摘要……………………………………………………………………………………………1
关键词…………………………………………………………………………………………1
Abstract………………………………………………………………………………………1
Key Words ……………………………………………………………………………………1
1. 设计要求………………………………………………………………………………………2
2. 总体方案的拟定及说明………………………………………………………………………2
2.1 拟定总体传动方案 ……………………………………………………………………2
2.2 方案的选择 ……………………………………………………………………………3
3. 无级变速传动链的设计………………………………………………………………………3
3.1 求计算转速nj …………………………………………………………………………3
3.2 无级变速传动链的设计 ………………………………………………………………3
4. 切削功率的估算及电动机的选择……………………………………………………………5
4.1 估算切削功率 …………………………………………………………………………5
4.2 选择电动机 ……………………………………………………………………………5
4.2.1 初步估算电机所需功率 ………………………………………………………5
4.2.2 选择电动机 ……………………………………………………………………6
4.3 反算各轴传递的功率和恒功率下的最大转矩 ………………………………………6
5. 齿轮的设计及校核……………………………………………………………………………6
5.1 确定设计公用模数的齿轮副 …………………………………………………………6
5.2 设计齿轮副z3/z4 ………………………………………………………………………7
5.2.1 选择齿轮类型，材料……………………………………………………………7
5.2.2 按齿根弯曲疲劳强度进行设计 ………………………………………………7
5.2.3 按齿面接触强度设计 …………………………………………………………8
5.2.4 计算几何尺寸 …………………………………………………………………9
5.3 校核齿轮副z1/z2（31/78）……………………………………………………………9
5.3.1 选定齿轮类型、材料……………………………………………………………9
5.3.2 校核齿根弯曲疲劳强度………………………………………………………10
5.3.3 校核齿面接触疲劳强度………………………………………………………10
5.3.4 确定几何尺寸…………………………………………………………………11
5.4 校核其余两对齿轮副…………………………………………………………………11
5.5 设计锥齿轮副z9/z10（79/79)………………………………………………………12
5.5.1 确定齿轮材料…………………………………………………………………12
5.5.2 按齿根弯曲强度进行设计……………………………………………………12
5.5.3 按齿面接触强度设计…………………………………………………………13
5.5.4 计算几何尺寸…………………………………………………………………13
5.5.5 齿轮的结构……………………………………………………………………14
6. 轴的设计及校核 ……………………………………………………………………………14
6.1 主轴的设计……………………………………………………………………………14
6.1.1 主轴上的功率P主、转速n主min和转矩T主max及其他受力…………………14
6.1.2 求恒功率、计算转速下，工件所受的切削力………………………………14
6.1.3 求作用在锥齿轮上的力………………………………………………………14
6.1.4 初步确定轴的最小直径………………………………………………………14
6.1.5 主轴的结构设计………………………………………………………………15
6.2 主轴的校核………………………………………………………………………16
6.2.1 求轴上的载荷…………………………………………………………………16
6.2.2 校核主轴的强度………………………………………………………………16
7. 轴承的计算 …………………………………………………………………………………19
7.1 主轴轴承的受力………………………………………………………………………19
7.1.1 单向推力球轴承的受力………………………………………………………19
7.1.2 深沟球轴承的受力……………………………………………………………19
7.2 求轴承的当量动载荷……………………………………………………………19
7.2.1 单向推力球轴承的当量动载荷………………………………………………19
7.2.2 深沟球轴承的当量动载荷……………………………………………………19
7.3 校核轴承的寿命………………………………………………………………………19
7.3.1 校核单向推力球轴承的寿命…………………………………………………19
7.3.2 校核深沟球轴承的寿命………………………………………………………20
8. 键联接的选择及计算 ………………………………………………………………………20
8.1 各轴上键传递的转矩…………………………………………………………………20
8.2 验算各轴上键的强度…………………………………………………………………20
8.2.1 校核主轴上键的强度…………………………………………………………21
8.2.2 校核轴3上键的强度…………………………………………………………21
8.2.3 校核轴3上键的强度…………………………………………………………21
9. 润滑与密封及滑移齿轮的控制 ……………………………………………………………22
9.1 齿轮的润滑……………………………………………………………………………22
9.2 轴承的润滑……………………………………………………………………………22
9.3 滑移齿轮的控制………………………………………………………………………22
10. 结论…………………………………………………………………………………………22
参考文献 …………………………………………………………………………………………22
本课题采用常规的设计方法，设计一种精度较高、加工范围较大的经济型数控立式车床的主运动传动系统。本设计通过查阅大量相关文献资料，分析了我国数控产业的发展现状与存在的问题，并提出相应的对策。根据设计要求制定总体传动方案，完成传动机构的设计，功率的估算，电机的选择，齿轮的设计及校核，轴的设计及校核，箱体的机构设计等。该系统多采用普通材料和大多数的标准件，具有良好的经济性。我国资源短缺，设计经济型的数控机床能够满足使用要求，也符合我国国情，有很好的应用前景。
本设计参照卧式车床的传动方案，在其基础上设计无级变速传动链。方案一的传动链较方案二短且简单，但三联滑移齿轮垂直布置，需要另设定位锁紧装置，因此结构和控制上较方案二复杂。所以选择方案二进行设计。
由各类机床的主轴计算转速表（许晓旸，2003），根据设计要求查中型通用机床和用途较广的半自动机床计算转速公式
取Z=3。则，。传动系统和转速图见图3-1、3-2a，图3-2b为主轴的功率特性。从图3-2a可看出，电机经31/78定比传动降速后，如果经88/31传动到主轴，则电机转速从4500r/min降至1500r/min（恒功率区）时，主轴转速从5000r/min降至1667r/min。如果经54/64传动至主轴，电机在恒功率段运转时，主轴的转速范围为1520r/min~504r/min。当经过23/96传动至主轴，电机在恒功率段运转时，主轴的转速范围为420r/min~140r/min。但当主轴运行在1667r/min~1520r/min或504r/min~420r/min时，电机则运转在1500r/min~1368r/min或1500r/min~1250r/min（恒转矩区）。这两段为功率波动“缺口”。为使系统在这两段转速运转时，仍能得到要求的切削功率，电动机的最大输出功率只能选大一些（具体计算见4.2.1）。
查《切削用量简明手册》（艾兴和肖诗纲，1994）硬质合金及高速钢车刀粗车外圆和端面的进给量表、车削时切削速度的计算公式表及车削过程切削力及切削功率的计算公式表中硬质合金刀具项，作表4-1
数控机床常用于半精加工以上的场合，切削用量不会很大，因此选择表4-1中第二组数据设计，切削功率Pc=14.77kW。
选上海旭普机械制造有限公司生产的VFG系列180B变频调速电机，法兰底座安装额定功率为22Kw。其他参数：基频为50Hz，恒功率调速范围1500~4500r/min，恒转矩调速范围60~1500r/min，额定转矩142N.mm，接380V三相交流电压，电机采用△形接法。
可知，在其他参数一致情况下,越大，则该齿轮副所需最小模数越大。由速度图可知，只需比较恒功率条件下1500r/min～595r/min～140r/min线＞
由常用齿轮材料及其力学特性表，选择大、小齿轮z3材料为40Cr（调质后表面淬火），齿面硬度为52HRC，齿芯硬度为280HBS。
（4）由齿轮弯曲疲劳强度极限σFE图查得大、小齿轮弯曲疲劳强度极限σFE3=σFE4=730MPa；
根据v=2.1m/s，6级精度，查动在系数Kv值图得动载系数 Kv=1.03；
由接触疲劳强度计算用齿向载荷分布系数KHβ的简化计算公式表查硬齿面、6级精度、小齿轮相对支承非对称布置，假设KHβ1.34，则
（1）由齿轮的接触疲劳强度极限σHlim图查得大、小齿轮接触疲劳强度极限σHlim3=σHlim4=
（4）由弹性影响系数ZE表查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取前者并按由接触强度计算的分度圆重算齿数就可以满足两种强度要求且可使结构紧凑，但由于本设计中齿数已定，故取较大模数并圆整为标准值m=4，同时适当减小齿宽系数取 фd=0.5，由校核公式、，比较фdm3，有фdm3/(фdm3)ˊ=0.8*3.0463/（0.5*43）=0.707＜1，合适。
由常用齿轮材料及其力学特性表选择大、小齿轮材料均为40Cr（调质），硬度为280HBS。
