【文章內容簡介】 較大而篇幅不足的原因，所以在此就省了。2）.軸的彎曲變形計算公式計算軸本身變形產(chǎn)生的橈度y和傾角θ時，一般常將軸簡化為集中載荷下的簡支梁，按參考書中的表中的有關公式進行計算。當軸的直徑相差不大且計算精度要求不高時，可把軸看作等徑軸，采用平均直徑來進行計算。計算花鍵軸的剛度時可采用直徑或當量直徑。由于本次設計的說明書的篇幅和時間的關系就不在此詳細的列出了。但一般的計算公式為：………………………………………………… ……………………………………………… 矩形花鍵軸：平均直徑……………………………… 當量直徑 …………………………………………… 慣性距 ………………………… 本次設計機床中長采用矩形花鍵軸的：`花 鍵 軸 尺寸 （GB114474） 平均直徑 當量直徑 極慣性距 慣性距 28 58976 29488 200058 100029 1428706 714353根據(jù)本次設計的情況，主軸的剛度要求必須進行校核，具體的剛度校核結果如下：a）.首先，把主軸上的軸承所能承受的載荷在《機械設計手冊3》中查出，見下：深溝球軸承 其基本額定載荷為：推力球軸承 其基本額定載荷為：雙列圓錐滾子軸承 其基本額定載荷為：b）.計算軸上的載荷 軸的結構圖與彎矩扭矩圖主軸上齒輪在高速轉動時所產(chǎn)生的載荷：齒輪1：…………齒輪2： ……………c）.校核傾角和橈度經(jīng)查表得：安裝圓錐滾子軸承處 安裝深溝球軸承處安裝推力球軸承處計算主軸圓軸的平均直徑和慣性矩： ………… …………………………… ………………………… 傾角：對 …… …… ……………… ……對 … …… ………………… ………在點C處的傾角 ………………… ……………… 在點B處的傾角 ……… 在點A處的傾角 ……………橈度：對 …………… ……………… ………………………… 對 …………… ……………… ……………… ………… 根據(jù)表選用………………………… 由此可得在主軸上的剛度是完全合格的。按接觸疲勞和彎曲強度計算齒輪模數(shù)比較復雜，而且有些系數(shù)只有在齒輪個參數(shù)都已知道后方可確定，所以只在草圖畫完之后校核用。在畫草圖之前，先估算，再選用標準齒輪模數(shù)。齒輪彎曲疲勞的計算： …………………………… 齒面點蝕的估算： …………………………………… 其中nj為大齒輪的計算轉速，A為齒輪中心距。由中心距A及齒數(shù)zz2求出模數(shù)： …………………………… 根據(jù)估算所得mj的值，由標準的模數(shù)表查取相近的標準模數(shù)。計算（驗算）：結構確定后，齒輪的工作條件、空間安排、材料和精度等級等都已確定，才可能核驗齒輪的接觸疲勞和彎曲疲勞強度值是否滿足要求。根據(jù)接觸疲勞計算齒輪模數(shù)公式為： ……… 根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)公式為： ……………… 式中：N計算齒輪傳遞的額定功率； 計算齒輪（小齒輪）的計算轉速r/min； 齒寬系數(shù)=b/m，常取6～10； 計算齒輪的齒數(shù)，一般取傳動中最小齒輪的齒數(shù)； i大齒輪和小齒輪餓齒數(shù)比，“+”用于外嚙合，“”用于內嚙合；壽命系數(shù)，；工作期限系數(shù)，；齒輪等傳動件在接觸和彎曲腳變載荷下的疲勞曲線指數(shù)m和基準循環(huán)次數(shù)C0；n齒輪的最低轉速r/min；T預定的齒輪工作期限，中型機床推薦：T=15，000～20，000h；Kn轉速變化系數(shù)；KN功率利用系數(shù)；Kq材料強化系數(shù)。幅值低的交變載荷可使金屬材料的晶粒邊界強化，起著阻止疲勞細縫擴展的作用；Ks（壽命系數(shù)）的及值Ksmax，Ksmin當時，則取K1工作情況系數(shù)。中等沖擊的主運動：K1=～；K2動載荷系數(shù)；K3齒向載荷分布系數(shù)；Y齒形系數(shù)；許用彎曲、接觸應力Mpa。本次設計中的模數(shù)計算與選取如下：1.Ⅰ軸傳到Ⅱ軸的模數(shù)：齒輪接觸疲勞的計算： …………………… 齒輪彎曲疲勞的計算： ………………………… 取A=72mm …………………………… 計算（驗算）核驗齒輪的接觸疲勞和彎曲疲勞強度值是否滿足要求。根據(jù)接觸疲勞計算齒輪模數(shù)公式為：經(jīng)查表取： …………取N=，代入公式得： ……… 根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)公式為：查表取代入公式得： …… ……………… 經(jīng)校核和查表取m=。2.Ⅱ軸傳到Ⅲ軸的模數(shù)：齒輪接觸疲勞的計算： ……………………………經(jīng)校核取m=。齒輪彎曲疲勞的計算： ……………………………取A=90mm ……………………………… 經(jīng)校核和查表?。喝j=3.Ⅲ軸傳到Ⅳ軸的模數(shù)：齒輪接觸疲勞的計算： ………………………………齒輪彎曲疲勞的計算： …………………………… 取A=122mm ……………………………… 經(jīng)校核和查表取：取mj=4.Ⅳ軸傳到Ⅴ軸的模數(shù)：齒輪接觸疲勞的計算： ………………………… 齒輪彎曲疲勞的計算： ………………………… 取A=192mm …………………………… 經(jīng)校核和查表?。喝=以上所有的模數(shù)的選取都是根據(jù)參考書《機械原理》所提供的模數(shù)表中選取的標準值。摩擦電磁離合器目前在數(shù)控機床中應用十分廣泛，因為它可以在運轉中自動的接通或脫開，且具有結合平穩(wěn)，沒有沖擊、構造緊湊的特點，部分零件已經(jīng)標準化，多用于機床主傳動。選用時應作必要的計算。根據(jù)初步的計算可從《離合器的選擇與運用》一書中選取，所有的作圖和計算尺寸都見書中的表。一般應使用和設計的離合器的額定靜扭距Mj和額定扭距Md滿足工作要求，由于普通車床是在空載下啟動和反向的，故只需按離合器結合后的靜負載扭距來選。即： ……………………………… 對于需要在負載下啟動和變速，或啟動時間有特殊要求時，應按動扭距設計離合器。：1）.決定外摩擦片的內徑d。根據(jù)結構需要，如為軸裝式時，摩擦片的內徑d應比安裝軸的軸徑大2～6mm。2）.選擇摩擦片尺寸： 可以在參考書中選擇，具體的型號見圖紙。3）.計算摩擦面對數(shù)z …………………………………………… 式中：f摩擦片間的摩擦系數(shù)（有表可選）； 許用壓強MPa（有表可選）； D摩擦片內片外徑mm（有表可選）； d摩擦片外片內徑mm（有表可選）； Ku速度修正系數(shù)（有表可選）； Kz結合面數(shù)修正系數(shù)（有表可選）； Km結合次數(shù)修正系數(shù)（有表可選）。代入數(shù)值得：取Z=9。 展開圖設計一. 結構設計的內容，技術要求和方法 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)接件的結構設計與布置，用一長展開圖表示。主軸變速箱是機床的主要部件。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（這是本次設計的中型車床的數(shù)據(jù)）。1）.精度車床主軸部件要求比較高的精度。如： 主軸的徑向跳動 〈 ； 主軸的橫向竄動 〈 ；2）.剛度和抗振性 綜合剛度（主軸與刀架之間的作用力與相對變形之比）： ……………………………………… D—最大回轉直徑 mm 。在主軸與刀架之間的相對振幅的要求：等 級 Ⅰ Ⅱ Ⅲ振幅（） ≤1 ≤2 ≤33). 傳動效率要求等 級 Ⅰ Ⅱ Ⅲ 效 率 ≥ ≥ 4）.主軸前軸承處溫度和溫升應控制在以下范圍：條 件 溫 度 溫 升 用 滾 動 軸 承 ≤70℃ ≤40℃ 用 滑 動 軸 承 ≤60℃ ≤30℃噪聲要控制在以下范圍等 級 Ⅰ Ⅱ Ⅲ dB ≤78 ≤80 ≤835）.結構應盡可能簡單、緊湊，加工和裝備工藝性好，便于維修和調整。6）.操作方便，安全可靠。7）.遵循標準化和通用化的原則。主軸變速箱結構設計是整個機床設計的重點。由于結構比較復雜，設計中不可避免要經(jīng)過反復思考和多次修改。在正式圖之前，最好能先畫草圖。目的是：1）.布置傳動件及選擇方案。2）.檢驗傳動設計的結果中有無相互干涉、碰撞或其它不合理的情況，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(shù)據(jù)。為達到上述的目的，草圖的主要輪廓尺寸和零件之間的相對位置尺寸一定要畫得準確，細部結構可不必畫出。部分結構經(jīng)反復推敲修改，經(jīng)過必要的驗算，確定了結構方案以后，才能開始畫正式裝備圖。在本次設計中，我先用A0的圖紙，手工繪制出了整張完圖，經(jīng)顏教授的四次修改之后才開始正式的用軟件畫圖。然而，在繪圖的過程中遇到了很多的困難和不懂的地方，在教授的指點下進行了反復的修改才得以完成初圖。二. 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，假想將各軸延其軸線剖開，并將這些剖切面平整展開在同一個平面上。因此，展開圖是傳動設計的結構化，是表達主軸變速箱內傳動關系以及各傳動軸（包括傳動部件）的結構的。結構設計時，可能要修改傳動設計。同一傳動方案可能有不同的布置和結構設計。車床主軸變速箱中的一些設計范例可為我們提供參考。 Ⅰ軸上裝的換向離合器和變速齒輪，有兩種布置方案。一種是兩級變速齒輪和離合器做成一體。齒輪的直徑受到離合器的約束，齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑，否則齒輪無法加工。這樣軸間距離加大。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Ⅰ和軸Ⅰ’上。左邊部分接通，得到一級反向轉動，右邊接通得到是三級的正向轉動。這種結構的齒輪直徑小，但軸向尺寸較大。此外，這種結構就不能采用通過空心的軸中拉桿來操縱離合器的結構。本次設計中由于離合器和齒輪的原因只能采用后一種結構方案。具體的結構可見裝備圖中的分布。利用機械傳動實現(xiàn)主軸反轉需要一個惰輪，也有兩中方案，一種是增加專門用來轉惰輪的短軸。這種短軸常是懸臂的，剛性差，齒輪接觸不好，容易引起振動和噪聲。另一種結構是將惰輪裝在有兩個支承的傳動軸上，軸的剛性好，有利于降低噪聲。本次設計中選擇的是后者，因為無論從哪個角度去選擇都是后者好于前者。反向轉速一般大于、至少等于正轉轉速，低于正轉的反轉轉速是不合理的，設計的時候一定要考慮的問題。本次設計中，反向的轉速大于正轉的轉速。變速方案有很多中選擇，滑移齒輪結構緊湊，也最常用，本次設計中自然選用了。在Ⅰ軸上還采用了電磁摩擦離合器來變速，因為本次設計的機床是數(shù)控自動化機床，要求不停車進行變速。變速方案