車床主傳動系統(tǒng)設(shè)計(jì)

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1、目錄目錄 .I1，項(xiàng)目背景分析 .12，研究計(jì)劃要點(diǎn)與執(zhí)行情況 .23，項(xiàng)目關(guān)鍵技術(shù) .34，具體研究內(nèi)容與技術(shù)實(shí)現(xiàn) .44.1機(jī)床的規(guī)格及用途 .44.2運(yùn)動設(shè)計(jì) .44.2.1確定極限轉(zhuǎn)速 .44.2.2確定公比 .44.2.3主軸轉(zhuǎn)速級數(shù) .44.2.4確定結(jié)構(gòu)式 .44.2.5繪制轉(zhuǎn)速圖 .54.2.6繪制傳動系統(tǒng)圖 .54.3傳動零件的初步計(jì)算 .94.3.1傳動軸直徑初定 .94.3.2主軸軸徑直徑的確定 .104.3.3齒輪模數(shù)的初步計(jì)算 .104.3.4限制級討論 .114.4關(guān)鍵零部件校核 .124.4.1主軸靜剛度驗(yàn)算 .124.4.2傳動軸的彎曲剛度驗(yàn)算 .184.4.3

2、直齒圓柱齒輪的應(yīng)力計(jì)算 .225，技術(shù)指標(biāo)分析 .255.1傳動系統(tǒng)圖的設(shè)計(jì) .255.2齒輪齒數(shù)、模數(shù)的選擇 .255.3軸徑、孔徑的選擇 .255.4其他零部件、細(xì)節(jié) .266，存在的問題與建議27參考文獻(xiàn)281，項(xiàng)目背景分析本項(xiàng)目旨在設(shè)計(jì)一款無絲杠車床。車床主要用于加工軸、盤、套和其他具有回轉(zhuǎn)表面的工件，以圓柱體為主。在機(jī)械制造及其自動化專業(yè)的整體教學(xué)計(jì)劃中，綜合課程設(shè)計(jì)II 是一個及其重要的實(shí)踐教學(xué)環(huán)節(jié)，目的是為了鍛煉學(xué)生機(jī)械結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)能力，這是機(jī)械類學(xué)生最重要的設(shè)計(jì)能力；同時，機(jī)床位制造工業(yè) “母機(jī) ”結(jié)構(gòu)典型，適合作為作為課程設(shè)計(jì)內(nèi)容。2，研究計(jì)劃要點(diǎn)與執(zhí)行情況機(jī)械制造及其自動化專

3、業(yè)的綜合課程設(shè)計(jì) 2，是以車床主傳動系統(tǒng)為設(shè)計(jì)內(nèi)容，完成展開圖和截面圖各一張及相關(guān)計(jì)算，并撰寫報(bào)告。設(shè)計(jì)內(nèi)容要求圖紙工作量：畫兩張圖展開圖（ A0 ）：軸系展開圖。其中摩擦離合器、制動和潤滑不要求畫，但要求掌握，操縱機(jī)構(gòu)只畫一個變速手柄。截面圖（ A1）：畫剖面軸系布置示意圖 （包括截面外形及尺寸，車床標(biāo)中心）。標(biāo)注：中心距、配合尺寸、定位尺寸、中心高（車床） 、外形尺寸。標(biāo)題欄和明細(xì)欄主軸端部結(jié)構(gòu)按標(biāo)準(zhǔn)畫編寫課程設(shè)計(jì)報(bào)告。3，項(xiàng)目關(guān)鍵技術(shù)減速箱內(nèi)各級減速比分配、轉(zhuǎn)速圖的選取，傳動系統(tǒng)齒輪的分布。齒輪模數(shù)齒數(shù)齒寬的選取為本次設(shè)計(jì)應(yīng)首要解決的內(nèi)容，解決以上問題可以使機(jī)床主軸箱大體分布得到解決。

4、主軸箱內(nèi)傳動件的空間布置是極其重要的問題， 變速箱內(nèi)各傳動軸的空間布置首先要滿足機(jī)床總體布局對變速箱的形狀和尺寸的限制， 還要考慮各軸受力情況，裝配調(diào)整和操縱維修的方便。其中齒輪的布置與排列是否合理將直接影響主軸箱的尺寸大小、結(jié)構(gòu)實(shí)現(xiàn)的可能性，以及變速操縱的方便性。主軸傳動中的合理布置也很重要。合理布置傳動件在主軸上的軸向位置，可以改善主軸的受力情況，減小主軸變形，提高主軸的抗振性。4，具體研究內(nèi)容與技術(shù)實(shí)現(xiàn)4.1 機(jī)床的規(guī)格及用途本設(shè)計(jì)機(jī)床為臥式機(jī)床， 其級數(shù) Z=11，最小轉(zhuǎn)數(shù) nmin=26.5r/min，轉(zhuǎn)速公比 =1.41，驅(qū)動電動機(jī)功率 P=4Kw。主要用于加工鋼以及鑄鐵有色金屬，

5、采用高速鋼、硬質(zhì)合金、陶瓷材料做成的刀具。4.2 運(yùn)動設(shè)計(jì)4.2.1 確定極限轉(zhuǎn)速根據(jù)設(shè)計(jì)參數(shù)，主軸最低轉(zhuǎn)速為26.5r/min，級數(shù)為11，且公比 =1.41 于是可以得到主軸的轉(zhuǎn)速分別為： 26.5，37.5，53，75，106， 150，212，300，425， 600，850r/min ，則轉(zhuǎn)速的調(diào)整范圍N max850（4-1）Rn = 32.08N min26.54.2.2 確定公比根據(jù)設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)，公比 =1.41。4.2.3 主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)根據(jù)設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)，轉(zhuǎn)速級數(shù)Z=11。4.2.4 確定結(jié)構(gòu)式按照主變速傳動系設(shè)計(jì)的一般原則，選用結(jié)構(gòu)式11=3123 25（4-2）其最后擴(kuò)大組的變速范

6、圍Rn = 5 = 1.415 =5.57 8（4-3）符合要求。初定其最大傳動比 umax；最小傳動比min=1.41u =1/4，在要求范圍內(nèi)。4.2.5 繪制轉(zhuǎn)速圖（ 1）選定電動機(jī)根據(jù)設(shè)計(jì)要求，機(jī)床功率為 4KW ，最高轉(zhuǎn)速為 1000r/min，可以選用 Y132M2-8 ，其同步轉(zhuǎn)速為 1000r/min，滿載轉(zhuǎn)速為 960r/min，額定功率 5.5KW 。（ 2）確定傳動軸軸數(shù)傳動軸數(shù) =變速組數(shù) +定必傳動副數(shù) +1=3+1+1=5（ 3）繪制轉(zhuǎn)速圖選取傳動組 c 的兩個傳動比分別為 Uc1=1/4，Uc2=1.41；傳動組 b 級比指數(shù)為 3，為了避免升速， 又不使傳動比太

7、小， 取 Ub1=2.82，Ub2=1；傳動組 a 可取 Ua1=1/2，Ua2=1/1.41， Ua3=1。轉(zhuǎn)速圖見圖 4-1。4.2.6 繪制傳動系統(tǒng)圖（ 1）確定變速組齒輪傳動副的齒數(shù)變速組 a 有三個傳動副，其傳動比分別為 Ua1=1/2，Ua2=1/1.41，Ua3=1，取其倒數(shù)，分別按 U=1，1.41，2 查常用傳動比適用齒數(shù)表，取 Sz=72，則主動輪齒數(shù)分別為 36，30， 24，則三個傳動副齒輪齒數(shù)為 36:36， 30:42，24:48。同理，變速組 b，Sz=80，齒數(shù) 40:40，21:59；變速組 c，Sz=94，齒數(shù) 55:39， 19:75。圖 4-1 轉(zhuǎn)速圖

8、詳細(xì) DWG 圖 紙 請 加：三 二 1 爸 爸 五 四 0六（ 2）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，一般不超過 10（-1）%，即 4.1%。帶傳動的傳動比為 125/200=0.625。對于第一級轉(zhuǎn)速n1=26.5r/min，其實(shí)際轉(zhuǎn)速125242119nmin = n u帶 ua ub uc = 960 = 27.05r/min200485975（4-4）轉(zhuǎn)速誤差為n -n27.05-26.5| = 2.08%（4-5）| 11 | =|n 126.5在標(biāo)準(zhǔn)范圍內(nèi)，依次計(jì)算各級轉(zhuǎn)速誤差，結(jié)果如表4-1。表 4-1 轉(zhuǎn)速誤差表標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速實(shí)際轉(zhuǎn)速主軸轉(zhuǎn)速是否在標(biāo)準(zhǔn)r/minr/

9、min誤差值范圍之內(nèi)26.527.052.08%37.538.251.88%5354.280.42%7579.171.00%106107.441.36%150151.51.00%212212.880.42%3003000%425425.760.18%6006000%850849.520.056%（ 2）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，一般不超過 10（-1）%，即 4.1%。帶傳動的傳動比為 125/200=0.625。對于第一級轉(zhuǎn)速 n1=26.5r/min，其實(shí)際轉(zhuǎn)速nmin = n u ua ub uc = 960 125242119= 27.05r/min帶200485

10、975轉(zhuǎn)速誤差為|n -n27.05-26.5| = 2.08%11 | = |26.5n 1在標(biāo)準(zhǔn)范圍內(nèi)，依次計(jì)算各級轉(zhuǎn)速誤差，結(jié)果如表4-1。（ 3）傳動系統(tǒng)圖（圖4-2）圖 4-2 傳動系統(tǒng)圖4.3 傳動零件的初步計(jì)算4.3.1 傳動軸直徑初定由參考文獻(xiàn) 2 ，傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度進(jìn)行計(jì)算d = 914N（4-6） n j 其中 d 傳動軸直徑N 該軸傳遞的功率nj 該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速由轉(zhuǎn)速圖可知，各軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速：nj 主 = 75 r ?min ；nj = 106 r?min ；nj = 300 r?min ；nj = 600 r?min ；初算各軸軸徑4N44d = 91 = 91 =

11、26.00mmnj 600 14N44= 91 = 30.92mmd = 91 nj 300 14N44= 91 = 40.11mmd = 91 nj 106 14.3.2 主軸軸徑直徑的確定主軸尺寸參數(shù)多由結(jié)構(gòu)上的需要而定， 由參考文獻(xiàn) 3 ，功率為 4KW 的臥式車床選用前軸徑為 70105mm，選定為 100mm，后軸徑 D2=（0.70.85）D1，取 80mm。4.3.3 齒輪模數(shù)的初步計(jì)算同一變速組中的齒輪取同一模數(shù)，選擇負(fù)荷量最重的小齒輪，按減緩的接觸疲勞強(qiáng)度公式進(jìn)行計(jì)算3( 1)N dmj = 16338 Z12 2n(mm)（4-7）mjj式中 mj 按接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的齒輪

12、模數(shù)（mm）；Nd 驅(qū)動電動機(jī)的功功率（ Kw ）；m 齒寬系數(shù)， m=B/m（ B 為齒寬， m 為模數(shù)），m=610；大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比， 1，外嚙合取 “ +，”內(nèi)嚙合取 “-”；nj 齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速，見表4-2； j 許用接觸應(yīng)力（MPa），齒輪材料為調(diào)質(zhì) 45 鋼表面淬火，許用接觸應(yīng)力 j=1370MPa。表 4-2 齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速齒輪Z36Z24Z48Z42Z30Z40計(jì)算轉(zhuǎn)速600600300425425300齒輪Z21Z59Z55Z19Z39Z75計(jì)算轉(zhuǎn)速3001061067810675初算各傳動組齒輪模數(shù)?= 1.71?；取 m=2.5mm；?= 2.28?；取 m=3

13、mm；?= 2.37?；取 m=4.5mm；4.3.4 限制級討論對于第二擴(kuò)大組， 主軸軸徑較大， 前軸徑為 100mm，后軸徑為80mm。故安裝齒輪處軸外徑約為 90mm。由參考文獻(xiàn) 3 ，軸上的小齒輪還要考慮到齒根和到它的鍵槽深處的最小尺寸應(yīng)大于基圓齒厚，以防止斷裂，即其最小齒數(shù)應(yīng)滿足Zmin 1.03D/m+5.6。對于主軸，選用單鍵槽，查得 D=100.8mm，若 m=4.5mm，Zmin=28.739，滿足要求?？紤]到花鍵滑動與定位較容易，除主軸和電動機(jī)軸外，其余軸均選用花鍵連接。第二擴(kuò)大變速組在軸 III 上最小齒輪齒數(shù) Z=19，選用花鍵 646508；將 D=46mm 代入，m

14、=4.5mm，Zmin=16.219，滿足要求。故第二擴(kuò)大變速組的模數(shù)取m=4.5mm對于第一擴(kuò)大變速組，在軸 II 上的最小齒數(shù) Z=21，選用花鍵636408，將 D=36mm 代入， m=3mm，Zmin =19.33 21，滿足要求。第一擴(kuò)大變速組在軸 III 上最小齒數(shù) Z=40，m=3mm，Zmin=21.4 40，滿足要求。故第一擴(kuò)大變速組的模數(shù)取 m=3mm。對于基本組，在軸 II 上的最小齒數(shù) Z=36，將 D=36 代入，m=3mm，Zmin=18.036，滿足要求。軸 I 為單鍵槽，查得 D=20mm，其最小齒數(shù) Z=24，則 Dmin=13.9 24，滿足要求。故基本組

15、模數(shù)取 m=2.5mm。機(jī)床主傳動系統(tǒng)最小齒數(shù) Zmin=19，符合 17Zmin 20，滿足條件。機(jī)床主傳動系統(tǒng)最小極限傳動比 umin 1/4，最大傳動比 umax2，中型機(jī)床最大齒數(shù)和 Smax=94，滿足要求。4.4 關(guān)鍵零部件校核4.4.1 主軸靜剛度驗(yàn)算（ 1）主軸支撐跨距 l 的確定前端懸伸量 C ：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 C=108mm。一般最佳跨距 ?=(23)，考慮到結(jié)構(gòu)以及0?= 216325?支承剛度會因磨損而不斷降低，應(yīng)取跨距l(xiāng) 比最佳支承跨距 l 0 大一些，一般是的

16、1.251.5倍，再綜合考慮結(jié)構(gòu)的需要， 本設(shè)計(jì)取 ?=l00350?。（ 2）最大切削合力P 的確定最大圓周切削力 Pt 須按主軸輸出全功率和最大扭矩確定Pt2 955 104N d ( N )（ 4-8）D j n j其中：N d 電動機(jī)額定功率( KW )， N d5.5KW；n 主傳動系統(tǒng)的總效率，i，i 為各傳動副、軸i 1承的效率，取1；n j 主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速 (r / min) ，由前文計(jì)算結(jié)果，主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 75r/min ；D j 計(jì)算直徑 (mm) ，對于臥式車床， D j 為溜板上最大加工直徑， ?= ( 0.50.6 ) ? =(200240)? ，取 ?= 240

17、??？梢缘玫剑? 955 104 1 5.53 ?= 5.8 1024075驗(yàn)算主軸組件剛度時， 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 P 。對于臥式升降臺銑床的銑削力，一般按端銑計(jì)算。對于 普 通車 床切 削力 合力 P =22? + ? ，總 切削 力 P =222? + ? + ?。則各切削分力比例關(guān)系大致為：? = 0.58? = 3.36 103 ?= 0.27?= 1.57 103 ?223222則10 ?，P = +=P = ?+ ? = 6.7?7.6610 3 ?。（ 3）切削力作用點(diǎn)的確定設(shè)切削力 P 的作用點(diǎn)到主軸前支撐的距離為ss c w(mm)（ 4-9）

18、其中：c 主軸前端的懸伸長度，C = 108mm ；w 對于普通車床， w = 0.4H = 80mm 。可以得到，s = 188mm（ 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Q 的作用而產(chǎn)生彎曲變形，當(dāng)齒輪為直齒圓柱齒輪時，其嚙合角20 ，齒面摩擦角5.72 時，其彎曲載荷Q2.12 107N (N)（4-10）mzn其中：N 齒輪傳遞的全功率 ( KW )，N=4KW ；m, z 該齒輪的模數(shù) (mm) 、齒數(shù)；n 該傳動軸的計(jì)算工況轉(zhuǎn)速 (r/ min) ?？梢缘玫?，4= 2673?Q = 2.12 107 4.5 9475（ 5）變形量允許值的確定變形量允許值：對普通

19、機(jī)床前端撓度的允許值 y0 ，目前廣泛使用的經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)y00.0002l( mm )（4-11）其中：l 主軸兩支撐間的距離， l = 650mm ?？梢缘玫?0 0.13?（ 6）滾動軸承徑向剛度計(jì)算僅以滾動軸承的游隙為零時， 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C3.01i 0.9 z0.9l00.8 R0.1 cos1.9（4-12）其中：I 滾動體列數(shù)；Z 每列中滾動體數(shù)；l0 滾子有效長度 (mm) ；R 軸承的徑向負(fù)荷 (N) ； 軸承的接觸角 (deg) ?？梢缘玫?，CA3.0110.9160.9200.82420000.1cos1.9 150.76106CB3

20、.0110.9200.9240.84400000.1cos1.9 151.25106（ 7）主軸組件前段撓度yc1)計(jì)算切削力 P 作用在 S 點(diǎn)引起主軸前端c 點(diǎn)的撓度 ycsp3sc2 c3lsc(l s)(lc) scycsp P6EI c3EICBl 2CAl 2 ( mm)(4-13)式中E 抗拉彈性模量，鋼的E2.1 105 Mpa ；I c 為 BC 段慣性轉(zhuǎn)矩，對于主軸前端4634I Cd4 (14 )100(1 (100)664644.1410 N ；I 為 AB 段慣性轉(zhuǎn)矩，對于主軸前端d4(14)804 (1 (60)4 )801.376I646410 N ；雙支撐主軸徑

21、向力計(jì)算簡圖:圖 4-3 主軸負(fù)載簡化模型圖 4-4 主軸組件的計(jì)算簡圖l = 650mm ， s = 188mm ，計(jì)算得其余各參數(shù)定義與之前保持一致。代入計(jì)算，得：ycspP 3sc2c3lsc(ls)(lc)sc6EI c3EICB l 2C Al 23230150215036301502306302306301502301504598.6 2.110114.1410632.110111.371062066.76302366.36630260.05784mm其方向如圖 4-4所示，沿 P 方向，Parctan( Pz / Py )arctan(1/ 0.582) 59.8(deg)其余各

22、參數(shù)代入，得ycspP3sc2c3lsc(ls)(lc)sc0.0281(mm)6EI c3EICBl 2CAl 22）計(jì)算力偶矩 M 作用在主軸前端C 產(chǎn)生的撓度 yccmyccmMc2lc(l c)c(mm)6EI c3EICBl2CAl2(4-14)代入數(shù)據(jù)得 詳細(xì) DWG 圖 紙 請 加：三 二 1 爸 爸 五 四 0 六yccm 123.668228068(28068)682.50 106(mm)6EIc3EICBl 2CAl 23）計(jì)算驅(qū)動力 Q 作用在兩支承之間時，主軸前端c 點(diǎn)的撓度 ycmQycmQQbc(2l b)(lb) (lc)(lb) bc2 (mm)6EIlCB l

23、2CAl(4-15)代入式（ 4-15），得 ?103mm?= 2.644）主軸前端 c 點(diǎn)的綜合撓度 yc水平坐標(biāo)軸 H 上的分量代數(shù)和為：ycyycspcos75.82ycmQcos154.28yccmcos1807.3910 3 mm垂直坐標(biāo)軸 V 上的分量代數(shù)和為：yczycspsin 75.82ycmQsin1 54.28yccmsin1800.027mm綜合撓度為：ycycy2ycz2 mm(4-16)代入yc7.39 10 3 20.02720.028 mm由綜合撓度，可見yc y0 ，故主軸通過校核。4.4.2 傳動軸的彎曲剛度驗(yàn)算（ 1）齒輪驅(qū)動力Q 的確定齒輪傳動軸同時受輸

24、入扭矩的齒輪驅(qū)動力Qa 和輸出扭矩的齒輪驅(qū)動阻力 Qb 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20 ，齒面摩擦角5.72 時，其彎曲載荷Q2.12 107 N(N)（4-17）mzn其中：N 該齒輪傳遞的全功率 (KW) ，取 N = 4KW；m, z 該齒輪的模數(shù) (mm) 和齒數(shù)；n 該 傳動軸 的 計(jì)算 工況 轉(zhuǎn)速 (r/min) ，（ nnaj nbj 或nnaj nbj）；naj 該軸輸入扭矩的齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速(r/min) ；nbj 該軸輸出扭矩的齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速(r/min) 。（ 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

25、的傾角驗(yàn)算。其值均應(yīng)小于允許變形量 y0 及 。允許變形量可由參考文獻(xiàn)3 表 3.10-7 查得： y = ( 0.010.05 )m = ( 0.010.05 ) 3 = 0.030.15? ， 取y， = 0.005rad。= 0.15?（ 3）傳動軸的載荷分析圖 4-5 傳動軸 II 載荷分布從齒輪實(shí)現(xiàn)變速的傳動軸上， 每個齒輪在軸上的工作位置不同，使軸產(chǎn)生的最大撓度點(diǎn)不同，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%。兩支承的齒輪傳動軸，其中點(diǎn)撓度為y 171.39 l 3 N (0.75 x2x3 ) (mm)（4-18）D 4mzn其中：l 兩支承

26、間的跨距 (mm) ，l = 358mm ；D 該軸的平均直徑 (mm) ， D = 40mm ；xai / lai 齒輪 zi 的工作位置至較近支撐點(diǎn)的距離ya 輸入扭矩的齒輪在軸的中點(diǎn)引起的撓度yb 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?？梢缘玫剑?36=74= 0.207358110?48=358 = 0.307?=136= 0.38042358?40=114= 0.318358?=84= 0.23521358可以得到（4-19）(mm) ；(mm) ；(mm) ；?36? = 171.39358 34 (0.75 0.2072 -0.207 3 )4042.5 3

27、6 300= 2.9 10-5? = 171.39358 34 (0.75 0.3072 -0.3073 )4042.5 36 30048?= 1.1 10-4?42? = 171.39358 34 (0.75 0.3802 -0.3803 )4042.5 36 300= 2.2 10-3?40?358 3 4 (0.75 0.3182 -0.3183 )= 171.39 4 2.53630040= 1.2 10-4?358 3 4 (0.75 0.2352 -0.235 3 )= 171.39 4 2.53630021?40= 3.9 10-5故 ? 、 ?引起的中點(diǎn)撓度最大，在計(jì)算合成撓度

28、時使用4240yay42a ， yby20b 進(jìn)行計(jì)算。此時軸轉(zhuǎn)速為 300?/?。由參考文獻(xiàn) 2 ，中點(diǎn)的合成撓度22?（）?= 2 + ? -? ?4-20其中：yh 被驗(yàn)算軸的中點(diǎn)合成撓度(mm) ； 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 Qa 和阻力 Qb 在橫截面上，兩向量合成時的夾角( ) 。2()( )（ 4-21）可以得到2()1802(205.72)128.56可以得到? = (2.210-3)2+ (1.2 10-4)2- 2 2.2 10-31.2-410?128.56=5.2 10-6 mm由綜合撓度，可見 yh yh ，滿足要求。由參

29、考文獻(xiàn) 2 ，傳動軸在支承點(diǎn) A 、B 處的傾角A 、 BAB3yh (rad)（ 4-22）l可以得到，? = -? = 3 5.2 10 -6 = 4.1 10-7 ?38可見 ，滿足要求，故不用計(jì)算傳動軸在齒輪處的傾角。綜上，傳動軸通過校核。4.4.3 直齒圓柱齒輪的應(yīng)力計(jì)算在驗(yàn)算變速箱中的齒輪應(yīng)力時， 選相同模數(shù)中承受載荷最大的，齒數(shù)最小的齒輪進(jìn)行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力驗(yàn)算。 一般對高速傳動齒輪主要驗(yàn)算接觸應(yīng)力，對低速傳動齒輪主要驗(yàn)算彎曲應(yīng)力。此處驗(yàn)算選擇 194.5，75 4.5 組齒輪。由參考文獻(xiàn) 2 式（ 9）和式（ 10），齒面接觸應(yīng)力2088 103u 1 K1 K 2 K 3

30、K s N j （4-23）jMpaZmuBn j齒根彎曲應(yīng)力191105 K1 K 2K 3K s Nw （4-24）wMp a Zm2 BYnj其中：m 初算得到的齒輪模數(shù)(mm) ，取 m = 3.5mm；N 傳遞的額定功率 (KW) ，N=4kW ；n 齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速(r/min) ，小齒輪取 ? = 300?/?，大j1齒輪取 ? = 75?/?；2u 大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比， u 1，外嚙合取 “”號，內(nèi)嚙合取 “”號，此處 = 75 ；19Z 小齒輪的齒數(shù) ,Z = 19 ；B 齒寬 (mm) ，B = 36mm ；j 許用接觸應(yīng)力 (Mpa)，由參考文獻(xiàn) 3 表 3.4-4

31、1，齒輪材料選用 45 鋼，高頻淬火，可得 j 1370Mpa ；w 許用 彎曲 應(yīng)力 (Mpa)，由參考 文獻(xiàn) 3表 3.4-41, w 354Mpa ；Ks 壽命系數(shù)；K s K T K N K n K q（4-25）KT 工作期限系數(shù)；K T60n1T（4-26）mC0T 齒輪在機(jī)床工作期限 Ts 內(nèi)的總工作時間 (h) ，對于中型機(jī)床的齒輪， T 15000 20000h ，取?，同一變速組內(nèi)s?= 20000?的齒輪總工作時間可近似地認(rèn)為 TTs ， p 為該變速組的傳動副數(shù)，p取 p=2，則： ? = 10000?n 齒輪的最低轉(zhuǎn)速 (r/ min) ，小齒輪取 ? = 106?/

32、?，大11齒輪取 ? = 26.5?/?，2C0 基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，對于鋼和鑄鐵件， 接觸載荷取 C010 7 ，彎曲載荷取 C02 10 6 ；m 疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取 m 3 ，彎曲載荷對正火、調(diào)質(zhì)及整體淬硬件取 m 6 ，對表面淬硬（高頻、滲碳、氮化等）件取 m 9 ；Kn 轉(zhuǎn)速變化系數(shù) ? = 0.92 ；K N 功率利用系數(shù)， ? = 0.79；Kq 材料強(qiáng)化系數(shù)， ?= 0.75；Y 齒形系數(shù)， z=19，Y=0.386；K1 齒向載荷分布系數(shù)，K11.05 ；K2 動載荷系數(shù)， K 21.05 ；K3 工作狀況系數(shù)，K 31.3 ?？梢缘玫?:? 60?1? 960 106 10

33、000= 1.46? = = 2 106?0壽命系數(shù) :?= ?= 1.469 0.92 0.79 0.75 = 0.8應(yīng)力計(jì)算結(jié)果：?=2088 103(75+ 1) 1.05 1.05 1.3 0.8 41975?754.536 7519= 285?= 1370MPa191 105 ?1?2?3? =?2?191 10 5 1.05 1.05 1.3 0.8 4=4.52 36 0.38630019= 54.6? ? = 354MPa1911051.051.051.31.2595.57942320.5175122.5MPa F 因此滿足要求。5，技術(shù)指標(biāo)分析5.1 傳動系統(tǒng)圖的設(shè)計(jì)主軸高轉(zhuǎn)

34、速范圍的傳動比排列，可采用先降速后升速的傳動，使總轉(zhuǎn)速和減小，以期降低噪聲。這種高速傳動采用先降后升，可使同一變速組的傳動比有升速有降速，有利于減小齒數(shù)和，齒輪線速度及中心距；主軸高速傳動時，應(yīng)縮短傳動鏈，以減小傳動副數(shù)；不采用噪聲大的錐齒輪傳動副；前邊的變速組中的降速傳動比不宜采用極限值， 以避免增加徑向尺寸。最末變速組中可采用最小傳動比，特別是銑床以增加主軸的飛輪效應(yīng)。5.2 齒輪齒數(shù)、模數(shù)的選擇中型機(jī)床一般取 SZ70100 ， SZmax120 ，機(jī)床主傳動系統(tǒng)齒數(shù) Zmin18 20 ；變速組內(nèi)所有齒輪的模數(shù)相同，并是標(biāo)準(zhǔn)齒輪，初算齒輪模數(shù)時應(yīng)選擇各組負(fù)荷最重的小齒輪進(jìn)行設(shè)計(jì)；同時應(yīng)

35、該考慮齒根到它的鍵槽深處的最小尺寸應(yīng)大于基圓齒厚。5.3 軸徑、孔徑的選擇軸徑的設(shè)計(jì)需要在考慮扭矩的基礎(chǔ)上，綜合考慮軸用擋圈、軸承的選用，花鍵的加工和過度，齒輪、軸承、套筒等其他軸系部件的安裝等。同時應(yīng)該根據(jù)實(shí)際情況適當(dāng)?shù)靥砑舆^度軸段，增大軸肩高度等；孔的大小需要在能夠安裝軸承的基礎(chǔ)上， 綜合考慮鏜刀加工路線，鉆孔時鉆頭能否順利進(jìn)行加工等問題。5.4 其他零部件、細(xì)節(jié)其他零部件的設(shè)計(jì)則需要在圖冊、 手冊的參考之下綜合考慮實(shí)際應(yīng)用情況。例如墊圈、擋圈的使用，螺母的選擇，甩油環(huán)、油溝的設(shè)計(jì)，轉(zhuǎn)動體及非轉(zhuǎn)動體之間的間隙；此外，需要考慮實(shí)際的配合關(guān)系，確定配合方式和配合對象；同時，需要考慮實(shí)際加工所產(chǎn)生的空刀槽、越程槽、月牙槽等。6，存在的問題與建議實(shí)踐是最好的老師， 希望在日常的教學(xué)當(dāng)中能夠理論與實(shí)踐綜合學(xué)詳細(xì)DWG 圖 紙 請 加：三 二 1 爸 爸 五 四 0 六指導(dǎo)書能夠減少錯誤，給學(xué)生給多的幫助。參考文獻(xiàn)1 機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)：哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社， 2015.32 金屬切削機(jī)床課設(shè)指導(dǎo)書，哈爾濱工業(yè)大學(xué) .3 實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊，李洪，遼寧科學(xué)技術(shù)出版社 .4 宋寶玉，王黎欽 . 機(jī)械設(shè)計(jì)：高等教育出版社， 2010.55 范云漲，陳兆年 . 金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)簡明手冊： 機(jī)械工業(yè)出版社，19936 隋秀凜，高安邦 . 實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊：機(jī)械工業(yè)出版社， 2010.