【文章內容簡介】 是傳動件能傳遞全部功率的最低轉速。各傳動件的計算轉速可以從轉速圖上，按主軸的計算轉速和相應的傳動關系確定。根據(jù)【1】表310，主軸的計算轉速為⑵、各變速軸的計算轉速： ①軸Ⅲ的計算轉速可從主軸71r/min按72/18的變速副找上去，軸Ⅲ的計算轉速為100r/min；②軸Ⅱ的計算轉速為400r/min；③軸Ⅰ的計算轉速為800r/min。⑶、各齒輪的計算轉速各變速組內一般只計算組內最小齒輪，也是最薄弱的齒輪，故也只需確定最小齒輪的計算轉速。① 變速組c中，22/86只需計算z = 22 的齒輪，計算轉速為280r/min；② 變速組b計算z = 18的齒輪，計算轉速為400r/min；③ 變速組a應計算z = 28的齒輪，計算轉速為800r/min。⑷、核算主軸轉速誤差 ∵ ∴ 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：取③Ⅲ軸的直徑：取 其中：P電動機額定功率（kW）；從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積；該傳動軸的計算轉速（）； 傳動軸允許的扭轉角（）。當軸上有鍵槽時，d值應相應增大4～5%。當軸為花鍵軸時，可將估算的d值減小7%為花鍵軸的小徑?？招妮S時，d需乘以計算系數(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，軸和軸因為要安裝滑移齒輪所以都采用花鍵軸。因為矩形花鍵定心精度高，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。 傳動軸的校核需要驗算傳動軸薄弱環(huán)節(jié)處的傾角荷撓度。驗算傾角時，若支撐類型相同則只需驗算支反力最大支撐處傾角；當此傾角小于安裝齒輪處規(guī)定的許用值時，則齒輪處傾角不必驗算。驗算撓度時，要求驗算受力最大的齒輪處，但通?？沈炈銈鲃虞S中點處撓度（誤差%3）.當軸的各段直徑相差不大，計算精度要求不高時，可看做等直徑，采用平均直徑進行計算，計算花鍵軸傳動軸一般只驗算彎曲剛度，花鍵軸還應進行鍵側擠壓驗算。彎曲剛度驗算；的剛度時可采用平均直徑或當量直徑。一般將軸化為集中載荷下的簡支梁，其撓度和傾角計算公式見【5】，然后疊加，注意方向符號，在同一平面上進行代數(shù)疊加，不在同一平面上進行向量疊加。 傳動軸的校核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軸中點處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進行校核最大撓度：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度足夠了，鍵的標記為： 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。通常同一變速組內的齒輪取相同的模數(shù)，如齒輪材料相同時，選擇負荷最重的小齒輪，根據(jù)齒面接觸疲勞強度和齒輪彎曲疲勞強度條件按【5】表717進行估算模數(shù)和，并按其中較大者選取相近的標準模數(shù)，為簡化工藝變速傳動系統(tǒng)內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，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(調質)，硬度為280HBS：根據(jù)【5】表717；有公式：①齒面接觸疲勞強度：②齒輪彎曲疲勞強度：⑴、a變速組：分別計算各齒輪模數(shù)，先計算最小齒數(shù)28的齒輪。①齒面接觸疲勞強度：其中: 公比 ； = 2； P齒輪傳遞的名義功率；P = =； 齒寬系數(shù)=； 齒輪許允接觸應力，由【5】圖76按MQ線查取。 計算齒輪計算轉速。=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)=； 齒輪許允齒根應力，由【5】圖711按MQ線查??；計算齒輪計算轉速。 。，∴∴根據(jù)【6】 。∵所以于是變速組a的齒輪模數(shù)取m = 4mm，b = 32mm。軸Ⅰ上主動輪齒輪的直徑： 。軸Ⅱ上三聯(lián)從動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)，先計算最小齒數(shù)18的齒輪。① 齒面接觸疲勞強度：其中: 公比 ； =4； P齒輪傳遞的名義功率；P = =； 齒寬系數(shù)=； 齒輪許允接觸應力，由【5】圖76按MQ線查取。 計算齒輪計算轉速。=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)=； 齒輪許允齒根應力，由【5】圖711按MQ線查??；計算齒輪計算轉速。 。，∴∴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上主動輪齒輪的直徑： 軸Ⅲ上三聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為：⑶、c變速組： 為了使傳動平穩(wěn)，所以使用斜齒輪，取，螺旋角。計算中心距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)動主動輪齒輪的直徑分別為： 軸Ⅳ上兩從動輪齒輪的直徑分別為： ⑷、標準齒輪參數(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軸主動輪齒輪；②Ⅱ軸主動輪齒輪；③Ⅲ軸主動輪齒輪；一般一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設計上，應主動輪比從動輪齒寬大（5～10mm）。所以：， ，。 齒輪結構的設計通過齒輪傳動強度的計算，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、輪轂等的結構形式及尺寸大小，通常都由結構設計而定。當齒頂圓直徑時，可以做成實心式結構的齒輪。當時，可做成腹板式結構，再考慮到加工問題，現(xiàn)決定把齒輪12和14做成腹板式結構。其余做成實心結構。根據(jù)【4】圖1039（a）齒輪12和13結構尺寸計算如下：①齒輪8結構尺寸計算， ；；；；；，C取12cm。②齒輪12結構尺寸計算。；；；；；，C取12cm。③齒輪14結構尺寸計算，；；；，C取14cm。 帶輪結構設計⑴、帶輪的材料常用的V帶輪材料為HT150或HT200，轉速較高時可以采用鑄鋼或鋼板沖壓焊接而成，小功略時采用鑄鋁或塑料。⑵、帶輪結構形式V帶輪由輪緣、輪輻和輪轂組成，根據(jù)輪輻結構的不同可以分為實心式（【4】圖814a）、腹板式（【4】圖814b）、孔板式（【4】圖814c）、橢圓輪輻式（【4】圖814d）。V帶輪的結構形式與基準直徑有關，當帶輪基準直徑（d為安裝帶輪的軸的直徑，mm）時?？梢圆捎脤嵭氖剑斂梢圆捎酶拱迨?，時可以采用孔板式，當時，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帶型號向對應，見【4】表810. mm槽型與相對應得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，一般不應該超出帶輪外圓，也不應該與輪槽底部接觸。為此規(guī)定了輪槽基準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帶輪的技術要求鑄造、焊接或燒結的帶輪在輪緣、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部應力的前提下，允許對輪緣、凸臺、腹板及輪轂的表面缺陷進行修補；轉速高于極限轉速的帶輪要做靜平衡，反之做動平衡。其他條件參見中的規(guī)定。 片式摩擦離合器的選擇和計算片式摩擦離合器目前在機床中應用廣泛，因為它可以在運轉中接通或脫開，具有結合平穩(wěn)、沒有沖擊、結構緊湊的特點，部分零件已經(jīng)標準化，多用于機床主傳動。按扭矩選擇，即： 根據(jù)【15】和【14】表6320，①計算轉矩，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摩擦片脫開時所需的間隙，因為采用濕式所以⑧許用傳遞轉矩因為⑨壓緊力Q⑩摩擦面壓強p根據(jù)【14】，因為安裝在箱內，所以采取濕式。結構形式見【14】（a）。特征參數(shù)圖號許用轉距重量/kg轉動慣量/接合力/N脫開力/N內部外部圖a120170100主要尺寸圖號許用轉矩DABcEFG閉式開式圖a12018321081001832604570主要尺寸圖號HJLRSa圖a85475181152656435102011 齒輪校驗 在驗算算速箱中的齒輪應力時，選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪進接觸應力和彎曲應力的驗算。這里要驗算的是齒輪1，齒輪5，齒輪11這三個齒輪。齒輪強度校核：計算公式：①彎曲疲勞強度。②接觸疲勞強度 校核a變速組齒輪①彎曲疲勞強度；校核齒數(shù)為28的齒輪，確定各項參數(shù)⑴、 ,n=800r/min,⑵、確定動載系數(shù)∵齒輪精度為7級，由【4】圖108查得動載系數(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)及應力校正系數(shù)；⑻、計算彎曲疲勞許用應力由【4】圖1020(c)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 【4】圖1018查得 壽命系數(shù),取疲勞強度安全系數(shù)S = ， ②接觸疲勞強度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彎曲疲勞強度；校核齒數(shù)為18的齒輪，確定各項參數(shù)⑴、,n=400r/min,⑵、確定動載系數(shù)：齒輪精度為7級，由【4】圖108查得動載系數(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、確定動載系數(shù): ⑺、查【4】表 105齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)、⑻、計算彎曲疲勞許用應力由【4】圖1020(c)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。