【文章內(nèi)容簡介】 結(jié)構(gòu)尺寸大，造成主傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)龐大。因此，應根據(jù)傳動軸直徑等適當選取。 本次設計共包含 III軸傳動組， IIIII軸傳動組， IVV傳動組和 VVI(主軸 )傳動組四個齒輪副傳動組。現(xiàn)根據(jù)各傳動組內(nèi)傳動副的傳動比草擬出多種齒數(shù)和，見下表 22，至于具體每對傳動副齒數(shù)和和各齒輪齒數(shù)的確定留待各軸直徑估算確定后再確定。 表 22 各種傳動比齒輪齒數(shù)和及齒數(shù) 11 第三 章 傳動件設計 機床帶傳動設計 （ 1）初定軸 I的轉(zhuǎn)速 考慮 I 軸的轉(zhuǎn)速不宜過低（結(jié)構(gòu)尺寸增大），也不宜過高（帶輪轉(zhuǎn)動不平衡引起的振動、噪聲），初定從動軸 nП =900r/min。 （ 2）確定計算功率 Pca 由《機械設計》表 87 查得工作情況系數(shù) KA= 故 P ca=KAP=179。 = （ 3）選取 V帶型的帶型 根據(jù)計算功率 Pca 和小帶輪轉(zhuǎn)速 nⅡ =900r/min，從《機械設計》圖 811選取 A 型 V 帶。 （ 4）確定帶輪的基準直徑 dd并驗算帶速 v 初選小帶輪的基準直徑 dd1,有《機械設計》表 86 和表 88，取小帶輪的基準直徑 ddi=95mm 驗算帶速 v。 因為 5m/sv30m/s,故帶速適合。 計算大帶輪的基準直徑， 取彈性滑動率ε = 得 dd2=idd1（ 1? ） =1400/80 179。 95179。 = mm 根據(jù)《機械設計》表 88，圓整為 dd2=140mm 實際傳動比 i= I軸的實際轉(zhuǎn)速 nI=ind=784r/min 轉(zhuǎn)速誤差Δ n2= % ??? 對于帶式傳送裝置，轉(zhuǎn)速誤差允許在177。 5%范圍內(nèi) （ 5）確定 V帶的中心距 a0 和基準長度 Ld smndv d / 11 ??? ? 12 初定帶傳動 的中心距 由式 （ dd1+dd2） ? a0 ? 2（ dd1+dd2）初定中心距 a0=450mm 計算帶所需的基準長度 ? ? mmaaL d 14 754504 84364245024 dd)dd(22 202d12dd2d100 ??????? ?????????? ?? 由《機械設計》表 82 選取帶的基準長度 Ld=1400 mm 3）計算實際中心距 a 中心距的變化范圍為 406~478 mm （ 6）驗算小帶輪上的包角 1? （ 7）計算單根 V帶的基本額定功率 P0 根據(jù) dd1=95mm 和 nd=1400r/min，由《機械設計》查表 84a，用插值法，取得 A 型 V 帶的額定功率 P0= 額定功率的增量Δ P0 根據(jù) nd=1400r/min 和 i=，由課《機械設計》查表 84b，用插值法，取得 A 型 V 帶的額定功率增量Δ P0= （ 8）計算帶的根數(shù) Z 根據(jù) =176。 ,由《機械設計》表 85 得包角系數(shù) ?K =；根據(jù)Ld=1400mm，由《機械設計》表 82得帶長修正系數(shù) KL=，于是 Pr=（ P0+Δ P0）179。 ?K 179。 KL= 因此由下列公式計算 V 帶根數(shù) Z= 故 取兩根 （ 9）計算單根 V帶的初拉力的最小值（ F0） min 由《機械設計》 表 83 得 A 型帶的單位長度質(zhì)量 q=,所以 （ F0） min= ???????????? )140224( d1d21 a）（? LLaa d0d0 ????rcaPP? ? NqvZvK PK ca 2 ????? 13 應使帶的實際初拉力 F0（ F0） min （ 10）計算壓軸力 Fp 壓軸力的最小值為 （ Fp） min=2Z（ Fp） minsin =2179。 2179。 179。 sin = 各傳動件的計算轉(zhuǎn)速 主軸的計算轉(zhuǎn)速 在設計之初，由于確定的僅僅是一個方案，具體構(gòu)造尚未確定，因此只能根據(jù)統(tǒng)計資料，初步確定主軸的直徑。 (1) 主軸前端軸頸的直徑 D1 表 31 各類機床主軸前端軸頸的直徑 D1 圖 31 機床主軸結(jié)構(gòu)圖 如表 31 所示，本次設計，選 則 D1=60mm。 (2) 主軸后軸頸 D2 一般機床主軸后軸頸 D2=（ ~） D1,取 D2=50mm。 中間傳動軸的 計 算 根 據(jù)生產(chǎn)經(jīng)驗，一般機床每根軸的當量直徑 d 與其傳遞的功率 P， 計算轉(zhuǎn)速 Nj，以及允許的扭轉(zhuǎn)角 [Ф]有如下經(jīng)驗公式： d=11sqrt(sqrt(P/Nj[Ф])) 對于花鍵軸，軸內(nèi)徑一般要比 d 小 7%。 （ 1） 允許扭轉(zhuǎn)角 [Ф]的確定 ?21? 14 一般 機床各軸的允許扭轉(zhuǎn)角參考值見表 32. 表 32 機床各軸允許扭轉(zhuǎn)角 [Ф] 本次設計， 中間傳動軸 允許扭轉(zhuǎn)角 [Ф]均取 。 。 （ 2） 計算轉(zhuǎn)速 Nj的確定 計算轉(zhuǎn)速 Nj 是指主軸或其他傳動軸傳遞全部功率的最低轉(zhuǎn)速，對于等比傳動的中型通用機床，主軸計算轉(zhuǎn)速一般為： Nj=Nmin*φ^(Z/3 1) 故本次設計， Nj=125rpm。根據(jù)轉(zhuǎn)速圖圖 24，即可確定各軸的計算轉(zhuǎn)速見下表。 表 33 各軸的計算轉(zhuǎn)速 ( 3 ) 各軸傳遞功率的確定 各軸的傳遞功率 N=η*Pe。在確定各軸效率時，不考慮軸承的影響，但在選取各軸齒輪傳遞效率時，取小值以彌補軸承帶來的誤差。一般機床上格傳動元件的效率見下表。 表 34 機械傳動效率 變速箱圓柱齒輪傳動選取 8 級精度， 主軸精度不高，選擇 7 級精度 。由表32，表 33，表 34 以及公式 d=11sqrt(sqrt(P/Nj[Ф])) 即可確定各軸傳遞效率以及當量直徑。見下表： 表 35 機床各中間傳動軸傳遞 功率及計算直徑 15 *=； *=； *=。 *=。 由參考資料查得，主軸計算轉(zhuǎn)速是第一個三 分之一轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的最高一級轉(zhuǎn)速， 齒輪模數(shù)計算 齒輪選用 40Cr 調(diào)質(zhì)處理按接觸疲勞強度或者彎曲強度計算齒輪模數(shù)比較復雜，因此先進行估算，再選用標準齒輪模數(shù)，一般同一變速組中的齒輪取同一模數(shù)，一個主軸變速箱中的齒輪采用 1~2 個模數(shù)，傳動功率的齒數(shù)模數(shù)一般不小于 2mm。 第一變速組：相同模數(shù)承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪為 Z1。 Z1 位于 I 軸，屬于高速軸 （ 1）按照接觸疲勞強度驗算齒輪選用精度。 1） 選擇載荷系數(shù) Kt= 2） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1= mmNn P ???? 41 15 3） 由《機械設計》表 107 選取齒寬系數(shù) 11?? ，由表 106 查取材料的彈性影響系數(shù) ZE=,由圖 1021d 按吃面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為MPaH 600lim ?? ；大齒輪的接觸疲勞強度強度 MPaH 550lim ?? 。 4） 計算應力循環(huán)次數(shù)。 N1=60n1jLh=60179。 800179。 1179。（ 15179。 300179。 2179。 8） =179。 109 N2=179。 109/2=179。 108 5） 由《機械設計》圖 1019 取 KHN1=， KHN2= 取失效概率的 1%，安全系數(shù) S=1 ? ? MP aSK HNH 5701lim11 ?? ?? 。 ? ? M P aSK HNH 5612lim22 ?? ?? 6） 試算小齒輪分度圓直徑 d1t,代入 ? ?H? 中較小的值。 ? ? mmZuuTKd HEdtt 44561 3 243211 ???????????????????? ?? 圓周速度 smndv t / 80044100060 11 ?? ????? ?? 齒寬系數(shù) mmdb t 4411 ?? ? 7） 計算齒寬與齒高之比 b/h。 m i n/ 513m in rnn Zzv ???? ?? 16 模數(shù) mmzdm tt ??, 齒高 h== mm, ?hb 根據(jù) v= m/s ,7 級精度，由《機械設計》圖 108 查得動載系數(shù) Kv=，直齒輪 1?? ?? FH KK ,由表 102 查得使用系數(shù) KA=1，由表 104用插值法查得 7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時， KHβ =，由圖 1013 查得 KFβ=；故載荷系數(shù) K= HvA ???HK 8）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑得 mmKKddtt 3311 ??? , 模數(shù) m=d1/z1= mm。 （ 2）按齒根彎曲疲勞強度計算 1）由《機械設計》圖 1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 MPaFE 5001 ?? 。 大齒輪的彎曲強度極限 MPaFE 3802 ?? ，并查取彎曲疲勞壽命, 21 ?? FNFN KK 。 計算疲勞彎曲許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=，則 ? ? ? ? MP aSKMP aSK FEFNFFEFNF 。 222111 ???? ???? 計算載荷系數(shù)， 5 7 4 ?? ?? FFvA KKKKK 由《機械設計》表 105 查得齒形系數(shù) YFa1=,YFa2=。應力校正系數(shù) YSa1=,YSa2=. ? ? ? ? 01 。01 2 221 11 ?? F SaFaF SaFa YYYY ?? 模數(shù) ? ? 1 6 5 7 4 3243 211 ??? ?????????????FSaFadYYzKTm ?? 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（及模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有 17 關(guān)，可取彎曲強度算得的模數(shù) 并就近圓整為標準值 m=2mm。 由以上結(jié)論，按齒輪齒根彎曲疲勞彎曲強度驗算第二變速組和第三變速組中的齒輪模數(shù)。 第二變速 組：相同模數(shù)承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪為 Z7。 Z7 位于Ⅲ軸 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1= 2）計算應力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=60179。 400179。 1179。（ 15179。 300179。 2179。 8） =179。 109 N2=179。 109/=179。 108 3）由《機械設計》圖 1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 MPaFE 5001 ?? 。 大齒輪的彎曲強度極限 MPaFE 3802 ?? ，并查取彎 曲疲勞壽命, 21 ?? FNFN KK 。 4）計算疲勞彎曲許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=，則 ? ? ? ? MP aSKMP aSK FEFNFFEFNF 247。 222111 ???? ???? 載荷系數(shù) K約為 由《機械設計》表 105 查得齒形系數(shù) YFa1=,YFa2=。應力校正系數(shù) YSa1=,YSa2=. ? ? ? ? 01 。01 2 221 11 ?? F SaFaF SaFa YYYY ?? 模數(shù) ? ? mmYYzKTmFSaFad 3 2 43 211 ??? ????????????? ?? 第三變速組：相同模數(shù)承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪為 Z11。 Z11 位于 III 軸 1）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1= 2）計算應力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=60179。 180179。 1179。（ 15179。 300179。 2179。 8） =179。 108 N2=179。 108/4=179。 108 mmNn P ???? 42 25 mmNn P ???