【正文】 雖然這個設計做的也不太好，但是在設計過程中所學到的東西是這次畢業(yè)設計的最大收獲和財富，使我終身受益。在整個設計中我懂得了許多東西，也培養(yǎng)了我獨立工作的能力，樹立了對自己工作能力的信心，相信會對今后的學習工作生活有非常重要的影響。 ④Ⅲ軸 前、后支承：61809 :45587。②Ⅰ軸 帶輪處軸尾和箱體處：：61806 :30427。 ①主軸 前支承：61817 :8511013。主軸在某一平面內(nèi)的受力情況如圖36所示圖36在近似計算中可不計軸承變形的影響，則該平面內(nèi)主軸前支撐處的轉角用下式計算；切削力的作用點到主軸前支承支承的距離S=a+W，對于普通車床，W=，（H是車床中心高，設H=200mm)。 機床粗加工時，主軸的變形最大，主軸前支撐處的轉角有可能超過允許值，故應驗算此處的轉角。 支撐主軸組件的剛度驗算，可按兩支撐結構近似計算。 主軸彎曲剛度的驗算；驗算內(nèi)容有兩項：其一，驗算主軸前支撐處的變形轉角，是否滿足軸承正常工作的要求；其二，驗算主軸懸伸端處的變形位移y，是否滿足加工精度的要求?？紤]動態(tài)因素的計算方法，如根據(jù)部產(chǎn)生切削顫動條件來確定主軸組件剛度，計算較為復雜。 一彎曲變形為主的機床主軸(如車床、銑床)，需要進行彎曲剛度驗算，以扭轉變形為主的機床（如鉆床），需要進行扭轉剛度驗算。只有重載荷的機床的主軸才進行強度驗算。對于普通機床的主軸，一般只進行剛度驗算。試驗表明，前中支撐為緊支撐、后支撐位松支撐，要比前后支撐位緊支撐、中支撐為松支撐的結構靜態(tài)特性顯著提高。采用三支撐結構時，一般不應該把三個支撐處的軸承同時預緊，否則因箱孔及有關零件的制造誤差，會造成無法裝配或影響正常運作。 由于三支撐的前后支距對主軸組件的性能影響較小，可根據(jù)結構情況適當確定。要比前后支距地影響大得多，因此，需要合理確定。主軸設計時，在滿足結構的前提下，應最大限度的縮短主軸懸伸量a。一般是通過筒規(guī)格的機床類比分析加以確定。 主軸上的結構尺寸雖然很多，但起決定作用的尺寸是：外徑D、孔徑d、懸伸量a和支撐跨距L如圖35所示圖35主軸示意圖1）外徑尺寸D主軸的外徑尺寸，關鍵是主軸前軸頸的（前支撐處）的直徑。主軸結構尺寸的影響因素比較復雜，目前尚難于用計算法準確定出。 《機械設計》圖1018查得 壽命系數(shù),疲勞強度安全系數(shù)S = ， ②接觸疲勞強度⑴載荷系數(shù)K的確定：⑵彈性影響系數(shù)的確定；查《機械設計》表106得⑶查《機械設計》圖1021（d）得， 故齒輪11合適。3）校核c組齒輪①彎曲疲勞強度；校核齒數(shù)為18的齒輪，確定各項參數(shù)⑴,n=500r/min,⑵確定動載系數(shù)：齒輪精度為7級，由《機械設計》圖108查得動載系數(shù)⑶⑷確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)查《機械設計》表104，插值法得非對稱齒向載荷分布系數(shù)， ,查《機械設計》圖1013得⑸確定齒間載荷分配系數(shù): 由《機械設計》表103齒間載荷分布系數(shù)，⑹確定荷載系數(shù): ⑺查表 105 齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)。2）校核b組齒輪①彎曲疲勞強度；校核齒數(shù)為22的齒輪，確定各項參數(shù)⑴,n=500r/min,⑵確定動載系數(shù)：齒輪精度為7級，由《機械設計》圖108查得動載系數(shù)⑶⑷確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)查《機械設計》表104，插值法得非對稱齒向載荷分配系數(shù) ,查《機械設計》圖1013得⑸確定齒間載荷分配系數(shù): 由《機械設計》表102查的使用 ； 由《機械設計》表103查得齒間載荷分配系數(shù)⑹確定動載系數(shù): ⑺查《機械設計》表 105齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)、⑻計算彎曲疲勞許用應力 由《機械設計》圖1020(c)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。⑷確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù) 查《機械設計》表104，得非對稱齒向載荷分配系數(shù)；h==；, 查《機械設計》圖1013得⑸確定齒間載荷分配系數(shù): 由《機械設計》表102查的使用， 由《機械設計》表103查得齒間載荷分配系數(shù)⑹確定載荷系數(shù): ⑺ 查《機械設計》表 105 齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)；⑻計算彎曲疲勞許用應力 由《機械設計》圖1020(c)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。由《機械設計》使用系數(shù)。計算公式：①彎曲疲勞強度。具體尺寸參照《機械設計》圖1039（a） 在驗算算速箱中的齒輪應力時，選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪進接觸應力和彎曲應力的驗算。當時，可做成腹板式結構，再考慮到加工問題，現(xiàn)決定把齒輪12和13做成腹板式結構。小齒輪比大齒輪寬由公式得①Ⅰ軸主動輪齒輪；②Ⅱ軸主動輪齒輪；③Ⅲ軸主動輪齒輪；所以：， ，，通過齒輪傳動強度的計算，只能確定出齒輪的主要尺寸，如齒數(shù)、模數(shù)、齒寬、分度圓直徑等，而齒圈、輪輻、輪轂等的結構形式及尺寸大小，通常都由結構設計而定。先計算最小齒數(shù)齒輪的模數(shù)，齒輪選用直齒圓柱齒輪及斜齒輪傳動，查《機械設計》表108齒輪精度選用7級精度，再由《機械設計》表101選擇小齒輪材料為40C(調質)，硬度為280HBS：一般同一變速組中的齒輪取同一模數(shù)，選擇負荷最重的小齒輪按簡化的接觸疲勞強度公式計算 式中：——按疲勞接觸強度計算的齒輪模數(shù) ——驅動電機功率 ——計算齒輪的計算轉速 ——大齒輪齒數(shù)和小齒輪齒數(shù)之比 ——小齒輪齒數(shù)——齒寬系數(shù)，（B為齒寬，m為模數(shù)）， [σj]—許用接觸應力,當 45調質(T235) [σj] =600Mpa (N/mm2) 45整體淬火(C42) 1100 (N/mm2) 45高頻淬火(G54) 1370 (N/mm2) 40Cr調質(T265) 650 (N/mm2) 40Cr整體淬火(C48) 1250 (N/mm2) 40Cr高頻淬火(G52) 1370 (N/mm2)傳動組a模數(shù)： 傳動組b模數(shù)： mb=傳動組c模數(shù)：mc= 故選取標準模數(shù)ma=3mm, mb=3mm ， mc=3mm。由《機械設計》式（61）可得 可見連接的擠壓強度足夠了，鍵的標記為：齒輪模數(shù)的估算。鍵和軸的材料都是鋼，由《機械設計》表62查的許用擠壓應力,取其中間值。 ①Ⅰ軸的校核：通過受力分析，在一軸的三對嚙合齒輪副中，中間的兩對齒輪對Ⅰ軸中點處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進行校核最大撓度：查《機械制造裝備設計》表312許用撓度 ； 。彎曲剛度驗算；的剛度時可采用平均直徑或當量直徑。驗算撓度時，要求驗算受力最大的齒輪處，但通?？沈炈銈鲃虞S中點處撓度（誤差%3）。1）傳動軸的校核需要驗算傳動軸薄弱環(huán)節(jié)處的傾角荷撓度。查《機械設計手冊》 的矩形花鍵的基本尺寸系列，軸花鍵軸的規(guī)格；軸花鍵軸的規(guī)格、傳動軸、鍵的校核查《機械設計手冊》表61選擇軸上的鍵，根據(jù)軸的直徑，鍵的尺寸選擇，鍵的長度L取22。因為矩形花鍵定心精度高，定心穩(wěn)定性好，能用磨削的方法消除熱處理變形，定心直徑尺寸公差和位置公差都能獲得較高的精度，故我采用矩形花鍵連接。Ⅰ和Ⅳ為由鍵槽并且軸Ⅳ為空心軸，Ⅱ和Ⅲ為花鍵軸。當軸為花鍵軸時，可將估算的d值減小7%為花鍵軸的小徑。根據(jù)《機械設計手冊》表713，并查《金屬切削機床設計》表713得到取1. ①Ⅰ軸的直徑：取 ②Ⅱ軸的直徑：取 ③Ⅲ軸的直徑：取 其中：P電動機額定功率（kW）；從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積；該傳動軸的計算轉速（）； 傳動軸允許的扭轉角（）。剛度要求保證軸在載荷下不至發(fā)生過大的變形。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大變形。（4）核算主軸轉速誤差∵ ∴ 所以合適。（3）各齒輪的計算轉速各變速組內(nèi)一般只計算組內(nèi)最小齒輪，也是最薄弱的齒輪，故也只需確定最小齒輪的計算轉速。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確定。其他條件參見中的規(guī)定。為此規(guī)定了輪槽基準直徑到帶輪外圓和底部的最小高度。為了使V帶的工作面與大論的輪槽工作面緊密貼合，將V帶輪輪槽的工作面得夾角做成小于?？梢圆捎脤嵭氖?，當可以采用腹板式，時可以采用孔板式，當時，可以采用輪輻式。2)帶輪的結構形式V帶輪由輪緣、輪輻和輪轂組成，根據(jù)輪輻結構的不同可以分為實心式（《機械制圖》圖814a）、腹板式（《機械制圖》圖814b）、孔板式（《機械制圖》圖814c）、橢圓輪輻式（《機械制圖》圖814d）。（4)初定中心距帶輪的中心距，通常根據(jù)機床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內(nèi)選?。?根據(jù)《機械設計》經(jīng)驗公式（820）（90+150）≤≤2（90+150）168≤≤480 取a0=400mm.(5)三角帶的計算基準長度 由《機械設計》公式（822）計算帶輪的基準長度=1179mm由《機械設計》表82，圓整到標準的計算長度 L=1250mm(6)確定實際中心距a 按《機械設計》公式（823）計算實際中心距a=a0+=400+=(7)驗算小帶輪包角 根據(jù)《機械設計》公式（825） ，故主動輪上包角合適。 故 D2=*i==，由《機械設計》表88取圓整為150mm。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑不宜過小，即。故根據(jù)《機械設計》公式（821） 式中P電動機額定功率， 工作情況系數(shù) 因此根據(jù)、由《機械設計》 圖811普通V帶輪型圖選用A型。電動機轉速n=1440r/min,傳遞功率P=,傳動比i=，兩班制，一天運轉16小時，工作年數(shù)10年。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，宜可緩和沖擊及隔離振動，使傳動平穩(wěn)。（3）變速組c齒數(shù)確定同上可得=35，=21，=70，=84。（1）變速組a: =1 =1/=1/ =1/2※確定最小齒輪的齒數(shù)及最小齒數(shù)和 該變速組內(nèi)的最小齒輪必在i=1/2的齒輪副中，根據(jù)結構條件，假設最小齒數(shù)為=22時，查表得到 =66。采用三聯(lián)滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪之間的齒數(shù)關系：三聯(lián)滑移齒輪的最大齒輪之間的齒數(shù)差應大于或等于4，以保證滑移是齒輪外圓不相碰。對于變速組內(nèi)齒輪的齒數(shù)，如傳動比是標準公比的整數(shù)次方時，變速組內(nèi)每對齒輪的齒數(shù)和及小齒輪的齒數(shù)可以從《機械制造裝備設計》表39中選取。⑶定軸Ⅰ的轉速 對于軸Ⅰ，其級比指數(shù)為1,可取： == == = 確定軸Ⅰ轉速為1000，電動機于軸Ⅰ的定變傳動比為1460/1000=由以上數(shù)據(jù)可繪制轉速圖如33所示 圖33轉速圖確定齒輪齒數(shù)的原則和要求： ①齒輪的齒數(shù)和不應過大；齒輪的齒數(shù)和過大會加大兩軸之間的中心距，使機床結構龐大，一般推薦≤100～200. ②最小齒輪的齒數(shù)要盡可能少；但同時要考慮：※最小齒輪不產(chǎn)生根切，機床變速箱中標準直圓柱齒輪，一般最小齒數(shù)≥18；※受結構限制的最小齒輪最小齒數(shù)應大于18～20；※齒輪齒數(shù)應符合轉速圖上傳動比的