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摘 要
隨著當今工業(yè)設備對精密程度的要求越來越高，加工設備的機械加工設備的加工的精密程度也要求越來越高。在搜索、查閱研究大量有關資料的基礎上，對機床自動化技術進行了深入的研究和分析，并描述了機床控制系統(tǒng)的設計。整個過程主要對車床主傳動進行設計。
車床主傳動設計，主要包括三方面的設計，即：根據設計題目所給定的機床用途、規(guī)格、主軸極限轉速、轉速數(shù)列公比或級數(shù)，確定其他有關運動參數(shù)，選定主軸各級轉速值；通過分析比較，選擇傳動方案；擬定結構式或結構網，擬定轉速圖；確定齒輪齒數(shù)及帶輪直徑；繪制傳動系統(tǒng)圖。其次，根據機床類型和電動機功率，確定主軸及各傳動件的計算轉速，初定傳動軸直徑、齒輪模數(shù)，確定傳動帶型號及根數(shù)，摩擦片尺寸及數(shù)目；裝配草圖完成后要驗算傳動件（傳動軸、主軸、齒輪、滾動軸承）的剛度、強度或壽命。最后，完成運動設計和動力設計后，要將主傳動方案“結構化”，設計主軸變速箱裝配圖及零件圖，側重進行傳動軸組件、主軸組件、變速機構、箱體、潤滑與密封、傳動軸及滑移齒輪零件的設計。
關鍵詞：車床；數(shù)控；傳動系統(tǒng)
Abstract
With the industrial equipment for precision degree of the increasingly high demand, the degree of precision machining processing equipment of machining equipment also to request more and more high. In the search, a lot of related data access research of machine tool automation technology, in-depth research and analysis, and describes the design of machine tool control system. The whole process is mainly carries on the design to the main drive lathe.
CNC lathe main drive design, including the design, three aspects: according to the design of machine tool use, the given specifications, spindle speed limit, speed ratio determined sequence or series, other relevant motion parameters, selected at speed of the main shaft; through analysis and comparison, select the transmission scheme; develop structure or structure, develop speed diagram; to determine the number of gear teeth and belt pulley diameter; drawing drive system diagram. Secondly, based on the machine type and motor power, determining the spindle and the transmission of the computation speed, initial drive shaft diameter, the gear modulus, determine the transmission belt type and number of roots, friction plate size and number of assembly drawing; after checking transmission parts (gear, shaft, shaft, bearing stiffness,) strength or fatigue life. Finally, to complete the exercise design and dynamic design, to the main transmission scheme "structured", design of spindle gearbox assembly drawing and parts drawing, focuses on the transmission shaft assembly, spindle assembly, transmission mechanism, box, lubrication and seal, the transmission shaft and the sliding gear parts design.
Key words：lathe; CNC; transmission system
目 錄
摘 要 I
Abstract II
目 錄 III
1 緒 論 1
1.1本文的選題及主要研究內容 1
1.1.1本文的選題 1
1.1.2主要研究內容 1
2 主傳動系統(tǒng)參數(shù)計算 2
2.1車床主參數(shù)和基本參數(shù) 2
2.2擬定參數(shù)的步驟和方法 2
2.2.1 極限切削速度Vmax、Vmin 2
2.2.2 主軸的極限轉速 3
2.2.3 主電機功率——動力參數(shù)的確定 3
2.2.4確定結構式 4
2.2.5確定結構網 4
2.2.6繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 4
2.3 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 5
3 傳動件的設計 6
3.1 帶輪的設計 6
3.2 傳動軸的直徑估算 8
3.2.1 確定各軸轉速 9
3.2.2傳動軸直徑的估算：確定各軸最小直徑 9
3.2.3 鍵的選擇 10
3.3 傳動軸的校核 10
3.3.1 傳動軸的校核 11
3.3.2 鍵的校核 11
3.4 各變速組齒輪模數(shù)的確定和校核 12
3.4.1 齒輪模數(shù)的確定： 12
3.4.2 齒寬的確定 16
3.4.3 齒輪結構的設計 17
3.5 帶輪結構設計 17
3.6 片式摩擦離合器的選擇和計算 18
3.7 齒輪校驗 21
3.7.1 校核I組變速組齒輪 21
3.7.2 校核II組變速組齒輪 22
3.7.3 校核III組變速組齒輪 24
3.8 軸承的選用與校核 25
3.8.1 各軸軸承的選用 25
3.8.2 各軸軸承的校核 25
總結與展望 27
參考文獻 28
致 謝 29
1 緒 論
1.1本文的選題及主要研究內容
1.1.1本文的選題
1、根據要求設計混合雙公比車床主傳動系統(tǒng)；2、要求設計車床主軸最高輸出轉速nmax=1320r／min，主軸最低輸出轉速nmin=42.5r／min，電動機的額定功率P=5.5KW，電動機的輸出轉速n=1440r／min，分級變速主傳動系統(tǒng)具有混合雙公比，低轉速段和高轉速段的公比為φ1=1.26，中間轉速段公比為φ2 =1.58。
1.1.2主要研究內容
1、根據機床設計的一般原則對主傳動系統(tǒng)進行設計；2、結構式和轉速圖設計；3、主傳動系統(tǒng)圖繪制；4、齒輪嚙合動力學分析和運動仿真。
2 主傳動系統(tǒng)參數(shù)計算
2.1車床主參數(shù)和基本參數(shù)
車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：
最高輸出轉速nmax=1320r／min，主軸最低輸出轉速nmin=42.5r／min，電動機的額定功率P=5.5KW，電動機的輸出轉速n=1440r／min，分級變速主傳動系統(tǒng)具有混合雙公比，低轉速段和高轉速段的公比為φ1=1.26，中間轉速段公比為φ2 =1.58。
正轉最低轉速
nmin( )
正轉最高轉速
Nmax( )
電機功率
N（kw）
42.5
1320
5.5
2.2擬定參數(shù)的步驟和方法
2.2.1 極限切削速度Vmax、Vmin
根據典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：
允許的切速極限參考值如下：
表 2.1
加 工 條 件
Vmax(m/min)
Vmin(m/min)
硬質合金刀具粗加工鑄鐵工件
30～50
硬質合金刀具半精或精加工碳鋼工件
150～300
螺紋加工和鉸孔
3～8
根據【1】公式（3-2）因為已知 ，
公比1=1.26 公比2=1.58
式Z=+1
有上式當1=1.26時Z1=16，Z2=9
而取Z=12. 這樣使得設計的轉速在采用雙公比時有相應的級數(shù)空隙轉速。
2.2.2 主軸的極限轉速
在通用機床上，每級轉數(shù)使用的機會不大相同，經常使用的轉速一般是在轉速范圍的中段，轉速范圍的高、低段使用較少，雙公比傳動就是針對這一情況而設計。主軸的轉速數(shù)列有兩個公比，轉速范圍中經常使用的中段采用小公比，不經常使用的高、低
段用大公比。經調整后的結構式為：12=25×32X26，在高低段出現(xiàn)4個轉速空檔。
根據主變速傳動系統(tǒng)設計的一般原則：傳動副前多后少原則、傳動順序與擴大順序相一致的原則、變速組的降速要前慢后快和中間軸的轉速不宜超過電動機的轉速的原則，可知，傳動線要前密后疏，依次來安排各變速組的傳動順序。最終繪制的轉速圖見圖1，按照主傳動轉速圖以及齒輪齒數(shù)繪制的主傳動系統(tǒng)圖見圖2。
2.2.3 主電機功率——動力參數(shù)的確定
合理地確定電機功率N，使機床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素。
根據題設條件電機功率為5.5KW
可選取電機為Y132S-4：額定功率為5.5KW，滿載轉速為1440r/min.
2.2.4確定結構式
已知Z=x3b
a、b為正整數(shù)，即Z應可以分解為2和3的因子，以便用2、3聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速。
對于Z=12可按Z=12分解為：Z=25×32×26。
2.2.5確定結構網
根據“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結構緊湊的原則,選取傳動方案Z=25×32×26。,易滿足要求，
2.2.6繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖
（1）選擇電動機：采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。
（2）繪制轉速圖：
（3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖2-3：
1-2軸最小中心距：A1_2min>1/2(Zmaxm+2m+D)
軸最小齒數(shù)和:Szmin>(Zmax+2+D/m)
2.3 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)
(1)Sz100-120,中型機床Sz=70-100
(2)直齒圓柱齒輪Zmin18-20,m4
圖3-3 主傳動系統(tǒng)圖
（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內取模數(shù)相等，據設計要求Zmin≥18~20,齒數(shù)和Sz≤100～120，由表4.1，根據各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表2-2。
3 傳動件的設計
3.1 帶輪的設計
三角帶傳動中，軸間距A可以加大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，宜可緩和沖擊及隔離振動，使傳動平穩(wěn)。帶輪結構簡單，但尺寸大，機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。電動機轉速n=1440r/min,傳遞功率P=5.5kW,傳動比i=1440/850=1.69，假設兩班制，一天運轉16小時，工作年數(shù)10年。
(1)、選擇三角帶的型號
由濮良貴主編《機械設計》( 第八版)表8-7工作情況系數(shù)查的共況系數(shù)=1.2。故根據濮良貴主編《機械設計》( 第八版)公式（8-21）
式中P--電動機額定功率， --工作情況系數(shù)
因此根據、由濮良貴主編《機械設計》( 第八版) 圖8-11普通V帶輪型圖選用A型。
(2)、確定帶輪的基準直徑，
帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑不宜過小，即。查濮良貴主編《機械設計》( 第八版)表8-8、圖8-11和表8-6取主動小帶輪基準直徑=125
由濮良貴主編《機械設計》( 第八版)公式(8-15a)
式中：
-小帶輪轉速，-大帶輪轉速，-帶的滑動系數(shù)，一般取0.02。
∴，由濮良貴主編《機械設計》( 第八版)表8-8取圓整為212mm。
(3)、驗算帶速度V，
按濮良貴主編《機械設計》( 第八版)式（8-13）驗算帶的速度
∵，故帶速合適。
(4)、初定中心距
帶輪的中心距，通常根據機床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內選取： 根據濮良貴主編《機械設計》( 第八版)經驗公式（8-20）
取=600mm.
(5)、三角帶的計算基準長度
由濮良貴主編《機械設計》( 第八版)公式（8-22）計算帶輪的基準長度
由濮良貴主編《機械設計》( 第八版)表8-2，圓整到標準的計算長度
(6)、驗算三角帶的撓曲次數(shù)
，符合要求。
(7)、確定實際中心距
按濮良貴主編《機械設計》( 第八版)公式（8-23）計算實際中心距
(8)、驗算小帶輪包角
根據濮良貴主編《機械設計》( 第八版)公式（8-25）
，故主動輪上包角合適。
(9)、確定三角帶根數(shù)
根據濮良貴主編《機械設計》( 第八版)式（8-26）得
查表濮良貴主編《機械設計》( 第八版)表8-4d由 i=1.8和得= 0.15KW,
查表濮良貴主編《機械設計》( 第八版)表8-5，=0.98；查表濮良貴主編《機械設計》( 第八版)表8-2，長度系數(shù)=1.01
∴取 根
(10)、計算預緊力
查濮良貴主編《機械設計》( 第八版)表8-3，q=0.1kg/m
由濮良貴主編《機械設計》( 第八版)式（8-27）
其中： -帶的變速功率,KW；
v-帶速,m/s；
q-每米帶的質量，kg/m；取q=0.1kg/m。
v = 1440r/min = 9.42m/s。
⑾、計算作用在軸上的壓軸力
傳動比
查表濮良貴主編《機械設計》( 第八版)表8-4a由和得= 1.92KW
3.2 傳動軸的直徑估算
傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反復載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大變形。因此疲勞強度一般不失是主要矛盾，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至發(fā)生過大的變形。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。
3.2.1 確定各軸轉速
⑴、確定主軸計算轉速：計算轉速是傳動件能傳遞全部功率的最低轉速。各傳動件的計算轉速可以從轉速圖上，按主軸的計算轉速和相應的傳動關系確定。
根據【1】表3-10，主軸的計算轉速為
⑵、各變速軸的計算轉速：
①軸Ⅲ的計算轉速為212r/min；
②軸Ⅱ的計算轉速為335r/min；
③軸Ⅰ的計算轉速為850r/min。
⑷、核算主軸轉速誤差
∵
∴
所以合適。
3.2.2傳動軸直徑的估算：確定各軸最小直徑
根據【5】公式（7-1），，并查【5】表7-13得到取1.
①Ⅰ軸的直徑：取
②Ⅱ軸的直徑：取
③Ⅲ軸的直徑：取
其中：P-電動機額定功率（kW）；
-從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積；
-該傳動軸的計算轉速（）；
-傳動軸允許的扭轉角（）。
當軸上有鍵槽時，d值應相應增大4～5%;當軸為花鍵軸時，可將估算的d值減小7%為花鍵軸的小徑;空心軸時，d需乘以計算系數(shù)b，b值見【5】表7-12。Ⅰ和Ⅳ為由鍵槽并且軸Ⅳ為空心軸，Ⅱ和Ⅲ為花鍵軸。根據以上原則各軸的直徑取值：，和在后文給定，軸采用光軸，軸和軸因為要安裝滑移齒輪所以都采用花鍵軸。因為矩形花鍵定心精度高，定心穩(wěn)定性好，能用磨削的方法消除熱處理變形，定心直徑尺寸公差和位置公差都能獲得較高的精度，故我采用矩形花鍵連接。按規(guī)定，矩形花鍵的定心方式為小徑定心。查【15】表5-3-30的矩形花鍵的基本尺寸系列，軸花鍵軸的規(guī)格；軸花鍵軸的規(guī)格。
3.2.3 鍵的選擇
查濮良貴主編《機械設計》( 第八版)表6-1選擇軸上的鍵，根據軸的直徑，鍵的尺寸選擇，鍵的長度L取22。主軸處鍵的選擇同上，鍵的尺寸為，鍵的長度L取100。
3.3 傳動軸的校核
需要驗算傳動軸薄弱環(huán)節(jié)處的傾角荷撓度。驗算傾角時，若支撐類型相同則只需驗算支反力最大支撐處傾角；當此傾角小于安裝齒輪處規(guī)定的許用值時，則齒輪處傾角不必驗算。驗算撓度時，要求驗算受力最大的齒輪處，但通常可驗算傳動軸中點處撓度（誤差<%3）.
當軸的各段直徑相差不大，計算精度要求不高時，可看做等直徑，采用平均直徑進行計算，計算花鍵軸傳動軸一般只驗算彎曲剛度，花鍵軸還應進行鍵側擠壓驗算。彎曲剛度驗算；的剛度時可采用平均直徑或當量直徑。一般將軸化為集中載荷下的簡支梁，其撓度和傾角計算公式見【5】表7-15.分別求出各載荷作用下所產生的撓度和傾角，然后疊加，注意方向符號，在同一平面上進行代數(shù)疊加，不在同一平面上進行向量疊加。
3.3.1 傳動軸的校核
①Ⅰ軸的校核：通過受力分析，在一軸的三對嚙合齒輪副中，中間的兩對齒輪對Ⅰ軸中點處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進行校核
最大撓度：
查【1】表3-12許用撓度；
。
②Ⅱ軸、Ⅲ軸的校核同上。
3.3.2 鍵的校核
鍵和軸的材料都是鋼，由濮良貴主編《機械設計》( 第八版)表6-2查的許用擠壓應力,取其中間值，。鍵的工作長度，鍵與輪榖鍵槽的接觸高度。由濮良貴主編《機械設計》( 第八版)式（6-1）可得
可見連接的擠壓強度足夠了，鍵的標記為：
3.4 各變速組齒輪模數(shù)的確定和校核
3.4.1 齒輪模數(shù)的確定：
齒輪模數(shù)的估算。通常同一變速組內的齒輪取相同的模數(shù)，如齒輪材料相同時，選擇負荷最重的小齒輪，根據齒面接觸疲勞強度和齒輪彎曲疲勞強度條件按【5】表7-17進行估算模數(shù)和，并按其中較大者選取相近的標準模數(shù)，為簡化工藝變速傳動系統(tǒng)內各變速組的齒輪模數(shù)最好一樣，通常不超過2～3種模數(shù)。
先計算最小齒數(shù)齒輪的模數(shù)，齒輪選用直齒圓柱齒輪及斜齒輪傳動，查濮良貴主編《機械設計》( 第八版)表10-8齒輪精度選用7級精度，再由濮良貴主編《機械設計》( 第八版)表10-1選擇小齒輪材料為40C(調質)，硬度為280HBS：
根據【5】表7-17；有公式：
①齒面接觸疲勞強度：
②齒輪彎曲疲勞強度：
⑴、a變速組：分別計算各齒輪模數(shù)，先計算最小齒數(shù)28的齒輪。
①齒面接觸疲勞強度：
其中: -公比 ； = 2；
P-齒輪傳遞的名義功率；
-齒寬系數(shù)=；
-齒輪許允接觸應力，由【5】圖7-6按MQ線查取;
-計算齒輪計算轉速;
K-載荷系數(shù)取1.2。
=650MPa，
∴
根據【6】表10-4將齒輪模數(shù)圓整為4mm 。
① 齒輪彎曲疲勞強度：
其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.967.5=7.2KW；
-齒寬系數(shù)=；
-齒輪許允齒根應力，由【5】圖7-11按MQ線查??；
-計算齒輪計算轉速;
K-載荷系數(shù)取1.2。
，
∴
∴
根據【6】表10-4將齒輪模數(shù)圓整為2.5mm 。
∵所以
于是變速組a的齒輪模數(shù)取m = 4mm，b = 32mm。
軸Ⅰ上主動輪齒輪的直徑：
。
軸Ⅱ上三聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為：
⑵、b變速組：確定軸Ⅱ上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù)，先計算最小齒數(shù)18的齒輪。
① 齒面接觸疲勞強度：
其中: -公比 ； =4；
P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.9227.5=3.915KW；
-齒寬系數(shù)=；
-齒輪許允接觸應力，由【5】圖7-6按MQ線查取;
-計算齒輪計算轉速;
K-載荷系數(shù)取1.2。
=650MPa，
∴
∴
根據【6】表10-4將齒輪模數(shù)圓整為5mm 。
② 齒輪彎曲疲勞強度：
其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P =0.9227.5=3.915KW；
-齒寬系數(shù)=；
-齒輪許允齒根應力，由【5】圖7-11按MQ線查??；
-計算齒輪計算轉速;
K-載荷系數(shù)取1.2。
，
∴
∴
根據【6】表10-4將齒輪模數(shù)圓整為3mm 。
∵所以
于是變速組b的齒輪模數(shù)取m = 5mm，b = 40mm。
軸Ⅱ上主動輪齒輪的直徑：
軸Ⅲ上三聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為：
⑶、c變速組：
為了使傳動平穩(wěn)，所以使用斜齒輪，取，螺旋角。
計算中心距a，
∴圓整為280mm。
修正螺旋角，
因值改變不多，所以參數(shù)，，等值不必修正。
所以軸Ⅲ上兩聯(lián)動主動輪齒輪的直徑分別為：
軸Ⅳ上兩從動輪齒輪的直徑分別為：
⑷、標準齒輪參數(shù)：
從【7】表5-1查得以下公式
齒頂圓直徑 ；
齒根圓直徑；
分度圓直徑 ；
齒頂高 ；
齒根高 ；
齒輪的具體值見表
表3.1齒輪尺寸表 （單位：mm）
齒輪
齒數(shù)
z
模數(shù)
分度圓直徑d
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
齒頂高
齒根高
⒈
24
4
96
104
86
4
5
⒉
60
4
240
248
2304
4
5
⒊
47
4
188
196
178
4
5
⒋
37
4
148
156
138
4
5
⒌
34
4
136
144
126
4
5
⒍
54
4
216
224
206
4
5
⒎
44
4
176
184
166
4
5
⒏
44
4
176
184
166
4
5
⒐
25
4
100
108
90
4
5
⒑
63
4
252
260
242
4
5
⒒
53
4
212
220
202
4
5
⒓
42
4
168
176
158
4
5
⒔
23
4
92
100
82
4
5
⒕
72
4
288
296
278
4
5
3.4.2 齒寬的確定
由公式得：
齒輪；
一般一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設計上，應主動輪比從動輪齒寬大（5～10mm）。
所以：， ，
，，
，。
3.4.3 齒輪結構的設計
通過齒輪傳動強度的計算，只能確定出齒輪的主要尺寸，如齒數(shù)、模數(shù)、齒寬、螺旋角、分度圓直徑等，而齒圈、輪輻、輪轂等的結構形式及尺寸大小，通常都由結構設計而定。當齒頂圓直徑時，可以做成實心式結構的齒輪。當時，可做成腹板式結構，再考慮到加工問題，現(xiàn)決定把齒輪8、12和14做成腹板式結構。其余做成實心結構。根據濮良貴主編《機械設計》( 第八版)圖10-39（a）
3.5 帶輪結構設計
⑴、帶輪的材料
常用的V帶輪材料為HT150或HT200，轉速較高時可以采用鑄鋼或鋼板沖壓焊接而成，小功略時采用鑄鋁或塑料。
⑵、帶輪結構形式
V帶輪由輪緣、輪輻和輪轂組成，根據輪輻結構的不同可以分為實心式（濮良貴主編《機械設計》( 第八版)圖8-14a）、腹板式（濮良貴主編《機械設計》( 第八版)圖8-14b）、孔板式（濮良貴主編《機械設計》( 第八版)圖8-14c）、橢圓輪輻式（濮良貴主編《機械設計》( 第八版)圖8-14d）。V帶輪的結構形式與基準直徑有關，當帶輪基準直徑（d為安裝帶輪的軸的直徑，mm）時?？梢圆捎脤嵭氖剑斂梢圆捎酶拱迨?，時可以采用孔板式，當時，可以采用輪輻式。
帶輪寬度：。
分度圓直徑： 。
D=90mm是深溝球軸承6210軸承外徑，其他尺寸見帶輪零件圖。
V帶輪的輪槽與所選的V帶型號向對應，見濮良貴主編《機械設計》( 第八版)表8-10mm
槽型
與相對應得
A
11.0
2.75
8.7
9
—
—
V帶繞在帶輪上以后發(fā)生彎曲變形，使V帶工作面夾角發(fā)生變化。為了使V帶的工作面與大論的輪槽工作面緊密貼合，將V帶輪輪槽的工作面得夾角做成小于。
V帶安裝到輪槽中以后，一般不應該超出帶輪外圓，也不應該與輪槽底部接觸。為此規(guī)定了輪槽基準直徑到帶輪外圓和底部的最小高度。
輪槽工作表面的粗糙度為。
⑷、V帶輪的技術要求
鑄造、焊接或燒結的帶輪在輪緣、腹板、輪輻及輪轂上不允許有傻眼、裂縫、縮孔及氣泡；鑄造帶輪在不提高內部應力的前提下，允許對輪緣、凸臺、腹板及輪轂的表面缺陷進行修補；轉速高于極限轉速的帶輪要做靜平衡，反之做動平衡。其他條件參見中的規(guī)定。
3.6 片式摩擦離合器的選擇和計算
片式摩擦離合器目前在機床中應用廣泛，因為它可以在運轉中接通或脫開，具有結合平穩(wěn)、沒有沖擊、結構緊湊的特點，部分零件已經標準化，多用于機床主傳動。
按扭矩選擇，即： 根據【15】和【14】表6-3-20，
①計算轉矩，
查【15】表6-3-21得
∴
②摩擦盤工作面的平均直徑
式中d為軸的直徑。
③摩擦盤工作面的外直徑
④摩擦盤工作面的內直徑
⑤摩擦盤寬度b
⑥摩擦面對數(shù)m，查【15】表6-3-17，摩擦副材料為淬火鋼，對偶材料為淬火鋼，摩擦因數(shù)取0.08，許用壓強取，許用溫度<120℃.
∴m圓整為7.
∴摩擦面片數(shù)z=7+1=8.
⑦摩擦片脫開時所需的間隙，因為采用濕式所以
⑧許用傳遞轉矩
因為
⑨壓緊力Q
⑩摩擦面壓強p
根據【14】表22.7-7選用帶滾動軸承的多片雙聯(lián)摩擦離合器，因為安裝在箱內，所以采取濕式。結構形式見【14】表22.7-7圖（a）。
表5.2
特征參數(shù)
圖
號
許用轉距
重量/kg
轉動慣量/
接合
力/N
脫開
力/N
內部
外部
圖a
120
4.7
0.0035
0.0050
170
100
表5.3
主要尺寸
圖
號
許用轉矩
D
A
B
c
E
F
G
閉
式
開
式
圖a
120
18
32
-
108
100
18
32
60
45
70
表5.4
主要尺寸
圖
號
H
J
L
R
S
a
圖a
85
47
51
81
152
65
64
35
-
10
20
11
3.7 齒輪校驗
在驗算算速箱中的齒輪應力時，選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪進接觸應力和彎曲應力的驗算。這里要驗算的是齒輪1，齒輪5，齒輪11這三個齒輪。
齒輪強度校核：計算公式：①彎曲疲勞強度;
②接觸疲勞強度
3.7.1 校核I組變速組齒輪
①彎曲疲勞強度；校核齒數(shù)為28的齒輪，確定各項參數(shù)
⑴、 ,n=800r/min,
⑵、確定動載系數(shù)
∵
齒輪精度為7級，由濮良貴主編《機械設計》( 第八版)圖10-8查得動載系數(shù)。由濮良貴主編《機械設計》( 第八版)使用系數(shù)。
⑶、。
⑷、確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)
查濮良貴主編《機械設計》( 第八版)表10-4，得非對稱齒向載荷分配系數(shù)；
,
查濮良貴主編《機械設計》( 第八版)圖10-13得
⑸、確定齒間載荷分配系數(shù):
由濮良貴主編《機械設計》( 第八版)表10-2查的使用，
由濮良貴主編《機械設計》( 第八版)表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)
⑹、確定載荷系數(shù):
⑺、 查濮良貴主編《機械設計》( 第八版)表 10-5 齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)
；
⑻、計算彎曲疲勞許用應力
由濮良貴主編《機械設計》( 第八版)圖10-20(c)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。
濮良貴主編《機械設計》( 第八版)圖10-18查得 壽命系數(shù),取疲勞強度安全系數(shù)S = 1.3
，
②接觸疲勞強度
⑴、載荷系數(shù)K的確定：
⑵、彈性影響系數(shù)的確定；查濮良貴主編《機械設計》( 第八版)表10-6得
⑶、查濮良貴主編《機械設計》( 第八版)圖10-21（d）得，
故齒輪1合適。
3.7.2 校核II組變速組齒輪
①彎曲疲勞強度；校核齒數(shù)為18的齒輪，確定各項參數(shù)
⑴、,n=400r/min,
⑵、確定動載系數(shù)：
齒輪精度為7級，由濮良貴主編《機械設計》( 第八版)圖10-8查得動載系數(shù)
⑶、
⑷、確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)
查濮良貴主編《機械設計》( 第八版)表10-4，插值法得非對稱齒向載荷分配系數(shù)
,查濮良貴主編《機械設計》( 第八版)圖10-13得
⑸、確定齒間載荷分配系數(shù):
由濮良貴主編《機械設計》( 第八版)表10-2查的使用 ；
由濮良貴主編《機械設計》( 第八版)表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)
⑹、確定動載系數(shù):
⑺、查濮良貴主編《機械設計》( 第八版)表 10-5齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)
、
⑻、計算彎曲疲勞許用應力
由濮良貴主編《機械設計》( 第八版)圖10-20(c)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。
濮良貴主編《機械設計》( 第八版)圖10-18查得 壽命系數(shù),疲勞強度安全系數(shù)S = 1.3
，
②接觸疲勞強度
⑴、載荷系數(shù)K的確定：
⑵、彈性影響系數(shù)的確定；查濮良貴主編《機械設計》( 第八版)表10-6得
⑶、查濮良貴主編《機械設計》( 第八版)圖10-21（d）得，
故齒輪8合適。
3.7.3 校核III組變速組齒輪
①彎曲疲勞強度；校核齒數(shù)為22的齒輪，確定各項參數(shù)
⑴、,n=280r/min,
⑵、確定動載系數(shù)：
齒輪精度為7級，由濮良貴主編《機械設計》( 第八版)圖10-8查得動載系數(shù)
⑶、
⑷、確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)
查濮良貴主編《機械設計》( 第八版)表10-4，插值法得非對稱齒向載荷分布系數(shù)，
,查濮良貴主編《機械設計》( 第八版)圖10-13得
⑸、確定齒間載荷分配系數(shù):
由濮良貴主編《機械設計》( 第八版)表10-3齒間載荷分布系數(shù)，
⑹、確定荷載系數(shù):
⑺、查表 10-5 齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)。
⑻、計算彎曲疲勞許用應力
由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。
濮良貴主編《機械設計》( 第八版)圖10-18查得 壽命系數(shù),疲勞強度安全系數(shù)S = 1.3
，
②接觸疲勞強度
⑴、載荷系數(shù)K的確定：
⑵、彈性影響系數(shù)的確定；查濮良貴主編《機械設計》( 第八版)表10-6得
⑶、查濮良貴主編《機械設計》( 第八版)圖10-21（d）得，
故齒輪11合適。
3.8 軸承的選用與校核
3.8.1 各軸軸承的選用
①主軸 前支承：NN3022K；中支承：NN3020K；后支撐N219E
②Ⅰ軸 離合器及齒輪處支承均用：6206;帶輪處支承：6210
③Ⅱ軸 前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207
④Ⅲ軸 前支承：30208;后支承：30208
3.8.2 各軸軸承的校核
⑴、Ⅰ軸軸承的校核
Ⅰ軸選用的是深溝球軸承6206，其基本額定負荷為19.5KN, 由于該軸的轉速是定值，所以齒輪越小越靠近軸承，對軸承的要求越高。根據設計要求，應該對Ⅰ軸未端的滾子軸承進行校核。
①齒輪的直徑
②Ⅰ軸傳遞的轉矩
∴
③齒輪受力
根據受力分析和受力圖可以得出軸承的徑向力為:
在水平面：
在水平面：
∴
④因軸承在運轉中有中等沖擊載荷，又由于不受軸向力，濮良貴主編《機械設計》( 第八版)表13-6查得載荷系數(shù)，取，則有：
⑤軸承的壽命計算:所以按軸承的受力大小計算壽命
故該軸承6206能滿足要求。
⑵、其他軸的軸承校核同上，均符合要求。
總結與展望
通過幾個月的努力，學習終于到了最后。做畢業(yè)設計的過程學到了很多課本上沒有學到的知識，也通過本論文的準備，查資料把大學四年的知識整理了一番。以前好多遺忘的知識又回到了大腦。
本篇論文是通過這次學習在機床中獲的了意想不到的快樂與成就感。會為以后的工作積累下豐富的經驗。
但是本篇論文還有不禁如意的地方：
1）所研究的東西只是停留在理論方面，很多東西現(xiàn)在還不是很明白。
2）在零件的設計計算過程中，還有些是不明白之處，設計的依據和其中的很多術語。
3）對車床的還不是很徹底，只是對其中的一些主要部件進行了，如時間在寬裕一些，我想我可以做的更好。
但本次畢業(yè)論文，在指導教師教授的精心指導下，掌握了設備自動化的主要技術關鍵環(huán)節(jié)，對數(shù)控設備、數(shù)控技術有了更進一步的了解和掌握，了解了數(shù)控設備、數(shù)控技術的發(fā)展趨勢，指明了以后的發(fā)展方向，必將為以后的學習和工作起到很大的作用。
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致 謝
本文是在我的導師XX老師的親切關懷和悉心指導下完成的。XX老師以其嚴謹求實的治學態(tài)度、高度的敬業(yè)精神、兢兢業(yè)業(yè)、精益求精的工作作風，深深地感染和激勵著我。在論文（設計）的選題、資料查詢及定稿過程中，老師都始終給予我無私的幫助和悉心的指導，并在他的正確引導下，我最終順利完成了畢業(yè)論文，在此謹向 老師致以誠摯的謝意和崇高的敬意。
大學的學習過程中，XX老師以實實在在的敬業(yè)精神認真授課、不斷豐富課堂內容以及對我們的熱心幫助，并在他們求真務實的教導下，通過自己的努力系統(tǒng)地學習和掌握了較為扎實的專業(yè)基礎知識，我將會學以致用，把所學知識運用到以后的工作實踐當中，在這里請接受我誠摯的謝意！在此，我還要感謝在一起愉快的度過大學生活的同學們，正是由于你們的幫助和支持，我才能克服一個一個的困難和疑惑，直至本文的順利完成。