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1、本科机械毕业设计论文CAD图纸 QQ 401339828 摘 要本课题首先主要介绍我国数控机床的发展得过程与现状，并分析其存在的问题，对数控机床的发展趋势进行探讨，并对数控机床主轴箱进行了设计和计算。主轴箱由安装在精密轴承上的空心主轴和一系列的变速出伦组成。数控机床能获得在调速范围内的任意切削速度，以满足零件的切削要求。目前，数控机床的发展趋势是通过电气与机械装置进行无级调速。变频电机通过带传动和变速齿轮为主轴提供动力，通常变频电机的调速范围为3-5，不能满足主轴的变速要求，需串联变速箱以扩大其变速范围。本设计将原来的带轮不卸荷结构设计为带轮卸荷机构，使输入轴在带轮出只受转矩，将轴上的径向力传
2、递到箱体，改善输入轴的受力情况。 关键字：主传动系统；分级变速；主轴组件AbstractIn this design,the development and current siuuation of NC machine in china was introduced ang a series of ploblems were presented.The development trend to NC lathe was discussed.some countermeasures was presented for the development of NC machine in china
3、 and the headstock has been designeg.headstocks is composed of the hollow spindle which is installed in precision bearings and a series of transmission gears. The spindle can obtain any speed in the speed range to meet the processing requirements of cutting.At present,the development treng is to pro
4、vide a continuously variable speed through the electrical or mechanical devices.Variable frequency motou conveys the power through belt drive ang a set of transmission gears.The speed range requirements of the spindle speed;The transmission gears is to expand the scope of a variable-speed to meet th
5、e speed range of the spindle.In addition,in this design of the belt drives has been changed from the original unloading structure into the loading structure,transmissed the force to the lathe body so that input shaft in only forced torque,improved the forcing state of the shaft.Key words： main drive
6、 system； step speed changing； spindle unitii目 录摘 要IAbstractII1 引 言11.1 本课题的研究背景和意义11.2 本课题的国内外研究现状11.3 本课题研究方法和系统论述21.4 本课题的设计内容概述32 数控机床主传动系统设计42.1 主传动系统的设计要求42.2 主传动系统的参数设计52.3 主传动系统的总体设计62.3.1 无级变速与数控机床主传动系统设计72.3.2 主传动系统的运动设计92.4 带传动设计173 数控机床主轴组件设计233.1 主轴组件设计的基本要求233.2 主轴轴承的选择243.3 主轴设计263.4 主
7、轴组件设计273.5 提高主轴组件性能的措施294 数控机床自动送夹料机构设计314.1 自动送夹料机构的设计目的314.2 夹料机构设计314.3 送料机构设计335 其它机构设计345.1 操纵机构设计345.2 润滑机构设计366 机床主要零件的验算396.1 传动轴的验算396.2 齿轮的验算436.3 轴承的验算46结 论50致 谢51参考文献52附 录A53附 录B66本科机械毕业设计论文CAD图纸 QQ 401339828 1 引 言1.1 本课题的研究背景和意义20世纪50年代，国际上首先提出了数控机床的概念，国内于不久后也开始对数控机床进行研究。从20世纪80年代至现在，我国
8、机床制造业的发展虽有起伏，但总体来说国家对数控技术和数控机床一直给予较大的关注，也使得国内的数控机床制造业一直可以稳步地前进。国家主要还是推广国内的中档数控系统。在中档数控系统方面竞争比较激烈，中国的企业起步比较晚，现在虽然技术也在逐步向欧美企业靠拢，但是企业的品牌效应还没有形成，因此在市场上不具备很强的竞争力。目前国家组织了有关方面的人员进行沟通和交流，企业也在积极努力研发，争取早日把在中档数控系统市场上国内产品只占10%的局面扭转过来【2】。数控机床行业是具有高技术含量的行业。其特点是技术要求高、产品更新换代快、投资密度大、产品综合性强，各功能部件对整机的质量和性能至关重要。产品市场容量小
9、，竞争对手强大。这对政府的支持协调和企业经营的有效灵活均提出很高要求。基本的政策方向是要把国家政策导向、行业结构的改善和灵活高效的企业机制三者更好地结合起来。在机床行业，信息化和网络化是一个必然的趋势，是智能化的基础。这几年随着网络技术的发展以及传感技术的发展，机床越来越多地用于大批量生产，其管理、产量、产值、调度等等都可以与自动化技术联系上，从而可以全面实现全数字化、误差控制、数据补偿、网络诊断等功能。1.2 本课题的国内外研究现状目前国产低档经济型机床已经在国内机床生产企业得到了很好的应用，部分中档普及型数控机床的功能、性能和可靠性方面已具有较强的市场竞争力。但在中、高档数控机床方面与国外
10、一些先进产品相比，仍存在较大差距，这是由于欧、美、日等先进工业国家于20世纪80年代先后完成了数控机床产业进程，其中一些著名机床公司致力于科技创新和新产品的研发，引导着数控机床技术发展。相比之下，我国大部分数控机床产品在技术上还处于跟踪阶段。国内生产的数控机床可以大致分为经济型机床、普及型机床、高档型机床三种类型。经济型机床基本都是开环控制；普及型机床采用半闭环控制技术，分辨率可达到1微米；高档型机床采用闭环控制，同时具有高精度、高速度、复合化，具有各种补偿功能、新控制功能、自动诊断，分辨率可以达到0.1微米，计算机能够代替人进行编程。图1.1 数控车床在国内应用的经济型数控机床基本都是国内产
11、品，国内产品不管是从质量上还是从可靠性上都可以满足大部分机床用户的需要。国内普及型数控机床中大约有60%70%是采用的国内产品，但是需要指出的是，这些国产数控机床当中大约80%的数控系统都在使用国外产品。高档机床方面国内产品大约只能占到2%，基本都是靠进口。在市场需求方面低档机床和中档机床大约各占50%和40%，高档数控机床的需求大约是10%。由于国内数控系统生产企业的起点都很低，这样导致了企业的技术水平落后，目前国内数控系统生产企业在设计原理、元器件及应用技术上差距比较大，而国家的科研投入基本都被企业用做新产品的开发而不是关键技术的研发。1.3 本课题研究方法和系统论述1. 资料收集及调研。
12、2. 机床主传动系统总体设计及计算。3. 机床主轴组件、自动送夹料机构设计及计算。4. 毕业论文。5. 基本参数：工件：床身最大加工工件直径Dmax=500mm、轴孔最大加工棒料直径Dmax=20mm；主轴：nmin=20rpm、nmax=3000 rpm、计算转速nj=180rpm；电机：nd=1500rpm、nmax=4500rpm、P=11kw。要求：在教师的指导下，由学生本人独立、认真，正确、按时完成毕业设计任务，对所研究的课题有自己的新见解，并保证一定的工作量。能够独立完成本次设计任务，满足生产要求。1.4 本课题的设计内容概述根据课题要求，由于系统要求的恒功率变速范围大于电机的恒功
13、率变速范围，本设计拟采用分级变速箱与无级变速系统串联来扩大系统变速范围的设计方案。分级变速箱变速级数拟采用三级/四级/由于变速范围较大，拟采用背轮机构进行主传动系统设计。根据设计题目给定的机床用途、规格、主轴极限转速，拟定转速图、传动系统图、计算带轮直径和齿轮齿数。根据题目给定的机床类型、规格及工作条件，确定主电动机功率；确定主轴及各传动件的结构参数。为提高生产率和自动化程度，主轴部件中拟设计自动上下料机构/刀具自动夹紧和吹屑机构。完成运动设计和动力设计之后，还要将主传动方案“结构化”。要设计主轴变速箱装配图及零件工作图，侧重进行传动轴组件、主轴组件、变速机构、操纵机构、润滑与密封，以及主轴、
14、传动轴、滑移齿轮、操纵元件、箱体等零件的设计。完成毕业设计论文。2数控机床主传动系统设计本次毕业设计课题是数控机床主传动系统的结构设计，其主要内容是主传动系统的设计，由于电机提供的恒功率变速范围远远小于主轴所需的恒功率变速范围，因此，必须要串联一个变速箱来满足主轴所需的变速范围。串联有级变速箱的目的是为了提高电机的变速范围。机床主传动系统是实现机床主运动的传动，属于外联系传动链，其功用是：1) 将一定的动力由动力源传递给执行件；2) 保证执行件有一定的速度和足够的转速范围；3) 能够实现运动的开停、变速、换向和制动。【2】主传动一般由动力源（如电机、变速装置）及执行件（如主轴、刀架、工作台），
15、以及开停、换向、和制动机构等组成部分。动力源给执行件提供动力，并使其得到一定的速度和方向；变速装置传递动力以及变换运动速度；执行件执行机床所需的运动，完成旋转或直线运动。开停机构用来实现机床主轴的启动和停止；换向机构用来变换机床主轴旋转方向的装置；制动机构用来控制机床主轴迅速停止的装置，以减少辅助时间。 2.1 主传动系统的设计要求数控机床的主传动系统除了应满足普通机床主传动的要求外，还提出如下要求：1. 具有更大的调速范围，并实现无极调速数控机床为了保证加工时能合理的选用切削用量，充分发挥刀具的切削性能，从而获得更高的生产率，加工精度和表面质量，必须具有最高的转速和更大的转速范围。2. 具有
16、较高的刚度和精度，传动平稳，噪声低 数控机床加工精度的提高，与主传动系统的刚度密切相关。为此，应提高传动件的制造精度与刚度，齿轮齿面进行高频感应加热淬火处理以增加耐磨性。3. 良好的抗振性和热稳定性数控机床上一般既要进行粗加工，又要进行精加工;加工时可能由于断断续续的切削，加工余量不均匀，运动部件不平稳以及切削过程中的自激振动等原因引起的冲击力或者交变力的干扰，使主轴产生振动，影响加工精度和表面质量，严重时甚至破坏刀具或机床零件，是加工无法继续进行。因此在主传动系统中各主要零件不仅要具有一定的静刚度，而且要求具有足够的抑制各种干扰力引起振动的能力抗振性。机床在切削过程中主传动系统的发热使所有零
17、部件产生热变形，破坏了零部件之间的相对位置精度和运动精度，增加了零件的加工误差，而且热变形限制了切削用量的提高，降低传动效率，影响生产率。为此，要求主轴部件具有较高的热稳定性，通过保持合适的配合间隙，并进行循环润滑保持热平衡等措施来尽量减小加工误差，提高零件的加工精度和表面质量。2.2 主传动系统的参数设计机床主传动系统的参数有动力参数和运动参数。动力参数是指主运动驱动电机的功率，运动参数是指主运动的变速范围。1机床主传动功率机床主传动的功率P可根据切削功率Pc与主传动的总效率由下式确定: P = Pc/ （2.1）【5】数控机床的加工范围一般都比较大，切削效率Pc(kw)可根据其有代表性的加
18、工情况，由其主切削抗力Fz按下式确定: Pc = = (2.2) 【5】式中 Fz 主切削力的切向分力（N） V 切削速度（m/min） M 切削扭矩（N/cm） N 主轴转速（r/min）主传动的总效率一般取=0.70 0.85，数控机床的主传动多用调速电机和有限的机械变速来实现，传动链较短，因此，效率可能取较大值。2运动参数运动参数是指机床执行件如主轴，工件安装部件的运动速度。1) 主轴转速的确定主运动为旋转运动的机床，主轴转速n由切削速度v和工件或刀具的直径d来确定: n = (r/min) (2.3)【5】2) 主轴最高转速和最低转速的确定对于数控机床，为了适应切削速度和工件或者刀具直
19、径的变化，主轴的最高转速和最低转速可由下式确定:nmax = (r/min) (2.4) 【5】nmin = (r/min) (2.5) 【5】式中 nmax， nmin 主轴的最高转速，最低转速 vmax， vmin 最高，最低的切削速度 dmax， dmin 相应最大，最小的计算轴径3) 主轴的变速范围Rn主轴最高转速与最低转速之比称为主轴的变速范围，用Rn表示，即：Rn = (2.6)4) 主轴的计算转速nc对于主传动系统采用无级变速系统的机床，主轴的计算转速可由下式确定： nc = (2.7)5) 主轴恒功率的变速范围对于主传动采用无级变速系统的机床，主轴恒功率的调速范围可由下式确定:
20、 RnP = (2.8)6) 电动机恒功率的调速范围对于主传动采用无级调速系统的机床，电动机恒功率调速范围可由下式确定： RdP = (2.9)式中 电动机的额定转速（r/min）。2.3 主传动系统的总体设计数控机床是典型的机电一体化产品。以数控机床主传动系统结构设计为课题可以提高学生对机械设计制造，机械装备设计，和工程力学等知识的综合运用能力。培养和提高学生的结构设计水平，为从事产品设计工作打下基础。方案设计主要是确定主轴箱的总体结构，传动原理以及基本的运动动力参数。而本课题的研究内容是对数控机床主传动系统的结构设计和自动送夹料结构的设计。2.3.1 无级变速与数控机床主传动系统设计数控机
21、床采用无级变速系统，以利于在一定的调速范围内选择到合理的切削速度，这样利于提高加工精度和切削效率。无级变速是指在一定的范围内，转速能连续的交换，从而获得最有利的切削速度。机床主传动和进给运动中采用无级调速系统的主要优点是：1) 可进行无级调速，以得到最有利的切削用量和最小的相对生产率损失;2) 允许在负载下变速，可随时修改切削用量，以避免产生振动;3) 缩短变速时间，便于实现遥控和自动控制；4) 可实现车端面时保持恒定的切削速度，换向迅速而平稳，可大大减少齿轮变速箱，减少制造工作量；5) 缩短传动链，提高传动的平稳性等。缺点是有些无级变速系统的成本较高。机床主传动中采用的无级变速装置有三大类:
22、变速电动机，机械无级变速装置，和液压无极变速装置。机械无级变速装置时机床主传统中常用的无级变速装置。机械无级变速器有钢球式，宽带式等多种机构。它们都是利用摩擦力来传递扭矩，通过连续的改变摩擦传动副工作半径来实现无级调速。由于它变速范围太小，因此必须串联优级变速箱，以扩大其变速范围。1无级变速主传动设计原则（1） 尽量选择功率或者扭矩特性符合传动系统的无级变速装置。如执行元件作直线运动的主传动系，对变速装置的要求是恒转矩传动；如主传动系要求恒功率传动，就应选择恒功率无级变速装置。（2） 无级变速系统装置单独使用时，其调速范围较小，尤其是恒功率调速范围往往小于机床所需要的实际的变速范围。为此，常把
23、无级变速装置与机械分级变速装置串联在一起使用，以扩大其变速范围。如机床主轴要求的变速范围为Rn，选取的无级变速器的变速范围为Rd，串联分级变速箱的变速范围Rf应为：Rf = Rn/Rd = 式中 z机械分级变速箱的变速级数 机械分级变速箱的工比通常，无级变速装置作为传动系中的基本组，而分级变速箱作为扩大组，其公比理论上应等于无级变速想的变速范围Rd。实际上由于机械无级变速装置属于摩擦传动，有相对滑动的现象，可能得不到理论上的转速。为了得到连续的无级变速，设计时应该使分级变速箱的公比略小于无级变速装置的变速范围，即取=（0.9-0.97）Rd使转速之间有一小段重叠，保证转速连续。2数控机床主传动
24、系的设计特点（1） 数控机床主传动系统的主传动采用直流或交流电动机无级调速数控机床采用变速电动机拖动运动系统。采用的电机有直流电机和交流调频电机两种。目前，中小型数控机床中，交流调频电机占优势，有取代直流电机之势。设计时，必须注意机床主轴与电动机在功率特性方面的匹配。交流调频电机通常是通过调频进行变速，一般为笼式感应电动机结构，体积小，转动惯行小，动态响应快，无电刷因而最高转速不受火花限制；采用全封闭结构，具有空气强冷，保证高转速和较强的超载能力，具有很宽的调速范围。（2） 数控机床驱动电机和主轴的功率特性匹配设计在设计数控机床主传动时，必须要考虑电机与机床主轴功率匹配的问题。由于主轴要求的恒
25、功率变速范围Rnp远大于电机的恒功率变速范围Rdp，所以在电动机与主轴之间要串联一个分级变速箱，以扩大恒功率调速范围，满足低速大功率切削时对电机的输出功率要求。在设计分级变速箱时，考虑机床结构的复杂程度，运转平稳性要求等因素，变速公比的选取有下列情况：1）取变速箱的公比等于电动机的恒功率调速范围Rdp，功率特性图是连续的，无缺口也无重合，如变速箱的变速级数为Z，则主轴的恒功率变速范围Rnp 为：Rnp = Rdp = = (2.10) 【4】变速箱的萹蓄级数Z可由下式算出：Z = (2.11) 【4】2）若要简化变速箱结构，希望变速级数少一些，则不得不取较大的公比。变速箱的公比可取大于电动机的
26、恒功率调速范围Rdp，即Rdp。这时，变速箱每档内有部分转速只能恒转矩变速，变速系统功率特性图中出现缺口，称之为功率降低区。使用缺口范围内的转速时，为限制扭矩过大，得不到电机输出的全部功率，为保证缺口处的输出功率，电机的功率应相应的增加，这就是说，简化变速箱是以选择较大功率的电机为代价的。若级数Z取小一些，则根据下式计算出公比： (2.12) 【4】3）如果数控机床为了得到恒线速切削需在运转中变速时，取变速箱公比电动机的恒功率调速范围，即 Rdp，在主传动功率特性图上有小段重合，这时变速箱的变速级数可根据公式Z = 进行计算。图2.1主传动系统转开图2.3.2 主传动系统的运动设计1.转速图拟
27、定分析和设计主传动系统须应用一种特殊的线图，称为转速图。转速图能够清晰的表达出：传动轴的数目，主轴及各传动轴的的转速级数，转速值及其传动路线，变速组的个数，传动顺序以及扩大顺序，各变速组的传动副数以及传动比数值，变数规律等。已知本课题的基本参数为床身最大加工工件直径Dmax=500mm、轴孔最大加工棒料直径Dmax=20mm；主轴最低转速为：nmin=20rpm、最高转速为nmax=3000 rpm、计算转速nj=180rpm；电机的额定转速为 nd=1500rpm、最高转速为nmax=4500rpm、电机额定功率为P=11kw。（1）确定主轴的变速范围RnRn = = = 150(2) 确定
28、主轴的计算转速nj nj = 180r/min(3)确定主轴的恒功率变速范围Rnp = = = 16.67（4）确定电机能够提供的恒功率变速范围 Rdp = = = 3根据上述计算结果可知，由于RnpRdp，电动机直接驱动主轴不能满足恒功率变速要求，因此需要串联一个有级变速箱，以满足主轴的恒功率变速范围。 （5）确定变速箱的变速级数 取f = 3则 Z = = = 2.55 取Z = 3 则 = = 则 = 2.35 由于变速级数 电机所提供的变速范围Rdp，所以在主传动系功率特性图上会出现有一小段重合，对于数控机床，为了加工端面时满足恒线速度切削的要求，应使转速有一些重复，所以取Z = 3。
29、（6）拟定转速图和功率特性图 由于转速级数Z = 3，采用背轮机构的类似结构，拟用三联滑移齿轮，获得三级变速，采用背轮机构是为了增加变速组以扩大变速范围。分级变速箱的结构式为3 = 31,包含1个变速组，转速图和功率特性图如图2.2所示。 图2.2 主轴转速图和主轴功率特性图2.齿轮齿数的确定1.确定齿轮齿数应注意的问题：（1） 齿轮的齿数和不应过大，一面加大两轴之间的中心距，使机床机构庞大；同时，增加齿数和还会提高齿轮的线速度而加大噪音。一般推荐的齿数和Sz100120（2） 齿轮的齿数和也不应过小，应考虑：a. 最小齿轮不产生根切现象，对于标准直齿圆柱齿轮，一般取最小齿数Zmin 1820
30、。b. 受结构限制的各齿轮（尤其是最小齿轮），应能可靠的装到轴上或进行安装；齿轮的齿槽到孔壁的厚度a2m，以保证有足够的强度，避免出现变形或断裂造成齿轮失效。c. 两轴间最小中心距应取得适宜。若齿数和太小，则中心距过小，将导致两轴上的轴承及其他结构之间的距离过小或相互干涉。（3） 确定齿轮齿数时，应符合转速图上的传动比要求，实际传动比与理论传动比之间允许有误差，但不应过大。由于确定齿轮齿数所造成的主轴转速相对误差，一般允许超过10（）即 10（） (2.13) 【4】式中 n 主轴的标准转速 主轴的实际转速 公比2.确定齿轮齿数确定齿数时，首先必须确定变速组内齿轮副的模数，以便根据结构尺寸判断
31、其最小齿轮齿数或齿数是否适合。在同一变速组内的齿轮可取相同的模数，也可取不同的模数。后者只有在一些特殊的情况下，如最后扩大组或背轮传动中，因各齿轮副的速度变化较大，受力情况相差也较大，在同一变速组中才采用不同的模数。在统计变速组中，各对齿轮的齿数之比必须满足转速图上已经确定的传动比。确定变速组的齿数和Sz时，一般地说Sz主要是受最小齿轮的限制。显然最小齿轮实在变速组内 降速比或升速比最大的一对齿轮中，因此，可先假定该小齿轮的齿数zmin，根据传动比求出齿数和，然后按各齿轮副的传动比，再分配其他齿轮副的齿数。根据图2.1确定主传动系中各齿轮副的传动比。（1） 轴和轴之间的齿轮齿数取Zmin =
32、= 48,由转速图可知，轴和轴之间的公比u = 1：1.06，根据公式u = / = 1.06，所以取 = 49根据 + 120,所以满足要求。（2） 轴和轴之间的齿轮齿数取Zmin = = 35,由转速图可知，轴和轴之间的公比u = 1：1.41，根据公式u = , / = 1.41，所以取,= 49根据 + , 120,所以满足要求。（3） 轴和轴之间的齿轮齿数取Zmin = = 36,由转速图可知，轴和轴之间的公比u = 1：1.88，根据公式u = / , = 1.88，所以取,= 68根据 +, 120,所以满足要求。取Zmin = , = 22,由转速图可知，轴和轴之间的公比u =
33、 1：3.7，根据公式u = , / , = 1.88，所以取, = 82根据, + , 120,所以满足要求。（4） 轴和轴之间的齿轮齿数取Zmin = Z35 = 30,由转速图可知，轴和轴之间的公比u = 1，根据公式u = Z35 / Z35, = 1，所以取, = 30根据Z35 + Z35, 120,所以满足要求。（5） 轴和轴之间的齿轮齿数取Zmin = Z4 = 46,由转速图可知，轴和轴之间的公比u = 1.5，根据公式u = Z4 / Z5 = 1.5，所以取Z5 = 69根据Z4 + Z5 = 115 120,所以满足要求。3.绘制传动系统图根据上述求出的齿轮齿数和转速图
34、的设计，设计出满足上述要求的传动系统图如下：图2.3 传动系统图4.主轴及各传动轴计算转速的确定（1） 主轴计算转速的确定：根据转速图得机床主轴的计算转速nj = 180r/min。（2） 各轴的计算转速的确定主轴计算转速确定后，就可以从转速图上得出各传动轴的计算转速，对于上述转速图可得各传动轴的计算转速如下：轴的计算转速：n1 = 1500r/min轴的计算转速：n2 = 1415r/min轴的计算转速：n3 = 1000r/min轴的计算转速：n1 = 270r/min5.估算各传动轴轴径根据传动轴传动的功率大小，用扭转刚度公式进行初步的估算。 (2.14) 【5】式中 d受扭部分的最小的
35、直径 K键槽系数 A根据许用扭转角确定的系数 P电动机的额定功率 从电动机到所计算的轴的机械效率 被估算的传动轴的计算转速表2.1 估算轴径时的A和K值表2.2各传动轴机械效率的概略值由于各传动轴属于一般轴承，所以取 = 1，所对应的A = 92，电动机的额定功率P = 11kw。（1） 轴轴径的估算由于轴上有平键，所以取K = 1.051 =带轴承齿 = 0.960.990.99 = 0.94n1 = 1500r/mind = 1.0592 = 27.8mm所以圆整取d1 = 30mm。（2）轴轴径的估算由于轴上有平键，所以取K = 1.052 =1轴承 = 0.940.99 = 0.91n
36、2 = 1415r/mind = 1.0592 = 28.01mm所以圆整取d2 = 30mm。（2） 轴轴径的估算因为轴上有滑移齿轮，滑移齿轮需要在轴上滑动，还需要传递上一齿轮轴的扭矩，所以，在滑移齿轮轴上需设计花键轴。花键轴连接强度和工艺方面有如下特点：1）因为在轴上与孔上直接而匀称地制出较多的齿与槽，故连接受力均匀；2）因槽较浅，齿根处应力集中小，轴与毂的强度削弱减少；3) 齿数较多，总接触面积较大，因而可承受的载荷较大；4) 轴上零件与轴的对中性好；5）花键的导向性比较好；6）可用磨削的加工方法提高加工精度和连接质量。其缺点是齿根仍有集中力存在，有时需要专门的加工设备，加工成本较高。因
37、此花键连接适用于定心精度较高、载荷较大，经常滑移的连接【04】。由于轴为花键轴，所以取K = 0.933 =2轴承 = 0.910.99 = 0.865n3 = 1000r/mind = 0.9392 = 26.7所以圆整取d2 = 30mm。（4）轴轴径的估算由于轴为花键轴，所以取K = 0.934 =3轴承 = 0.940.99 = 0.83n1 = 270r/mind = 0.9392 = 41.42所以圆整取d4 = 45mm。（5）轴轴径的估算轴为主轴，其前轴径D1的尺寸，根据电机的额定功率为11kw，D1应在90-120之间取值，所以取D1 = 90.则D2为：D2 = （0.7-
38、0.85）90 = 63-76.5（mm）所以取D2 = 65mm6.齿轮模数的估算初步计算齿轮模数时，按简化的接触疲劳强度的公式进行。一般同一变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最重的小齿轮进行计算。从等强度的观点出发，可减小其他齿轮的宽度，使齿轮基本上处于在相近的接触应力或弯曲应力状态下进行工作。这样一来，还可以缩短该传动组的轴向尺寸。模数的估算公式如下： (2.15) 【5】式中 mj 按接触疲劳强度估算的齿轮模数，应圆整取标准值; P 电动机额定功率；j 被估算齿轮的计算转速； 大齿轮与小齿轮齿数之比；Z 小齿轮齿数； 齿宽系数， = B/m =（6-10），B为齿宽，m为模数【06】；
39、 许用接触应力；为满足刚度要求，选择40Cr钢（整体淬火），其接触应力 = 1250Mpa，取 = 6，由公式来确定齿轮的模数。（1） 第一对齿轮：因为n1 = 1500r/min；z1 = 48， = 0.94； = = 1.44取标准值 = 2（2） 第二对齿轮：因为n2 = 1415r/min； = 35， = 0.71； = = 1.55取标准值 = 2（3） 第三对齿轮：因为 = 1000r/min； = 30， = 1； = = 2.24取标准值 = 3（4） 第四对齿轮：因为n3 = 1000r/min； = 36， = 0.53； = = 2.24取标准值 = 3（5） 第五对
40、齿轮：因为n3 = 1000r/min； = 22， = 0.27； = = 3.66取标准值 = 3.5（6） 第六对齿轮因为 = 270r/min； = 69， = 0.67； = = 3.26取标准值 = 3.52.4 带传动设计带传动是由带和带轮组成的传递动力和运动的传动。根据工作原理可分为两类，摩擦带传动和啮合带传动。摩擦带传动是机床主要传动方式之一，常见的有平带和V带传动；啮合带传动只有同步带一种传动方式【1】。普通V带传动是常见的带传动方式，其结构为：承载层为绳芯或胶帘布；楔角为40；相对高度近似为0.7，梯形截面环形带。其特点为：当量摩擦系数大，工作面与轮槽粘附好，允许包角小，
41、传动比大，预紧力小等特点。其应用于带速V25-30m/s；传动功率小于700kw；传动比i10轴间距小的传动。本课题采用的是V带传动，选择V带传动有如下特点:V带的横截面呈等腰梯形，带轮上也做出相应的轮槽。传动时，带轮传动比较平稳，V带的两个侧面和轮槽接触，增大了槽面之间的摩擦力，槽面摩擦可以提供更大的摩擦力以提供传动的动力，另外，V带传动允许的传动比较大，结构紧凑【15】。V带传动主要的失效形式：1. 带在带轮上打滑，不能传递动力。2. 带由于疲劳产生脱层，撕裂或拉断。3. 带的工作面磨损。保证带在工作中不打滑的前提下能传递最大功率，并具有一定的疲劳强度和使用寿命是V带传动设计的主要依据，也
42、是靠摩擦传动的其他带传动设计的主要依据。带轮的设计计算如下：（1）设计功率的确定：查机械设计手册工况系数表取=1.2 = P = 1.2 = 13.2kw（3） 选定带型：根据 = 13.2kw和n1 = 1500r/min；查实用机床设计手册，查得满足上诉要求的带型为B型，因此选用B型带。（4） 传动比：根据转速图2.1图可知，带传动的传动比 = 1。（5） 确定带轮基本直径：参考实用机床设计手册取 = 180mm（6） 确定大带轮基本直径：根据带轮基本直径的计算公式 = （1-） 式中 带的滑动率，通常取 = 。 = （1-）= （1-）= 176.4mm根据普通带轮的标准直径系列表取 =
43、 180mm。（7） 验算带速： 根据机械设计手册得带速的验算公式为v = 即：v = = = 14.1m/sv 许用速度。因为v = 14.1m/s在v= 5-25m/s之间，所以经济耐用。（8） 确定带轮轴中心距：根据轴间距的公式0.7（）2（）,即：0.7（180+180）2（）得252720mm初取 = 400mm（9） 确定带基准长度：带基准长度计算公式为： +（）+ 【5】 根据公式可得 +（）+ 2+（）+ mm 1365.4mm根据查表普通带的基准长度系列表选取基准长度 1400mm。（10） 计算轴实际间距：带基准长度计算公式为：a +根据公式可得a + = 400+ 417.3mm取标准值a 450mm。安装时所需最小轴间距： a 0.015 (450-0.015)429mm张紧或补偿伸长量所需最大轴间距： a + 0.03 (450+0.03)442mm（11） 验算小带轮包角：根据带轮包角验算公式，由于带传动传动比为1，因此 = 0，所以，所以带轮包角合适。（12） 单根V带的基本额定功率：根据 = 180mm和n1 = 1500r/min查得B型V带的基本额定功率= 4.39KW。（13） 单根V带的额定功率增量：考虑到传动比对功率的影响，额定功率的增量由表查得： = 0（14） 计算带的根数：Z = = = 4.32（根）所以取V带的根数为五根。