購買設(shè)計(jì)請充值后下載，，資源目錄下的文件所見即所得，都可以點(diǎn)開預(yù)覽，，資料完整，充值下載可得到資源目錄里的所有文件。。?！咀ⅰ浚篸wg后綴為CAD圖紙，doc,docx為WORD文檔，原稿無水印，可編輯。。。帶三維備注的都有三維源文件，由于部分三維子文件較多，店主做了壓縮打包，都可以保證打開的，三維預(yù)覽圖都是店主用電腦打開后截圖的，具體請見文件預(yù)覽，有不明白之處，可咨詢QQ:1304139763===========題目最后備注XX系列，只是店主整理分類，與內(nèi)容無關(guān)，請忽視

【中文3140字】 高性能機(jī)床主軸的發(fā)展 摘要：主軸系統(tǒng)在現(xiàn)代機(jī)床中的一個(gè)重要要求是實(shí)現(xiàn)更高的轉(zhuǎn)速從而提高加工效率。此外，要使主軸系統(tǒng)在一個(gè)給定的轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)免受不正當(dāng)?shù)牟僮鳁l件且具有較好的穩(wěn)定性。本文提出了有助于主軸軸承在不同的領(lǐng)域的改進(jìn)研究系統(tǒng)。首先，提出了替代主軸軸承運(yùn)動(dòng)學(xué)四觸點(diǎn)的新結(jié)果。其次，對于浮動(dòng)軸承的配置進(jìn)行了新的解決方案的討論。提出一種改進(jìn)的圓柱滾子軸承，可以在更高的速度下操作。最后，討論了在改進(jìn)后的涂層軸承組件的故障安全性能下的潛能。在本文中介紹了這兩個(gè)的分析研究和實(shí)驗(yàn)測試。 關(guān)鍵詞：機(jī)械，主軸，軸承 1.介紹 現(xiàn)代機(jī)床的生產(chǎn)率主要取決于轉(zhuǎn)速限制和主軸單元的負(fù)荷能力。 一方面，現(xiàn)代切削刀具采用鋁或鎂，并配有立方氮化硼（ CBN）或多晶金剛石（PCD）的刀片，這樣的切削加工工具，使得切削速率從5000m/min高達(dá)10000m/min。銑削刀具應(yīng)用20至30毫米的直徑來實(shí)現(xiàn)非常高的切削速度，從而達(dá)到主軸速度超過100000 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 ～4.0×106mm/min，來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。在過去，為了提高軸承的性能開發(fā)了各種修改方法。其中，通過給較小的陶瓷球以及優(yōu)化的外圈使用特殊潤滑劑。盡管如此，高速運(yùn)轉(zhuǎn)還是極大地降低樂軸承的使用壽命。在操作過程中底層的主要作用是由不同的用途來決定的。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的負(fù)面影響。此外，對軸承的穩(wěn)定性也有所提高，并對傳統(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）軸承的操作過程及理論和實(shí)踐調(diào)查。實(shí)驗(yàn)室測試的軸承制造機(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，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，他們對熱有非常敏感的影響，特別是過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)上升超過限制值為2000 N/mm2。除了這些理論結(jié)果，還要必須考慮到內(nèi)部應(yīng)力的熱增加和過載的耦合效應(yīng)。因此，人們可以看到一點(diǎn)對多點(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程中產(chǎn)生的力。環(huán)下半部分可沿軸軸向移動(dòng)，并通過碟形彈簧壓向球，形成軸承的內(nèi)部預(yù)壓功能。 圖4中說明了假設(shè)多余的溫度高達(dá)15 K線性（見圖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測量的。 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）是測試的，在測試中進(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)行了測試，測得的溫度顯示相關(guān)的環(huán)境溫度。在測試過程中的扭矩值來自電動(dòng)機(jī)的電流。在圖7中使用的縮寫在表2中說明。 表2 在圖7中使用的縮寫 曲線[IT1]和[ OT1]說明第一個(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)的主軸伸長率來設(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。軸向相對的內(nèi)、外環(huán)是由一個(gè)螺旋滾筒的旋轉(zhuǎn)來運(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滑不足造成的，特別是潤滑脂的潤滑，潤滑劑的供給不足，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)屬性是通過提供狹窄水道或外圈和內(nèi)圈與地面形成凹槽來實(shí)現(xiàn)的。在實(shí)際測試中，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)說明書 題 目: X6132型臥式萬能升降臺(tái)銑床主軸變速箱設(shè)計(jì) 學(xué)生姓名： 專 業(yè)： 班 級： 學(xué) 號： 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。本文通過對主傳動(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 6 1.1 課程設(shè)計(jì)的目的 6 1.2課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容 6 1.2.1 理論分析與設(shè)計(jì)計(jì)算 6 1.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計(jì) 6 1.2.3編制技術(shù)文件 6 1.3 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 7 2.1銑床主參數(shù)和基本參數(shù) 7 2.2銑床的變速范圍R和最高轉(zhuǎn)速 7 2.3確定級數(shù)主要其他參數(shù) 7 2.3.1 擬定主軸的各級轉(zhuǎn)速 7 2.3.2 主電機(jī)功率——?jiǎng)恿?shù)的確定 7 2.3.3確定結(jié)構(gòu)式 7 2.3.4確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 9 2.3.5繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖 9 2.4 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 13 3.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 13 3.1.1計(jì)算設(shè)計(jì)功率Pd 13 3.1.2選擇帶型 13 3.1.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速 14 3.1.4確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長度并驗(yàn)算小輪包角 15 3.1.5確定帶的根數(shù)z 15 3.1.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 16 3.1.7確定帶的張緊裝置 16 3.1.8計(jì)算壓軸力 16 3.2 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算 17 3.3 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算 18 3.4 傳動(dòng)軸最小軸徑的初定 20 第4章 主要零部件的選擇 22 4.1 主軸剛度 22 4.2 傳動(dòng)軸剛度 27 4.3 齒輪疲勞強(qiáng)度 30 4.4.軸承校核 31 4.5 潤滑與密封 32 第5章 主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及說明 33 5.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案 33 5.2 展開圖及其布置 33 結(jié)束語 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)。通過課程設(shè)計(jì)，使學(xué)生能夠運(yùn)用所學(xué)過的基礎(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。通過設(shè)計(jì)，掌握查閱相關(guān)工程設(shè)計(jì)手冊、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）對于課程設(shè)計(jì)內(nèi)容進(jìn)行自我經(jīng)濟(jì)技術(shù)評價(jià)。 （2）編制設(shè)計(jì)計(jì)算說明書。 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；主軸變速級數(shù)18級；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： 變速級數(shù)Z 正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速 nmin( ) 電機(jī)功率 N（kw） 公比 18 28 7.5 1.26 2.2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=18 2.3確定級數(shù)主要其他參數(shù) 2.3.1 擬定主軸的各級轉(zhuǎn)速 依據(jù)題目要求選級數(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： 28，35，45，56,70,90,112，140，180，224，280，360，450，560，710，900，1120，1400 2.3.2 主電機(jī)功率——?jiǎng)恿?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)也相對簡單。因此，在主軸轉(zhuǎn)速為18級的分級變速系統(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)生過大的噪聲與震動(dòng)，通常使傳動(dòng)副的最大傳動(dòng)比。對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) 畫出結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下：(變速系統(tǒng)共需4根軸，其中Ⅳ軸為主軸) Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 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)，畫主傳動(dòng)系統(tǒng)圖如圖2-3： 1-2軸最小中心距：A1_2min>1/2(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Zmin≥18~20,齒數(shù)和Sz≤100～120，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/min 3.1.1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) ⅰ類 ⅱ類 一天工作時(shí)間/h 10~16 10~16 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) 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 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 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 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 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 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) 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 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KA＝1.1。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13－11選取。 圖4 V帶型功率轉(zhuǎn)速圖 根據(jù)算出的Pd＝8.25kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n1＝1500r/min ，查圖得：dd=80～100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13－7查得，小帶輪基準(zhǔn)直徑為80～100mm 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 Y Z A B C D E 20 50 75 125 200 355 500 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P295表13-4查“V帶輪的基準(zhǔn)直徑”，得=212mm ① 誤差驗(yàn)算傳動(dòng)比： （為彈性滑動(dòng)率） 誤差 符合要求 ② 帶速 滿足5m/s300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。 總之，小帶輪選H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13－12查得，A型帶的初拉力F0＝117.83N，上面已得到=162.93o，z=3，則 對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5 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 項(xiàng)目 ? 符號 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≤(2.5～3)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((dd－d)＞ 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 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸 計(jì)算轉(zhuǎn)速 r/min 710 280 112 （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 Z Z Z Z Z n 710 280 280 112 90 3.3 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 基本組 第一擴(kuò)大組 第二擴(kuò)大組 模數(shù) mm 4 4 5 （2）齒輪計(jì)算。 表9 齒輪幾何尺寸見下表 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 3 23 4 92 100 82 4 5 4 37 4 148 156 138 4 5 5 20 4 80 88 70 4 5 6 40 4 160 168 150 4 5 7 17 4 68 76 58 4 5 8 43 4 172 172 162 4 5 9 43 4 172 172 162 4 5 10 27 4 108 116 98 4 5 11 31 4 124 124 114 4 5 12 39 4 156 156 146 4 5 13 20 4 80 88 70 4 5 14 50 4 200 208 190 4 5 15 59 3 177 183 169.5 3 3.75 16 30 3 90 96 82.5 3 3.75 17 18 4 72 80 62 4 5 18 71 4 284 292 274 4 5 按基本組最小齒輪計(jì)算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。計(jì)算如下： ① 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 Mpa 3.4 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3.19-3~17表知 取花鍵軸尺寸為 取 由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊表取花鍵軸尺寸為 取 由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊表3.19-3~17 取花鍵軸尺寸為 將計(jì)算結(jié)果列成表格形式， 如： 軸號 花鍵軸尺寸 備注 Ⅰ 7.2 1410 26 35 平鍵 Ⅱ 6.77 750 30.1 45 6-423610 花鍵 Ⅲ 6.374 30 37.3 45 6-484212 花鍵 Ⅳ 6 75 52 50 6-555014 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， 。??； ——主軸的計(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，對于臥式銑床，為最大端銑刀計(jì)算直徑，對于工作臺(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，。 可以得到， 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。對于臥式升降臺(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： ——主軸前端的懸伸長度，； ——對于普通升降臺(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()，??； ——該齒輪的模數(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，。 可以得到， 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)； ——滾子有效長度； ——軸承的徑向負(fù)荷； ——軸承的接觸角。 可以得到， 前后支承軸承的彈性位移， 分別計(jì)算各作用力對彈性主軸前端點(diǎn)產(chǎn)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(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，故主軸通過校核。 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，??； ——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Ⅲ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，對于傳動(dòng)軸Ⅱ，僅需要進(jìn)行剛度計(jì)算，無須進(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。 可以得到 對于輸出驅(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Ⅲ速度以后計(jì)算。 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%。 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； 其余各符號定義與前文一致。 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。此時(shí)軸Ⅲ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，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，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。 4.3 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。一般對高速轉(zhuǎn)動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力，對低速轉(zhuǎn)動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。對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，內(nèi)嚙合取“－”號； ——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，彎曲載荷對正火、調(diào)質(zhì)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(shù)，??； ——轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，取； ——材料強(qiáng)化系數(shù)，??； 可以得到， ， ； ——齒向載荷分布系數(shù)，??； ——?jiǎng)虞d荷系數(shù)，??； ——工作狀況系數(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。 可以得到， 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(zhuǎn)速高，必須保證充分潤滑，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? 第5章 主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及說明 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般只畫展開圖。 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)過反復(fù)思考和多次修改。在正式畫圖前應(yīng)該先畫草圖。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 展開圖及其布置 展開圖就是按照傳動(dòng)軸傳遞運(yùn)動(dòng)的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個(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(zhuǎn)動(dòng)，右邊接通得到三級反向轉(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，通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結(jié)構(gòu)。 總布置時(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 1、本次課程設(shè)計(jì)是針對專業(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)來分析和解決實(shí)際問題。 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，誠請老師給予指正和教導(dǎo)。 參考文獻(xiàn) 【1】陳立德主編 機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 高等教育出版社2007.11 【2】李慶余、孟廣耀主編 機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì) 機(jī)械工業(yè)出版社2008.7 【3】 濮良貴、名紀(jì)剛主編 機(jī)械設(shè)計(jì) 第八版 高等教育出版社2007.8 【4】殷玉楓主編 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊 高等教育出版社2006.6 【5】張彤、樊紅麗主編 機(jī)械制圖 北京理工大學(xué)出版社2006.7 【6】何萍主編 金屬切削機(jī)床概論 北京理工大學(xué)出版社2008.2 【7】范思沖主編. 畫法幾何及機(jī)械制圖 機(jī)械工業(yè)出版社,2005.7