【文章內容簡介】 傳動比為1～1／），后蓋內齒輪齒輪傳動比允許至1/3～1／，盡量避免用升速傳動。當驅動軸轉速較低時，允許先升速然后再降一些，使傳動鏈前面的軸、齒輪轉矩較小，結構緊湊，但空轉功率損失隨之增加，故要求升速傳動比小于等于2；為使主軸上的齒輪不過大，最后一級經常采用升速傳動。（4）用于粗加工主軸上的齒輪，應盡可能設置在第Ⅰ排，以減少主軸的扭轉變形；精加工主軸上的齒輪，應設置在第Ⅲ排，以減少主軸端的彎曲變形。（5）驅動軸直接帶動的轉動軸數(shù)不能超過兩根，以免給裝配帶來困難。167。 擬定主軸箱傳動的基本方法擬定多軸箱傳動系統(tǒng)的基本方法是：先把全部主軸中心盡可能分布在幾個同心圓上，在各個同心圓的圓心上分別設置中心傳動軸；非同心圓分布的一些主軸，也宜設置中間傳動軸（如一根傳動軸帶二根或三根主軸）；然后根據(jù)已經選定的中心傳動軸再取同心圓，并用最少的傳動軸帶動這些中心傳動軸；最后通過合攏傳動軸與動力箱驅動軸連接起來。（1）將主軸劃分為各種分布類型：被加工零件上加工孔的位置分布是多種多樣的，但大致可歸納為：同心圓分布、直線分布和任意分布三種類型。因此，多軸箱上主軸分布相應分為這三種類型。1）同心圓分布：對這類主軸，可在同心圓處分別設置中心傳動軸，由其上的一個或幾個（不同排數(shù)）齒輪來帶動各主軸。2）直線分布：對此類主軸，可在兩軸中心連線的垂直平分線上設傳動軸，由其上一個或幾個齒輪來帶動各主軸。3）任意分布：對此類主軸可根據(jù)“三點共圓”原理，任意分布可以看作是同心圓和直線的混合分布形式。 （2）確定驅動軸轉速轉向極其在多軸箱上的位置：驅動軸的轉速按動力箱型號選定；當采用動力滑臺時，驅動軸旋轉方向可任意選擇；動力箱與多軸箱連接時，應注意驅動軸中心一般設置于多軸箱箱體寬度的中心線上，其高度則決定于所選動力箱的型號規(guī)格。驅動軸中心位置在機床聯(lián)系尺寸圖中已經確定。（3）用最少的傳動軸及齒輪副把驅動軸和各主軸連接起來：在多軸箱設計原始依據(jù)圖中確定了各主軸的位置、轉速和轉向的基礎上，首先分析主軸位置，擬訂傳動方案，選定齒輪模數(shù)（估算或類比），再通過“計算、作圖和多次試湊”相結合的方法，確定齒輪齒數(shù)和中間傳動軸的位置及轉速167。 帶傳動的設計計算與校核主軸箱所選電動機型號為：Y90L6 KW同步轉速為 1000 r/min 滿載轉速為 910r/min傳動比 i＝2每天工作8小時確定計算功率P由《機械設計》查得工作情況系數(shù)K＝，故== （2—8）選擇V帶的帶型根據(jù)P、n由《機械設計》圖8－11用Z型帶。確定帶輪的基準直徑d并驗算帶速v（1）初選小帶輪的直徑d。由《機械設計》表8－8，取小帶輪的基準直徑d＝125mm（2）驗算帶速v。按下面公式驗算帶的速度 （2—9）式中：v—帶速（m/s）dd1—小帶輪直徑 (mm)—小帶輪轉速 (r/min)代入得： = 因為5 m/s﹤v﹤30 m/s，故帶速合適。（3）計算大帶輪的基準直徑。 根據(jù)公式計算大帶輪的基準直徑dd2 dd2＝i d＝2125＝250mm確定v帶的中心距a和基準長度L（1）根據(jù)式下列公式，初定中心距a＝210mm。 （2—10）式中： —小帶輪直徑（mm） —大帶輪直徑 (mm)代入得：（125+250）??2（125+250）即 ： ??750mm所以初定中心矩為300 mm。（2）計算帶所需的基準長度 （2—11）代入得： =根據(jù)《機械設計》表8－2選帶的基準長度L＝1120mm。（3）計算實際中心距a。 （2—12）式中：—V帶的基準長度 （mm）—計算相應的帶長 (mm)代入212得： =270mm驗算小帶輪上的包角 （2—13）＝153176。﹥90176。計算帶的根數(shù)z(1)計算單根V帶的額定功率Pr由d＝125mm和n＝910r/min，查《機械設計》表8－4a得P＝。根據(jù)n＝910r/min，i＝2和Z型帶，查《機械設計》表8－4b得P＝0KW。查《機械設計》表85得Kα＝1，表8－2得K＝1，于是 ＝（P＋P）KK＝（＋0）11 KW （2—14） ＝（2）計算V帶的根數(shù)z z＝＝取z＝3根。計算單根V帶的初拉力的最小值由《機械設計》表83得Z型帶的單位長度質量q＝，所以 ＝= ＝ N應使帶的實際初拉力F0(F0)min計算壓軸力Fp壓軸力的最小值為 （2—15） =帶輪的設計因為帶輪直徑d＝125mm dd2=250mm 帶輪直徑d?300mm，所以帶輪采用腹板式。167。(1) 傳動軸上的功率P轉速n和轉矩T1 P1= P η2=== 910 r/min N? mm = N? mm(2) 求作用在齒輪上的力大齒輪 （2—16） （2—17） （2—18）小齒輪帶輪（3）軸的受力分析軸的受力示意圖如圖23所示圖23 傳動軸受力示意圖圖24 V面受力示意圖圖25 H面受力示意圖（1）計算V面的軸承力由圖24 依據(jù)受力平衡得： （2—19） 即： （2—20）又因為 整理的： （2—21）由2221式聯(lián)立得：（2）計算V面的軸承受力由圖25依據(jù)受力平衡得： （2—22）又因為：整理得：（3）畫出V面和H面的彎矩圖通過受力分析可畫出軸的彎矩圖，如圖26圖26 彎矩圖（4）做出扭矩圖扭矩圖如圖27所示圖 27 扭矩圖（5）判斷危險截面并校核軸的強度由圖24和圖25可知危險截面在第一個小齒輪的安裝面上，則： （2—23）軸的彎扭合成強度條件如下： （2—24）式中：——軸的計算應力，MPaM——軸軸所受的彎矩，N?mmT——軸所受的扭矩，N?mmW——軸的抗彎截面系數(shù)，mm3，——對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎曲應力代入數(shù)值得： = MPa由《機械設計》表151查得：傳動軸材料為20Cr時 因此，傳動軸安全。167。 主軸的校核軸的受力示意圖如圖28所示圖28 主軸受力示意圖圖29 V面的受力示意圖圖210 H面的受力示意圖（1）計算V面的軸承力由圖2 9 依據(jù)受力平衡得： （2—25）又因為： （2—26）聯(lián)立公式22226得：（2） 計算H面的軸承力由圖2 10 依據(jù)受力平衡得：聯(lián)立以上式子得： （3）畫出V面和H面的彎矩圖通過受力分析可畫出軸的彎矩圖，如圖211圖211 彎矩圖（4）做出扭矩圖如圖212所示扭矩圖如圖212所示圖 212 扭矩圖（5）判斷危險截面并校核軸的強度由圖24和圖25可知危險截面在小齒輪的安裝面上，則：軸的彎扭合成強度條件如下：式中：——軸的計算應力，MPaM——軸軸所受的彎矩，N?mmT——軸所受的扭矩，N?mmW——軸的抗彎截面系數(shù)，mm3，——對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎曲應力代入數(shù)值得： =由《機械設計》表151查得：主軸材料為20Cr時 因此，主軸安全。167。 齒輪的校核（1）主軸齒輪的校核。齒輪材料為40Cr；1） 對齒輪進行受力分析：= KW 主軸轉速 n =910 r/min小齒輪所傳遞的轉矩為：2） 齒根彎曲疲勞強度校核:齒輪在受載荷時，齒根所受的彎矩最大，因此，齒根處的彎曲疲勞強度最弱。齒根危險截面的彎曲疲勞強度條件式為： （2—27） 式中： K—載荷系數(shù)—齒輪的齒形系數(shù)—齒輪的應力校正系數(shù)b—齒輪寬度（mm）m—齒輪模數(shù)代入數(shù)據(jù)得: