【正文】 =,n=800r/min, mmNnPT ????????? 466 ⑵確定動載系數(shù)： smdnv / 80048100060 ?? ????? ?? 齒輪精度為 7 級，由《機(jī)械設(shè)計》查得使用系數(shù) ?vK ⑶ mmmb m 1628 ????? ? ⑷確定齒向 載荷分配系數(shù) :取齒寬系數(shù) 1?d? 非對稱 ? ?2 2 31 .1 2 0 .1 8 1 0 .6 0 .2 3 1 0H d dKb? ?? ?? ? ? ? ? )( 3 ??????? ? )(24/ ???hb ,查《機(jī)械設(shè)計》得 ??FK ⑸確定齒間載荷分配系數(shù) : NdTF t 120211 4 ????? mNb FK tA /1007516120 ???? 由《機(jī)械設(shè)計》查得 ???? ⑹確定動載系數(shù) : ?????? ?? HFvA KKKKK ⑺查表 105 21 ?FaY ?SaF ⑻計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 aFE Mp540?? 。 3=18~30mm 一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯位時導(dǎo)致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設(shè)計上，應(yīng)使主動輪比小齒輪齒寬大 綜上所述，齒輪的基本參數(shù)如下表所示 表 36 床頭 箱各齒輪參數(shù) 齒數(shù) Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 20 56 44 42 88 52 42 模數(shù) 2 3 3 ? ? ? ? MP aSKMP aSK FEFNFFEFNF 244。 2=12~20mm 第二變速組齒寬 BII=（ 6~10）179。應(yīng)力校正系數(shù) YSa1=,YSa2=. ? ? ? ? 01 。 大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限 MPaFE 3802 ?? ，并查取彎曲疲勞壽命, 21 ?? FNFN KK 。 108/4=179。 8） =179。 300179。 1179。 Z11 位于 III 軸 1）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1= 2）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=60179。應(yīng)力校正系數(shù) YSa1=,YSa2=. ? ? ? ? 01 。 4）計算疲勞彎曲許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=，則 ? ? ? ? MP aSKMP aSK FEFNFFEFNF 247。 108 3）由《機(jī)械設(shè)計》圖 1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 MPaFE 5001 ?? 。 109 N2=179。 2179。（ 15179。 400179。 第二變速 組：相同模數(shù)承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪為 Z7。01 2 221 11 ?? F SaFaF SaFa YYYY ?? 模數(shù) ? ? 1 6 5 7 4 3243 211 ??? ?????????????FSaFadYYzKTm ?? 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù) m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(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（及模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有 17 關(guān)，可取彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù) 并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 m=2mm。 222111 ???? ???? 計算載荷系數(shù)， 5 7 4 ?? ?? FFvA KKKKK 由《機(jī)械設(shè)計》表 105 查得齒形系數(shù) YFa1=,YFa2=。 大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限 MPaFE 3802 ?? ，并查取彎曲疲勞壽命, 21 ?? FNFN KK 。 m i n/ 513m in rnn Zzv ???? ?? 16 模數(shù) mmzdm tt ??, 齒高 h== mm, ?hb 根據(jù) v= m/s ,7 級精度，由《機(jī)械設(shè)計》圖 108 查得動載系數(shù) Kv=，直齒輪 1?? ?? FH KK ,由表 102 查得使用系數(shù) KA=1，由表 104用插值法查得 7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時， KHβ =，由圖 1013 查得 KFβ=；故載荷系數(shù) K= HvA ???HK 8）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑得 mmKKddtt 3311 ??? , 模數(shù) m=d1/z1= mm。 ? ? M P aSK HNH 5612lim22 ?? ?? 6） 試算小齒輪分度圓直徑 d1t,代入 ? ?H? 中較小的值。 109/2=179。 8） =179。 300179。 1179。 N1=60n1jLh=60179。 1） 選擇載荷系數(shù) Kt= 2） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1= mmNn P ???? 41 15 3） 由《機(jī)械設(shè)計》表 107 選取齒寬系數(shù) 11?? ，由表 106 查取材料的彈性影響系數(shù) ZE=,由圖 1021d 按吃面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限為MPaH 600lim ?? ；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度強(qiáng)度 MPaH 550lim ?? 。 第一變速組：相同模數(shù)承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪為 Z1。 *=。由表32，表 33，表 34 以及公式 d=11sqrt(sqrt(P/Nj[Ф])) 即可確定各軸傳遞效率以及當(dāng)量直徑。一般機(jī)床上格傳動元件的效率見下表。 表 33 各軸的計算轉(zhuǎn)速 ( 3 ) 各軸傳遞功率的確定 各軸的傳遞功率 N=η*Pe。 （ 2） 計算轉(zhuǎn)速 Nj的確定 計算轉(zhuǎn)速 Nj 是指主軸或其他傳動軸傳遞全部功率的最低轉(zhuǎn)速，對于等比傳動的中型通用機(jī)床，主軸計算轉(zhuǎn)速一般為： Nj=Nmin*φ^(Z/3 1) 故本次設(shè)計， Nj=125rpm。 （ 1） 允許扭轉(zhuǎn)角 [Ф]的確定 ?21? 14 一般 機(jī)床各軸的允許扭轉(zhuǎn)角參考值見表 32. 表 32 機(jī)床各軸允許扭轉(zhuǎn)角 [Ф] 本次設(shè)計， 中間傳動軸 允許扭轉(zhuǎn)角 [Ф]均取 。 (2) 主軸后軸頸 D2 一般機(jī)床主軸后軸頸 D2=（ ~） D1,取 D2=50mm。 sin = 各傳動件的計算轉(zhuǎn)速 主軸的計算轉(zhuǎn)速 在設(shè)計之初，由于確定的僅僅是一個方案，具體構(gòu)造尚未確定，因此只能根據(jù)統(tǒng)計資料，初步確定主軸的直徑。 2179。 ?K 179。 5%范圍內(nèi) （ 5）確定 V帶的中心距 a0 和基準(zhǔn)長度 Ld smndv d / 11 ??? ? 12 初定帶傳動 的中心距 由式 （ dd1+dd2） ? a0 ? 2（ dd1+dd2）初定中心距 a0=450mm 計算帶所需的基準(zhǔn)長度 ? ? mmaaL d 14 754504 84364245024 dd)dd(22 202d12dd2d100 ??????? ?????????? ?? 由《機(jī)械設(shè)計》表 82 選取帶的基準(zhǔn)長度 Ld=1400 mm 3）計算實際中心距 a 中心距的變化范圍為 406~478 mm （ 6）驗算小帶輪上的包角 1? （ 7）計算單根 V帶的基本額定功率 P0 根據(jù) dd1=95mm 和 nd=1400r/min，由《機(jī)械設(shè)計》查表 84a，用插值法，取得 A 型 V 帶的額定功率 P0= 額定功率的增量Δ P0 根據(jù) nd=1400r/min 和 i=，由課《機(jī)械設(shè)計》查表 84b，用插值法，取得 A 型 V 帶的額定功率增量Δ P0= （ 8）計算帶的根數(shù) Z 根據(jù) =176。 95179。 因為 5m/sv30m/s,故帶速適合。 = （ 3）選取 V帶型的帶型 根據(jù)計算功率 Pca 和小帶輪轉(zhuǎn)速 nⅡ =900r/min，從《機(jī)械設(shè)計》圖 811選取 A 型 V 帶。 表 22 各種傳動比齒輪齒數(shù)和及齒數(shù) 11 第三 章 傳動件設(shè)計 機(jī)床帶傳動設(shè)計 （ 1）初定軸 I的轉(zhuǎn)速 考慮 I 軸的轉(zhuǎn)速不宜過低（結(jié)構(gòu)尺寸增大），也不宜過高（帶輪轉(zhuǎn)動不平衡引起的振動、噪聲），初定從動軸 nП =900r/min。 本次設(shè)計共包含 III軸傳動組， IIIII軸傳動組， IVV傳動組和 VVI(主軸 )傳動組四個齒輪副傳動組。顯然，齒數(shù)和太小，則小齒輪的齒數(shù)少，將會發(fā)生 根切，或造成其加工齒輪中心孔的尺寸不夠（與傳動軸直徑有關(guān)），或造成加工鍵槽（傳遞運(yùn)動需要）時切穿齒根；若齒數(shù)和太大，則齒輪結(jié)構(gòu)尺寸大，造成主傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)龐大。為滿足轉(zhuǎn)速和功率要求，選擇 Y 系列三相異步電動機(jī)型號為： Y90L4,其技術(shù)參數(shù)見下表 . 表 21 Y90L4型電動機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù) 10 電動機(jī)型號 額定功率 /kw 滿載轉(zhuǎn)速/(r/min) 額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 Y90L4 1400 為了便于設(shè)計和制造，同一傳動組內(nèi)各齒輪的模數(shù)常取為相同。 型普通車床（ 12級轉(zhuǎn)速，公比 φ= ）采用了背輪機(jī)構(gòu)后的轉(zhuǎn)速圖，如圖24 所示。III， IV 軸為皮帶傳動。故在繪制它的轉(zhuǎn)速圖錢，先要確定其主 傳動系統(tǒng)圖。 c： 前緩后急 原則；即傳動在前的傳動組，其降速比小，而在后的傳動組，其降速比大。 b： 最小傳動比 Imax=2(斜齒輪 =)。圖 22 為該傳動的 傳動系圖 。 1， 3， 6 表示 各傳動組中 級比間的空格數(shù) ，也反映傳動比及擴(kuò)大順序。故本設(shè)計采用的結(jié)構(gòu)式為： 12=3（ 1） *2（ 3） *2（ 6） 式中 12表示 級數(shù)。 為了使一根軸上變速范圍不超過允許值，傳動副輸越多，級比指數(shù)應(yīng)小一些。 傳動系 圖 只表示各傳動副傳動比的相關(guān)關(guān)系，而不表示數(shù)值， 因而繪制成對稱形式 (圖 22)。 8 圖 21 3*2*2傳動方案 繪制傳動系圖 在制定機(jī)床傳動方案時，常將傳動鏈特性的 相關(guān)關(guān)系畫成圖，以供比較選擇。因此，從傳動順序來講，盡量使前面的傳動件多以些，即前多后少原則。①課程設(shè)計屬于機(jī)械裝備制造課的延續(xù)，通過設(shè)計實踐，進(jìn)一步學(xué)習(xí)掌握機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計和機(jī)械裝備制造的一般方法；②培養(yǎng)綜合運(yùn)用機(jī)械制圖、機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)、精度設(shè)計、金屬工藝學(xué)、材料熱處理及結(jié)構(gòu)工藝等相關(guān)知識，進(jìn)行工程設(shè)計的能力；③培養(yǎng)使用手冊、圖冊、有關(guān)資料及設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)規(guī)范的能力；④提高技術(shù)總結(jié)及編制技術(shù)文件的能力。 本課題主要研究內(nèi)容 設(shè)計目的：通 過臥式機(jī)床主軸箱的結(jié)構(gòu)設(shè)計，在擬定傳動和變速的結(jié)構(gòu)方案過程中，得到設(shè)計構(gòu)思、方案分析、結(jié)構(gòu)工藝性、機(jī)械制圖、零件計算、編寫技術(shù)文件和查閱技術(shù)資料等方面的綜合訓(xùn)練，樹立正確的設(shè)計思想，掌握基本的設(shè)計方法，并具有初步的結(jié)構(gòu)分析、結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算能力。選材時，要根據(jù)零件的工作條件和失效形式，正確地判斷所要求的主要性能同時還要考慮經(jīng)濟(jì)性。使用性能是指零件在正常使用狀態(tài)下，材料應(yīng)具備的性能．包括力學(xué)性能、物理性能和化學(xué)性能。 的傳動系統(tǒng)在車床傳動系統(tǒng)中起著重要作用，對進(jìn)給傳動系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計，使傳動路線縮短，傳動元件減少提高傳動精度和被加工螺紋精度。 ，其靜態(tài)特性 (包括靜強(qiáng)度和靜剛度等 )和動態(tài)特性 (振動響應(yīng)特性和熱穩(wěn)定性等 )優(yōu)劣都將直接影響到整臺車床的使用性能。它來自車床主傳動和進(jìn)給傳動系統(tǒng) (床頭箱、 床頭箱 和 溜板箱， 即 “ 三箱 ’’) 。要求齒輪必須有較高的硬度及好的耐磨性，齒面具有高的疲勞強(qiáng)度，齒輪心部要有足夠的強(qiáng)度和韌度．即要求齒輪必須有較好的綜合力學(xué)性能。但其參數(shù)的選用可根據(jù)實際傳動的要求進(jìn)行，使齒輪傳動 6 、重量最輕、結(jié)構(gòu)最緊湊。齒輪傳動具 有工作可靠，使用壽命長，瞬時傳動比為常數(shù)，傳動效率高，結(jié)構(gòu)緊湊，功率和速度使用范圍廣等特點(diǎn)，在各種機(jī)械設(shè)計中應(yīng)用廣泛。在設(shè)計過程需要解決的主要問題 。 普通車床 床頭箱 是改變進(jìn)給量用的，依靠箱內(nèi)的滑移齒輪機(jī)構(gòu)或者塔倫機(jī)構(gòu)