【正文】 將以上參數(shù)代入式（ 10－ 5）進(jìn)行。 2S1S ?? ?? 。 2F1F ?? ?? 。 由表 10－ 2，查得使用系數(shù) AK ＝ ； 小齒輪精度為 6 級(jí)，相對(duì)支撐作對(duì)稱分布。 ⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為 1%,安全系數(shù) s＝ 1。 ③小齒輪的齒數(shù)初選為 1z ＝ 24， 2z ＝ 1z 3i ＝ 24 = 傳動(dòng)系統(tǒng)零部件設(shè)計(jì) 27 按式（ 10－ 9a ）試算： 2131 12 .3 2 ( )[]t EtdHKT Zud u????? 確定公式內(nèi)的各計(jì)算值： ①初選載荷系數(shù) Kt＝ ； ②計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 由前文可知小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩為 153N?m。 軸的零件圖如圖 . 圖 中間軸零件圖 ⅡⅢ軸 齒輪 組 的設(shè)計(jì) 齒輪 1 和 2 的直徑相差較大，對(duì)齒輪 1（小齒輪）在模數(shù)和選材及熱處理方面要求較高，所以首先進(jìn)行該對(duì)齒輪的設(shè)計(jì)。 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 a=18mm,考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng) 距 箱 體 內(nèi) 壁 一 段 距 離 s ，取 s=8mm, 已 知 滾 動(dòng) 軸 承 寬 度 b=15mm, 則mm43218815)3032(asbL 21 ??????????? 取 mind ＝ 35mm。45d 32 mm? 齒輪左端與左端軸承之間采用套筒定位。 （ 1）軸的選材和最小直徑 mind 得確定 軸的材料選擇為： 45 號(hào)鋼（調(diào)質(zhì)處理）。滾動(dòng)軸承的左端靠在端蓋上，右端用軸肩定位 ，兩齒輪的另兩端用螺釘鎖緊擋圈定位。 ： 1703105 411t ????? 100N/mmN/ tA ???? ，合適。 2）設(shè)計(jì)計(jì)算： mmmmm 15 2 4 ??? ???? 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)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（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù) 并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 m=，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑 mmd ? ，算出小齒輪齒數(shù)： ?? 大齒輪齒數(shù) 12 ???? 這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，即滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。 2S1S ?? ?? 。 2F1F ?? ?? 。6001lim MPaH ?? 大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 MPaH 5502lim ?? 。因此 1ca ???? ，故安全。 mm W— 軸的抗彎截面系數(shù)， 3mm 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面 D）的強(qiáng)度。 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 a=18mm,考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng) 距 箱 體 內(nèi) 壁 一 段 距 離 s ，取 s=8mm, 已 知 滾 動(dòng) 軸 承 寬 度 b=12mm, 則mmasL 37218512)3537(b21 ??????????? 軸 Ⅰ 結(jié)構(gòu)如圖所示：傳動(dòng)系統(tǒng)零部件設(shè)計(jì) 19 圖 軸 Ⅰ 結(jié)構(gòu)圖 軸的受力分析和彎矩的計(jì)算 1P =，轉(zhuǎn)速 1n =，轉(zhuǎn)矩 ?? mmmmmzd 1 0 ???? 7 0 2tanFF 7 0 2105 ontr411t?????????? (315) 在水平面上 N276290 lFF lFF322t2NH323t1NH???????????? (316) 在垂直平面上 lFF lFF322r2NV323r1NV???????????? (317) 和轉(zhuǎn)矩 并做彎矩 扭矩 圖 （如下圖所示） 222V2H21NVV21NHH??????????????????? (318) ?? 對(duì)于直徑為 d 的圓軸，彎曲應(yīng)力為 WM?? ,扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為W2TWTT ???,將）193帶入公式（和 ?? ，則軸的彎扭合成強(qiáng)度條件為 傳動(dòng)系統(tǒng)零部件設(shè)計(jì) 20 ? ?1222ca W )T(M)W2 T(4)WM( ?????????? (319) 式中： ca? — 軸的計(jì)算應(yīng)力， MPa M— 軸所受的彎矩， N齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。 軸的最小尺寸，由式（ 15－ 2）， 3min 0 PdAn? 式中， 0A 由表 15－ 3，可取得 110，故： 3min ???d (314) （ 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 初步選擇滾動(dòng)軸承 因該軸承僅承受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。一端用 軸肩 定位 ,另一端用 套筒 定位。 又： D1－ d1=194－ 45=149＞ 100 ，故在腹板上開 4 孔， a）、有關(guān)結(jié)構(gòu)尺寸如下： d=25mm。 皮帶輪的材料 根據(jù) V=／ s≦ 30m／ s ,考慮到加工方便及經(jīng)濟(jì)性的原則，采用 HT1530 的鑄傳動(dòng)系統(tǒng)零部件設(shè)計(jì) 17 鐵帶輪。 ??? (310) 取 Z=4 根 計(jì)算單根 V 帶的初拉力的最小值 min0)(F ： 9)(500qVZVK P)(500)F(22ac0????? ???????? (311) 應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力 min00 )(FF ? 計(jì)算壓軸力 PF 壓軸力的最小值為： N17162sin)F(Z2)F( 1min0minP ??? (312) (9)帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸： 由表 810 可查得 為了減輕傳動(dòng)軸上載荷，采用卸荷式帶輪結(jié)構(gòu)，使帶輪上的載荷由軸 承支撐進(jìn)而傳給箱體，軸只承受轉(zhuǎn)矩，裝配裝置參見裝配圖。 1單根 V 帶的基本額定功率1P： 根據(jù) 1dd 和 jn =1000r/min 查表 84a 得基本額定功率 0p =。 傳動(dòng)系統(tǒng)零部件設(shè)計(jì) 15 2d =i? 1dd = 160=208mm 根據(jù)表 88 圓整為 2dd =224mm 確定 V 帶的中心距 a 和基準(zhǔn)長(zhǎng)度 Ld 1初定帶輪距 得： ? ? ? ?21021 dddd ddadd ???? (33) 即 )224160(2a）224160（ 0 ????? 0 ?? 初取 mm500a0 ? 2計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度： ]500x4)160224()224160(25002[a4)dd()dd(2a2L2021d2d2d1d00d?????????????? (34) 由表 82 選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 Ld=1800mm 3計(jì)算實(shí)際中心距 a ： mm598)2 (2 LLaa 0dd0 ??????? (35) 安裝時(shí)所需最小軸間距： 0dmin ??? (36) 張緊或補(bǔ)償伸長(zhǎng)所需最大軸間距： mm6 4 0dmax ??? (37) (5)驗(yàn)算小帶輪包角 1? ： ??????????????? )160224( dd180 1d2d1 (38) 所以小帶輪包角合適。 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑 1dd 并驗(yàn)算帶速傳 V： 1初選帶輪的基準(zhǔn)直徑 1dd 由表 86 和表 88 確定： 取小帶輪直徑 1dd =160mm 2驗(yàn)算帶速 V： s/ 1000160100060 1n1ddV ?? ????? ?? (32) 因?yàn)?5m/sV30m/s,故帶速合適。 V 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) (1)設(shè)計(jì)功率 caP 的確定： 由表 87 查得工況系數(shù) ? 一．主要失效形式 1．帶在帶輪上打滑，不能傳遞動(dòng)力； 2．帶由于疲勞產(chǎn)生脫層、撕裂和拉斷； 3．帶的工作面 磨損。傳動(dòng)功率 P＜ 700kW。繩芯結(jié)構(gòu)帶體較柔軟，曲撓疲勞性好。 、相對(duì)高度進(jìn)似為 、梯形截面環(huán)行帶。摩擦帶傳動(dòng)是機(jī)床主要傳動(dòng)方式之一，常 見的有平帶傳動(dòng)和 V 帶傳動(dòng)；嚙合傳動(dòng)只有同步帶一種。 各軸計(jì)算轉(zhuǎn)速 m i n/ 2 7nnm i n/r1 7 8nn/ m i 2 7　nnm i n/ 6 9nnm i n/r1 0 0 0nnⅡⅢⅡⅢⅠⅡ0Ⅰj0??????????12 . 421 () 各軸輸入功率 2ⅡⅢ2ⅠⅡ0Ⅰed0????????????? () 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 9550np9550T1789550np9550T9550np9550T9550np9550T10009550np 9550T2ⅢⅢ2Ⅲ1ⅢⅢ1ⅢⅡⅡⅡⅠⅠⅠ000????????????????????????? () 將以上計(jì)算結(jié)果整理后列于表 ，供以后計(jì)算選擇，供 Fz 以后計(jì)算使用： 主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì) 13 表 各軸傳動(dòng)參數(shù) 參數(shù) 軸 0 軸（電機(jī)軸） I 軸 (傳動(dòng)軸） II 軸（中間傳動(dòng)軸） III 軸（主軸 ) 計(jì)算轉(zhuǎn)（ minr ） 1000 427． 3 178/ 輸入功率（ Kw） 轉(zhuǎn)矩（ Nm? ） 153 349/ 傳動(dòng)比 ? ? 1 43 ?? 轉(zhuǎn)速圖 由電機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍 (包括恒功率變速范圍 )和各軸傳動(dòng)比 ,作數(shù)控車床的轉(zhuǎn)速圖 , 見圖 . 圖 轉(zhuǎn)速圖傳動(dòng)系統(tǒng)零部件設(shè)計(jì) 14 第三章 傳動(dòng)系統(tǒng)零部件設(shè)計(jì) 傳動(dòng)皮帶的設(shè)計(jì)和選定 （如無(wú)特殊說(shuō)明，本小節(jié)公式均出自資料 [5]） 帶傳動(dòng)是由帶和帶輪組成傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力的傳動(dòng)。 主運(yùn)動(dòng)調(diào)速范圍的確定、計(jì)算各軸計(jì)算轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩 主運(yùn)動(dòng)調(diào)速范圍的確定 （本小節(jié)公式除非特別說(shuō)明，均出自資料 [10]） ∵數(shù)控車床主軸轉(zhuǎn)速范圍 25～ 2500r/min 則數(shù)控車床總變速范圍 100nnRminmaxn ?? () 估算主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速，由于采用的是無(wú)級(jí)調(diào)速，所以采用以下的公式： min/)252500（25)(nn minmaxmin計(jì) ???? nn () 因?yàn)閿?shù)控機(jī)床主軸的變速范圍大于計(jì)算轉(zhuǎn)速的實(shí)際值同時(shí)為了便于計(jì)算 故?。?min/r104n ?計(jì) 主軸的恒功率變速范圍 24104250 0m a x ???計(jì)nnR np () 電機(jī)的恒功率變速范圍 主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì) 12 610006000R d ??p 由于 RnpRdp，電動(dòng)機(jī)直接驅(qū)動(dòng)主軸不能滿足恒功率變速要求，因此需要串聯(lián)一個(gè)有級(jí)變速箱，以滿足主軸的恒功率調(diào)速范圍。 電機(jī)參數(shù)如下表所示： 主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì) 11 表 電機(jī)參數(shù) 型號(hào) S1100%連續(xù)額定 S650% ED 轉(zhuǎn)動(dòng)慣量 2GD （ 錯(cuò)誤 !未找到引用源。 降低變頻器功 率，節(jié)省成本和電源容量。