【文章內(nèi)容簡介】 的基準(zhǔn)長度Ld=1400 mm3）計算實際中心距a 中心距的變化范圍為406~478 mm（6）驗算小帶輪上的包角 （7）計算單根V帶的基本額定功率P0根據(jù)dd1=95mm和nd=1400r/min，由《機(jī)械設(shè)計》查表84a，用插值法，取得A型V帶的額定功率P0=額定功率的增量ΔP0根據(jù)nd=1400r/min和i=，由課《機(jī)械設(shè)計》查表84b，用插值法，取得A型V帶的額定功率增量ΔP0=（8）計算帶的根數(shù)Z根據(jù)=176。,由《機(jī)械設(shè)計》表85得包角系數(shù)=；根據(jù)Ld=1400mm，由《機(jī)械設(shè)計》表82得帶長修正系數(shù)KL=，于是Pr=（P0+ΔP0）KL=因此由下列公式計算V帶根數(shù)Z= 故取兩根（9）計算單根V帶的初拉力的最小值（F0）min由《機(jī)械設(shè)計》表83得A型帶的單位長度質(zhì)量q=,所以（F0）min=應(yīng)使帶的實際初拉力F0（F0）min（10）計算壓軸力Fp壓軸力的最小值為（Fp）min=2Z（Fp）minsin =22sin =在設(shè)計之初，由于確定的僅僅是一個方案，具體構(gòu)造尚未確定，因此只能根據(jù)統(tǒng)計資料，初步確定主軸的直徑。(1) 主軸前端軸頸的直徑D1表31 各類機(jī)床主軸前端軸頸的直徑D1圖31 機(jī)床主軸結(jié)構(gòu)圖 如表31所示，本次設(shè)計，選則D1=60mm。(2) 主軸后軸頸D2一般機(jī)床主軸后軸頸D2=（~）D1,取D2=50mm。根據(jù)生產(chǎn)經(jīng)驗，一般機(jī)床每根軸的當(dāng)量直徑d與其傳遞的功率P，計算轉(zhuǎn)速Nj，以及允許的扭轉(zhuǎn)角[Ф]有如下經(jīng)驗公式：d=11sqrt(sqrt(P/Nj[Ф]))對于花鍵軸，軸內(nèi)徑一般要比d小7%。（1）允許扭轉(zhuǎn)角[Ф]的確定一般機(jī)床各軸的允許扭轉(zhuǎn)角參考值見表32.表32 機(jī)床各軸允許扭轉(zhuǎn)角[Ф]本次設(shè)計，中間傳動軸允許扭轉(zhuǎn)角[Ф]。（2）計算轉(zhuǎn)速Nj的確定計算轉(zhuǎn)速Nj是指主軸或其他傳動軸傳遞全部功率的最低轉(zhuǎn)速，對于等比傳動的中型通用機(jī)床，主軸計算轉(zhuǎn)速一般為：Nj=Nmin*φ^(Z/3 1) 故本次設(shè)計，Nj=125rpm。根據(jù)轉(zhuǎn)速圖圖24，即可確定各軸的計算轉(zhuǎn)速見下表。表33 各軸的計算轉(zhuǎn)速 ( 3 ) 各軸傳遞功率的確定各軸的傳遞功率N=η*Pe。在確定各軸效率時，不考慮軸承的影響，但在選取各軸齒輪傳遞效率時，取小值以彌補(bǔ)軸承帶來的誤差。一般機(jī)床上格傳動元件的效率見下表。表34 機(jī)械傳動效率變速箱圓柱齒輪傳動選取8級精度，主軸精度不高，選擇7級精度。由表32，表33，表34以及公式d=11sqrt(sqrt(P/Nj[Ф]))即可確定各軸傳遞效率以及當(dāng)量直徑。見下表：表35 機(jī)床各中間傳動軸傳遞功率及計算直徑*=； *=； *=。 *=。由參考資料查得，主軸計算轉(zhuǎn)速是第一個三分之一轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的最高一級轉(zhuǎn)速， 齒輪選用40Cr 調(diào)質(zhì)處理按接觸疲勞強(qiáng)度或者彎曲強(qiáng)度計算齒輪模數(shù)比較復(fù)雜，因此先進(jìn)行估算，再選用標(biāo)準(zhǔn)齒輪模數(shù)，一般同一變速組中的齒輪取同一模數(shù)，一個主軸變速箱中的齒輪采用1~2個模數(shù)，傳動功率的齒數(shù)模數(shù)一般不小于2mm。 第一變速組：相同模數(shù)承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪為Z1。Z1位于I軸，屬于高速軸（1）按照接觸疲勞強(qiáng)度驗算齒輪選用精度。1） 選擇載荷系數(shù)Kt=2） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=3） 由《機(jī)械設(shè)計》表107選取齒寬系數(shù)，由表106查取材料的彈性影響系數(shù)ZE=,由圖1021d按吃面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度強(qiáng)度。4） 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N1=60n1jLh=608001（1530028）=109N2=109/2=1085） 由《機(jī)械設(shè)計》圖1019取KHN1=，KHN2=取失效概率的1%，安全系數(shù)S=1。 6） 試算小齒輪分度圓直徑d1t,代入中較小的值。圓周速度齒寬系數(shù)7） 計算齒寬與齒高之比b/h。模數(shù), 齒高h(yuǎn)== mm,根據(jù)v= m/s ,7級精度，由《機(jī)械設(shè)計》圖108查得動載系數(shù)Kv=，直齒輪,由表102查得使用系數(shù)KA=1，由表104用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，KHβ=，由圖1013查得KFβ=；故載荷系數(shù)K=8）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑得, 模數(shù)m=d1/z1= mm。（2）按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算1）由《機(jī)械設(shè)計》圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限，并查取彎曲疲勞壽命。計算疲勞彎曲許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=，則計算載荷系數(shù)，由《機(jī)械設(shè)計》表105查得齒形系數(shù)YFa1=,YFa2=。應(yīng)力校正系數(shù)YSa1=,YSa2=.模數(shù)對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（及模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，=2mm。由以上結(jié)論，按齒輪齒根彎曲疲勞彎曲強(qiáng)度驗算第二變速組和第三變速組中的齒輪模數(shù)。第二變速組：相同模數(shù)承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪為Z7。Z7位于Ⅲ軸 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1= 2）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=604001（1530028）=109N2=109/=1083）由《機(jī)械設(shè)計》圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限，并查取彎曲疲勞壽命。4）計算疲勞彎曲許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=，則由《機(jī)械設(shè)計》表105查得齒形系數(shù)YFa1=,YFa2=。應(yīng)力校正系數(shù)YSa1=,YSa2=.模數(shù)第三變速組：相同模數(shù)承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪為Z11。Z11位于III軸1）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=2）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=601801（1530028）=108N2=108/4=1083）由《機(jī)械設(shè)計》圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限，并查取彎曲疲勞壽命。4）計算疲勞彎曲許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=，則由《機(jī)械設(shè)計》表105查得齒形系數(shù)YFa1=,YFa2=。應(yīng)力校正系數(shù)YSa1=,YSa2=.模數(shù)為了使主軸變速箱中的齒輪采用1~2個模數(shù)，選取模數(shù)依次為2mm,3mm,3mm.由公式得：第一變速組齒寬BI=（6~10）2=12~20mm第二變速組齒寬BII=（6~10）3=18~30mm第三變速組齒寬BIII=（6~10）3=18~30mm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(dǎo)致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設(shè)計上，應(yīng)使主動輪比小齒輪齒寬大綜上所述，齒輪的基本參數(shù)如下表所示表36 床頭箱各齒輪參數(shù)齒數(shù) Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z720564442885242模數(shù)233分度圓直徑308466611208161齒根高 hf( ha*+*c)m=2=齒頂高h(yuǎn)aha*m=12=2323齒頂圓直徑df35