【正文】 綜上：主軸的強度足夠。Mpa,從附錄表1中查出（用插值法）k=，k=.表面狀態(tài)系數(shù) 由附錄表5查得=（R=, =650B截面II上的應(yīng)力彎矩（截面II） M= M=彎曲應(yīng)力幅 == = =彎曲平均應(yīng)力 =0 =0 Mpa Mpa,從附錄表1中查出（用插值法）k=,k=.表面狀態(tài)系數(shù) 由附錄表5查得=（R=, =650扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅和平均切應(yīng)力 === == Mpa 彎曲平均應(yīng)力 =0 =0 Mpa 等效系數(shù) = = =Mpa =195=486 =286 =195= Mpa =650=360=650 判斷危險截面計算結(jié)果 計算內(nèi)容 計算項目 =458mm d =660mm d軸徑d=故對其進行校核。在靠近鏈輪處，軸徑最小，設(shè)其為d 校核軸徑 = =T=10=28 M=39047=39047NmFR2=F= （1）（2）聯(lián)立解得P1500+FR1+ F= FR11120―FR22500+6600590=0（2） FR22FR11=7270（1） FR22=7833N FR11=0 6600+FR22 4）垂直面受力圖 =360=650 176。 176。inv20176。)*2 = Sα1=S1dα1/d1dα1(invαα1inv20176。 αα2=αrcos(db2/dα2)= αrcos()=176。= db2=d2Cosα=mz2Cosα=2*32Cos20176。計算結(jié)果如下：分度圓直徑：d=mz=2*21=42mm節(jié)圓直徑：d/= 2Α//i=2*(21/32+1)= 中心距變動系數(shù)：y= (Z1+Z2)(Cosα/Cosα/1)= (21+32 (Cos20/176。ha *=1 c*= 根據(jù)繪定的中心距，求嚙合角α/α/ =αrcos(Α/ Α/) Cosα= (53/ )Cos20o= o選定變位系數(shù)X1 + X2 =(Z1+Z2)(invα/ invα)/2tgα=(21+32)(176。因為Α/Α,所以是負傳動。 176。 176。inv20176。)*2= Sα1=S1dα1/d1dα1(invαα1inv20176。 αα2=αrcos(db2/dα2)= αrcos()=176。= db2=d2Cosα=mz2Cosα=2*25Cos20176。ha *=1 c*= 根據(jù)繪定的中心距，求嚙合角α/α/ =αrcos(Α/ Α/) Cosα= (50/ )Cos20o=選定變位系數(shù)X1 + X2 =(Z1+Z2)(invα/ invα)/2tgα=(25+25)( inv20)/2tg20=現(xiàn)取X1= ，X2=0。A/A,所以是正傳動。在本設(shè)計中為了保證齒輪嚙合的準(zhǔn)確性，根據(jù)以上條件以表可知軸155第Ⅱ排齒輪和軸19第Ⅱ排齒輪需要變位。已知：高速級轉(zhuǎn)速760r/min，低速級轉(zhuǎn)速720r/min，傳動比i=，Z1=26 ,Z2=27, m=2低速級轉(zhuǎn)速720r/min，齒面接觸疲勞強度計算1）初步計算轉(zhuǎn)矩T T==M=齒寬系數(shù)φd 取φd=Ad值 取Ad=82接觸疲勞極限σHlim σHlim1=710MpaσHlim2=580MPa初步計算許用接觸應(yīng)力[σH][σH1]===639 MPa[σH2]===522 MPa初步計算小齒輪直徑d1 d1=mz=226=52mm初步齒寬b b=φdd1==52mm2）.校核計算圓周速度v v===精度等級 取9級精度使用系數(shù)KA KA=動載系數(shù)KV KV=齒間載荷分配系數(shù)KHα ，先求Ft=====100N/mm εα=[（）]cosβ =[（）] = Zε=由此得 KHα===齒向載荷分布系數(shù)KHβ KHβ=A+B（）2+C103b=++=載荷系數(shù)K K= KAKV KHαKHβ = =彈性系數(shù)ZE ZE=節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH ZH=總工作時間 th=2350h接觸最小安全系數(shù)SHmin SHmin=應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NLNL1=60γnth=6017602350（+ +） =107NL2= NL1/=107/=107ZN ZN1=ZN2=許用接觸應(yīng)力[σH][σH1]==784MPa[σH2]= =635Mpa驗算：σH=ZEZHZε= =635 Mpa計算結(jié)果表明接觸疲勞強度合適，齒輪尺寸不用作調(diào)整3）確定傳動主要尺寸實際分度圓直徑 d1=mz1=226=52mm d2=mz2=227=54mm中心距a a===53mm齒寬b b=φd1=152=52mm齒根彎曲疲勞強度的驗算齒形系數(shù)YfaYfa1=Yfa2=應(yīng)力修正系數(shù)Ysa Ysa1=Ysa2=重合度系數(shù)YεYε=+=+247。主軸箱上有較多的主軸，為了便于更換和調(diào)整刀具以及裝配，維修是檢查主軸的精度，設(shè)置一個主極軸，其n17≈760轉(zhuǎn)。油泵的安裝要使其回轉(zhuǎn)方向從吸油口至排油口轉(zhuǎn)過270186。確定15軸的軸徑M=2M主*25/25=故取d=20毫米確定14軸的軸徑M=M16=可取d=20毫米確定19軸的軸徑M=2290*26/32+2990*21/31+4642=可取d=20毫米確定21，22軸的軸徑M=3990*23/30=可取d=20毫米確定20軸的軸徑M=2*=可取d=20毫米確定17軸的軸徑M=2*1635*25/22=可取d=20mm 此軸為手柄軸，從結(jié)構(gòu)上考慮取d=30mm25軸是帶動油泵的軸，承受扭矩小，考慮加工方便仍然取d=20mm，確定齒輪齒數(shù)已知由各主軸上刀具的切削用量而確定的各主軸轉(zhuǎn)速如下驅(qū)動軸 n0=720r/min 主軸 n1=n2=n3=n4=n5=n6=760r/minn7=n8=n9=n10=n11=n12=560r/minn13=630r/min各軸傳動比為: i01\2\3\4\5\6=760/720=；i07\8\9\10\11\12 =5650/720=1/i013=630/720=1/各軸的傳動比分配：i014= i1416,7= i172 = i2425=1 =i1819= i1418=2 =1/ i1913=1/ i1923=1/=1/ i1920= .=1/ i2110=1/i2024=1/用幾何作圖法粗略找出圓心，即為傳動軸的位置，量得其半徑據(jù)半徑分配各對齒輪，齒輪齒數(shù)分別為圖所示，具體計算過程略n1=n2=n3=n4=72025/2550/5023/2225/25=752轉(zhuǎn) n5=n6=72025/2550/5027/26=748轉(zhuǎn) n8=n9=72025/2520/4040/3832/21=577轉(zhuǎn) n13= 72025/2520/4040/3844/26=641轉(zhuǎn)n7=n12=72025/2520/4040/3838/34 34/26=554轉(zhuǎn) n10=n11=72025/2520/4040/3844/50 40/3030/23=576轉(zhuǎn)各主軸轉(zhuǎn)速的相對轉(zhuǎn)速損失如下： （ 760752）/760100%=1% （760748）/760100%=% （577560）/560100%=3% （641630）/630100%=% （560554）/560100%=1% （579560）/560100%=%各主軸的相對轉(zhuǎn)速損失平均在5%之內(nèi)，符合設(shè)計要求。從上述兩個方案來說，第一個方案比較合理，故選用第一個方案 。軸與齒輪的布置比較緊湊，受力相當(dāng)。齒輪大小比較均勻，壽命相當(dāng)，軸徑多為20mm左右。傳動系統(tǒng)地涉及如何將直接影響主軸箱的質(zhì)量，通用化程度，設(shè)計和制造工作量的大小及成本高低。表32 切削參數(shù)表Table 2 — 1 cut off the parameter form切削用量加工孔徑切削速度V(m/min)進給量f(mm/r)主軸轉(zhuǎn)速n(mm/min)進給速度Vf(mm/min)切削力（軸箱）切削功率N(KW)刀具耐用度T(min)主軸扭矩M主(N．mm)切削合力動力箱總功率1676076725066163519881630113