TOP22【毕业设计】CAK6150机床及传动系统设计.doc文档免费在线阅读

对于齿轮来说圆周力径向力对于齿轮来说圆周力径向力综上所算，受力符合设计要求。

验算齿轮模数对齿轮模数进行验算电机功率，齿轮模数验算公式如下按齿面接触疲劳强度按齿轮弯曲疲劳强度由下公式得按齿面弯曲疲劳强度第Ⅳ传动组按齿面接触疲劳强度按齿面弯曲疲劳强度曲疲劳强度第Ⅱ传动组按齿面接触疲劳强度按齿面弯曲疲劳强度第Ⅲ传动组按齿面接触疲劳强度，通常取齿宽系数，，齿宽许用接触应力，许用弯曲应力，第Ⅰ传动组按齿面接触疲劳强度按齿面弯齿轮传递的名义功率，齿数比计算转速小齿轮齿数载荷系数，算，并由其中较大者选取相近的标准齿轮模数，估算计算公式轴号计算转速电机至该轴传动效率输入功率估算轴颈ⅠⅡⅢⅣⅤ按齿面接触疲劳强度和轮齿弯曲疲劳强度差与配合注各传动轴所选的最小直径均应大于各传动轴所估算的轴直径估算传动齿轮模数齿轮材料选择为钢，齿轮材料相同时，选择负载最重的小齿轮进行模数计算。

参照公式，进行齿轮模数估轴Ⅲ花键轴小径轴Ⅳ花键轴小径滑动装配形式的花键的公差与配合紧滑动装配形式的花键的公差与配合固定装配形式的花键的公该轴允许的扭转角般传动轴各颈列表如所示表采用花键轴时，可将估算的值减少为花键轴的小径轴Ⅰ花键轴小径轴Ⅱ花键轴小径轴危险截面处直径该传动轴的输入功率电机额定功率传动件轴ⅠⅡⅢⅣⅤ计算转速电动机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积该轴的计算转速速估算传动轴直径般先按扭转刚度估算传动轴直径，在绘制装配图之后，对般传动轴验算弯曲刚度即可，同时，对花键轴还应进行键侧挤压应力验算。

传动轴直径的估算由公式来计算式中各齿轮计算转速的确定仅是小齿轮Ⅳ轴和Ⅴ轴之间的最小齿数为，且齿轮装在Ⅳ轴上，因为Ⅳ的计算转速为，所以的计算转速为同理可得其它各齿轮的计算转数如下表表传动部件齿数计算转各轴的计算转速Ⅳ轴有级转速，其中转速通过齿数为这对齿轮传到主轴为，是递转全功率的最小转速，所以是Ⅳ轴的计算转速。

同理其他各轴转速如下表表传动件计算转速单位制动由安装在电机上的电机刹车装置来实现。

下图为传动系统图图第三章传动件参数计算及确定其结构尺寸确定传动件计算转速主轴的计算转速是低速第个三分之变速范围的最高级转速，即。

经由，两齿轮所构成的定比传动机构，再通过，两齿轮构成的传动机构，将功率传递给主轴。

同时，主传动系统图中，主轴转速经两齿轮的传递给主轴的编码器，编码器再输送到数控系统控制主轴传递。

机床的齿轮啮合传递功率当右侧离合器通电后吸合，使齿轮啮合传递功率两个离合器都未通电时，Ⅰ轴仅空转，不传递功率。

然后通过分支变速传动系统，短支经和两齿轮传递给主轴，长支经，或两齿轮，再径为查基准直径的标准系列取绘制传动系统图主传动系统图由双速电机经三角带传动传递到Ⅰ轴，Ⅰ轴上安装有两个电磁式离合器，当左侧离合器通电后吸合，使作情况系数，确定三角胶带的带型为型。

由表查得型三角胶带，所以选定小带轮基准直径为。

大带轮基准直径由公式弹性滑动率，般为得大带轮直径作情况系数，确定三角胶带的带型为型。

由表查得型三角胶带，所以选定小带轮基准直径为。

大带轮基准直径由公式弹性滑动率，般为得大带轮直径为查基准直径的标准系列取绘制传动系统图主传动系统图由双速电机经三角带传动传递到Ⅰ轴，Ⅰ轴上安装有两个电磁式离合器，当左侧离合器通电后吸合，使齿轮啮合传递功率当右侧离合器通电后吸合，使齿轮啮合传递功率两个离合器都未通电时，Ⅰ轴仅空转，不传递功率。

然后通过分支变速传动系统，短支经和两齿轮传递给主轴，长支经，或两齿轮，再经由，两齿轮所构成的定比传动机构，再通过，两齿轮构成的传动机构，将功率传递给主轴。

同时，主传动系统图中，主轴转速经两齿轮的传递给主轴的编码器，编码器再输送到数控系统控制主轴传递。

机床的制动由安装在电机上的电机刹车装置来实现。

下图为传动系统图图第三章传动件参数计算及确定其结构尺寸确定传动件计算转速主轴的计算转速是低速第个三分之变速范围的最高级转速，即。

各轴的计算转速Ⅳ轴有级转速，其中转速通过齿数为这对齿轮传到主轴为，是递转全功率的最小转速，所以是Ⅳ轴的计算转速。

同理其他各轴转速如下表表传动件计算转速单位各齿轮计算转速的确定仅是小齿轮Ⅳ轴和Ⅴ轴之间的最小齿数为，且齿轮装在Ⅳ轴上，因为Ⅳ的计算转速为，所以的计算转速为同理可得其它各齿轮的计算转数如下表表传动部件齿数计算转速估算传动轴直径般先按扭转刚度估算传动轴直径，在绘制装配图之后，对般传动轴验算弯曲刚度即可，同时，对花键轴还应进行键侧挤压应力验算。

传动轴直径的估算由公式来计算式中轴危险截面处直径该传动轴的输入功率电机额定功率传动件轴ⅠⅡⅢⅣⅤ计算转速电动机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积该轴的计算转速该轴允许的扭转角般传动轴各颈列表如所示表采用花键轴时，可将估算的值减少为花键轴的小径轴Ⅰ花键轴小径轴Ⅱ花键轴小径轴Ⅲ花键轴小径轴Ⅳ花键轴小径滑动装配形式的花键的公差与配合紧滑动装配形式的花键的公差与配合固定装配形式的花键的公差与配合注各传动轴所选的最小直径均应大于各传动轴所估算的轴直径估算传动齿轮模数齿轮材料选择为钢，齿轮材料相同时，选择负载最重的小齿轮进行模数计算。

参照公式，进行齿轮模数估算，并由其中较大者选取相近的标准齿轮模数，估算计算公式轴号计算转速电机至该轴传动效率输入功率估算轴颈ⅠⅡⅢⅣⅤ按齿面接触疲劳强度和轮齿弯曲疲劳强度齿轮传递的名义功率，齿数比计算转速小齿轮齿数载荷系数通常取齿宽系数，，齿宽许用接触应力，许用弯曲应力，第Ⅰ传动组按齿面接触疲劳强度按齿面弯曲疲劳强度第Ⅱ传动组按齿面接触疲劳强度按齿面弯曲疲劳强度第Ⅲ传动组按齿面接触疲劳强度按齿面弯曲疲劳强度第Ⅳ传动组按齿面接触疲劳强度按齿面弯曲疲劳强度第Ⅴ传动组按齿面接触疲劳强度按齿面弯曲疲劳强度带的计算与选择普通带的选择应保证在带不打滑的前提下能传递最大功率，同时，要有足够的疲劳强度已满足定的使用寿命。

三角胶带选择的主要任务是选择带的型号，确定带传动的几何尺寸，带的根数，带轮的结构和尺寸及绘制带轮工作图等。

在主传动系统运动设计中已确定三角胶带的带型为型带，小带轮直径为，大带轮直径为计算功率胶带型号型带小带轮直径大带轮直径初定中心距选中心距初算胶带长度滑移齿轮的移位采用液压拨叉由液压缸带动齿轮来实现。

通过皮带传动的主传动，可以避免齿轮传动时引起的振动与噪声，适用于低扭矩特性要求的主轴。

由调速电机直接驱动的主传动。

采用前两种配置，又外选用双速电机。

又和电磁离合器两种变速方法的结合。

第五章传动件校核根据公式，以Ⅵ轴为危险轴，验算轴的弯曲刚度，花键的应力，齿轮的模数及轴承寿命。

受力分析Ⅵ轴上的齿轮为滑移齿轮，通常选择主轴处于计算转速的齿轮啮合位置。

受圆周力，径向力和轴向力受圆周力，径向力和轴向力齿轮受力计算如下已知，，，，即对于两齿轮来说他们有相同的传递功率，转速，传动扭矩，齿轮压力角，齿面摩擦角。

对于齿轮来说圆周力径向力对于齿轮来说圆周力径向力综上所算，受力符合设计要求。

验算齿轮模数对齿轮模数进行验算电机功率，齿轮模数验算公式如下按齿面接触疲劳强度按齿轮弯曲疲劳强度由下公式得表序号计算内容计算用表或公式结果名称符号单位齿数表主传齿数使用系数由表功率利用系数由表转速变化系数由表工作用量系数工作期限系数式中，查表，查表，名义切向力分度圆圆周速度动载系数齿向载荷分布系数式中由图知，由图知齿向载荷分布系数由表知节点区域系数由图查得弹性系数齿轮的材料为钢时重合度及螺旋角系数由图得许用接触应力重合度及螺旋角系数由图查得符合齿形系数图图知许用齿根应力经验算后，齿轮的模数满足设计要求。

齿轮图如下图滚动轴承验算机床般传动轴承得滚动轴承得失效形式主要是疲劳破坏，故应进行疲劳寿命验算。

根据前面Ⅳ轴受力状态，分别计算出左端右端两支承端得支承反力，，在平面内疲劳寿命验算分别对左右端支承反力进行合成由于两端支承受力状态相同，但左端受力大，所以只验算左端轴承。

验算公式如下静负荷验算静负荷额定静负荷安全系数当量静负荷疲劳寿命验算现将计算过程列表如下表可见故经过轴承疲劳寿命验算和轴承负载验算后周轴承满足设计要求。

序号计算内容计算用表或公式结果名称符号单位额定动载荷查新编零件