【文章內(nèi)容簡介】 圖26主軸箱輪廓尺寸確定圖3）應(yīng)表明液壓系統(tǒng)和電氣控制按鈕等的安裝位置。4）當(dāng)工件加工部位對其中心線不對稱，而使動力部件對夾具和中間底座不對稱時，應(yīng)注明動力部件中心線與夾具中心線之間的偏移量。 生產(chǎn)率計算卡(1)機床的理想生產(chǎn)率Q1的計算　　　　　Q1＝?。? （件/h）式中 －單件工時（min）；　　　?。瓩C加工時間（min）（包括動力部件工作進給時間和死擋停留時間）；?。o助時間（min）(包括快進時間、快退時間、工作臺直線移動或轉(zhuǎn)位時間、工件裝卸時間等)?！∽ⅲ?。~。(2)機床負荷率的計算　　　　　　＝　　　　式中Q1—機床理想生產(chǎn)率；　　 Q2—使用單位要求的生產(chǎn)率，當(dāng)全年工時為2880h時，Q2＝N/2880(件/h)。3. 組合機床主軸箱設(shè)計主軸箱設(shè)計的原始依據(jù)圖,是根據(jù)三圖一卡整理編繪出來的,其內(nèi)容包括主軸箱設(shè)計的原始要求和已知條件。 在編輯此圖時從三圖一卡中一已知：(1)主軸箱輪廓尺寸500500mm。(2)工件位置尺寸及連桿大小頭中心位置尺寸。(3)工件與主軸箱位置尺寸。根據(jù)這些數(shù)據(jù)可編制出主軸箱設(shè)計原始依據(jù)圖。 運動參數(shù)和動力參數(shù)的確定 傳動系統(tǒng)傳動比分配 本機床主軸箱采用三級傳動： 根據(jù)所提供數(shù)據(jù)估算各對齒輪齒輪數(shù)及傳動比： 第一對：=22 =32 其傳動比 ： i= 第二對： =26 =38 其傳動比 ： i=第三對： =32 =57 其傳動比 ： i= 按要求，本機床要同時粗銑兩端面。因被加工零件兩端面所要達到的各級參數(shù)都完全相同，故設(shè)計成相互對稱的傳動系統(tǒng)。 計算傳動裝置的運動和設(shè)計參數(shù)（1） 電動機的型號為Y132M2—6，其中Y表示系列代號，132表示機座中心高，M表示中極極座，2為電動機級數(shù)。，滿載轉(zhuǎn)速為960r/min。（2） 推算出各軸的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩1) 各軸的轉(zhuǎn)速： 2) 各軸輸入功率ηη別為齒輪傳動效率 3) 各軸輸入轉(zhuǎn)矩： （1） 估算 齒輪彎曲疲勞的估算 齒面點蝕的估算 其中為大齒輪的計算轉(zhuǎn)速，A為齒輪的中心距，由中心距A 及齒數(shù)ZZ2求其模數(shù) 根據(jù)估算所得和中較大的值選取相近的標(biāo)準模數(shù)對于第一對齒輪： mm mm mm 取模數(shù)m為3 第二對齒輪： 取模數(shù)m為3 第三對齒輪： 取模數(shù)m 為3 (2) 齒輪模數(shù)計算及強度校核1)選定齒輪類型、精度、材料及齒數(shù)。 a 按照所示的傳動方案選用直齒圓拄齒輪傳動。 b 組合機床為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。 c材料選擇：選用小齒輪材料40，硬度為280HBS，大齒輪材料為45。號鋼硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 d選小齒輪齒數(shù)Z=22 大齒輪齒數(shù)Z=32。2) 按齒面接觸強度設(shè)計。 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值: a試選擇載荷系數(shù)。 b計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩： c由表中可得選取齒寬系數(shù)為1。 d由表中可查材料彈性系數(shù)。 e由圖可知 按齒輪面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。 f計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： g由圖可知 查得接觸疲勞壽命系數(shù)。 h計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力。取失效概率為1% 安全系數(shù)S=1 則有： 3) 計算。a試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值： ，故取為66毫米。b計算模數(shù) （3） 按齒輪彎曲強度設(shè)計 1)由公式得彎曲強度的設(shè)計公式為：a由圖則有小齒輪的彎曲強度疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限 b由表上則有彎曲的疲勞強度壽命系數(shù) 。 c計算彎曲疲勞許用應(yīng)力：取彎曲疲勞安全系數(shù)S=，由書中的公式有： d計算載荷系數(shù)K e查取齒形系數(shù) f查取應(yīng)力系數(shù)g計算大小齒輪的并加以比較： 大齒輪的計算值大。2) 設(shè)計計算 對比計算結(jié)果，取，則有： 這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 此時關(guān)于幾何計算： 第一對齒輪的計算： a計算分度圓的直徑： b計算中心距： c計算齒輪寬度：通過查閱《組合機床手冊》得 第二對齒輪的計算，經(jīng)校核有： 第三對齒輪的計算，經(jīng)校核有： 軸各參數(shù)估算及強度校核（1）傳動軸的估算 估算軸的最小直徑，按扭轉(zhuǎn)強度條件計算，先按照下列初步估算的最小直徑，選取軸的材料45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。 式中： —扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，單位兆帕 T —軸所受的扭矩 —軸的抗扭截面系數(shù) n —軸的轉(zhuǎn)速 p—軸的傳遞的功率 d —計算截面處軸的直徑 —許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 由以上公式可得軸的直徑： 取 取 ..取 ?。?） 主軸的強度校核 對傳遞動力軸滿足強度條件是最基本的要求。通過結(jié)構(gòu)設(shè)計初步確定出軸的尺寸后，根據(jù)受載情況進行軸的強度校核計算。首先作出軸的計算圖。如果軸上零件的位置已知，即已知外載荷及支反力的作用位置。將齒輪帶輪等級裝配寬度的分布簡化為集中力，并視為作用在輪轂寬度的中點上；略去軸和軸上的自重；略去軸上產(chǎn)生的拉壓應(yīng)力；把軸看成鉸鏈支承，支反力作用在軸承上，其作用點的位置可用如下圖所示確定。則將雙支點軸當(dāng)作受集中力的簡支梁進行計算，然后繪制彎矩圖和扭矩圖，并進行軸的強度校核。1) 求出輸出軸的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。設(shè)，分別為齒輪傳動軸承的傳動效率=， = 則=== KW又 =/==255 r/m于是=9550000=172580 nmm2) 求作用在齒輪上的力因已知低速大齒輪的分度圓直徑==357=171mm而：=== N == = N式中： ——主軸上大齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，單位為Nmm ——主軸上大齒輪的節(jié)圓直徑，對標(biāo)準齒輪即為分度圓直徑。單位為mm ——嚙合角。對標(biāo)