床身上最大回轉直徑400mm的數(shù)控車床總體設計及主軸箱設計

1、蘭州理工大學畢業(yè)論文論 文 題 目：床身上最大回轉直徑400mm的數(shù)控車床總體設計及主軸箱設計專業(yè)名稱：層次：學生姓名：完成日期：摘要數(shù)控車床又稱數(shù)字控制（Numbercal control，簡稱 NC）機床。它是基于數(shù)字控制的，采用了數(shù)控技術，是一個裝有程序控制系統(tǒng)的機床。它是由主機， CNC，驅動裝置，數(shù)控機床的輔助裝置，編程機及其他一些附屬設備所組成。本次設計課題是 CK6140數(shù)控臥室車床， CK是數(shù)控車床， 61 是臥式車床， 40 是床身上最大工件回轉直徑為 400mm。此次設計包括機床的總體布局設計， 縱向進給設計， 其中還包括齒輪模數(shù)計算及校核，主軸剛度的校核等。 控制系統(tǒng)部分

2、包括步進電機的選用及硬件電路設計和軟件系統(tǒng)設計，說明了芯片的擴展，鍵盤顯示接口的設計等等。車床適用于車削內(nèi)外圓柱面，圓錐面及其他基準面，車削各種公制、英制、模數(shù)和徑節(jié)螺紋， 并能進行鉆孔， 鉸孔和拉油槽等工作。 設計主抽箱主要是從主傳動系統(tǒng)的運動設計、主運動部件的結構設計和箱體這三方面進行設計。主傳動系統(tǒng)的運動設計有 : 確定極限轉速、確定公比、確定轉速級數(shù)、確定結構網(wǎng)和結構式、繪制轉速圖、確定齒輪齒數(shù)和擬定傳動系統(tǒng)圖。主運動部件的結構設計有：帶傳動的設計、確定各種計算轉速、確定齒輪模數(shù)、確定各軸最小直徑和設計部分主軸主件。關鍵詞： 數(shù)控機床；開放式數(shù)控系統(tǒng)；電動機；縱向進給設計1Abstra

3、ctThe numerical control lathe called the numerical control (Numbercal control, is called NC) the engine bed. It is based on the numerical control, has used the numerical control technology, is loaded with the procedure control system the engine bed. It is by the main engine, CNC, the drive, the nume

4、rical control engine bed auxiliary unit, the programming machine and other some appurtenances is composed.This design topic is the CK6140 numerical control bedroom lathe, CK is the numerical control lathe, 61 is the horizontal lathe, 40 is on the lathe bed the biggest work piece rotation diameter is

5、 400mm.This design including the engine bed overall layout design, longitudinal enters for the design, also includes the gear modulus computation and the examination, the main axle rigidity examination and so on. The control system partially including step-by-steps the electrical machinery to select

6、 and the hardware circuit design and the software system design, explained the chip expansion, keyboard demonstration connection design and so on.Key word ： numerical ；control tool；Open-architecture；motor2目錄摘 要 .1ABSTRACT.2目 錄 .3序言 .4第一章總體方案 .51.1CK6140的現(xiàn)狀和發(fā)展 .51.2CK6140數(shù)控臥式車床的總體方案論證與擬定 .61.2.1 CK61

7、40 數(shù)控臥式車床的擬定 .6第二章主軸箱部分設計計算說明 .72.1主運動部分計算 . .72.1.1參數(shù)的確定 .72.1.2傳動設計 .82.1.3轉速圖的擬定 .102.1.4 帶輪直徑和齒輪齒數(shù)的確定 . .14第三章 控制系統(tǒng)設計 .363.1繪制控制系統(tǒng)結構框圖 . .363.2選擇中央處理單元（ CPU）的類型 . .373.4I/O 接口電路及輔助電路設計 .39小 結 .43參 考 文 獻 .443序言數(shù)控機床是以數(shù)字化的信息實現(xiàn)機床控制的機電一體化產(chǎn)品，它把刀具和工件之間的相對位置，機床電機的啟動和停止，主軸變速，工件松開和夾緊，刀具的選擇，冷卻泵的起停等各種操作和順序動

8、作等信息用代碼化的數(shù)字記錄在控制介質上，然后將數(shù)字信息送入數(shù)控裝置或計算機，經(jīng)過譯碼，運算，發(fā)出各種指令控制機床伺服系統(tǒng)或其它的執(zhí)行元件，加工出所需的工件。數(shù)控機床與普通機床相比，其主要有以下的優(yōu)點：1. 適應性強，適合加工單件或小批量的復雜工件；在數(shù)控機床上改變加工工件時，只需重新編制新工件的加工程序，就能實現(xiàn)新工件加工。2. 加工精度高；3. 生產(chǎn)效率高；4. 減輕勞動強度，改善勞動條件；5. 良好的經(jīng)濟效益；6. 有利于生產(chǎn)管理的現(xiàn)代化?？梢灶A料，今后，機床的經(jīng)濟型數(shù)控化改造將迅速發(fā)展和普及。所以說，本畢業(yè)設計實例具有典型性和實用性。4第一章總體方案1.1 CK6140 的現(xiàn)狀和發(fā)展自第

9、一臺數(shù)控機床在美國問世至今的半個世紀內(nèi)， 機床數(shù)控技術的發(fā)展迅速， 經(jīng)歷了六代兩個階段的發(fā)展過程。其中，第一個階段為 NC階段；第二個階段為 CNC階段，從 1974 年微處理器開始用于數(shù)控系統(tǒng)，即為第五代數(shù)空系統(tǒng)。在近 20 多年內(nèi)，在生產(chǎn)中，實際使用的數(shù)控系統(tǒng)大多是這第五代數(shù)控系統(tǒng)， 其性能和可靠性隨著技術的發(fā)展得到了根本性的提高。 從 20 世紀 90 年代開始，微電子技術和計算機技術的發(fā)展突飛猛進， PC微機的發(fā)展尤為突出，無論是軟硬件還是外器件的進展日新月異，計算機所采用的芯片集成化越來越高，功能越來越強，而成本卻越來越低， 原來在大，中型機上才能實現(xiàn)的功能現(xiàn)在在微型機上就可以實現(xiàn)。

10、在美國首先推出了基于 PC微機的數(shù)控系統(tǒng)，即 PCNC系統(tǒng)，它被劃入為所謂的第六代數(shù)控系統(tǒng)。下面從數(shù)控系統(tǒng)的性能、功能和體系結構三方面討論機床。數(shù)控技術的發(fā)展趨勢：1. 性能方面的發(fā)展趨勢（ 1）.（ 2）.（ 3）.（ 4）.高速高精度高效柔性化工藝復合和軸化實時智能化2. 功能發(fā)展方面（1）. 用戶界面圖形化（2）. 科學計算可視化（3）. 插補和補償方式多樣化（4）. 內(nèi)置高性能 PLC（5）. 多媒體技術應用3. 體系結構的發(fā)展（1）. 集成化（2）. 模塊化（3）. 網(wǎng)絡化（4）. 開放式閉環(huán)控制模式51.2 CK6140 數(shù)控臥式車床的總體方案論證與擬定1.2.1 CK6140 數(shù)

11、控臥式車床的擬定1.CK6140 數(shù)控臥式車床具有定位，縱向和橫向的直線插補功能，還能要求暫停，進行循環(huán)加工等，因此，數(shù)控系統(tǒng)選取連續(xù)控制系統(tǒng)。2.CK6140 數(shù)控臥式車床屬于經(jīng)濟型數(shù)控機床，在保證一定加工精度的前提下，應簡化結構、降低成本，因此，進給伺服系統(tǒng)應采用步進電機開環(huán)控制系統(tǒng)。3. 根據(jù)設計所給出的條件，主運動部分 z=18 級，即傳動方案的選擇采用有級變速最高轉速是 2000r/min ，最低轉速是 40r/min ，1.26 。4. 根據(jù)系統(tǒng)的功能要求， 微機控制系統(tǒng)中除了 CPU外，還包括擴展程序存儲器， 擴展數(shù)據(jù)存儲器， I/O 接口電路，包括能輸入加工程序和控制命令的鍵盤

12、，能顯示加工數(shù)據(jù)和機床狀態(tài)信息的顯示器， 包括光電隔離電路和步進電機驅動電路。 此外，系統(tǒng)中還應該包括脈沖發(fā)生電路和其他輔助電路。5. 縱向和橫向進給是兩套獨立的傳動鏈， 它們由步進電機，齒輪副，絲桿螺母副組成，它的傳動比應滿足機床所要求的。6. 為了保證進給伺服系統(tǒng)的傳動精度和平穩(wěn)性， 選用摩擦小，傳動效率的滾珠絲桿螺母副，并應有預緊機構， 以提高傳動剛度和消除間隙。 齒輪副也應有消除齒側間隙的機構。7. 采用滾動導軌可以減少導軌間的摩擦阻力， 便于工作臺實現(xiàn)精確和微量移動， 且潤滑方法簡單。（附注：伺服系統(tǒng)總體方案框圖 1.1 ）圖 1.1 伺服系統(tǒng)總體方案框圖6第二章主軸箱部分設計計算說

13、明2.1主運動部分計算2.1.1參數(shù)的確定一.了解車床的基本情況和特點- 車床的規(guī)格系列和類型1. 通用機床的規(guī)格和類型有系列型譜作為設計時應該遵照的基礎。2. 車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)（ GB1582-79，JB/Z143-79 ）：最大的工件回轉直徑 D（mm）是 400；刀架上最大工件回轉直徑 D1大于或等于 200；主軸通孔直徑 d 要大于或等于 36；主軸頭號（JB2521-79）是 6；最大工件長度 L 是 7502000；主軸轉速范圍是： 321600；級數(shù)范圍是： 18；縱向進給量 mm/r0.032.5 ；主電機功率（kw）是 5.5 10。二. 參數(shù)確定的步驟和方

14、法1. 極限切削速度 umaxumin根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：工序種類 工藝要求 刀具和工件材料等因素。允許的切速極限參考值如機床主軸變速箱設計指導書。然而，根據(jù)本次設計的需要選取的值如下：取 umax=300m/min；umin=30m/min 。2. 主軸的極限轉速計算車床主軸的極限轉速時的加工直徑，按經(jīng)驗分別?。?.1 0.2 ）D和（ 0.45 0.5 ）D。由于 D=400mm，則主軸極限轉速應為：1000u maxnmax=r/min,(0.1 0.2)D2.1=2000r/min；nmin=1000u minr/min,(0.45 0.5) D2.2=40r

15、/min；3. 主電機功率動力參數(shù)的確定合理地確定電機功率N，使用的功率實際情況既能充分的發(fā)揮其使用7性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。目前，確定機床電機功率的常用方法很多，而本次設計中采用的是：估算法，它是一種按典型加工條件（工藝種類、加工材料、刀具、切削用量）進行估算。根據(jù)此方法，中型車床典型重切削條件下的用量：根據(jù)設計書表中推薦的數(shù)值：取 P=5.5kw2.1.2傳動設計一. 傳動結構式、結構網(wǎng)的選擇結構式、結構網(wǎng)對于分析和選擇簡單的串聯(lián)式的傳動不失為有用的方法，但對于分析復雜的傳動并想由此導出實際的方案，就并非十分有效， 可考慮到本次設計的需要可以參考一下這個方案

16、。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)有若干個順序的傳動組組成，各傳動組分別有Z1、 Z2、Z3, 個傳動副。即Z=Z1 Z2 Z3,2.4傳動副數(shù)由于結構的限制以2 或 3 為合適，即變速級數(shù)Z應為 2和 3的因子:Z= ab232.5x,可以有幾種方案， 由于篇幅的原因就不一一列出了， 在此只把已經(jīng)選定了的和本次設計所須的正確的方案列出，具體的內(nèi)容如下：傳動齒輪數(shù)目2x （3+3+2） +2x2+1=21個軸向尺寸19b傳動軸數(shù)目6根8圖 2.1 總的傳動系統(tǒng)二 . 組傳動順序的安排18 級轉速傳動系統(tǒng)的傳動組，可以安排成：3x3x2，2x3x3，或 3x2x3選擇傳動

17、組安排方式時， 要考慮到機床主軸變速箱的具體結構、裝置和性能。 在軸上摩擦離合器時，應減小軸向尺寸，第一傳動組的傳動副不能多，以2 為宜，本次設計中就是采用的2，一對是傳向正傳運動的，另一個是傳向反向運動的。主軸對加工精度、 表面粗糙度的影響大， 因此主軸上齒輪少些為好， 最后一個傳動組的傳動副選用 2，或者用一個定比傳動副。三. 傳動系統(tǒng)的擴大順序的安排對于 18 級的傳動可以有三種方案，準確的說應該不只有這三個方案，可為了使結構和其他方面不復雜，同時為了滿足設計的需要，選擇的設計方案是：18=313329傳動方案的擴大順序與傳動順序可以一致也可以不一致， 在此設計中，擴大順序和傳動順序就是

18、一致的。這種擴大順序和傳動順序一致，稱為順序擴大傳動。四. 傳動組的變速范圍的極限植齒輪傳動副最小傳動比umin 1 ，最大傳動比 umax 2，決定了一個傳動組的最 4大變速范圍 rmax=umax/nmin8因此，要按照參考書中所給出的表， 淘汰傳動組變速范圍超過極限值的所有傳動9方案。極限傳動比及指數(shù)x， x, 值為：極限傳動比指數(shù)1.26x ：umin= 1 = 1x46x值； umax=x=239（ x+ x）值： umin=x x =82.1.3轉速圖的擬定運動參數(shù)確定以后，主軸各級轉速就已知，切削耗能確定了電機功率。在此基礎上，選擇電機型號，確定各中間傳動軸的轉速，這樣就擬定主運

19、動的轉圖，使主運動逐步具體化。一. 主電機的選定中型機床上， 一般都采用三相交流異步電機為動力源，可以在系列中選用。 在選擇電機型號時，應按以下步驟進行：1. 電機功率 N：根據(jù)機床切削能力的要求確定電機功率。但電機產(chǎn)品的功率已經(jīng)標準化，因此，按要求應選取相近的標準值。N=5.5kw2. 電機轉速 nd異步電機的轉速有： 3000、1500、1000、750r/min在此處選擇的是：nd=1500r/min這個選擇是根據(jù)電機的轉速與主軸最高轉速nmax和軸的轉速相近或相宜，以免采用過大的升速或過小的降速傳動。3. 雙速和多速電機的應用10根據(jù)本次設計機床的需要，所選用的是：雙速電機4. 電機的

20、安裝和外形根據(jù)電機不同的安裝和使用的需要， 有四種不同的外形結構， 用的最多的有底座式和發(fā)蘭式兩種。 本次設計的機床所需選用的是外行安裝尺寸之一。 具體的安裝圖可由手冊查到。5. 常用電機的資料根據(jù)常用電機所提供的資料，選用：Y132S-4圖 2.2 電動機軸從電機得到運動， 經(jīng)傳動系統(tǒng)化成主軸各級轉速。 電機轉速和主軸最高轉速應相接近。顯然，從傳動件在高速運轉下恒功率工作時所受扭矩最小來考慮， 軸轉速不宜將電機轉速下降得太低。但如果軸上裝有摩擦離合器一類部件時， 高速下摩擦損耗、 發(fā)熱都將成為突出矛盾，因此，軸轉速不宜太高。軸裝有離合器的一些機床的電機、主軸、軸轉速數(shù)據(jù)：參考這些數(shù)據(jù)，可見，

21、車床軸轉速一般取 7001000r/min 。另外，也要注意到電機與軸間的傳動方式，如用帶傳動時，降速比不宜太大，否則軸上帶輪太大，和主軸尾端可能干涉。因此，本次設計選用：n1=960r/min三 . 中間傳動軸的轉速對于中間傳動軸的轉速的考慮原則是：妥善解決結構尺寸大小與噪音、震動等性能要求之間的矛盾。中間傳動軸的轉速較高時 （如采用先升后降的傳動） ，中間轉動軸和齒輪承受扭矩小，可以使用軸徑和齒輪模數(shù)小寫： d 4 M 、 m 3 M ，從而可以使用結構緊湊。11但是，這將引起空載功率N空和噪音 Lp（一般機床容許噪音應小于85dB）加大：N空 = 1 (3.5d anCd 主 n ) K

22、W,2.610 6式中：C- 系數(shù)，兩支承滾動或滑動軸承 C=8.5，三支承滾動軸承 C=10； da- 所有中間軸軸頸的平均直徑（ mm）； d 主主軸前后軸頸的平均直徑（ mm）； n主軸轉速（ r/min ）。Lp20 log C1 mz an4.5 q 1tan B mz 主 n主K,2.7（mz） a所有中間傳動齒輪的分度圓直徑的平均值mm；（mz）主主軸上齒輪的分度圓的平均值mm；q-傳到主軸所經(jīng)過的齒輪對數(shù)； -主軸齒輪螺旋角；C1、K- 系數(shù)，根據(jù)機床類型及制造水平選取。我國中型車床、銑床C1=3.5。車床 K=54，銑床 K=50.5。從上訴經(jīng)驗公式可知： 主軸轉速 n 主和

23、中間傳動軸的轉速和 n 對機床噪音和發(fā)熱的關系。確定中間傳動軸的轉速時，應結合實際情況作相應修正：1. 功率教大的重切削機床， 一般主軸轉速較低， 中間軸的轉速適當取高一些， 對減小結構尺寸的效果較明顯。2. 速輕載或精密車床，中間軸轉速宜取低一些。3. 控制齒輪圓周速度 u8m/s（可用 7 級精度齒輪）。在此條件下，可適當選用較高的中間軸轉速。四 . 齒輪傳動比的限制機床主傳動系統(tǒng)中，齒輪副的極限傳動比：1. 升速傳動中，最大傳動比 umax2。過大，容易引起震動和噪音。2. 降速傳動中，最小傳動比 umin 1/4 。過小，則使主動齒輪與被動齒輪的直徑相差太大，將導致結構龐大。12圖 2

24、.3主運動的轉速圖132.1.4帶輪直徑和齒輪齒數(shù)的確定根據(jù)擬定的轉速圖上的各傳動比，就可以確定帶輪直徑和齒輪的齒數(shù)。一. 帶輪直徑確定的方法、步驟1. 選擇三角型號一般機床上的都采用三角帶。根據(jù)電機轉速和功率查圖即可確定型號（詳情見機床主軸變速箱設計指導 4-1 節(jié)）。但圖中的解并非只有一種，應使傳動帶數(shù)為 35 根為宜。本次設計中所選的帶輪型號和帶輪的根數(shù)如下：B型帶輪選取 3根2. 確定帶輪的最小直徑 Dmin（ D小）各種型號膠帶推薦了最小帶輪直徑，直接查表即可確定。根據(jù)皮帶的型號，從教科書 機械設計基礎教程查表可取：Dmin=140mm3. 計算大帶輪直徑 D大根據(jù)要求的傳動比u 和

25、滑功率 確定 D 大。當帶輪為降速時：D 大D 小11u三角膠帶的滑動率 =2%。三角傳動中，在保證最小包角大于 120 度的條件下，傳動比可取 1/7 u3。對中型通用機床，一般取 1 2.5 為宜。因此，137.2mmD 大 343mm經(jīng)查表?。篋 大=212mm二. 確定齒輪齒數(shù)用計算法或查表法確定齒輪齒數(shù)，后者更為簡單。 根據(jù)要求的傳動比u 和初步定出的傳動齒輪副齒數(shù)和Sz，查表即可求出小齒輪齒數(shù)。在本次設計中采用的就是常用傳動比的適用齒數(shù)（小齒輪）表就見教科書機床簡明設計手冊。不過在表中選取的時候應注意以下幾個問題：1. 不產(chǎn)生根切。一般去 Zmin 1820。2. 保證強度和防止熱

26、處理變形過大，齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚2mm，一般取14>5mm則 zmin 6.5+ 2T ，具體的尺寸可參考圖。m3. 同一傳動組的各對齒輪副的中心距應該相等。 若莫數(shù)相同時， 則齒數(shù)和亦應相等。但由于傳動比的要求，尤其是在傳動中使用了公用齒輪后，常常滿足比了上述要求。機床上可用修正齒輪，在一定范圍內(nèi)調整中心距使其相等。但修正量不能太大，一般齒數(shù)差不能超過 34 個齒。4. 防止各種碰撞和干涉三聯(lián)滑移齒輪的相鄰的齒數(shù)差應大于 4。應避免齒輪和軸之間相撞，出現(xiàn)以上的情況可以采用相應的措施來補救。5. 在同時滿足以上的條件下齒輪齒數(shù)的確定已經(jīng)可以初步定出，具體的各個齒輪齒數(shù)可以見傳動圖上所

27、標寫的。6. 確定軸間距：軸間距是由齒輪齒數(shù)和后面計算并且經(jīng)驗算而確定的模數(shù) m而確定的，具體的計算值如下（模數(shù)和齒輪的齒數(shù)而確定的軸間距必須滿足以上的幾個條件） ：軸與軸之間的距離：取 m=2.5mm，由轉速圖而確定 z1 0.85 z2d1mz2.5mm 51127.5mmd2mz,2.82.5mm 60150mm齒輪 1 與 2 之間的中心距：a1d1d22127.5150,2.92138.75mmi38軸與軸之間的距離：0.848取 m=2.5mm，由轉速圖而確定的傳29動比見圖，i 0.55733i0.625315d3mz32.5mm 3895mm,2.10d4mz42.5mm481

28、20mm齒輪 3 與 4 之間的中心距：a2d3d42,2.11107.5mm軸與軸之間的距離：取 m=3.5mm，由轉速圖而確定的傳動比 i 54 1.6 34i250.463di9390.8mz949543.5mm189mmd10mz10,2.123.5mm34119mm齒輪 9 與 10 之間的中心距：d9d10a32189119,2.132154mm軸軸之間的中心距離：200.26i78取 m=3.5mm，由轉速圖而確定的傳動比i651.9733d15mz153.5mm 2070mm,2.14d16mz163.5mm 78273mm16a4d15d16270273,2.152171.5

29、mm主軸到脈沖軸的中心距：取 m=3.5mm，傳動比 i1d19mz193.5mm 33115.5mm,2.16d20mz203.5mm 33115.5mmd19d20a52115.5115.5,2.172115.5mm軸到反轉軸軸的中心距：取 m=2.5mm，傳動比 i1.47d21mz212.5mm50125mm,2.18d22mz222.5mm3485mmd21d22a6212585,2.192105mmhaha由齒頂高hfha*c* m,2.20而取 ha*1*可知：c0.25,齒頂高和齒跟高只與所取的模數(shù)m有關。17可知取 m=2.5mm時，haha* m12.5mm2.5mmhfh

30、a*c*m 10.25 2.5mm 3.125mm取 m=3.5mm時：haha* m13.5mm3.5mmhfha*c*m 10.25 3.5mm 4.375mm三. 主軸轉速系列的驗算主軸轉速在使用上并不要十分準確，轉速稍高或稍低并無太大影響。但標牌上標準數(shù)列的數(shù)值一般也不允許與實際轉速相差太大。由確定的齒輪齒數(shù)所得的實際轉速與傳動設計理論值難以完全相符合，需要驗算主軸各級轉速，最大誤差不得超過正負10（ -1 ）%。即n實際n理論101或nn理論按公式：n=-2% +6% ,2.21如果超差，要根據(jù)誤差的正負以及引起誤差的主要環(huán)節(jié)， 重新調整齒數(shù)， 使轉速數(shù)列得到改善。主運動傳動鏈的傳動

31、路線表達式如下：電動機5.5KW140 1440r / min212正轉516033 53反轉5034342825 65 主軸6333圖 2.4主傳動路線所有主軸的詳細的校核如下：3325652.39n63803.3r / min 0.487 391.4r / min ,5333n391.4 400 1002.0 ,2.40400校核后，合格。18一.三角帶傳動的計算三角帶傳動中，軸間距A 可以較大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，亦可因而緩和沖擊及隔離震動，使傳動平穩(wěn)。帶傳動結構簡單，但尺寸，機床中多用于電機輸出軸的定比傳動。1. 選擇三角帶的型號根據(jù)計算功率 Nj （ kw）和小帶輪

32、n1 （r/min ）查圖選擇帶的型號。計算功率 Nj =KWNd kW式中 N d電機的額定功率， K W工作情況系數(shù)。車床的起動載荷輕，工作載荷穩(wěn)定，二班制工作時，取：KW=1.1帶的型號是：B 型號2. 確定帶輪的計算直徑 D1、D21 ） . 小帶輪計算直徑D1皮帶輪的直徑越小，帶的彎曲應力就越大。為提高帶的使用壽命，小帶輪直徑D1 不宜過小，要求大雨許用最小帶輪直徑 Dmin，即 D1Dmin。 各型號帶對應的最小帶直徑 Dmin 可查表。D1=140r/min2）. 大帶輪計算直徑D2D2n1D1 11 D1 1mm ,2.59n2i=212r/min式中 : n 1- 小帶輪轉速

33、 r/min;n2- - 大帶輪轉速 r/min;- 帶的滑動系數(shù) , 一般取 0.02.算后應將數(shù)字圓整為整數(shù)。3） . 確定三角帶速度u具體的計算過程如下：uD1 n1m / s601000=1401440 m / s ,2.6060 1000=10.6m/s對于 O、 A、 B、 C型膠帶， 5m/s u 25m/s。而 u=5 10m/s 時最為經(jīng)濟耐用。19此速度完全符合 B 型皮帶的轉速。4） . 初定中心距 A0：帶輪的中心距，通常根據(jù)機床總體布局初步選定，一般可以在下列范圍內(nèi)選?。篈0 =（ 0.6 2）（D1+D2）mm ,2.61=352（0.6 2） mm=211.2mm

34、704mm取 A 0 =704 mm距過小，將降低帶的壽命；中心距過大時，會引起帶振動。中型車床電機軸至變速箱帶輪的中心距一般為750 850mm。5） . 確定三角帶的計算長度L0 及內(nèi)周長 LN。三角帶的計算長度是通過三角帶截面重心的長度。L0 2A0D1D2D2D12,2.624 A0mm2=2704140212212140mm24704=1960.67mm圓整到標準的計算長度L=2033 mm經(jīng)查表NL =2000 mm修正值 Y=336） . 驗算三角帶的擾曲次數(shù) uu1000mu 40 次/s（則合格） ,2.63L式中： m- 帶輪個數(shù)。如 u 超限?？杉哟?L（加大 A）或降低

35、 u（減少 DD ）來解2、 1決。代入數(shù)據(jù)得1000210.6u,2.642033=10.5次/s40 次 /s是合格的，不需作出任何修改。7） . 確定實際中心距AA A0L L0 mm ,2.65220331960.67mm7042704 36.2mm= 740 mm208） . 驗算小帶輪包角 1D2D157.3 120,2.660 180A如果 1 過小，應加大中心距或加張緊裝置。代入數(shù)值如下：D 2D157.31180A=180°-5.6 °=174.4° 120°經(jīng)校核合格。9） . 確定三角帶根數(shù)zzNi,2.67N 0C1式中： N -

36、 單根三角帶在 =180°、特定長度、平穩(wěn)工作情況下傳遞的功率值。01C1-包角系數(shù)。參數(shù)的選擇可以根據(jù)書中的表差?。篘0=2.69C1=0.98Kw=1.1帶入數(shù)值得：zNiN0C1K w N dN0C11.15.52.690.982.29所以，傳動帶根數(shù)選3 根。此公式中所有的參數(shù)沒有作特別說明的都是從 機床主軸變速箱設計指導 二. 傳動軸的估算和驗算傳動軸除了應滿足強度要求外，還應滿足剛度要求。 強度要求保證軸在反復載荷和扭轉載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大的變形。因此，疲勞強度不是主要矛盾。除了載荷很大的情況外，可以不必驗算軸的強度。剛度要求保證軸在載荷下不致產(chǎn)生過大的變形。如果剛度不足， 軸上的零件如齒輪、軸承等將由于軸的變形過大而不能正常工作，或者產(chǎn)生振動和噪聲、發(fā)熱、過早21磨損而失效。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。通常，先按扭轉剛度估算軸的直徑，畫出草圖之后，再根據(jù)受力情況、結構布置和有關尺寸，驗算彎曲剛度。1. 傳動軸直徑的估算傳動軸直徑按扭矩剛度用下列公式估算傳動軸直徑：d 914N2.68mm ,n j其中： N該傳動軸的輸入功率N=Nd kw ,2.69Nd 電機額定功