【文章內(nèi)容簡介】 是傳動(dòng)件能傳遞全部功率的最低轉(zhuǎn)速。各傳動(dòng)件的計(jì)算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖上，按主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速和相應(yīng)的傳動(dòng)關(guān)系確定。根據(jù)【1】表310，主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為⑵、各變速軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速： ①軸Ⅲ的計(jì)算轉(zhuǎn)速可從主軸71r/min按72/18的變速副找上去，軸Ⅲ的計(jì)算轉(zhuǎn)速為100r/min；②軸Ⅱ的計(jì)算轉(zhuǎn)速為400r/min；③軸Ⅰ的計(jì)算轉(zhuǎn)速為800r/min。⑶、各齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速各變速組內(nèi)一般只計(jì)算組內(nèi)最小齒輪，也是最薄弱的齒輪，故也只需確定最小齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速。① 變速組c中，22/86只需計(jì)算z = 22 的齒輪，計(jì)算轉(zhuǎn)速為280r/min；② 變速組b計(jì)算z = 18的齒輪，計(jì)算轉(zhuǎn)速為400r/min；③ 變速組a應(yīng)計(jì)算z = 28的齒輪，計(jì)算轉(zhuǎn)速為800r/min。⑷、核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 ∵ ∴ 所以合適。：確定各軸最小直徑根據(jù)【5】公式（71），并查【5】表713得到取1.①Ⅰ軸的直徑：?、冖蜉S的直徑：?、邰筝S的直徑：取 其中：P電動(dòng)機(jī)額定功率（kW）；從電機(jī)到該傳動(dòng)軸之間傳動(dòng)件的傳動(dòng)效率的乘積；該傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（）； 傳動(dòng)軸允許的扭轉(zhuǎn)角（）。當(dāng)軸上有鍵槽時(shí)，d值應(yīng)相應(yīng)增大4～5%。當(dāng)軸為花鍵軸時(shí)，可將估算的d值減小7%為花鍵軸的小徑?？招妮S時(shí)，d需乘以計(jì)算系數(shù)b，b值見【5】表712。Ⅰ和Ⅳ為由鍵槽并且軸Ⅳ為空心軸，Ⅱ和Ⅲ為花鍵軸。根據(jù)以上原則各軸的直徑取值：，和在后文給定，軸采用光軸，軸和軸因?yàn)橐惭b滑移齒輪所以都采用花鍵軸。因?yàn)榫匦位ㄦI定心精度高，定心穩(wěn)定性好，能用磨削的方法消除熱處理變形，定心直徑尺寸公差和位置公差都能獲得較高的精度，故我采用矩形花鍵連接。按規(guī)定，矩形花鍵的定心方式為小徑定心。查【15】表5330的矩形花鍵的基本尺寸系列，軸花鍵軸的規(guī)格；軸花鍵軸的規(guī)格。④各軸間的中心距的確定：；；； 鍵的選擇查【4】表61選擇軸上的鍵，根據(jù)軸的直徑，鍵的尺寸選擇，鍵的長度L取22。主軸處鍵的選擇同上，鍵的尺寸為，鍵的長度L取100。 傳動(dòng)軸的校核需要驗(yàn)算傳動(dòng)軸薄弱環(huán)節(jié)處的傾角荷撓度。驗(yàn)算傾角時(shí)，若支撐類型相同則只需驗(yàn)算支反力最大支撐處傾角；當(dāng)此傾角小于安裝齒輪處規(guī)定的許用值時(shí)，則齒輪處傾角不必驗(yàn)算。驗(yàn)算撓度時(shí)，要求驗(yàn)算受力最大的齒輪處，但通?？沈?yàn)算傳動(dòng)軸中點(diǎn)處撓度（誤差%3）.當(dāng)軸的各段直徑相差不大，計(jì)算精度要求不高時(shí)，可看做等直徑，采用平均直徑進(jìn)行計(jì)算，計(jì)算花鍵軸傳動(dòng)軸一般只驗(yàn)算彎曲剛度，花鍵軸還應(yīng)進(jìn)行鍵側(cè)擠壓驗(yàn)算。彎曲剛度驗(yàn)算；的剛度時(shí)可采用平均直徑或當(dāng)量直徑。一般將軸化為集中載荷下的簡支梁，其撓度和傾角計(jì)算公式見【5】，然后疊加，注意方向符號(hào)，在同一平面上進(jìn)行代數(shù)疊加，不在同一平面上進(jìn)行向量疊加。 傳動(dòng)軸的校核①Ⅰ軸的校核：通過受力分析，在一軸的三對嚙合齒輪副中，中間的兩對齒輪對Ⅰ軸中點(diǎn)處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進(jìn)行校核最大撓度：查【1】表312許用撓度； 。②Ⅱ軸、Ⅲ軸的校核同上。 鍵的校核鍵和軸的材料都是鋼，由【4】表62查的許用擠壓應(yīng)力,取其中間值。鍵的工作長度，鍵與輪榖鍵槽的接觸高度。由【4】式（61）可得可見連接的擠壓強(qiáng)度足夠了，鍵的標(biāo)記為： 各變速組齒輪模數(shù)的確定和校核 齒輪模數(shù)的確定：齒輪模數(shù)的估算。通常同一變速組內(nèi)的齒輪取相同的模數(shù)，如齒輪材料相同時(shí)，選擇負(fù)荷最重的小齒輪，根據(jù)齒面接觸疲勞強(qiáng)度和齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度條件按【5】表717進(jìn)行估算模數(shù)和，并按其中較大者選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，為簡化工藝變速傳動(dòng)系統(tǒng)內(nèi)各變速組的齒輪模數(shù)最好一樣，通常不超過2～3種模數(shù)。先計(jì)算最小齒數(shù)齒輪的模數(shù)，齒輪選用直齒圓柱齒輪及斜齒輪傳動(dòng)，查【4】表108齒輪精度選用7級精度，再由【4】表101選擇小齒輪材料為40C(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS：根據(jù)【5】表717；有公式：①齒面接觸疲勞強(qiáng)度：②齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度：⑴、a變速組：分別計(jì)算各齒輪模數(shù)，先計(jì)算最小齒數(shù)28的齒輪。①齒面接觸疲勞強(qiáng)度：其中: 公比 ； = 2； P齒輪傳遞的名義功率；P = =； 齒寬系數(shù)=； 齒輪許允接觸應(yīng)力，由【5】圖76按MQ線查取。 計(jì)算齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速。=650MPa，∴ 根據(jù)【6】表104將齒輪模數(shù)圓整為4mm 。② 齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度：其中: P齒輪傳遞的名義功率；P = =； 齒寬系數(shù)=； 齒輪許允齒根應(yīng)力，由【5】圖711按MQ線查取；計(jì)算齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速。 。，∴∴根據(jù)【6】 ?！咚杂谑亲兯俳Ma的齒輪模數(shù)取m = 4mm，b = 32mm。軸Ⅰ上主動(dòng)輪齒輪的直徑： 。軸Ⅱ上三聯(lián)從動(dòng)輪齒輪的直徑分別為： ⑵、b變速組：確定軸Ⅱ上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù)，先計(jì)算最小齒數(shù)18的齒輪。① 齒面接觸疲勞強(qiáng)度：其中: 公比 ； =4； P齒輪傳遞的名義功率；P = =； 齒寬系數(shù)=； 齒輪許允接觸應(yīng)力，由【5】圖76按MQ線查取。 計(jì)算齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速。=650MPa，∴∴ 根據(jù)【6】表104將齒輪模數(shù)圓整為5mm 。② 齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度：其中: P齒輪傳遞的名義功率；P ==； 齒寬系數(shù)=； 齒輪許允齒根應(yīng)力，由【5】圖711按MQ線查??；計(jì)算齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速。 。，∴∴根據(jù)【6】表104將齒輪模數(shù)圓整為3mm ?！咚杂谑亲兯俳Mb的齒輪模數(shù)取m = 5mm，b = 40mm。 軸Ⅱ上主動(dòng)輪齒輪的直徑： 軸Ⅲ上三聯(lián)從動(dòng)輪齒輪的直徑分別為：⑶、c變速組： 為了使傳動(dòng)平穩(wěn)，所以使用斜齒輪，取，螺旋角。計(jì)算中心距a，∴圓整為280mm。修正螺旋角，因值改變不多，所以參數(shù)，等值不必修正。所以軸Ⅲ上兩聯(lián)動(dòng)主動(dòng)輪齒輪的直徑分別為： 軸Ⅳ上兩從動(dòng)輪齒輪的直徑分別為： ⑷、標(biāo)準(zhǔn)齒輪參數(shù)：從【7】表51查得以下公式齒頂圓直徑 ； 齒根圓直徑；分度圓直徑 ；齒頂高 ；齒根高 ； 齒輪的具體值見表 （單位：mm）齒輪齒數(shù)z模數(shù)分度圓直徑d齒頂圓直徑齒根圓直徑齒頂高齒根高⒈28411212010245⒉35414014813045⒊56422423221445⒋49419620418645⒌185901005⒍3051501605⒎4552252355⒏7253603705⒐6052002105⒑4552252355⒒225⒓725⒔365⒕865 齒寬的確定 由公式得：①Ⅰ軸主動(dòng)輪齒輪；②Ⅱ軸主動(dòng)輪齒輪；③Ⅲ軸主動(dòng)輪齒輪；一般一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯(cuò)位時(shí)導(dǎo)致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設(shè)計(jì)上，應(yīng)主動(dòng)輪比從動(dòng)輪齒寬大（5～10mm）。所以：， ，。 齒輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)通過齒輪傳動(dòng)強(qiáng)度的計(jì)算，只能確定出齒輪的主要尺寸，如齒數(shù)、模數(shù)、齒寬、螺旋角、分度圓直徑等，而齒圈、輪輻、輪轂等的結(jié)構(gòu)形式及尺寸大小，通常都由結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定。當(dāng)齒頂圓直徑時(shí)，可以做成實(shí)心式結(jié)構(gòu)的齒輪。當(dāng)時(shí)，可做成腹板式結(jié)構(gòu)，再考慮到加工問題，現(xiàn)決定把齒輪12和14做成腹板式結(jié)構(gòu)。其余做成實(shí)心結(jié)構(gòu)。根據(jù)【4】圖1039（a）齒輪12和13結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算如下：①齒輪8結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算， ；；；；；，C取12cm。②齒輪12結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算。；；；；；，C取12cm。③齒輪14結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算，；；；，C取14cm。 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)⑴、帶輪的材料常用的V帶輪材料為HT150或HT200，轉(zhuǎn)速較高時(shí)可以采用鑄鋼或鋼板沖壓焊接而成，小功略時(shí)采用鑄鋁或塑料。⑵、帶輪結(jié)構(gòu)形式V帶輪由輪緣、輪輻和輪轂組成，根據(jù)輪輻結(jié)構(gòu)的不同可以分為實(shí)心式（【4】圖814a）、腹板式（【4】圖814b）、孔板式（【4】圖814c）、橢圓輪輻式（【4】圖814d）。V帶輪的結(jié)構(gòu)形式與基準(zhǔn)直徑有關(guān)，當(dāng)帶輪基準(zhǔn)直徑（d為安裝帶輪的軸的直徑，mm）時(shí)。可以采用實(shí)心式，當(dāng)可以采用腹板式，時(shí)可以采用孔板式，當(dāng)時(shí)，可以采用輪輻式。 帶輪寬度：。 分度圓直徑： 。D=90mm是深溝球軸承6210軸承外徑，其他尺寸見帶輪零件圖。⑶、V帶輪的論槽V帶輪的輪槽與所選的V帶型號(hào)向?qū)?yīng)，見【4】表810. mm槽型與相對應(yīng)得A9—— V帶繞在帶輪上以后發(fā)生彎曲變形，使V帶工作面夾角發(fā)生變化。為了使V帶的工作面與大論的輪槽工作面緊密貼合，將V帶輪輪槽的工作面得夾角做成小于。V帶安裝到輪槽中以后，一般不應(yīng)該超出帶輪外圓，也不應(yīng)該與輪槽底部接觸。為此規(guī)定了輪槽基準(zhǔn)直徑到帶輪外圓和底部的最小高度。輪槽工作表面的粗糙度為。⑷、V帶輪的技術(shù)要求鑄造、焊接或燒結(jié)的帶輪在輪緣、腹板、輪輻及輪轂上不允許有傻眼、裂縫、縮孔及氣泡；鑄造帶輪在不提高內(nèi)部應(yīng)力的前提下，允許對輪緣、凸臺(tái)、腹板及輪轂的表面缺陷進(jìn)行修補(bǔ)；轉(zhuǎn)速高于極限轉(zhuǎn)速的帶輪要做靜平衡，反之做動(dòng)平衡。其他條件參見中的規(guī)定。 片式摩擦離合器的選擇和計(jì)算片式摩擦離合器目前在機(jī)床中應(yīng)用廣泛，因?yàn)樗梢栽谶\(yùn)轉(zhuǎn)中接通或脫開，具有結(jié)合平穩(wěn)、沒有沖擊、結(jié)構(gòu)緊湊的特點(diǎn)，部分零件已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，多用于機(jī)床主傳動(dòng)。按扭矩選擇，即： 根據(jù)【15】和【14】表6320，①計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查【15】表6321得∴②摩擦盤工作面的平均直徑式中d為軸的直徑。③摩擦盤工作面的外直徑④摩擦盤工作面的內(nèi)直徑⑤摩擦盤寬度b⑥摩擦面對數(shù)m，查【15】表6317，摩擦副材料為淬火鋼，對偶材料為淬火鋼，許用壓強(qiáng)取，許用溫度120℃.∴m圓整為7.∴摩擦面片數(shù)z=7+1=8.⑦摩擦片脫開時(shí)所需的間隙，因?yàn)椴捎脻袷剿寓嘣S用傳遞轉(zhuǎn)矩因?yàn)棰釅壕o力Q⑩摩擦面壓強(qiáng)p根據(jù)【14】，因?yàn)榘惭b在箱內(nèi)，所以采取濕式。結(jié)構(gòu)形式見【14】（a）。特征參數(shù)圖號(hào)許用轉(zhuǎn)距重量/kg轉(zhuǎn)動(dòng)慣量/接合力/N脫開力/N內(nèi)部外部圖a120170100主要尺寸圖號(hào)許用轉(zhuǎn)矩DABcEFG閉式開式圖a12018321081001832604570主要尺寸圖號(hào)HJLRSa圖a85475181152656435102011 齒輪校驗(yàn) 在驗(yàn)算算速箱中的齒輪應(yīng)力時(shí)，選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪進(jìn)接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算。這里要驗(yàn)算的是齒輪1，齒輪5，齒輪11這三個(gè)齒輪。齒輪強(qiáng)度校核：計(jì)算公式：①彎曲疲勞強(qiáng)度。②接觸疲勞強(qiáng)度 校核a變速組齒輪①彎曲疲勞強(qiáng)度；校核齒數(shù)為28的齒輪，確定各項(xiàng)參數(shù)⑴、 ,n=800r/min,⑵、確定動(dòng)載系數(shù)∵齒輪精度為7級，由【4】圖108查得動(dòng)載系數(shù)。由【4】使用系數(shù)。⑶、。⑷、確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)查【4】表104，得非對稱齒向載荷分配系數(shù)； ,查【4】圖1013得⑸、確定齒間載荷分配系數(shù): 由【4】表102查的使用，由【4】表103查得齒間載荷分配系數(shù)⑹、確定載荷系數(shù): ⑺、 查【4】表 105 齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)；⑻、計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力由【4】圖1020(c)查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。 【4】圖1018查得 壽命系數(shù),取疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)S = ， ②接觸疲勞強(qiáng)度⑴、載荷系數(shù)K的確定：⑵、彈性影響系數(shù)的確定；查【4】表106得⑶、查【4】圖1021（d）得， 故齒輪1合適。 校核b變速組齒輪①彎曲疲勞強(qiáng)度；校核齒數(shù)為18的齒輪，確定各項(xiàng)參數(shù)⑴、,n=400r/min,⑵、確定動(dòng)載系數(shù)：齒輪精度為7級，由【4】圖108查得動(dòng)載系數(shù)⑶、⑷、確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)查【4】表104，插值法得非對稱齒向載荷分配系數(shù) ,查【4】圖1013得⑸、確定齒間載荷分配系數(shù): 由【4】表102查的使用 ；由【4】表103查得齒間載荷分配系數(shù)⑹、確定動(dòng)載系數(shù): ⑺、查【4】表 105齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)、⑻、計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力由【4】圖1020(c)查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。