【文章內(nèi)容簡介】 主軸高度 （210）在確定了以上各件尺寸后，綜合夾具圖、主軸箱圖、工序繪制圖、加工示意圖繪制出聯(lián)系尺寸圖。 專用機床生產(chǎn)率計算卡根據(jù)加工示意圖所確定的工資循環(huán)、工作行程以及算成的切削用量，即可以計算機床的生產(chǎn)率。機床理想生產(chǎn)率Q是指機床在百分之百負荷情況下每小時的生產(chǎn)能力。 （1）計算加工一個工件所需的時間 （211）由前面的計算知： —動力頭快速行程速度，~10m/min —死擋鐵停留時間這里取—根據(jù)對各類機床的統(tǒng)計，~，以及工件裝夾的方便程度，取 ∴ = （212）機床理想生產(chǎn)率 （213） 機床實際生產(chǎn)率 由前述知設計的鉆定位孔專用機床生產(chǎn)綱領20000件，實行單班制?！? （214）%。3 專用機床的零部件設計計算每根主軸上的切削功率 （31）其中M—主軸所承受的扭矩，由前面計算知 M=mm ∴ （32） 所需電動機功率的計算 （33） （34） 選擇電動機的功率P= （1）計算主軸的轉速及進給量 由前加工示意圖的繪制及轉速，進給量的計算中得出主軸轉速 n=150rad/min f=（2）動力頭選擇ITD32工型，電動機型號y100， 電動機轉速1430rad/min,驅動軸轉速715轉/min，初選齒輪模數(shù)m=，計算各級傳動比及各傳動齒輪齒數(shù)。在確定各級齒輪的齒數(shù)及各級轉動比時要以以下兩點依據(jù)來確定：（1）兩主軸間中心距a=750mm （2）動力頭驅動軸轉速為，主軸轉速,=150rad/min.固從動力頭驅動軸帶動兩根傳動軸最終到主軸，兩端對稱分布，取兩主軸中心距的一半即a/2=375mm計算 齒總和 （35）方案一：一級傳動：傳動系統(tǒng)圖如下：圖31 一級傳動系統(tǒng)圖又 即 又驅動軸離主軸箱底部的距離由動力頭ITD32工型的參數(shù)知為h=125mm 顯然 ∴方案一不合適。若將兩主軸與驅動軸不布置在同一水平面上，雖然齒輪的直徑已經(jīng)很長，所需的主軸箱尺寸也很大，故第一方案改用空間布置也不合適。方案二：采用二級變速，傳動系統(tǒng)圖如下： 圖32 二級變速傳動系統(tǒng)圖同理： 總體傳動比取第二組傳動副間傳動比為 ∴ 最大齒輪即齒輪數(shù)為150齒的齒輪半徑為 ∴方案二不合適方案三：采用三級變速，傳動系統(tǒng)圖如下： 圖33 三級變速傳動系統(tǒng)圖 鑒于前兩種方案均不合適在齒輪數(shù)選的過大，在這里取齒輪副的齒數(shù)和Sz≤120∴ 又 ∴方案三合適。方案三中，所有齒輪的橫向尺寸如下： （36）差《組合機床設計》第一冊表5—1取箱體尺寸為1000500，臥式用。根據(jù)彎曲疲勞強度計算驅動軸上的齒數(shù)模數(shù) （1）計算齒輪工作應力循環(huán)次數(shù)N 動力頭驅動軸齒輪z1=22 （37） （38）（2）查《機械設計》圖10—18得彎曲疲勞壽命系數(shù) （3）由《機械設計》圖10—20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限 （39） （310）（4）計算載荷系數(shù) （312）小齒輪線速度 （5）查《機械設計》表10—5得 齒形系數(shù) （6）查《機械設計》表10—5得 應力校正系數(shù) （7）計算大小齒輪的并加以比較 （313） （314）（8）計算小齒輪轉矩 （315）（9）計算m （316） ∴模數(shù)取m= 計算傳動軸及主軸的直徑取軸材料為45鋼，查《機械設計》表15—3 取 （317）而且ITD32驅動軸軸徑為滿足要求。II，III軸直徑取IV，V軸直徑取VI，VII軸直徑取查《組合機床設計》第一冊表5—6，選取主軸箱中的齒輪均為通用齒輪 動力頭齒輪齒寬其余 取齒寬為 及的齒輪寬度均為 軸承的選擇根據(jù)計算出的軸的直徑，以及軸的類型，選擇軸承，II，III，IV，V均為傳動軸，受到的軸向力很小，選用深溝球軸承，II，III上采用深溝球軸承6005，IV，V軸選用深溝球軸承6006，VI，VII軸即兩根主軸上選用深溝球軸承30307。由于驅動軸直徑，主軸直徑是在繪制主軸箱和加工示意圖時分別按標準和經(jīng)驗公式計算出的，然后選擇的標準件，因此這里不校核驅動軸和主軸，而是校核II，III軸。II，III軸傳動的功率，結構，軸徑都一樣，因此校核一根即可。II軸變力情況如下圖： 圖34 二軸變力圖計算圖中所示各力： （318） （319） （320） 圖35 校核圖 (321) (322)查《機械設計》表15—4得 (323)∴ (324)前已選定軸的材料為45缸。掉局處理，得∴II，III軸強度合適由前面軸的校核中，計算出的,可以確定出兩深溝球6005所受的徑向力，如下： (325) (326)軸承所受的當量動載荷p（計算承受徑向力較大的） (227)查《機械設計》表13—6，對于中等沖擊或中等恒性力這里取查《機械設計手冊》表6—1得深溝球軸承6005的基本額定動載荷計算軸承壽命：，對于球軸承∴ (328)顯然軸承壽命滿足要求按齒面接觸疲勞強度計算查《機械設計》式（10—8）得 (329)—齒輪的接觸疲勞強度 u是齒輪副的傳動比現(xiàn)在計算III軸與主軸上45齒與75齒齒輪副的接觸疲勞強度∴ (330) (331) (332)∴ (333)上式中查《機械設計》表10—6得=.K值在前面算齒輪模數(shù)時已經(jīng)算出查《機械設計》圖10—21得齒輪的接觸疲勞強度極限 又∴齒輪的接觸疲勞強度滿足。 按齒根彎曲疲勞強度校核查《機械設計》式(10—4）得 (334)查表10—5得Z=45時 ∴ (335)查《機械設計》圖10—2得齒輪的彎曲疲勞強度極限∴ (336)又∴齒輪的彎曲疲勞強度滿足。校核主軸上鍵的強度，鍵長l=28mm,軸徑d=35查《機械設計》表6—2得許用擠壓應力，取，鍵，軸，齒輪材料均為剛： （337）（1）軸承的潤滑有脂潤滑，油潤滑，飛濺潤滑，當滾動軸承的速度較低，d為軸承內(nèi)徑，n為轉速時采用脂潤滑，油潤滑多采用箱體內(nèi)的油直接潤滑軸承，當箱體內(nèi)圓周速度v2~3m/s時，常用傳到件轉動時飛濺的油潤滑軸承。①計算III軸上齒數(shù)為75齒的齒輪的圓周速度 （338）②III軸上深溝球軸承轉速: （339）∴主軸箱中的軸承采用脂潤滑。（2）齒輪的潤滑若齒輪采用油潤滑，則浸油深度最少應為1個齒高，但不得小于10mm，且為避免油損失過大，同時為避免油攪動時沉渣泛起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯x應小于30~50mm，在此設計的周轉箱最低的齒頂?shù)接妄X底面的距離 （340）∴齒輪不適合采用油潤滑，所以在此齒輪的潤滑也采用脂潤滑。（3