車床主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)

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1、 目錄 目錄 ................................................................................... I 1，項(xiàng)目背景分析 ............................................................ 1 2，研究計(jì)劃要點(diǎn)與執(zhí)行情況 ....................................... 2 3，項(xiàng)目關(guān)鍵技術(shù) ............................................

2、................ 3 4，具體研究?jī)?nèi)容與技術(shù)實(shí)現(xiàn) ....................................... 4 4.1 機(jī)床的規(guī)格及用途 .................................................................. 4 4.2 運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì) .................................................................................. 4 4.2.1 確定極限轉(zhuǎn)速 ...................

3、............................................. 4 4.2.2 確定公比 ........................................................................ 4 4.2.3 主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù) ................................................................ 4 4.2.4 確定結(jié)構(gòu)式 .........................................................

4、........... 4 4.2.5 繪制轉(zhuǎn)速圖 .................................................................... 5 4.2.6 繪制傳動(dòng)系統(tǒng)圖 ............................................................ 5 4.3 傳動(dòng)零件的初步計(jì)算 .............................................................. 9 4.3.1 傳動(dòng)軸直徑初定 ...........

5、................................................. 9 4.3.2 主軸軸徑直徑的確定 .................................................. 10 4.3.3 齒輪模數(shù)的初步計(jì)算 .................................................. 10 4.3.4 限制級(jí)討論 .................................................................. 11 4.4 關(guān)

6、鍵零部件校核 .................................................................... 12 4.4.1 主軸靜剛度驗(yàn)算 .......................................................... 12 4.4.2 傳動(dòng)軸Ⅱ的彎曲剛度驗(yàn)算 .......................................... 18 4.4.3 直齒圓柱齒輪的應(yīng)力計(jì)算 ..........................................

7、22 5，技術(shù)指標(biāo)分析 .......................................................... 25 5.1 傳動(dòng)系統(tǒng)圖的設(shè)計(jì) ................................................................ 25 5.2 齒輪齒數(shù)、模數(shù)的選擇 ........................................................ 25 5.3 軸徑、孔徑的選擇 ............................................

8、.................... 25 5.4 其他零部件、細(xì)節(jié) ................................................................ 26 6，存在的問題與建議 27 參考文獻(xiàn) 28 1，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(dòng)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(gè)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)

9、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(shí)，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(dòng)化專業(yè)的綜合課程設(shè)計(jì) 2，是以車床主傳動(dòng)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(dòng)和潤(rùn)滑不要求畫，但要求掌握，操縱機(jī)構(gòu)只畫一個(gè)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

10、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(jí)減速比分配、轉(zhuǎn)速圖的選取，傳動(dòng)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。 主軸箱內(nèi)傳動(dòng)件的空間布置是極其重要的問題， 變速箱內(nèi)各傳動(dòng)軸的空間布置首先要滿足機(jī)床總體布局對(duì)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(dòng)中的合理布置也很

11、重要。合理布置傳動(dòng)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?jī)?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(jí)數(shù) Z=11，最小轉(zhuǎn)數(shù) nmin=26.5r/min，轉(zhuǎn)速公比 φ=1.41，驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)功率 P=4Kw。主要用于加工鋼以及鑄鐵有色金屬，采用高速鋼、硬質(zhì)合金、陶瓷材料做成的刀具。 4.2 運(yùn)動(dòng)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(jí)數(shù)為 11，且公 比 φ=1.41 于是可以得到主軸的轉(zhuǎn)速分

12、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 max 850 （4-1） Rn = == 32.08 N min 26.5 4.2.2 確定公比 根據(jù)設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)，公比 φ=1.41。 4.2.3 主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù) 根據(jù)設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)，轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù) Z=11。 4.2.4 確定結(jié)構(gòu)式 按照主變速傳動(dòng)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

13、圍 Rn = φ5 = 1.415 = 5.57 < 8 （4-3） 符合要求。初定其最大傳動(dòng)比 umax ；最小傳動(dòng)比 min =1.41 u =1/4， 在要求范圍內(nèi)。 4.2.5 繪制轉(zhuǎn)速圖 （ 1）選定電動(dòng)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(dòng)軸軸數(shù) 傳動(dòng)軸數(shù) =變速組數(shù) +定必傳動(dòng)副數(shù) +1=

14、3+1+1=5 （ 3）繪制轉(zhuǎn)速圖 選取傳動(dòng)組 c 的兩個(gè)傳動(dòng)比分別為 Uc1=1/4，Uc2=1.41；傳動(dòng)組 b 級(jí)比指數(shù)為 3，為了避免升速， 又不使傳動(dòng)比太小， 取 Ub1=2.82，Ub2=1；傳動(dòng)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(dòng)系統(tǒng)圖 （ 1）確定變速組齒輪傳動(dòng)副的齒數(shù) 變速組 a 有三個(gè)傳動(dòng)副，其傳動(dòng)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(dòng)比適用齒數(shù)表， 取 Sz=72，則主

15、動(dòng)輪齒數(shù)分別為 36，30， 24，則三個(gè)傳動(dòng)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 詳細(xì) DWG 圖 紙 請(qǐng) 加：三 二 ③ 1 爸 爸 五 四

16、0 六 （ 2）核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 實(shí)際傳動(dòng)比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差， 一般不超過 10（φ-1）%， 即 4.1%。帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比為 125/200=0.625。 對(duì)于第一級(jí)轉(zhuǎn)速 n1=26.5r/min，其實(shí)際轉(zhuǎn)速 125 24 21 19 nmin ’= n u帶 ua ub uc = 960 = 27.05r/min 200 48 59 7

17、5 （4-4） 轉(zhuǎn)速誤差為 n ‘ -n 27.05-26.5 | = 2.08% （4-5） | 1 1 | = | n 1 26.5 在標(biāo)準(zhǔn)范圍內(nèi)，依次計(jì)算各級(jí)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/min r/min 誤差 值范圍之內(nèi) 26.5 27.05 2.08% √ 37.5 38.25 1.88% √ 53 54.28

18、 0.42% √ 75 79.17 1.00% √ 106 107.44 1.36% √ 150 151.5 1.00% √ 212 212.88 0.42% √ 300 300 0% √ 425 425.76 0.18% √ 600 600 0% √ 850 849.52 0.056% √ （ 2）核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 實(shí)際傳動(dòng)比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差， 一般不超過 10（φ-1）%， 即 4.1%。帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比為 125/200=0.625。 對(duì)于第

19、一級(jí)轉(zhuǎn)速 n1=26.5r/min，其實(shí)際轉(zhuǎn)速 nmin ’= n u ua ub uc = 960 125 24 21 19 = 27.05r/min 帶 200 48 59 75 轉(zhuǎn)速誤差為 | n ‘ -n 27.05-26.5 | = 2.08% 1 1 | = | 26.5 n 1 在標(biāo)準(zhǔn)范圍內(nèi)，依次計(jì)算各級(jí)轉(zhuǎn)速誤差，結(jié)果如表 4-1。 （ 3）傳動(dòng)系統(tǒng)圖（圖 4-2）

20、 圖 4-2 傳動(dòng)系統(tǒng)圖 4.3 傳動(dòng)零件的初步計(jì)算 4.3.1 傳動(dòng)軸直徑初定 由參考文獻(xiàn) [2] ，傳動(dòng)軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度進(jìn)行計(jì)算 d = 91 4N （4-6） √ [ ] n j φ 其中 d—— 傳動(dòng)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 =

21、75 r ?min ； nj Ⅲ = 106 r?min ； nj Ⅱ = 300 r?min ； nj Ⅰ = 600 r?min ； 初算各軸軸徑 4N 4 4 dⅠ = 91 √ [ φ] = 91 √ = 26.00mm nj Ⅰ 600 1 4N 4 4 = 91 √ = 30.92mm dⅡ = 91 √ [ φ] nj Ⅱ 300 1 4N 4 4 = 91 √ = 40.11mm dⅢ = 91

22、 √ [ φ] nj Ⅲ 106 1 4.3.2 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 70~105mm，選定為 100mm，后軸 徑 D2=（0.7~0.85）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( μ1)N d mj = 16338 √φ Z 1 2 μ [ σ]2 n (mm) （4-7）

23、m j j 式中 mj—— 按接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的齒輪模數(shù)（ mm）； Nd—— 驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)的功功率（ Kw ）； φm—— 齒寬系數(shù)， φm=B/m（ B 為齒寬， m 為模數(shù)），φm=6~10； μ——大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比， μ≥1，外嚙合取 “ +，”內(nèi)嚙合取 “-”； nj —— 齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速，見表 4-2； [ σj]—— 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 [ σj]=1370MPa。 表 4-2 齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速 齒輪 Z36 Z24 Z48

24、Z42 Z30 Z40 計(jì)算轉(zhuǎn)速 600 600 300 425 425 300 齒輪 Z21 Z59 Z55 Z19 Z39 Z75 計(jì)算轉(zhuǎn)速 300 106 106 78 106 75 初算各傳動(dòng)組齒輪模數(shù) ?? = 1.71????；取 m=2.5mm； ???? ??????= 2.28????；取 m=3mm； ??????= 2.37????；取 m=4.5mm； 4.3.4 限制級(jí)討論 對(duì)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。

25、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(duì)于主軸，選用單鍵槽，查得 D=100.8mm，若 m=4.5mm，Zmin=28.7＜39，滿足要求?？紤]到花鍵滑動(dòng)與定位較容易，除主軸 和電動(dòng)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=4.5mm，Zmin=16.2＜19，滿足要求。故第二擴(kuò)大變速組的模數(shù)取 m=4.5mm 對(duì)于第一擴(kuò)大

26、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(duì)于基本組，在軸 II 上的最小齒數(shù) Z=36，將 D=36 代入，m=3mm，Zmin=18.0＜36，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。故基本組模數(shù)取 m=2.5mm。 機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)最小齒數(shù) Zmin=19，符合 17

27、＜Zmin ＜20，滿足條件。 機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)最小極限傳動(dòng)比 umin≥ 1/4，最大傳動(dòng)比 umax≤2，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(zhǎng)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 ?? = ( 2~3 ) ，考慮到結(jié)構(gòu)以及 0

28、 ??= 216~325???? 支承剛度會(huì)因磨損而不斷降低，應(yīng)取跨距 l 比最佳支承跨距 l 0 大一 些，一般是 的 1.25~1.5 倍，再綜合考慮結(jié)構(gòu)的需要， 本設(shè)計(jì)取 ?? = l 0 0 350????。 （ 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 Pt 2 955 104 N d ( N ) （ 4-8） D j n j 其中： N d —— 電動(dòng)機(jī)額定功率  ( KW )

29、， N d  5.5KW  ； n —— 主傳動(dòng)系統(tǒng)的總效率，  i  ，  i 為各傳動(dòng)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(duì)于臥式車床， D j 為溜板上最大加工 直徑， ????= ( 0.5~0.6 ) ???? = (200~240)???? ，取 ????= 240????。 可以得到，

30、2 955 104 1 5.5 3 ?? ????= = 5.8 10 240 75 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 P 。對(duì)于臥式升降臺(tái)銑床的銑削力，一般按端銑計(jì)算。 對(duì)于 普 通車 床切 削力 合力 P = 2 2 √???? + ?? ，總 切削 力 PΣ = 2 2 2 √?? + ?? + ??。則各切削分力比例關(guān)系大致為： ?? = 0.58?? = 3.36 103 ?

31、? ?? ?? ??= 0.27????= 1.57 103 ?? 2 2 3 2 2 2 則 10 ?? ， PΣ = √ + + = 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 s s c w

32、(mm) （ 4-9） 其中： c —— 主軸前端的懸伸長(zhǎng)度， C = 108mm ； w —— 對(duì)于普通車床， w = 0.4H = 80mm 。 可以得到， s = 188mm （ 4）齒輪驅(qū)動(dòng)力 Q 的確定 齒輪傳動(dòng)軸受輸入扭矩的齒輪驅(qū)動(dòng)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(shí)，其嚙合角 20 ，齒面摩 擦角 5.72 時(shí)，其彎曲載荷 Q 2.12 107 N (N) （4-10） mzn 其中： N —— 齒輪傳遞

33、的全功率 ( KW )，N=4KW ； m, z —— 該齒輪的模數(shù) (mm) 、齒數(shù)； n —— 該傳動(dòng)軸的計(jì)算工況轉(zhuǎn)速 (r/ min) 。 可以得到， 4 = 2673?? Q = 2.12 107 4.5 94 75 （ 5）變形量允許值的確定 變形量允許值：對(duì)普通機(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) y0 0.0002l( mm ) （4-11） 其中： l —— 主軸兩支撐間的

34、距離， l = 650mm 。 可以得到 [??0] < 0.13???? （ 6）滾動(dòng)軸承徑向剛度計(jì)算 僅以滾動(dòng)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 C3.01i 0.9 z0.9l00.8 R0.1 cos1.9 （4-12） 其中： I —— 滾動(dòng)體列數(shù)； Z —— 每列中滾動(dòng)體數(shù)； l0 —— 滾子有效長(zhǎng)度 (mm) ； R —— 軸承的徑向負(fù)荷 (N) ； —— 軸承的接觸角 (deg) 。 可以得到， CA 3.01 10.9 160

35、.9 200.8 2420000.1 cos1.9 15 0.76 106 CB 3.01 10.9 200.9 240.8 4400000.1 cos1.9 15 1.25 106 （ 7）主軸組件前段撓度 yc 1)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 ycsp 3sc2 c3 lsc (l s)(l c) sc ycsp P 6EI c 3EI CBl 2 CAl 2 ( mm) (4-13) 式中 E—— 抗拉彈性模量，鋼的 E 2.1 105

36、Mpa ； I c —— 為 BC 段慣性轉(zhuǎn)矩，對(duì)于主軸前端 4 63 4 I C d4 (1 4 ) 100 (1 ( 100 ) ) 6 64 64 4.14 10 N ； I —— 為 AB 段慣性轉(zhuǎn)矩，對(duì)于主軸前端 d 4 (1 4 ) 804 (1 ( 60 )4 ) 80 1.37 6 I 64 64 10 N ；

37、 雙支撐主軸徑向力計(jì)算簡(jiǎn)圖 : 圖 4-3 主軸負(fù)載簡(jiǎn)化模型 圖 4-4 主軸組件的計(jì)算簡(jiǎn)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： y csp P[ 3sc2 c3 lsc (l s)(l c) sc ]

38、 6EI c 3EI CB l 2 C Al 2 3 230 1502 1503 630 150 230 630 230 630 150 230 150 4598.6 [ 2.1 1011 4.14 106 3 2.1 1011 1.37 106 2066.7 6302 366.36 6302 6 0.05784mm

39、 其方向如圖 4-4 所示，沿 P 方向， P arctan( Pz / Py ) arctan(1/ 0.582) 59.8(deg) 其余各參數(shù)代入，得 ycspP 3sc2 c3 lsc (l s)(l c) sc 0.0281(mm) 6EI c 3EI CBl 2 CAl 2 2）計(jì)算力偶矩 M 作用在主軸前端 C 產(chǎn)生的撓度 yccm

40、 yccm M c2 lc (l c) c (mm) 6EI c 3EI CBl 2 CAl 2 (4-14) 代入數(shù)據(jù)得 詳細(xì) DWG 圖 紙 請(qǐng) 加：三 二 ③ 1 爸 爸 五 四 0 六 yccm 123.6 682 280 68 (280 68) 68 2.50 10 6 (mm)

41、 6EIc 3EI CBl 2 CAl 2 3）計(jì)算驅(qū)動(dòng)力 Q 作用在兩支承之間時(shí)，主軸前端 c 點(diǎn)的撓度 ycmQ ycmQ Q bc(2l b)(l b) (l c)(l b) bc 2 (mm) 6EIl CB l 2 CAl (4-15) 代入式（ 4-15），得 ?? 10 3 mm ??????= 2.64

42、 4）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： ycy ycsp cos75.82 ycmQ cos154.28 yccm cos180 7.39 10 3 mm 垂直坐標(biāo)軸 V 上的分量代數(shù)和為： ycz ycsp sin 75.82 ycmQ sin1 54.28 yccm sin180 0.027mm 綜合撓度為： yc ycy 2 ycz 2 mm (4-16) 代入 yc 7.39 10 3 2 0.0272 0.

43、028 mm 由綜合撓度，可見 yc [ y0 ] ，故主軸通過校核。 4.4.2 傳動(dòng)軸Ⅱ的彎曲剛度驗(yàn)算 （ 1）齒輪驅(qū)動(dòng)力  Q 的確定 齒輪傳動(dòng)軸同時(shí)受輸入扭矩的齒輪驅(qū)動(dòng)力 Qa 和輸出扭矩的齒 輪驅(qū)動(dòng)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(shí)，其彎曲載荷 Q 2.12 107 N (N) （4-17） mzn 其中： N —— 該齒輪傳遞的全功率 (KW) ，取 N = 4KW；

44、 m, z —— 該齒輪的模數(shù) (mm) 和齒數(shù)； n —— 該 傳動(dòng)軸 的 計(jì)算 工況 轉(zhuǎn)速 (r/min) ，（ n naj 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(dòng)軸的抗彎剛度驗(yàn)算，包括軸的最大撓度，滾動(dòng)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 [ y0 ] 及 [ ] 。 允許變形量可由參考文獻(xiàn) [3] 表 3.10

45、-7 查得： [ ] [ y] = ( 0.01~0.05 )m = ( 0.01~0.05 ) 3 = 0.03~0.15???? ， 取 y ， [θ] = 0.005rad 。 = 0.15???? （ 3）傳動(dòng)軸Ⅱ的載荷分析 圖 4-5 傳動(dòng)軸 II 載荷分布 從齒輪實(shí)現(xiàn)變速的傳動(dòng)軸上， 每個(gè)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(jiǎn)便，可以近似地以該 軸的中點(diǎn)撓度代替最大撓度，其最

46、大誤差不超過 3%。 兩支承的齒輪傳動(dòng)軸，其中點(diǎn)撓度為 y 171.39 l 3 N (0.75 x2 x3 ) (mm) （4-18） D 4mzn 其中： l —— 兩支承間的跨距 (mm) ，l = 358mm ； D —— 該軸的平均直徑 (mm) ， D = 40mm ； x ai / l ai —— 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(hào)定義與前文一致。 可以得到，

47、 ??36 = 74 = 0.207 358 110 ??48 = 358 = 0.307 ?? = 136 = 0.380 42 358 ??40 = 114 = 0.318 358 ?? = 84 = 0.235 21 358 可以得到  （4-19） (mm) ； (mm) ； (mm) ； ??36?? = 171.39 358

48、 3 4 (0.75 0.2072 - 0.207 3 ) 404 2.5 36 300 = 2.9 10-5 ?? = 171.39 358 3 4 (0.75 0.3072 - 0.3073 ) 404 2.5 36 300 48?? = 1.1 10-4 ??42?? = 171.39 358 3 4 (0.75 0.3802 - 0.3803 ) 404 2.5 36 300 = 2.2 10-3

49、 ??40?? 358 3 4 (0.75 0.3182 - 0.3183 ) = 171.39 4 2.5 36 300 40 = 1.2 10-4 ?? 358 3 4 (0.75 0.2352 - 0.235 3 ) = 171.39 4 2.5 36 300 21?? 40 = 3.9 10-5 故 ?? 、 ?? 引起的中點(diǎn)撓度最大，在計(jì)算合成撓度時(shí)使用 42 40

50、 yay42a ， yb y20b 進(jìn)行計(jì)算。此時(shí)軸Ⅱ轉(zhuǎn)速為 300??/??????。 由參考文獻(xiàn) [2] ，中點(diǎn)的合成撓度 2 2???????????? （ ） ?? = √ 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(dòng)軸連心線的夾 角 ( ) ； —— 驅(qū)動(dòng)力 Qa 和阻力 Qb 在橫截面上，兩向量合成時(shí)的夾角 ( ) 。 2( )( ) （ 4-21）

51、 可以得到 2( ) 180 2 (20 5.72) 128.56 可以得到 ?? = √ (2.210 -3 ) 2 + (1.2 10 -4 ) 2 - 2 2.2 10 -3 1.2 -4 10 ??????128.56= 5.2 10-6 mm 由綜合撓度，可見 yh [ yh ] ，滿足要求。 由參考文獻(xiàn) [2] ，傳動(dòng)軸在支承點(diǎn) A 、B 處的傾角 A 、 B AB 3y

52、h (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(dòng)軸在齒輪處的傾角。 綜上，傳動(dòng)軸Ⅱ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(shí)， 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(duì)高速傳動(dòng)齒輪主要驗(yàn)算接觸應(yīng)力，對(duì)低速傳動(dòng)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）

53、，齒面接觸應(yīng)力 2088 10 3 u 1 K1 K 2 K 3 K s N [ j ] （4-23） j Mpa Zm uBn j 齒根彎曲應(yīng)力 191 10 5 K1 K 2K 3K s N w ] （4-24） w Mp 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

54、齒輪取 ?? = 300??/??????，大 j 1 齒輪取 ?? = 75??/??????； 2 u —— 大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比， u 1，外嚙合取 “＋”號(hào)，內(nèi)嚙合取 “－”號(hào)，此處 μ= 75 ； 19 Z —— 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 3.4-41，齒輪 材料選用 45 鋼，高頻淬火，可得 [ j ] 1370Mpa ； [ w ] —— 許用 彎曲

55、 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 T 60n1T （4-26） m C0 T —— 齒輪在機(jī)床工作期限 Ts 內(nèi)的總工作時(shí)間 (h) ，對(duì)于中型 機(jī)床的齒輪， T 15000 ~ 20000h ，取?? ，同一變速組內(nèi) s ??=

56、20000? 的齒輪總工作時(shí)間可近似地認(rèn)為 T Ts ， p 為該變速組的傳動(dòng)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??/??????，大 1 1 齒輪取 ?? = 26.5??/??????， 2 C0 —— 基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，對(duì)于鋼和鑄鐵件， 接觸載荷取 C0 10 7 ， 彎曲載荷取 C0 2 10 6 ； m —— 疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取 m 3 ，彎曲載荷對(duì)正火、調(diào)質(zhì)及整體淬硬件取 m 6 ，對(duì)表面淬硬（高頻

57、、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)， K1 1.05 ； K2 —— 動(dòng)載荷系數(shù)， K 2 1.05 ； K3 ——工作狀況系數(shù)， K 3 1.3 。 可以得到 : ?? 60??1?? 9 60 106 10000 = 1.46 ???? = √ = √

58、 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 4 √ 19 75 ?? 75 4.5 36 75 19 = 285??????≤[??] ?? = 1370MPa 191 105 ??1??2??3?????? ?? = ?? 2

59、 ?????????? 191 10 5 1.05 1.05 1.3 0.8 4 = 4.52 36 0.386 300 19 = 54.6??????≤[ ????] = 354MPa 191 105 1.05 1.05 1.3 1.259 5.5 79 42 32 0.51 75 122.5MPa [ F ] 因此滿足要求。 5，技術(shù)指標(biāo)分析 5.1 傳動(dòng)系統(tǒng)圖的設(shè)計(jì) 主軸高轉(zhuǎn)速范圍的傳動(dòng)比排列，可采用先降速后

60、升速的傳動(dòng)，使總轉(zhuǎn)速和減小，以期降低噪聲。這種高速傳動(dòng)采用先降后升，可使同一變速組的傳動(dòng)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(dòng)時(shí)，應(yīng)縮短傳動(dòng)鏈，以減小傳動(dòng)副數(shù)； 不采用噪聲大的錐齒輪傳動(dòng)副； 前邊的變速組中的降速傳動(dòng)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(dòng)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 SZ 70~100 ， SZmax 120 ，機(jī)床主傳動(dòng)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

61、數(shù)時(shí)應(yīng)選擇各組負(fù)荷最重的小齒輪進(jìn)行設(shè)計(jì)； 同時(shí)應(yīng)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(shí)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(shí)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(cè)、 手冊(cè)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

62、母的選擇，甩油環(huán)、油溝的設(shè)計(jì)，轉(zhuǎn)動(dòng)體及非轉(zhuǎn)動(dòng)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(duì)象； 同時(shí)，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(qǐng) 加：三 二 ③ 1 爸 爸 五 四 0 六 指導(dǎo)書能夠減少錯(cuò)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， 2015.3 [2] 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(cè)，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， 2010.5 [5] 范云漲，陳兆年 . 金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)簡(jiǎn)明手冊(cè)： 機(jī)械工業(yè)出版社， 1993 [6] 隋秀凜，高安邦 . 實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)：機(jī)械工業(yè)出版社， 2010.