【文章內(nèi)容簡介】 ，整圓成 (4）幾何尺寸的計算：(a）分度圓直徑 (mm) （） (mm)(b）中心距 (mm) （）(c）齒輪寬度 (mm) （） (mm) 齒輪的校核由《機械設計》得校核齒輪即滿足： ， （）(1）對軸I上齒數(shù)為51的齒輪進行校核 ∴ 又由計算齒輪時的數(shù)據(jù)得： 比較得： 故該齒輪符合要求。同理校核軸I上齒數(shù)為56，模數(shù)為2的齒輪經(jīng)行校核，該齒輪符合要求。綜上該齒輪副符合要求。 齒輪副示意圖 軸的校核對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。軸的抗彎斷面慣性矩（）花鍵軸 （）=式中d—花鍵軸的小徑（mm）；D—花軸的大徑（mm）；b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數(shù)；傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得：=（Nmm） （）式中—該軸傳遞的最大功率（kw）。 —該軸的計算最小轉(zhuǎn)速（r/min）。傳動軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力 （）式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。 齒輪的徑向力： （）式中 α—為齒輪的嚙合角，α＝20186。；ρ—齒面摩擦角，；β—齒輪的螺旋角；β＝0∴ (N) （）花鍵軸鍵側(cè)擠壓應力的驗算花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應力為：(MPa) （）式中 —花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（）； D、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L—花鍵工作長度； N—花鍵鍵數(shù)； K—載荷分布不均勻系數(shù)，K=～；(MPa)故此花鍵軸校核合格 花鍵軸示意圖 軸承的選擇根據(jù)軸承中摩擦性質(zhì)的不同，可把軸承分為滑動摩擦軸承（簡稱滑動軸承）和滾動摩擦軸承（簡稱滾動軸承）兩大類。滾動軸承由于摩擦系數(shù)小，起動阻力小，而且它已標準化，選用、潤滑、維護都很方便，因此在一般機器中應用較廣。滾動軸承是現(xiàn)代機器中廣泛應用的部件之一，它是依靠主要元件間的滾動接觸來支承轉(zhuǎn)動零件的。滾動軸承絕大多數(shù)已經(jīng)標準化，并由專業(yè)工廠大量生產(chǎn)制造及供應各種常用規(guī)格的軸承。滾動軸承具有摩擦阻力小，功率消耗少，起動容易等優(yōu)點。滾動軸承由：內(nèi)圈、外圈、滾動體、保持架等四部分組成，內(nèi)圈用來和軸頸裝配，外圈用來和軸承座孔裝配。通常是內(nèi)圈隨軸頸回轉(zhuǎn)，外圈固定，但也可用于外圈回轉(zhuǎn)而內(nèi)圈不動，或是內(nèi)、外圈同時回轉(zhuǎn)的場合。當內(nèi)、外圈相對轉(zhuǎn)動時，滾動體即在內(nèi)、外圈的滾道間滾動。軸承內(nèi)、外圈上的滾道有限制滾動體沿軸向位移的作用。選擇軸承類型時應考慮以下的因素：(1）軸承所受的載荷軸承所受載荷的大小、方向和性質(zhì)，是選擇軸承類型的主要依據(jù)。對于純軸向載荷，一般用推力軸承。較小的純軸向載荷可選用推力球軸承；較大的純軸向載荷可選用推力球軸承。對于純徑向載荷，一般選用深溝球軸承、圓柱滾子軸承或滾針軸承。當軸承在承受徑向載荷的同時，還有不打的軸向載荷時，可選用深溝球軸承或接觸角不大的角接觸球軸承或圓錐滾子軸承；當軸向載荷較大的時，可選用接觸角較大的角接觸球軸承或圓錐滾子軸承，或選用向心軸承和推力軸承組合在一起的結(jié)構(gòu)，分別承擔徑向和軸向載荷。(2）軸承的轉(zhuǎn)速工作轉(zhuǎn)速對軸承也有一定的要求，球軸承與滾子軸承相比較，有較高的極限轉(zhuǎn)速，故在高速時應優(yōu)先選用球軸承。高速時宜選用相同內(nèi)徑而外徑較小的軸承。外徑較大的軸承，宜用于低速重載的場合。(3）軸承的調(diào)心性能軸的中心線與軸承座的中心線不重合時，或因軸受力而彎曲或傾斜時，會造成軸承的內(nèi)、外圈軸線發(fā)生偏斜。滾子軸承對軸承的傾斜最為敏感，這類軸承在偏斜狀態(tài)下的承載能力可能低于球軸承。(4）軸承的安裝和拆卸軸承在長軸上安裝時，為便于裝拆，可用內(nèi)圈孔為1﹕12的圓錐孔的軸承，用以安裝在緊定襯套上。總上所述，本人選擇的軸承型號如下：軸I 從左至右分別為深溝球軸承 61808(2對) 61807（6對） 軸承的校核查《機械設計手冊》得滾動軸承的校核，即要滿足條件：滾動軸承的額定壽命 為工作期限（h）,對于一般機床取值為15000—20000小時。式中—額定壽命，—額定負載，—當量動載荷，對于球軸承，對于滾子軸承。由《機械設計手冊》得 （）式中—速度因數(shù)， —溫度因數(shù)， —壽命因數(shù)， —力矩載荷因數(shù)，力矩載荷較小時，力矩載荷較大時，—沖擊載荷因數(shù)將代入中得：軸I上的深溝球軸承的校核：(h)∵ ∴ 故該軸承符合要求。 軸I裝配示意圖 傳動軸II各主要零件的設計 軸徑的估算參考《實用機床設計手冊》—2得： ，查《實用機床設計手冊》—10得：= ， 取 由轉(zhuǎn)速圖可得：∴ 轉(zhuǎn)速：(r/min) (r/min) 效率： 查《實用機床設計手冊》—10得：角接觸球軸承效率= ，直齒圓柱齒輪效率= 功率：（kw）由軸徑確定的公式可知：轉(zhuǎn)速越小軸徑越大，所以只要滿足轉(zhuǎn)速小的地方的軸徑要求，整個軸都可以滿足要求?！?mm) 取（mm） 齒輪的校核由《機械設計》得校核齒輪即滿足： ，對軸II上齒數(shù)為43的齒輪進行校核 ∴ 又由計算齒輪時的數(shù)據(jù)得： 比較得： 故該齒輪符合要求。同理對軸II上齒數(shù)為38模數(shù)為2，齒數(shù)為32齒輪都符合要求。綜上軸II上的三聯(lián)滑移齒輪3439，符合要求，其余兩齒輪也符合要求。 傳動軸的校核對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。軸的抗彎斷面慣性矩（）花鍵軸 =式中 d—花鍵軸的小徑（mm）；D—花軸的大徑（mm）；b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數(shù)；傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得：=(Nmm)式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）。 —該軸的最小轉(zhuǎn)速（r/min）。傳動軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力：式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力：(N)式中 α—為齒輪的嚙合角；ρ—齒面摩擦角；β—齒輪的螺旋角；=20mm，故校核符合要求?；ㄦI軸鍵側(cè)擠壓應力的驗算花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應力為：式中 —花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（）； D、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L—花鍵工作長度； N—花鍵鍵數(shù)； K—載荷分布不均勻系數(shù)，K=～； (MPa)故此花鍵軸校核合格 軸II裝配示意圖 軸承的校核根據(jù)軸徑等要求，軸II所選的軸承 從左至右分別為圓錐滾子軸承 30305 (1對) 30304（1對）查《機械設計手冊》得滾動軸承的校核，即要滿足條件：滾動軸承的額定壽命 為工作期限（h）,對于一般機床取值為15000—20000小時。式中—額定壽命，—額定負載，—當量動載荷，對于球軸承，對于滾子軸承。由《機械設計手冊》得式中—速度因數(shù)， —溫度因數(shù)， —壽命因數(shù)， —力矩載荷因數(shù)，力矩載荷較小時，力矩載荷較大時，—沖擊載荷因數(shù)將代入中得：軸II上的圓錐滾子軸承的校核：(h)∵ ∴所選軸承符合要求。 傳動軸III各主要零件的設計 軸徑的估算參考《實用機床設計手冊》—2得： ，查《實用機床設計手冊》—10得：= ， 取 由轉(zhuǎn)速圖可得：∴ 轉(zhuǎn)速：（r/min）效率： 查《實用機床設計手冊》—10得：圓錐滾子軸承效率=功率：（kw） ∴（mm） ?。╩m） 齒輪的校核由《機械設計》得校核齒輪即滿足： ，對軸III上齒數(shù)為63的齒輪進行校核 ∴ 又由計算齒輪時的數(shù)據(jù)得： 比較得： 故該齒輪符合要求。同理對軸III上齒數(shù)為45齒數(shù)為50模數(shù)為2的齒輪經(jīng)行校核，齒輪都符合要求。綜上軸III上的三聯(lián)滑移齒輪4550，符合要求，其余三個齒輪也符合要求。 三聯(lián)滑移齒輪圖 傳動軸的校核對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。軸的抗彎斷面慣性矩（）花鍵軸 =式中 d—花鍵軸的小徑（mm）；D—花軸的大徑（mm）；b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數(shù)；傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得：=(Nmm)式中