車床主傳動系統(tǒng)設(shè)計(n=50-630z=12公比1.26 1440) 【車床加工直徑400mm】

文獻(xiàn)綜述 齒輪作為傳遞運(yùn)動和動力的基礎(chǔ)元件，在工業(yè)發(fā)展的歷程中，發(fā)揮了十分重要的作用。它在機(jī)械傳動中的地位是其它元件一直都無法替代的。隨著現(xiàn)代科學(xué)技術(shù)的發(fā)展，齒輪技術(shù)有了很大的進(jìn)步，它的方方面面都在產(chǎn)生著巨大的變化。例如，在設(shè)計上，基于動態(tài)彈性嚙合理論的齒輪動態(tài)設(shè)計將取代基于剛性力學(xué)的靜態(tài)設(shè)計；在加工上，齒輪加工機(jī)床及刀具的原始精度正在不斷地提高；在檢測上，齒輪測量技術(shù)正朝著高效率、高精度、多功能和智能化的方向發(fā)展；等等。 齒輪以其形狀復(fù)雜而著稱于世，其各項誤差的檢驗項目種類繁多，并且技術(shù)上難度較大，是近一個世紀(jì)以來工程界最為關(guān)注的一項課題。我國精密測量技術(shù)和儀器的現(xiàn)狀仍然遠(yuǎn)遠(yuǎn)不能滿足國內(nèi)機(jī)械裝備制造業(yè)迅速發(fā)展的需求，尤其是在先進(jìn)測量技術(shù)和儀器的基礎(chǔ)理論研究、共性關(guān)鍵技術(shù)的開發(fā)方面與國外的差距越來越大。因此，齒輪測量的發(fā)展尤其是復(fù)雜齒輪測量的發(fā)展必然受到很大的限制。隨著我國經(jīng)濟(jì)、技術(shù)與世界接軌，測量檢測行業(yè)受到國外先進(jìn)技術(shù)的沖擊，其競爭能力也就必須加強(qiáng)。 目前國外發(fā)展了一些齒輪測量智能化儀器，但其價格昂貴，使用維修的技術(shù)性很強(qiáng)，所以大多企業(yè)還是沿用傳統(tǒng)的齒輪測量儀器或通用儀器進(jìn)行齒輪測量。這些儀器的電氣控制及數(shù)據(jù)處理部分可靠性差、故障頻繁，直接影響齒輪生產(chǎn)和新產(chǎn)品開發(fā)。為了緩解這種高新科技與落后環(huán)境的矛盾，低成本地提高我國幾何量檢測的智能化程度，用微機(jī)技術(shù)對該儀器升級改造、實現(xiàn)檢測系統(tǒng)智能化很有必要。研究真正反映齒輪三維幾何空間形狀和制造誤差組成因素的齒輪整體檢測方法在我國具有積極的現(xiàn)實意義，特別是研究用檢測簡便、精確、迅速的測量方法改造現(xiàn)有測量機(jī)更為突出。 20世紀(jì)80年代以前，齒輪測量原理主要以比較測量為主，其實質(zhì)是相對測量。具體方式有兩種：一是將被測齒輪與一個標(biāo)準(zhǔn)齒輪進(jìn)行實物比較，從而得到各項誤差；二是展成測量法，就是將儀器的運(yùn)動機(jī)構(gòu)形成的標(biāo)準(zhǔn)特征線與被測齒輪的實際特征線作比較，確定相應(yīng)誤差。而精確的展成運(yùn)動是借助一些精密機(jī)構(gòu)來實現(xiàn)的，不同的特征線需要不同的展成機(jī)構(gòu)。比較測量的主要缺點是：測量精度依賴于標(biāo)準(zhǔn)件或展成機(jī)構(gòu)的精度，機(jī)械結(jié)構(gòu)復(fù)雜，柔性差，同一個齒輪需要多臺儀器測量。對于齒廓誤差測量而言，展成式測量技術(shù)僅限于漸開線齒廓誤差測量上。對于非漸開線齒輪的端面齒廓測量，采用展成法測量是十分困難得，因為展成機(jī)構(gòu)太復(fù)雜并且缺乏通用性。 多年來，國內(nèi)外諸多學(xué)者在大型齒輪測量領(lǐng)域進(jìn)行了廣泛的研究，豐富了大型齒輪測量方面的理論和方法。在檢測儀器方面，各國均開發(fā)了由計算機(jī)控制的齒輪量儀，其機(jī)構(gòu)大量應(yīng)用新技術(shù)和新元件，如計算機(jī)數(shù)控技術(shù)運(yùn)用于控制、驅(qū)動、數(shù)據(jù)處理等；光柵、同步感應(yīng)器、容柵、磁柵、電感測微技術(shù)、電容測微技術(shù)、激光測量技術(shù)等用于位移測量，不斷提高齒輪測量精度。總的發(fā)展趨勢為：1)測量軟件功能的增強(qiáng)和擴(kuò)展，由于大齒輪的結(jié)構(gòu)復(fù)雜大、重量重等原因，這就要促使其必須實現(xiàn)自動化的要求，即機(jī)電一體化的趨勢。用計算機(jī)進(jìn)行控制，用軟件進(jìn)行復(fù)雜的數(shù)據(jù)處理，也就大大提高了效率。2)實現(xiàn)自動控制系統(tǒng)，由于很多機(jī)械加工場地存在一定的危險性，為了達(dá)到安全生產(chǎn)的目的，實現(xiàn)遠(yuǎn)程控制是大勢所趨的事情。在遠(yuǎn)程控制室工作進(jìn)行實時監(jiān)控在機(jī)測量的同時還可以整理數(shù)據(jù)報告，檢驗和打印報告單，既節(jié)約時間又節(jié)約人力資源。對于測量數(shù)據(jù)的處理與利用，在早期的齒輪測量中。人工讀指示表(如千分表等)獲取齒輪誤差，得到的是誤差幅值，僅僅能用來評判被檢項目合格與否。電動記錄器的出現(xiàn)，靠人工讀曲線，使工藝誤差分析成為可能。而計算機(jī)的采用，使自動處理測量結(jié)果、分析工藝誤差并將分析結(jié)果反饋到加工系統(tǒng)進(jìn)而修正加工參數(shù)成為現(xiàn)實[9]。目前，在齒輪測量數(shù)據(jù)處理方面，通常采用的方法為最小區(qū)域法和最d'--乘法。理論上討論最多的是最小區(qū)域法，實際中廣泛使用的是最小二乘法，同時數(shù)字濾波技術(shù)也得到一定應(yīng)用。如今的常用漸開線圓柱齒輪測量儀器有幾十種。它們的測量方法都已經(jīng)為人們所熟知。按照齒輪測量的原理不同，可以大致把它們分為兩大類?！愂潜容^法測量，或者稱為相對測量法測量。例如。齒形測量儀通過用機(jī)械范成或電子范成的漸開線與被測齒輪的實際曲線比較并獲得誤差。這種測量方法現(xiàn)在用途極為廣泛。另一類是絕對測量法。例如，測量齒形時，把實際的齒形曲線與數(shù)學(xué)理論曲線相比較并獲得誤差。 2齒輪精度設(shè)計概述口] 漸開線圓柱齒輪精度設(shè)計涉及面廣，現(xiàn)簡述如下。 (1)公差組與精度等級 對齒輪傳動一般有四個方向的要求 ①傳動準(zhǔn)確，即傳動比變化盡量小； ②傳動平穩(wěn)，即振動與噪聲盡可能小．避免產(chǎn)生動 載荷與撞擊； ③工作點面接觸好，即載荷分布要均勻，避免動載荷 大時齒面應(yīng)力集中，引起早期點蝕、折斷而降低使用壽命； ④齒輪副側(cè)隙要合適。 按上述分析，齒輪精度標(biāo)準(zhǔn)按誤第特性對傳動性能的 主要影響劃分為三個公差組． 關(guān)丁齒厚極限偏差和公法線平均長度偏差兩個項H，由于它們屬于側(cè)隙配臺系統(tǒng)，所以不包括在上述三個公差組內(nèi)。齒輪精度設(shè)計就是要確定兩個公差組的精度等級，同時還要根據(jù)實際情況確定三個公差組內(nèi)帽膻評定指標(biāo)。 圓柱齒輪加工誤差分析 何淑菊， 邱淑英 （哈爾濱工程大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院， 黑龍江 哈爾濱150001） 從加工誤差來看，影響齒向方向接觸精度的主要因素是齒向誤差， 影響齒距累積誤差的主要因素是齒輪的幾何偏心， 就齒輪坯基準(zhǔn)面誤差對齒向誤差及齒距累積誤差所產(chǎn)生的影響進(jìn)行分析， 并找出齒輪坯基準(zhǔn)面跳動值的一種確定方法， 并對加工齒輪改進(jìn)方法進(jìn)行探討。 1齒輪坯的基準(zhǔn)面誤差對齒向誤差的影響 準(zhǔn)面是指加工齒輪時的定位面， 齒輪坯基準(zhǔn)端面對齒輪軸心線的垂直誤差， 會使被 加工齒輪產(chǎn)生齒向誤差或軸向齒距誤差同理， 當(dāng)安裝齒輪坯的夾具之端面 （基準(zhǔn)面）出現(xiàn)跳動時也會出現(xiàn)類似上述結(jié)果齒向誤差不僅取決于上述兩個方面， 也受其他諸多因素的影響： （1） 齒輪安裝誤差； 齒輪端面不平 （端面跳動） ； 夾具定位面不平 （支承端面跳動）（2） 機(jī)床刀架幾何誤差： 橫向傾斜， 縱向傾斜 2基準(zhǔn)面誤差對齒距累積誤差的影響 齒輪的齒距累積誤差是分度圓上任意兩個同側(cè)齒面的實際弧長與公稱弧長之差最大值的絕對值， 而影響齒 距累計誤差的主要因素是齒輪的幾何偏心。， 齒距累積誤差是齒輪的幾何偏心的 2倍.在實際加工中， 引起工件偏心 的齒輪幾何偏心的原因有： 1） 由夾具心軸的徑向跳動所引起的齒輪幾何偏心e1 2） 由齒坯基準(zhǔn)孔與夾具軸間的裝配間隙引起的齒輪幾何偏心e2 3） 由夾具支承端面與心軸軸線不垂直即夾具支承面跳動造成的齒輪幾何偏心e3 4） 由齒坯端面跳動引起的齒輪幾何偏心e4 5） 機(jī)床工作臺及錐孔等誤差造成的幾何偏心e5 6） 齒輪心軸在夾緊下變形而引起的齒坯幾何偏心e6 上述各種造成工件偏心的總和， 在向量方向未知情況下可近似的按概率法合成為 減小上述某些因素可以通過對機(jī)床安裝定位夾具或補(bǔ)償誤差所引起幾何偏心來消除， 但齒坯的端面徑向跳動誤差所引起的幾何偏心是不易消除的 因為工件在制造時必然存在一定的誤差， 而且工件在夾具上安裝的角相位是隨機(jī)性， 因此可按下式近似確定 式中： b為工件齒部厚度； d為定位面最大直徑；△b為工件端面在定位最大直徑上的跳動值； k為系數(shù) （根據(jù)機(jī)床、 夾具及調(diào)正的精度選擇， 一般為1—3） ） 3，齒輪基準(zhǔn)面跳動數(shù)值的確定方法 齒輪的基準(zhǔn)面是齒部加工的定位基準(zhǔn)， 它的精度將直接影響齒輪的齒向、 齒輪累積誤差和接觸精度， 此項精度值一般可在標(biāo)準(zhǔn)中查得 對于某些要求偏嚴(yán)、 加工難度較大的齒輪， 為保證達(dá)到齒向誤差和齒距累積誤差的要求， 應(yīng)選擇端面跳動精度要求較高的數(shù)值， 而后把端面跳動數(shù)值做下列比較才能確定 （如圖 ） 端面跳動對齒向誤差和齒距累積誤差的比較 （10） 式中： B為齒寬； △b為軸孔配合間隙；△d 為端面跳動值選定的端跳值只有符合上述公式要求才是有 效的， 反之會因 △d的干涉， 使定位面不能接觸而 失效 由上式作相應(yīng)變換， 即表明夾具心軸與齒輪孔的配合間隙也要符合上式， 才能使齒輪坯的定位基準(zhǔn)面與夾具定位面很好的接觸 當(dāng)采用重疊裝夾時， 端面跳動對齒輪精度影響為： 下層工件只受本身下面端跳動的影響， 而上層工件除受本身下端跳動影響外還受下層工件上下兩面端跳動的影響； 工件兩端面是車削而成， 所以其跳動方向不固定， 且重疊工件的裝夾亦是隨機(jī)的， 因此， 三個端跳相互獨立， 但其綜合影響亦可采用概率合成， 即 如果下層工件之端跳正好滿足精度要求，（即工藝能力系數(shù)， 有 超差） ， 則上層工件的工藝能力相對下降3 倍， 其超差量將增加 如果多個工件重疊裝夾，e 引起工件歪斜， 有時便會使各工件接觸面出現(xiàn)間隙或定位軸彎曲 為了保證精度， 當(dāng)采用重疊裝夾加工時， 應(yīng)將公差適當(dāng)縮小， 取原計算公差的0.6—0.8 倍即可， 并且控制 端跳的加工誤差 1） 加工齒輪時， 為了減少齒向誤差， 齒坯基準(zhǔn)面誤差， 即端面跳動公差應(yīng)為齒向公差的一半 2） 齒輪基準(zhǔn)端面跳動值應(yīng)符合式 （10 ） 要求 3） 為了提高加工齒輪精度， 應(yīng)保證齒輪毛坯端面與軸孔的垂直度、 軸孔的精度以及夾具的精度要求， 即保證夾具零件 （工件心軸、 墊圈、 螺母以及夾具底座等） 的制造精度及夾具的精度要求； 保證刀具刀桿、 刀墊、 螺母的制造精度； 刀桿直 徑按 級精度制造； 刀桿各配合粗糙度 應(yīng)在以上 用線性化方法研究直齒圓柱齒輪的動態(tài)性能 胡舸 王建宏 陳國沖 (1.重慶大學(xué)化學(xué)化工學(xué)院重慶400030；2．重慶大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院重慶400030) 該文獻(xiàn)是首先建立了一對嚙臺齒輪的有限元模型，然后將用非線性方程表示的模型線性化，通過結(jié)合應(yīng)用有限元理論和接觸力學(xué)理論，得到齒輪的動態(tài)傳輸誤差(eDTE)和接觸力以及動態(tài)響應(yīng)的關(guān)系。此方法在齒輪動態(tài)研究領(lǐng)域顯示出了較強(qiáng)的優(yōu)越性。由于將非線性問題轉(zhuǎn)化成線性問題，避開了冗長的迭代過程，加速了求解過程。再者，在接觸及其附近區(qū)域使用接觸力學(xué)理論，僅用數(shù)日較少的單元就可得到精度足夠的解。 我國對直齒圓柱齒輪動態(tài)性能的研究已經(jīng)很長時間了。剛開始時，質(zhì)量一彈簧模型得到了廣泛應(yīng)用并得出了很多有用的結(jié)論。但是在這些研究中，系統(tǒng)的激勵被假定為方波或類似的波形，但事實上并非如此。直齒圓柱齒輪的動態(tài)性能是一種很復(fù)雜的現(xiàn)象，在本質(zhì)上是非線性的參數(shù)振動。如果不考慮制造誤差，直齒圓柱齒輪的激勵主要來自于接觸剛度的變化和傳動中同時嚙合齒對數(shù)的變化。G．L-OsTIGuY和I．CONSTANINEScu…應(yīng)用有限元法 研究了一個單齒的自然頻率、模態(tài)和由模態(tài)分析得到的嚙合過程中的瞬態(tài)響應(yīng)。R．B．BHA等發(fā)現(xiàn)有限元方法在研究輪系的動態(tài)時十分有用，因為關(guān)聯(lián)的因素可以很容易地在質(zhì)量矩陣和剛度矩陣中得到體現(xiàn)。他們使用具有兩個質(zhì)量、兩個彈簧和兩個阻尼器的模型作為研究對象，其中一組代表嚙合的輪齒，另外一組代表齒輪的其他部分的影響。AM ucHE等”提出了一種對理想齒面使用雅可比矩陣作動態(tài)約束的自動算法來計算輪齒的變形。 很明顯，按照傳統(tǒng)的思維，為了在輪齒上的接觸區(qū)域得到精度足夠的解，有限元的數(shù)目必須相當(dāng)多才行，而局部細(xì)化又不適用于接觸區(qū)域在兩個物體表面移動的情形，但有限元可以以相當(dāng)?shù)木扔嬎愠鼍嘟佑|區(qū)域一定距離的點的變形。另一方面，當(dāng)接觸物體遠(yuǎn)大于接觸區(qū)域時，彈性半平面法可以比較準(zhǔn)確地給出接觸區(qū)域內(nèi)兩點的相對位移。因此，可以綜臺使用有限元法和半平面法來計算出直齒圓 1有限元分析 1．1齒輪的有限元模型 齒輪的有限元模型如圖1所示，輪齒的有限元模型如圖2所示。輪齒受力后表面情況較復(fù)雜，因此輪齒表面用八節(jié)點的單元來表示，而在其余地方，情況相對來說比較簡單，用常用的四節(jié)點單元來表示。齒輪主要用來傳遞力矩，就齒輪總體而言，非線性變形主要集中在輪齒上，離輪齒越遠(yuǎn)的地方，也就是說離齒輪中心越近的地方，齒輪的變形和受力情況相對越簡單，因此有限元單元的數(shù)目也就相應(yīng)地減少。 1．2數(shù)學(xué)模型 直齒圓柱齒輪的動力學(xué)模型如圖3所示，可以用以下方程來表示。 在許多有限元分析中，阻尼矩陣。是用質(zhì)量矩陣Ⅲ和剛度矩陣島的線性組合來表示，也就是Ray．1ei曲阻尼模型 式中η和λ是線性系數(shù)。在這里，為了表示方便，可以將主動輪和從動輪的式(1)表示組合起來寫成齒輪對的有限元表示 1．3非線性方程的線性化 應(yīng)用Newmark方法對式(3)離散化，可寫成以下形式 B—一個已知的、非方陣的矩陣，用來將接觸力分配給附近的節(jié)點，矩陣B 決于單元的邊界幾何以及有限元的插值模式 R—動態(tài)項 1．5相對于接觸點的參照點位移 對于相互嚙合輪齒上的一對接觸點，盡管在輪齒的表面是八節(jié)點的單元，但由于輪齒嚙合的復(fù)雜性，不能直接由節(jié)點位移根據(jù)位移模式來計算接觸點的位移。但是位于接觸點正下方，距其一定距離的參照點的位移可以用有限元法相當(dāng)準(zhǔn)確地計算出來。而接觸點和參照點之間的相對位移可由彈性半平面法來計算。下面首先用有限元法計算齒輪上參照點的位移 式中，u和v，分別表示參照點在z軸和y軸的位移。G是已知的，由有限元位移模式和參照點的坐標(biāo)決定的矩陣，用來從有限元節(jié)點位移計算出參照點位移。下標(biāo)r表示是參照點，下標(biāo)x和y表示x坐標(biāo)和y坐標(biāo)。 1．6接觸點和參照點之間的相對位移 一對相互嚙合的齒輪，輪齒在接觸點的外形輪廓應(yīng)為漸開線，但由于接觸區(qū)域相當(dāng)小，因此，可以近似地認(rèn)為接觸區(qū)域的輪廓外形為圓弧，其半徑可由齒輪的漸開線方程得到。 1．7接觸點的位移 齒輪輪齒表面上接觸點的位移是由參照點的位移加上接觸點和參照點之間的相對位移。 如圖4所示，f和f分別表示一對嚙合齒輪的輪齒表面曲線。西表示輪齒上的兩個可能接觸點在未變形之前的初始距離。全局坐標(biāo)系為x，y，位于接觸點的局部坐標(biāo)系為x7，y’。局部坐標(biāo)系的y’軸方向為接觸點的法線方向。d為主動輪和從動輪上接觸點到參照點之間的距離。由式(9)得到的參照點位移為全局坐標(biāo)系x，y下的位移，利用旋轉(zhuǎn)矩陣將其轉(zhuǎn)換成局部坐標(biāo)系z’，y’下的位移。一對共軛齒輪，如果不考慮齒輪的彈性變形，接觸點的軌跡應(yīng)為齒輪的嚙合線。但實際上齒輪承載以后，齒輪的彈性變形使得實際接觸點不再是嚙合線上 的點。對于接觸分析而言，由于輪齒受力后實際接觸點應(yīng)在理論接觸點附近。因此，將輪齒表面上理論接觸點附近的區(qū)域離散化，在齒面的法線方向計算出一系列的可能接觸點， 并計算這些可能接觸點對在受力前的距離，然后將可能接觸點對的距離與動態(tài)項相加，距離最近的可能接觸點對作為實際接觸點。 從該文獻(xiàn)我們了解到使用有限元和接觸力學(xué)研究一對參數(shù)相同的齒輪對的動態(tài)性能。接觸力是通過在接觸齒對的半分析法的有限元公式得到。所使用的方法具有以下顯著特點。 (1)需要作任何假設(shè)，它克服了有限元法在靜態(tài)分析、響應(yīng)計算等應(yīng)用中的一些限制。 (2)由于在接觸點不是靠增加單元數(shù)目來提高精度，因此所使用的有限元數(shù)目大為減少，相應(yīng)地減少了計算時間。 (3)晟后聯(lián)立求解的方程都是線性方程，求解過程耍遠(yuǎn)比直接求解非線性方程簡單，因為目前非線性方程的求解一般都是采用迭代法。 (4)本方法特別適用于離散動態(tài)模型中嚙合建模比較困難的多體多接觸系統(tǒng)。 在三坐標(biāo)測量機(jī)上精確測量漸開線圓柱齒輪的齒形誤差 黃富貴 張認(rèn)成 華僑大學(xué) 針對傳統(tǒng)齒針對傳統(tǒng)齒形誤差測量方法的測量誤差來源多、 測頭與工件裝調(diào)整誤差大等缺點， 提出一種在三坐標(biāo)測量機(jī)上利用掃描法實現(xiàn)漸開線圓柱輪齒形誤差測量的新方法。該測量方法具有測量采集點精度高、 齒形輪廓曲線擬合誤差小、 測量過程與誤差處理過程人工干預(yù)少、 測量精度高等特點。 齒形誤差是反映齒輪工作平穩(wěn)性精度的重要指標(biāo)之一， 齒形誤差的精確測量與評定可以有效地判定第 公差組的性能指標(biāo)， 同時， 通過對齒形誤差測量結(jié)果的分析， 可以找到誤差的產(chǎn)生原因， 為齒輪加工機(jī)床參數(shù)的調(diào)整、 刀具的修磨等提供科學(xué)依據(jù)。因此， 齒輪齒形誤差的精確測量一直以來都是齒輪 測量技術(shù)人員的一個研究熱點。目前， 漸開線圓柱齒輪齒形誤差的測量方法主 要有標(biāo)準(zhǔn)設(shè)計齒形比較法、 標(biāo)準(zhǔn)漸開線軌跡法和坐標(biāo)測量法等三大類。標(biāo)準(zhǔn)設(shè)計齒形比較法是將被測實際齒形與標(biāo)準(zhǔn)設(shè)計齒形曲線進(jìn)行比較而得到齒形誤差的方法。該方法的主要問題在于： 被測齒輪端面與齒輪定位孔的孔心線垂直度誤差、 成像誤差等將直接影響測量結(jié)果的準(zhǔn)確性。因此， 該方法只適于盤類齒輪齒形誤差的測量， 而且測量精度低， 一般只能對/級以下精度的齒輪進(jìn)行測量。標(biāo)準(zhǔn)漸開線軌跡法是將被測齒形與儀器復(fù)現(xiàn)的標(biāo)準(zhǔn)理論漸開線軌跡進(jìn)行比較， 求出齒形誤差， 并通過在直尺—基圓盤式、 圓盤—杠桿式等機(jī)械展成儀或電子展成儀上實現(xiàn)。該方法的主要問題在于： 儀器的基準(zhǔn)誤差被測齒輪的安裝誤差以及基圓盤的直徑尺寸誤差等對測量結(jié)果影響較大。坐標(biāo)測量法是將被測齒形上若干點的實際坐標(biāo)與理論坐標(biāo)進(jìn)行比較的一種測量方法。采用這種方法測量必須解決兩個問題： 實際坐標(biāo)的獲取； 理論坐標(biāo)的計算。該方法的主要問題是計算繁瑣特別是測點要求多、 測點布置有特殊要求時，數(shù)據(jù)處理工作量大。針對目前齒形誤差測量與數(shù)據(jù)處理的缺點，本文提出了一種在三坐標(biāo)測量機(jī)上利用掃描法實現(xiàn)測量點數(shù)據(jù)采集、利用三次樣條函數(shù)實現(xiàn)齒形工作曲線擬合、利用展成法實現(xiàn)齒形誤差評定的漸開線圓柱齒輪齒形誤差測量的新方法。該測量方法測量點數(shù)據(jù)采集與齒形誤差評定簡便，測量效率高，測量精度高。 1，其原理如下 GB10095-88《漸開線圓柱齒輪精度》中齒形誤差的定義為：在端截面上，齒形工作部分內(nèi)（齒頂?shù)估獠糠殖猓┌輰嶋H齒形且距離為最小的兩條設(shè)計齒形間的法向距離。設(shè)計齒形可以是修正的漸開線（包括理論漸開線、凸齒形和修緣齒形等）圖1齒形誤差測量簡圖。根據(jù)漸開線圓柱齒輪齒形展成法的形成原理，理論齒形上各點的展開角增量△Φ與△g應(yīng)的展開長度增量 應(yīng)滿足以下關(guān)系式 式中r為齒輪的基圓半徑，可由被測齒輪參數(shù)求得。若被測齒輪為漸開線圓柱直齒輪rb=m**cosa/2；若被測齒輪為漸開線圓柱斜齒輪，則rb=m*Z*cosat/2，rb單位為mm?！鱣為展開長度增量，△Φ 為角度增量。 2，其測量方法是要實現(xiàn)對被測齒輪齒形誤差的評定，首先應(yīng)得到被測齒輪的實際齒形輪廓曲線。該曲線可以采取如下方法獲得：先對實際齒輪齒形輪廓上有限點的坐標(biāo)數(shù)據(jù)進(jìn)行精確采集，然后采用三次樣條函數(shù)將實際齒形輪廓上有限點擬合成連續(xù)曲線。三次樣條函數(shù)的主要優(yōu)點是其光滑程度較高，保證了插值函數(shù)一階、二階導(dǎo)數(shù)的連續(xù)性。因此，實際齒形曲線用三次樣條函數(shù)擬合在理論上可行，而且符合齒輪的 設(shè)計要求。三次樣條函數(shù)的擬合精度主要決定于采集點的多少與分布形式。實際測量中，采集點應(yīng)主要分布在齒輪正常工作齒面上，靠近齒頂或齒頂修緣部分盡量不采點；過渡漸開線與正常工作齒面交界處以下部分不采點；靠近齒輪分度圓附近采集點應(yīng)分布較密，靠近齒頂和齒根部采集點應(yīng)分布較疏，采集點的數(shù)量也不要太多。測量實踐表明：對于模數(shù)為’22的齒輪，齒面上的采集點數(shù)一般控制在 *%點以下，這樣可以得到較高的擬合精度。 從該文獻(xiàn)我們了解到在Status FX 777型三坐標(biāo)測量機(jī)上利用掃描法實現(xiàn)漸開線圓柱齒輪齒形誤差的測量方法，可克服傳統(tǒng)齒形誤差測量方法的測量誤差來源多、測頭與工件安裝調(diào)整誤差大的缺點。同時，該測量方法除測量數(shù)據(jù)采集、實際齒形輪廓曲線的三次樣條函數(shù)擬合需要人工干預(yù)外，數(shù)據(jù)處理與齒形誤差的評定全部依靠計算機(jī)完成，測量誤差與評定誤差小，測量簡便實用。理論分析與比較測量實驗結(jié)果表明：該測量方法的測量精度高，適合于盤類漸開線圓柱直齒輪和斜齒輪齒形誤差的精確測量。 計算機(jī)輔助漸開線圓柱齒輪精度設(shè)計 李亞非，王 誠 （長沙理工大學(xué) 汽車與機(jī)械工程學(xué)院，湖南 長沙 410114） 介紹了筆者開發(fā)的一種用Visual C++語言編寫的齒輪精度CAD軟件，該軟件操作簡單，采用了新國標(biāo)，能快速正確地確定齒輪的精度等級、 檢驗項目及公差值，并可生成齒輪零件圖，實例證明軟件正確可行。 齒輪精度的高低，直接影響到齒輪傳動的工作性能和使用壽命。因此，各國先后多次制訂和修訂了廣泛應(yīng)用于汽車、飛機(jī)、 機(jī)床、 工程機(jī)械、 農(nóng)業(yè)機(jī)械、 儀器儀表等機(jī)械產(chǎn)品中的圓柱齒輪精度標(biāo)準(zhǔn)。但整個齒輪精度設(shè)計過程十分繁瑣，要查取多張表格，用到的計算公式多而復(fù)雜，設(shè)計工作量大，花費(fèi)時間多，且易出錯。對此，人們想到了計算機(jī)輔助設(shè)計的方法，基于 GB/T10095—1988 《漸開線圓柱齒輪精度》 的 CAD系統(tǒng)，大多采用 VB 語言編程及三個公差組來控制齒輪公差。本文介紹一種采用Visual C++語言自主開發(fā)的基于2008 年新國標(biāo)的設(shè)計軟件，摒棄三個公差檢驗組的分類，根據(jù)齒輪工作環(huán)境選擇推薦的檢驗組，用該軟件可以輕松完成齒輪精度設(shè)計工作。 1 軟件的界面設(shè)計 Visual C++是一種面向?qū)ο蟮某绦蛟O(shè)計語言，提供可視化編程工具應(yīng)用程序向?qū)?AppWizard 和類向?qū)?ClassWizard，用它可以方便的設(shè)計出良好的圖形用戶界面。圖 1 為本軟件的界面（含一個實例的運(yùn)行結(jié)果） 。它用一個界面集成了兩大功能：設(shè)計參數(shù)的輸入，設(shè)計結(jié)果的顯示及輸出。 運(yùn)行時，用戶只需對有關(guān)控件進(jìn)行簡單的操作（如在文本框中輸入已知參數(shù)值，或用鼠標(biāo)點擊按鈕等）就能完成相應(yīng)的任務(wù)。 2 軟件的工作流程設(shè)計 根據(jù)最新的國家標(biāo)準(zhǔn)以及參考文獻(xiàn)第 10 章第 5 節(jié)介紹的圓柱齒輪精度設(shè)計方法和步驟，圓柱齒輪精度設(shè)計的主要內(nèi)容有： （1）齒輪精度等級的確定； （2）單個齒輪精度評定指標(biāo)的確定； （3）齒輪副精度評定指標(biāo)的確定； （4）齒坯精度的確定。 該軟件的工作流程見圖 2。 其流程圖的設(shè)計要點簡介如下： 2.1 輸入已知參數(shù) 在 “輸入已知參數(shù)” 框架內(nèi)，包含有 10 個文本框，2 個下拉列表框，下拉列表框中列出了機(jī)床、 輕型汽車、 重型汽車、 汽輪機(jī)減速器、 一般減速器、 起重機(jī)、 農(nóng)業(yè)機(jī)械等不同用途的齒輪，輸入齒輪的齒數(shù)、 模數(shù)、 轉(zhuǎn)速、 應(yīng)用范圍等已知數(shù)據(jù)。 確定精度等級 2.3 確定單個齒輪檢驗項目 GB/T 10095—1988 將單個齒輪的各項公差分為三個公差計算機(jī)先根據(jù)齒輪應(yīng)用范圍，使用要求，工作條件查表確定精度等級大致范圍，再根據(jù)計算得出的小齒輪圓周速度查表確定其精度等級組，并將同一公差組內(nèi)的各項指標(biāo)分為若干個檢驗組。然后根據(jù)生產(chǎn)批量、 使用要求、 測量設(shè)備條件等選擇一個檢驗組來檢查齒輪的精度。但 2008 年的國家標(biāo)準(zhǔn)沒有給出公差組和檢驗組，并指出：在檢驗中，測量全部輪齒要素的偏差既不經(jīng)濟(jì)也沒必要。該軟件按齒輪工作性能要求推薦了若干個檢驗組，將齒輪使用范圍分為機(jī)床、 輕型汽車、 重型汽車等 12 大項數(shù)十小項。表 1 為機(jī)床齒輪的分類及推薦檢驗項目舉例。檢驗項目還可以根據(jù)生產(chǎn)實際情況作適當(dāng)調(diào)整。當(dāng)有條件檢驗 ' 和 ' 時，可以不必檢驗 和 。測量 簡單、 方便，所以常用。 如果能檢驗 " 和 " ，則不必檢驗 。檢驗項目確定后即可根據(jù)國家標(biāo)準(zhǔn)中給出的計算公式自動求出各偏差允許值。 2.4 確定齒輪副精度 齒輪副的評定指標(biāo)主要有：齒輪副的中心距偏差 ，齒輪副的軸線平行度偏差 和 ，齒輪副的側(cè)隙 等。側(cè)隙通常由齒厚偏差 或公法線平均長度偏差 來控制。測量公法線長度比測量齒厚方便、 精確，因此生產(chǎn)中常用測量公法線長度的方法來控制齒輪副側(cè)隙。 2.5 確定齒坯精度齒坯是指在輪齒加工前供制造齒輪用的工件。齒坯精度包括內(nèi)孔、 頂圓、 端面等定位基準(zhǔn)面和安裝基準(zhǔn)面的尺寸偏差和形位誤差以及表面粗糙度要求。具體數(shù)據(jù)有表可查。 2.6 數(shù)據(jù)打印 為了方便計算數(shù)據(jù)的保存及打印，軟件生成一個 TXT 文本，保存輸入?yún)?shù)、 國標(biāo)規(guī)定的精度項目和側(cè)隙指標(biāo)計算值等 2.7 生成工程圖 利用新的開發(fā)工具 ARX（AutoCAD Runtime eXtension）對AtoCAD進(jìn)行二次開發(fā)，ARX程序本質(zhì)上是 Windows DLL程序，與 AutoCAD共享地址空間，以消息驅(qū)動的方式直接調(diào)用AutoCAD的核心函數(shù),AutoCAD通過調(diào)用入口函數(shù)來調(diào)用 該文獻(xiàn)采用 51 單片機(jī)及其外部擴(kuò)展電路對 209T制動梁端軸焊 接預(yù)熱溫度進(jìn)行檢測和顯示，控制了 209T制動梁端軸的焊接 在設(shè)定的預(yù)熱溫度下進(jìn)行。應(yīng)用表明，該預(yù)熱溫度檢測系統(tǒng)達(dá) 到了改善焊接接頭的塑性、防止冷裂紋和減少焊后殘余應(yīng)力 的目的，提高了 209T制動梁更換端軸的質(zhì)量，保證了客車運(yùn) 行中制動梁端軸工作的可靠性。 計算機(jī)輔助圓柱齒輪精度設(shè)計系統(tǒng)的研究 牛貴峰 姚輝前 邱亞玲 (南石油學(xué)院機(jī)電工程學(xué)院 四川成都610500) 齒輪精度設(shè)計牽涉的因素較多 標(biāo)準(zhǔn)中對漸開線圓柱齒輪精度共規(guī)定了 個指標(biāo) 使得精度設(shè)計繁雜 麻煩 本文介紹用 語言編寫的軟件來完成齒輪精度設(shè)計工作 人機(jī)對話采用交互式窗口 使得設(shè)計方便 迅速經(jīng)實際運(yùn)行表明該系統(tǒng)在齒輪精度設(shè)計上有效準(zhǔn)確 1，齒輪精度設(shè)計概述漸開線圓柱齒輪精度設(shè)計涉及面廣 現(xiàn)簡述如下公差組與精度等級對齒輪傳動一般有四個方面的要求傳動準(zhǔn)確 即傳動比變化盡量小傳動平穩(wěn) 即振動與噪聲盡可能小 避免產(chǎn)生動載荷與撞擊工作點面接觸好 即載荷分布要均勻 避免動載荷大時齒面應(yīng)力集中 引起早期點蝕 折斷而降低使用壽命齒輪副側(cè)隙要合適按上述分析 齒輪精度標(biāo)準(zhǔn)按誤差特性對傳動性能的主要影響劃分為三個公差組 詳見表 關(guān)于齒厚極限偏差和公法線平均長度偏差兩個項目由于它們屬于側(cè)隙配合系統(tǒng) 所以不包括在上述三個公差組內(nèi)齒輪精度設(shè)計就是要確定三個公差組的精度等級 同時還要根據(jù)實際情況確定三個公差組內(nèi)相應(yīng)評定指標(biāo)選擇齒輪精度等級必須根據(jù)其用途 工作條件等要求來確定 如考慮齒輪使用的場合 工作速度 對振動噪聲的要求以及使用壽命等方面的要求 同時還應(yīng)考慮在不同用途不同工作條件時 對齒輪的要求側(cè)重點不同 因此各公差組應(yīng)選用不同的精度等級 精度等級的選擇一般有兩種方法一為計算法 一為類比法 計算法相應(yīng)復(fù)雜 類比法必須有豐富的資料 目前已總結(jié)許多資料可供設(shè)計時參考 本文是在類比法基礎(chǔ)上輔以適當(dāng)?shù)挠嬎銇泶_定齒輪的精度等級齒輪副的側(cè)隙為保證齒輪傳動正常工作 在齒輪非工作點面間應(yīng)有合理的側(cè)隙以貯存潤滑油和補(bǔ)償齒輪在工作時的變形 對于齒輪副的側(cè)隙 精度標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定采用基中心距制 即通過改變齒厚以得到不同的側(cè)隙 為此規(guī)定了種齒厚極限 偏差及代號 側(cè)隙的設(shè)計就是要確定齒厚上下偏差及其代號 齒厚上下偏差的確定可用計算法 類比法和試驗法考慮到類比法資料不全 試驗法成本較高 故本文采用計算法 雖然公式中考慮的因素尚不全面 但也是目前設(shè)計中比較可靠的方法 2 ，基于以上分析 我們給出齒輪精度設(shè)計的流程框圖如如下圖所示由于 Visual Basic語言是一種面向?qū)ο缶幊痰哪K化語言與傳統(tǒng)的面向過程的語言不同 它通過鼠標(biāo)單擊界面上的控件就可以使該控件所代表的事件發(fā)生 即完成相應(yīng)的任務(wù) 所以執(zhí)行程序時 也可以不完全按照框圖所示的順序 如在該軟件中 確 定 好 齒 厚 上下偏差后 又感覺齒輪精度等級確定得不妥 只要再單擊 確定齒輪精度鈕就可重新確定齒輪精度等級。 其特點主要是整個齒輪精度設(shè)計系統(tǒng)始終采取了友好的人機(jī)界面用戶只要按計算機(jī)提示鍵入相應(yīng)的內(nèi)容 程序就會自動運(yùn)行并輸出結(jié)果 實踐證明 本算法能夠快速成功地解決漸開線圓柱齒輪的精度設(shè)計問題 程序采用Visual Basic編程語言可方便與其它高級語言兼容 在機(jī)械設(shè)計中具有一定的實用性. 看了這么多的文獻(xiàn)論文，對自己所要做的設(shè)計也有了一些初步的理解，相信自己在老師和學(xué)長的幫助下，會順利的完成這次課程設(shè)計！ 寧XX大學(xué) 課程設(shè)計(論文) 車床主傳動系統(tǒng)設(shè)計 所在學(xué)院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學(xué) 號 指導(dǎo)老師 年 月 日 V 摘 要 本設(shè)計著重研究機(jī)床主傳動系統(tǒng)的設(shè)計步驟和設(shè)計方法，根據(jù)已確定的運(yùn)動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標(biāo)，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設(shè)計效率。在機(jī)床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡化結(jié)構(gòu)，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設(shè)計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設(shè)計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。 關(guān)鍵詞:傳動系統(tǒng)設(shè)計,傳動副，結(jié)構(gòu)網(wǎng)，結(jié)構(gòu)式， 目 錄 摘 要 II 目 錄 IV 第1章 緒論 1 1.1 課程設(shè)計的目的 1 1.2課程設(shè)計的內(nèi)容 1 1.2.1 理論分析與設(shè)計計算 1 1.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計 1 1.2.3編制技術(shù)文件 1 1.3 課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 1 第2章 車床參數(shù)的擬定 3 2.1車床主參數(shù)和基本參數(shù) 3 2.2車床的變速范圍R和級數(shù)Z 3 2.3確定級數(shù)主要其他參數(shù) 3 2.3.1 擬定主軸的各級轉(zhuǎn)速 3 2.3.2 主電機(jī)功率——動力參數(shù)的確定 3 2.3.3確定結(jié)構(gòu)式 3 2.3.4繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 5 2.4 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 6 第3章 傳動件的計算 9 3.1 帶傳動設(shè)計 9 3.1.1計算設(shè)計功率Pd 9 3.1.2選擇帶型 10 3.1.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗證帶速 10 3.1.4確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長度并驗算小輪包角 11 3.1.5確定帶的根數(shù)z 12 3.1.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 12 3.1.7確定帶的張緊裝置 12 3.1.8計算壓軸力 12 3.2 計算轉(zhuǎn)速的計算 14 3.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 15 3.4 傳動軸最小軸徑的初定 18 第4章 主要零部件的選擇 19 4.1 軸承的選擇 19 4.2 鍵的規(guī)格 19 4.3 主軸彎曲剛度校核 19 4.4 軸承校核 20 4.5 潤滑與密封 20 第5章 摩擦離合器(多片式)的計算 21 5.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計 22 5.1.1 展開圖設(shè)計 22 5.1.2 截面圖及軸的空間布置 23 5.2主軸設(shè)計計算及校核 27 5.3 片式摩擦離合器的選擇和計算 30 5.4軸承的選用及校核 31 5.5鍵的選用及校核 32 5.6軸承端蓋設(shè)計 33 第6章 箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計 34 第7章 潤滑與密封 35 總結(jié) 36 參考文獻(xiàn) 37 第1章 緒論 1.1 課程設(shè)計的目的 課程設(shè)計是在學(xué)完本課程后，進(jìn)行一次學(xué)習(xí)設(shè)計的綜合性練習(xí)。通過課程設(shè)計，使學(xué)生能夠運(yùn)用所學(xué)過的基礎(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課和專業(yè)課的有關(guān)理論知識，及生產(chǎn)實習(xí)等實踐技能，達(dá)到鞏固、加深和拓展所學(xué)知識的目的。通過課程設(shè)計，分析比較機(jī)械系統(tǒng)中的某些典型機(jī)構(gòu)，進(jìn)行選擇和改進(jìn)；結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計，進(jìn)行設(shè)計計算并編寫技術(shù)文件；完成系統(tǒng)主傳動設(shè)計，達(dá)到學(xué)習(xí)設(shè)計步驟和方法的目的。通過設(shè)計，掌握查閱相關(guān)工程設(shè)計手冊、設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)和資料的方法，達(dá)到積累設(shè)計知識和設(shè)計技巧，提高學(xué)生設(shè)計能力的目的。通過設(shè)計，使學(xué)生獲得機(jī)械系統(tǒng)基本設(shè)計技能的訓(xùn)練，提高分析和解決工程技術(shù)問題的能力，并為進(jìn)行機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計創(chuàng)造一定的條件。 1.2課程設(shè)計的內(nèi)容 《機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計》課程設(shè)計內(nèi)容由理論分析與設(shè)計計算、圖樣技術(shù)設(shè)計和技術(shù)文件編制三部分組成。 1.2.1 理論分析與設(shè)計計算 （1）機(jī)械系統(tǒng)的方案設(shè)計。設(shè)計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。 （2）根據(jù)總體設(shè)計參數(shù)，進(jìn)行傳動系統(tǒng)運(yùn)動設(shè)計和計算。 （3）根據(jù)設(shè)計方案和零部件選擇情況，進(jìn)行有關(guān)動力計算和校核。 1.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計 （1）選擇系統(tǒng)中的主要機(jī)件。 （2）工程技術(shù)圖樣的設(shè)計與繪制。 1.2.3編制技術(shù)文件 （1）對于課程設(shè)計內(nèi)容進(jìn)行自我經(jīng)濟(jì)技術(shù)評價。 （2）編制設(shè)計計算說明書。 1.3 課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下： 37 第2章 車床參數(shù)的擬定 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： 2.2車床的變速范圍R和級數(shù)Z 由公式R=，其中 =1.26，可以計算z=12 2.3確定級數(shù)主要其他參數(shù) 2.3.1 擬定主軸的各級轉(zhuǎn)速 依據(jù)題目要求選級數(shù)Z=12， =1.26=1.064考慮到設(shè)計的結(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： 63,80,100,125,160,200,250,315，400，500，630 2.3.2 主電機(jī)功率——動力參數(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)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. 2.3.3確定結(jié)構(gòu)式 1. 擬定傳動方案： 擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱等整個傳動系統(tǒng)的確定。傳動型式則指傳動和變速的元件、機(jī)構(gòu)以及其組成、安排不同特點的傳動型式、變速類型。傳動方案和型式與結(jié)構(gòu)的復(fù)雜程度密切相關(guān)，和工作性能也有關(guān)系。因此，確定傳動方案和型式，要從結(jié)構(gòu)、工藝、性能及經(jīng)濟(jì)性等多方面統(tǒng)一考慮。 2. 確定結(jié)構(gòu)式： 由Z=12可得： 主變速傳動系從電動機(jī)到主軸，通常為降速傳動，接近電動機(jī)的傳動轉(zhuǎn)速較高， 傳動的轉(zhuǎn)矩較小，尺寸小一些，反之，靠近主軸的傳動件轉(zhuǎn)速較低，傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，尺寸就較大。因此在擬定主變速傳動系時，應(yīng)盡可能將傳動副較多的變速組安排在前面，傳動副數(shù)少的變速組放在后面，使主變速傳動系中更多的傳動件在高速范圍內(nèi)工作，尺寸小一些，以節(jié)省變速箱的造價，減小變速箱的外形尺寸；也就是滿足傳動副前多后少的原則，因此確定傳動方案為：12=3×2×2； 由12=3×2×2傳動式可得6種結(jié)構(gòu)式和對應(yīng)的結(jié)構(gòu)網(wǎng)。分別為： 依據(jù)傳動順序與擴(kuò)大順序相一致的原則選擇方案為 ：； 3. 設(shè)計結(jié)構(gòu)網(wǎng)： 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，為防止被動齒輪的直徑過大而使進(jìn)徑向尺寸過大，常限制最小傳動比，1/4，升速傳動時，為防止產(chǎn)生過大的振動和噪音，常限制最大傳動比，斜齒輪比較平穩(wěn)，可取，故變速組的最大變速范圍為/≤8～10。檢查變速組的變速范圍是否超過極限值時，只需檢查最后一個擴(kuò)大組。因為其他變速組的變速范圍都比最后擴(kuò)大組的小，只要最后擴(kuò)大組的變速范圍不超過極限值，其他變速組就不會超過極限值。 依據(jù)中間軸變速范圍小的原則設(shè)計設(shè)計結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下所示： 系統(tǒng)結(jié)構(gòu)網(wǎng)圖 檢查傳動組的變速范圍時，只檢查最后一個擴(kuò)大組： 其中，， ； 最后一個擴(kuò)大組轉(zhuǎn)速符合要求，則其他變速組的變速范圍肯定也符合要求。 2.3.4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： （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) 圖2-3 主傳動系統(tǒng)圖 2.4 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) (1)Sz100-120,中型機(jī)床Sz=70-100 (2)直齒圓柱齒輪Zmin18-20 （1） （7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設(shè)計要求Zmin≥18~20,齒數(shù)和Sz≤100～120，由表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2-2。 （2） 確定各變速組內(nèi)齒輪齒數(shù) 由以上確定的各個傳動比，根據(jù)參考文獻(xiàn)[1]表5-2，有： a變速組 ， ， 時，=…，58，60，62，64，66，68，70，72，74，76，… 時，=…，56，59，61，63，65，66，68，70，72，74，… 時，=…57，59，60，62，65，67，70，72，73，75，… 可知，=70和72是共同適用的，可取=72。再由參考文獻(xiàn)[1]表5-2查出各對齒輪副中小齒輪的齒數(shù)為：36、32和28。則： ；； b變速組 ， ， 時，=…，70，72，74，75，77，79，81，82，83，84，… 時，=…，70，72，73，75，77，78，80，82，83，85，… 時，=…，66，67，70，71，75，79，80，83，84，87，… 可取=83，查出齒輪齒數(shù)為：37、32、和20。 ； c變速組 ， 可取=99，則： ； 第3章 傳動件的計算 3.1 帶傳動設(shè)計 輸出功率P=4kW,轉(zhuǎn)速n1=1440r/min,n2=1000r/min 3.1.1計算設(shè)計功率Pd 表4 工作情況系數(shù) 工作機(jī) 原動機(jī) ⅰ類 ⅱ類 一天工作時間/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），查《機(jī)械設(shè)計》P296表4， 取KA＝1.1。即 3.1.2選擇帶型 普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設(shè)計功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按《機(jī)械設(shè)計》P297圖13－11選取。 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。 3.1.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗證帶速 由《機(jī)械設(shè)計》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3 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》P295表13-4查“V帶輪的基準(zhǔn)直徑”，得=140mm ① 誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率） 誤差 符合要求 ② 帶速 滿足5m/s300mm，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。 3.1.7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。 3.1.8計算壓軸力 由《機(jī)械設(shè)計》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝117.83N，上面已得到=172.63o，z=4，則 對帶輪的主要要求是質(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 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 項目 ? 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 ± 0.4 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 - - 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） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d時)，如圖7 -6a。  （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖7-6b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖7 -6c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖7-6d。 （a） （b） （c） （d） 圖7-6 帶輪結(jié)構(gòu)類型 根據(jù)設(shè)計結(jié)果，可以得出結(jié)論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b） . 3.2 計算轉(zhuǎn)速的計算 （1）主軸的計算轉(zhuǎn)速nj，由公式n=n得，主軸的計算轉(zhuǎn)速nj=100r/min， 取100r/min。 (2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 軸3=315 r/min， 軸2=500 r/min，軸1=1000r/min。 （2）確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。 表3-1 各軸計算轉(zhuǎn)速 軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸 計算轉(zhuǎn)速 r/min 1000 500 315 （3） 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。3-2。 表3-2 齒輪副計算轉(zhuǎn)速 序號 Z Z Z Z Z n 1000 500 500 315 100 3.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 （1）模數(shù)計算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負(fù)荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強(qiáng)度公式進(jìn)行計算，即mj=16338可得各組的模數(shù)，如表3-3所示。 表3-3 模數(shù) 組號 基本組 第一擴(kuò)大組 第二擴(kuò)大組 模數(shù) mm 4 4 5 （2）基本組齒輪計算。 基本組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2` Z3 Z3` 齒數(shù) 32 40 28 56 24 48 分度圓直徑 128 160 112 224 96 192 齒頂圓直徑 136 168 120 232 104 200 齒根圓直徑 118 150 102 214 86 182 齒寬 24 24 24 24 24 24 按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。計算如下： ① 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算： 接觸應(yīng)力驗算公式為 彎曲應(yīng)力驗算公式為： 式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動機(jī)功率; -----計算轉(zhuǎn)速（r/min）. ; m-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=4（mm）; B----齒寬（mm） z----小齒輪齒數(shù) 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） ----基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取=，彎曲載荷取= 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； ---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）擴(kuò)大組齒輪計算。 第一擴(kuò)大組 齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z4 Z4` Z5 Z5` 齒數(shù) 32 51 20 63 分度圓直徑 128 204 80 252 齒頂圓直徑 136 212 88 260 齒根圓直徑 118 194 70 242 齒寬 24 24 24 24 第二擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z6 Z6` Z7 Z7` 齒數(shù) 55 44 24 75 分度圓直徑 275 220 120 375 齒頂圓直徑 285 230 130 385 齒根圓直徑 262.5 207.5 107.5 362.5 齒寬 24 24 24 24 按擴(kuò)大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。 同理根據(jù)基本組的計算， 查文獻(xiàn)【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1， =1，=1，m=3.5，=355； 可求得： =619 Mpa =135Mpa 3.4 傳動軸最小軸徑的初定 由【5】式6，傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計算： 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） ----該軸的計算轉(zhuǎn)速 ---該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角，==。 各軸最小軸徑如表3-3。 表3-3 最小軸徑 軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 最小軸徑mm 35 40 第4章 主要零部件的選擇 4.1 軸承的選擇 I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝深溝球軸承6012 II軸：對稱布置深溝球軸承6009 III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C 中間布置角接觸球軸承代號7012C 4.2 鍵的規(guī)格 I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格： BXL=10X56 II軸選擇花鍵規(guī)格： N d =8X36X40X7 III軸選擇鍵規(guī)格： BXL=14X90 4.3 主軸彎曲剛度校核 （1）主軸剛度符合要求的條件如下： a主軸的前端部撓度 b主軸在前軸承處的傾角 c在安裝齒輪處的傾角 (2)計算如下： 前支撐為雙列圓柱滾子軸承，后支撐為角接觸軸承架立放圓柱滾子軸承跨距L=450mm. 當(dāng)量外徑 de== 主軸剛度： 因為di/de=25/285=0.088<0.7,所以孔對剛度的影響可忽略； ks==2kN/mm 剛度要求：主軸的剛度可根據(jù)機(jī)床的穩(wěn)定性和精度要求來評定 4.4 軸承校核 4.5 潤滑與密封 主軸轉(zhuǎn)速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨的油管將油引到軸承處。 主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種： 1）密封圈——加密封裝置防止油外流。。 2）疏導(dǎo)——在適當(dāng)?shù)牡胤阶龀龌赜吐?，使油能順利地流回到油箱? 第5章 摩擦離合器(多片式)的計算 設(shè)計多片式摩擦離合器時，首先根據(jù)機(jī)床結(jié)構(gòu)確定離合器的尺寸，如為軸裝式時，外摩擦片的內(nèi)徑d應(yīng)比花鍵軸大2～6mm，內(nèi)摩擦片的外徑D的確定，直接影響離合器的徑向和軸向尺寸，甚至影響主軸箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)布局，故應(yīng)合理選擇。 摩擦片對數(shù)可按下式計算 Z≥2MnK/fb[p] 式中 Mn——摩擦離合器所傳遞的扭矩（N·mm）； Mn＝955×η/＝955××3×0.98/800＝1.28×（N·mm）; Nd——電動機(jī)的額定功率（kW）； ——安裝離合器的傳動軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min）； η——從電動機(jī)到離合器軸的傳動效率； K——安全系數(shù)，一般取1.3～1.5； f——摩擦片間的摩擦系數(shù)，由于磨擦片為淬火鋼，查《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》表2-15，取f=0.08； ——摩擦片的平均直徑（mm）; =（D+d）/2＝67mm; b——內(nèi)外摩擦片的接觸寬度（mm）； b=（D-d）/2=23mm； ——摩擦片的許用壓強(qiáng)（N/）； ＝＝1.1×1.00×1.00×0.76＝0.836 ——基本許用壓強(qiáng)（MPa），查《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》表2-15，取1.1； ——速度修正系數(shù) ＝n/6×=2.5（m/s） 根據(jù)平均圓周速度查《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》表2-16，取1.00； ——接合次數(shù)修正系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》表2-17，取1.00； ——摩擦結(jié)合面數(shù)修正系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》表2-18，取0.76。 所以 Z≥2MnK/fb[p]＝2×1.28××1.4/（3.14×0.08××23×0.836＝11 臥式車床反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗確定，一般取 ＝0.4＝0.4×11＝4.4 最后確定摩擦離合器的軸向壓緊力Q，可按下式計算： Q=b(N)＝1.1×3.14××23×1.00＝3.57× 式中各符號意義同前述。 摩擦片的厚度一般取1、1.5、1.75、2（mm），內(nèi)外層分離時的最大間隙為0.2～0.4（mm）,摩擦片的材料應(yīng)具有較高的耐磨性、摩擦系數(shù)大、耐高溫、抗膠合性好等特點，常用10或15鋼，表面滲碳0.3～0.5（mm）,淬火硬度達(dá)HRC52～62。 圖3-5 多片摩擦離合器 5.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計 5.1.1 展開圖設(shè)計 5.1.1.1 齒輪布置 主傳動系統(tǒng)采用集中傳動方式，將全部傳動和變速機(jī)構(gòu)集中在同一個主軸箱內(nèi)，結(jié)構(gòu)緊湊，便于實現(xiàn)集中操縱，安裝調(diào)整方便。電機(jī)軸與電動機(jī)采用彈性柱銷聯(lián)軸器連接，可一定程度降低定心精度要求，隔離點擊震動。 5.1.1.2 主軸組件設(shè)計 圓錐滾子軸承能同時承受徑向和軸向載荷，成對使用具有軸承數(shù)量少、支撐結(jié)構(gòu)簡單、軸承間隙調(diào)整方便的特點。主軸采用單列圓錐滾子軸承的前中支承為主端深溝球軸承的尾端支承為輔的三支撐結(jié)構(gòu)。用中支撐左側(cè)的螺母同時調(diào)整前中兩個軸承的間隙。 5.1.2 截面圖及軸的空間布置 由于滑移齒輪軸心離箱體壁距離較大，且滑移行程較長，故采用撥叉沿導(dǎo)向桿滑動來操縱滑移齒輪。擺動撥叉通過滑塊與滑動撥叉尾端的槽接觸，滑塊做圓弧運(yùn)動轉(zhuǎn)化為撥叉的滑動，實現(xiàn)滑移。使用鋼球彈簧作為定位的手柄座可以使操作桿撥動到指定位置即停下并鎖緊，方便工人操作。 （4）各軸的功率： 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算如下： （5）計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 由機(jī)械原理可知轉(zhuǎn)矩計算公式為： 以上計算數(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 （6）傳動軸的直徑估算： 當(dāng)軸上有鍵槽時，d值應(yīng)相應(yīng)增大4～5%;當(dāng)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《機(jī)械設(shè)計手冊》表7-12。軸有鍵槽，軸和軸因為要安裝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)計計算: （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)計計算: （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，軸加大5%： 所以取最小d=30mm c. Ⅲ軸的設(shè)計計算: （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)計及校核計算： （1）確定軸各段直徑和長度： 段：安裝圓錐滾子軸承， 段：安裝兩個個雙聯(lián)齒輪塊，同時利用軸肩定位軸承，由軸肩計算公式 所以??； 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： 由以上計算可知危險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： 校核危險截面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，傳動軸設(shè)計均符合要求。 轉(zhuǎn)矩圖 5.2主軸設(shè)計計算及校核 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。 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車床，P=4KW查《機(jī)械制造裝備設(shè)計》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，為了不過多的削主軸剛度，一般應(yīng)保證d/D <0.7。 ??；經(jīng)計算選取內(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)計時，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： 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)度驗算。對于高速主軸，還要進(jìn)行臨界轉(zhuǎn)速的驗算，以免發(fā)生共振。 一彎曲變形為主的機(jī)床主軸(如車床、銑床)，需要進(jìn)行彎曲剛度驗算，以扭轉(zhuǎn)變形為主的機(jī)床（如鉆床），需要進(jìn)行扭轉(zhuǎn)剛度驗算。當(dāng)前主軸組件剛度驗算方法較多，沒能統(tǒng)一，還屬近似計算，剛度的允許值也未做規(guī)定?？紤]動態(tài)因素的計算方法，如根據(jù)部產(chǎn)生切削顫動條件來確定主軸組件剛度，計算較為復(fù)雜。現(xiàn)在仍多用靜態(tài)計算法，計算簡單，也較適用。 主軸彎曲剛度的驗算；驗算內(nèi)容有兩項：其一，驗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)床需要驗算、y值；對于精加工或半精加工機(jī)床值需驗算y值；對于可進(jìn)行粗加工由能進(jìn)行半精的機(jī)床（如臥式車床），需要驗算值，同時還需要按不同加工條件驗算y值。 支撐主軸組件的剛度驗算，可按兩支撐結(jié)構(gòu)近似計算。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（因軸承間隙較大，主要起阻尼作用，對剛度影響較?。蝗羟爸兄挝痪o支撐、后支撐為松支撐時，可將前中支距當(dāng)做兩支撐的之距計算，中后支撐段主軸不計。 機(jī)床粗加工時，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，故可不必計算。 主軸在某一平面內(nèi)的受力情況如圖： 在近似計算中可不計軸承變形的影響，則該平面內(nèi)主軸前支撐處的轉(zhuǎn)角用下式計算； 切削力的作用點到主軸前支承支承的距離S=a+W，對于普通車床，W=0.4H，（H是車床中心高，設(shè)H=200mm)。 則： 當(dāng)量切削力的計算： 主軸慣性矩 式中： ∴ 因為；所以可知主軸前支撐轉(zhuǎn)角滿足要求。 5.3 片式摩擦離合器的選擇和計算 片式摩擦離合器目前在機(jī)床中應(yīng)用廣泛，因為它可以在運(yùn)轉(zhuǎn)中接通或脫開，具有結(jié)合平穩(wěn)、沒有沖擊、結(jié)構(gòu)緊湊的特點，部分零件已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，多用于機(jī)床主傳動。 【1】 摩擦片的徑向尺寸 摩擦片的外徑尺寸受到輪廓空間的限制，且受制于軸徑d，而摩擦片的內(nèi)外徑又決定著內(nèi)外摩擦片的環(huán)形接觸面積的大小，直接影響離合器的結(jié)構(gòu)和性能。 一般外摩擦片的外徑可取： d為軸的直徑，取d=25，所以 25+5=30mm 特性系數(shù)是外片內(nèi)徑與內(nèi)片外徑D2之比 取=0.69，則內(nèi)摩擦片外徑 【2】 按扭矩選擇摩擦片結(jié)合面的數(shù)目 一般應(yīng)使選用和設(shè)計的離合器的額定靜扭矩和額定動扭矩滿足工作要求，由于普通機(jī)床是在空載下啟動反向的，故只需按離合器結(jié)合后的靜負(fù)載扭矩來計算。根據(jù)《機(jī)械制造裝備設(shè)計課程設(shè)計》有公式。即： 式中 ——速度修正系數(shù)，由表10.7。 ——每小時結(jié)合數(shù)修正系數(shù)，干式取 1 ；濕式按表10.8選取。 ——摩擦面對數(shù)修正系數(shù)。 取Z=7 故摩擦片總數(shù)為Z+1=8片，內(nèi)摩擦片為9片。 用同樣的方法可以算出反轉(zhuǎn)摩擦片數(shù)：外摩擦片4片，內(nèi)摩擦片5片。 【3】離合器的軸向拉緊力 由得： 查《機(jī)床零件手冊》，摩擦片的型號如下： 內(nèi)片：Dp=72.85，查表?。篋=44mm，d=26mm b=3mm,B=9.7mm H=23.5mm,=0.5mm 外片：Dp=72.85，查表?。篋=86mm，d=30mm b=2mm,B=20mm H=48mm,H1=42mm =0.5mm 內(nèi)外片的最小間隙為：0.2～0.4 5.4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 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，T=48000h。 依據(jù)《機(jī)械設(shè)計》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。 5.5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》表7-9得。由《機(jī)械設(shè)計》式（7-14）和式（7-15）得 由上式計算可知擠壓強(qiáng)度滿足。 由上式計算可知抗剪切強(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》表7-9得。由《機(jī)械設(shè)計》式（7-14）和式（7-15）得 由上式計算可知擠壓強(qiáng)度滿足。 由上式計算可知抗剪切強(qiáng)度滿足。 5.6軸承端蓋設(shè)計 參照《機(jī)械設(shè)計及機(jī)械制造基礎(chǔ)課程設(shè)計》減速器端蓋設(shè)計方案來設(shè)計主軸箱端蓋，材料采用HT150，依據(jù)軸承外徑確定各端蓋的結(jié)構(gòu)尺寸，如圖所示： (依據(jù)該參數(shù)設(shè)計各軸承端蓋，詳見裝配圖紙圖案) 第6章 箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1 、箱體材料 箱體多采用鑄造方法獲得，也有用鋼板焊接而成。鑄造箱體常用材料為HT15-33,強(qiáng)度要求較高的箱體用HT20-40，只有熱變形要求小的情況下才采用合金鑄鐵，采用HT20-40。與床身做成一體的箱體材料應(yīng)根據(jù)床身或?qū)к壍囊蠖āＯ潴w要進(jìn)行時效處理。 2 、箱體結(jié)構(gòu) 1、箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計要點 根據(jù)齒輪傳動的中心距、齒頂圓直徑、齒寬 等幾何尺寸，確定減速器的箱體的內(nèi)部大小。由中心距確定箱體的長度，由齒頂圓直徑確定箱體的高度。由齒寬來確定箱體的寬度。 依據(jù)鑄造（或焊接）箱體的結(jié)構(gòu)尺寸、工藝要求，確定箱體的結(jié)構(gòu)尺寸，繪制箱體。如箱蓋，箱座及螺栓的尺寸。 根據(jù)齒輪的轉(zhuǎn)速確定軸承潤滑的方法與裝置，選擇軸承端蓋的類型。 附件設(shè)計與選擇。同時，可以進(jìn)行軸系的結(jié)構(gòu)設(shè)計，選擇軸承。 箱體的尺寸 名稱 符號 尺寸關(guān)系 箱座壁厚 15 主軸左側(cè)凸緣厚 73 箱座凸緣厚 32 主軸右側(cè)凸緣厚 37 外箱壁至軸承端面距離 齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 18 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 10 2、鑄造工藝性要求 為了便于鑄造以及防止鑄件冷卻時產(chǎn)生縮孔或裂紋，箱體的結(jié)構(gòu)應(yīng)有良好的鑄造工藝性。 3、加工工藝性對結(jié)構(gòu)的要求 由于生產(chǎn)批量和加工方法不同，對零件結(jié)構(gòu)有不同要求，因此設(shè)計時要充分注意加工工藝對結(jié)構(gòu)的要求。 4、裝配工藝對結(jié)構(gòu)的要求 為了更快更省力地裝配機(jī)器，必須充分注意裝配工藝對接否設(shè)計的要求。 第7章 潤滑與密封 1、潤滑設(shè)計 普通機(jī)床主軸變速箱多用潤滑油，其中半精加工、精加工和沒有油式摩擦離合器的機(jī)床，采用油泵進(jìn)行強(qiáng)制的箱內(nèi)循環(huán)或箱外循環(huán)潤滑效果好。粗加工機(jī)床多采用結(jié)構(gòu)簡單的飛濺潤滑點。 飛濺潤滑 要求賤油件的圓周速度為0.6～8米/秒，賤油件浸油深為10～20毫米（不大于2～3倍輪齒高）。速度過低或浸油深度過淺，都達(dá)不到潤滑目的，速度過高或浸油深度過深，攪油功率損失過大產(chǎn)生熱變形大，且油液容易氣化，影響機(jī)床的正常工作。油的深度要足夠，以免油池底部雜質(zhì)被攪上來。 進(jìn)油量的大小和方向 回油要保證暢通，進(jìn)油方向要注意角接觸軸承的泵油效應(yīng)，即油必須從小端進(jìn)大端出。 箱體上的回油孔的直徑應(yīng)盡可能的大些，一般應(yīng)大于進(jìn)油孔的直徑。箱體上放置油標(biāo)，一邊及時檢查潤滑系統(tǒng)工作情況。 放油孔 應(yīng)在箱體適當(dāng)位置上設(shè)置放油孔，放油孔應(yīng)低于油池底面，以便放凈油，為了便于接油最好在放油孔處接長管。 防止或減少機(jī)床漏油 箱體上外漏的最低位置的孔應(yīng)高出油面。 軸與法蘭蓋的間隙要適當(dāng)，通常直徑方向間隙1～1.5毫米。 主軸上常采用環(huán)形槽和間隙密封，效果要好，槽形的方向不能搞錯。 箱蓋處防漏油溝應(yīng)設(shè)計成溝邊向箱體油溝內(nèi)側(cè)偏一定距離，大約為3～5毫米。 2、潤滑油的選擇 潤滑油的選擇與軸承的類型、尺寸、運(yùn)轉(zhuǎn)條件有關(guān)，速度高選粘度低的，反之選粘度高的。潤滑油粘度通常根據(jù)主軸前頸和主軸最高轉(zhuǎn)速選擇。 總結(jié) 金屬切削機(jī)床主軸箱的課程設(shè)計任務(wù)完成了，雖然設(shè)計的過程比較繁瑣，而且剛開始還有些不知所措，但是在同學(xué)們的共同努力下，再加上老師的悉心指導(dǎo)，我終于順利地完成了這次設(shè)計任務(wù)。本次設(shè)計鞏固和深化了課堂理論教學(xué)的內(nèi)容，鍛煉和培養(yǎng)了我綜合運(yùn)用所學(xué)過的知識和理論的能力，是我獨立分析、解決問題的能力得到了強(qiáng)化。通過本次設(shè)計我學(xué)到了很多東西，不但包括一些設(shè)計的方法，更重要的是，我學(xué)會了如何獨立思考，解決問題。在設(shè)計中，會不斷地遇到問題，這是就要我們?nèi)ハ朕k法解決，讓我們?nèi)ゲ橘Y料，查手冊。在這次畢業(yè)設(shè)計中，我學(xué)會的一個解決問題的重要方法就是查設(shè)計手冊。 設(shè)計是一個系統(tǒng)的過程，通過這個過程，我們學(xué)會了分析問題、解決問題的一些基本的方法，讓我們系統(tǒng)回顧了大學(xué)四年學(xué)過的知識，也為我們將來的工作打下了基礎(chǔ)。 參考文獻(xiàn) [1]機(jī)械制造裝備設(shè)計 趙雪松主編 華中科技大學(xué)出版社 [2]機(jī)械設(shè)計 濮良貴主編 高等教育出版社 [3]機(jī)械設(shè)計機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計 王昆主編 高等教育出版社 [4]機(jī)械制造裝備設(shè)計課程設(shè)計 陳立德編 高等教育出版社 [5]機(jī)械原理第七版 孫恒主編 高等教育出版社 [6]機(jī)械設(shè)計手冊第五版-軸及其連接 機(jī)械工業(yè)出版社 [7]機(jī)械設(shè)計手冊第五版-機(jī)械傳動 機(jī)械工業(yè)出版社 [8]機(jī)械設(shè)計手冊第五版-軸承 機(jī)械工業(yè)出版社 [9]畫法幾何及機(jī)械制圖第六版 朱冬梅主編 高等教育出版社