臥式升降臺銑床主傳動系統(tǒng)設(shè)計(jì)主軸箱[P=4kw 轉(zhuǎn)速35.5 1600 公比1.41]

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1、 機(jī)械課程設(shè)計(jì) 臥式升降臺銑床主傳動系統(tǒng)設(shè)計(jì) 院 系：機(jī)械工程學(xué)院 專 業(yè)：機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動化專業(yè) 班 級： 學(xué) 號： 姓 名： 指導(dǎo)老師： 日 期： 目錄 第1章 機(jī)床用途、性能及結(jié)構(gòu)簡單說明 6 第2章 設(shè)計(jì)部分的基本技術(shù)特性和結(jié)構(gòu)分析 7 2.1銑床主參數(shù)和基本參數(shù) 7 2.2 確定傳動公比 7 2.3擬定參數(shù)的步驟和方法 7 2.3.1 極限切削速度Vmax、Vmin 7 2.3.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速 8 第3章 運(yùn)動設(shè)計(jì) 9 3.1 主

2、電機(jī)功率——?jiǎng)恿?shù)的確定 9 3.2確定結(jié)構(gòu)式 9 3.3 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 10 3.4 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 10 3.5 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 11 3.6 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 12 第4章 設(shè)計(jì)部分的動力計(jì)算 13 4.1 帶傳動設(shè)計(jì) 13 4.1.1計(jì)算設(shè)計(jì)功率Pd 13 4.1.2選擇帶型 14 4.1.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速 14 4.1.4確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長度并驗(yàn)算小輪包角 15 4.1.5確定帶的根數(shù)z 16 4.1.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 16 4.1.7確定帶的張緊裝置 16 4.1.8計(jì)算壓軸力 16 4.2 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)

3、算 18 4.3 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算 19 4.4 傳動軸最小軸徑的初定 24 4.5 主軸合理跨距的計(jì)算 25 4.6 軸承的選擇 26 4.7 鍵的規(guī)格 26 4.8變速操縱機(jī)構(gòu)的選擇 26 4.9主軸合理跨距的計(jì)算 26 4.10 軸承壽命校核 27 第5章 主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及說明 29 5.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案 29 5.2 展開圖及其布置 30 結(jié)束語 31 參考文獻(xiàn) 32 全套圖紙加扣 3346389411或3012250582 3 第1章 機(jī)床用途、性能及結(jié)構(gòu)簡單說明 機(jī)床技術(shù)參數(shù)有主參數(shù)和基本參數(shù)

4、，他們是運(yùn)動傳動和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的依據(jù)，影響到機(jī)床是否滿足所需要的基本功能要求，參數(shù)擬定就是機(jī)床性能設(shè)計(jì)。主參數(shù)是直接反映機(jī)床的加工能力、決定和影響其他基本參數(shù)的依據(jù)，如銑床的最大加工直徑，一般在設(shè)計(jì)題目中給定，基本參數(shù)是一些加工件尺寸、機(jī)床結(jié)構(gòu)、運(yùn)動和動力特性有關(guān)的參數(shù)，可歸納為尺寸參數(shù)、運(yùn)動參數(shù)和動力參數(shù)。 通用銑床工藝范圍廣，所加工的工件形狀、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬質(zhì)合金刀具又用高速鋼刀具。因此，必須對所設(shè)計(jì)的機(jī)床工藝范圍和使用情況做全面的調(diào)研和統(tǒng)計(jì)，依據(jù)某些典型工藝和加工對象，兼顧其他的可能工藝加工的要求，擬定機(jī)床技術(shù)參數(shù)，擬定參數(shù)時(shí)，要考慮機(jī)床發(fā)展趨勢和同國內(nèi)外同類

5、機(jī)床的對比，使擬定的參數(shù)最大限度地適應(yīng)各種不同的工藝要求和達(dá)到機(jī)床加工能力下經(jīng)濟(jì)合理。 機(jī)床主傳動系因機(jī)床的類型、性能、規(guī)格和尺寸等因素的不同，應(yīng)滿足的要求也不一樣。設(shè)計(jì)機(jī)床主傳動系時(shí)最基本的原則就是以最經(jīng)濟(jì)、合理的方式滿足既定的要求。在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)結(jié)合具體機(jī)床進(jìn)行具體分析，一般應(yīng)滿足的基本要求有：滿足機(jī)床使用性能要求。首先應(yīng)滿足機(jī)床的運(yùn)動特性，如機(jī)床主軸油足夠的轉(zhuǎn)速范圍和轉(zhuǎn)速級數(shù)；滿足機(jī)床傳遞動力的要求。主電動機(jī)和傳動機(jī)構(gòu)能提供足夠的功率和轉(zhuǎn)矩，具有較高的傳動效率；滿足機(jī)床工作性能要求。主傳動中所有零部件有足夠的剛度、精度和抗震性，熱變形特性穩(wěn)定；滿足產(chǎn)品的經(jīng)濟(jì)性要求。傳動鏈盡可能簡短，零件數(shù)

6、目要少，以便節(jié)約材料，降低成本。 54 第2章 設(shè)計(jì)部分的基本技術(shù)特性和結(jié)構(gòu)分析 2.1銑床主參數(shù)和基本參數(shù) 題目序號 正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速 nmin( ) 正轉(zhuǎn)最高轉(zhuǎn)速 nmin( ) 電機(jī) 功率 N（kw） 公比 4 35.5 1600 4 1.41 2.2 確定傳動公比 根據(jù)任務(wù)書提供的條件，可知傳動公比=1.41。 根據(jù)《機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)》由公式： 則有： Z=+1 轉(zhuǎn)速范圍===45.07由上述綜合可得 由此可知機(jī)床主軸共有12級。 因?yàn)?1.41=1.06，根據(jù)《機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)》查表標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列。首先找到最小極限轉(zhuǎn)速31.5，

7、再每跳過5個(gè)數(shù)（1.26～1.06）取一個(gè)轉(zhuǎn)速，即可得到公比為1.41的數(shù)列：35.5、50、71、100、140、200、280、400、560、800、1120、1600 r/min。 2.3擬定參數(shù)的步驟和方法 2.3.1 極限切削速度Vmax、Vmin 根據(jù)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(zhì)合金刀具粗加工鑄鐵工件 30～50 硬質(zhì)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

8、 2.3.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速 計(jì)算銑床主軸極限轉(zhuǎn)速時(shí)的加工直徑，則主軸極限轉(zhuǎn)速應(yīng)為 結(jié)合題目條件，取標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列數(shù)值， 取 考慮到設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴(kuò)大傳動。各級轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標(biāo)準(zhǔn)的數(shù)列表中查出，按標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速數(shù)列為： 35.5、50、71、100、140、200、280、400、560、800、1120、1600 r/min。 第3章 運(yùn)動設(shè)計(jì) 3.1 主電機(jī)功率——?jiǎng)恿?shù)的確定 合理地確定電機(jī)功率N，使機(jī)床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機(jī)經(jīng)常輕載而降低功率因素。 根據(jù)

9、題設(shè)條件電機(jī)功率為4KW 可選取電機(jī)為：Y112M-4額定功率為4KW，滿載轉(zhuǎn)速為1440r/min. 3.2確定結(jié)構(gòu)式 可以按照Z=12進(jìn)行分配 已知Z=x3b a，b為正整數(shù)，即Z應(yīng)可以分解為2和3的因子，以便用2、3聯(lián)滑移齒輪實(shí)現(xiàn)變速。 確定變速組傳動副數(shù)目 實(shí)現(xiàn)12級主軸轉(zhuǎn)速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副組合： a）12=3 b）12=43 c）12=3 d）12=2 12=2 在上述的方案中1和2有時(shí)可以省掉一根軸。缺點(diǎn)是有一個(gè)傳動組內(nèi)有四個(gè)傳動副。如果用一個(gè)四聯(lián)滑移齒輪的話則會增加軸向尺寸；如果用兩個(gè)滑移雙聯(lián)齒輪，

10、則操縱機(jī)構(gòu)必須互梭以防止兩個(gè)滑移齒輪同時(shí)嚙合。所以一般少用。 3，4，5方案可根據(jù)下面原則比較：從電動機(jī)到主軸，一般為降速傳動。接近電動機(jī)處的零件，轉(zhuǎn)速較高從而轉(zhuǎn)矩較小，尺寸也較小。如使傳動副較多的傳動組放在接近電動機(jī)處，則可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就可少些，就省材料了。這就是“前多后少”的原則。從這個(gè)角度考慮，以取12=3的方案為好。 在12=2中，又因基本組和擴(kuò)大組排列順序的不同而有不同的方案?？赡艿牧N方案，其結(jié)構(gòu)網(wǎng)和結(jié)構(gòu)式見下面的圖。在這些方案中可根據(jù)下列原則選擇最佳方案。 1）傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍 在降速傳動時(shí)，為防止被動齒輪的直徑過大而使徑向尺寸

11、太大，常限制最小傳動比1/4。在升速時(shí)，為防止產(chǎn)生過大的震動和噪聲，常限制最大傳動比。因此主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍一般為。方案a b c d是可行的。方案d f是不可行的。 同時(shí)，最后傳動組與最后擴(kuò)大組往往是一致的，安裝在主軸與主軸前一傳動軸的具有極限或接近極限傳動比的齒輪副承受最大扭矩，在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)上可以獲得較為滿意的處理。這也就是最后傳動組的傳動副經(jīng)常為2的另一原因。設(shè)計(jì)銑床主變速傳動系時(shí)，為避免從動齒輪尺寸過大而增加箱體的徑向尺寸，在降速變速中，一般限制限制最小變速比 ；為避免擴(kuò)大傳動誤差，減少震動噪聲，在升速時(shí)一般限制最大轉(zhuǎn)速比。斜齒圓柱齒輪傳動較平穩(wěn)，可取。因此在主變

12、速鏈任一變速組的最大變速范圍。在設(shè)計(jì)時(shí)必須保證中間變速軸的變速范圍最小。 綜合上述可得：主傳動部件的運(yùn)動參數(shù) ，=35.5，Z=12，=1.41 3.3 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結(jié)構(gòu)緊湊的原則易知第二擴(kuò)大組的變速范圍r=φ(P3-1)x=1.414=3.95〈8 滿足要求 圖3.1 結(jié)構(gòu)網(wǎng)圖 3.4 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 （1）選擇電動機(jī)：采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機(jī)。 （2）繪制轉(zhuǎn)速圖：

13、 圖3.2 轉(zhuǎn)速圖 （3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖3.3： 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) 3.5 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) (1)Sz100-124,中型機(jī)床Sz=70-100 (2)直齒圓柱齒輪Zmin18-24,m4 圖3.3 主傳動系統(tǒng)圖 （7） 齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設(shè)計(jì)要求Zmin≥18~24,齒數(shù)和Sz≤100～124，由表

14、4.1，根據(jù)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 （8） 3.1。 表3.1 齒輪齒數(shù) 傳動比 基本組 第一擴(kuò)大組 第二擴(kuò)大組 1:1 1:2 1:1.41 1:1 1:2.8 2:1 1：2 代號 Z Z Z Z Z Z Z Z’ Z5 Z5’ Z Z Z7 Z7’ 齒數(shù) 30 30 20 40 25 35 42 42 22 62 60 30 18 72 3.6 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 實(shí)際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不應(yīng)超過±10(-1)

15、％,即 〈10(-1)％=4.1％ 第4章 設(shè)計(jì)部分的動力計(jì)算 4.1 帶傳動設(shè)計(jì) 輸出功率P=4kW,轉(zhuǎn)速n1=1440r/min,n2=800r/min 4.1.1計(jì)算設(shè)計(jì)功率Pd 表4.1 工作情況系數(shù) 工作機(jī) 原動機(jī) ⅰ類 ⅱ類 一天工作時(shí)間/h 10~16 10~16 載荷 平穩(wěn) 液體攪拌機(jī)；離心式水泵；通風(fēng)機(jī)和鼓風(fēng)機(jī)（）；離心式壓縮機(jī)；輕型運(yùn)輸機(jī) 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 載荷 變動小 帶式運(yùn)輸機(jī)（運(yùn)送砂石、谷物），通風(fēng)機(jī)（）；發(fā)電機(jī)；旋轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機(jī)床；剪床；壓力機(jī)；印刷機(jī)；振動

16、篩 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 載荷 變動較大 螺旋式運(yùn)輸機(jī)；斗式上料機(jī)；往復(fù)式水泵和壓縮機(jī)；鍛錘；磨粉機(jī)；鋸木機(jī)和木工機(jī)械；紡織機(jī)械 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 載荷 變動很大 破碎機(jī)（旋轉(zhuǎn)式、顎式等）；球磨機(jī)；棒磨機(jī)；起重機(jī)；挖掘機(jī)；橡膠輥壓機(jī) 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時(shí)），查《機(jī)械設(shè)計(jì)》P296表4， 取KA＝1.1。即 4.1.2選擇帶型 普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設(shè)計(jì)功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按《機(jī)械設(shè)計(jì)》P297圖13－11選取

17、。 圖4.1 帶輪轉(zhuǎn)速圖 根據(jù)算出的Pd＝4.4kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n1＝1440r/min ，查圖得：dd=80～100可知應(yīng)選取A型V帶。 4.1.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P298表13－7查得，小帶輪基準(zhǔn)直徑為80～100mm 則取dd1=100mm> ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得） 表4.2 V帶帶輪最小基準(zhǔn)直徑 槽型 Y Z A B C D E 20 50 75 125 200 355 500 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P295表13-4查“V帶輪的基準(zhǔn)直徑”，得=150mm ① 誤差驗(yàn)算傳

18、動比： （為彈性滑動率） 誤差 符合要求 ② 帶速 滿足5m/s

19、 1.10 1.05 1.00 0.92 0.98 0.95 0.89 0.86 0.82 0.78 0.73 0.68 表4.4 彎曲影響系數(shù) 帶型 Z A B C D E 4.1.5確定帶的根數(shù)z 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊，取P1=0.35KW，△P1=0.03KW 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P299表13－8查得，取Ka=0.95 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P293表13－2查得，KL＝1.16 則帶的根數(shù) 所以z取整數(shù)為3根。 4.1.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 根據(jù)V帶輪結(jié)構(gòu)的選擇條件

20、，電機(jī)的主軸直徑為d=28mm； 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P293 ，“V帶輪的結(jié)構(gòu)”判斷：當(dāng)3d＜dd1(90mm)＜300mm，可采用H型孔板式或者P型輻板式帶輪，這次選擇H型孔板式作為小帶輪。 由于dd2>300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。 總之，小帶輪選H型孔板式結(jié)構(gòu)，大帶輪選擇E型輪輻式結(jié)構(gòu)。 帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。 4.1.7確定帶的張緊裝置 選用結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。 4.1.8計(jì)算壓軸力 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝117.83N，上面已得到=172.63o，z=3，則 對帶輪

21、的主要要求是質(zhì)量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉(zhuǎn)速高時(shí)要進(jìn)行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應(yīng)力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側(cè)面間的夾角是40°，為了適應(yīng)V帶在帶輪上彎曲時(shí)截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角 為32°、34°、36°、38°（按帶的型號及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見表7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。 表4.5 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自G

22、B/T13575.1-92） 項(xiàng)目 ? 符號 槽型 Y Z A B C D E 基準(zhǔn)寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準(zhǔn)線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準(zhǔn)線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 ± 0.3 12 ± 0.3 15 ± 0.3 19 ± 0.

23、4 25.5 ± 0.5 37 ± 0.6 44.5 ± 0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f ? z —輪槽數(shù) 外徑 d a 輪 槽 角 32° 對應(yīng)的基準(zhǔn)直徑 d d ≤ 60 - - - - - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 -

24、- 36° 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38° - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 極限偏差 ± 1 ± 0.5 V帶輪按腹板（輪輻）結(jié)構(gòu)的不同分為以下幾種型式： （1） 實(shí)心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d時(shí))，如圖7 -6a。  （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時(shí))，如圖7-6b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時(shí))，如圖7 -6c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪

25、：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時(shí))，如圖7-6d。 （a） （b） （c） （d） 圖4.2 帶輪結(jié)構(gòu)類型圖 根據(jù)設(shè)計(jì)結(jié)果，可以得出結(jié)論：小帶輪選擇實(shí)心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b） 4.2 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算 （1）主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速nj，由公式n=n得，主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速nj=99.514r/min， 取100 r/min。 (2). 傳動軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速 軸3=400r/min 軸2=400 r/min，軸1=800r/min。 （2）確定各傳動軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速。各計(jì)

26、算轉(zhuǎn)速入表4.6。 表4.6 各軸計(jì)算轉(zhuǎn)速 軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸 計(jì)算轉(zhuǎn)速 r/min 800 400 400 （3） 確定齒輪副的計(jì)算轉(zhuǎn)速。齒輪Z裝在主軸上其中只有100r/min傳遞全功率，故Zj=100 r/min。 依次可以得出其余齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速，如表4.7。 表4.7 齒輪副計(jì)算轉(zhuǎn)速 序號 Z Z Z Z Z n 800 400 400 400 100 4.3 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算 （1）模數(shù)計(jì)算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負(fù)

27、荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強(qiáng)度公式進(jìn)行計(jì)算，即mj=16338可得各組的模數(shù)，如表3-3所示。 根據(jù)和計(jì)算齒輪模數(shù)，根據(jù)其中較大值取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)： =16338=16338mm ——齒輪的最低轉(zhuǎn)速r/min； ——頂定的齒輪工作期限，中型機(jī)床推存：=15～24 ——轉(zhuǎn)速變化系數(shù)； ——功率利用系數(shù)； ——材料強(qiáng)化系數(shù)。 ——（壽命系數(shù)）的極值 齒輪等轉(zhuǎn)動件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數(shù)m和基準(zhǔn)順環(huán)次數(shù)C0 ——工作情況系數(shù)。中等中級的主運(yùn)動： ——?jiǎng)虞d荷系數(shù)； ——齒向載荷分布系數(shù)； ——齒形系數(shù)； 根據(jù)彎曲疲勞計(jì)算齒輪模數(shù)公式為：

28、 式中：N——計(jì)算齒輪轉(zhuǎn)動遞的額定功率N=? ——計(jì)算齒輪（小齒輪）的計(jì)算轉(zhuǎn)速r/min ——齒寬系數(shù), Z1——計(jì)算齒輪的齒數(shù)，一般取轉(zhuǎn)動中最小齒輪的齒數(shù)： ——大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比，=；（+）用于外嚙合，（-）號用 于內(nèi)嚙合： 命系數(shù)； ：工作期限 ， =； ==3.49 ==1.8 =0.84 =0.58 =0.90 =0.55 =0.72 =3.49 0.84 0.58 0.55=0.94 =1.80.8

29、4 0.90 0.72=0.99 時(shí)，取=，當(dāng)<時(shí)，取=； ==0.85 =1.5； =1.2 =1 =0.378 許用彎曲應(yīng)力，接觸應(yīng)力，() =354 =1750 6級材料的直齒輪材料選；24熱處理S-C59 按接觸疲勞計(jì)算齒輪模數(shù)m 1-2軸由公式mj=16338可得mj=2.7mm，取m=3mm 2-3軸由公式mj=16338可得mj=2.4mm，取m=3mm 3-4軸由公式mj=16338可得mj=3.4mm，取m=3.5mm 由于一般同一

30、變速組內(nèi)的齒輪盡量取同一模數(shù)，所以為了統(tǒng)一和方便如下取： 表4.8 模數(shù) 組號 基本組 第一擴(kuò)大組 第二擴(kuò)大組 模數(shù) mm 3 3 3.5 （2） 基本組齒輪計(jì)算。 基本組齒輪幾何尺寸見下表 表4.9 基本組齒輪計(jì)算表 齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2` Z3 Z3` 齒數(shù) 30 30 25 35 20 40 分度圓直徑 90 90 75 105 60 120 齒頂圓直徑 96 96 81 111 66 126 齒根圓直徑 82.5 82.5 67.5 97.5 52.5

31、 112.5 齒寬 24 24 24 24 24 24 按基本組最小齒輪計(jì)算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～246HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～246HB，平均取240HB。計(jì)算如下： ① 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算： 接觸應(yīng)力驗(yàn)算公式為 彎曲應(yīng)力驗(yàn)算公式為： 式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動機(jī)功率，N=5kW; -----計(jì)算轉(zhuǎn)速（

32、r/min）; m-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=3（mm）; B----齒寬（mm）;B=24（mm）; z----小齒輪齒數(shù)；z=20; u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比; -----壽命系數(shù)； = ----工作期限系數(shù)； T------齒輪工作期限，這里取T=15000h.; -----齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）, =500（r/min） ----基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取=，彎曲載荷取=

33、 m----疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6; ----轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，查【5】2上，取=0.60 ----功率利用系數(shù)，查【5】2上，取=0.78 -----材料強(qiáng)化系數(shù)，查【5】2上， =0.60 -----工作狀況系數(shù)，取=1.1 -----動載荷系數(shù)，查【5】2上，取=1 ------齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2上，=1 Y------齒形系數(shù)，查【5】2上，Y=0.386； ----許用接觸應(yīng)力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa； --

34、-許用彎曲應(yīng)力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa； 根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得： =635 Mpa =78 Mpa （3）第一擴(kuò)大組齒輪計(jì)算。 擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見下表 4.10 第一擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸 齒輪 Z4 Z4` Z5 Z5` 齒數(shù) 42 42 22 62 分度圓直徑 126 126 66 186 齒頂圓直徑 132 132 72 192 齒根圓直徑 118.5 118.5 58.5 178.5 齒寬 24 24 24 24 （4）第二擴(kuò)大組齒輪計(jì)算。 擴(kuò)

35、大組齒輪幾何尺寸見下表 4.11第二擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸 齒輪 Z6 Z6` Z7 Z7` 齒數(shù) 60 30 18 72 分度圓直徑 210 105 63 252 齒頂圓直徑 217 112 70 259 齒根圓直徑 201.25 96.25 54.5 243.5 齒寬 24 24 24 24 按擴(kuò)大組最小齒輪計(jì)算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～246HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～246HB，平均取240HB。 同理根據(jù)基本組的計(jì)算， 查文獻(xiàn)【6】，可得 =0.62，

36、 =0.77，=0.60，=1.1， =1，=1，m=3.5，=355； 可求得： =619 Mpa =135Mpa 4.4 傳動軸的計(jì)算設(shè)計(jì)校核 由【5】式6，傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計(jì)算： d=1.64（mm） 或 d=91（mm） 式中 d---傳動軸直徑（mm） Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000； N----該軸傳遞的功率（KW） ----該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速 ---該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角，=。 各軸的功率：

37、 取各傳動件效率如下： 帶傳動效率： 軸承傳動效率： 齒輪傳動效率： 則有各傳動軸傳遞功率計(jì)算如下： 計(jì)算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 由機(jī)械原理可知轉(zhuǎn)矩計(jì)算公式為： 以上計(jì)算數(shù)據(jù)總結(jié)如下： 傳動軸 電機(jī)軸 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 傳動功率kw 4 3.8 3.65 3.51 3.37 傳遞轉(zhuǎn)矩 26.53 51.13 98.21 267.84 357.23 傳動軸的直徑估算： 當(dāng)軸上有鍵槽時(shí)，d值應(yīng)相應(yīng)增大4～5%;當(dāng)軸為花鍵軸時(shí)，可將估算的d值減小7%為花鍵軸的小徑;空心軸時(shí)，d需乘以計(jì)算系數(shù)b，b值見《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》表7-12。

38、軸有鍵槽，軸和軸因?yàn)橐惭b滑移齒輪所以都采用花鍵軸,Ⅳ有鍵槽并且軸Ⅳ為空心軸.根據(jù)以上原則各軸的直徑取值： a.Ⅰ軸的設(shè)計(jì)計(jì)算: （1）選擇軸的材料 由文獻(xiàn)[1]中的表11-1和表11-3選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度，，，。 （2）按扭矩初算軸徑 根據(jù)文獻(xiàn)[1]中式（11-2），并查表11-2，取C=115，則 考慮有鍵槽和軸承，軸加大5%： 所以取d=22mm b. Ⅱ軸的設(shè)計(jì)計(jì)算: （1）選擇軸的材料 由文獻(xiàn)[1]中的表11-1和表11-3選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度，，，。 （2）按扭矩初算軸徑 根據(jù)文獻(xiàn)[1

39、]中式（11-2），并查表11-2，取C=115，則 考慮有鍵槽，軸加大5%： 所以取最小d=30mm c. Ⅲ軸的設(shè)計(jì)計(jì)算: （1）選擇軸的材料 由文獻(xiàn)[1]中的表11-1和表11-3選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度，，，。 (2）按扭矩初算軸徑 根據(jù)文獻(xiàn)[1]中式（11-2），并查表11-2，取C=115，則 有鍵槽和軸承，軸加大5%：； 取d=38mm. 根據(jù)以上計(jì)算各軸的直徑取值如下表示： 軸 軸 軸 軸 最小軸徑值 22 30 38 （7）Ⅱ軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及校核計(jì)算： （1）確定軸各段直

40、徑和長度： 圖4 II軸尺寸圖 段：安裝圓錐滾子軸承， 段：安裝兩個(gè)個(gè)雙聯(lián)齒輪塊，同時(shí)利用軸肩定位軸承，由軸肩計(jì)算公式 所以取； 段：安裝圓錐滾子軸承， （2）軸的強(qiáng)度校核： 軸的校核主要校核危險(xiǎn)截面已知Ⅱ軸齒輪6、齒輪8數(shù)據(jù)如下： 求圓周力：；徑向力； 軸承支反力： 齒輪6對軸的支反力： 齒輪8對軸的支反力： 垂直面的彎矩： 由以上計(jì)算可知危險(xiǎn)截面在軸的右端齒輪6處，，跨距282mm；直徑為48mm段； 軸承的支反力： 水平面彎矩： 合成彎矩： 已知轉(zhuǎn)矩為：轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的剪力按脈動循環(huán)變化，取截面C處的當(dāng)量彎矩：

41、 校核危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度 則有該軸強(qiáng)度滿足要求。 同理可知，按照此方法校核其他傳動軸，經(jīng)檢驗(yàn)，傳動軸設(shè)計(jì)均符合要求。 圖5 轉(zhuǎn)矩圖 4. 主軸設(shè)計(jì)計(jì)算及校核 主軸上的結(jié)構(gòu)尺寸雖然很多，但起決定作用的尺寸是：外徑D、孔徑d、懸伸量a和支撐跨距L。 圖6 主軸設(shè)計(jì)圖 1.主軸前后軸頸直徑的選擇： 主軸的外徑尺寸，關(guān)鍵是主軸前軸頸直徑。一般按照機(jī)床類型、主軸傳遞的功率或最大加工直徑，參考表3-7選取。最大回轉(zhuǎn)直徑400mm銑床，P=4KW查《機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)》表3-7，前軸頸應(yīng),初選,后軸頸取。 2.主軸內(nèi)孔直徑的確定： 很多機(jī)床的主軸是空心的，為了不過多的削主

42、軸剛度，一般應(yīng)保證d/D <0.7。 ??；經(jīng)計(jì)算選取內(nèi)孔直徑d=40mm。 3.主軸前端伸長量a: 減小主軸前端伸長量對提高提高主軸組件的旋轉(zhuǎn)精度、剛度、和抗震性有顯著效果，因此在主軸設(shè)計(jì)時(shí)，在滿足結(jié)構(gòu)的前提下，應(yīng)最大限度的縮短主軸懸伸量a。根據(jù)結(jié)構(gòu),定懸伸長度; 取a=100mm。 4.支撐跨距L: 最佳跨距；取值 合理跨距；取值。 5.主軸剛度校驗(yàn)： 機(jī)床在切削加工過程中，主軸的負(fù)荷較重，而允許的變形由很小，因此決定主軸結(jié)構(gòu)尺寸的主要因素是它的變形大小。對于普通機(jī)床的主軸，一般只進(jìn)行剛度驗(yàn)算。通常能滿足剛度要求的主軸，也能滿足強(qiáng)度要求。只有重載荷的機(jī)床的主軸才進(jìn)行強(qiáng)

43、度驗(yàn)算。對于高速主軸，還要進(jìn)行臨界轉(zhuǎn)速的驗(yàn)算，以免發(fā)生共振。 一彎曲變形為主的機(jī)床主軸(如銑床、銑床)，需要進(jìn)行彎曲剛度驗(yàn)算，以扭轉(zhuǎn)變形為主的機(jī)床（如鉆床），需要進(jìn)行扭轉(zhuǎn)剛度驗(yàn)算。當(dāng)前主軸組件剛度驗(yàn)算方法較多，沒能統(tǒng)一，還屬近似計(jì)算，剛度的允許值也未做規(guī)定。考慮動態(tài)因素的計(jì)算方法，如根據(jù)部產(chǎn)生切削顫動條件來確定主軸組件剛度，計(jì)算較為復(fù)雜?，F(xiàn)在仍多用靜態(tài)計(jì)算法，計(jì)算簡單，也較適用。 主軸彎曲剛度的驗(yàn)算；驗(yàn)算內(nèi)容有兩項(xiàng)：其一，驗(yàn)算主軸前支撐處的變形轉(zhuǎn)角，是否滿足軸承正常工作的要求；其二，驗(yàn)算主軸懸伸端處的變形位移y，是否滿足加工精度的要求。對于粗加工機(jī)床需要驗(yàn)算、y值；對于精加工或半精加工機(jī)

44、床值需驗(yàn)算y值；對于可進(jìn)行粗加工由能進(jìn)行半精的機(jī)床（如臥式銑床），需要驗(yàn)算值，同時(shí)還需要按不同加工條件驗(yàn)算y值。 支撐主軸組件的剛度驗(yàn)算，可按兩支撐結(jié)構(gòu)近似計(jì)算。如前后支撐為緊支撐、中間支撐位松支撐，可舍棄中間支撐不計(jì)（因軸承間隙較大，主要起阻尼作用，對剛度影響較?。?；若前中支撐位緊支撐、后支撐為松支撐時(shí)，可將前中支距當(dāng)做兩支撐的之距計(jì)算，中后支撐段主軸不計(jì)。 機(jī)床粗加工時(shí)，主軸的變形最大，主軸前支撐處的轉(zhuǎn)角有可能超過允許值，故應(yīng)驗(yàn)算此處的轉(zhuǎn)角。因主軸中(后)支撐的變形一般較小，故可不必計(jì)算。 5.2 零件驗(yàn)算 5.2.1 主軸剛度 5.2.1.1 主軸支撐跨距的確定 前端懸伸量：

45、主軸前端的懸伸長度，即從主軸外側(cè)前支撐中點(diǎn)（滾錐軸承及向心推力軸承則是接觸角法線與軸線的交點(diǎn)處）到主軸前端的距離。這里選定。 一般最佳跨距，考慮到結(jié)構(gòu)以及支承剛度會因磨損而不斷降低，應(yīng)取跨距比最佳支承跨距 大一些，一般是的倍，再綜合考慮結(jié)構(gòu)的需要，本設(shè)計(jì)取。 5.2.1.2 最大切削合力P的確定 最大圓周切削力須按主軸輸出全功率和最大扭矩確定 （4-8） 其中： ——電動機(jī)額定功率()，； ——主傳動系統(tǒng)的總效率，，為各傳動副、軸承的效率，總效率。由前文計(jì)算結(jié)果， 。取； ——主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速，由前文計(jì)算結(jié)果，主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為； ——計(jì)算直徑，對于臥式銑床，為最大端銑刀計(jì)算

46、直徑，對于工作臺寬度為250mm的臥式銑床,其端銑刀的計(jì)算直徑及寬度分別為，。 可以得到， 驗(yàn)算主軸組件剛度時(shí)，須求出作用在垂直于主軸軸線的平面內(nèi)的最大切削合力。對于臥式升降臺銑床的銑削力，一般按端銑計(jì)算。 不妨假設(shè)本銑床進(jìn)給系統(tǒng)的末端傳動副有消隙機(jī)構(gòu)，應(yīng)采用不對稱順銑，則各切削分力、、同的比值可大致認(rèn)為 ； ； 。 則，，即與水平面成角，在水平面的投影與成角。 5.2.1.3 切削力作用點(diǎn)的確定 設(shè)切削力的作用點(diǎn)到主軸前支撐的距離為 （4-9） 其中： ——主軸前端的懸伸長度，； ——對于普通升降臺銑床。 可以得到， 5.2.

47、1.4 齒輪驅(qū)動力Q的確定 齒輪傳動軸受輸入扭矩的齒輪驅(qū)動力的作用而產(chǎn)生彎曲變形，當(dāng)齒輪為直齒圓柱齒輪時(shí)，其嚙合角，齒面摩 擦角時(shí)，其彎曲載荷 （4-10） 其中： ——齒輪傳遞的全功率()，??； ——該齒輪的模數(shù)、齒數(shù)； ——該傳動軸的計(jì)算工況轉(zhuǎn)速。 可以得到， 5.2.1.5 變形量允許值的確定 變形量允許值：對普通機(jī)床前端撓度的允許值，目前廣泛 使用的經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù) （4-11） 其中： ——主軸兩支撐間的距離，。 可以得到， 5.2.1.6 主軸組件的靜剛度驗(yàn)算 圖 4-4 主軸組件縱向視圖力的分布 圖 4-5 主軸組件橫向視

48、圖力的分布 選定如圖的直角坐標(biāo)系，求各力同時(shí)作用下，前后軸承負(fù)荷的大小及其方向角，并判定象限。建立方程組計(jì)算主軸前后支撐處的支反力。 的方向： 的方向： 在點(diǎn)的水平投影： 在點(diǎn)的垂直投影： 可以得到， ，， ，， 即，方向與軸正方向夾角。 ，方向與軸正方向夾角。 前后軸承的負(fù)荷大小與支反力大小相同，方向相反。故前后軸承的負(fù)荷為： ，方向與軸正方向夾角。 ，方向與軸正方向夾角。 按軸承的合成負(fù)荷，計(jì)算軸承的彈性位移。 滾動軸承的徑向剛度是支承剛度的主要部分，支承剛度還包括軸承環(huán)與軸頸及箱體孔的配合表面間的接觸剛度。預(yù)緊的滾動軸承可以

49、提高剛度。 計(jì)算時(shí)可以忽略軸承環(huán)與軸頸以及箱體孔之間的接觸剛度。僅以滾動軸承的游隙為零時(shí)，承受徑向載荷來計(jì)算軸承的徑向剛度，圓錐滾子軸承的徑向剛度 （4-12） 其中： ——滾動體列數(shù)； ——每列中滾動體數(shù)； ——滾子有效長度； ——軸承的徑向負(fù)荷； ——軸承的接觸角。 可以得到， 前后支承軸承的彈性位移， 分別計(jì)算各作用力對彈性主軸前端點(diǎn)產(chǎn)生的撓度。 由簡單載荷下簡支軸的變形公式，軸自身變形引起的軸點(diǎn)撓度公式 （4-13） （4-14） 其中： ——載荷力； ——材料的彈性模量，鋼的； ——分別為軸的的抗彎慣

50、性矩 （4-15） 可以得到， 可以得到， 共同作用下，點(diǎn)的撓度分解 將軸承的彈性位移分解為直角坐標(biāo)分量，并計(jì)算它對主軸前端點(diǎn)產(chǎn)生的相應(yīng)撓度值。 點(diǎn)： 點(diǎn)： 在水平面（方向）點(diǎn)產(chǎn)生的撓度： 在垂直面（方向）點(diǎn)產(chǎn)生的撓度： 可以得到， 將主軸組件前端c 點(diǎn)在直角坐標(biāo)上的各分量進(jìn)行代數(shù)疊加后，再合成綜合撓度值并計(jì)算其方向角。 分量： 合成： 方向角： 由綜合撓度，可見，故主軸通過校核。 5.2.2 傳動軸剛度 5.2.2.1 齒輪驅(qū)動力Q的確定 齒輪傳動軸同時(shí)受輸入扭矩

51、的齒輪驅(qū)動力和輸出扭矩的齒輪驅(qū)動阻力的作用而產(chǎn)生彎曲變形，當(dāng)齒輪為直齒圓柱齒輪，其嚙合角，齒面摩擦角時(shí)，其彎曲載荷 （4-16） 其中： ——該齒輪傳遞的全功率，取； ——該齒輪的模數(shù)和齒數(shù)； ——該傳動軸的計(jì)算工況轉(zhuǎn)速； ——該軸輸入扭矩的齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速； ——該軸輸出扭矩的齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速。 由于軸Ⅲ上有三種不同的驅(qū)動力和三種不同的驅(qū)動阻力，故驅(qū)動力具體的計(jì)算結(jié)果在下文討論。 5.2.2.2 變形量允許值的確定 齒輪傳動軸的抗彎剛度驗(yàn)算，包括軸的最大撓度，滾動軸承處及齒輪安裝處的傾角驗(yàn)算。其值均應(yīng)小于允許變形量及，允

52、許變形量可由參考文獻(xiàn)[4]查得。 由參考文獻(xiàn)[3]知，對于傳動軸Ⅱ，僅需要進(jìn)行剛度計(jì)算，無須進(jìn)行強(qiáng)度驗(yàn)算。 5.2.2.3 主軸組件的撓度驗(yàn)算 圖5-4 傳動軸II載荷分布 其中是變速組1的驅(qū)動力，且3個(gè)驅(qū)動力不能同時(shí)作用；是變速組2的驅(qū)動阻力，且3個(gè)驅(qū)動阻力不能同時(shí)作用。 可以得到 對于輸出驅(qū)動阻力，由于各種情況轉(zhuǎn)速不定，故應(yīng)在選定校核用軸Ⅲ速度以后計(jì)算。 為了計(jì)算上的簡便，可以近似地以該軸的中點(diǎn)撓度代替最大撓度，其最大誤差不超過3%。 由參考文獻(xiàn)[4]，若兩支承的齒輪傳動軸為實(shí)心的圓形鋼軸，忽略其支承變形，在單位彎曲載荷作用下，其中點(diǎn)撓度 （4

53、-17） 其中： ——兩支承間的跨距，； ——該軸的平均直徑，； （4-18） ——齒輪的工作位置至較近支撐點(diǎn)的距離； ——輸入扭矩的齒輪在軸的中點(diǎn)引起的撓度； ——輸出扭矩的齒輪在軸的中點(diǎn)引起的撓度； 其余各符號定義與前文一致。 可以得到， ； ； 。 可以得到 故引起的中點(diǎn)撓度最大，在計(jì)算合成撓度時(shí)使用，進(jìn)行計(jì)算。此時(shí)軸Ⅲ轉(zhuǎn)速為。 可以得到， 可以得到， 故引起的中點(diǎn)撓度最大，在計(jì)算合成撓度時(shí)使用，進(jìn)行計(jì)算。 由參考文獻(xiàn)[4]，中點(diǎn)的合成撓度 （4

54、-19） 其中： ——被驗(yàn)算軸的中點(diǎn)合成撓度； ——在橫截面上，被驗(yàn)算的軸與其前、后傳動軸連心線的夾角； ——驅(qū)動力和阻力在橫截面上，兩向量合成時(shí)的夾角。 （4-20） 可以得到 可以得到 由綜合撓度，可見，滿足要求。 由參考文獻(xiàn)[4]，傳動軸在支承點(diǎn)A、B處的傾角、 （4-21） 可以得到， 可見，滿足要求，故不用計(jì)算傳動軸在齒輪處的傾角。 綜上，傳動軸Ⅱ通過校核。 5.2.3 齒輪疲勞強(qiáng)度 驗(yàn)算變速箱中齒輪強(qiáng)度時(shí)，選擇相同模數(shù)中承受載荷最大的及齒數(shù)最小的齒輪進(jìn)行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力計(jì)算。一般對高速轉(zhuǎn)動的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力，對低速轉(zhuǎn)動的

55、齒輪驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。對硬齒面軟芯的滲淬火齒輪，一定要驗(yàn)算彎曲應(yīng)力。因而此處僅驗(yàn)算與 這對齒輪。 由參考文獻(xiàn)[4]，齒面接觸應(yīng)力 （4-22） 齒根彎曲應(yīng)力 （4-23） 其中： ——初算得到的齒輪模數(shù)，； ——傳遞的額定功率，； ——齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速， ； ——大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比，，外嚙合取“＋”號，內(nèi)嚙合取“－”號； ——小齒輪的齒數(shù)； ——齒寬； ——許用接觸應(yīng)力，由參考文獻(xiàn)[5]表13-16，齒輪材料選用45鋼，高頻淬火，可得； ——許用彎曲應(yīng)力，； ——壽命系數(shù)； （4-24） ——工作期限系數(shù)； （4-25） —

56、—齒輪在機(jī)床工作期限內(nèi)的總工作時(shí)間，對于中型機(jī)床的齒輪，，取，統(tǒng)一變速組內(nèi)的齒輪總工作時(shí)間可近似地認(rèn)為，為該變速組的傳動副數(shù)，取，則； ——齒輪的最低轉(zhuǎn)速，?。? ——基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，對于鋼和鑄鐵件，接觸載荷取，彎曲載荷取； ——疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取，彎曲載荷對正火、調(diào)質(zhì)及整體淬硬件取，對表面淬硬（高頻、滲碳、氮化等）件取； 可以得到， ； ——功率利用系數(shù)，??； ——轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，?。? ——材料強(qiáng)化系數(shù)，?。? 可以得到， ， ； ——齒向載荷分布系數(shù)，??； ——?jiǎng)虞d荷系數(shù)，??； ——工作狀況系數(shù)，考慮載荷沖擊的影響，主運(yùn)動（中等沖擊）?。? ——齒形

57、系數(shù)，取。 可以得到， 可見，，。 綜上，齒輪通過校核。 6.軸承的選用及校核 1】各傳動軸軸承選取的型號： 主軸 前支承： NN3018K 型 圓錐孔雙列圓柱滾子軸承:9014037； 后支撐：352212 雙列圓錐滾子軸承:6011066； Ⅰ軸 帶輪處：308 深溝球軸承軸409023； 軸與箱體處：305 GB276-89:256217； 齒輪：7305C 角接觸軸承GB292-83:255215； ③ Ⅱ軸 前、后支承：7306E 圓錐滾子軸承GBT297-84 :307219； ④ Ⅲ軸 前、后支承：7308E

58、 圓錐滾子軸承GBT297-84 :409023； 2】各傳動軸軸承的校核： 假定：按兩班制工作，工作期限10年，每年按300天計(jì)，T=48000h。 依據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》軸承校核公式如下： Ⅰ軸軸承校核： 已知選用軸承為：深溝球軸承 305 GB276-89:256217； 基本額定動載荷；由于該軸的轉(zhuǎn)速為定值710r/min；依據(jù)設(shè)計(jì)要求應(yīng)對Ⅰ軸末端軸承進(jìn)行校核。 最小齒輪直徑； Ⅰ軸傳遞轉(zhuǎn)矩 齒輪受到的切向力 齒輪受到的軸向力 齒輪受到的徑向力 因此軸承當(dāng)量動載荷 因此該軸承符合要求，選取合適。同理可校核其他傳動軸軸承，經(jīng)校核各軸軸承選取均合適。 7.

59、鍵的選用及校核 <1>Ⅲ軸上的鍵的選用和強(qiáng)度校核： Ⅲ軸與齒輪的聯(lián)接采用普通平鍵聯(lián)接，軸徑d=48mm；齒輪快厚度L=78.5mm；傳遞扭矩；選用A型平鍵，初選鍵型號為，。查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表7-9得。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式（7-14）和式（7-15）得 由上式計(jì)算可知擠壓強(qiáng)度滿足。 由上式計(jì)算可知抗剪切強(qiáng)度滿足。 <2>主軸上的鍵的選用和強(qiáng)度校核 主軸與齒輪的聯(lián)接采用普通平鍵聯(lián)接，軸徑d=80mm；齒輪快厚度L=95mm；傳遞扭矩；選用A型平鍵，由于主軸空心所以選擇鍵，。查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表7-9得。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式（7-14）和式（7-15）得 由上式計(jì)算可知擠壓強(qiáng)度滿足。

60、 由上式計(jì)算可知抗剪切強(qiáng)度滿足。 第5章 主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及說明 5.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案 設(shè)計(jì)主軸變速箱的結(jié)構(gòu)包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等）、主軸組件、操縱機(jī)構(gòu)、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結(jié)件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設(shè)計(jì)由于時(shí)間的限制，一0般只畫展開圖。 主軸變速箱是機(jī)床的重要部件。設(shè)計(jì)時(shí)除考慮一般機(jī)械傳動的有關(guān)要求外，著重考慮以下幾個(gè)方面的問題。 精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結(jié)構(gòu)工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標(biāo)準(zhǔn)化和通用化的原則。 主軸變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

61、時(shí)整個(gè)機(jī)床設(shè)計(jì)的重點(diǎn)，由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜，設(shè)計(jì)中不可避免要經(jīng)過反復(fù)思考和多次修改。在正式畫圖前應(yīng)該先畫草圖。目的是： 1 布置傳動件及選擇結(jié)構(gòu)方案。 2 檢驗(yàn)傳動設(shè)計(jì)的結(jié)果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時(shí)改正。 3 確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置，以確 定各軸的受力點(diǎn)和受力方向，為軸和軸承的驗(yàn)算提供必要的數(shù)據(jù)。 5.2 展開圖及其布置 展開圖就是按照傳動軸傳遞運(yùn)動的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個(gè)平面上。 I軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪。有兩種布置方案，一是將兩級變速齒輪和離合器做成一體。齒輪的直徑受到離合器內(nèi)徑的約束

62、，齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑，負(fù)責(zé)齒輪無法加工。這樣軸的間距加大。另一種布置方案是離合器的左右部分分別裝在同軸線的軸上，左邊部分接通，得到一級反向轉(zhuǎn)動，右邊接通得到三級反向轉(zhuǎn)動。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第一種方案，通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結(jié)構(gòu)。 總布置時(shí)需要考慮制動器的位置。制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動器不要放在轉(zhuǎn)速太低軸上，以免制動扭矩太大，是制動尺寸增大。 齒輪在軸上布置很重要，關(guān)系到變速箱的軸向尺寸，減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。 結(jié)束語 1、本次課程設(shè)計(jì)是針對專業(yè)課程基礎(chǔ)知識的一次綜合性應(yīng)用設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)過程應(yīng)用了《機(jī)械制圖

63、》、《機(jī)械原理》、《工程力學(xué)》等。 2、本次課程設(shè)計(jì)充分應(yīng)用了以前所學(xué)習(xí)的知識，并應(yīng)用這些知識來分析和解決實(shí)際問題。 3、本次課程設(shè)計(jì)進(jìn)一步掌握了一般設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)思路和設(shè)計(jì)切入點(diǎn)，同時(shí)對機(jī)械部件的傳動設(shè)計(jì)和動力計(jì)算也提高了應(yīng)用各種資料和實(shí)際動手的能力。 4、本次課程設(shè)計(jì)進(jìn)一步規(guī)范了制圖要求，掌握了機(jī)械設(shè)計(jì)的基本技能。 5、本次課程設(shè)計(jì)由于學(xué)習(xí)知識面的狹窄和對一些概念的理解不夠深刻，以及缺乏實(shí)際設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，使得設(shè)計(jì)黨中出現(xiàn)了許多不妥和錯(cuò)誤之處，誠請老師給予指正和教導(dǎo)。 參考文獻(xiàn) 【1】、段鐵群 主編 《機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)》 科學(xué)出版社 第一版，2011 【2】、于惠力

64、 主編 《機(jī)械設(shè)計(jì)》 科學(xué)出版社 第一版，2008 【3】、戴 曙 主編 《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)》 機(jī)械工業(yè)出版社,2010 【4】、戴 曙 主編 《金屬切削機(jī)床》 機(jī)械工業(yè)出版社 第一版,2011 【4】、趙九江 主編 《材料力學(xué)》 哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社 第一版,2006 【6】、鄭文經(jīng) 主編 《機(jī)械原理》 高等教育出版社 第七版,2005 【7】、于惠力 主編 《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》 科學(xué)出版社 ,2009 英文原文 PLC technique discussion and futu

65、re development Along with the development of the ages, the technique that is nowadays is also gradually perfect, the competition plays more strong; the operation that list depends the artificial has already can't satisfied with the current manufacturing industry foreground, also can't guarantee the

66、 request of the higher quantity and high new the image of the technique business enterprise. The people see in produce practice, automate brought the tremendous convenience and the product quantities for people up of assurance, also eased the personnel's labor strength, reduce the establishment on the personnel. The target control of the hard realization in many complicated production lines, whole and excellent turn, the best decision etc., well-trained operation work, technical personnel or ex