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哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計(論文) 1 摘 要 本文主要是數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)，主驅(qū)動系統(tǒng)，這樣的設計可以用于普通車 床修改，以適應中國的機床工具行業(yè)的發(fā)展及目前的狀態(tài)，具有一定的經(jīng)濟效益 和社會效益。 這個完整的設計包括原始數(shù)據(jù)，根據(jù)一些（包括機器類型，大小等） ，結(jié)合 實際條件和情況制定一些參數(shù)上的車床，根據(jù)建議的參數(shù)比較，以確定傳輸方案， 傳輸方案。然后傳輸和副齒輪齒的傳動比的計算，然后估計彈性模量和齒輪軸軸， 齒輪和軸的強度和剛度，以進行檢查。此外，還櫥柜的主要結(jié)構(gòu)設計，零部件的 數(shù)量的選擇，從而完成整個主驅(qū)動系統(tǒng)的設計。 關鍵詞：數(shù)控車床；主傳動系統(tǒng)；設計 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計(論文) 1 Abstract This 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 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計(論文) 1 目錄 引言 .3 第 1 章 總體設計方案擬定 .5 1.1 擬定主運動參數(shù) .5 1.2 運動設計 .5 1.3 動力計算和結(jié)構(gòu)草圖設計 .5 1.4 軸和齒輪的驗算 .5 1.5 主軸變速箱裝配設計 .5 第 2 章 參數(shù)擬定 .6 2.1 車床主參數(shù)(規(guī)格尺寸)和基本參數(shù) .6 2.2 各級轉(zhuǎn)速的確定 .6 第 3 章 運動設計 .7 3.1 主擬定傳動方案 .7 3.2 傳動方案的比較 .7 3.3 各級傳動比的計算 .8 3.4 各軸轉(zhuǎn)速的確定方法 .10 3.5 轉(zhuǎn)速圖擬定 .11 第 4 章 動力計算 .12 4.1 齒輪的計算 .12 4.2 電磁離合器的選擇和使用 .18 第 5 章 軸的設計和驗算 .20 5.1 軸的結(jié)構(gòu)設計 .20 5.2 軸的強度校核(以 I 軸為例) .20 5.3 軸的剛度校核(以 I 軸為例) .24 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計(論文) 2 第 6 章 主軸變速箱的裝配設計 .27 6.1 箱體內(nèi)結(jié)構(gòu)設計的特點 .27 6.2 設計的方法(以軸的布置為例) .27 第 7 章 結(jié)論 .30 致 謝 .31 參考文獻 .32 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計(論文) 3 引言 這次畢業(yè)設計中，我所從事設計的課題是 C3163 型數(shù)控車床主傳動機構(gòu)設計。 該數(shù)控車床是經(jīng)濟中檔精密機床，這樣的機器需要使用手動變速箱的電子控制的 雙模式操作，在一定范圍內(nèi)實現(xiàn)電子控制裝置。整體的設計是用來比較的傳輸方 案，繪制速度圖表，櫥柜和內(nèi)部結(jié)構(gòu)的設計，包括軸和齒輪的設計，檢查等。 你為什么要設計這樣的車床嗎？因為隨著我國國民經(jīng)濟的不斷發(fā)展，中國的 制造業(yè)出現(xiàn)在一些民營企業(yè)，這些企業(yè)規(guī)模普遍偏小，沒有太多的資本。一些全 功能的控制系統(tǒng)，它的功能，而豐富，但這些中小型企業(yè)購買的成本高，難度大， 但小型和中小型企業(yè)，以發(fā)展生產(chǎn)，希望改造原有的數(shù)控機床，自動化提高生產(chǎn) 效率。中國機床行業(yè)當前發(fā)展的機器有大量小規(guī)模的工業(yè)生產(chǎn)，突出的任務是不 斷變化的迅速較少的資金落后生產(chǎn)機械行業(yè)面對的，它可能來改善的程度的自動 化，質(zhì)量保證過程，減輕勞動強度，提高了經(jīng)濟效益。我國有 300 多萬臺的機器 狀態(tài)，其中有大量的這些機器是累積多年生產(chǎn)普通機床，自動化程度低，在近年 來為了自動更新現(xiàn)有機工具和精密設備，無論是資金還是中國的機床廠的能力是 不可能的。因此，一般的數(shù)控機床改造，大有可為。這是適合中國的經(jīng)濟水平， 教育水平和生產(chǎn)水平，已成為技術設備的主要方法之一。目前，中國經(jīng)濟的快速 發(fā)展，數(shù)控系統(tǒng)，開發(fā)了幾十個簡單的數(shù)字控制系統(tǒng)，有效地推動中國數(shù)控的發(fā) 展。經(jīng)濟型數(shù)控機床系統(tǒng)相結(jié)合，與現(xiàn)實的實際生產(chǎn)中，中國的國情，價格較低 的前提下，盡可能滿足基本功能的系統(tǒng)。 經(jīng)濟型數(shù)控車床有很多優(yōu)點。 1）降級便宜，性價比適中，與進口標準數(shù)控 車床相比，前者只有 100 萬，后者需要十萬甚至幾十萬元。因此，它是特別適合 于在設備占了很大的比例的車床，適合于大規(guī)模生產(chǎn)的第一行的轉(zhuǎn)變。從提高資 金的使用效率，閑置設備的改造，可以玩機改造后原有的特色和新功能，以提高 機器的使用價值。 2）對于多品種，小批量的生產(chǎn)適應性。在車床加工產(chǎn)品，大 罐的經(jīng)濟型數(shù)控車床。處理不同的部分，只要在加工程序中的變化，快速地適應 和滿足生產(chǎn)要求。 3）相對于車床，數(shù)控車床的經(jīng)濟可以提高產(chǎn)品質(zhì)量，減少廢 品損失。數(shù)控加工的產(chǎn)品尺寸精度高，一致性，高合格率。 4）使用數(shù)控車床， 加工精度，解決復雜的，而且還節(jié)省了大量模具費用，降低生產(chǎn)成本。 5）使用 這樣的車床，但也降低了工人的勞動強度，從緊的，繁重的體力勞動中解脫出來。 6）可以提高勞動者素質(zhì)，促進科技進步。數(shù)控系統(tǒng)都出現(xiàn)了工人，以擴大視野， 領導這項研究的微電子技術的熱潮，工人從“物理”到“知識分子”的過渡創(chuàng)造 了條件，促進植物的技術進步。 7）提高他們的應變能力，提高企業(yè)的競爭力創(chuàng) 造了條件。企業(yè)應用經(jīng)濟型數(shù)控設備設備進行改造，提高了加工精度和大批量生 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計(論文) 4 產(chǎn)能力，同時保持“萬能加工”和“私人高效”這兩個屬性，提高產(chǎn)品更新?lián)Q代 的設備本身需要的應變能力，提升企業(yè)的競爭力。 本設計中的數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)的特點就是主電機采用雙速電機，這簡化了 結(jié)構(gòu)的箱體。的控制方法是不完全數(shù)控，代替使用手動和電動控制的雙重控制模 式下，在一定范圍內(nèi)，以實現(xiàn)電子控制裝置。 整體的設計是用來比較的傳輸方案，繪制速度圖表，櫥柜和內(nèi)部結(jié)構(gòu)的設計， 包括軸和齒輪的設計，檢查等。設計時要注意設計的科學和理性，還有一點就是 要注意與實用相結(jié)合。設計主要是根據(jù)經(jīng)驗，或者傳統(tǒng)的模擬設計方法（經(jīng)驗） 的基礎上。還不如一個大學畢業(yè)生，經(jīng)驗自然是缺什么補什么，所以除了老師的 指導外，最重要的是學會從本書的設計。雖然這本書并沒有完全相同的例子，但 一些其他類型的主軸箱的設計適用于這個問題上，基本上只適用于一些我們自己 的調(diào)查設計手冊的設計的具體細節(jié)。例如，涉及的電磁離合器的設計是自己。雖 然我們的設計經(jīng)驗不足，但也處處從實際出發(fā)。從更廣泛的意義上說，現(xiàn)實是進 行機工具的技術，和確定的參數(shù)的程序分析的可能性，有必要了解今天的先進水 平的生產(chǎn)和可能的趨勢，也應知道的電平實際生產(chǎn)中，這樣的設計的機器，機器 發(fā)揮最佳的效益四化。小來說，是指機械零件制造，裝配和維護，以認真，務實 的考慮和分析數(shù)據(jù)和信息的建議設計的實際情況權衡的設計。通過設計實踐，了 解和知識，結(jié)合實際，綜合的思維方式來設計。 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計(論文) 5 第 1 章 總體設計方案擬定 1.1 擬定主運動參數(shù) 初步設計機床，你首先需要確定相關參數(shù)，這是傳輸設計和結(jié)構(gòu)設計的基礎， 影響產(chǎn)品是否符合要求的功能需求。根據(jù)擬定的參數(shù)、規(guī)格和其他特點，了解典 型工藝的切削用量，了解極限轉(zhuǎn)速 、 和級數(shù) 、主傳動電機功率 。maxninZN 1.2 運動設計 根據(jù)建議的參數(shù)，通過網(wǎng)絡與速度圖形結(jié)構(gòu)分析，以確定程序傳輸?shù)慕Y(jié)構(gòu)和 傳動系統(tǒng)圖。驅(qū)動多種方案，這是設計的多種類型的傳輸，如：集中的傳輸型傳 動軸變速箱。單獨的驅(qū)動器主軸箱和齒輪箱;擴展范圍可用于增加傳動組的數(shù)量， 也可以用輪，齒輪和其他類型的分支，一個多速電機齒輪的類型，也可以切換齒 輪，滑動齒輪，實用齒輪等。然后，計算出的傳動比的齒輪齒。 1.3 動力計算和結(jié)構(gòu)草圖設計 估算齒輪模數(shù) m 和軸頸 d，選擇和計算離合器。 將各傳動件及其它零件在展開圖和剖面圖上做初步的安排、布置和設計。 1.4 軸和齒輪的驗算 基于結(jié)構(gòu)草圖的傳動軸和齒輪的剛度和強度進行檢查。 1.5 主軸變速箱裝配設計 主軸變速箱裝配圖的結(jié)構(gòu)草圖， “論文” ，設計和繪制。表達清楚的零件圖， 表示的大小和適合。 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計(論文) 6 第 2 章 參數(shù)擬定 2.1 車床主參數(shù)(規(guī)格尺寸) 和基本參數(shù) 根據(jù)任務書上提供的條件：此數(shù)控車床的主軸轉(zhuǎn)速可分高低兩檔，共有 12 級轉(zhuǎn)速：其中高低兩檔各有 6 級轉(zhuǎn)速，低速檔時 ；高速檔時min40/ir ；此車床床身上最大回轉(zhuǎn)直徑為 ，公比為 1.41；采用雙max180/innr 36 速電機：其中電機的轉(zhuǎn)速和功率分別為 1000/1450 r/min，4/5.5kw。 2.2 各級轉(zhuǎn)速的確定 當機床處于低速檔時，主軸共有 6 級； = ，即 =1.41 ，已知nR1z61.0 ，查標準數(shù)列表(見參考文獻 1 第 6 頁)。從表中找到 ，就可每隔min40 min4 六個數(shù)取得一個數(shù)，得低速檔的 6 級轉(zhuǎn)速分別為 40，56，80，112，160，224 r/min； 當車床處于高速檔時，主軸共有 6 級， = ，即 =1.41 ，已知nR1z61.0 =1800 ，查標準數(shù)列表(見參考文獻 1 第 6 頁).maxn 從表中找到 =1800，就可每隔六個數(shù)取得一個數(shù)，得高速檔的 6 級轉(zhuǎn)速分maxn 別為 315，450，630，900，1250，1800 r/min。 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計(論文) 7 第 3 章 運動設計 3.1 主擬定傳動方案 制定傳輸解決方案，包括傳輸類型的選擇和開停，改變方向，制動，轉(zhuǎn)向等， 以確定整個傳動系統(tǒng)。傳輸類型指的元素和變速驅(qū)動機構(gòu)，其組成，齒輪式的傳 輸類型，安排不同的特點。傳輸方案和類型和結(jié)構(gòu)的復雜性密切相關的關系，工 作表現(xiàn)。因此，確定的傳輸方案和類型，從結(jié)構(gòu)，工藝，性能和經(jīng)濟性，以及許 多其他的統(tǒng)一考慮。 3.2 傳動方案的比較 3.2.1 采用單速電機 由課題參數(shù)知變速級數(shù)為 12 級。 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目。 級數(shù)為 Z 的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳動組組成，各傳動組分別有 Z1、Z2、Z3 、 .各傳動副，即 Z=Z1Z2Z3 傳動副數(shù)由于結(jié)構(gòu)的限制以 2 或 3 為合適，即變速級數(shù) Z 應為 2 和 3 的因子 。23a 可以有兩種方案 方案一 12=232 傳動齒輪數(shù)目 2（2+3+2）=14。 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計(論文) 8 軸向尺寸為 15b。 傳動軸數(shù)目為 4 根。 操縱機構(gòu)較為簡單：兩個滑移齒輪和一個三聯(lián)滑移齒輪，可單獨也可集中操 縱。 方案二 12=34 傳動齒輪數(shù)目 2（34 ） =14 個。 軸向尺寸為 19b。 傳動軸數(shù)目為 3 根。 操縱機構(gòu)較復雜：四聯(lián)滑移齒輪作為整體式，滑移長度為 12b；如拆為 2 個 雙聯(lián)滑移齒輪，需要有自鎖，以保證只有一個齒輪副嚙合。 相比之下，還是傳動副數(shù)分別為 2，3，2 的三個傳動組方案為優(yōu)。 3.2.2 采用雙速電機 車床上，有時采用雙速電機，雙速電機的轉(zhuǎn)速比： ，傳動系統(tǒng)的公比2電 應當是 2 的整次方根，本設計中的雙速電機的公比 。這時電機的 1.4 轉(zhuǎn)速變換起著系統(tǒng)中第一擴大傳動組的作用相應基本組的傳動級數(shù)應為 2，這樣 使傳動系統(tǒng)的機械結(jié)構(gòu)簡化。本設計是經(jīng)濟型數(shù)控車床，采用電控和手動兩種方 式，為了結(jié)構(gòu)設計的需要，本設計采用雙速電機。 3.3 各級傳動比的計算 假設結(jié)構(gòu)如圖： 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計(論文) 9 5241907683 軸 軸主 軸 傳輸?shù)妮S線之間的相對位置關系，已被設計有 6 草圖公知的齒輪比。 分別設齒輪 1 和齒輪 4 之間的傳動比為 ，齒輪 2 和齒輪 5 之間的傳動比為 ，14i 25i 齒輪 8 和齒輪 9 之間的傳動比為 ，齒輪 3 和齒輪 6 之間的傳動比為 ，齒輪89 36 7 和齒輪 10 之間的傳動比為 ，帶輪傳動比為 。710ii輪 帶 設其中 。25i1436i 當處于低檔時，手動操作使得齒輪 8 和齒輪 9 嚙合。 當中間的電磁離合器得電，齒輪 2 和齒輪 5 之間嚙合，當時的主軸轉(zhuǎn)速最小， 為 40 或 56 r/min。 可得 1000=40r/min25i89輪 帶i 1500=56 r/min輪 帶 當左側(cè)的電磁離合器得電，齒輪 3 和齒輪 6 之間嚙合，當時的主軸轉(zhuǎn)速最大， 為 224 或 315 r/min。 可得 1000=224 r/min36i89輪 帶i 1500=315 r/min輪 帶 當右側(cè)的電磁離合器得電，齒輪 1 和齒輪 4 之間嚙合，當時的主軸轉(zhuǎn)速為 80 或 112 可得 1000=80 r/min14i89輪 帶i 1500=112 r/min輪 帶 當處于高檔時，手動操作使得齒輪 7 和齒輪 10 嚙合 當中間的電磁離合器得電，齒輪 2 和齒輪 5 之間嚙合，當時的主軸轉(zhuǎn)速最小， 為 315 或 450 可得 1000=315 r/min25i710輪 帶i 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計(論文) 10 1500=450 r/min25i710輪 帶i 當左側(cè)的電磁離合器得電，齒輪 3 和齒輪 6 之間嚙合，當時的主軸轉(zhuǎn)速最大， 為 1250 或 1800 可得 1000=1250 r/min36i710輪 帶i 1500=1800 r/min輪 帶 當右側(cè)的電磁離合器得電，齒輪 1 和齒輪 4 之間嚙合，當時的主軸轉(zhuǎn)速為 630 或 900 可得 1000=630 r/min14i70輪 帶i 1500=900 r/min輪 帶 由這 6 各方程聯(lián)列可解得 0.3226 0.7447 1.645225i 14i 36i 0.2576 1.3659 0.5348970 輪 帶 傳動比的選用時，應注意的幾個問題，充分使用齒輪副的極限傳動比 =1/4， =2，minuax 雖然這是可以取得的最大傳輸范圍，或減少傳輸件，但會導致齒輪殼體尺寸 過大時，檔位速度的增加，振動和噪聲，要求的精度的傾向。在實踐中，很多時 候不使用旋轉(zhuǎn)式，大大增加的速度的傳動比，特別是，中間軸驅(qū)動器。因此，從 系統(tǒng)的角度來看，而適當增加串聯(lián)傳輸組，或者是分支與并行傳送速度范圍內(nèi)， 以滿足要求的數(shù)量，同時避免與最終副變速器的傳動比的。 以上幾個齒輪比符合要求。 3.4 各軸轉(zhuǎn)速的確定方法 由電機的轉(zhuǎn)速和齒輪的傳動比，可以計算出各軸的轉(zhuǎn)速； 3.4.1 I 軸的轉(zhuǎn)速 I 軸從電機端向移動，傳輸系統(tǒng)納入各級的速度。速度和主軸電機速度應該 是接近的最大速度。顯然，從高速恒功率下工作時，傳動部件遭受最小扭矩，考 慮軸電機的轉(zhuǎn)速不宜降得低。然而，如果摩擦離合器軸一類組件，轉(zhuǎn)速高，摩擦 損耗，發(fā)熱將成為明顯的矛盾，因此，一軸速度不應該過高，車床主軸轉(zhuǎn)速一般 為 7001000 轉(zhuǎn)/分鐘左右比較合適的。我們還要注意與皮帶輪傳動，電機軸與傳 輸模式，下垂的比例不應過大，可能會干擾和主軸尾部。 3.4.2 中間傳動軸的轉(zhuǎn)速 對于中間軸轉(zhuǎn)速的考慮原則是：正確的解決方案的結(jié)構(gòu)尺寸和噪聲，振動等 性能要求之間的矛盾。 中間軸的轉(zhuǎn)速高，中間軸和齒輪承受扭矩小，可以使軸和齒輪模數(shù)較小，這 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計(論文) 11 使得結(jié)構(gòu)緊湊。然而，這將導致空載功率和噪聲增加。從經(jīng)驗中知道：主軸轉(zhuǎn)速 和速度的中間軸，根據(jù)實際情況：1，應予以修訂，對于功率較大的重切削機床， 主軸轉(zhuǎn)速低，中間軸轉(zhuǎn)速適當服用一些高度降低結(jié)構(gòu)尺寸效應是顯而易見的。 2，輕載或高速精密機床，中間軸轉(zhuǎn)速應采取較低。如圖 3 所示，控制輪的圓周 速度，在此條件下，可能是適當?shù)氖褂靡粋€高速中間軸。 3.5 轉(zhuǎn)速圖擬定 運動參數(shù)確定，各級主軸轉(zhuǎn)速已經(jīng)知道，但根據(jù)設計出的齒輪傳動比，各級， 這樣，你可以準備的主要移動速度圖表，使主運動已逐漸具體。 此車床集中傳動：公比為 ，級數(shù) Z=12，變速范圍 R=1800/40=45。1.4 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計(論文) 12 第 4 章 動力計算 4.1 齒輪的計算 4.1.1 確定齒輪齒數(shù)和模數(shù)（查表法） 可以接近或查找表來確定的齒輪齒，后者更容易。根據(jù)上述計算的傳動比和 最初的一組小齒輪齒，查表的數(shù)量來確定的齒輪的齒數(shù)和，減少了大量的齒。 用查表法求 I 軸和 II 軸上的齒輪的齒數(shù)和模數(shù) 常用傳動比的適用齒數(shù)（小齒輪） （見參考書 1 第 20 頁） 。 選取時應注意： 不產(chǎn)生根切。一般取 Zmin1820； 保證強度和防止熱變形過大，齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚 2m，一般取 5mm，則 Zmin6.5+2T/m。 每對相同的傳輸組齒輪的中心距應相等。如果同一模數(shù)的齒的數(shù)目，也將相 等。但是，由于齒輪比的要求，特別是在使用共同的傳動齒輪，而且往往不能滿 足上述要求。固定齒輪機器上可用，等于調(diào)整的中心距離在一定范圍內(nèi)。但修正 量不能太大，一般齒數(shù)差不能超過 34 個齒。 防止各種碰撞和干涉。 三聯(lián)滑移齒輪的相鄰兩齒輪的齒數(shù)差應大于 4。 所以，可以假設其中最小的齒輪 2 齒數(shù)為 20，而且由上可知，齒輪 2 和齒輪 5 之間的傳動比為 3.1，查常用傳動比的適用齒數(shù)（小齒輪）表，可找到最接近的 傳動比為 3.15，當時的齒數(shù)之和為 82?？傻么簖X輪齒數(shù)為 62。 齒輪模數(shù)的估算 按接觸疲勞和彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù)是比較復雜，一些因素只有在齒輪 的參數(shù)已經(jīng)確定前需要了解的，因此，只有檢查后未完成的草圖。在草圖中，之 前估計，然后使用標準齒輪模數(shù)。 齒輪彎曲疲勞的估算： 1 32jNmzn 其中 N-計算齒輪傳遞的額定功率 d 齒輪點蝕的估算： mm1370jAn 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計(論文) 13 其中 為大齒輪的計算轉(zhuǎn)速，A 為齒輪中心距。jn 由中心距 A 及齒數(shù) 、 求出模數(shù)：1z2 112jAmz 根據(jù)估算所得 和 中較大得值，選取相近的標準模數(shù)j 以齒輪 2 和齒輪 5 為例 = =15000.534=801 r/minjni輪 帶 N=5.50.95=5.225kw 32 1.509m3534.0162 A370 69.133mm3. 1.6869206j 所以，根據(jù) 選取，為了保證模數(shù)一定滿足要求，假設齒輪 2 和齒輪 5jm 的模數(shù)為 3 由此可知，輸入軸 1 和傳動軸 2 之間的中心距為 = =123mm25()za)60(3 同理且根據(jù) 1 軸和 2 軸之間的距離始終為 123mm，可得出 1 軸和 2 軸之間其 余的齒輪的齒數(shù)和模數(shù) 分別為 135z1m47z43m 616 4.1.2 確定齒輪的齒數(shù)和模數(shù)（計算法）并校核 以齒輪 8 和 9 為例, 設計時選擇最高的轉(zhuǎn)動速度，即齒輪 10 的轉(zhuǎn)速為 1800r/min，已知該組齒輪 傳遞的功率為 5.5kw，已知傳動比為 0.2576，假設齒輪，使用壽命 8 年，全年89i 共 300 個工作日，兩班倒，中等沖擊，齒輪單向旋轉(zhuǎn)對稱布置。 1、齒輪材料，精度和牙齒：由于傳輸功率小，速度不高，選用的材料，根 據(jù)表 7-1，用 55 鋼，鍛造毛坯，大齒輪正火，淬火和齒輪，用軟齒表面上。齒輪 精度用 6 級，軟齒表面粗糙度為 。軟齒面閉式傳動，失效形式為點蝕，1.6aR 考慮傳動平穩(wěn)性，取齒輪 8 的齒數(shù)為 17，則齒輪 9 為 17/0.2576=66 2、設計計算 （1） 、設計準則 按齒面接觸疲勞強度設計，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計(論文) 14 （2） 、按齒面接觸疲勞強度設計 21312()HEt dZKTud =9.551T669.50.01329087pNmn 由圖 7-6 選取材料的接觸疲勞極限應力為: ，2lim58HaMP2minHaP 由圖 7-7 選取材料的彎曲疲勞極限應力為: ， 1li30Fli10F 應力循環(huán)次數(shù) N 由式(7-3)計算 =1687638/9.7102u9.2. 由圖 7-8 查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) ，1NZ2.0N 由圖 7-9 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ，Y 由表 7-2 查得接觸疲勞安全系數(shù) ，彎曲疲勞安全系數(shù) ，又minHSmin1.4FS ，試選2.0STY1.3tK 由前面的式子求得許用接觸應力和許用彎曲應力 21lim580HNaZMPS 222li7nH 211lim3028.4FSTNaY 222li aFMP 將有關值代入式子 得 = =59.17 2131()HEt dZKTud 23.5189.01.3908376 則 1.441160tnv/ms 查圖 7-10 得 ；由表 7-3 查得 ；由表 7-4 查得 ；9.v 1.25AK1.05K 取 ；則K.09.43HAVK 修正 231.45.1736.tdm 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計(論文) 15 1/60.95/173.8mdzm 由表 7-6 取標準模數(shù) 3校核齒根彎曲疲勞強度 由圖 7-18 查得 14.2FSY24.0FS 取 0.7 由式（7-12 ）校核大小齒輪的彎曲強度 211 1232.3194.076.875FFS aFdKTI MPZm 2214.068.aFFSYP 所以，初選的齒輪齒數(shù)和計算出的模數(shù)符合要求。 求得齒輪 8 和 9 的齒數(shù)和模數(shù)分別為 817z835m 969. 其中齒輪 8 的齒數(shù)為 17，有可能會發(fā)生根切現(xiàn)象，所以要修正齒輪，用變位 修正法求得 8 齒輪的變位系數(shù)為+0.218。用同樣的方法可以求得其他齒輪的變位 系數(shù)。 列出各齒輪的齒數(shù)、模數(shù)、和變位系數(shù) 編號 模數(shù) 齒數(shù) 齒形角 變位系數(shù) 1 3 35 20+0.5 2 3 20 +0.8 3 3 51 0 4 3 47 -0.5 5 3 62 200 6 3 31 0 7 3 56 0 8 3.5 17 +0.218 9 3.5 66 200 10 3 41 +0.169 齒輪材料為 55 鋼，熱處理為齒部 G580.2，深 0.5 4.1.3 齒輪的精度設計； 齒輪精度設計的方法及步驟： 1、確定齒輪的精度等級； 2、齒輪誤差檢驗組的選擇及其公差值的確定； 3、計算齒輪副側(cè)隙和確定齒厚極限偏差代號； 4、確定齒坯公差和表面粗糙度； 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計(論文) 16 5、公法線平均長度極限偏差的換算； 6、繪制齒輪零件圖。 以齒輪 9 為例：齒數(shù)為 66，模數(shù)為 3.5，變位系數(shù)為 0。 確定齒輪的精度等級 由于該齒輪是主軸箱內(nèi)的齒輪，對傳動精度和穩(wěn)定性的要求都比較高，主要 要求的是傳動平穩(wěn)性精度等級。據(jù)圓周速度 601dnv3.5640.1/ms 對于如此要求高的齒輪采用 6 級精度。 齒輪誤差檢驗組的選擇及其公差值的確定 該齒輪屬中等精度，且為批量生產(chǎn)查表 12-3 選定 、 、 、iFWifF 組成檢驗方案。根據(jù) 及13.521dzm127b 查表 12-13、表 12-14、表 12-15 可得公差值： 第 I 公差組 6rF45p 第 II 公差組 9f 1ptf10bf 第 III 公差組 計算齒輪副側(cè)隙和確定齒厚極限偏差代號代號 計算齒輪副的最小極限側(cè)隙 由表 12-10 按油池潤滑和 查minj 4.1/vms 得 10.1350.nnj 6212()sitat 根據(jù)齒輪和箱體的材料，從材料手冊上查得，鋼和鑄鐵的線膨脹系數(shù)分別 為 ， 。61.5/c62.5/c 傳遞的中心距 61()3(17)45.22mzam 所以， 24.0.8nj 確定齒厚極限偏差代號 齒厚上偏差 由式（12-15） 6 22112tan.04 cosnbs nfjfFE 式中 前面已查得F9m 由表 12-14 按 6 級精度查得pbf 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計(論文) 17 1pbfm29pbf 由表 12-17 按 145.5，6 級精度查得 ，20afm 所以，代入數(shù)據(jù)得 ，5sE 因為 1ptf56sptEf 由圖 12-29 或者 12-9 查得齒厚的上偏差代號為 G，因此sptf 齒厚下偏差 可知 6 2tanSrTFb 查表 12-13，6 級精度齒輪 ，查表 12-11，36rm ，所以1.28.791rbI2tan03.4S 6siSET17.5ptf 由圖 12-29 或表 12-9 查得齒厚下偏差代號為 K，因此23si m 至此，小齒輪的精度為：6GK GB10095-88 確定齒坯公差、表面粗糙度 齒輪內(nèi)孔是加工、檢驗及安裝的定位基準，對 6 級精度的齒輪，由表 12-18 查得：內(nèi)孔尺寸公差為 IT7，內(nèi)孔直徑為 85mm,偏差按基準孔 H 選取，即齒輪內(nèi) 孔的下偏差為 0，上偏差為+0.022。內(nèi)孔的形狀公差按 6 級決定或遵守包容原則。 定位端面的端面圓跳動公差由表 12-19 查得為 0.014mm。 齒頂圓只作為切齒加工的找正基準，不作為檢驗基準，故其公差選用 IT11， 齒頂圓直徑 ，偏差按基準軸 h 選取，即下偏差為-0.290，1238aadhm 上偏差為 0。 齒輪的表面粗糙度按 7 級查表 12-20，各表面粗糙度 分別為：齒面aR =1.6，內(nèi)孔 =1.6，基準端面 =3.2，齒頂圓 =6.3。aRaaRa 公法線平均長度極限偏差的換算 公法線的公稱長度 W 及其跨齒數(shù) k，可從機械設計有關手冊中查得或按式 12-7 和式 12-8 求得 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計(論文) 18 跨齒數(shù) /90.56/.8kz 61.47(2143576(1)0.4680.724Wmz 該齒輪為中模數(shù)齒輪，控制側(cè)隙的指標宜采用公法線平均長度極限偏差 ，按換算式 12-20、式 12-21、式 12-22 得wsiE 6cos0.sincos2.3sin.9msnrF m 672130762015ii 齒輪工作圖 下圖為本例齒輪零件圖。 法 向 模 數(shù)齒 數(shù)齒 形 角齒 頂 高 系 數(shù)徑 向 變 化 系 數(shù)跨 齒 數(shù)跨 K齒 公 法 線平 均 長 度 偏 差精 度 等 級配 對 齒 輪公 差 組齒 輪 副 中 心 距及 其 極 限 偏 差 mnzha*kw6GB1095-8f圖 號齒 數(shù)檢 驗 項 目 代 號Frpftb .7243公 差 值.019兩 端 面 未 注 倒 角（ ）其 余 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計(論文) 19 4.2 電磁離合器的選擇和使用 隨著機床自動化電磁離合器和制動器的使用越來越廣泛的應用的發(fā)展趨勢， 其中電氣控制設計的經(jīng)濟型數(shù)控車床，采用手動和電動相結(jié)合的模式，實現(xiàn)了與 電磁離合器，電磁離合器自動控制的主要組成部分之一，它具有結(jié)構(gòu)緊湊，便于 實現(xiàn)遠程控制和自動控制功能，同時滿足簡化機器結(jié)構(gòu)，提高變速器的剛度和加 工精密機床，獲得高響應，高頻率運行其他要求。 我設計的主軸箱有三電磁離合器，大大簡化了主軸箱的結(jié)構(gòu)。許多類型的離 合器通電工作，有時你失去電氣工作?？煞譃槟Σ岭x合器的牙嵌式離合器，磁粉 離合器和滑離合器可以分為濕式離合器與干式離合器，他們的工作條件，他們的 現(xiàn)任美聯(lián)儲可以分為有沒有滑環(huán)滑環(huán)離合器和離合器扭矩傳輸。 選擇離合器型號規(guī)格，你必須充分了解各種優(yōu)點和缺點的離合器操作特性。 在選擇最重要的因素是離合器的轉(zhuǎn)矩，由功率傳遞的扭矩裝置，如果一定數(shù)量的 摩擦件，則對應的有效半徑的尺寸和離合器傳遞扭矩。但實際上，速度，溫度， 摩擦磨損，污染在所有受影響的操作扭矩。 在設計過程中，計算扭矩是工作載荷的慣性和運動載荷的慣性之和，用 T 表 示計算扭矩可用下式求出： 7 2().308()rLmWKNSVRTkgtt 式中 -旋轉(zhuǎn)組件的重量rW K-旋轉(zhuǎn)組件的回轉(zhuǎn)半徑 N-回轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速 S-工作安全系數(shù) -直線運動組件的重量L V-線性速度 R-變旋轉(zhuǎn)運動為直線運動皮帶輪的半徑 g-9.8 t-機器啟動所需時間 -電磁離合器吸合時間m 但在實際工作中,很多設備的精確載荷難以計算。一般是根據(jù)輸入動力確定所 需扭矩。 7975.PSTkgmN 式中 P-輸入功率 S-工作安全系數(shù) N-輸入轉(zhuǎn)數(shù) 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計(論文) 20 從上述方程可以看出，對轉(zhuǎn)矩的影響最大離合器安裝繞軸回數(shù)。因此。一定 的功率，更高的轉(zhuǎn)數(shù)對應于低扭矩，因此，盡可能地在設計中的離合器安裝在傳 輸鏈路中，高速的位置，這通常要求同軸離合器和電機。 本設計中的主軸箱采用的是油潤滑，所以選用的電磁式離合器是濕式的。 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)和相互關系，而且 I 軸的扭矩小于 II 軸的扭矩，分析后，選擇 在 I 軸上的兩個離合器均為 DLM5 系列離合器，其型號為 DLM5-10；II 軸上的扭 矩大于 I 軸，其型號可選為 DLM5-25。 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計(論文) 21 第 5 章 軸的設計和驗算 5.1 軸的結(jié)構(gòu)設計 機軸，廣泛用作滾動軸承。要安裝齒輪軸，離合器和剎車。軸應確保這些傳 動部件或機構(gòu)正常工作。 軸應具有足夠的強度和剛性。如果偏轉(zhuǎn)角過大，會讓可憐的齒輪，軸承的工 作條件惡化，振動，噪聲，負載功率，磨損和產(chǎn)生的熱量增加。 兩軸中心距誤差和平行軸之間的組裝及加工誤差等也可能引起這些問題。 因此，在軸的設計，要充分考慮軸的剛度的強度和其他因素。的材料的選擇 和估計直徑必須滿足的條件，即使完成后，估計要檢查的軸的強度和剛度。 主軸設計的各部分的軸具有一個合理的結(jié)構(gòu)和尺寸。 影響因素的軸的特定的結(jié)構(gòu)，所以結(jié)構(gòu)軸有沒有標準的形式。設計，必須解 決的軸的具體情況具體分析，綜合考慮解決。 軸的結(jié)構(gòu)設計的主要要求是： 安裝在軸部分已確定的位置。合理的布局。 軸受力合理，可靠地傳遞力和力矩，幫助提高的強度和剛度。 具有良好的過程。 易于安裝和調(diào)整。 節(jié)省材料，降低質(zhì)量。 I 軸（輸入軸）的設計 I 軸的特點：1.該議案獲得通過變速箱齒輪，一般安裝在軸上，軸大變形，結(jié) 構(gòu)應采取加強軸軸僵硬或緊張（滑輪卸載） ；2.如果 I 軸正向和反向安裝的離合器， 離合器零件，因為很多組件，組裝在框中非常方便，一般都找外箱 I 軸拼裝入箱 后，良好的整體（即使最好的滑輪也裝配在上面） 。 卸荷裝置：I 軸的滑輪的權力有兩種方式：一種是直接裝上滑輪軸。除了轉(zhuǎn) 矩傳遞，皮帶的拉伸力作用在軸上。另一種是安裝在軸承滑輪，軸承裝在套筒 （法蘭） ，并只傳遞扭矩軸，徑向力由固定套筒熊框的。此結(jié)構(gòu)稱為卸料裝置。 5.2 軸的強度校核(以 I 軸為例) 由鹽城市機床廠 1997-10-01 發(fā)布的臥式車床企業(yè)標準表 9 知主軸轉(zhuǎn)速為 時，扭矩為 ，這時 I 軸的轉(zhuǎn)速為103/minr468Nm 10.534/minr 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計(論文) 22 5.2.1 選擇軸的材料 由于這個車頭箱傳動的功率不大，分別為 4 和 5.5kw，對其重量和尺寸也無 特殊要求，故此輸入軸采用 45 鋼。 5.2.2 初估軸徑 按扭矩初估軸的直徑，查表 10-2(見參考書 2)得 ，考慮到安裝帶1067C 輪的軸段僅受扭矩作用，取 ，則106C 233min5.2.4pdm 5.2.3 結(jié)構(gòu)設計 (1) 各軸段直徑的確定 按照確定的順序從上面開始的分段直徑可以被安裝 在初步直徑后軸份?？紤]到滑輪安裝在上述軸部分將被安裝，以符合與軸承直徑 系列，該段應該有一個直徑的軸和軸承型號同時使用，軸承代號為 6306 的深溝 球軸承的內(nèi)孔直徑 30，同樣可取的其他各段軸的直徑。 （2）各軸長度的選擇 要安裝的軸部上的滑輪，軸承，密封件等，根據(jù)這 些組件的大小，可以得出的軸的長度。長軸部分的輪轂或軸部分具有確定的長度 的一部分，主要是基于確定每個軸截面的大小。而另一些軸長度的段，除了相關 的軸部分，而且還與框和軸承蓋和其他部件有關。一般從齒輪端開始，以避免運 動部件，并且不會干擾與運動部件，齒輪端面和柜壁之間的距離 H=15mm，考慮 制造錯誤的情況下，支承面應相差的罐壁一定距離，取 ，考慮上下軸承5m 座的聯(lián)接，取軸襯座寬度為 45mm。 （3）倒角和圓角，以確保定位軸肩的端面附近的，根據(jù)軸承手冊推薦的軸承 內(nèi)表面，以肩圓角半徑為 1mm。為方便加工，其他軸肩圓角半徑均取為 1mm， 根據(jù)標準 ，軸的左右端倒角均為 。/6403.GBT145 確定的規(guī)模和結(jié)構(gòu)的過程，和草圖的同時，結(jié)構(gòu)設計草圖（見下圖-a） 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計(論文) 23 fedFR1VL=40.5帶 輪cba軸 承 H29MVFR2aL3=7.1齒 輪 HTtr 5.2.4 軸的受力分析 4682039351tTFNrm7.tg (1)畫軸的受力簡圖(見上圖-b) ，因為齒輪為直齒圓柱齒輪，所以，齒輪上不 存在軸向力。 (2)計算支承反力 在水平面上 172.01243.063965rRHFNL214.91rH 在垂直面上 12/0/2.RVt (3)畫彎矩圖（見上圖-c d e） 在水平面上 ，a-a 剖面左側(cè) 143.619.486.aHRMFLNm a-a 剖面右側(cè) 2 .7.a 在垂直面上 239.10.5983.4aVAvRVFL 合成彎矩 a 剖面左側(cè)和右側(cè)的彎矩相同 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計(論文) 24 2222 48693.410.54aaHaVMMNm (4)畫彎矩圖（見上圖-f ） 轉(zhuǎn)矩 /6/3150.tTFdNm (5)判斷危險截面 顯然，a-a 面處無論是彎矩還是扭矩都為最大，a-a 面為危險截面 (6)軸的彎扭合成強度校核 由表 10-1 查得 ，15abMP01abP 在 a-a 截面左側(cè) 2 23 3 3()2(45)0.10.426.abtdWmM 合適。 (7)軸的疲勞強度安全系數(shù)校核 由表 10-1 查得 ， ， ； ，650BaMP130aP15a0.2 。0.1 在 a-a 截面左側(cè) 2 2 23 3()2(4).20.64109TbtdWm 由附表 10-1 查得 ， ；由附表 10-4 查得絕對尺寸系數(shù) ，1K.3 0.81 ；軸經(jīng)磨削加工，由附表 10-5 查得表面質(zhì)量系數(shù) 。則0.76 . 彎曲應力 02/9.1b aMWMP 應力幅 .aa 平均應力 m 切應力 15602.93T aP .4amaM 安全系數(shù) 126.7mSK 1.45 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計(論文) 25 29.6S 查表 10-6 得許用安全系數(shù) ，顯然 ，故，a-a 截面安全，即1.35s:s 整個軸都是安全的，其彎扭合成強度和疲勞強度均是足夠的。 5.3 軸的剛度校核(以 I 軸為例) 發(fā)生軸負載下彎曲和扭轉(zhuǎn)變形，如果變形過大，會影響軸類零件的正常工作。 軸除了滿足強度要求，而且要滿足剛度要求。強度要求，以確保軸在反復載 荷和扭轉(zhuǎn)載荷無疲勞失效。高精密機床主傳動，不允許大變形。剛度的軸（彎曲， 軸向，扭轉(zhuǎn)）的要求，以確保沒有過多的變形（彎曲，屈曲，角） 。如果沒有足 夠的剛度，軸類零件，如齒輪，軸承等變形小的軸將是太大，不能正常工作，或 產(chǎn)生振動和噪音，發(fā)熱，過早的磨損和故障。因此，我們必須確保傳動軸具有足 夠的剛性。通常情況下，媒體估計軸的扭轉(zhuǎn)剛度，草圖后，根據(jù)給力，結(jié)構(gòu)的安 排和相關的尺寸的直徑， ，檢查彎曲剛度。 I 軸的直徑按扭轉(zhuǎn)強度計算，前面已得出結(jié)果，估算出的直徑為 40mm. 車床傳動軸的彎曲剛度驗算，主要驗算軸上裝齒輪和軸承處的撓度 y 和傾角 。各類軸的撓度 y 和傾角 ，應小于彎曲剛度的許用值Y和值，即： yY；值，即： 軸的彎曲變形的允許值： 安裝齒輪的軸允許的撓度為（0.010.03）m 計算軸本身彎曲變形產(chǎn)生的撓度 y 和傾角 時，一般常簡化集中在軸上的負 載下的簡支梁，差別不大時，該軸的直徑和計算精度不是必需的，它可以等于直 徑軸的軸線，采用平均直徑（ )來計算。計算公式為：圓軸：平均直徑id 1id 慣性矩 416I I 軸為圓軸，其平均直徑 130450idm 慣性矩 4 41266I 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計(論文) 26 l=296.5c40 xb1軸 承帶 輪 a7x齒 輪 yp 計算撓度: a 段內(nèi)： 122 22715609.4()(6.519.4)6xPbxylx xEI 其中 P-力載荷 (N) I-截面慣性矩 M-彎矩載荷 -傾角 y-撓度 x-所求之點距離 E-軸材料的彈性模量，鋼材 7210aEP b 段內(nèi)： 122()()6xalylxaI c 段內(nèi): 11xBPbIl 由圖分析得, a 段內(nèi)撓度 122 22715609.4()(6.519.4)6x xylx xEI x 的值為 0 和 97.1 之間，由求導得 x 的值為 97.1 時，撓度最大，其撓度值 為 0.0025081，而軸的撓度的允許值為(0.010.03)m ，其中 m 為齒輪模數(shù)， 所以，y=0.030.09mm 可知 a 段內(nèi)撓度y b 段內(nèi)撓度 =22()()6xPallxaEI 1271509.6.5(9.)7.14x 對式子求導，得到撓度為最大時， 求得其撓度值也y 再由公式計算得到幾個受力端點處的撓度，由計算可得同樣y 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計(論文) 27 所以，撓度符合要求。 傾角的校核： 由分析可知，最大傾角出現(xiàn)在左支承點處 其傾角為 弧度67()15609.4(296.571)2.0621PablEI 左支承處裝有深溝球軸承，其許用傾角為=0.0025rad 可得最大傾角許用傾角 所以軸的剛度符合要求。 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計(論文) 28 第 6 章 主軸變速箱的裝配設計 柜的結(jié)構(gòu)設計：設計結(jié)構(gòu)包括主軸變速箱傳動部件（軸，軸承，滑輪，齒輪， 離合器和剎車等） 。 6.1 箱體內(nèi)結(jié)構(gòu)設計的特點 主軸齒輪箱是機器的主要組成部分。除了考慮到一般的機械傳動設計的有關 要求，重點在以下幾個方面的問題： (1)精度：車床主軸部件要求比較高的精度。如：主軸的徑向跳動 0.01mm；主軸的軸向竄動0.01mm。 (2)剛度和抗振性：綜合剛度（主軸與刀架之間的作用力與相對變形之比）： N/mm340jD綜 合 其中 D 為最大回轉(zhuǎn)直徑 mm。 (3)傳動效率的要求：等級 1 效率0.85 等級 2 效率0.8 等級 3 效率為 0.75 (4) 上面的軸前軸承溫度的溫度應控制在一定范圍內(nèi)，噪聲應控制在一定范 圍內(nèi)： 等級 1 dB78 等級 2 dB80 等級 3 dB83 結(jié)構(gòu)應盡可能簡單，緊湊，加工和裝配工藝性好，易于維護和調(diào)整。 操作簡便，安全可靠。 按照標準化和通用的原則。 6.2 設計的方法(以軸的布置為例) 主軸箱的設計，因為它是整機設計的重點。由于結(jié)構(gòu)較為復雜，設計是必然 要經(jīng)過多次反射和多次修改。在繪畫之前官方公布的數(shù)字，最好是第一個草圖。 目標是： 傳動部分的布局和結(jié)構(gòu)方案的選擇。 檢查結(jié)果傳輸設計的相互干擾，碰撞，或其他不合理的條件是否及時更正。 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計(論文) 29 確定跨度支承軸，該齒輪在軸上的位置和各軸的相對位置，以確定軸的受力 點的方向的力，在軸和軸承，以提供必要的數(shù)據(jù)，以檢查。 為了實現(xiàn)這些目標，主體輪廓草圖的尺寸和大小的零件之間的相對位置一定 要涂準確，詳細的結(jié)構(gòu)不會被繪制。 結(jié)構(gòu)反復推敲修改后，經(jīng)檢查是必要的，以確定結(jié)構(gòu)的程序，然后你就可以 開始畫一個正式的裝配圖。 展開視圖和橫截面視圖應盡量交叉，這樣容易發(fā)現(xiàn)問題。 轉(zhuǎn)軸設計： 特點：本機軸，廣泛用于滾動軸承。安排齒輪軸，離合器和制動器。軸應確 保這些傳動部件或機構(gòu)正常工作。 第一軸應具有足夠的強度，剛性。如果偏轉(zhuǎn)角過大，會讓可憐的齒輪，軸承 的工作條件惡化，振動，噪聲，負載功率，磨損和產(chǎn)生的熱量增加。 兩軸中心距誤差和平行軸之間的組裝及加工誤差等也可能引起這些問題。 軸結(jié)構(gòu)： 驅(qū)動軸的光軸也可以是一個花鍵軸。 軸的空間排列 軸系安排的一般程序：首先確定在變速箱主軸的位置，以及在確定的軸的齒 輪嚙合的第三步驟中的軸線與驅(qū)動軸的軸線來確定電動機軸位置或在輸入軸的運 動，最終確定另一軸的位置。 車床主軸（圖 6-20） 1、垂直方向（高度） H=1/2D-由車床主參數(shù) D 決定。 2 水平方向 ab尾座主軸中心軌道在中間，有稍偏向前的軌道，但也傾向于后導軌， 以減少床身導軌的變形，前部和后部軌主軸中心至未來更多更好的切削力方向， 然而，方便裝卸工件，減輕勞動強度的角度來看，主軸中心更具前瞻性。一般中 型鐵路車床尾座中心或稍偏后，這樣不僅易于操作，也使切削力作用刀架上均勻 地兩軌面。 傳動主軸的軸 由于切削力 和轉(zhuǎn)動力 的作用，主軸及其軸承將產(chǎn)生變形。P切 齒 從實驗結(jié)果的分析變形構(gòu)件介質(zhì)車床主軸的組成比：主軸本身的變形約 45 至 65的約 30-45，在軸承支承構(gòu)件（主體）的主軸軸承的變形而變形。因此， 主軸單元的剛性，可考慮根據(jù)主軸和軸承。然而，主軸驅(qū)動齒輪嚙合的齒輪之間 的不同位置，將導致主軸和主軸軸承有很大的承受能力的變化。通過分析兩種極 限情況，我們可以理解一般情況下的受力和變形的主軸組件的方法，選擇和確定 合適的動力傳動軸齒輪的位置和方向。 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計(論文) 30 I 軸（輸入軸）的位置： 1. I 軸上往往裝有摩擦離合器等機構(gòu)，這些部件的位置安排應便于調(diào)裝。 2. 要考慮的摩擦離合器或摩擦制動器，以便冷卻和潤滑，進一步相差的主軸 組件，以減少摩擦熱所產(chǎn)生的熱變形，主軸單元。 3. 定期與皮帶輪的軸和主軸端面懸年底，有可能會自動加載夾頭操縱氣缸或 油缸，布局 I 軸位置，必須確保這兩個不沖突，滑輪軸外邊緣不能高于罐體，從 而影響美觀。 總結(jié)上述，I 軸車床更一般地布置在變速箱上面的壁附近的蓋子。 軸的位置是：固定的主軸和 I 軸位置的中間，將驅(qū)動軸的中間位置，可以按 順序排列的傳輸應被視為滿足以下要求： （1）離合器軸：為了便于對齊，維護和潤滑。 （2）配備了制動裝置軸：為了便于調(diào)整，維修，軸應該被安排在附近的墻 上蓋或票房，同時也考慮到啟動和停止的聯(lián)鎖裝置。 （3）有足夠的空間來安裝油泵，高度應該很容易泵的油的吸入和排出，便 于處理和調(diào)整泵，飛濺或溢出油輪應該指出的是所述齒輪軸的圓周速度和的深度 浸油。 （4）伴有軸：機床主運動和進給運動是飼料之間的內(nèi)在聯(lián)系，通過變速箱 輸出軸接觸的運動，它應該被安排在主軸底線附近飼料票房前的相關部分。 （5）其他：箱型截面緊湊的尺寸，比例協(xié)調(diào)，操縱機構(gòu)妥善安排等。 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計(論文) 31 第 7 章 結(jié)論 通過本次畢業(yè)設計，完成主傳動采用的是這種類型的經(jīng)濟中檔精密數(shù)控車床， 經(jīng)濟型數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)設計。有 12 這些車床的速度，高點和低點兩檔，兩 檔切換是通過手柄來實現(xiàn)，而在同一個文件內(nèi)的六速是通過電磁離合器電控。 這種數(shù)控車床數(shù)控車床是不同于正常的，但也從普通車床，兩者的結(jié)合。這 種數(shù)控車床比平均全功能數(shù)控機床價格便宜，節(jié)約了成本，性價比適中。相對于 車床等主要驅(qū)動器，使用，加工精度更高，提高產(chǎn)品質(zhì)量，減少廢品損失。因為 這部分是電子控制變速箱，但也降低了工人的勞動強度。因此，這種類型的主要 驅(qū)動設計，以滿足中國的國情。 由于這種設計時間匆忙，沒有檢查的重要組成部分，有的只是一個簡單的選 擇，而不是嚴格的計算。而且由于缺乏實踐經(jīng)驗，缺乏許多方面的設計過程。 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計(論文) 32 致 謝 我近一個學期的畢業(yè)設計，我學到了很多東西，不僅包括一些設計方法，更 重要的是，我學會了如何獨立思考和解決問題。在設計中，會不斷遇到問題，那 么我們應該想想辦法了，讓我們?nèi)ふ倚畔?，檢查手冊。在本次畢業(yè)設計中，我 學會了解決問題的一個重要途徑是檢查設計手冊。 畢業(yè)是一個系統(tǒng)的過程，通過這個過程，我們已經(jīng)學會了一些基本的方法來 分析和解決問題，讓我們的系統(tǒng)性回顧大學四年所學的知識，同時也為我們今后 的工作奠定了基礎。 通過導師的指導，我認為在設計過程中，設計自己積累了很多的經(jīng)驗，但也 有很多不足之處。設計過程中，有一些非常簡單的問題，我有時解決不了，教師 需要幫助解決。有時，看到老師，就可以解決他們的一些問題，但也懶得再想， 問老師都采取。 畢業(yè)后，我學到了很多東西，也發(fā)現(xiàn)了自己很大的不足。感謝我們教練的幫 助，感謝系部為我們提供了這么多的方便。 哈爾濱石油學院本科生畢業(yè)設計（論文） 33 參考文獻 【1】 許吉慶，陶潔.銑床數(shù)控化的改造【J】.制造技術與機床， 2001（9） 【2】 現(xiàn)代實用機床設計手冊編委會.現(xiàn)代實用機床設計手冊【M】.北京：機械工 業(yè)出版社，2006 【3】 國家機械工業(yè)局西安微電機研究所編.實用微電機手冊【M】.沈陽：遼寧科 學技術出版社，2000 【4】 機床設計手冊編寫組.機床設計手冊【M】.北京：機械工業(yè)出版社， 1986 【5】 吳宗澤，羅圣國.機械設計課程手冊【M】.3 版.北京：高等教育出版社， 2006 【6】 羅永順.機床數(shù)控化改造實例【M】.北京：機械工業(yè)出版社， 2009 【7】 張夢欣.加工中心操作與編程培訓教程.北京：中國勞動社會保障出版社， 2006 【8】 盛伯浩,數(shù)控機床的現(xiàn)狀與發(fā)展J 制造技術與機床, 2005 【9】 濮良貴，紀名剛.機械設計(第八版).北京：高等教育出版社.2006 【10】東南大學機械學學科組，鄭文偉，吳克堅.機械原理（第七版）.北京：高 等教育 出版社，1997 【11】鄧星鐘機電傳動控制（第三版） 武漢：華中科技大學出版社，2001 【12】中華人民共和國國家標準.技術制圖與機械制圖（第二版）.國家技術監(jiān)督 局，1999 【13】E.L.J.Bohez.Five-axis milling machine tool kinematic chain design and analysis.International Journal of Machine Tools & Manufacture.2002.42:505- 520 【14】 L.J. 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