臥式升降臺銑床主傳動設計[P=3kw 轉速 35.5 1800 公比1.26,z=18)【含CAD高清圖紙和說明書】

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緒論隨著社會生產的進步和科學技術的不斷發(fā)展，機電產品的質量和生產率的要求越來越高。研究本課題對提高機電產品生產率，保證產品質量，改善勞動強度和降低生產成本等都非常重要。車床產業(yè)發(fā)展到現在，技術已相經當成熟。高效率、高精度、多樣化、自動化已成為當今社會車床發(fā)展的特征。機床的特點就是多樣化發(fā)展，技術的飛速發(fā)展和產品的更新使車床必須多樣化，目前車床主要是多品種小批生產，因此現代機床不但要保障加工精度和高度自動化，而且必須有一定的鋼度和柔性，這樣才能更加適應加工。1.1選題的目的機床主軸變速箱設計是在學完基礎課、技術基礎課及有關專業(yè)課的基礎上進行的綜合訓練。通過這次畢業(yè)設計，我可以掌握機床主軸變速箱設計過程和方法，包括參數擬定、傳動設計、零件計算、結構設計等，鍛煉了結構分析和設計能力；綜合應用過去所學的理論知識，提高聯(lián)系實際和綜合分析能力；訓練和提高設計的基本技能，如計算、制圖、應用設計資料、標準和規(guī)范、編寫技術文件等。1.2研究的主要內容車床主軸變速箱設計是在學完基礎課，技術基礎課及相關專業(yè)課的基礎上進行的綜合訓練。主要內容如下：1.2.1擬定主運動參數根據車床的類型、規(guī)格等特點，查知典型工藝的切削用量，結合實際條件及情況，并與同類型車床比較分析后確定：極限轉速，公比（或級數 Z ），和主傳動電機功率N。1.2.2運動設計 根據擬定的參數，完成結構網和轉速圖并對其分析，確定傳動結構方案和傳動系統(tǒng)圖，計算各傳動副的傳動比和齒輪的齒數，并驗算主軸的轉速誤差。1.2.3動力計算和結構草圖設計估算軸徑d以及齒輸模數m，選擇和計算反向離合器，制動器。將各傳動件和其它零件在展開圖和剖面圖上做簡單的安排，布置和設計。1.2.4傳動件驗算根據以上結構草圖，對一根傳動軸的剛度和強度，以及該軸系的軸承的壽命進行驗算。1.2.5裝配設計車床主軸變速箱的裝配圖是以結構草圖為“底稿”，進行設計和繪制的。設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等）、主軸組件、操縱機構、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)接件的結果設計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。圖上各零部件要表達清楚，并標注尺寸和配合。1.2.6編寫設計說明書應包括車床的用途、特點及主要技術參數，同類型車床的方案及結構的分析對比，參數擬定，運動設計，動力計算和結構草圖設計，傳動件驗算，裝配圖設計等，此外，還應對重要結構的選擇和分析做必要的說明。1.3 課程設計題目、主要技術參數和技術要求題目：臥式升降臺銑床主傳動設計銑床的主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數如下：主軸最低轉速35.5r/ min；主軸最高轉速1800r/ min；主軸轉速公比1.26；主電動機功率3KW。34第2章 銑床參數的擬定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：變速級數Z正轉最低轉速nmin( )電機功率N（kw）公比1835.531.262.2銑床的變速范圍R和級數Z 由公式R=，其中 =1.26，R=50.8，可以計算z=182.3確定級數主要其他參數2.3.1 擬定主軸的各級轉速依據題目要求選級數Z=8， =1.26=1.064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：35.5,45,56,71,90,112,142,180,224,275,350，450，560，710，900，1120，1420，18002.3.2 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。根據題設條件電機功率為3KW可選取電機為：Y100L-4額定功率為3KW，滿載轉速為1420r/min.2.3.3確定結構式將主軸轉速級數分解因子，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對傳動副組成的兩個變速組，這兩個變速組串聯(lián)構成了主軸的18級轉速。這樣的方案能夠省掉一根軸，但有一個傳動組內將出現9個傳動副。假如用一個九聯(lián)滑移齒輪，那么軸向尺寸會增大。假如采用若干個雙聯(lián)滑移齒輪與若干個三聯(lián)滑移齒輪組合使用，那么，為了防止各滑移齒輪同時嚙合，操縱機構必須實現互鎖。綜上所述，第一行中的方案一般不采用。對于第二行中的三個方案，將出現三個變速組，每個變數組中有2個或者3個傳動副。我們能夠采用雙聯(lián)或者三聯(lián)滑移齒輪來變速。該行方案中總的傳動副數最少，軸向尺寸較小，操縱機構也相對簡單。因此，在主軸轉速為18級的分級變速系統(tǒng)設計中，通常采用第二行中的方案。根據公式可得，傳動件所傳遞的功率P與它的計算轉速決定了傳遞轉矩T。一般情況下，從電動機到主軸為降速傳動。即所謂的“近電機高轉速”，從而計算轉速也較高，那么需要傳遞的轉矩就較小，尺寸也較小。根據傳動副的“前多后少”原則，即將傳動副較多的變速組安排在靠近電動機處，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，還可以使變速箱結構緊湊。因此，對于第二行中的三種方案，我們通常采用的方案，它表示該傳動系統(tǒng)是由3個變速組共8對傳動副組成（不包含可能的定比傳動副）。在方案中，由于基本組與擴大組之間的排列順序不同，又將衍生出6種不同的方案。6種方案的結構式如下： 在這6個方案中，首先應對各個方案變速組的變速范圍進行驗算。在一般情況下，變速范圍最大的是最后一個擴大組，所以只需要對最后一個擴大組的變速范圍進行校驗。設計機床的變速系統(tǒng)中，在降速傳動時，為了避免從動齒輪的直徑過大而使徑向尺寸隨之增大，通常使傳動副的最小傳動比。在升速傳動中，防止產生過大的噪聲與震動，通常使傳動副的最大傳動比。對于斜齒圓柱齒輪傳動比較平穩(wěn)，所以取。故，在一般情況下變速組的變速范圍應滿足以下條件： 在、這四種方案中，最后一個擴大組都是，其變速范圍： 所以不滿足傳動組的極限變速范圍要求。在、這兩種方案中，最后一個擴大組都是，其變速范圍： 滿足傳動組的極限變速范圍要求。根據中間軸變速范圍最小的原則，即“前密后疏”，方案為最佳方案，結構式為：。2.3.4確定結構網畫出結構網如下：(變速系統(tǒng)共需4根軸，其中軸為主軸) 圖1 結構網2.3.5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： 圖2 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：A1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數和:Szmin(Zmax+2+D/m) 圖3 主傳動系統(tǒng)圖2.4 確定各變速組此論傳動副齒數(1)Sz100-120,中型機床Sz=70-100(2)直齒圓柱齒輪Zmin18-20（7）齒輪齒數的確定。變速組內取模數相等，據設計要求Zmin1820,齒數和Sz100120，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， ， 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1表5-2查出各對齒輪副中小齒輪的齒數為：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，查出齒輪齒數為：37、32、和20。； c變速組， 時，=，80，84，85，95，96，99，100，104，105， 時，=，92，93，95，96，98，99，101，102，104，可取=99，查出齒輪齒數為：20和33。則： ；第3章 傳動件的計算3.1 帶傳動設計輸出功率P=3kW,轉速n1=1420r/min,n2=900r/min3.1.1計算設計功率Pd表4 工作情況系數工作機原動機類類一天工作時間/h10161016載荷平穩(wěn)液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（）；離心式壓縮機；輕型運輸機1.01.11.21.11.21.3載荷變動小帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（）；發(fā)電機；旋轉式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩1.11.21.31.21.31.4載荷變動較大螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械1.21.31.41.41.51.6載荷變動很大破碎機（旋轉式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機1.31.41.51.51.61.8根據V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時），查機械設計P296表4，取KA1.1。即3.1.2選擇帶型普通V帶的帶型根據傳動的設計功率Pd和小帶輪的轉速n1按機械設計P297圖1311選取。根據算出的Pd3.3kW及小帶輪轉速n11420r/min ，查圖得：dd=80100可知應選取A型V帶。3.1.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速由機械設計P298表137查得，小帶輪基準直徑為80100mm則取dd1=95mm ddmin.=75 mm（dd1根據P295表13-4查得）表3 V帶帶輪最小基準直徑槽型YZABCDE205075125200355500由機械設計P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得=160mm 誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率）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?，小帶輪選H型孔板式結構，大帶輪選擇E型輪輻式結構。帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。3.1.7確定帶的張緊裝置 選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。3.1.8計算壓軸力 由機械設計P303表1312查得，A型帶的初拉力F0123.75N，上面已得到=171.2o，z=3，則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(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 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 外徑 d a 輪 槽 角 32 對應的基準直徑 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(2.53)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(ddd) 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）3.2 計算轉速的計算（1）主軸的計算轉速nj，由公式n=n得，主軸的計算轉速nj=100.037r/min，取100r/min。(2). 傳動軸的計算轉速 軸3=425 r/min， 軸2=670 r/min，軸1=850r/min。（2）確定各傳動軸的計算轉速。表6 各軸計算轉速軸 號 軸 軸 軸計算轉速 r/min 850670425（3） 確定齒輪副的計算轉速。表7 齒輪副計算轉速序號ZZZZZn8508506706704253.3 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，如表8所示。表8 模數組號基本組第一擴大組第二擴大組模數 mm 444（2）基本組齒輪計算。表9 基本組齒輪幾何尺寸見下表齒輪Z1Z1 Z2Z2 Z3Z3齒數324028562448分度圓直徑12816011222496192齒頂圓直徑136168120232104200齒根圓直徑11815010221486182 齒寬242424242424按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB286HB，平均取240HB。計算如下： 齒面接觸疲勞強度計算： 接觸應力驗算公式為 彎曲應力驗算公式為： 式中 N-傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動機功率; -計算轉速（r/min）. ; m-初算的齒輪模數（mm）, m=4（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； = -工作期限系數； T-齒輪工作期限，這里取T=15000h.; -齒輪的最低轉速（r/min） -基準循環(huán)次數，接觸載荷取=，彎曲載荷取= 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=0.60 -功率利用系數，查【5】2上，取=0.78 -材料強化系數，查【5】2上， =0.60 -工作狀況系數，取=1.1 -動載荷系數，查【5】2上，取=1 -齒向載荷分布系數，查【5】2上，=1 Y-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；-許用彎曲應力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；根據上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa =78 Mpa（3）擴大組齒輪計算。第一擴大組齒輪幾何尺寸見下表齒輪Z4Z4 Z5Z5Z6Z6齒數463732512063分度圓直徑18414812820480252齒頂圓直徑19215613621288260齒根圓直徑17413811819470242 齒寬242424242424第二擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪Z5Z5Z6Z6齒數66332079分度圓直徑26413280316齒頂圓直徑27214088324齒根圓直徑25412270306齒寬24242424按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB286HB，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，=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） -該軸的計算轉速 -該軸每米長度的允許扭轉角，=。各軸最小軸徑如表10。表10 最小軸徑軸 號 軸 軸最小軸徑mm 3540 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6012II軸：對稱布置深溝球軸承6009III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7012C4.2 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 零件驗算4.3.1 主軸剛度4.3.1.1 主軸支撐跨距的確定前端懸伸量：主軸前端的懸伸長度，即從主軸外側前支撐中點（滾錐軸承及向心推力軸承則是接觸角法線與軸線的交點處）到主軸前端的距離。這里選定。一般最佳跨距，考慮到結構以及支承剛度會因磨損而不斷降低，應取跨距比最佳支承跨距 大一些，一般是的倍，再綜合考慮結構的需要，本設計取。4.3.1.2 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：電動機額定功率()，；主傳動系統(tǒng)的總效率，為各傳動副、軸承的效率，總效率。由前文計算結果， 。??；主軸的計算轉速，由前文計算結果，主軸的計算轉速為；計算直徑，對于臥式銑床，為最大端銑刀計算直徑，對于工作臺寬度為250mm的臥式銑床,其端銑刀的計算直徑及寬度分別為，?？梢缘玫剑炈阒鬏S組件剛度時，須求出作用在垂直于主軸軸線的平面內的最大切削合力。對于臥式升降臺銑床的銑削力，一般按端銑計算。不妨假設本銑床進給系統(tǒng)的末端傳動副有消隙機構，應采用不對稱順銑，則各切削分力、同的比值可大致認為； ； 。則，即與水平面成角，在水平面的投影與成角。4.3.1.3 切削力作用點的確定設切削力的作用點到主軸前支撐的距離為 （4-9）其中：主軸前端的懸伸長度，；對于普通升降臺銑床?？梢缘玫?，4.3.1.4 齒輪驅動力Q的確定齒輪傳動軸受輸入扭矩的齒輪驅動力的作用而產生彎曲變形，當齒輪為直齒圓柱齒輪時，其嚙合角，齒面摩擦角時，其彎曲載荷（4-10）其中：齒輪傳遞的全功率()，??；該齒輪的模數、齒數；該傳動軸的計算工況轉速。可以得到，4.3.1.5 變形量允許值的確定變形量允許值：對普通機床前端撓度的允許值，目前廣泛 使用的經驗數據（4-11）其中：主軸兩支撐間的距離，。可以得到，4.3.1.6 主軸組件的靜剛度驗算圖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系，求各力同時作用下，前后軸承負荷的大小及其方向角，并判定象限。建立方程組計算主軸前后支撐處的支反力。的方向：的方向：在點的水平投影：在點的垂直投影：可以得到，即，方向與軸正方向夾角。，方向與軸正方向夾角。前后軸承的負荷大小與支反力大小相同，方向相反。故前后軸承的負荷為：，方向與軸正方向夾角。，方向與軸正方向夾角。按軸承的合成負荷，計算軸承的彈性位移。滾動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。預緊的滾動軸承可以提高剛度。計算時可以忽略軸承環(huán)與軸頸以及箱體孔之間的接觸剛度。僅以滾動軸承的游隙為零時，承受徑向載荷來計算軸承的徑向剛度，圓錐滾子軸承的徑向剛度（4-12）其中：滾動體列數；每列中滾動體數；滾子有效長度；軸承的徑向負荷；軸承的接觸角?？梢缘玫?，前后支承軸承的彈性位移，分別計算各作用力對彈性主軸前端點產生的撓度。由簡單載荷下簡支軸的變形公式，軸自身變形引起的軸點撓度公式（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，點的撓度分解將軸承的彈性位移分解為直角坐標分量，并計算它對主軸前端點產生的相應撓度值。點：點：在水平面（方向）點產生的撓度：在垂直面（方向）點產生的撓度：可以得到，將主軸組件前端c 點在直角坐標上的各分量進行代數疊加后，再合成綜合撓度值并計算其方向角。分量：合成：方向角：由綜合撓度，可見，故主軸通過校核。4.3.2 傳動軸剛度4.3.2.1 齒輪驅動力Q的確定齒輪傳動軸同時受輸入扭矩的齒輪驅動力和輸出扭矩的齒輪驅動阻力的作用而產生彎曲變形，當齒輪為直齒圓柱齒輪，其嚙合角，齒面摩擦角時，其彎曲載荷（4-16）其中：該齒輪傳遞的全功率，??； 該齒輪的模數和齒數； 該傳動軸的計算工況轉速； 該軸輸入扭矩的齒輪計算轉速； 該軸輸出扭矩的齒輪計算轉速。由于軸上有三種不同的驅動力和三種不同的驅動阻力，故驅動力具體的計算結果在下文討論。4.3.2.2 變形量允許值的確定齒輪傳動軸的抗彎剛度驗算，包括軸的最大撓度，滾動軸承處及齒輪安裝處的傾角驗算。其值均應小于允許變形量及，允許變形量可由參考文獻4查得。由參考文獻3知，對于傳動軸，僅需要進行剛度計算，無須進行強度驗算。5.2.2.3 主軸組件的撓度驗算圖8 傳動軸II載荷分布其中是變速組1的驅動力，且3個驅動力不能同時作用；是變速組2的驅動阻力，且3個驅動阻力不能同時作用?？梢缘玫綄τ谳敵鲵寗幼枇?，由于各種情況轉速不定，故應在選定校核用軸速度以后計算。為了計算上的簡便，可以近似地以該軸的中點撓度代替最大撓度，其最大誤差不超過3%。由參考文獻4，若兩支承的齒輪傳動軸為實心的圓形鋼軸，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的距離； 輸入扭矩的齒輪在軸的中點引起的撓度； 輸出扭矩的齒輪在軸的中點引起的撓度；其余各符號定義與前文一致?？梢缘玫?，；。可以得到故引起的中點撓度最大，在計算合成撓度時使用，進行計算。此時軸轉速為?？梢缘玫?，可以得到，故引起的中點撓度最大，在計算合成撓度時使用，進行計算。由參考文獻4，中點的合成撓度（4-19）其中：被驗算軸的中點合成撓度；在橫截面上，被驗算的軸與其前、后傳動軸連心線的夾角；驅動力和阻力在橫截面上，兩向量合成時的夾角。（4-20）可以得到可以得到由綜合撓度，可見，滿足要求。由參考文獻4，傳動軸在支承點A、B處的傾角、（4-21）可以得到，可見，滿足要求，故不用計算傳動軸在齒輪處的傾角。綜上，傳動軸通過校核。4.3.3 齒輪疲勞強度驗算變速箱中齒輪強度時，選擇相同模數中承受載荷最大的及齒數最小的齒輪進行接觸應力和彎曲應力計算。一般對高速轉動的齒輪驗算齒面接觸應力，對低速轉動的齒輪驗算齒根彎曲應力。對硬齒面軟芯的滲淬火齒輪，一定要驗算彎曲應力。因而此處僅驗算與 這對齒輪。由參考文獻4，齒面接觸應力（4-22）齒根彎曲應力（4-23）其中：初算得到的齒輪模數，；傳遞的額定功率，；齒輪的計算轉速，大齒輪齒數與小齒輪齒數之比，外嚙合取“”號，內嚙合取“”號；小齒輪的齒數；齒寬；許用接觸應力，由參考文獻5表13-16，齒輪材料選用45鋼，高頻淬火，可得；許用彎曲應力，；壽命系數；（4-24）工作期限系數；（4-25）齒輪在機床工作期限內的總工作時間，對于中型機床的齒輪，取，統(tǒng)一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為，為該變速組的傳動副數，取，則；齒輪的最低轉速基準循環(huán)次數，對于鋼和鑄鐵件，接觸載荷取，彎曲載荷?。黄谇€指數，接觸載荷取，彎曲載荷對正火、調質及整體淬硬件取，對表面淬硬（高頻、滲碳、氮化等）件??；可以得到，；功率利用系數，??；轉速變化系數，??；材料強化系數，??；可以得到，；齒向載荷分布系數，?。粍虞d荷系數，??；工作狀況系數，考慮載荷沖擊的影響，主運動（中等沖擊）??；齒形系數，取?？梢缘玫?，可見，。綜上，齒輪通過校核。4.4.軸承校核 4.5 潤滑與密封 主軸轉速高，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）疏導在適當的地方做出回油路，使油能順利地流回到油箱。第5章 結構設計及說明5.1 結構設計的內容、技術要求和方案設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等）、主軸組件、操縱機構、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結件的結構設計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設計由于時間的限制，一0般只畫展開圖。主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外，著重考慮以下幾個方面的問題。精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結構工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標準化和通用化的原則。主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點，由于結構復雜，設計中不可避免要經過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。目的是：1 布置傳動件及選擇結構方案。2 檢驗傳動設計的結果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時改正。3 確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置，以確定各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數據。5.2 展開圖及其布置展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個平面上。I軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪。有兩種布置方案，一是將兩級變速齒輪和離合器做成一體。齒輪的直徑受到離合器內徑的約束，齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑，負責齒輪無法加工。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，得到一級反向轉動，右邊接通得到三級反向轉動。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第一種方案，通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結構?？偛贾脮r需要考慮制動器的位置。制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動器不要放在轉速太低軸上，以免制動扭矩太大，是制動尺寸增大。齒輪在軸上布置很重要，關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 論分級變速主傳動系統(tǒng)設計的結構及部分計算，到這里基本結束了，由于筆者水平有限，加之時間倉促，僅對分級變速主傳動系統(tǒng)主要部分進行設計和校核，定有許多地方處理不夠妥當，有些部分甚至可能存在錯誤，望老師多提寶貴意見。經過這次課程設計，使我對機械系統(tǒng)設計這門課當中許多原理公式有了進一步的了解，并且對設計工作有了更深入的認識。在設計過程中，得到XX老師的精心指導和幫助，在此表示衷心的感謝。參考文獻【1】陳立德主編 機械制造裝備設計課程設計 高等教育出版社2007.11【2】李慶余、孟廣耀主編 機械制造裝備設計 機械工業(yè)出版社2008.7【3】 濮良貴、名紀剛主編 機械設計 第八版 高等教育出版社2007.8【4】殷玉楓主編 機械設計課程設計手冊 高等教育出版社2006.6【5】張彤、樊紅麗主編 機械制圖 北京理工大學出版社2006.7【6】何萍主編 金屬切削機床概論 北京理工大學出版社2008.2【7】范思沖主編. 畫法幾何及機械制圖 機械工業(yè)出版社,2005.7