X6132型臥式萬(wàn)能升降臺(tái)銑床主軸變速箱設(shè)計(jì)--18級(jí)【含CAD圖紙、說(shuō)明書(shū)】【JC系列】

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rpm的要求。根據(jù)滾動(dòng)軸承的技術(shù)在本領(lǐng)域的實(shí)際狀態(tài)，這種需求目前只能用平均直徑為30毫米的主軸軸承來(lái)實(shí)現(xiàn)。然而，由于這些極端工作條件下，主軸單元的所有功能部件主軸軸承、電動(dòng)機(jī)旋轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)子會(huì)加載到其物理極限。另一方面，主軸還被應(yīng)用于通用機(jī)床。這些特點(diǎn)是由不同的需求所決定的。例如，具有高的切割力和力矩適中的轉(zhuǎn)速的鋼的粗加工，在這種情況下，大直徑的主軸和軸承來(lái)承受這些載荷。主軸設(shè)計(jì)方法的不同是源于需求的不同。為了滿足這些需求，速度特性系數(shù)nxdm必須增加高達(dá)3.5 4.0106mm/min，來(lái)充分確保主軸本身和主軸軸承的剛度和穩(wěn)定性。 圖1 銑刀電機(jī)主軸滾動(dòng)軸承2.多位（3P，4P）主軸軸承2.1軸承幾何優(yōu)化的推動(dòng)軸承被主要應(yīng)用在現(xiàn)代主軸機(jī)床中，必須履行最高要求運(yùn)行精度和剛度。在過(guò)去，為了提高軸承的性能開(kāi)發(fā)了各種修改方法。其中，通過(guò)給較小的陶瓷球以及優(yōu)化的外圈使用特殊潤(rùn)滑劑。盡管如此，高速運(yùn)轉(zhuǎn)還是極大地降低樂(lè)軸承的使用壽命。在操作過(guò)程中底層的主要作用是由不同的用途來(lái)決定的。尤其是，高速運(yùn)轉(zhuǎn)的內(nèi)圈和外圈上的接觸角的依賴性偏差導(dǎo)致軸向和徑向剛度的減少。另外，在外圈上的接觸區(qū)域的離心力作用下，陶瓷球受到強(qiáng)烈的負(fù)荷。軸承之所以具有不同的內(nèi)部幾何形狀是為了減少作用在滾珠上離心力所帶來(lái)的負(fù)面影響。此外，對(duì)軸承的穩(wěn)定性也有所提高，并對(duì)傳統(tǒng)軸承的內(nèi)圈和外圈滾道提供額外的接觸點(diǎn)。因此，滾珠的軸向和徑向移動(dòng)被阻止，恒定的接觸角和軸向位移使內(nèi)圈可以保證在很寬的速度范圍內(nèi)運(yùn)動(dòng)。上述這種思想被引入到軸承的設(shè)計(jì)概念中，如圖2所示（a）和（b）。圖2中的第三個(gè)（c）這種新概念的設(shè)計(jì)方法在文中也介紹了。 圖2 軸承的不同多點(diǎn)(3 p,4 p)選擇2.2多點(diǎn)分析研究（4P）軸承表一主要研究多點(diǎn)（3P）軸承的操作過(guò)程及理論和實(shí)踐調(diào)查。實(shí)驗(yàn)室測(cè)試的軸承制造機(jī)床和生產(chǎn)工程(WZL)是在傳統(tǒng)主軸軸承的基礎(chǔ)上的。也有一些通過(guò)數(shù)值計(jì)算分析特性的多點(diǎn)（4P)軸承。隨后,關(guān)于新軸承的發(fā)展有了進(jìn)一步的結(jié)果,運(yùn)動(dòng)學(xué)和四個(gè)接觸分球正在考慮被使用。所有的計(jì)算都是在軸承型號(hào)為7014、直徑為12.7mm的陶瓷球上完成的。下面的圖中使用縮略語(yǔ)，在表1的中列出。表1 3.、4、5使用的是縮用詞 在1的計(jì)算中表明，內(nèi)圈的軸向位移可以減少不到兩個(gè)微米，接觸角的變化依賴速度是可以預(yù)防的。但是，多點(diǎn)軸承(4 p)的安裝與徑向間是有間隙的。因此，他們對(duì)熱有非常敏感的影響，特別是過(guò)度的高溫使得軸承的內(nèi)圈可能會(huì)引起相互干擾。這些影響也發(fā)生在高速旋轉(zhuǎn)的圓柱滾子軸承。圖3說(shuō)明了多點(diǎn)（4P）軸承的內(nèi)圈和外圈在1赫茲和4赫茲下的接觸壓力。這些直接接觸直接傳遞到軸向荷載（見(jiàn)圖表）和最大程度所受壓力上。軸承的徑向間隙顯示為22微米的。為了防止內(nèi)圈彈出，應(yīng)選擇合適的內(nèi)圈并與軸之間有35微米的間隙量。因此，軸承是提前被安裝上的。曲線1和2不考慮軸承計(jì)算的熱效應(yīng)。高應(yīng)力值在內(nèi)圈滾道曲率的結(jié)果上是很廣的。赫茲壓力的增加造成的內(nèi)圈離心的擴(kuò)張以及作用在球上的離心力增大。 圖3 在多點(diǎn)（4P）軸承在赫茲壓力下速度和溫度相反，曲線3和4顯示內(nèi)圈結(jié)合離心力超溫（線性增加）的影響。通過(guò)假設(shè)并計(jì)算一個(gè)梯度為1K/2000 rpm的曲線，其內(nèi)部應(yīng)力顯著增加，這是可以注意到的。在最大轉(zhuǎn)速30000 rpm的赫茲壓力下，內(nèi)環(huán)上升超過(guò)限制值為2000 N/mm。除了這些理論結(jié)果，還要必須考慮到內(nèi)部應(yīng)力的熱增加和過(guò)載的耦合效應(yīng)。因此，人們可以看到一點(diǎn)對(duì)多點(diǎn)（4P）軸承的干擾在高速運(yùn)轉(zhuǎn)的情況下內(nèi)圈溫度明顯過(guò)剩。這個(gè)假設(shè)將在第2.3節(jié)中進(jìn)行研究。圖2（c）顯示出第三個(gè)概念的新軸承幾何形狀的。它是為了防止在多點(diǎn)（4P）軸承的內(nèi)部超載而開(kāi)發(fā)的。概念的特征是分割內(nèi)環(huán)，它是一半固定在主軸體面向主軸的刀具側(cè)面的環(huán)。于是，它可以承受從加工過(guò)程中產(chǎn)生的力。環(huán)下半部分可沿軸軸向移動(dòng)，并通過(guò)碟形彈簧壓向球，形成軸承的內(nèi)部預(yù)壓功能。圖4中說(shuō)明了假設(shè)多余的溫度高達(dá)15 K線性（見(jiàn)圖3），多點(diǎn)（4P）軸承的內(nèi)圈在計(jì)算速度依賴性和運(yùn)動(dòng)學(xué)預(yù)裝中的發(fā)展，內(nèi)部彈簧預(yù)緊量為370N。 圖4 內(nèi)部彈簧預(yù)緊為370N的多點(diǎn)（4P）軸承2.3多點(diǎn)（4P）軸承的試驗(yàn)及研究該試驗(yàn)臺(tái)用于實(shí)驗(yàn)研究如圖6，其直接驅(qū)動(dòng)可實(shí)現(xiàn)高達(dá)40,000 rpm的最大轉(zhuǎn)速，額定扭矩達(dá)4.2Nm，額定轉(zhuǎn)速為23,000 rpm。測(cè)試主軸和驅(qū)動(dòng)由一個(gè)爪式離合器相連接，試驗(yàn)軸承可沿軸向由一個(gè)液壓活塞被加載，外圈的回火是通過(guò)水的循環(huán)在凸緣上實(shí)現(xiàn)的。由此，引起的附加滾動(dòng)接觸的外圈的加熱可被減小。內(nèi)軸承的溫度是由一個(gè)接近內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)的非接觸式傳感器來(lái)測(cè)量的。 圖6 試驗(yàn)臺(tái)圖7中顯示的是實(shí)驗(yàn)結(jié)果為對(duì)多點(diǎn)（4P）軸承的一個(gè)剛性和一個(gè)彈性點(diǎn)。起初，剛性軸承（概念(b)，圖2所示）是測(cè)試的，在測(cè)試中進(jìn)行不回火的外圈。接著，將柔性軸承（概念(c)，圖2 所示）與所述外圈的回火進(jìn)行了測(cè)試，測(cè)得的溫度顯示相關(guān)的環(huán)境溫度。在測(cè)試過(guò)程中的扭矩值來(lái)自電動(dòng)機(jī)的電流。在圖7中使用的縮寫(xiě)在表2中說(shuō)明。表2 在圖7中使用的縮寫(xiě) 曲線IT1和 OT1說(shuō)明第一個(gè)試驗(yàn)軸承的內(nèi)圈和外圈的溫度，如概念(b)所示。軸向載荷達(dá)1,000 N，5克的軸承轉(zhuǎn)速高達(dá)19000轉(zhuǎn)，每2小時(shí)增加2000轉(zhuǎn)。 圖7 多點(diǎn)（4P)軸承的行為操作3.可移動(dòng)的彈性圓柱滾子軸承最高轉(zhuǎn)速主軸單元通常是基于角接觸球軸承的彈性裝置設(shè)計(jì)的。這種主軸由一個(gè)固定和移動(dòng)軸承單元，以補(bǔ)償熱運(yùn)動(dòng)的主軸伸長(zhǎng)率來(lái)設(shè)計(jì)的。主軸在溫度梯度的情況下，軸承套圈的外殼的軸向運(yùn)動(dòng)可減少甚至避免造成主軸故障。在這種情況下，圓柱滾子軸承可稱為一個(gè)“理想”的移動(dòng)軸承。軸向相對(duì)的內(nèi)、外環(huán)是由一個(gè)螺旋滾筒的旋轉(zhuǎn)來(lái)運(yùn)動(dòng)的。然而，由于徑向干擾溫度及離心力作用于軸承組件而造成可達(dá)到的旋轉(zhuǎn)速度。因此，對(duì)高速圓柱滾子軸承的方法是減少基于功率損失而造成內(nèi)部產(chǎn)生的熱量和增加在線接觸赫茲壓力。4.對(duì)軸承的故障安全特性功率的優(yōu)化除了軸承設(shè)計(jì)的開(kāi)發(fā)，更多的研究工作集中在傳統(tǒng)主軸軸承的故障安全性能的最優(yōu)化上。主軸故障往往是由潤(rùn)滑不足造成的，特別是潤(rùn)滑脂的潤(rùn)滑，潤(rùn)滑劑的供給不足，這些都可能會(huì)導(dǎo)致軸承的保持架破損或過(guò)熱。5.總結(jié)根據(jù)所設(shè)計(jì)的主軸角接觸球軸承以及圓柱滾子軸承的現(xiàn)有技術(shù)的狀態(tài)，被廣泛用于高速主軸的應(yīng)用程序中。然而，這兩種類型的軸承的旋轉(zhuǎn)速度是有限的，特別是通過(guò)物理作用如熱和離心載荷。在本文中，一些方法都瞄準(zhǔn)在軸承上的提高穩(wěn)定性和速度性能。然而，由于不充分的滑動(dòng)軸承襯套，可動(dòng)軸承可能也會(huì)失敗。因此，適應(yīng)于高速運(yùn)轉(zhuǎn)的圓柱滾子軸承的開(kāi)發(fā)工作尤為重要。軸承比傳統(tǒng)的圓柱滾子軸承表現(xiàn)出更高的合規(guī)性。這個(gè)屬性是通過(guò)提供狹窄水道或外圈和內(nèi)圈與地面形成凹槽來(lái)實(shí)現(xiàn)的。在實(shí)際測(cè)試中，這些軸承比傳統(tǒng)類型達(dá)到更高的轉(zhuǎn)速。最后，介紹了涂層下故障安全特性的主軸軸承潤(rùn)滑不足的情況的優(yōu)化。6.參考文獻(xiàn)1 Weck, M., Spachtholz, G., 2003, 3- and 4-Contact Point Spindle Bearings-a new Approach for High Speed Spindle Systems, Annals of the CIRP, 52/1: 311-316.2 Moller, B., 2006, Hochgeschwindigkeits-Spindellager, Proceedings Gestaltung von Spindel-Lager-Systemen“, WZL Forum (Publisher), Aachen.3 Harris, T.A., 2001, Rolling Bearing Analysis, 4th Edition, John Wiley & Sons, Inc, New York.4 Cao, Y., Altintas, Y., 2004, A General Method for the Modeling of Spindle-Bearing Systems, Journal of Mechanical Design, Vol. 126: 1089 -1104.5 Yangang, W. et al., 2004, FE-Analysis of a novel Roller Form a deep End Cavity Roller for Roller Type Bearings, Journal of Materials Processing Technology 145: 233-241. 課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 題 目: X6132型臥式萬(wàn)能升降臺(tái)銑床主軸變速箱設(shè)計(jì)學(xué)生姓名： 專 業(yè)： 班 級(jí)： 學(xué) 號(hào)： 指導(dǎo)教師： 職稱 完成時(shí)間： 5摘 要本設(shè)計(jì)著重研究機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)步驟和設(shè)計(jì)方法，根據(jù)已確定的運(yùn)動(dòng)參數(shù)以變速箱展開(kāi)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(jì)效率。在機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡(jiǎn)化結(jié)構(gòu)，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設(shè)計(jì)方法是試算，湊算法，計(jì)算麻煩且不易找出合理的設(shè)計(jì)方案。本文通過(guò)對(duì)主傳動(dòng)系統(tǒng)中滑移齒輪傳動(dòng)特點(diǎn)的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開(kāi)圖及剖視圖。關(guān)鍵詞:變速箱,傳動(dòng)副，結(jié)構(gòu)網(wǎng)，結(jié)構(gòu)式，目 錄摘 要2目 錄4第1章 緒論61.1 課程設(shè)計(jì)的目的61.2課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容61.2.1 理論分析與設(shè)計(jì)計(jì)算61.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計(jì)61.2.3編制技術(shù)文件61.3 課程設(shè)計(jì)題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求6第2章 銑床參數(shù)的擬定72.1銑床主參數(shù)和基本參數(shù)72.2銑床的變速范圍R和最高轉(zhuǎn)速72.3確定級(jí)數(shù)主要其他參數(shù)72.3.1 擬定主軸的各級(jí)轉(zhuǎn)速72.3.2 主電機(jī)功率動(dòng)力參數(shù)的確定72.3.3確定結(jié)構(gòu)式72.3.4確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)92.3.5繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖92.4 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù)11第3章 傳動(dòng)件的計(jì)算133.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)133.1.1計(jì)算設(shè)計(jì)功率Pd133.1.2選擇帶型133.1.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速143.1.4確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度并驗(yàn)算小輪包角153.1.5確定帶的根數(shù)z153.1.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸163.1.7確定帶的張緊裝置163.1.8計(jì)算壓軸力163.2 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算173.3 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算183.4 傳動(dòng)軸最小軸徑的初定20第4章 主要零部件的選擇224.1 主軸剛度224.2 傳動(dòng)軸剛度274.3 齒輪疲勞強(qiáng)度304.4.軸承校核314.5 潤(rùn)滑與密封32第5章 主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及說(shuō)明335.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案335.2 展開(kāi)圖及其布置33結(jié)束語(yǔ)34參考文獻(xiàn)35 第1章 緒論1.1 課程設(shè)計(jì)的目的課程設(shè)計(jì)是在學(xué)完本課程后，進(jìn)行一次學(xué)習(xí)設(shè)計(jì)的綜合性練習(xí)。通過(guò)課程設(shè)計(jì)，使學(xué)生能夠運(yùn)用所學(xué)過(guò)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(shí)，及生產(chǎn)實(shí)習(xí)等實(shí)踐技能，達(dá)到鞏固、加深和拓展所學(xué)知識(shí)的目的。通過(guò)課程設(shè)計(jì)，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(jì)，進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算并編寫(xiě)技術(shù)文件；完成系統(tǒng)主傳動(dòng)設(shè)計(jì)，達(dá)到學(xué)習(xí)設(shè)計(jì)步驟和方法的目的。通過(guò)設(shè)計(jì)，掌握查閱相關(guān)工程設(shè)計(jì)手冊(cè)、設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)和資料的方法，達(dá)到積累設(shè)計(jì)知識(shí)和設(shè)計(jì)技巧，提高學(xué)生設(shè)計(jì)能力的目的。通過(guò)設(shè)計(jì)，使學(xué)生獲得機(jī)械系統(tǒng)基本設(shè)計(jì)技能的訓(xùn)練，提高分析和解決工程技術(shù)問(wèn)題的能力，并為進(jìn)行機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)創(chuàng)造一定的條件。1.2課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)內(nèi)容由理論分析與設(shè)計(jì)計(jì)算、圖樣技術(shù)設(shè)計(jì)和技術(shù)文件編制三部分組成。1.2.1 理論分析與設(shè)計(jì)計(jì)算（1）機(jī)械系統(tǒng)的方案設(shè)計(jì)。設(shè)計(jì)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(jì)參數(shù)，進(jìn)行傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)和計(jì)算。（3）根據(jù)設(shè)計(jì)方案和零部件選擇情況，進(jìn)行有關(guān)動(dòng)力計(jì)算和校核。1.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計(jì)（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(jì)與繪制。1.2.3編制技術(shù)文件（1）對(duì)于課程設(shè)計(jì)內(nèi)容進(jìn)行自我經(jīng)濟(jì)技術(shù)評(píng)價(jià)。（2）編制設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)。1.3 課程設(shè)計(jì)題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求題目：臥式升降臺(tái)銑床主傳動(dòng)設(shè)計(jì)銑床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：主軸最低轉(zhuǎn)速28r/ min；主軸轉(zhuǎn)速公比1.26；主軸變速級(jí)數(shù)18級(jí)；主電動(dòng)機(jī)功率7.5KW。37第2章 銑床參數(shù)的擬定2.1銑床主參數(shù)和基本參數(shù)銑床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：變速級(jí)數(shù)Z正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )電機(jī)功率N（kw）公比18287.51.262.2銑床的變速范圍R和最高轉(zhuǎn)速 R=50.85， 根據(jù)取標(biāo)準(zhǔn)數(shù)據(jù) 由公式R=，其中 =1.26，R=50.8，可以計(jì)算z=182.3確定級(jí)數(shù)主要其他參數(shù)2.3.1 擬定主軸的各級(jí)轉(zhuǎn)速依據(jù)題目要求選級(jí)數(shù)Z=18， =1.26=1.064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(dòng)。各級(jí)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：28，35，45，56,70,90,112，140，180，224，280，360，450，560，710，900，1120，14002.3.2 主電機(jī)功率動(dòng)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7.5KW可選取電機(jī)為：Y132ML-4額定功率為7.5KW，轉(zhuǎn)速為1500r/min.2.3.3確定結(jié)構(gòu)式將主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)分解因子，可能的方案有：第一行 第二行 在上面的兩行方案中，第一行方案是由11對(duì)傳動(dòng)副組成的兩個(gè)變速組，這兩個(gè)變速組串聯(lián)構(gòu)成了主軸的18級(jí)轉(zhuǎn)速。這樣的方案能夠省掉一根軸，但有一個(gè)傳動(dòng)組內(nèi)將出現(xiàn)9個(gè)傳動(dòng)副。假如用一個(gè)九聯(lián)滑移齒輪，那么軸向尺寸會(huì)增大。假如采用若干個(gè)雙聯(lián)滑移齒輪與若干個(gè)三聯(lián)滑移齒輪組合使用，那么，為了防止各滑移齒輪同時(shí)嚙合，操縱機(jī)構(gòu)必須實(shí)現(xiàn)互鎖。綜上所述，第一行中的方案一般不采用。對(duì)于第二行中的三個(gè)方案，將出現(xiàn)三個(gè)變速組，每個(gè)變數(shù)組中有2個(gè)或者3個(gè)傳動(dòng)副。我們能夠采用雙聯(lián)或者三聯(lián)滑移齒輪來(lái)變速。該行方案中總的傳動(dòng)副數(shù)最少，軸向尺寸較小，操縱機(jī)構(gòu)也相對(duì)簡(jiǎn)單。因此，在主軸轉(zhuǎn)速為18級(jí)的分級(jí)變速系統(tǒng)設(shè)計(jì)中，通常采用第二行中的方案。根據(jù)公式可得，傳動(dòng)件所傳遞的功率P與它的計(jì)算轉(zhuǎn)速?zèng)Q定了傳遞轉(zhuǎn)矩T。一般情況下，從電動(dòng)機(jī)到主軸為降速傳動(dòng)。即所謂的“近電機(jī)高轉(zhuǎn)速”，從而計(jì)算轉(zhuǎn)速也較高，那么需要傳遞的轉(zhuǎn)矩就較小，尺寸也較小。根據(jù)傳動(dòng)副的“前多后少”原則，即將傳動(dòng)副較多的變速組安排在靠近電動(dòng)機(jī)處，這樣可以多些小尺寸的零件，少些大尺寸的零件，不僅可以節(jié)省材料，還可以使變速箱結(jié)構(gòu)緊湊。因此，對(duì)于第二行中的三種方案，我們通常采用的方案，它表示該傳動(dòng)系統(tǒng)是由3個(gè)變速組共8對(duì)傳動(dòng)副組成（不包含可能的定比傳動(dòng)副）。在方案中，由于基本組與擴(kuò)大組之間的排列順序不同，又將衍生出6種不同的方案。6種方案的結(jié)構(gòu)式如下： 在這6個(gè)方案中，首先應(yīng)對(duì)各個(gè)方案變速組的變速范圍進(jìn)行驗(yàn)算。在一般情況下，變速范圍最大的是最后一個(gè)擴(kuò)大組，所以只需要對(duì)最后一個(gè)擴(kuò)大組的變速范圍進(jìn)行校驗(yàn)。設(shè)計(jì)機(jī)床的變速系統(tǒng)中，在降速傳動(dòng)時(shí)，為了避免從動(dòng)齒輪的直徑過(guò)大而使徑向尺寸隨之增大，通常使傳動(dòng)副的最小傳動(dòng)比。在升速傳動(dòng)中，防止產(chǎn)生過(guò)大的噪聲與震動(dòng)，通常使傳動(dòng)副的最大傳動(dòng)比。對(duì)于斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)比較平穩(wěn)，所以取。故，在一般情況下變速組的變速范圍應(yīng)滿足以下條件： 在、這四種方案中，最后一個(gè)擴(kuò)大組都是，其變速范圍： 所以不滿足傳動(dòng)組的極限變速范圍要求。在、這兩種方案中，最后一個(gè)擴(kuò)大組都是，其變速范圍： 滿足傳動(dòng)組的極限變速范圍要求。根據(jù)中間軸變速范圍最小的原則，即“前密后疏”，方案為最佳方案，結(jié)構(gòu)式為：。2.3.4確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)畫(huà)出結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下：(變速系統(tǒng)共需4根軸，其中軸為主軸) 圖1 結(jié)構(gòu)網(wǎng)2.3.5繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖（1）選擇電動(dòng)機(jī)：采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。（2）繪制轉(zhuǎn)速圖： 圖2 轉(zhuǎn)速圖（3）畫(huà)主傳動(dòng)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(huà)主傳動(dòng)系統(tǒng)圖如圖2-3：1-2軸最小中心距：A1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和:Szmin(Zmax+2+D/m) 圖3 主傳動(dòng)系統(tǒng)圖2.4 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù)(1)Sz100-120,中型機(jī)床Sz=70-100(2)直齒圓柱齒輪Zmin18-20（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Zmin1820,齒數(shù)和Sz100120，由表4.1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動(dòng)比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表2-2。（1） 確定各變速組內(nèi)齒輪齒數(shù)由以上確定的各個(gè)傳動(dòng)比，根據(jù)參考文獻(xiàn)1表5-2，有： a變速組 ， ,/2時(shí)，=，58，60，62，64，66，68，70，72，74，76，時(shí)，=，56，59，60，61，63，65，66，68，70，72，74，時(shí)，=57，59，60，62，65，67，70，72，73，75，可知，=60是共同適用的，可取=60。再由參考文獻(xiàn)1表5-2查出各對(duì)齒輪副中小齒輪的齒數(shù)為：23、20和17。則：； b變速組， ， 時(shí)，=，70，72，74，75，77，79，81，82，83，84， 時(shí)，=，70，72，73，75，77，78，80，82，83，85， 時(shí)，=，66，67，70，71，75，79，80，83，84，87，可取=70，查出齒輪齒數(shù)為：43、31、和20。； c變速組， 時(shí)，=，80，84，85，95，96，99，100，104，105， 時(shí)，=，92，93，95，96，98，99，101，102，104，可取=89，查出齒輪齒數(shù)為：30和18。則： ；第3章 傳動(dòng)件的計(jì)算3.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)輸出功率P=7.5kW,轉(zhuǎn)速n1=1500r/min,n2=710r/min3.1.1計(jì)算設(shè)計(jì)功率Pd表1 工作情況系數(shù)工作機(jī)原動(dòng)機(jī)類類一天工作時(shí)間/h10161016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)1.01.11.21.11.21.3載荷變動(dòng)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(dòng)篩1.11.21.31.21.31.4載荷變動(dòng)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1.21.31.41.41.51.6載荷變動(dòng)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)1.31.41.51.51.61.8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KA1.1。即3.1.2選擇帶型普通V帶的帶型根據(jù)傳動(dòng)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1311選取。圖4 V帶型功率轉(zhuǎn)速圖根據(jù)算出的Pd8.25kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n11500r/min ，查圖得：dd=80100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(yàn)證帶速由機(jī)械設(shè)計(jì)P298表137查得，小帶輪基準(zhǔn)直徑為80100mm則取dd1=100mm ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得）表2 V帶帶輪最小基準(zhǔn)直徑槽型YZABCDE205075125200355500由機(jī)械設(shè)計(jì)P295表13-4查“V帶輪的基準(zhǔn)直徑”，得=212mm 誤差驗(yàn)算傳動(dòng)比： （為彈性滑動(dòng)率）誤差 符合要求 帶速 滿足5m/sv300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪?？傊л嗊xH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(jiǎn)單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。3.1.8計(jì)算壓軸力 由機(jī)械設(shè)計(jì)P303表1312查得，A型帶的初拉力F0117.83N，上面已得到=162.93o，z=3，則對(duì)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(shí)要進(jìn)行動(dòng)平衡，對(duì)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(dòng)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(hào)及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見(jiàn)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(lái)聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。表5 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）項(xiàng)目 符號(hào) 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(duì)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(duì)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(shí)心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd(2.53)d時(shí))，如圖4-2a。 （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd 300mm 時(shí))，如圖4-2b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪(ddd) 100 mm 時(shí))，如圖4-2c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd 500mm 時(shí))，如圖4-2d。（a） （b） （c） （d）圖5 帶輪結(jié)構(gòu)類型根據(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）3.2 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=88.92r/min，取90r/min。(2). 傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速 軸3=112 r/min， 軸2=280 r/min，軸1=710r/min。（2）確定各傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速。表6 各軸計(jì)算轉(zhuǎn)速軸 號(hào) 軸 軸 軸計(jì)算轉(zhuǎn)速 r/min 710280112（3） 確定齒輪副的計(jì)算轉(zhuǎn)速。表7 齒輪副計(jì)算轉(zhuǎn)速序號(hào)ZZZZZn710280280112903.3 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)荷最重的小齒輪，按簡(jiǎn)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8所示。表8 模數(shù)組號(hào)基本組第一擴(kuò)大組第二擴(kuò)大組模數(shù) mm 445（2）齒輪計(jì)算。表9 齒輪幾何尺寸見(jiàn)下表齒輪尺寸表齒輪齒數(shù)z模數(shù)m分度圓d齒頂圓齒根圓齒頂高齒根高3234921008245437414815613845520480887045640416016815045717468765845843417217216245943417217216245102741081169845113141241241144512394156156146451320480887045145042002081904515593177183169.533.7516303909682.533.7517184728062451871428429227445按基本組最小齒輪計(jì)算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB286HB，平均取240HB。計(jì)算如下： 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(dòng)機(jī)功率; -計(jì)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(dòng)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 Mpa3.4 傳動(dòng)軸最小軸徑的初定由【5】式6，傳動(dòng)軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計(jì)算：傳動(dòng)軸的直徑可按下列扭轉(zhuǎn)剛度公式進(jìn)行計(jì)算 取取由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)3.19-317表知取花鍵軸尺寸為取由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表取花鍵軸尺寸為取由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表3.19-317 取花鍵軸尺寸為將計(jì)算結(jié)果列成表格形式，如：軸號(hào)花鍵軸尺寸備注7.214102635平鍵6.7775030.1456-423610花鍵6.3743037.3456-484212花鍵67552506-555014花鍵第4章 主要零部件的選擇 4.1 主軸剛度1 主軸支撐跨距的確定前端懸伸量：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。一般最佳跨距，考慮到結(jié)構(gòu)以及支承剛度會(huì)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。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(dòng)機(jī)額定功率()，；主傳動(dòng)系統(tǒng)的總效率，為各傳動(dòng)副、軸承的效率，總效率。由前文計(jì)算結(jié)果， 。?。恢鬏S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(duì)于臥式銑床，為最大端銑刀計(jì)算直徑，對(duì)于工作臺(tái)寬度為320mm的臥式銑床,其端銑刀的計(jì)算直徑及寬度分別為，?？梢缘玫剑?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(duì)于臥式升降臺(tái)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(dòng)副有消隙機(jī)構(gòu)，應(yīng)采用不對(duì)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。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(zhǎng)度，；對(duì)于普通升降臺(tái)銑床。可以得到，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()，?。辉擙X輪的模數(shù)、齒數(shù)；該傳動(dòng)軸的計(jì)算工況轉(zhuǎn)速。可以得到，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，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，?？梢缘玫?，6 主軸組件的靜剛度驗(yàn)算圖6主軸組件縱向視圖力的分布圖 7主軸組件橫向視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(dòng)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(dòng)軸承可以提高剛度。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(dòng)軸承的游隙為零時(shí)，承受徑向載荷來(lái)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(dòng)體列數(shù)；每列中滾動(dòng)體數(shù)；滾子有效長(zhǎng)度；軸承的徑向負(fù)荷；軸承的接觸角?？梢缘玫剑昂笾С休S承的彈性位移，分別計(jì)算各作用力對(duì)彈性主軸前端點(diǎn)產(chǎn)生的撓度。由簡(jiǎn)單載荷下簡(jiǎn)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(duì)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(jiàn)，故主軸通過(guò)校核。4.2 傳動(dòng)軸剛度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)力和輸出扭矩的齒輪驅(qū)動(dòng)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(dòng)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。由于軸上有三種不同的驅(qū)動(dòng)力和三種不同的驅(qū)動(dòng)阻力，故驅(qū)動(dòng)力具體的計(jì)算結(jié)果在下文討論。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)小于允許變形量及，允許變形量可由參考文獻(xiàn)4查得。由參考文獻(xiàn)3知，對(duì)于傳動(dòng)軸，僅需要進(jìn)行剛度計(jì)算，無(wú)須進(jìn)行強(qiáng)度驗(yàn)算。3 主軸組件的撓度驗(yàn)算圖8 傳動(dòng)軸II載荷分布其中是變速組1的驅(qū)動(dòng)力，且3個(gè)驅(qū)動(dòng)力不能同時(shí)作用；是變速組2的驅(qū)動(dòng)阻力，且3個(gè)驅(qū)動(dòng)阻力不能同時(shí)作用?？梢缘玫綄?duì)于輸出驅(qū)動(dòng)阻力，由于各種情況轉(zhuǎn)速不定，故應(yīng)在選定校核用軸速度以后計(jì)算。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，其最大誤差不超過(guò)3%。由參考文獻(xiàn)4，若兩支承的齒輪傳動(dòng)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（4-17）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(hào)定義與前文一致?？梢缘玫?，；?？梢缘玫焦室鸬闹悬c(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（4-19）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(dòng)軸連心線的夾角；驅(qū)動(dòng)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(jiàn)，滿足要求。由參考文獻(xiàn)4，傳動(dòng)軸在支承點(diǎn)A、B處的傾角、（4-21）可以得到，可見(jiàn)，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)軸通過(guò)校核。4.3 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(duì)高速轉(zhuǎn)動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力，對(duì)低速轉(zhuǎn)動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。對(duì)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(duì)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(hào)，內(nèi)嚙合取“”號(hào)；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）齒輪在機(jī)床工作期限內(nèi)的總工作時(shí)間，對(duì)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(dòng)副數(shù)，取，則；齒輪的最低轉(zhuǎn)速基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，對(duì)于鋼和鑄鐵件，接觸載荷取，彎曲載荷??；疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取，彎曲載荷對(duì)正火、調(diào)質(zhì)及整體淬硬件取，對(duì)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)，?。徊牧蠌?qiáng)化系數(shù)，??；可以得到，；齒向載荷分布系數(shù)，??；動(dòng)載荷系數(shù)，?。还ぷ鳡顩r系數(shù)，考慮載荷沖擊的影響，主運(yùn)動(dòng)（中等沖擊）??；齒形系數(shù)，取?？梢缘玫?，可見(jiàn)，。綜上，齒輪通過(guò)校核。4.4.軸承校核 4.5 潤(rùn)滑與密封 主軸轉(zhuǎn)速高，必須保證充分潤(rùn)滑，一般常用單獨(dú)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。?章 主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及說(shuō)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(dòng)件（傳動(dòng)軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動(dòng)器等）、主軸組件、操縱機(jī)構(gòu)、潤(rùn)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(kāi)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(huà)展開(kāi)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(dòng)的有關(guān)要求外，著重考慮以下幾個(gè)方面的問(wèn)題。精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動(dòng)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)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(guò)反復(fù)思考和多次修改。在正式畫(huà)圖前應(yīng)該先畫(huà)草圖。目的是：1 布置傳動(dòng)件及選擇結(jié)構(gòu)方案。2 檢驗(yàn)傳動(dòng)設(shè)計(jì)的結(jié)果中有無(wú)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(dòng)軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對(duì)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(kāi)圖及其布置展開(kāi)圖就是按照傳動(dòng)軸傳遞運(yùn)動(dòng)的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開(kāi)并將這些剖切面平整展開(kāi)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(jí)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，齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑，負(fù)責(zé)齒輪無(wú)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(jí)反向轉(zhuǎn)動(dòng)，右邊接通得到三級(jí)反向轉(zhuǎn)動(dòng)。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第一種方案，通過(guò)空心軸中的拉桿來(lái)操縱離合器的結(jié)構(gòu)?？偛贾脮r(shí)需要考慮制動(dòng)器的位置。制動(dòng)器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動(dòng)器不要放在轉(zhuǎn)速太低軸上，以免制動(dòng)扭矩太大，是制動(dòng)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(yǔ)1、本次課程設(shè)計(jì)是針對(duì)專業(yè)課程基礎(chǔ)知識(shí)的一次綜合性應(yīng)用設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)過(guò)程應(yīng)用了機(jī)械制圖、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(shí)，并應(yīng)用這些知識(shí)來(lái)分析和解決實(shí)際問(wèn)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(duì)機(jī)械部件的傳動(dòng)設(shè)計(jì)和動(dòng)力計(jì)算也提高了應(yīng)用各種資料和實(shí)際動(dòng)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(shí)面的狹窄和對(duì)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(chéng)請(qǐng)老師給予指正和教導(dǎo)。參考文獻(xiàn)【1】陳立德主編 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