【正文】 根據(jù) Z525機(jī)床說明書，取 min/960rns ? 故實(shí)際切削速度為： m i n/ 00 00 mdnV wc ????? ? （ 3）確定加工時的單件工時 圖 2為鉆頭工作進(jìn)給長度， 一般 切入L 為 510mm,取 10mm， ? ? mmdL ~331 ?????切出 [文獻(xiàn) 3] mmL 5?加工 加工一個孔所需時間： m i ?????? fn LLLt wm 切出加工切入 單件時工時： m 1 ???? tmt m 動系統(tǒng)的設(shè)計與計算 (1) 選定齒輪的傳動方式：初定為外嚙合。 (2) 齒輪分布方案確定： 根據(jù)分析零件圖，多軸箱齒輪分布初定有以下圖 3，圖 4兩種形式 根據(jù)通常采用的經(jīng)濟(jì)而又有效的傳動是：用一根傳動軸帶支多根主軸。因此，本設(shè)計中采用了圖 3所示的 齒輪分布方案。 （ 3）明確主動軸、工作軸和惰輪軸的旋轉(zhuǎn)方向，并計算或選定其軸徑大小。 因?yàn)樗x定的 Z535立式鉆床主軸是左旋，所以工作軸也為左旋，而惰輪軸則為右旋。 根據(jù)表 2確定工作軸直徑 《機(jī)械制造》 .8/97： 43 表 2 加工孔徑與工作軸直徑對應(yīng)表（ mm） 加工孔徑 ＜ 12 12－ 16 16－ 20 工作軸直徑 15 20 25 因?yàn)榧庸た讖綖椐?10mm,所以工作軸直徑選 15mm. 主動軸和惰輪軸的直徑在以后的軸設(shè)計中確定。 （ 4） 排出齒輪傳動的層次，設(shè)計各個齒輪。 ① 本設(shè)計的齒輪傳動為單層次的齒輪外嚙合傳動， 傳動分布圖如圖 4所示。 ② 在設(shè)計各個齒輪前首先明確已知條件：電機(jī)輸入功率 KWP ? ,齒輪Ⅰ轉(zhuǎn)速min/13601 rn ? , 齒輪Ⅲ轉(zhuǎn)速 min/9603 rn ? ,假設(shè)齒輪Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ的傳動比均為 i=,即齒輪比 u=,工作壽命 15年（每年工作 300天），兩班制。 ③ 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) ? 選用直齒輪圓柱齒輪傳動； ? 多軸箱為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用 7級精度（ GB1009588） 。 ? 材料選擇 由表 101[文獻(xiàn) 4]選擇齒輪Ⅰ材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為 280HBS，齒輪Ⅱ材料為 45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，齒輪Ⅲ材料為 45（常化），硬度 210HBS。 ? 選齒輪Ⅰ齒數(shù) 241?Z ,齒輪Ⅱ齒數(shù) ????? uZZ ,取 292 ?Z . ④ 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 由設(shè)計計算公式進(jìn)行試算， 3 211 ][ ????????????HEdtt ZuuTKd ?? ? 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1)試選載荷系數(shù) ?tK 。 2)計算齒輪Ⅰ傳遞的轉(zhuǎn)矩 mmNnPT ???????? 451151 3)由表 107[文獻(xiàn) 4]選取齒寬系數(shù) d? = 4)由表 106[文獻(xiàn) 4] 查得材料的彈性影響系數(shù) 2/ MPaZ E ? 5)由表 1021d[文獻(xiàn) 4] 按齒面硬度查得齒輪Ⅰ的接觸疲勞強(qiáng)度極限 ？ MPaH 6001lim ?? 。齒輪Ⅱ的接觸疲勞強(qiáng)度極限 ？ MPaH 5502lim ?? 。 6)由表 1013[文獻(xiàn) 4] 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： ? ? 911 3 6 06060 ?????????? hjLnN 992 108 9 ????N 7)由表 1019[文獻(xiàn) 4] 查得接 觸疲勞壽命系 數(shù) ?HNK , ?HNK 。 8)計算接觸 疲勞許用應(yīng)力 : 取失效概率為 1%，安全系數(shù) 1?S ,由式 (1012) [文獻(xiàn) 4] 得： MP aSK HHH 5401 ][ 1lim1lim1 ???? ?? MP aSK HHNH ][ 2l im22 ???? ?? 。 ? 計算 1)試算小齒輪分度圓直徑 td1 ，代入 ][ H? 中較小的值 : 243211 ][ ????????????????????????HEdtt ZuuTKd ? ? 2)計算圓周速度 V: smndV t / 11 ?? ????? ? 3)計算齒 b mmdb Hd ?????? 4)計算齒寬與齒高之比 hb/ 模數(shù) ： mmzdm tt ??? 齒高： 0 2 3 ???? tmh ??hb 5)計算載荷系數(shù) 根據(jù) v=,7級精度，由圖 108[文獻(xiàn) 4] 查得動載系數(shù) Kv=, 直齒輪，假設(shè) mmNbFK ta /1 0 0/ ? ,由表 103[文獻(xiàn) 4] 查得 ?? ?? FH KK 。 由表 102[文獻(xiàn) 4] 查得使用系數(shù) 1?AK 。 由表 104[文獻(xiàn) 4] 查得 7級精度齒輪Ⅰ相對支承非對稱布置時， ? ? bK ddH 322 ?????????? 將數(shù)據(jù)代入后得： ? ? 322 ?????????? ??HK 。 由 ,?? ?HKhb ,查圖 1013[文獻(xiàn) 4]得， ??FK 。 故載荷系數(shù) 5 7 8 ????????? ?? HHVA KKKKK 6)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（ 1010a） [文獻(xiàn) 4] 得， tdd 11? 3 /KtK = 7)計算模數(shù) m m=d1/Z1=,圓整為 m=25mm. ⑤ 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 由式（ 105） [文獻(xiàn) 4] 得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為 m≥3 211 ][2 ??????????FSaFadYYzkT ? ? 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1） 由圖 1020[文獻(xiàn) 4] 查得齒輪Ⅰ的彎曲疲勞極限 1FE? =500Mpa。 齒輪Ⅱ的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 2FE? =380Mpa。 2)由圖 1018[文獻(xiàn) 4] 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) , 21 ?? FNFN KK 。 3)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=,由式（ 1012） [文獻(xiàn) 4] 得： [ F? ]1= SK FEFN 11? = ? = 2][ F? SK FEFN 22? = ? = 4)計算載荷系數(shù) ????????? ?? FFVA KKKKK 5) 查取齒形系數(shù) 由表 105[文獻(xiàn) 4] 查得 , 21 ?? FaFa YY 6)查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表 105[文獻(xiàn) 4] 查得 , 21 ?? sasa YY 7）計算齒輪Ⅰ、Ⅱ的][ FSaFaYY?并加以比較 111 ][FSaFaYY? = ? = 222 ][FSaFaYY? = ? = 齒輪Ⅱ的數(shù)值大。 ? 設(shè)計計算 m≥ 324 ?? ??? ? mm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù) 。在零件圖中可知，主動軸與惰輪軸的中心距為 51mm，即齒輪Ⅰ、Ⅱ完全嚙合的中心距，得： m( 2 21 ZZ? )=51 ( 11 ZZ ? )=51 Z1=31, Z2=37 惰輪軸與工作軸的中心距為 ，即齒輪Ⅱ與齒輪Ⅲ完全嚙合時中心距，即 m( 2 31 ZZ? )= 1. 5( 237 3Z? )= Z3=45 ⑥ 幾何尺寸計算 ? 計算分度圓直徑： d1=Z1?m== d2=Z2?m== d3=Z3?m== ? 計算中心中距 aⅠ Ⅱ =51mm,aⅡⅢ = ? 計算齒輪齒寬 mmdb d ????? 取 mmBmmBmmB 25,30,35 323 ??? ⑦ 驗(yàn)算 Ft=112dT = 4?? = bFK tA = ? =100N/mm 合格 第 4 章 多軸箱的結(jié)構(gòu)設(shè)計與零部件的繪制 多軸箱的傳動方式為外嚙合，齒輪傳動的排列層次為一層。 箱蓋、箱體和中間板結(jié)構(gòu) (1)箱體選用 240mmx200mm長方形箱體，箱蓋與之匹配。箱體材料為 HT2040, 箱蓋為 HT1533. (2)中間板的作用：箱內(nèi)部分是軸承的支承座，伸出箱外的部分是導(dǎo)向裝置中的滑套支承座，為便于設(shè)計人員選用，已將中間板規(guī)范為 23mm和 28mm兩種厚度的標(biāo)準(zhǔn)，現(xiàn)選用 23mm厚的中間板，材料為HT1533。 多軸箱軸的設(shè)計 (1)主動軸的設(shè)計 ① 軸材料的選擇 表 153[文獻(xiàn) 4] 軸材料選用 45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 ② 軸徑的確定 根據(jù)公式 d≥ A03nP(152) [文獻(xiàn) 4] 式中 A0= ][ 5000 0T?,查表 153[文獻(xiàn) 4] ， A0取 110 d≥ 110x3=,取 d=25mm ③ 軸結(jié)構(gòu)設(shè)計 ? 選擇滾動軸承 因?yàn)檩S承同時受有徑向載荷及軸向載荷， 故前、后端均選用單列向心球軸承，由表 114 [文獻(xiàn) 3] ，選用 7204c軸承。 ? 軸上各段直徑，長度如圖 5所示。 ? 鍵的確定 因?yàn)辇X輪寬為 35mm,所以選用 8x7x22平鍵，表 61[文獻(xiàn) 4] ? 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表 152[文獻(xiàn) 4] ，取軸端倒角 2x450,各軸肩的圓角半徑為 R=. ? 按彎扭合成校核軸的強(qiáng)度 作出軸的計算簡圖 軸上扭轉(zhuǎn)力矩為 M=9549xnP=9549x= mmN? 周向力為 Py= dM2 =31020 ???=1970N 徑向力為 Pz= Py== 根據(jù)軸的計算簡圖，分別作出軸的扭矩圖、垂直圖的彎矩 My 圖和水平平面內(nèi)的彎矩 Mz 圖，如圖 7所示。從圖中可知，截面 E為危險截面，在截面 E上，扭矩 T和合成彎矩 M分別為 T= mN? 。 M= 22 zy MM ? = 22 ? = mN? 軸材料選用 45 鋼， s? =355Mpa,許用應(yīng)力 [? ]=ssn?[文獻(xiàn) 5],s? 為許用應(yīng)力安全系數(shù)，取 s? =,則[? ]==237Mpa 按第三強(qiáng)度理論進(jìn)行強(qiáng)度校核 公式W1 22 TM ?， W為軸的抗彎截面系數(shù)， W= 323d? ? ?dtdbt 2 2? (表 154) [文獻(xiàn) 4] W= ? ?252 2252532 23 ? ???? == W1 22 TM ? = ? ? ? ?2323 1 ???? =[? ] 即軸的強(qiáng)度足夠。 ? 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 在上面的分析中已判定 E截面為危險截面，所以現(xiàn)在校校 E面左右兩側(cè)即可，其他截面均無需校核。 截面 E左側(cè)面校核： 抗彎截面系數(shù) W為： W===2700mm3 抗扭截面系數(shù) WT為： WT===5400mm3 彎矩 M及彎曲應(yīng)力為 :M=39300x ? = mmN? b? =WM = = 扭矩 T3及扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 T? 為： T3=19700 mmN? T? =TWT3 = 540019700 = 軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理， B? =640Mpa, 1?? =275Mpa, 1?? =155Mpa。 過盈配合處的???? 值，由附表 38[文獻(xiàn) 4] 用插入法求出，并取???? =???? , 于是得???? =, ???? == 軸按磨削加工，由附圖 34[文獻(xiàn) 4] 得表面質(zhì)量系數(shù)為 ?? = ?? = 故得綜合系數(shù)為： K? =???? ??1 1=+ ? = K? =???? +??1 1=+ ? = 計算安全系數(shù)： S? =maK ????? ???1 = 275 ??? = S? =maK ????? ???1 =22 1 5 5 ???= Sca=22 ???? SS SS ? = 22 ?? =S= 故安全 截面 E右側(cè)面校核： 抗彎截面系數(shù) W為： W===800mm3 抗扭截面系數(shù) WT為： WT===1600mm3 彎矩 M及彎曲應(yīng)力為 :M=39300x ? = mmN? b? =WM = = 扭矩 T3及扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 T? 為： T3=19700 mmN? T? =TWT3 = 160019700 = 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) a? 及 a ? 按附表 32 查取 [ 文獻(xiàn) 4] ，因dr = =,dD =2025 =,經(jīng)插值后可查得 :a ?? ,a ?? 又由附圖 31[文獻(xiàn)？ ]可得軸提材料的敏性系數(shù)為： q ?? ,q ?? 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附 34） [文獻(xiàn) 4] 為： k ? ? ? ? ???????? ??? aq k ? ? ? ? ???????? ??? aq 由附圖 32[文獻(xiàn) 4] 得尺寸系數(shù) 1??? 由附圖