【文章內容簡介】 些尺寸的基礎上，畫出草圖，得出初步結構化的有關布置與尺寸；然后按結構尺寸進行主要零件的驗算，如軸的剛度、齒輪的疲勞強度等，必要時作結構和方案上的修改，重新驗算，直到滿足要求。對于本次設計，由于是畢業(yè)設計，所以先用手工畫出草圖，經自己和指導老師的多次修改后，再用計算機繪出。一. 三角帶傳動的計算三角帶傳動中，軸間距A可以較大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，亦可因而緩和沖擊及隔離震動，使傳動平穩(wěn)。帶傳動結構簡單，但尺寸，機床中多用于電機輸出軸的定比傳動。1． 選擇三角帶的型號根據計算功率Nj（kw）和小帶輪n1（r/min）查圖選擇帶的型號。計算功率Nj=KWNd (kW)式中 Nd—電機的額定功率， KW—工作情況系數。車床的起動載荷輕，工作載荷穩(wěn)定，二班制工作時，?。篕W=帶的型號是： B型號2． 確定帶輪的計算直徑DD21） 小帶輪計算直徑D1皮帶輪的直徑越小，帶的彎曲應力就越大。為提高帶的使用壽命，小帶輪直徑D1不宜過小，要求大雨許用最小帶輪直徑Dmin，即D1≥Dmin。各型號帶對應的最小帶輪直徑Dmin可查表。D1=140r/min2） 大帶輪計算直徑D2 …………………………………… =212r/min式中: n1小帶輪轉速r/min。 n2大帶輪轉速r/min。 ε帶的滑動系數,.算后應將數字圓整為整數。3） 確定三角帶速度u具體的計算過程如下： = ………………………………… =對于O、A、B、C型膠帶，5m/s≤u≤25m/s。而u=5～10m/s時最為經濟耐用。此速度完全符合B型皮帶的轉速。4） 初定中心距A0帶輪的中心距，通常根據機床總體布局初步選定，一般可以在下列范圍內選取： A0=（～2）（D1+D2） mm ……………………… =352（～2）mm=～704mm取 A0=704 mm距過小，將降低帶的壽命；中心距過大時，會引起帶振動。中型車床電機軸至變速箱帶輪的中心距一般為750～850mm。5） 確定三角帶的計算長度L0及內周長LN三角帶的計算長度是通過三角帶截面重心的長度。 ………………………… = =圓整到標準的計算長度 L=2033 mm 經查表 LN=2000 mm 修正值 Y=336） 驗算三角帶的擾曲次數u ≤40 次/s （則合格） ………………………………… 式中：m帶輪個數。如u超限。可加大L（加大A）或降低u（減少DD1）來解決。 代入數據得 …………………………………………………… = 次/s ≤40 次/s是合格的，不需作出任何修改。7） 確定實際中心距A ………………………… = 740 mm8） 驗算小帶輪包角а1 ……………… 如果а1過小，應加大中心距或加張緊裝置。 代入數值如下： =180176。176。 =176?！?20176。經校核合格。9） 確定三角帶根數z ……………………………… 式中：N0單根三角帶在 а1=180176。、特定長度、平穩(wěn)工作情況下傳遞的功率值。 C1包角系數。參數的選擇可以根據書中的表差取：N0=C1=Kw= 帶入數值得： 所以，傳動帶根數選3根。此公式中所有的參數沒有作特別說明的都是從《機床主軸變速箱設計指導》。二. 傳動軸的估算和驗算傳動軸除了應滿足強度要求外，還應滿足剛度要求。強度要求保證軸在反復載荷和扭轉載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統精度要求較高，不允許有較大的變形。因此，疲勞強度不是主要矛盾。除了載荷很大的情況外，可以不必驗算軸的強度。剛度要求保證軸在載荷下不致產生過大的變形。如果剛度不足，軸上的零件如齒輪、軸承等將由于軸的變形過大而不能正常工作，或者產生振動和噪聲、發(fā)熱、過早磨損而失效。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。通常，先按扭轉剛度估算軸的直徑，畫出草圖之后，再根據受力情況、結構布置和有關尺寸，驗算彎曲剛度。1. 傳動軸直徑的估算傳動軸直徑按扭矩剛度用下列公式估算傳動軸直徑：……………………………………其中：N—該傳動軸的輸入功率N=Ndη kw …………………………………………Nd—電機額定功率；η—從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積（不計該軸軸承上的效率）。nf—該傳動軸的計算轉速r/min。計算轉速nf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而確定，而中型車床主軸的計算轉速為： ……………………… [ψ]—每米長度上允許的扭轉角（deg/m），可根據傳動軸的要求選取。根據參考書中所給出的公式和本次設計所必須滿足的條件，在傳動過程中所有軸的直徑的估算如下： nj（主）=nminψz/31 ……………………… =125 r/minⅤ主軸 nj=n6=125 r/min ；Ⅳ 軸 nj=n7=160 r/min ；Ⅲ 軸 nj=n11=400 r/min ；Ⅱ 軸 nj=n14=800 r/min ；Ⅰ 軸 nj=960 r/min ；由 ： ………………………則計算主軸Ⅴ和中間軸的直徑d如下：Ⅴ主軸 d5=64 mm ；Ⅳ 軸 d4=40 mm ；Ⅲ 軸 d3=40 mm ；Ⅱ 軸 d2=40 mm ；Ⅰ 軸 d1=30 mm ；1. 傳動軸剛度的驗算：1） 軸的彎曲變形的條件和允許值機床主傳動的彎曲剛度驗算，主要驗算軸上裝齒輪和軸承處的橈度y和傾角θ。各類軸的橈度y和裝齒輪和軸承處傾角θ，應小于彎曲剛度的許用值[Y]和[θ]值，即： y≤[Y]； ………………… θ≤[θ] ………………… 由于書寫量比較大而篇幅不足的原因，所以在此就省了。2） 軸的彎曲變形計算公式計算軸本身變形產生的橈度y和傾角θ時，一般常將軸簡化為集中載荷下的簡支梁，按參考書中的表中的有關公式進行計算。當軸的直徑相差不大且計算精度要求不高時，可把軸看作等徑軸，采用平均直徑來進行計算。計算花鍵軸的剛度時可采用直徑或當量直徑。由于本次設計的說明書的篇幅和時間的關系就不在此詳細的列出了。但一般的計算公式為：………………………………………………… ……………………………………………… 矩形花鍵軸：平均直徑……………………………… 當量直徑 …………………………………………… 慣性距 ………………………… 本次設計機床中長采用矩形花鍵軸的dd2和I的數值：`花 鍵 軸 尺寸 （GB114474） 平均直徑 當量直徑 極慣性距 慣性距 28 58976 29488 200058 100029 1428706 714353根據本次設計的情況，主軸的剛度要求必須進行校核，具體的剛度校核結果如下：a） 首先，把主軸上的軸承所能承受的載荷在《機械設計手冊3》中查出，見下：深溝球軸承 其基本額定載荷為：推力球軸承 其基本額定載荷為：雙列圓錐滾子軸承 其基本額定載荷為：b） 計算軸上的載荷 軸的結構圖與彎矩扭矩圖主軸上齒輪在高速轉動時所產生的載荷：齒輪1：…………齒輪2： ……………c） 校核傾角和橈度經查表得：安裝圓錐滾子軸承處 安裝深溝球軸承處安裝推力球軸承處計算主軸圓軸的平均直徑和慣性矩： ………… …………………………… ………………………… 傾角：對 …… …… ……………… ……對 … …… ………………… ………在點C處的傾角 ………………… ……………… 在點B處的傾角 ……… 在點A處的傾角 ……………橈度：對 …………… ……………… ………………………… 對 …………… ……………… ……………… ………… 根據表選用………………………… 由此可得在主軸上的剛度是完全合格的。三. 齒輪模數的估算和計算按接觸疲勞和彎曲強度計算齒輪模數比較復雜，而且有些系數只有在齒輪個參數都已知道后方可確定，所以只在草圖畫完之后校核用。在畫草圖之前，先估算，再選用標準齒輪模數。齒輪彎曲疲勞的計算： …………………………… 齒面點蝕的估算： …………………………………… 其中nj為大齒輪的計算轉速，A為齒輪中心距。由中心距A及