機械裝備設計變速組.ppt

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1、（一）主參數和尺寸參數,四、 機床主要參數的確定,機床主參數是代表機床規(guī)格大小及反映機床最大工作能力的一種參數。 通用機床的主參數通常都以機床的最大加工尺寸來表示，專用機床的主參數一般以與通用機床相對應的主參數表示。為了更完整地表示機床的工作能力和加工范圍，可在主參數后面標出第二主參數，如最大工件長度、最大跨距等。 機床尺寸參數是指機床主要結構的尺寸參數。包括： 1）與工件有關的尺寸參數；如臥式車床刀架上最大加工直徑，搖臂鉆床的立柱外徑與主軸之間的最大跨距等。 2）與工、夾、量具有關的尺寸參數。如臥式車床主軸錐孔及主軸前端尺寸。,（二）運動參數,1.主運動參數,指機床執(zhí)行件如主軸、工件安裝部件

2、（工作臺、刀架）的運動速度。,主運動為旋轉運動時：機床的主運動參數是主軸轉速n(單位為rmin)： n=1000v/d n 主軸轉速（r/min）； v 切削速度（m/min）； d 工件或刀具直徑（mm）。,主運動為往復直線運動時，主運動參數是刀具或工件的每分鐘往復次數(單位為次min)。 專用機床可根據特定工序實際使用的切削速度和工件(或刀具)的直徑確定主軸轉速，且大多數情況只需一種速度。 通用機床，為適應各種不同的加工要求，主軸應有一定的變速范圍和變速方式(有級或無級變速)。,（二）運動參數,dmax = KD dmin = Rd dmax 式中 D 機床能加工的最

3、大直徑（mm）； K 系數； Rd 計算直徑范圍。,1.主運動參數,式中：vmax， vmin，可根據切削用里手冊、現有機床使用情況調查或者切削試驗確定。通用機床的dmax和dmin并不是指機床上可能加工的最大和最小直徑，而是指實際使用情況下，采用vmax和vmin時常用的經濟加工直徑。對于通用機床，一般取,主軸轉速和變速范圍,（1） 最低（n min）和最高（n max）轉速的確定,,如臥式車床 K = 0.5，搖臂鉆床 K = 1.0， 通常 R d = 0.20.25 。 例如，400mm 臥式車床，確定主軸的最高轉速。根據分析，用硬度合金車刀對小直徑鋼材半精車外圓時，主軸轉速為最高，

4、參考切削用量資料，可取 v max = 200 m/min，對于通用車床 K = 0.5，R d = 0.25，則： d max = KD = 0.5 400 mm = 200 mm d min = R d d max = 0.25 200mm = 50 mm r/min = 1273r/min,（1） 最低（n min）和最高（n max）轉速的確定,通常用高速鋼刀具，精車合金鋼材料的梯形螺紋時主軸轉速較低，取v min = 1.5 m/min，在400mm 臥式車床上加工絲杠最大直徑在450 mm 左右，則：,實際使用中可能使用到 n max 或 n min 的典型工

5、藝不一定只有一種可能，可以多選擇幾種工藝作為確定最低及最高轉速的參考。同時考慮今后技術發(fā)展的儲備，最后確定 n max = 1600 r/min，n min = 10 r/min 。,（1） 最低（n min）和最高（n max）轉速的確定,,（2）轉速分級 主軸轉速的合理排列確定了 n max 和 n min 之后，在已知變速范圍內若采用有級變速，則應進行轉速分級；如果采用無級變速，有時也需用分級變速機構來擴大其無級變速范圍。 所謂分級即在變速范圍內確定中間各級轉速。目前，多數機床主軸轉速是按等比級數排列，其公比用符號表示。則轉速數列為：,n1 = n min，n 2 = n min，n 3

6、 = n min2， ，n Z = n min Z1,1.主運動參數,主軸轉速數列呈等比級數規(guī)律分布，主要原因是在轉速范圍內的轉速相對損失均勻。 如 在加工中某一工序要求的合理轉速為 n，而在Z級轉速中沒有這個最佳轉速，而是處于n j 和 n j+1 之間，即 n j < n < n j+1。 若采用n j+1比n轉速高，由于過高的切削速度會使刀具耐用度下降。 為了不降低刀具耐用度，一般選用n j ，將造成轉速損失，其轉速損失為（nn j），相對轉速損失率為,（2）轉速分級,,,在其它條件（直徑、進給、切深）不變的情況下，轉速的損失就反映了生產率的損失。對于普通機床，如果認為每級轉速的使用機會

7、都相等，那么應使A max為一定值，即：,可見任意兩級轉速之間的關系應為： n j+1 = n j ,此外，應用等比級數排列的主軸轉速，可借助于串聯若干個滑移齒輪來實現。使變速傳動系統簡單并且設計計算方便。,（2）轉速分級,為了使用記憶方便，轉速數列中的轉速系是十倍比的，故應符合如下關系 ， ，E 1是正整數；如采用多速電動機驅動，通常電動機轉速為3000/1500或3000/1500/750 r/min，故也應符合如下關系， ，E 2 也為正整數。,（3）標準公比值和標準轉速數列標準公比的確定,轉速由 n min 至nmax必須遞增，所以公比應大于 l；為了限制轉速損失

8、的最大值 A max 不大于 50%，則相應的公比不大于2，故： 1< 2,為了簡化機床設計和使用，規(guī)定了幾個標準值，這些數值是選取2或10的某次方根，1.06、1.12、1.26、1.41、1.58、1.78、2。標準公比見表3-2。,（3）標準公比值和標準轉速數列標準公比的確定,當選定標準公比之后，轉速數列可從表3-3中查出。表中給出了公比為1.06的從115000的數列，其它公比的數列可由此派生得到。 表3-2和表3-3均適用于轉速、雙行程和進給系列，也可以用于機床尺寸和功率參數等數列。,（3）標準公比值和標準轉速數列標準公比的確定,表3-2 公比1.06的標準數列,（3）標準公比值和標

9、準轉速數列標準公比的確定,（3）標準公比值和標準轉速數列標準公比的確定,1.061 1.062 = 1.12 1.064 = 1.122 = 1.26 1.066 = 1.123 = 1.41 1.068 = 1.124 = 1.262 = 1.58 1.0610 = 1.125 = 1.78 1.0612 =1.126 =1.263 =1.412 = 2,七個公比值之間的關系,（3）標準公比值和標準轉速數列標準公比的確定,1）公比是2的某次方根，其數列每隔若干項增加或縮小2倍，如 = ，數列為10、12.5、16、20、25、32、40、，每隔三項增大2倍。 便于采

10、用雙速電動機，因為雙速電動機的兩個同步轉速比值是2，例如30001500或1500750等，同時也便于記憶和寫出等比數列。 2）公比是10的某次方根，其數列每隔若干項增大或縮小10倍。 這特性符合常用十進制習慣，如 = ，數列為10、16、25、40、63、100、160、 250、400、630、，每隔五項增大10倍，使數列整齊好記。,標準公比特性,公比的選取一般原則,從使用性能考慮，選取公比最好小一些，但小，級數增多，結構復雜。 大批大量生產的自動化與半自動化機床，要求較高的生產率，相對轉速損失要小，因此，要小些，選取1.12或1.25。 大型機床加工大尺寸工件，機動時間長，選擇合理的

11、切削速度對提高生產率作用較大，應小些，取1.12、1.25。 中型通用機床，萬能性較大，要求轉速級數多，但結構又不能過于復雜，公比常選取1.25或1.41 小型機床切削加工時間常比輔助時間少，結構要求簡單，機動時間短，變速級數不多，公比常取1.58或1.78。,1.主運動參數,(5)變速范圍Rn、公比和級數z的關系 由等比級數規(guī)律可則：,已知任意兩個可求第三個，用公式求出的和Z應圓整為標準數和整數。 常用的Z：3，4，6，8，9，12，16，18，24,采用等比數列的優(yōu)點 對于某一個公比，任意兩個相鄰轉速之間的最大相對速度損失Amax為一個常數，轉速分布的疏密程度均勻合理。 這種轉速數列可由幾

12、個變速組的不同傳動比搭配相乘得到，能用較少的齒輪實現較多級的轉速，使傳動系統得到簡化。,1.主運動參數,2. 進給運動參數,機床的進給運動多數是直線運動，進給量用工件或刀具每轉位移表示，即mmr；也可以用每一往復行程的位移表示，即mm行程 。 機床進給量的變換可用無級變速（數控機床）和有級變速方法。 采用有級變速方式時，進給量一般為等比數列。確定方法與主軸轉速的確定方法相同。 進給量也是等差數列。而用交換齒輪改變進給量大小的自動車床，其進給量就不是按一定規(guī)則排列的。,螺紋加工機床和普通車床的進給量按照加工標準螺紋導程數列來選取，進給量數列為分段等差數列。 刨床和插床采用棘輪機構實現進給運動，進

13、給量大小靠每次撥動一齒、二齒或幾個齒來改變，進給量也是等差數列。而用交換齒輪改變進給量大小的自動車床，其進給量就不一定按一定規(guī)則。,2. 進給運動參數,數控機床一般采用電動機無級變速形式。其他機床多采用有級變速形式或無級與有級變速組合形式。 機床運動的驅動方式常用的有電動機驅動和液壓驅動。 驅動方式的選擇主要根據機床的變速形式和運動特性要求來確定。,3變速形式與驅動方式選擇,三、動力參數,動力參數指主運動、進給運動和輔助運動的動力消耗，它主要由機床的切削載荷和驅動的工件質量決定。 對于專用機床，機床的功率可根據特定工序的切削用量計算或測定； 對于通用機床，目前單純用計算的方法來確定功率是困難的

14、，故通常用類比、測試和近似計算幾種方法互相校核來確定。,電動機的功率,定義：電動機功率、液壓缸牽引力、液壓馬達或步進電機的額定扭矩等。,三、動力參數,下面介紹用近似計算的方法確定機床動力參數。,,,1、主運動電動機功率,切削功率P切 主運動電動機功率 空載功率P空 附加機械摩擦損失功率P機, 切削功率 可按下表計算,表 常用工序切削功率計算式,,Fz 切削力 v 切削速度 Mk切削扭矩,, 空載功率 機床主運動可空轉時由于傳動件摩搽、攪油、空氣阻力等原因電動機要消耗一部份功率，其值隨傳動件轉速增大而增加，與傳動件預緊程度及裝配質量有關，小型機床主傳動空載功率損失可由下列

15、實驗公式估算：,1、主運動電動機功率,1、主運動電動機功率, 附加機械摩擦損失功率 機床切削時由于傳動件正壓力加大，則摩擦損失將增加，顯然P輔隨P切的變化而變化。可按下式計算。,因此，主運動電動機功率為： P主P切P空(P切機P切)P空P切機,當機床結構尚未確定時，應用上式有一定困難。粗略估算可用右列經驗公式：,其中床為機床總機械效率，主運功為回轉運動時， 床0.7-0.85，主運動為直線運動時， 床0.6-0.7； 對于間斷地工作的機床，由于允許電動機短時超載工作。故式P主是指電動機在允許的范圍內超載時的功率，電動機的額定功率可按下式計算： P

16、額定= P主/K,1、主運動電動機功率,2、進給運動電動機功率, 進給運動與主運動共用電動機 進給運動消耗的功率遠小于主運動。, 進給運動與快速移動共用電動機 快速移動所消耗的功率進給運動功率 電動機功率確定取決于快速移動功率。不必單獨考慮工作進給所需功率。, 單獨使用電動機,確定方法：采用參考同類型機床和計算相結合的方法。由于進給運動的速度較低，空載功率很小，所以在計算時可略去 進給運動電機功率取決于進給的有功功率和傳動件的機械效率。即：,2、進給運動電動機功率,2、進給運動電動機功率,3、快速移動電動機功率,,P快（P慣P摩）K,快速移動電機在啟動時的消耗功率最大，此時須同時克服慣性力和摩

17、擦力。 啟動時的電動機功率為：,式中 P快 快速運動電動機功率（KW）； P摩 克服摩擦力所需的功率（KW）； P慣 克服慣性力所需的功率（KW）； K 安全系數，K=1.52.5。, P慣的計算,, P摩的計算 1）水平運動,2）升降運動,3、快速移動電動機功率,3.4.1 必須滿足的設計基本要求 3.4.2 主傳動系統分類與傳動方式 3.4.3 分級變速主傳動系統 3.4.4 無級變速主運動傳動系統設計 3.4.5 數控機床主傳動系統設計,第四節(jié) 主傳動系統設計,3.4.1 須滿足的設計基本要求,1)滿足機床使用性能要求。機床的末端執(zhí)行件(如主軸)應有足夠的轉速范圍和變速級數。

18、 2)機床的動力源和傳動機構應能夠輸出和傳遞足夠的功率和轉矩，并有較高的傳動效率。 3)機床的傳動結構，特別是末端執(zhí)行件必須有足夠的精度、剛度、抗振性能和較小的熱變形。 4)應該合理地滿足機床的自動化程度和生產率的要求。 5)機床的操作和控制要靈活，安全可靠，噪聲小，維修方便。機床的制造要方便，成本要低。,3.4.2主傳動系統分類與傳動方式,(一)主傳動系分類 (1)按驅動主傳動的電動機類型 可分為交流電動機驅動和直流電動機驅動。交流電動機驅動中又可分單速交流電動機或調速交流電動機驅動。調速交流電動機驅動又有多速交流電動機和無級調速交流電動機驅動。 (2)按傳動裝置類型 可分為機械傳動裝置

19、、液壓傳動裝置、電氣傳動裝置以及它們的組合。 (3)按變速的連續(xù)性 可以分為分級變速傳動和無級變速傳動。,機械傳動裝置分類,,有級變速,無級變速,速度可變,速度恒定,,,,,,機械無級變速,液壓無級變速,電氣無級變速,滑移齒輪,變換齒輪,交換皮帶輪,速度,分級變速傳動在一定的變速范圍內只能得到某些轉速，變速級數一般不超過2030級。傳動方式有滑移齒輪變速、交換齒輪變速和離合器(如摩擦式、牙嵌式、齒輪式離合器)變速。傳遞功率較大，變速范圍廣，傳動比準確，工作可靠，廣泛應用于通用機床。缺點是有速度損失，不能在運轉中進行變速。 無級變速傳動可以在一定的變速范圍內連續(xù)改變轉速，以便得到最有利的切削速

20、度；能在運轉負載中變速，便于實現變速自動化。無級變速傳動可由機械摩擦無級變速器、液壓無級變速器和電氣無級變速器實現。,(一)主傳動系分類,應用：通用機床中多數機床的主變速傳動系都采用這種方式。適用于普通精度的大中型機床。 優(yōu)點：結構緊湊，便于實現集中操縱，安裝調整方便。 缺點：運轉的傳動件在運轉過程中所產生的振動、熱量，會使主軸產生變形，使主軸回轉中心線偏離正確位置而直接影響加工精度。,1集中傳動方式 主傳動系的全部傳動和變速機構集中裝在同一個主軸箱內，稱為集中傳動方式。,(二)主傳動系的傳動方式,2分離傳動方式 主傳動系中的大部分的傳動和變速機構裝在遠離主軸的單獨變速箱中，然后通過帶傳動將運

21、動傳到主軸箱的傳動方式。,特點：變速箱各傳動件所產生的振動和熱量不能直接傳給或少傳給主軸，減少了主軸的振動和熱變形，利于提高機床的工作精度。 主軸高速運轉時，由皮帶經齒輪離合器直接傳動，傳動鏈短，運轉平穩(wěn)，空載損失??；主軸低速運轉時，由皮帶輪經背輪機構傳動，轉速顯著降低，擴大了變速范圍。,(二)主傳動系的傳動方式,3.4.3 分級變速主傳動系統,（一）轉速圖與結構式 （二）各變速組的變速范圍及極限傳動比 （三）主傳動系統設計的基本原則與方法 （四）主傳動系統的幾種特殊設計 （五）擴大傳動系變速范圍的方法 （六）齒輪齒數的確定 （七）計算轉速 （八）變速箱內傳動件的空間布置與計算,（一）轉速圖與

22、結構式,X2010龍門銑床,傳動系統圖,轉速圖,,,傳動系統圖,1）距離相等的豎直線代表傳動系統的各軸，從左到右依次標注、、，。 距離相等豎直線并不意味著中心距相等。 2）距離相等的橫直線代表各級轉速。 距離相等的橫直線并不表示轉速差相等。,1.轉速圖,橫直線坐標取對數坐標，在相交點直接寫出轉速的數值。 3）距離相等的橫直線與豎直線的相交點（用圓圈表示），用來代表各級轉速。 4）相鄰兩軸之間相應轉速的連線代表相應傳動副的傳動比。,1.轉速圖,相鄰兩軸之間的相應轉速的連線：傳動副的傳動比 傳動比的大小以連線的傾斜方向和傾斜度表示 從左向下斜：降速傳動 向上斜： 升速傳動 水平連線： 等速傳

23、動,1.轉速圖,X2010龍門銑床,第一變速組（II-III軸），三對齒輪,第二變速組（一軸），二對齒輪,第三變速組（IV-V軸），二對齒輪,X2010龍門銑床,等比數列相乘=等比數列？,等比數列110，12.5，16 等比數列210，20，40 兩個等比數列相乘： 100，125，160，200，250， 320，400，500，640,變速的基本規(guī)律,（一）變速系統的變速級數 變速系統的變速級數Z =各變速組傳動副數的乘積 主軸的變速級數為： Z = papbpcpm pa、pb、pc、、pm 分別代表各變速組的傳動副數 Z 變速級數 a、b、c、、m 相應的變速

24、組和傳動順序， 傳動順序電動機、主軸傳動的先后排列,（二）總變速范圍 變速組的變速范圍 = 最大傳動比和最小傳動比之比 總變速范圍 = 各變速組變速范圍的乘積,變速的基本規(guī)律,（三）變速組的傳動比之間的關系,變速組內相鄰傳動比之間的比值級比0 變速組的級比指數0是指轉速圖中變速組內主動軸上同一點傳往被動軸相鄰兩傳動線的比值，相當于相鄰兩傳動線與被動軸交點之間相距的格數（相鄰傳動比（線）相間隔的格數）。,0=1，表示間隔1個格,變速的基本規(guī)律,第一變速組： 相鄰傳動比=1：：2，即x0=1 三個傳動比的連線相隔1格 變速后，軸可以得到三級連續(xù)等比數列的轉速，即500、630、800。 x0 =

25、 1的變速組 “基本組”或“基本變速組”,基 本 組,變速的基本規(guī)律,x1 該變速組的級比指數，x1=3。 變速組內相鄰傳動比（線）之間相差3倍，即相差3個格。 第軸得到6級連續(xù)的等比數列。 第二變速組的作用：將基本組的變速范圍進行第一次擴大 第一擴大組。,第二變速組,變速的基本規(guī)律,x2該變速組的級比指數，x2= 6， 相鄰傳動比之間相差6倍 第軸可以得到322= 12級轉速 第二次把基本組的轉速范圍擴大第二擴大組,第三變速組,變速的基本規(guī)律,擴大順序,按擴大轉速范圍過程而排列的基本組、第一擴大組、第二擴大組的排列順序。,變速的基本規(guī)律,基本組 p0=3 級比x0 x0=1 第一擴大組 p

26、1=2 級比 x1 x1=3= p0 第二擴大組 p2=2 級比 x2 x2= 6=p0 p1 第三擴大組 p3=2 級比 x3 x3= p0 p1 p2 類推 第j擴大組級比xj xj= p0 p1 p2pj-1,級比規(guī)律,變速的基本規(guī)律,級比規(guī)律 如果違背上述規(guī)律，出現情況如下：,變速的基本規(guī)律,變速的基本規(guī)律,變速組的變速范圍rn：變速組中最大與最小傳動比的比值。,基本組的變速范圍r0：,第一擴大組的變速范圍r1,第二擴大組的變速范圍r 2：,變速的基本規(guī)律,同理，第j 擴大組變速范圍rj,主軸的變速范圍Rn,變速的基本規(guī)律,結論： 以基本組為基礎，通過第一、第二、、擴大組把各軸的轉速級

27、數和變速范圍逐步擴大，各變速組相鄰傳動比之間遵循級比規(guī)律，則機床傳動系統的轉速數列是連續(xù)的等比數列。 基本組的級比等于，級比指數x。1；擴大組的級比xj ，級比指數xj應等于該擴大組前面的基本組傳動副數和各擴大組傳動副數的乘積。 變速系統的變速級數是各變速組傳動副數的乘積。 Z=P0P1P2P3P4 機床的總變速范圍Rn是各變速組變速范圍的乘積。 Rn=r0r1r2r3r4 ,三、結構網和結構式,1.結構網：轉速圖的對稱形式 二軸間連線: 僅表示傳動關系。 軸上各圓點: 不表示該軸的具體轉速。 轉速圖有一致的變速特性，一個轉速圖對應一個結構網。 一個結構網可以畫出很多不同的轉速圖。,1

28、2 = 312326,三、結構網和結構式,2.結構式,結構網又可以簡化為結構式 結構式：專門用來表示變速系統特性的式子。,12 轉速級數 3、2、2 變速組的傳動副數和傳動順序 1、3、6 各變速組級比指數,,x0，x1，x2 31--基本組，x0=1，p03 23--第一擴大組， x13、p12 26--第二擴大組，x2=6，p2= 2,各組變速范圍分別為2、3、 6等，它和結構網一樣只表示變速特性的相對關系。,三、結構網和結構式,結構式簡單、直觀，能清楚地顯示出變速傳動系中主軸轉速級數Z、各變速組的傳動順序、傳動副數和各變速組的級比指數，一般表達式為,1傳動副前多后少原則 根據轉矩公式（單

29、位Nm）T= 9550P/n 當機床的傳動功率P為定值時，轉速n越高，轉矩T就小，零件尺寸就較小。 主變速傳動系從電動機到主軸，通常為降速傳動，接近電動機的傳動件轉速較高，傳遞的扭矩較小，尺寸小一些；反之，靠近主軸的傳動件轉速較低，傳遞的扭矩較大，尺寸就較大。 所以應該盡量選擇傳動副數多的變速組放在傳動順序前面的高速范圍，而把變速組傳動副數少的放在傳動順序的后面。從而能節(jié)省材料和減少變速箱外形尺寸。,四、主傳動系統設計的基本原則,2傳動順序與擴大順序相一致的原則（前密后疏）,,四、主傳動系統設計的基本原則,圖b第一擴大組在最前面，軸的轉速范圍比圖a大。 兩方案軸的最高轉速一樣，圖b中軸的最低轉

30、速較低，在傳遞相等功率的情況下,受的扭矩較大，傳動件的尺寸也就比前方案大。 將圖3-14a所示方案與其它多種擴大順序方案相比，可以得出同樣的結論。,3變速組的降速要前慢后快（前慢后快） 從電動機到主軸之間的總趨勢是降速傳動，在分配各變速組傳動比時，為使中間傳動軸具有較高的轉速，以減小傳動件的尺寸，前面的變速組降速要慢些，后面變速組降速要快些，但中間軸的轉速不應過高，以免產生振動、發(fā)熱和噪聲。 中間軸的最高轉速不超過電動機的轉速。 上述原則在設計主變速傳動系時一般應該遵循。但有時還須根據具體情況加以靈活運用。,,四、主傳動系統設計的基本原則,4.變速組的變速范圍及極限傳動比,四、主傳動系統設計的

31、基本原則,變速組的極限傳動比 一般限制降速的最小傳動比umin14，對升速的最大傳動比umax22.5。主傳動系統各變速組的變速范圍限制在r810之間。 在變速級數Z一定時，減少變速組個數勢必增加各變速組的傳動副數，并且降速過快而導致齒輪的徑向尺寸增大，為使變速箱中的齒輪個數最少，每個變速組的傳動副數最好取23個。 為使最后傳動組的變速范圍不超出允許值，最后擴大組的傳動副一般取P=2較合適。,I軸上裝有雙向摩擦片式離合器，軸向尺寸較長，為使結構緊湊，第一變速組采用了雙聯齒輪，而不是按照前多后少的原則采用三個傳動副。,X62W銑床的主傳動系統分析,主軸轉速范圍為301500rmin，主軸18級轉

32、速，公比126。 共三個變速組。 主傳動系統的總降速比為l48。 增加一對2654的降速傳動齒輪副，使中間的兩個變速組降速得以緩慢一些，齒輪的徑向尺寸可小一些。,X62W銑床的主傳動系統分析,五、轉速圖的擬定,任務：為了尋找最佳的變速系統方案 方法與步驟： 1）根據Rn、z、確定變速組個數及其傳動副數 2）確定結構式（結構網） 3）畫出轉速圖 4）分配傳動比 5）確定齒輪的齒數 6）畫出傳動系統圖,例題,已知某車床的主軸轉速為n=31.51450r/min，公比=1.41，電動機轉速為n電=1440r/min，試擬定該機床的主傳動系。 確定主軸轉速級數和主傳動系結構式； 擬定轉速圖； 確定各傳

33、動軸與各齒輪的計算轉速。 確定齒輪齒數、帶輪直徑； 驗算轉速誤差； 畫出主傳動系統圖。,1. 轉速級數Z傳動方案的確定,（一)主軸轉速級數和主傳動系結構式的確定,一定變速級數的變速系統可由不同數目的變速組組成。 傳動方案有：改變排列順序，可得到不同方案。 126 2；122 6； 124 3；123 4； 123 2 2；122 3 2；122 2 3,1）12=62 需2+6=8對齒輪 2）12=43 需4+3=7對齒輪 3）12=322 需3+2+2=7對,,,,,1）、2）方案中變速組中分別有6對和4對齒輪嚙合，實現傳動并互不干涉非常困難，甚至不可

34、能，故舍去。 根據傳動副的“前多后少”原則；傳動副數較多的變速組排在前面的高速軸上，因扭矩小，傳動件（如軸、齒輪）的尺寸小，可節(jié)省材料，減少傳動系統的轉動慣量。三種不同傳動方案12322，12232，12223中， 應選擇結構式 12322,（一)主軸轉速級數和主傳動系結構式的確定,2.結構式或結構網的選擇,（一)主軸轉速級數和主傳動系結構式的確定,依據傳動副的“前緊后松”和變速組的擴大順序與傳動順序一致原則： 選： 12=312326,12= 322的六種方案,12=312326 12=312623 12=322126 12=342122 12=322621 12=34222

35、1,提高該軸的 最低轉速,,減少傳動 件尺寸,降低該軸的 最高轉速,,降低噪聲 和振動,在轉速圖上表現為前面變速組傳動比連線分布較密，后面變速組傳動比連線分布疏松 目的：使前面的各軸轉速范圍較小,（一)主軸轉速級數和主傳動系結構式的確定,結構網,結構網,結構網,降速傳動中，主動齒輪的最少齒數受到限制，u min= 1/4；避免被動齒輪的直徑過大。 升速傳動比最大值umax2（斜齒傳動umax= 2.5）盡量減少振動和噪聲。 各變速組的變速范圍r=810之間,變速組的變速范圍,（一)主軸轉速級數和主傳動系結構式的確定,最后擴大組的變速范圍最大 只需要檢查最后擴大組的變速范圍不超過限制范圍 第j

36、擴大組變速范圍rj,本例 Z=12，1.41 12312326 最后擴大組變速范圍 r2=(pj-1)xj=(p2-1)xj =1.41(2-1)6=8 合格,（一)主軸轉速級數和主傳動系結構式的確定,(二)擬定轉速圖,繪制轉速圖時的注意點：分配傳動比，合理安排降速,l）各傳動副的最大、最小傳動比應盡可能不超出極限傳動比umax和 umin。 2）uaminubmin ucmin ， 而且最后擴大組的ujmin一般取極限值，這是在降速傳動時采取“前緩后急”（前慢后快）的原則 3）選用標準的傳動比，傳動比盡量是取公比的整數次方，即 u= E（E為整數）。 4）當變速系統是降速傳動時，要求各中間軸

37、轉速適當安排高一些，以減少傳動件的尺寸。,12=312326，一般從末變速組向前擬定。,從上式中看出：有3個變速組，需4根傳動軸，加上電機軸，轉速圖中共有5條豎線；12級轉速表示圖中有12條橫線。 31是基本組，23是第一擴大組，26是第二擴大組。 26傳動比分配：2表示2個傳動副，6表示2條傳動線間隔6格，=1.41，6=8，分配升速2=2，降速umin= -4=1/4。 其余變速組的umin根據“前緩后急”的原則。 畫出各變速組的傳動比連線按基本組的級比指數x0=1，第一擴大組的級比指數x1=3，第二擴大組級比指數x2=6，畫出各變速組的傳動比連線圖，畫出全部傳動比連線圖。,(二)擬定轉速

38、圖,是否需要增加降速的定比傳動副,總降速比為31.5/1450=146， 最小降速比為1/4，則總降速比為（1/4）3 =1/64，小于1/46，不需增加降速的定比傳動副。,注意：主軸上的齒輪希望大一些，能起到飛輪的作用，最后一個變速組的umin一般取極限值14。,(二)擬定轉速圖,(二)擬定轉速圖,,轉速圖,(三)計算轉速,計算轉速nj：主軸或各傳動件傳遞全部功率的最低轉速。 主軸從最高轉速到計算轉速之間應傳遞全部功率，而其輸出扭矩隨轉速的降低而增大，稱之為恒功率區(qū)。 從計算轉速到最低轉速之間，主軸不必傳遞全部功率，輸出的扭矩不再隨轉速的降低而增大，保持計算轉速時的扭矩不變，傳遞的功率則隨轉

39、速的降低而降低，稱之為恒扭矩區(qū)。 大型機床，由于應用范圍很廣， 調速范圍很寬，計算轉速可取得 高些。 對于精密機床、滾齒機，由于應 用范圍較窄，調速范圍小，計算 轉速可取得低一些。,(三)計算轉速,2.變速傳動系中傳動件計算轉速的確定： 變速傳動系中的傳動件包括軸和齒輪，它們的計算轉速可根據主軸的計算轉速和轉速圖確定。 確定的順序：通常是先定出主軸的計算轉速，再順次由后往前，定出各傳動軸的計算轉速，然而再確定齒輪的計算轉速。 如：軸計算轉速185； 軸計算轉速315；軸計算轉速1440,(三)計算轉速,計算轉速的確定,主軸計算轉速為： Z/3=12/3=4 注：計算結果有小數時圓整

40、即為第四級轉速：90 能夠傳遞全功率的： 軸計算轉速為：125 軸計算轉速為：355 軸計算轉速為：710,,,,,,各軸的計算轉速,計算轉速的確定,各齒輪的計算轉速,,,,,(三)計算轉速作業(yè),(四)齒輪齒數的確定,對于定比傳動的齒輪齒數和帶輪直徑，可依據機械設計手冊推薦的計算方法確定。 對于變速組內齒輪的齒數，如傳動比是標準公比的整數次方時，變速組內每對齒輪的齒數和Sz及小齒輪的齒數可從表36中選取。 表中所列值是傳動副的被動齒輪齒數；齒數和Sz減去被動齒輪齒數就是主動齒輪齒數。 表中所列的u值全大于1，即全是升速傳動。對于降速傳動副，可取其倒數查表，查出的齒數則是主動齒輪齒數。,,,,(

41、四)齒輪齒數的確定,各變速組的傳動比確定后，可確定齒輪齒數、帶輪直徑。 確定齒輪齒數的方法：有計算法和查表法。 為了便于設計和制造，齒輪模數的種類盡可能少。 同一個變速組采用相同的模數。,步驟： 找出不產生根切的最少齒Z min 確定最合適的齒數和Sz 根據傳動比，確定其它齒輪的齒數,（一）同一變速組內模數相同時,(四)齒輪齒數的確定,1.計算法,各對齒輪模數相同，不采用變位齒輪，則各對齒輪的齒數和也必然相等。 zj +zj= sz=常數 zj/ zj = uj,,舉 例：,(四)齒輪齒數的確定,zmin在降速比最大的傳動副u1中，即z1=zmin 若取不產生根切的最少齒數 z1=24，則z1

42、=242=48 則：Sz=z1+ z1=24+48=72,2查表法 表3-6 見P88-P89頁,(四)齒輪齒數的確定,橫行Sz ：表示齒數和。 縱列 u ：表示一對齒輪的傳動比。 表中間的數值： 表示一對小齒輪齒數。 當u1時：升速傳動，小齒輪為從動輪。 當u1時：降速傳動，小齒輪為主動輪，用傳動比u的倒數來查表。 表中數值：小齒輪齒數。大齒輪齒數= Sz-小齒輪齒數。 表中空白格，表示沒有合適的齒數。,例如：u1=1/2，u2=1/1.41，u3=1。,查表的步驟如下： 1）在u1、u2、u3中找到出現zmin的傳動比u1。 2）避免根切和結構設計需要，取Zmin = 22。 3）找出u1

43、=1/2的倒數2一行中找到Zmin = 22時，查到Smin66。 4）按u=1、1.41、2查表，找出可能采用的齒數和Sz各種數值。必須同時滿足各傳動比要求 u1=1 Sz= 60，62，64，66，68，70，72，74，。 u2=1.41 Sz= 60，63，65，67，68，70，72，73，。 u3=2 Sz= 60，63， 66，69， 72，75，。,(四)齒輪齒數的確定（例題）,5）確定合理的齒數和 Sz ，并根據它決定各齒輪的齒數。 Sz= 72 由u1=2.00的一行中找出z124， 則z1 = Sz - z1= 72-24= 48； 由u2= 1.41的一行中

44、找出z2= 30， 則z 2 = Sz - z2= 72-30= 42； 由u3= 1的一行中找出z3= 36， 則z 3 = Sz -z3= 72-36=36。,(四)齒輪齒數的確定,（二）同一變速組中齒輪的模數不同，齒輪齒數的確定,Sz1、Sz2 分別為m1、m2兩傳動副的齒數和。 Sz1/Sz2 = m2/ m1 = e2/e1 或 Sz1= ke2； Sz2= ke1 e1、e2無公因數的整數； k 整數。,當變速組的齒輪傳動比相差很大時，各傳動副上受力差別也很大，如最后擴大組或背輪傳動中，齒輪副的速度變化大，受力差別也大。為了得到合理的結構尺寸，可以采用不同模數的

45、齒輪副，最多只采用二種模數。,(四)齒輪齒數的確定,在確定不同模數的齒輪傳動副的齒數時常常需要幾次試算才能決定，其步驟大致如下： 1）估算傳動副的模數m1、m2； 2）選擇k值，計算Sz1、Sz2，在選擇k值時應注意使Sz100，以免軸間尺寸過大； 3）按傳動比分配齒數。,(四)齒輪齒數的確定,傳動比u1=1/4、u2=2分別取m1= 4、m2 = 3。 Sz1/Sz2 = m2/ m1 = e2/e13/4 取k 30 Sz1 = ke2= 30390 Sz2 = ke1= 304120 按傳動比將齒數分配如下： u1=1/4=18/7219/71 u2=2=80/4082/38,例如：X6

46、2w銑床主傳動中IV-V軸間的兩對齒輪,(四)齒輪齒數的確定（例題）,總結： 齒輪模數的設定：應參考同類型機床的設計經驗。 如齒輪模數設定得過小，齒輪經不起沖擊，易磨損； 如設定得過大，齒數和將較少，使變速組內的最小齒輪齒數小于17，產生根切現象，最小齒輪也有可能無法套裝到軸上。 為簡化工藝，變速傳動系內各變速組的齒輪模數最好一樣，通常不超過23種模數。 越后面的變速組的齒數和模數選擇較大值。,,(四)齒輪齒數的確定,確定齒輪齒數：關鍵是選取合理的齒數和。確定有時需經過多次反復。即初選齒數和，確定主、被動齒輪齒數，計算齒輪模數，如模數過大應增大齒數和，反之則減少齒數和。 為減少反復次數，按傳

47、遞扭矩要求可先初選中心距，設定齒輪模數，再算出齒數和。 有時在希望的齒數和范圍內，找不到變速組各傳動副相同的齒數和，可選擇齒數和不等，但差數一般小于13的方案，然后采用齒輪變位的方法使各傳動副的中心距相等。 齒輪齒數確定后，還應驗算一下實際傳動比(齒輪齒數之比)與理論傳動比(轉速圖上給定的傳動比)之間的轉速誤差是否在允許范圍之內。,(四)齒輪齒數的確定,(四)齒輪齒數的確定,采用三聯滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪之間的齒數關系： 三聯滑移齒輪的最大和次大齒輪之間的齒數差應大于或等于4。保證滑移時，Z3 的齒頂不碰撞Z2 的齒頂不相碰。,Z3 -Z2 =4 可使次大齒輪的齒頂圓減小一點。 Z3 -Z

48、2 <4 在不加大齒數和時，可從齒輪的排列上解決。 雙聯齒輪不存在此問題。,確定齒數時注意： 齒輪的齒數和Sz常選用在100之內 一般推薦Sz 100120。 同一變速組中的各對齒輪，其中 心距必須保證相等。 不產生根切的最小齒輪齒數。 對于標準齒輪， Z min 18 20 應保證最小齒輪裝到軸上或套筒上具有足夠的強度。 為保證輪齒受力后和熱處理之后，齒根部分不致于斷裂，一般推薦a2m,(四)齒輪齒數的確定,例如： n12實=1440 =31.4365,,（五）主軸轉速的轉速誤差,n12合格，同理計算其余11級轉速的轉速誤差。,擬定萬能臥式中型銑床的主傳動系統的轉速圖

49、主軸的轉速范圍為301500rmin，常用為1.26或1.41，異步電動機的轉速1440rmin,1選定轉速級數Z,選定轉速級數Z和各級轉速 中型通用機床，本例選定 = 1.26。 Rn =nmax/nmin = 1500/30= 50 Z=1+lgRn/lg1+lg50/lg1.26=17.9，取Z=18,例2：,2選擇傳動式與結構式,1）確定變速組和傳動副數目 18= 332 18= 323 18= 233 2）確定各變速組的排列次序 根據“前多后少”的原則 選擇18= 332的方案,轉速數列： 30， 37.5，47.5，60， 75，95， 118， 150， 190，

50、235，300，375， 475， 600，750，950，1180，1500,例2：,3）確定變速組的擴大順序。 18= 313329 18= 313623 18= 333129 18= 363123 18= 323621 18= 363221 根據“前密后疏”的原則，選擇結構式 18= 313329 4）驗算最后擴大組的變速范圍，在允許的變速范圍之內 r2 = (pj-1)xj = 91 =1.269 = 8 max 5) 畫出結構網,例2：,,例2：,3是否需要增加降速的定比傳動副,總降速比為301450=148， 最小降速比為14，則總降速比為（14）3 =164，不需增加降速的

51、定比傳動副 為使中間的二個變速組降速緩慢，減少結構的徑向尺寸，在軸I到軸II間增加一對2654的降速傳動 有利于變型機床的設計,例2：,例2：,4.分配各變速組的最小傳動比, 擬定轉速圖,（1）軸 IV-V 的最小傳動比：主軸上的齒輪希望大一些，能起到飛輪的作用，最后一個變速組的umin取極限值14，公比=1.26，1.266=4， （2）其余變速組的umin根據“前緩后急”的原則。 （3）畫出各變速組的傳動比連線按基本組的級比指數x0=1，第一擴大組的級比指數x1=3，第二擴大組級比指數x2=9，畫出各變速組的傳動比連線圖，畫出全部傳動比連線圖。,例2：,,,,,,,,,,,,,,,,,,,

52、,,,,例2：,,,,,,,,,例2：轉速圖,例2：傳動系統圖,六、齒輪的布置,當轉速圖和齒輪齒數確定之后，變速箱的結構基本確定（如齒輪個數，軸數，支承數）。 為使變速箱結構緊湊，齒輪是否合理布置直接影響到變速箱的尺寸，變速操縱的方便性和結構實現的可能性等問題。 在考慮主軸適當的支承距和散熱條件下，一般應盡可能減少變速箱尺寸 變速箱的軸向尺寸和徑向尺寸經常不可能同時縮小 一般 L=2B + 24mm,六、齒輪的布置,1.滑移齒輪布置： 滑移齒輪最好布置在主動軸上，轉速高（降速傳動時），尺寸小，重量輕，操縱省力。,“空檔”位置：滑移齒輪必須具有“空檔”位置，即只有當一對齒輪完全脫開嚙合之后，

53、才允許另一對齒輪開始進入嚙合。即兩個相隔較遠齒輪的間距，須大于相應兩個嚙合齒輪的寬度。,影響：如果無空檔位置，則一對齒輪未脫開嚙合，另一對齒輪往往因頂齒而無法進入；即使進入嚙合，也有可能使變速組內兩對不同齒數的齒輪同時參與嚙合，一旦起動將造成重大設備事故，因此滑移齒輪具有空檔位置是一項重要的安全措施。,六、齒輪的布置,間隙量：軸向間隙量=14mm，通常為=12mm。 對于到位控制準確的滑移齒輪，為了縮短軸向尺寸，可=0mm 。因為齒端有12倒角，實際上兩個齒輪在齒端處仍有間隙存在。,六、齒輪的布置,,六、齒輪的布置,為便于設計操縱機構，也可把兩個相鄰的滑移齒輪放在同一根軸上?；讫X輪在從動軸上

54、還可降低齒輪嚙合沖擊噪聲。,2.一個變速組內齒輪軸向排列 齒輪的軸向排列，無特殊原因，應盡量縮短其軸向長度。齒輪排列方式有下列幾種：,六、齒輪的布置,1)窄排列與寬排列。 窄排列：一般應采用窄排列，即滑移齒輪相互靠近使之軸向尺寸窄小，因此占用的軸向長度較小，如圖所示。,寬排列：寬排列的滑移齒輪相互遠離使之軸向尺寸寬大，故占用的軸向長度較大，如圖所示。,六、齒輪的布置,這在相同負荷條件下會加大傳動軸及齒輪的徑向尺寸。因此，除非結構要求固定齒輪必須緊靠，一般不采用寬排列。,2)小齒數差排列 當三聯滑移齒輪相鄰齒數差小于4時，除用其他解決的措施以外，還可采用如圖所的小齒數差排列方式。,六、齒輪的布置

55、,即：滑移齒輪的最小齒輪越過最小固定齒輪，其最大齒輪與最小齒輪的齒數差不小于4即可，而其他兩齒輪的齒數差可小于4。 但這種排列方式的軸向尺寸較大。,3)順序變換排列 上述三聯齒輪變速組的排列方式，其轉速的變換順序不是由小到大或由大到小，而是混雜變換的；這還會使一對將要嚙合的齒輪造成較大的線速度差，從而增加變速的困難。因此，如果要求轉速按大小順序進行變換時，齒輪可采用如圖所示的順序變換排列。 但占用的軸向尺寸較大。,六、齒輪的布置,4)分組排列。 將二聯或四聯滑移齒輪拆成兩組進行排列，如圖所示，可減小齒輪滑移距離并縮短變速組占用的軸向長度，且對齒數差沒有要求。但為了防止兩組齒輪同時嚙合，必須有聯

56、鎖裝置，操縱機構較為復雜。,六、齒輪的布置,3.兩個變速組內齒輪軸向排列 兩個變速組串聯工作時，其中間傳動軸既是從動軸又是主動軸，故負荷較大，因此應盡可能縮短其軸向尺寸。齒輪排列方式有下列幾種。,六、齒輪的布置,1)并行排列 圖為兩個變速組齒輪的并行排列方式，其占用的軸向長度較大，但不受其他條件限制，排列容易。,2)交錯排列 圖為兩個變速組齒輪的交錯排列方式.其總的軸向長度較小，但對齒數差有要求。,六、齒輪的布置,3)公用齒輪排列 如圖所示，采用公用齒輪不僅減小了齒輪個數，還可縮短軸向尺寸，雙公用齒輪比單公用齒輪排列的軸向尺寸更短。,六、齒輪的布置,4)折回式排列 兩個變速組的軸心距離相等或相

57、近采用變位齒輪)時，可將其中的兩根軸布置在同一軸線上，如圖所示，雖然軸向尺寸稍大，但徑向尺寸明顯縮小，而且減少了箱體孔的排數，使其加工工藝性得到改善，這時需注意同心度誤差要小，避免運動干涉現象，以降低噪聲。,六、齒輪的布置,（一）縮小軸間尺寸,1）采用合理的滑移齒輪塊在軸上的排列結構：窄式和寬式 2）采用公用齒輪：節(jié)省齒輪個數，縮短軸向尺寸。 3）當小齒輪的直徑相同時，升速比越小或降速比越大，軸間距越小，當兩軸變速組中的最大傳動比（umax）與最小傳動比（umin）互為倒數，即umax umin = 1時，在轉速圖中umax和umin呈對稱分布。,,六、齒輪的布置,4)相鄰變速組的主動和被動齒

58、輪交錯排列,如果在同軸上相鄰變速組的主動齒輪和被動齒輪都固定在軸上，則可交錯排列這些齒輪以縮短軸向尺寸,六、齒輪的布置,5)盡量使各軸在空間布置緊湊,為了壓縮變速箱徑向的面積，在各個齒輪和軸之間不發(fā)生碰撞的情況下，應在設計剖面圖時，使各軸在空間的布置盡量緊湊。,六、齒輪的布置,可以減少軸向尺寸 但軸的數目和支承的數目相應增多，且徑向尺寸增大。,6）增加定比傳動,六、齒輪的布置,（二）縮小徑向尺寸,有些機床如臥式鏜床，龍門銑床等的變速箱連同主軸一起沿立柱（或橫梁）導軌移動，為了不使變速箱懸出過多，減少變速箱對導軌的顛覆力矩，提高機床的剛度和運動的平穩(wěn)性，應使變速箱的重心和主軸盡可能靠近導軌面，這

59、就要求縮小變速箱的徑向尺寸。,1.盡可能選用較小的齒數和； 2.盡可能少用u1/4的傳動比，可用u=1/21/2方案,六、齒輪的布置,3使傳動軸中某些軸線相互重合,同軸使相鄰變速組的軸間距相等 可以大大縮小徑向尺寸 減少箱體上孔的排數，改進了鏜孔工藝性,六、齒輪的布置,七、主變速傳動系的幾種特殊設計,1.具有多速電動機的主變速傳動系設計,缺點就是當電動機在高速時，沒有完全發(fā)揮其能力。,可簡化機床的機械結構，使用方便，并可在運轉中變速，適于半自動、自動機床及普通機床。,1.具有多速電動機的主變速傳動系設計,七、主變速傳動系的幾種特殊設計,機床主傳動采用多速交流異步電動機變速時，通常選用雙速或三速

60、電動機，其同步轉速為750/1150、 1500/3000r/min或750/1500/3000r/min，即同步轉速之比為E=2。,也有采用同步轉速為1000 / 1500 r/min或750/1000/1500 r/min的多速電動機，其同步轉速之比為 E=1.5 ，但主軸轉速不能得到標準公比的等比數列。,由于電動機參與變速，本身具有兩級或三級轉速。因此在傳動系統中，多速電動機就相當于有兩個或三個傳動副(pE=2或3)的變速組，故又稱之為“電變速組”。 采用多速電動機變速時，因其轉速級數較少，一般還要與其他變速方式組合使用，其變速系統也符合級比規(guī)律，但有下述一些特點。 （1）擴大順序：多速

61、電動機的同步轉速之比E就等于這個電變速組的級比 xE即 E = xE,1.具有多速電動機的主變速傳動系設計,1.具有多速電動機的主變速傳動系設計,電變速組的級比指數xE為一正整數，由上式可知，它與電動機的同步轉速之比E、主軸轉速數列的公比有關。 當E =2時，公比不能任意選擇，由表可見，變速系統的標準公比只能是 =1.06,1. 12, 1. 26, 1. 41和2值， xE與這些公比的關系為： xE = 2 = 1.0612 = 1. 126 = 1. 263 = 1. 412 根據級比指數xE即可斷定它的擴大順序。其中，常用的公比是 =1. 26, 1. 41，若 =1. 26 ，則電變速

62、組的級比xE =1. 263 ，可見是擴大組，由于級比指數xE =3，只能是第一擴大組(x1=xE=3)，因此還必須有一個傳動副數為p0=x1=3的基本組。,如圖所示，若 =1. 41，則電變速組的級比 xE =1. 412 ，也只能是第一擴大組，級比指數x1=xE=2，亦須有一個傳動副數為p0=x1=2。 結構網中電變速組的傳動線用虛線表示。 電變速組為第一擴大組時， 基本組的傳動副數是限定的。 若 =1. 26 xE =1. 263 則：p0=x1=3 若 =1. 416 xE =1. 412 則：p0=x1=2,1.具有多速電動機的主變速傳動系設計,(2)傳動順序 多速電動

63、機總是在傳動鏈的最前面，按傳動順序而言，這個電變速組是第一變速組，而基本組在它的后面。 采用多速電動機的變速系統，通常擴大順序與傳動順序不一致（公比 = 2者除外），不符合傳動線“前緊后松”的原則 (3)轉速級數Z與電變速組級比指數xE的關系 采用多速電動機( = 2)與變速箱串聯使用的傳動系統，主軸的轉速級數Z為 Z=pEZ1 Z1-變速箱的轉速級數,1.具有多速電動機的主變速傳動系設計,2.具有交換齒輪的變速傳動系設計,對于成批生產用的機床，加工中一般不需要變速或僅在較小范圍內變速；但換一批工件加工，需要變換成別的轉速或在一定的轉速范圍內進行加工。為簡化結構，常采用

64、交換齒輪變速方式，或將交換齒輪與其它變速方式(如滑移齒輪、多速電動機等)組合應用。交換齒輪用于每批工件加工前的變速調整，,七、主變速傳動系的幾種特殊設計,優(yōu)點：可用少量齒輪，得到多級轉速，不需要操縱機構，變速箱結構大大簡化。 缺點：是更換交換齒輪較費時費力；如果裝在變速箱外，潤滑密封較困難，如裝在變速箱內，則更換麻煩。,2.具有交換齒輪的變速傳動系設計,七、主變速傳動系的幾種特殊設計,為了減少交換齒輪的數量，相嚙合的兩齒輪可互換位置安裝，即互為主、被動齒輪。反映在轉速圖上，交換齒輪的變速組應設計成對稱分布的。,3.采用公用齒輪的傳動系設計,七、主變速傳動系的幾種特殊設計,公用齒輪：即是前一變速

65、組被動齒輪，又是后一變速組主動齒輪。 優(yōu)點：可減少齒輪的數目，簡化結構，縮短軸向尺寸。 類型：按相鄰變速組內公用齒輪的數目，常用的有單公用和雙公用齒輪。,條件：采用公用齒輪時，兩個變速組的模數必須相同。 原因：公用齒輪輪齒受的彎曲應力屬于對稱循環(huán)，彎曲疲勞許用應力比非公用齒輪要低，因此應盡可能選擇變速組內較大的齒輪作為公用齒輪。,3.采用公用齒輪的傳動系設計,七、主變速傳動系的幾種特殊設計,1）增加變速組 由于受變速組極限傳動比的限制，增加的變速組的級比指數往往不得不小于理論值，并導致部分轉速的重復。 例如：=1.41，12=312326 增加一個變速組后： 24=312326212 因末級變

66、速范圍8，故改為： 24-6=312326212-6 表示：主軸得到18級轉速，并有6級轉速重復。,七、主變速傳動系的幾種特殊設計,4.擴大變速范圍的幾種方法,2）采用背輪機構 又稱回曲機構。 在機床上應用得較多。設計時應注意當高速直聯傳動時(圖例為離合器M接通)，應使背輪脫開，以減少空載功率損失，噪聲和發(fā)熱，以及避免超速現象。 圖示的背輪機構不符合上述要求。,,七、主變速傳動系的幾種特殊設計,機床在使用中，每級轉速使用的機會不太相同。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。 針對這一情況，設計主軸轉速數列分兩個公比，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。,3）采用雙公比的傳動系,七、主變速傳動系的幾種特殊設計,,七、主變速傳動系的幾種特殊設計,雙公比變速傳動系是在常規(guī)變速傳動系基礎上，通過改變基本組的級比指數演變來的。 如要演變成雙公比變速傳動系，基本組的傳動副數常選為2。將基本組的級比指數X1增大到“1+2n”，n是大于1的正整數。,3）采用雙公比的傳動系,3）采用雙公比的傳動系,七、主變速傳動系的幾種特殊設計,例如：12212