課 程 設 計 （ 說 明 書 ）題 目 臥式銑床主傳動系統(tǒng)設計專 業(yè) 學生姓名 班 級 學 號 指導教師 二〇 年 月 日2摘要 本設計從下達任務起，經過現場調查和查閱文獻資料入手，歷經三周的時間完成。在設計中，首先根據課程設計所要求的技術參數確定機床設計中所需要的參數，即原動機的功率、機床主軸箱的轉速數列公比；然后確定機床主軸箱的主傳動系統(tǒng)結構，擬訂機床的結構網和轉速圖；查資料，根據轉速圖確定機床內的各個主要零件的計算轉速，根據計算轉速確定各級傳動的傳動比，根據傳動比來確定各級傳動的齒輪配合的齒輪齒數。根據機床主軸箱的傳動鏈來計算各級轉速的實際值與理論值之間的誤差。在設計中主要是要計算主軸箱里各個零件的選用是否滿足要求以及原動機與主軸箱間的動力傳遞裝置的計算。主軸箱的計算包括摩擦離合器的校核、齒輪的校核、軸的校核、軸承的校核、鍵的校核、主軸的校核計算等。原動機與主軸箱的動力傳遞采用的是帶傳動裝置。最后根據資料和參考同類機床來設計該銑床的主傳動系統(tǒng)，并繪制其裝配圖。關鍵詞：主軸箱；結構網；轉速圖；齒輪3目 錄目 錄.3第 1 章 設計的目的.5第 2 章 銑床參數設計.62.1 銑床主參數和基本參數 .62.2 確定傳動公比 6?2.3 擬定參數的步驟和方法 .62.3.1 極限切削速度 Vmax、Vmin .62.3.2 主軸的極限轉速 .7第 3 章 運動設計.83.1 主電機功率—— 動力參數的確定 83.2 確定結構式 .83.3 確定結構網 93.4 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 93.5 確定各變速組此論傳動副齒數 103.6 核算主軸轉速誤差 12第 4 章 動力計算.144.1 帶傳動設計 144.2 計算轉速的計算 174.3 齒輪模數計算及驗算 184.4 傳動軸最小軸徑的初定 234.5 I 軸的設計及強度校核 244.6 Ⅱ軸的設計及強度校核 .264.7 Ⅲ軸的設計及強度校核 .294.8 主軸的設計 324.9 零件驗算 344.9.1 主軸剛度 .344.9.2 軸承校核 .3944.9.3 鍵的選用及校核 .404.10 軸承端蓋設計 414.11 箱體的結構設計 414.12 潤滑與密封 42第 5 章 主軸箱結構設計及說明.435.1 結構設計的內容、技術要求和方案 435.2 展開圖及其布置 43參考文獻.44致 謝.455第 1 章 設計的目的機床設計是學生在學完基礎課、技術基礎課及有關專業(yè)課的基礎上，結合機床主傳動設計進行的綜合訓練，其目的：1、掌握機床主傳動部件設計過程和方法，包括參數擬定、傳動設計、零件計算、結構設計等，培養(yǎng)結構分析和設計的能力。 3、使學生在擬定傳動和變速的結構方案過程中，得到設計構思，方案分析，結構工藝性，機械制圖，零件計算，編寫技術文件和查閱技術資料等方面的綜合訓練，樹立正確的設計思想，掌握基本的設計方法，并培養(yǎng)學生具有初步的結構分析，結構設計和計算能力。 2、綜合應用過去所學的理論知識，提高聯系實際和綜合分析的能力。6第 2 章 銑床參數設計2.1 銑床主參數和基本參數銑床的主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數如下：額定功率 7.5kw 的三相異步電動機 臥式銑床主傳動箱設計，公比 1.41，12 級，電機額定轉速 1440，最低轉速 31.5，最高轉速 1400。正轉最低轉速nmin( )mir正轉最高轉速nmin( )ir電機功率N（kw）公比 ?31.5 1400 7.5 1.412.2 確定傳動公比 ?R= =minax140.3.5?由公式 R= ，其中 =1.41，R=44.44，可以計算 z=121Z?根據【1】 表 3-5 標準公比 。這里我們取標準公比系列 =1.417P??因為 =1.41=1.066，根據 【1】 表 3-6 標準數列。首先找到最小極限轉速 63，?7P再每跳過 5 個數取一個轉速，即可得到公比為 1.41 的數列：31.5、45、63、90、125、180、250、355、500、710、1000、1400 r/min。2.3 擬定參數的步驟和方法2.3.1 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 1.1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 150～3007鋼工件螺紋加工和鉸孔 3～82.3.2 主軸的極限轉速計算銑床主軸極限轉速時的加工直徑，則主軸極限轉速應為結合題目條件，取標準數列數值，=31.5r/minmin取 41.??考慮到設計的結構復雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉速數列可直接從標準的數列表中查出，按標準轉速數列為：31.5、45、63、90、125、180、250、355、500、710、1000、1400 r/min。8第 3 章 運動設計3.1 主電機功率——動力參數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。參考同類型的銑床選擇電機功率為 7.5KW可選取電機為：Y132M-4 額定功率為 7.5KW，滿載轉速為 1440r/min.3.2 確定結構式已知 Z= x3b2aa，b 為正整數，即 Z 應可以分解為 2 和 3 的因子，以便用 2、3 聯滑移齒輪實現變速。確定變速組傳動副數目實現 12 級主軸轉速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副組合：a）12=3 b）12=4 3 4??c）12=3 d） 12=22212=2 3在上述的方案中 1 和 2 有時可以省掉一根軸。缺點是有一個傳動組內有四個傳動副。如果用一個四聯滑移齒輪的話則會增加軸向尺寸；如果用兩個滑移雙聯齒輪，則操縱機構必須互梭以防止兩個滑移齒輪同時嚙合。所以一般少用。3，4，5 方案可根據下面原則比較：從電動機到主軸，一般為降速傳動。接近電動機處的零件，轉速較高從而轉矩較小，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。從這個角度考慮，以取 12=3 的方案為好。2?在 12=2 中，又因基本組和擴大組排列順序的不同而有不同的方案?？赡艿牧N方案，其結構網和結構式見下面的圖。在這些方案中可根據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，為防止被動齒輪的直徑過大而使徑向尺寸太大，常限制最小傳動比 1/4。在升速時，為防止產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。9同時，最后傳動組與最后擴大組往往是一致的，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，在結構設計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常為 2 的另一原因。設計銑床主變速傳動系時，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 ；為避免擴大傳動誤差，減少震動噪聲，在升速時一般限制最大41min?u轉速比 。斜齒圓柱齒輪傳動較平穩(wěn)，可取 。因此在主變速鏈任一變2ax? 5.2max?u速組的最大變速范圍 。在設計時必須保證中??)10~8(.)~2(minaxa??uR間變速軸的變速范圍最小。3.3 確定結構網根據“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結構緊湊的原則易知第二擴大組的變速范圍 r=φ (P3-1)x=1.414=3.95〈8 滿足要求6312??3.4 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：10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，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖 2-3：1-2 軸最小中心距：A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數和:S zmin(Zmax+2+D/m)3.5 確定各變速組此論傳動副齒數(1)Sz 100-124,中型機床 Sz=70-100?(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-24,m 4??11圖 2-3 主傳動系統(tǒng)圖（7）齒輪齒數的確定。變速組內取模數相等，據設計要求 Zmin≥18~24,齒數和Sz≤100～124，由表 4.1，根據各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數，各齒輪齒數如表 2-2。（1） 確定各變速組內齒輪齒數由以上確定的各個傳動比，根據參考文獻[1]表 5-2，有：a 變速組○ 1， ， ?i ??a21i.4??a321i時， =…，58，60，62，64，66，68，70，72，74，76，…a1zS時， =…，56，59，61，63，65，66，68，70，72，74，…?2i.4z時， =…57，59，60，62，65，67，70，72，73，75，…?a3i可知， =70 和 72 是共同適用的，可取 =72。再由參考文獻[1]表 5-2 查出各zSzS12對齒輪副中小齒輪的齒數為：36、30 和 24。則：； ；'?a1iz/36/'?a2iz/30/423'?aiz/24/8b 變速組○ 2， 1i3?b21i.8時， =…，70，72，74，75，77，79，81，82，83，84，…?bzS時， =…，70，72，73，75，77，78，80，82，83，85，…3?2i.8z可取 =84，查出齒輪齒數為：42、和 22。zS； ；1'?bi/4/2'?b2i//6c 變速組○ 3， 61?13c2?時， =…，80，84，85，95，96， 99，100，104，105，…4?cizS時， =…，92，93，95，96，98，99，101，102，104，…12可取 =90，查出齒輪齒數為：18 和 30。則：zS；'?c12i/z8/7'?c2iz/60/3表 2-2 齒輪齒數基本組 第一擴大組 第二擴大組傳動比 1:1 1:1.41 1:2 1:1 1:2.8 2:1 1：4代號 Z1Z 'Z 2Z 'Z3Z 'Z4Z ’ Z5 Z5’ Z6Z 'Z7 Z7’齒數 36 36 30 42 24 48 42 42 22 62 60 30 18 723.6 核算主軸轉速誤差實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不應超過±10( -1)％,即?〈10( -1)％=4.1％n標 準 轉 速標 準 轉 速實 際 轉 速 ?（3）核算主軸轉速誤差：14026/53/642/0/3147.5/minn r?????實minr標13%52.1014)5.7(%10)( ???????標 標實 n即主軸轉速合適。其他各級轉速誤差轉速誤差小于 4.1％，因此不需要修改齒數。14第 4 章 動力計算4.1 帶傳動設計1. 帶傳動設計：V 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=7.5kW,傳動比 i=2.03，兩班制，一天運轉 16 小時，工作年數 10 年。(1)確定計算功率：由《機械設計》 表 8-7 工作情況系數 查得 =1.2。156PAK由《機械設計》 公式（8-21）得：.78.25kWdAedK???P--電動機額定功率， --工作情況系數 A因此根據 、 由《機械設計》 圖 8-11 普通 V 帶輪選型圖選用 A 型。caP1n157P(2)確定帶輪的基準直徑 ，?D?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?D小，即 =75mm。查《機械設計》 表 8-8、圖 8-11 和 表 8-6 取主動小帶min?? 15715P輪基準直徑 =126mm。由《機械設計》 公式(8-15a)得式： 150P?????12Dn式中：-小帶輪轉速， -大帶輪轉速， -帶的滑動系數，一般取 0.02。?n?n?故 ，21 240=.3,16.03=25.78m7ddi?? 由《機械設計》 表 8-8 取圓整為 256mm。15P(3)驗算帶速度 V，按《機械設計》 式（8-13）驗算帶的速度1501264v=9.5/60dnms????所以 ，故帶速合適。svsm3?(4)初定中心距 0A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《機械設計》 經驗公式（8-20）152P15)(2)(7.0 21021 DAD???0.7ｘ（126+256）≤ ≤2ｘ（126+256）即：267.4≤ ≤764； 取 =600mm.0A0(5) V 帶的計算基準長度 ?L由《機械設計》 公式（8-22）計算帶輪的基準長度：158P由《機械設計》 表 8-2，圓整到標準的基準長度 ，取整為 =1800mm146PdLd(6)確定實際中心距 A按《機械設計》 公式（8-23）計算實際中心距158= + =600+ =602.38mm020Ld?25.1798?(7)驗算小帶輪包角 1?根據《機械設計》 公式（8-25）158POOoAD10.683.7021 ?????故主動輪上包角合適。(8)確定三角帶根數 Z根據《機械設計》 式（8-26）得158P0calpzk???查表《機械設計》 表 8-4d 由 i=2.03 和 得 = 0.03KW3 min14rn?0p?查表《機械設計》表 8-5， =0.98；查表《機械設計》表 8-2，長度系數??=0.92lk8.252.95(1.903)90.Z????取整即帶數 Z=3 根；(9)計算預緊力查《機械設計》表 8-3，q=0.1kg/m由《機械設計》式（8-27） 20)5.2(qvkvZpFca????2101202()2()4566795.2mddodLaam?????? ??? ??? ?16其中： -帶的變速功率 ,kw；capv-帶速,m/s；q-每米帶的質量，kg/m；取 q=0.1kg/m。v = 1440r/min = 9.42m/s。NF60.142.908.342.9)5(0??????（10）計算作用在軸上的壓軸力根據《機械設計》 式（8-28）158PZp 07.3921.6sin0.12sin0 ?????（11）帶輪結構設計： 對帶輪的主要要求是質量小且分布均勻、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。轉速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內應力要小, 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 帶兩側面間的夾角是 40°，為了適應 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，是帶輪與軸的聯接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯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） 槽型 項目 符號 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 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 ± 37 ± 0.6 44.5 ± 0.7 170.5 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 外徑 d a 32° ≤ 60 - - - - - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 36° 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38° 對應的基準直徑 d d - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 輪 槽 角 極限偏差 ± 1 ± 0.5 V 帶輪按腹板（輪輻）結構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 帶輪結構類型根據設計結果，可以得出結論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）4.2 計算轉速的計算（1）主軸的計算轉速n j，由公式 n =n 得，主軸的計算轉速n j=88.3r/min，jmi)13/(??z取90r/min。18同理可得各傳動軸的計算轉速：軸 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ計算轉速r/min 710 355 125 90（2）確定各齒輪的計算轉速：傳動組 c 中，18/72 只需計算 z = 18 的齒輪，計算轉速為 355r/min；60/30 只需計算 z = 30 的齒輪，計算轉速為 250r/min；傳動組 b 計算 z = 23 的齒輪，計算轉速為 355r/min；傳動組 a 應計算 z = 28 的齒輪，計算轉速為 710r/min。4.3 齒輪模數計算及驗算（1）模數計算。一般同一變速組內的齒輪取同一模數，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即 mj=16338 可得各組的模數，如321][)(jjmnuzP???表 3-3 所示。根據 和 計算齒輪模數，根據其中較大值取相近的標準模數：jmw=16338 =16338 mmj321][)(jjnuzP???????3213JmsniZKu????——齒輪的最低轉速 r/min；N——頂定的齒輪工作期限，中型機床推存： =15～24T T——轉速變化系數； nk——功率利用系數；N——材料強化系數。 q——（壽命系數）的極值skmaxinssk，齒輪等轉動件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數 m 和基準順環(huán)次數 C0——工作情況系數。中等中級的主運動： 1——動載荷系數；2k——齒向載荷分布系數；3——齒形系數； Y根據彎曲疲勞計算齒輪模數公式為： 19式中：N——計算齒輪轉動遞的額定功率 N=? dwNk——計算齒輪（小齒輪）的計算轉速 r/minjn——齒寬系數 ,m?mb/??8Z1——計算齒輪的齒數，一般取轉動中最小齒輪的齒數：——大齒輪與小齒輪的齒數比， = ；（+）用于外嚙合，（-）號用i i12?Z于內嚙合： 命系數； sTNnqkk?：：工作期限 ， = ； TTmCn06= =3.49Tk接 310256?= =1.8T彎 96103=0.84 =0.58 nknk接=0.90 =0.55 =0.72 彎 q接 qk彎=3.49 0.84 0.58 0.55=0.94sk接 ??=1.8 0.84 0.90 0.72=0.99 時，取 = ，當 時，取 = ；s?minskmaxskminskmin= =0.85 =1.5； kax1=1.2 =1 =0.378 23Y許用彎曲應力，接觸應力，( )paM=354 =1750 ??W?pa??J?6 級材料的直齒輪材料選；24 熱處理 S-C59irTC3按接觸疲勞計算齒輪模數 m 1-2 軸由公式 mj=16338 可得 mj=2.7mm，取 m=3mm321][)(jjnuzP???202-3 軸由公式 mj=16338 可得 mj=2.4mm，取 m=3mm321][)(jjmnuzP???3-4 軸由公式 mj=16338 可得 mj=3.4mm，取 m=3.5mm321][)(jj由于一般同一變速組內的齒輪盡量取同一模數，所以為了統(tǒng)一和方便如下?。罕?3-3 模數（2）基本組和第一擴大組齒輪計算。齒輪幾何尺寸見下表模數 齒數 齒寬分度圓直徑齒頂圓直徑 ad齒根圓直徑 f齒頂高 ah齒根高 f36 24 108 114 100.536 24 108 114 100.524 24 72 78 64.548 24 144 150 136.530 24 90 96 82.5342 24 126 132 118.53 3.7522 24 66 72 58.542 24 126 132 118.562 24 186 192 178.542 24 126 132 118.553 24 212 220 202372 24 288 296 2783 3.75組號 基本組 第一擴大組 第二擴大組模數 mm 3 3 3.52137 24 148 156 138確定軸間中心距：；)(1082)(1md????；6；57.()Vd??按基本組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調質處理，硬度 241HB～246HB，平均取260HB，大齒輪用 45 鋼，調質處理，硬度 229HB～246HB ，平均取 240HB。計算如下：① 齒面接觸疲勞強度計算：接觸應力驗算公式為??jfsj MPauBnNKzm??????)()1(02832彎曲應力驗算公式為：??wswPaBYnz?????)(109235式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取 N 為電動機功率-----計算轉速（r/min）;jnm-----初算的齒輪模數（mm）;B----齒寬（mm）;z----小齒輪齒數；u----小齒輪齒數與大齒輪齒數之比;-----壽命系數；sK=sTnNKq----工作期限系數；T22mTCnK016?T------齒輪工作期限，這里取 T=15000h.;-----齒輪的最低轉速（ r/min）, =500（r/min ）1n1n----基準循環(huán)次數，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取 =0C0C70C612?m----疲勞曲線指數，接觸載荷取 m=3；彎曲載荷取 m=6;----轉速變化系數，查 【5】2 上，取 =0.60nKnK----功率利用系數，查 【5】2 上，取 =0.78N N-----材料強化系數，查 【5】2 上， =0.60q q-----工作狀況系數，取 =1.13K3K-----動載荷系數，查 【5】2 上，取 =12 2------齒向載荷分布系數，查 【5】2 上， =1 1 1KY------齒形系數，查 【5】2 上，Y=0.386；----許用接觸應力（MPa）,查【4】，表 4-7，取 =650 Mpa；??j? ??j?---許用彎曲應力（MPa），查【4】，表 4-7，取 =275 Mpa；w w根據上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa j????j?=78 Mpaww（4）第二擴大組齒輪計算。擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z6 Z6` Z7 Z7`齒數 60 30 18 7223分度圓直徑 210 105 63 252齒頂圓直徑 217 112 70 259齒根圓直徑 201.5 96.25 54.25 243.25齒寬 24 24 24 24按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調質處理，硬度 241HB～246HB，平均取 260HB，大齒輪用 45 鋼，調質處理，硬度 229HB～246HB ，平均取 240HB。同理根據基本組的計算，查文獻【6】，可得 =0.62， =0.77， =0.60， =1.1，nKNqK3=1， =1，m=3.5 ， =355；2K1j可求得：=619 Mpa j????j?=135Mpa ww4.4 傳動軸最小軸徑的初定由【5】式 6，傳動軸直徑按扭轉剛度用下式計算：d=1.64 （mm）??4?Tn或 d=91 （mm）4njN式中 d---傳動軸直徑（mm）Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000 ；JnN?N----該軸傳遞的功率（KW）----該軸的計算轉速jn---該軸每米長度的允許扭轉角， == 。??????0124（6）傳動軸的直徑估算：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 b，b 值見《機械設計手冊》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.根據以上原則各軸的直徑取值： a.Ⅰ軸的設計計算:（1）選擇軸的材料由文獻[1]中的表 11-1 和表 11-3 選用 45 號鋼，調質處理，硬度 ，2175HBS?， ， 。MPa???????Pab????MPas?????（2）按扭矩初算軸徑根據文獻[1]中式（11-2），并查表 11-2，取 C=115，則=21.123dCn?考慮有鍵槽和軸承，軸加大 5%： m120%)51(????所以取 d=25mmb. Ⅱ軸的設計計算:（1）選擇軸的材料由文獻[1]中的表 11-1 和表 11-3 選用 45 號鋼，調質處理，硬度 ，725HBS?， ， 。MPa???????Pab????MPas?????（2）按扭矩初算軸徑根據文獻[1]中式（11-2），并查表 11-2，取 C=115，則=253dCn?考慮有鍵槽，軸加大 5%： md25.6%)51(????所以取最小 d=30mmc. Ⅲ軸的設計計算:（1）選擇軸的材料由文獻[1]中的表 11-1 和表 11-3 選用 45 號鋼，調質處理，硬度 ，1725HBS?， ， 。MPa???????Pab????MPas?????(2）按扭矩初算軸徑根據文獻[1]中式（11-2），并查表 11-2，取 C=115，則=283dCn?有鍵槽和軸承，軸加大 5%：； 取 d=30mm.根據以上計算各軸的直徑取值如下表示：軸 軸?軸?軸?最小軸徑值 25 30 304.5 I 軸的設計及強度校核（1） 材料的選取由參考文獻[4]表 15-1 選 45 號鋼，正火回火，硬度達 170～217HBS，抗拉強度極25限 ，屈服強度極限 ，彎曲疲勞極限 ，剪切疲 MPa590?B? MPa295?s? MPa251???勞極限 ，許用彎曲應力 。14?? ][1?（4） 軸的強度校核同一根軸上，只要受力最大時軸不斷裂即可。得出圓周力 和徑向力 。tFrN 3420tan941ta/85.32/41?????rtFd支持力 N 3.2940351 ??????BCAr7.2Frxy 平面內的彎矩得mN ?????? 5.1024.732max,BCMrz支持力 N 2.814035911 ??AFtt.92 ???BCttxz 平面內的彎矩得mN ??? 75.2803.2811max,AFMty合成彎矩mN ??????? 6.3075.28.10)()(2max,2ax,yz由圖 5-2 知，危險截面為 B 面，故對 B 面進行校核。轉矩產生的剪力按脈動循環(huán)變化，取 。則 B 截面處的當量彎矩為：7.0amN ??????? 3.41)5.970(6.3)( 222TM?26對 B 截面強度校核MPa MPamN1.3c 5][8.)2(04)(1.0 13V ????????? ??dMB故，該軸合格。圖 5-2 Ⅰ軸載荷分析圖 4.6 Ⅱ軸的設計及強度校核（1） 材料的選取27由參考文獻[4]表 15-1 選 45 號鋼，正火回火，硬度達 170～217HBS，抗拉強度極限 ，屈服強度極限 ，彎曲疲勞極限 ，剪切疲 MPa590?B? MPa295?s? MPa251???勞極限 ，許用彎曲應力 。14?? ][1?（2） 軸的強度校核同一根軸上，只要受力最大時軸不斷裂即可。得出圓周力 和徑向力 。tFrN 720tan1978tan/603.52/41?????rtFd支持力 N 63050721 ??????BCAFr92rxy 平面內的彎矩得mN ?????? 5.31.092max,BCFMrz支持力 N 75.13050319781 ?????BAtt2.42CFttxz 平面內的彎矩得mN ?????? 5.860.7513max,ABMty合成彎矩mN ????? 1.925.86.31)()( 22max,2ax,yz28由圖 5-4 知，危險截面為 B 面，故對 B 面進行校核。轉矩產生的剪力按脈動循環(huán)變化，取 。則 B 截面處的當量彎矩為：7.0?amN ??????1.0)3.5970(1.92)( 22TM?對 B 截面強度校核MPa MPamN c 5][.46)8(.)(1.0 133 ??? ??? ??dB故，該軸合格。29圖 5-4 Ⅱ軸載荷分析圖4.7 Ⅲ軸的設計及強度校核（1） 材料的選取30由參考文獻[4]表 15-1 選 45 號鋼，調質處理，硬度達 217～255HBS，抗拉強度極限 ，屈服強度極限 ，彎曲疲勞極限 ，剪切疲 MPa640?B? MPa35?s? MPa2751???勞極限 ，許用彎曲應力 。15?? 60][1?（2） 軸的強度校核同一根軸上，只要受力最大時軸不斷裂即可。得出圓周力 和徑向力 。tFrN 16520tan45tan/8.12/5?????rtFd支持力 N 5.61302561 ??????BCAFr.892rxy 平面內的彎矩得mN ?????? 6.143.051892max,BCFMrz支持力 N 6.15302541 ?????BAtt4.292CFttxz 平面內的彎矩得mN ?????? 2.38925.061max,ABMty合成彎矩mN mN ????? 2.412.3896.14)()(2max,2ax,yz