73、76、77、80、81、84、87 (1)

1

2=b i 时：=z S ……70、72、74、76、78、80、82、84、86……

可取 84=z S ，于是可得轴Ⅱ上两联齿轮的齿数分别为：22、42

于是 62/221=i b ，42/422=i b ，得轴Ⅲ上两齿轮的齿数分别为62、42。

3. 传动组c

411

41?==c i 1

1222?==c i 查[9]表8-1

411

41?

==c i 时：=z S ……84、85、89、90、94、95……

1

1222

?==c i 时： =z S ……72、75、78、81、84、87、89、90……

可取 =z S 90。

4/11=c i 为降速传动，取轴Ⅲ齿轮齿数为18；22=c i 为升速传动，取轴Ⅳ齿轮齿数为30。

于是得72/181=i c ,30/602=c i 得轴Ⅲ两联动齿轮的齿数分别为18，60；得轴Ⅳ两齿轮齿数分别为72，30。

各传动组齿数如下表2-1所示:

2.5 绘制传动系统图

根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件，可画出系统图，如图2-4所示。

2-4 传动系统图

2.6 确定各轴转速

2.6.1 确定主轴计算转速

主轴的计算转速[9]为：

min /90r 41

.131.5n n 13

1213

z m in =?==--?

IV

2.6.2 各传动轴的计算转速

轴Ⅲ可从主轴90r/min 按72/18的传动副找上去，轴Ⅲ的计算转速为：125r/min ；轴Ⅱ的计算转速为355r/min ；轴Ⅰ的计算转速为710r/min 。

2.6.3 各齿轮的计算转速

传动组c 中，18/72只需计算z = 18 的齿轮，计算转速为355r/min ；60/30只需计算z = 30的齿轮，计算转速为250r/min ；传动组b 计算z = 22的齿轮，计算转速为355r/min ；传动组a 应计算z = 24的齿轮，计算转速为710r/min 。

2.7 验算主轴转速误差

主轴各级实际转速值用式(2-2)[9]

32132121'256

126

1400i i i i i i d d n n E ?

== (2-2) i 1、i 2、i 3 分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比，E n 为电动机转速。 转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示：

%1.4)%1(10'±=-±<-φn

n

n 式中 'n —主轴实际转速（r/min ） n —主轴标准转速（r/min ） φ—公比

计算得出转速误差，如表2-2所示：

由上表可知转速误差在允许范围之内，所以设计满足使用要求。

第3章 传动原件设计

传动原件主要包括V 带的选取，齿轮的设计和各轴最小直径的计算。

3.1 带传动设计

电动机转速n=1440r/min,传递功率P=7.5KW,传动比i=2.03，两班制， 一天运转16个小时，工作年数10年。

1.确定计算功率

查[8]表6-6，取工矿系数1.1K A =，则设计功率：

25KW

.85.71.1P K P A ca =?==

2.选取V 带类型

根据小带轮的转速和计算功率，查[8]图6-10，选B 型带。 3.确定带轮直径和验算带速

查[8]表6-7和图6-10选取小带轮基准直径:

mm i d mm d 261.26103.213012513021=?=?==，

取mm d 2652=。

验算带速:一般应使带速在5～25m/s 的范围内。

1000601

1?=

n d v π

式中 1n -小带轮转速（r/min ）

1d -小带轮直径(mm)

]

25,5[/52.91000601440

13014.3∈=???=

s m v

故设计的V 带满足要求。

4.确定带传动的中心距和带的基准长度

设中心距为a 0,中心距过大引起带的颤动，过小则单位时间内带的应力循环次数过多，疲劳寿命降低，按下式（3-1）初定中心距:

)(2)(7.02121d d a d d +≤≤+ （3-1）

于是7905.276≤≤a ,初取中心距为mm a 4000=。

带长：mm L 54.1431400

4)130265()265130(214.340022

=?-++?+?= 查表取相近的基准长度:mm L d 1400=。

带传动实际中心距:mm L L a a d 23.3842

0=-+=

安装时需要最小中心距：

mm L a a 76.36254.1431015.023.384015.00m in =?-=-=

紧张或补偿伸长所需要最大中心距：

mm

L a a d 23.426140003.023.38403.0m ax =?-+=

5.验算小带轮的包角

一般小带轮的包角不应小于1200，包角过小，带传动的能力减低。

1209.1593.57180121>=?--≈a

d

d α 故合适。

6.确定带的根数

根据[8]式(3-2)计算尺V 带的根数

L

ca

k k p p p Z α)(00?+=

(3-2) 式中 0p -单根V 带的基本额定功率，查[11]表6-4(C)，33.20=p

0p ?- 1≠i 时额定功率的增量；

a

k -小带轮包角修正系数，查表6-9得a k =0.95

L k -带长修正系数；查表6-2得L

k =0.90

为避免V 型带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于10。

78

.390.095.0)22.033..2(25

.8=??+=Z

取整数Z ＝4。

7.计算单根Ｖ带的初拉力

根据公式[8]（3-3）计算V 带的出拉力

205.2(500qv k k vZ p F ca +-=α

α

(3-3)

式中 ca p -带的传动功率（KW ）

v-带速（m/s ）

q-每米带的质量（kg/m ）查表6-3取q=0.17kg/m

计算得：N F 31.19752.917.095

.095

.05.2(452.925.850020=?+-???=

8.计算作用在轴上的压轴力

N ZF F Q 50.15062

4.161sin 7.193422sin 210=???≈≈

α

3.2 齿轮设计

3.2.1 齿轮材料选择

齿轮材料的选择可以根据以下原则进行选取：

①当齿数比2≤i 时，大小齿轮均用同样硬度的材料； ②当齿数比82≤i 时,两轮硬度差还可以比40HBS 更大；

④当齿轮材料的最低硬度大于或等于400HBS 时，两轮一般用相同硬度。 1. 传动组a

轴Ⅰ上齿轮z 1、z 3、z 5 与轴上的齿轮Ⅱz 2、z 4、z 6啮合

2244812==Z Z 24.1304234<==Z Z 2136

36

56<==Z Z 所以每对齿轮都可以采用相同的材料。均选用40Cr 经调质处理。 2.传动组b

轴Ⅱ上齿轮z 7、z 9与轴Ⅲ上的齿轮z 8、z 10啮合

282.2226278>==Z Z 214242910<==Z Z

齿轮z 7应比z 8 硬度高40HBS 。 z 7选用40Cr, z 8选用45，都经调质处理。齿轮z 9和z 10 可以采用相同硬度的材料，选用40Cr 经调质处理。

3.传动组c

轴Ⅲ上齿轮z 11、z 13和轴Ⅳ上z 12 、z 14相互啮合。

2418721112>==Z Z 25.060

30

1314<==Z Z 齿轮z 11应比z 12 硬度高40HBS. z 11用40Cr, z 12用45都调质处理。 齿轮z 13和z 14用相同硬度的材料.均选用40Cr ，调质处理。

3.2.2 模数计算

同一变速组中的齿轮取同一模数，故可以以最小的齿轮进行计算，然后取标准模数作为传动组的模数。

1. 传动组a 以z 1=24计算

①系数的选择：查[11]表8-5，选取25.0=d ? 载荷系数的选择：原动机为平稳工作的电动机，为机床提供平稳的动力，载荷冲击较小，查[11]表8-3，取K=1.0～1.2，取K=1.0。

② 算齿轮轴上的扭矩

mm N n p T ．66611010088.0710

5

.71055.91055.9?=??=??=

式中 P-电动机额定功率

n-齿轮转速

③ 齿轮接触疲劳强度设计

1）对于直齿圆柱齿轮，以大齿轮材料决定的接触应力为准，对于45钢取2302=HBS 由[11]表8-7取较低极限应力值：a H H MP 67021lim lim ==σσ由[11]表8-6取安全系数1.1=H S ，计算接触疲劳的寿命系数8

N

N K HN =。 91009.410300162448

7106060?=????

?==nth N

0N 应力循环基数，可取()74

.2010397.130?==HBS N ，因N>N 0,故1=HN K ，

所以许用接触应力为：

[]a H

H HN H

MP S K 1.609lim

==

σσ 2）根据[11]式（8-8）说明，得区域系数5.2=H Z ，弹性影响系数

a

E MP Z 8.189=。

3）利用[11]式（8-11）,得小齿轮分度圆直径：

[]mm Z Z i i KT d H

H

E d 4.876708.1895.221225.01010088.01.121232

6

32

11=??? ????+???=????

??+≥σφ 4）计算模数:6.324

4

.8711==

=Z d m ,取标准模数m=4。 2．传动组b

计算得模数m=4。 3．传动组c

计算得模数m=4.5。

3.2.3 齿轮的几何尺寸

此次设计的齿轮均为标准的直齿圆柱齿轮，其几何参数的计算可以参考[11]

关于直齿圆柱齿轮的公式进行计算：

① 分度圆：mz d =

② 齿顶圆：)

2(2*

*a a a h z m h d d +=+=

③ 齿根圆：)

22(2**

c h z m h

d d a f f --=-= ④ 齿宽：112d b φ= mm b d )3~2(21+=

⑤ 中心距：2

2

1d d a +=

⑥ 节圆速度：6000

1

1n d v π=

⑦ 选择精度等级：查[11]表8-4

注：查表4-10 1*

=a h ；25.0*=c ； m c h h a f )*(*+=

1d 和2d 为相互啮合的两齿轮的分度圆，1d 为小齿轮，2d 为大齿轮。1n 为主动轮转速。

利用上面所述的相关方法计算出各个齿轮的具体参数，详细尺寸如表3-1所：

3.2.4 齿轮的结构设计和布局

1．结构形式：

由上表可以知，齿轮z 1、z 3、z 5、 z 2、z 4、z 6、z 7、z 9、z 10、z 11、z 12的齿数均不大,设计成直齿圆柱齿轮轮. Z 8、z 12、z 13、设计为自由锻造齿轮.具体结构尺寸参数画法参考[6]关于锻造齿轮的画法。

2．布局：

设计中使用到了三联滑移齿轮和双联滑移齿轮，其布局应满足图4-1所示关系。

图3-1 齿轮布局关系图