CK6163型数控车床主传动系统设计毕业论文.doc

CK6163型数控车床主传动系统设计第1章、机床的主要参数的确定1.1尺寸参数1.1.1主参数 床身最大工件回转直径 630mm(1 P)1.1.2基本参数刀架上最大工件回转直径 320主轴通孔直径 80主轴头号B型 B型11号主轴前端孔锥度 公制100号装刀基面至主轴中心距离 h=36mm最大工件长度 1500mm (选自GB1582-79.JB/Z143-79)1.2运动参数1.2.1主轴极限转速的确定1.2.1.1计算n根据分析，用硬质合金车刀对小直径钢材精车外圆时，主轴转速最高，据经验，并参考切削用量资料，取Vmax=200m/min,取R=0.5，Rd=0.2，则d=R·D=0.5×630=315mm (2 P)d=Rd·d=0.2×315=63mm (2 P)n=1010r/min (2 P)1.2.1.2计算n根据分析，用高速钢车刀粗车合金钢材料的梯形螺纹（丝杆），主轴转速最低。根据调查，630mm数控车床加工丝杆的最大直径为70mm。根据经验，并参考切削用量资料，取V=7m/min，则： n=32 r/min (2 P)访问若干个使用630数控车床的使用部门，了解并统计了这些机床的主轴转速如下：加工轴类零件 n=400900r/min加工盘形零件 n=150300r/min机修工作 n=80150r/min车大导程螺纹 n=3263r/min最后综合地分析比较计算和调查所得的结果，对主轴的最高转速，计算结果为1010r/min，调查结果900r/min，根据用户需要并留有发展余地，取所设计机床的主轴最高转速为1000r/min，最低转速为32r/min。 1.2.2主轴转速级数的确定1.2.2.1主轴转速数列公比CK6163数控车床适中、小型通用机床，取=1.26 (2 P)1.2.2.2主轴转速的级数 Z=+1= (2 P)1.3动力参数主电动机功率的确定：1.3.1计算法负荷切削规范规范名称加工方法工作条件刀具条件切削用量CK6163数控车床最大扭矩试验车外圆材料45号钢，直径260mm材料YT15前角=6°后角=6°8°主偏角=45°倾角=3°刀尖半径r=1mm主轴转速n=125r/min背吃刀量ap=6mm进给量f=0.5mm/r 切削速度V=(2 P)主切削力=（查表，用硬质合金刀具加工中碳钢料时，F=200,加工铸铁时F=180，P=(2 P),机床电机功率）(2 P),其中Fc主切削力，F单位面积的切削力1.3.2调查研究法参照普通车床CW6163B主电机=11kw，考虑数控车床加工特点和生产实际情况，故选用CK6163数控车床主电机功率为=13kw。第2章 运动设计2.1设计原则在满足一定转速范围、技术条件下，传动链尽可能短和简单； 传动平稳、振动小、噪声低、效率高； 功率和扭矩满足使用要求； 适应主轴精度和刚度要求； 操作方便、轻巧、结构简单、工艺性好； 必须考虑制动装置； 必须考虑良好的润滑。2.2传动方式 根据设计原则，考虑数控车床的加工特点，本机传动方式采取分离传动，即把主轴组件与变速传动部分两者分开形成一个主轴箱和一个变速箱。有如下优点：变速箱工作中产生的振动和热量不直接传给主轴，因而减少了主轴的振动和热变形，提高了加工精度。主轴箱内齿轮可大为减少，故主轴箱的振动、噪声和热量都减少了。高速时可由皮带传动直接带动主轴旋转，缩短传动链，从而运动平稳，精度、效率均提高；低速时，经背轮机构传动主轴，可获得较大的扭矩，以满足粗加工的需要。缺点是多增加了箱体，使加工和装配工时增加。因而，提高了制造成本。2.3变速形式 采用滑移齿轮有级变速传动方式，其优点是齿轮传动结构可靠，工艺成熟，变速方便。缺点是噪声较大，高速时更为严重。2.4确定主传动系统方案及运动设计计算，并绘制转速图2.4.1主传动采用分离传动 即分为变速箱和主轴箱两部分。主轴箱在上，变速箱在下。下面的变速箱有2×2=4级变速，作为第一扩大组和基本组。上面的主轴箱采用了背轮机构和增加变速组的传动系统。变速箱与主轴箱之间用皮带传动。若接合主轴内齿轮离器，可直接传动主轴，得到4级高速；若经背轮机构，可得到4级低速，它的结构式为8=Z×Z×Z，背轮机构作为第二扩大组，其得8级转速。如前计算，主轴转速为16级，故采用增加一个变速组传动系统来扩大变速范围和变速级数。本题采用增加一个变速组的传动系统，传动数为2，作为最后一个扩大组，则其结构式为Z=16=×××。最后扩大组的变速范围，故r<r,即r没有超过最大变速范围，是允许的。2.4.2确定是否增加降速传动CK6163数控车床总降速比i=。若每一个变速组的最小降速比均取，则四个变速组总的降速比可达到×××=，故无需增加降速传动。但是为使中间两个变速组做到降速度慢。减小变速箱和主轴箱的径向尺寸。分别在变速箱和主轴箱前增加一对降速传动带轮传动，其降速比分别为：变速箱为180/130；主轴箱：304/190(1.5=1.26)。在主轴之前增加一对降速传动齿轮传动，其传动比为=2（），进一步提高主轴传动平稳性和加工精度。2.4.3分配降速比前面已确定：16=Z×××Z 共需四个变速组。 增加：电动机变速箱 变速箱主轴箱 主轴前 共三个降速比它们分别是：主轴箱及变速箱电动机第一扩大组基本组 为四根轴，即电 变速箱主轴箱： 一根轴主轴箱：背轮机构 第二扩大组 新增变速组 第三扩大组 ，共三根轴主轴前定比传动： 一根轴 总共九根传动轴2.4.4绘制转速图1）画出竖直相等的线，分别代表电、九根轴，画十六根距离相等的水平线代表16级转速，这样形成了转速图格线。2）在主轴轴标出16级转速（查标准数列表，得如下数值：32，40，50，63，80，100，125，200，250，315，400，500，630，800，1000）3）在最低转速用H点表示，在最高转速轴用B表示，在轴向上两格（=1.26），在电机轴上用A点代表电动级转速n0=1450r/min。B、H两点连线相距约15格，即代表总降速比i=。4）主轴箱 a、定比降速 ：从H点向上3格在轴得G点（）， b、变速组：（第二扩大组，背轮机构）， b、低速组：变速组的降速比的1/4，故从轴G点向上4格。得轴F点；变速组的降速比取1/4，轴向上4格得轴E点（轴E点）。 b、高速组：（直线传动）：从EE作一水平线与轴相交于G点 c、变速组（第三扩大组，新增）：P=2，Z=8，<，从F点分别向下向4格得G、G点。5）变速箱主轴箱定比降速（1.5=）从轴E点向上两格到轴点。6）变速箱内变速组a:基本组 从轴D点向上1格到轴C点，因基本组为I，即基本组为二对齿轮传动，级比指数为=1.故从轴C水平作一线得D点； b:第一扩大组为I，即二对齿轮传动，级比指数=2.故二对齿轮传动相距2格，从C向上2格得C点。将以上各点连线，并画出全部传速线，得转速图。2.5变速组内模数相同齿数的确定第一扩大组： i= i=1.26 查表，得 Z=32，Z Z，Z=32基本组： i= i=1查表得： Z， Z第二扩大组:背轮机构 齿轮离合器直接传动: i=（）=1背轮传动: i= i=查得： Z， Z，Z Z，Z第三扩大组：（新增） i= i=1.26查得：Z（=Z） Z=60（=Z） Z（=Z） Z（=Z=）（Z与Z，Z与Z，Z与Z，Z与Z设计成同一齿轮）将各级齿轮齿数标在转速线图上成转速图。CK6163转速图2.6验算主轴各级转速误差2.6.1计算主轴各级实际转速 n=1450×××××××=32.4r/min n=1450×××××××=40.5r/minn=1450×××××××=50.7r/minn=1450×××××××=63.5r/minn=1450×××××××=81r/minn=1450×××××××=101.3r/minn=1450×××××××=127.7r/minn=1450×××××××=158.4r/minn=1450××××××=202.7r/minn=1450××××××=253.4r/minn=1450××××××=316.7r/minn=1450××××××=395.9r/minn=1450××××××=506.7r/minn=1450××××××=633.4r/minn=1450××××××=791.8r/minn=1450××××××=989.7r/min 2.6.2验算主轴各级转速差 主轴各级转速相对误差为: =×100%=100%=1.25%=×100%=100%=1.25=×100%=100%=1.4%=×100%=100%=0.79%=×100%=100%=1.25%=×100%=100%=1.3%=×100%=100%=1.36%=×100%=100%=1.00%=×100%=100%=1.35%=×100%=100%=1.36%=×100%=100%=0.54%=×100%=100%=1.025%=×100%=100%=1.34%=×100%=100%=0.54%=×100%=100%=1.025%=×100%=100%=1.03%主轴转速相对误差表：n32.440.550.763.581101.3126.7158.4202.7253.4316.7395.9506.7633.4791.8989.7n32405063801001251602002503154005006308001000%1.251.251.40.791.251.31.361.001.351.360.541.0251.340.541.0251.03转速相对误差允许值为%=10×(-1)%=10×(1.26-1)%=2.6%比较以上计算结果，主轴实际各级转速相对误差均未超差，符合要求。2.7绘制传动系统图第3章、传动零件的初步计算3.1计算转速n3.1.1主轴计算转速的确定 由于机床属于中型通用机床和用途较广的半自动机床，又为等公比传动，故计算转速：n=n=n= n= n=32×1.26=100r/min (6 P)3.1.2其他传动件计算转速的确定从转速图上确定其他各传动比的计算转速。3.1.2.1传动轴的计算转速a、轴的计算转速 轴共有16级转速，轴按30/60传动主轴，只有200r/min及其以上转速传递全部功率，故最低转速200r/min即为轴的计算转速。b、轴的计算转速同理轴共有8级转速，此时经齿轮副（，）传动，只有400r/min800r/min共4级转速能够传递全部功率，故最低转速400r/min为其计算转速。c、其余轴计算转速 按上述方法类推。现将各轴的计算转速列表如下轴序号计算转速n/ r·min10008006304004004002001002）齿轮的计算转速a、齿轮Z的计算转速齿轮Z装在轴上，经齿轮副传动主轴，得到63r/min2000r/min 16级转速，其中200r/min及其以上的转速才能传递全部功率，故齿轮Z的计算转速为200r/min。b、齿轮Z的计算转速齿轮Z装在轴（主轴）上，共有32r/min1000r/min转速，其中只有100r/min及其以上者能传递全部功率，故100r/min为其计算转速。c、齿轮Z的计算转速齿轮Z装在轴上，经齿轮副传动轴，其本身转速为160r/min800r/min转速，其中250r/min及其以上者才能传递全部功率，故250r/min为其计算转速。d、齿轮Z的计算转速齿轮Z装在轴上，经齿轮副传到轴得到63r/min315r/min转速，只有100r/min及其以上者能传递全部功率，故100r/min为其计算转速。e、以此类推，可得其他各齿轮的计算转速。现将各齿轮的计算转速列表如下：齿轮ZZZZZZZZZZZZZZZ计算转速/r·min1000125010008001250125080063040040040010002501002003.2各轴输入功率：轴 P=P·=13×0.96=12.48 KW轴 P= P··=12.48×0.99×0.97=11.98 KW轴 P= P··=11.98×0.99×0.97=11.51 KW轴 P= P·=11.51×0.96=11 KW轴 P= P··=11×0.99×0.97=10.6 KW轴 P= P··=10.6×0.99×0.97=10.11 KW轴 P= P··=10.11×0.99×0.97=9.78 KW轴 P= P··=9.78×0.99×0.97=9.39 KW各轴输入功率列表如下：轴电输入功率/kw1312.4811.9811.511110.610.119.789.363.3各轴输入转矩：轴 T=9.55×10=9.55×10N·mm=119184 N·mm轴 T=9.55×10=9.55×10N·mm=143071.25 N·mm轴 T=9.55×10=9.55×10 N·mm=174477 N·mm轴 T=9.55×10=9.55×10 N·mm=260625 N·mm轴 T=9.55×10=9.55×10 N·mm=253075 N·mm轴 T=9.55×10=9.55×10 N·mm=241376.25 N·mm轴 T=9.55×10=9.55×10 N·mm=46699.5 N·mm轴 T=9.55×10=9.55×10 N·mm=899105 N·mm各轴输入转矩列表如下：轴输入转矩/N·mm119184143071.25174477260625250075241376.2546699.58891053.4传动轴及主轴直径计算（最小直径）（1）按扭矩刚度对传动轴直径估算d=91×=91×=32.7mm 取d=35mm (5 P)d=91×=91×=32.8mm 取d=30mmd=91×=91×=35.95mm 取d=35mmd=91×=91×44mm 取d=45mmd=91×=91×=46.1mm 取d=50mmd=91×=91×=45.6mm 取d=50mm d=91×=91×=38.5mm 取d=40mm（2）主轴直径估算查表选择主轴前轴颈直径为D=（140165）mm，取D=160.25mm，D=（0.70.85）D=120.25mm。3.5传动齿轮的计算3.5.1齿轮的材料及热处理1）变速箱齿轮： 、轴齿轮 选用锻钢 45 G45 轴齿轮 选用锻钢 40Cr G45 2）床头箱（主轴箱） 、轴齿轮 选用锻钢 45 G52、 轴齿轮 选用锻钢 40Cr G523.5.2齿轮精度选择 考虑齿轮转速均大于510m/s范围内，故选用8-7-7DC精度，表面粗糙度。3.5.3齿轮模数的估算一般同一变速组的齿轮模数相同，按简化的疲劳强度公式对负荷最重的小齿轮的模数进行估算。a、变速箱m=16338×=16338×=2.78 取m=3mm (6 P)b、主轴箱直齿轮模数：m=16338×=16338× =3.6 取m=4mm斜齿轮模数： m=16338×=16338× =4.38 取m=4.5mm3.6三角胶带传动计算3.6.1变速箱（与电动机带轮）（1）确定计算功率(9 P) P=KP=1.1×13=14.3kw（2）选择胶带的型号根据计算功率P=14.3kw，小带轮转速n=1450r/min，选择带型，为B型带。（3）确定带轮基准直径d 、d小带轮基准直径d=130mm大带轮基准直径d=i×d=188.5mm ，取d=186mm校核速比误差 =0.01330.05, 在允许范围内，可以。（4）校核带速 V=9.86m/s V=525m/s之间，d选择合适。（5）确定带基准长度Ld和中心距a初取中心距a=0.7(d+d)2(d+d) =0.7(130+186)2(130+186) =212.2632mm初取a=400mm确定带的基准长度 Ld=2a+（d+d）+ =2400+ =1298mm根据Ld值取标准值L=1250mm。实际中心距 a= a+400+376mm中心距变化范围 a=a+0.03Ld=376+0.031250=413.5mm a=a-0.015Ld=376-0.0151250=357.25mm（6）验算包角 =180-57.3 =180-57.3 171.2 120,符合要求。（7）确定胶带根数Z查表单根V带基本额定功率 P=2.2kw单根V带功率的增量 P=0.36kw包角修正系数 K=0.98带长修正系数 K=0.88代入公式Z=6.5取Z=7根<10根，可以。（8）计算预紧力F带每米长质量=0.17kg/m预紧力 F=500(-1)+ V =500×（）+0.17×9.86 =160.35N（9）计算压轴力 F=2ZFsin=2×7×160.35×sin=2266.2N（10）带轮结构设计（见电动机与变速箱带轮）3.6.2主轴箱（与变速箱带轮）（1）确定计算功率 (9 P) P=·=1.1×11.51=12.661kw（2）选择三角带的型号根据计算功率P=12.661kw，小带轮转速n=1250r/min，选择带型，选择B型带。（3）确定带轮基准直径d 、d小带轮基准直径d=190mm 大带轮基准直径d=i××190=297mm，取d=304mm校核速比误差 =-0.024±0.05在允许范围内，可以（4）校核带速V=12.44m/sV=525m/s之间，d选择合适（5）确定带基准长度和中心距a初定中心距 a=0.7(d+d)2(d+d) =0.7(190+304)2(190+304) =345.8988mm初取a=450mm确定带基准长度 =2a+（d+d）+ =2450+ 1683mm根据取标准值 =1680mm实际中心距 a=a+=450+=448.5中心距变化范围 a=a+0.03=448.5+0.03×1680=460.4mm a=a-0.015=448.5-0.015×1680=384.8mm（6）验证包角 =180-×57.3 =180-×57.3 =164120，符合要求。（7）确定胶带根数查表单根V带基本额定功率=4.29kw单根V带功率的增量 =0.54kw包角修正系数 K=0.96带长修正系数 K=0.93代入公式 Z=2.94取Z=5根<10根，可以（8）计算预紧力F带每米质量 =0.17kg/m预紧力 F=500（）+V =500（）+0.17×12.44 =188.92N（9）计算压轴力 F=2ZFsin=2×5×188.92×sin =1870.8N（10）带轮结构设计（见床头箱与变速箱带轮）第4章、绘制部件装配图4.1主轴部件的结构设计 (7 3册P)4.1.1主轴的滚动轴承设计1）主轴滚动轴的选择中等速度、较大载荷、要求刚度较高、主轴前支承选用双列向心短圆柱滚子轴承NN3032/P4（C3182132），承受较大的径向载荷，而轴向载荷选用推力球轴承51134/P4（C8134）来消除；后支撑为NN3024/P4（C3182124）双列短圆柱滚子轴承；中间辅助轴承为6028（128）深沟球轴承。这样，不仅保证主轴的回转精度，也提高了主轴的刚性和抗振性。2）主轴轴承精度选择前后主轴的精度对主轴的旋转精度的影响：a图a图表示轴承右偏移量，后轴承有偏移量为零，这时反映到主轴端部的偏移量为=b图b图表示轴承偏移量为零，后轴承有偏移量，这时反映到主轴前端的偏心量为：=从以上说明，前轴承的精度对主轴组建的旋转精度影响较大。因此前轴承的精度应选得高一些，后轴承比前轴承可以选的低一些。本设计前后轴承精度都选的偏高些，为P4级。3）推力支撑位置的选择（轴承的配置形式）为了使主轴有足够的轴向位置精度并尽量优化结构，应适当地选择推力支撑的位置。本设计推力支撑位置采用如下形式：以上表示两个推力支撑都装在前支撑的内侧，减少了主轴的悬伸，并且有轴向刚度和轴向精度的优点，但前支撑结构较为复杂。4）滚动轴承的预紧和间隙的调整对轴承进行预紧使其间隙为零或产生过盈量，可提高轴向的旋转精度、抗振性和刚度改善主轴部件的工作性能，使滚动体受力均匀而使轴承的寿命提高。带内锥孔的双列短圆柱滚子轴承NN3000（3182100）的调整方法是：拧紧螺母顶隔套推动NN3032（3182132）轴承内座圈进行预紧。4.1.2主轴的设计1）主轴的材料和热处理 由于本机床主轴支撑为滚动轴承，选用45钢，调质HBS220250，主轴锥孔和定心轴颈表面淬火HRC4045。2）主轴的主要技术要求a、主轴上主要配合尺寸公差采用6级精度b、轴颈处的形状公差取直径公差c、主轴端部和安装齿轮等部件的轴头与前后轴颈同轴度公差略小于直径公差的d、用于2夹具轴向定位的轴肩端面（对轴线的）跳动不大于该处直径公差的e、表面粗糙度，安装轴承处的轴颈和安装传动件的轴头，其表面粗糙度R为0.4。3）主轴主要参数的确定(6 3册P)a、主轴前轴颈直径D的确定 根据普通车床主轴前轴直径D与主参数D的关系，当D在6301000mm时，D=0.2D再根据主电机功率，采用类比设计，定位D=0.2D+35=0.2+35=126+35mm，取D=160.25mm。b、主轴内孔直径d根据=0.550.6，d=（0.550.6）D=（0.550.6）×（126161）=（69.396.6）mm，取d=80mm。c、主轴悬伸量a，根据轴端标准选a=163.5mmd、主轴支承跨距L的确定利用主轴最佳跨距计算线图计算，根据公式=，先求分的大小。再根据的大小查找L/a的数值，从而定出L的数值。弹性模量：E=2.1×10kgf/cm主轴跨距部分的惯性矩：I=（D-d）=（14.025-8）=1698cmD主轴跨距部分的平均直径d主轴跨距部分的平均孔径滚动体上负荷：Q=57.7kgf F轴承的径向负荷（kgf） i 滚动体列数（单列为1，双列为2） z每列中的滚动体数Q滚动体上的负荷（kgf）滚动体有效长度：L=L-2r=18-2×0.8=16.4mmL滚动体有效长度(mm)r 滚子的倒圆角半径（mm）L 滚子长度（mm）径向弹性位移：=0.6=0.6×=2.62轴承有与M预紧量是的相对间隙：=-1.91从机床设计手册（2）图中，查得，代入=0.35×2.62=0.92， 计算=0.21。（当滚动体轴承已预紧时，其径向弹性位移）从图中，查得K=0.2，轴承外圈与箱体孔的接触变形：=0.53。（轴承宽度，轴承外径）从图中，查得K=0.05，轴承内圈与轴颈接触变形：=0.2滚动轴承支承的径向弹性位移：=0.92+0.53+0.2=1.65主轴前支承的刚度：C=364kgf/主轴后支承的刚度C：=4，C=91kgf/=2.24 根据机床设计手册，查L/a=4.4975，L=a×4.975=163.5×4.975=813mme、主轴前端锥度 公制100号f、主轴前后端外锥度：因前后端选用双列短圆柱滚子轴承，其内锥度1：12，故与之相配合（外锥度也为1：12，尺寸为160.25mm）。4）主轴传动件的布置为了减少主轴的弯曲变形，大齿轮靠近前轴承，并由于传递的转矩的部分短，扭矩变形也小，再者大齿轮用于低速转矩大。这样可使前轴承负荷大。但前轴承直径大于后轴承直径。因而，前后轴承的寿命比较接近。5)主动轴的结构设计 见图4.2 传动轴的设计4.2.1 传动轴的材料与热处理 因为载荷不是特别大，也没有较大的冲击，通常决定传动轴尺寸的主要因素是刚度。各种钢的弹性模量E相差不多，又与热处理方式无关。故选用45钢。为获得较好的强度、塑形和韧性等方面的综合机械性能，采用调质处理HBS220250。4.2.2 传动轴的支承变速箱部分：均采用深沟球轴承I轴：左端装有皮带轮，由于此皮带轮采用了卸载结构，共有两直轴承为620（45×72×19）1套，右端为6307（35×80×21）1套轴：左端6307（30×72×79）1套，右端6307（35×80×21）1套。轴：于I轴同为6209（45×85×19）2套，右端为6307（35×80×21）1套床头箱部分 采用深沟轴承和圆锥滚子轴承轴：左端装有皮带轮、卸载结构共有两套轴承为6210（50×90×20），右端为1套轴承，中间齿轮上装有两轴承6010（50×80×16）轴：左端6210（50×90×20）1套， 右端6017（85×130×32）2套轴：左端6028（105×160×26）2套， 右端6310（50×110×27）1套轴：左端6207（35×72×17）2套，中间I6100（55×90×18）2套，中间30213（65×120×23）1套，右端30213（65×120×23）1套4.2.3 传动轴承的轴向定位： I轴轴 轴轴 轴轴 轴4.2.4 滑移齿轮在传动轴上的布置与排列在变速传动组内，I轴32×3与40×3相啮合，因32×3较小，故选为滑移齿轮，考虑有两档变速，故32×3与40×3做成一整体，使之与32×3相啮合。轴36×3与轴36×3相啮合，因轴36×3为固定齿轮，故只有轴36×3为滑移齿轮。同理轴32×3为固定齿轮，故轴40×3为滑移齿轮。 为了保证原处于啮合状态齿轮脱开后，另一个齿轮才能开始进入啮合，双联滑移齿轮所占的轴向长度L>4b，（b为齿宽），如图所示：I轴与轴故设计合理 故设计合理4.2.5 固定齿轮定位轴向定位用轴环和隔套同向定位齿轮，用花键。轴齿轮内装轴承，内轴承定位保证。轴采用隔套和弹簧挡圈轴向定位，用花键周向定位。轴齿 轮靠弹簧挡套轴向定位，用花键周向定位。轴肩和隔套轴向定位，花键周向 定位。主轴采用锥度和平键实现轴向和周向定位。4.3 齿轮的结构设计（1） 变速箱齿轮由整块材料做成（2） 多联滑移齿轮由整块材料做成，其结构如图：（3） 床头箱内齿离合器由整块材料做成，其结构如下：（4） 床头箱齿轮由整块材料做成4.4 各转动轴结构设计轴轴轴轴轴轴轴主轴（轴）4.5 操纵机构设计 (2 P) 主运动采用分离传动，变速箱实现四级变速，变速由操纵油缸、控制活塞杆、上的拨叉移动双联滑移齿轮、和实现变速。同时摇摆电机通过蜗杆带动蜗轮经电磁离合器，使传动系统缓慢摆动，以免齿轮顶相碰，可顺利啮合。变速完毕后，撞块和接电器触头发出信号，摇摆电机可停转，电磁离合器脱开，主电机方可启动。床头箱中双向内啮合离合器和，由操纵油缸中的活塞杆带动拨叉和来控制它的接通或放松；使主传动实现四级变速。停车时为克服旋转件的惯性，采用液压摩擦制动器迅速停止。改变主电机转向，可实现主轴反转。第5章、主要零件的验算5.1 齿轮（按接触疲劳）强度验算5.1.1变速箱因所选齿轮为硬齿面，且高速运转，故按接触疲劳强度校核齿轮模数。 m=16300=16300 =3mm (5 P)与所选实际模数相同，故强度足够。5.1.2主轴箱因所选齿轮为硬齿面，且高速运转，故按接触疲劳强度校核齿轮模数。m=16300=16300=3.9mm4mm（所设计模数），故所设计模数强度足够 (5 P)5.2 传动轴的验算5.2.1传动轴的刚度验算当轴的转速n=800r/min时，运动由齿轮Z=40传入，运动传出的齿轮有Z=32、Z=36两个。但由于Z=36位置靠近中间，故以Z=36传出时作用力最大，并且由此产生的弯矩也最大。所以按Z=40传入，Z=36传出的情况进行计算。图1 空间坐标计算图图2 挠度与倾角计算图图3 B(C)点挠度分解图1）、计算作用在轴的计算转矩T=1430.7kgfcm2）、作用在B点处的力F、FF=238.45kgf (5 P 表4-6)F= Ftg（）=238.45×tg（20+543）=238.45×0.482=115kgf（摩擦角，f=0.1，=543）3）、作用在C点处的力F、FF=265kgf (5 P 表4-6)F= Ftg（）=265×tg（20+543）=265×0482=128kgf4）、挠度的计算a、作用在B点的力在B点产生挠度查表I=16.6cm E=2.1×10kgf/cm轴简化受力图见图2Y=0.00298cm=0.03mm (5 P 表4-6)Y=0.00144cm=0.014mm (5 P 表4-6)b、作用在C点力在B点产生的挠度Y=（）=(5 P 表4-6) =0.0028cm=0.028mmY=（）=(5 P 表4-6) =0.0014cm=0.014mmc、作用在C点力在C点产生的挠度Y=0.0026cm=0.026mm (5 P 表4-6)Y=0.0013cm=0.013mm (5 P 表4-6)d、作用在B点力在C点产生的挠度Y= (5 P 表4-6) Y=0.0012cm=0.012mm e、计算B点的挠度对X、Y轴的分解，C点的挠度对x、y轴的分解 Y= Ycos60=0.03×cos60=0.015mm Y= Ycos30=0.014×cos30=0.012mm