【正文】 σFE1=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE2=380MPa；由圖1018取彎曲疲勞壽命系數KFN1=，KFN2=；(1) 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=，由式（1012）得[σF]1=[σF]2=(2) 計算載荷系數K故載荷系數K=KAKVKFαKFβ==(3) 查齒形系數由表105查得YFa1=；YFa2=(4) 查取齒形系數由表105查得YSa1=；Ysa2=(5) 計算大小齒輪的并加以比較大齒輪的數值大。(6) 設計計算對比計算結果，又齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，=，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=，由公式可知分度圓的直徑d=24=60mm由于d=60mmd1=；所以選取模數：m=3，則d=324=72mm 所以第一變速組的齒輪的模數為m=3；(二)第二變速組齒輪模數的確定按齒面接觸強度設計由傳動比知，軸II的計算轉速n2=(1) 小齒輪齒數z1=18；大齒輪齒數z2=81；(2) 計算小齒輪傳遞的轉矩根據機械零件設計手冊，表21可知，取η=，電動機功率Pd為12KW，則II軸上所傳遞的扭矩為T1：(3）由機械設計（第八版）可知：載荷系數K=KAKVKαKβ初選載荷系數：Kt=(4) 由表101選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。(5) 由表107選取吃寬系數φd=1。(6) 由表1021d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim2=550MPa。(7) 由表106查的材料的彈性影響系數。(8) 由傳動比知，軸I的計算轉速n1=(9) 由式1013計算應力循環(huán)次數N1=60n1jLh==N2=109(10) 由圖1019取接觸疲勞壽命系數KHN1=；KHN2=(11) 取失效概率為1%，安全系數S=1，由（1012）得：[σH]1=[σH]2=(12) 試算小齒輪分度圓d1，代入[σH]中較小的值(13）計算圓周速度v(14）計算齒寬b(15) 計算齒寬與齒高之比模數齒高(16) 計算載荷系數根據v=，7級精度，由圖108查的動載荷系數Kv=；直齒輪，KHα=KFα=1；由表102查得使用系數KA=；由104用插值法查的7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時KHβ=由，KHβ==；故載荷系數K=KAKVKHαKHβ==(17) 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式（1010a）得(18) 計算模數按齒根彎曲強度設計(1) 由式（105）得彎曲強度的設計公式為(2) 由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE2=380MPa；(3) 由圖1018取彎曲疲勞壽命系數KFN1=，KFN2=；(4) 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=，由式（1012）得[σF]1=[σF]2=(5) 計算載荷系數K故載荷系數K=KAKVKFαKFβ==(6) 查齒形系數由表105查得YFa1=；YFa2=(7) 查取齒形系數由表105查得YSa1=；Ysa2=(8) 計算大小齒輪的并加以比較大齒輪的數值大。(9) 設計計算對比計算結果，又齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，=4mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=，由公式可知分度圓的直徑d=418=72mm由于d=72mmd1=；所以選取模數：m=，則d=18=117mm 所以第二變速組的齒輪的模數為m=；（三）無級變速電動機軸上齒輪模數的確定按齒面接觸強度設計(1) 小齒輪齒數z1=27；大齒輪齒數z2=45；(2) 計算小齒輪傳遞的轉矩根據機械零件設計手冊，表21可知，取η=，電動機功率Pd為12KW，則II軸上所傳遞的扭矩為T1：(3）由機械設計（第八版）可知：載荷系數K=KAKVKαKβ初選載荷系數：Kt=(4) 由表101選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。(5) 由表107選取吃寬系數φd=1。(6) 由表1021d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim2=550MPa。(7) 由表106查的材料的彈性影響系數。(8) 由電動機的軸的計算轉速n2=1500r/min(9) 由式1013計算應力循環(huán)次數N1=60n1jLh=60150012830015=N2=109(10) 由圖1019取接觸疲勞壽命系數KHN1=；KHN2=(11) 取失效概率為1%，安全系數S=1，由（1012）得：[σH]1=[σH]2=(12) 試算小齒輪分度圓d1，代入[σH]中較小的值(13）計算圓周速度v(14）計算齒寬b(15) 計算齒寬與齒高之比模數齒高(16) 計算載荷系數根據v=，7級精度，由圖108查的動載荷系數Kv=；直齒輪，KHα=KFα=1；由表102查得使用系數KA=；由104用插值法查的7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時KHβ=由，KHβ==；故載荷系數K=KAKVKHαKHβ==(17) 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式（1010a）得(18) 計算模數按齒根彎曲強度設計(1) 由式（105）得彎曲強度的設計公式為(2) 由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE2=380MPa；(3) 由圖1018取彎曲疲勞壽命系數KFN1=，KFN2=；(4) 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=，由式（1012）得[σF]1=[σF]2=(5) 計算載荷系數K故載荷系數K=KAKVKFαKFβ==(6) 查齒形系數由表105查得YFa1=；YFa2=(7) 查取齒形系數由表105查得YSa1=；Ysa2=(8) 計算大小齒輪的并加以比較大齒輪的數值大。(9) 設計計算對比計算結果，又齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，=2mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=，由公式可知分度圓的直徑d=227=54mm由于d=54mmd1=；所以選取模數：m=3，則d=327=81mm 所以無極電動機上的齒輪的模數為m=3；(7) 各軸參數的確定1) 軸I參數的確定由以上所述，軸I上所受到得扭矩T1軸I的計算轉速為n1=；選擇軸的材料為45鋼，由機械設計（第八版）表153可知，其[τT]=2545MPa軸的扭轉強度條件：τT=由上式可得軸I的直徑應當指出，當軸截面上開有鍵槽時，應該增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱，對于直徑d100mm的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大3%，有兩個鍵槽時，應增大7%，對于直徑小于d100mm時，有一個鍵槽時，軸徑增加5%7%，有兩個鍵槽時，應增大10%15%，然后將軸徑圓整為標準直徑。應該注意這樣求得直徑，只能作為承受扭矩作用的軸段的最小直徑。該軸上有滑移齒輪，有二個鍵槽，所以軸的最小直徑dmin：dmin=（）=取dmin=30mm。2) 軸II參數的確定由以上所述，軸II上所受到得扭矩T2軸II的計算轉速為n1=；選擇軸的材料為45鋼，由機械設計（第八版）表153可知，其[τT]=2545MPa軸的扭轉強度條件：τT=由上式可得軸I的直徑當軸截面上開有鍵槽時，應該增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱，對于直徑d100mm的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大3%，有兩個鍵槽時，應增大7%，對于直徑小于d100mm時，有一個鍵槽時，軸徑增加5%7%，有兩個鍵槽時，應增大10%15%，然后將軸徑圓整為標準直徑。應該注意這樣求得直徑，只能作為承受扭矩作用的軸段的最小直徑。因為模數m=3,da160mm,并且有滑移齒輪，所以該軸上有兩個鍵槽，即軸的最小直徑dmin：dmin=（）=取dmin=31mm3) 軸III的參數的確定由于最小傳動比，可知，軸III的計算轉速n3=83r/min；軸IIT上所受到得扭矩T3：選擇軸的材料為45鋼，由機械設計（第八版）表153可知，其[τT]=2545MPa，軸的扭轉強度條件：τT=因為主軸是空心的，所以，查表153，對于空心軸，則：由上式可得軸III的直徑當軸截面上開有鍵槽時，應該增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱，對于直徑d100mm的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大3%，有兩個鍵槽時，應增大7%，對于直徑小于d100mm時，有一個鍵槽時，軸徑增加5%7%，有兩個鍵槽時，應增大10%15%，然后將軸徑圓整為標準直徑。應該注意這樣求得直徑，只能作為承受扭矩作用的軸段的最小直徑。因為模數m=,da160mm，所以該軸上有一個鍵槽，即軸的最小直徑dmin：dmin=（）=取dmin=55mm 主傳動系統(tǒng)結構設計軸I的部件的機械結構由以上計算可知，軸徑的最小直徑dmin=35mm。經過分析發(fā)現，該軸不受軸向力，所以選擇深溝球軸承。參考機械設計課程設計中，附錄六 滾動軸承，附表61，可知，選取與軸徑相配合的軸承的內徑為dmin=35mm。選擇軸承的代號為6307；經過軸承壽命的演算，該軸承滿足設計要求。根據課程設計，附錄四 分析三根軸的受力，和軸上齒輪的尺寸，綜合考慮，軸承與第一個齒輪間的距離取l0=61mm。圓柱齒輪的實用齒寬，在按照b=φdd1計算后再做適當圓整，而且常將小齒輪的齒寬在圓整值的基礎上，減小510mm，即得到大齒輪的齒寬，以防止大小齒輪因裝配誤差產生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大輪齒單位齒寬的工作載荷。取該齒輪的齒寬為b=26mm，齒輪與滑移齒輪的一個極限位置之間位移為l1=53mm,為了避免滑移齒輪在滑移的過程中發(fā)生干涉，取間隙距離為53mm，滑移齒輪的結構示意圖如下圖： 圖22 滑移齒輪由機床設計手冊，：b=6；軸I示意圖如下：圖23 軸Il 軸II的部件的機械結構由以上計算可知，軸徑的最小直徑dmin=35mm。經過分析發(fā)現，該軸不受軸向力，所以選擇深溝球軸承。參考機械設計課程設計中，附錄六 滾動軸承，附表61，可知，選取與軸徑相配合的軸承的內徑為dmin=35mm。選擇軸承的代號為6307；經過軸承壽命的演算，該軸承滿足設計要求。分析三根軸的受力，和軸上齒輪的尺寸，綜合考慮，軸承與第一個齒輪間的距離取l0=105mm。圓柱齒輪的實用齒寬，在按照b=φdd1計算后再做適當圓整，而且常將小齒輪的齒寬在圓整值的基礎上，減小510mm，即得到大齒輪的齒寬，以防止大小齒輪因裝配誤差產生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大輪齒單位齒寬的工作載荷。取該齒輪的齒寬為b=24mm。齒輪間距取l=80mm。同樣的道理取該第二個齒輪的齒寬b=24mm，齒輪與滑移齒輪的一個極限位置之間位移l1=206mm,為了避免滑移齒輪在滑移的過程中發(fā)生干涉，取間隙距離為l2=56mm，軸II的示意圖如下：圖23 軸IIl 主軸主要結構參數的確定主軸的主要結構參數有：主軸前、后軸頸D1和D2，主軸內孔直徑d，主軸前端懸伸量a和主軸主要支承間的跨距L。這些參數直接影響主軸旋轉精度和主軸剛度。1) 主軸前軸頸D1的選取一般按機床類型，根據主軸傳遞的功率來確定主軸的最大加工直徑，即Dl，銑床主軸后軸頸的直徑D2(O．7～O．85)D1。，根據功率12KW，選Dl范圍為5090mm，初選Dl為55mm。后軸頸D2=77～，初選D2=85mm；功率P/KW升降臺銑床D1509060906095901051001152) 主軸內孔直徑d的確定銑床主軸內孔可以通過拉桿來拉緊刀桿等。為不過多地削弱主軸的剛度，銑庫主軸孔徑d比刀具拉桿直徑大5～10，選26mm。3) 主軸前端懸伸量a的確定主軸前端懸伸量a是指主軸前端面到前軸承徑向支反力作用中點的距離,它主要取決于主軸端部的結構、前支承軸承配置和密封裝置的形式和尺寸，由原機床主軸箱體的結構決定。主軸主要支承跨距L的確定圖24 主軸合理確定主軸主要支承問的跨距L，是獲得主軸部件最大靜剛度的重要條件之一。支承跨距過小，主軸的彎曲變形固然較小，但因支承變形引起主軸前軸端的位移量增大；反之，支承跨距過大，支承變形彎曲引起主軸前軸端的位移量盡管減小了，但主軸的彎曲變形增大，也會引起主軸前軸端較大的位移。因此最佳跨距k為使因主軸彎曲變形和支承變形引起主軸前軸端的總位移量為最小的距離。一般取k=(2～3．5)a。為減少設計量，此部分原機床主軸箱體的結構決定。如圖24所示為主軸。l 主軸部件的機械結構數控銑床主傳動系統(tǒng)的機械結構主要是主軸部件的結