【正文】 機械工業(yè)出版社49。 戴曙著 高等教育出版社【4】 《現(xiàn)代實用機床設(shè)計手冊》（上下冊） 機械工業(yè)出版社【5】 《金屬切削機床設(shè)計》 陳立德編 機械工業(yè)出版社【2】 《機械制造裝備設(shè)計課程設(shè)計》 馮辛安等著虛心學習前輩和同學的長處，努力克服自己的缺點，這樣我們的作品才會更完美!再次感謝我的父母，是你們給了我生命和學習的機會！感謝我的老師，是你們教給我知識，給我攀登知識高峰的繩索，教育我如何為人處世！感謝我的同學，你們的幫助讓我知道人生真情難尋，不管什么時候都不是某個人在孤軍奮戰(zhàn)，而是我們一起共進退。有時候,一個人的力量是有限的,這就需要我們發(fā)揚團隊精神，大家相互學習，共同進步。我們的想法可以是天馬行空，但是不知道要怎么樣才可以把它變成實體，變成對人類有貢獻的機器。那些分析和解決問題的方法與能力。對制圖有了更進一步的掌握；Auto CAD 、Word這些工具軟件，熟練掌握也是必需的。這些日子很累，真的，沒有時間吃一次好的，沒有睡過一次安穩(wěn)的覺。班主任湯老師平時對我的耐心教導歷歷在目。在此期間,我得到了許多同學的幫助，在此我要向他們表示最誠摯的謝意。在這次課程設(shè)計過程中，我遇到了許多困難，一遍又一遍的計算，一次又一次的設(shè)計方案修改這都暴露出了前期我在這方面的知識欠缺和經(jīng)驗不足。 ①軸的材產(chǎn)選用40Cr， ②主軸的慣性距I為： 主軸C段的慣性距Ic可近似地算： ④根據(jù)齒輪、軸承寬度以及結(jié)構(gòu)需要，取b=54mm⑸、只考慮F力作用在主軸前端時軸端的位移，∴ ⑹、只考慮驅(qū)動力Q作用在主軸兩支撐間時，軸端的位移；∴⑺、求主軸前端C點的終合撓度綜合撓度；又；因為，所以此軸滿足要求。 主軸前端位移的驗算計算C點撓度⑴、當量切削力F的計算,見上文。主軸在某一平面內(nèi)的受力情況如圖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(zhuǎn)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(shè)H=200mm)。 主軸前支撐轉(zhuǎn)角的驗算機床粗加工時，主軸的變形最大，主軸前支撐處的轉(zhuǎn)角有可能超過允許值，故應驗算此處的轉(zhuǎn)角。支撐主軸組件的剛度驗算，可按兩支撐結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)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。考慮動態(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(zhuǎn)變形為主的機床（如鉆床），需要進行扭轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)靜態(tài)特性顯著提高。采用三支撐結(jié)構(gòu)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(guān)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(jié)構(gòu)情況適當確定。如圖所示，三支撐主軸的前中支距，對主軸組件剛度和抗震性的影響，要比前后支距地影響大得多，因此，需要合理確定。根據(jù)結(jié)構(gòu),定懸伸長度。 主軸懸伸量a主軸懸伸量的大小往往收結(jié)構(gòu)限制，主要取決于主軸端部的結(jié)構(gòu)形式及尺寸、刀具或夾具的安裝方式、前軸承的類型及配置、潤滑與密封裝置的結(jié)構(gòu)尺寸等。錐孔僅用于定心時，則錐孔應大些，若錐孔除用于定心，還要求自鎖，借以傳遞轉(zhuǎn)矩時，錐度應小些，我這里選用莫氏六號錐孔。當時，空心主軸剛度降低了24%，因此為了避免過多削弱主軸的剛度，一般取。 主軸孔徑d中型臥式車床的主軸孔徑，已由d=48mm,增大到d=6080mm,當主軸外徑一定時，增大孔徑受到一下條件的限制，結(jié)構(gòu)限制；對于軸徑尺寸由前向后遞減的主軸，應特別注意主軸后軸頸處的壁厚不允許過薄，對于中型機床的主軸，后軸頸的直徑與孔徑之差不要小于，主軸尾端最薄處的直徑不要小于。一般是通過筒規(guī)格的機床類比分析加以確定。 主軸的基本尺寸確定 外徑尺寸D主軸的外徑尺寸，關(guān)鍵是主軸前軸頸的（前支撐處）的直徑。通常，根據(jù)使用要求和結(jié)構(gòu)要求，進行同型號筒規(guī)格機床的類比分析，先初步選定尺寸，然后通過結(jié)構(gòu)設(shè)計確定下來，最后在進行必要的驗算或試驗，如不能滿足要求可重新修改尺寸，直到滿意為直。主軸的結(jié)構(gòu)儲存應滿足使用要求和結(jié)構(gòu)要求，并能保證主軸組件具有較好的工作性能。①齒輪的直徑 ②Ⅰ軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 ∴ ③齒輪受力 根據(jù)受力分析和受力圖可以得出軸承的徑向力為:在水平面：在水平面： ∴④因軸承在運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，又由于不受軸向力，【4】表136查得載荷系數(shù)，取，則有： ⑤軸承的壽命計算:所以按軸承的受力大小計算壽命 故該軸承6206能滿足要求。后支承：30208 各軸軸承的校核⑴、Ⅰ軸軸承的校核Ⅰ軸選用的是深溝球軸承6206，, 由于該軸的轉(zhuǎn)速是定值，所以齒輪越小越靠近軸承，對軸承的要求越高。中支承：NN3009。 軸承的選用與校核 各軸軸承的選用①主軸 前支承：NN3022K；中支承：NN3020K；后支撐N219E ②Ⅰ軸 離合器及齒輪處支承均用：6206。 ⑻、計算彎曲疲勞許用應力由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 【4】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【4】表106得⑶、查【4】圖1021（d）得， 故齒輪8合適。 【4】圖1018查得 壽命系數(shù),取疲勞強度安全系數(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【4】表106得⑶、查【4】圖1021（d）得， 故齒輪1合適。⑶、。②接觸疲勞強度 校核a變速組齒輪①彎曲疲勞強度；校核齒數(shù)為28的齒輪，確定各項參數(shù)⑴、 ,n=800r/min,⑵、確定動載系數(shù)∵齒輪精度為7級，由【4】圖108查得動載系數(shù)。這里要驗算的是齒輪1，齒輪5，齒輪11這三個齒輪。結(jié)構(gòu)形式見【14】（a）。按扭矩選擇，即： 根據(jù)【15】和【14】表6320，①計算轉(zhuǎn)矩，查【15】表6321得∴②摩擦盤工作面的平均直徑式中d為軸的直徑。其他條件參見中的規(guī)定。輪槽工作表面的粗糙度為。V帶安裝到輪槽中以后，一般不應該超出帶輪外圓，也不應該與輪槽底部接觸。⑶、V帶輪的論槽V帶輪的輪槽與所選的V帶型號向?qū)?，見?】表810. mm槽型與相對應得A9—— V帶繞在帶輪上以后發(fā)生彎曲變形，使V帶工作面夾角發(fā)生變化。 分度圓直徑： ?？梢圆捎脤嵭氖剑斂梢圆捎酶拱迨?，時可以采用孔板式，當時，可以采用輪輻式。⑵、帶輪結(jié)構(gòu)形式V帶輪由輪緣、輪輻和輪轂組成，根據(jù)輪輻結(jié)構(gòu)的不同可以分為實心式（【4】圖814a）、腹板式（【4】圖814b）、孔板式（【4】圖814c）、橢圓輪輻式（【4】圖814d）。③齒輪14結(jié)構(gòu)尺寸計算，；；；，C取14cm。②齒輪12結(jié)構(gòu)尺寸計算。其余做成實心結(jié)構(gòu)。當齒頂圓直徑時，可以做成實心式結(jié)構(gòu)的齒輪。所以：， 。修正螺旋角，因值改變不多，所以參數(shù)，等值不必修正。 軸Ⅱ上主動輪齒輪的直徑： 軸Ⅲ上三聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為：⑶、c變速組： 為了使傳動平穩(wěn)，所以使用斜齒輪，取，螺旋角。，∴∴根據(jù)【6】表104將齒輪模數(shù)圓整為3mm 。② 齒輪彎曲疲勞強度：其中: P齒輪傳遞的名義功率；P ==； 齒寬系數(shù)=； 齒輪許允齒根應力，由【5】圖711按MQ線查取；計算齒輪計算轉(zhuǎn)速。① 齒面接觸疲勞強度：其中: 公比 ； =4； P齒輪傳遞的名義功率；P = =； 齒寬系數(shù)=； 齒輪許允接觸應力，由【5】圖76按MQ線查取。軸Ⅰ上主動輪齒輪的直徑： 。，∴∴根據(jù)【6】 。② 齒輪彎曲疲勞強度：其中: P齒輪傳遞的名義功率；P = =； 齒寬系數(shù)=； 齒輪許允齒根應力，由【5】圖711按MQ線查取；計算齒輪計算轉(zhuǎn)速。①齒面接觸疲勞強度：其中: 公比 ； = 2； P齒輪傳遞的名義功率；P = =； 齒寬系數(shù)=； 齒輪許允接觸應力，由【5】圖76按MQ線查取。通常同一變速組內(nèi)的齒輪取相同的模數(shù)，如齒輪材料相同時，選擇負荷最重的小齒輪，根據(jù)齒面接觸疲勞強度和齒輪彎曲疲勞強度條件按【5】表717進行估算模數(shù)和，并按其中較大者選取相近的標準模數(shù)，為簡化工藝變速傳動系統(tǒng)內(nèi)各變速組的齒輪模數(shù)最好一樣，通常不超過2～3種模數(shù)。鍵的工作長度，鍵與輪榖鍵槽的接觸高度。②Ⅱ軸、Ⅲ軸的校核同上。一般將軸化為集中載荷下的簡支梁，其撓度和傾角計算公式見【5】，然后疊加，注意方向符號，在同一平面上進行代數(shù)疊加，不在同一平面上進行向量疊加。驗算撓度時，要求驗算受力最大的齒輪處，但通常可驗算傳動軸中點處撓度（誤差%3）.當軸的各段直徑相差不大，計算精度要求不高時，可看做等直徑，采用平均直徑進行計算，計算花鍵軸傳動軸一般只驗算彎曲剛度，花鍵軸還應進行鍵側(cè)擠壓驗算。 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。④各軸間的中心距的確定：；；； 鍵的選擇查【4】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。按規(guī)定，矩形花鍵的定心方式為小徑定心。根據(jù)以上原則各軸的直徑取值：，和在后文給定，軸采用光軸，軸和軸因為要安裝滑移齒輪所以都采用花鍵軸?？招妮S時，d需乘以計算系數(shù)b，b值見【5】表712。當軸上有鍵槽時，d值應相應增大4～5%。⑷、核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 ∵ ∴ 所以合適。⑶、各齒輪的計算轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速。各傳動件的計算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖上，按主軸的計算轉(zhuǎn)速和相應的傳動關(guān)系確定。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。因此疲勞強度一般不失是主要矛盾，除了載荷很大的情況外，可以不必驗算軸的強度。 ⑾、計算作用在軸上的壓軸力 傳動比 查表【4】表84a由和得= 傳動軸的直徑估算傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反復載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。(9)、確定三角帶根數(shù)根據(jù)【4】式（826）得