喜歡這套資料就充值下載吧。資源目錄里展示的都可在線預覽哦。下載后都有，請放心下載，文件全都包含在內，圖紙為CAD格式可編輯，有疑問咨詢QQ:414951605 或 1304139763p 畢 業(yè) 設 計 (論 文)專專 業(yè)業(yè) 機械設計制造及其自動化機械設計制造及其自動化 班班 級級 學生姓名學生姓名 學學 號號 課課 題題 車床主軸箱設計車床主軸箱設計 指導教師指導教師 年年 月月 日日普通車床主軸箱設計第 2 頁 共 68 頁摘要摘要普通中型車床主軸箱設計普通中型車床主軸箱設計普通中型車床主軸箱設計，主要包括三方面的設計，即：根據設計題目所給定的機床用途、規(guī)格、主軸極限轉速、轉速數列公比或級數，確定其他有關運動參數，選定主軸各級轉速值；通過分析比較，選擇傳動方案；擬定結構式或結構網，擬定轉速圖；確定齒輪齒數及帶輪直徑；繪制傳動系統圖。其次，根據機床類型和電動機功率，確定主軸及各傳動件的計算轉速，初定傳動軸直徑、齒輪模數，確定傳動帶型號及根數，摩擦片尺寸及數目；裝配草圖完成后要驗算傳動件（傳動軸、主軸、齒輪、滾動軸承）的剛度、強度或壽命。最后，完成運動設計和動力設計后，要將主傳動方案“結構化” ，設計主軸變速箱裝配圖及零件圖，側重進行傳動軸組件、主軸組件、變速機構、箱體、潤滑與密封、傳動軸及滑移齒輪零件的設計?！娟P鍵詞】車床、主軸箱、變速系統、主軸組件。普通車床主軸箱設計第 3 頁 共 68 頁目錄目錄目錄目錄.41、緒論、緒論.102設計計算設計計算.112.1 普通車床的規(guī)格 .112.1.1 車床的規(guī)格系列和用處.112.1.2 操作性能要求.113.主動參數參數的擬定主動參數參數的擬定.113.1 確定傳動公比.113.2 主電動機的選擇.124.變速結構的設計變速結構的設計.134.1 主變速方案擬定.134.2 變速結構式、結構網的選擇.134.2.1 確定變速組及各變速組中變速副的數目.134.2.2 變速式的擬定.144.2.3 結構式的擬定.144.2.4 結構網的擬定.154.2.5 結構式的擬定.154.2.6 結構式的擬定.154.2.7 確定各變速組變速副齒數.174.2.8 繪制變速系統圖.185.結構設計結構設計.195.1 結構設計的內容、技術要求和方案.195.2 展開圖及其布置.195.3 I 軸（輸入軸）的設計.205.4 齒輪塊設計.205.5 傳動軸的設計.215.6 主軸組件設計.225.6.1 各部分尺寸的選擇.225.6.2 主軸材料和熱處理.235.6.3 主軸軸承.235.6.4 主軸與齒輪的連接.245.6.5 潤滑與密封.255.6.6 其他問題.256.傳動件的設計傳動件的設計.256.1 帶輪的設計.25普通車床主軸箱設計第 4 頁 共 68 頁6.2 傳動軸的直徑估算.286.2.1 確定各軸轉速.286.2.2 傳動軸直徑的估算：確定各軸最小直徑.296.2.3 鍵的選擇.306.3 傳動軸的校核.306.3.1 傳動軸的校核.316.3.2 鍵的校核.316.4 各變速組齒輪模數的確定和校核.326.4.1 齒輪模數的確定：.326.4.2 齒寬的確定.366.4.3 齒輪結構的設計，.376.5 帶輪結構設計.386.6 片式摩擦離合器的選擇和計算.396.7 齒輪校驗.41齒輪強度校核 .416.7.1 校核 a 變速組齒輪.426.7.2 校核 b 變速組齒輪.436.7.3 校核 c 變速組齒輪.446.8 軸承的選用與校核.466.8.1 各軸軸承的選用.466.8.2 各軸軸承的校核.467.主軸組件設計主軸組件設計.477.1 主軸的基本尺寸確定.487.1.1 外徑尺寸 D.487.1.2 主軸孔徑 d.487.1.3 主軸懸伸量 a.497.1.4 支撐跨距 L .507.1.5 主軸最佳跨距的確定.510L7.2 主軸剛度驗算.537.2.1 主軸前支撐轉角的驗算；.537.2.2 主軸前端位移的驗算；.558.總結和展望.588.1 本文工作總結 .588.2 課題展望 .59參考文獻.60致 謝.61附錄.62普通車床主軸箱設計第 5 頁 共 68 頁普通車床主軸箱設計普通車床主軸箱設計1、緒論、緒論機床技術參數有主參數和基本參數，他們是運動傳動和結構設計的依據，影響到機床是否滿足所需要的基本功能要求，參數擬定就是機床性能設計。主參數是直接反映機床的加工能力、決定和影響其他基本參數的依據，如車床的最大加工直徑，一般在設計題目中給定，基本參數是一些加工件尺寸、機床結構、運動和動力特性有關的參數，可歸納為尺寸參數、運動參數和動力參數。通用車床工藝范圍廣，所加工的工件形狀、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬質合金刀具又用高速鋼刀具。因此，必須對所設計的機床工藝范圍和使用情況做全面的調研和統計，依據某些典型工藝和加工對象，兼顧其他的可能工藝加工的要求，擬定機床技術參數，擬定參數時，要考慮機床發(fā)展趨勢和同國內外同類機床的對比，使擬定的參數最大限度地適應各種不同的工藝要求和達到機床加工能力下經濟合理。機床主傳動系因機床的類型、性能、規(guī)格和尺寸等因素的不同，應滿足的要求也不一樣。設計機床主傳動系時最基本的原則就是以最經濟、合理的方式滿足既定的要求。在設計時應結合具體機床進行具體分析，一般應滿足的基本要求有：滿足機床使用性能要求。首先應滿足機床的運動特性，如機床主軸油足夠的轉速范圍和轉速級數；滿足機床傳遞動力的要求。主電動機和傳動機構能提供足夠的功率和轉矩，具有較高的傳動效率；滿足機床工作性能要求。主傳動中所有零部件有足夠的剛度、精度和抗震性，熱變形特性穩(wěn)定；滿足產品的經濟性要求。傳動鏈盡可能簡短，零件數目要少，以便節(jié)約材料，降低成本。本論文從資料查閱總體設計模塊設計撰寫論文歷時三個月，具體流程如下所示：資料查閱、熟悉課題繪制裝配草圖各零部件的尺寸確定校核各零件的強度繪制裝配圖和部分零件圖撰寫論文、科技翻譯普通車床主軸箱設計第 6 頁 共 68 頁2設計計算設計計算2.1 普通車床的規(guī)格普通車床的規(guī)格2.1.1 車床的規(guī)格系列和用處車床的規(guī)格系列和用處普通機床的規(guī)格和類型有系列型號作為設計時應該遵照的基礎。因此，對這些基本知識和資料作些簡要介紹。本次設計的是普通型車床主軸變速箱。主要用于加工回轉體。表 1.1 車床的主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數表工件最大回轉直徑(mm)maxD最高轉速( maxn)minr最低轉速( minn)minr電機功率P（kW）公比轉速級數Z3201120257.51.41122.1.2 操作性能要求操作性能要求1）具有皮帶輪卸荷裝置2）手動操縱雙向片式摩擦離合器實現主軸的正反轉及停止運動要求3）主軸的變速由變速手柄完成3.主動參數參數的擬定主動參數參數的擬定3.1 確定傳動公比確定傳動公比根據【1】公式（3-2）因為已知 ， 78P8 .44251120minmaxnnRnznR Z=+1lglgnR=1.4129)1(ZnR118 .44普通車床主軸箱設計第 7 頁 共 68 頁根據【1】表 3-5 標準公比。這里我們取標準公比系列=1.41.77P因為=1.41=1.06 ，根據【1】表 3-6 標準數列。首先找到最小極限轉速677P25，再每跳過 5 個數（1.261.06 ）取一個轉速，即可得到公比為 1.41 的數6列：25，35.5，50，71，100，140，200，280，400，560，800，1120.3.2 主電動機的選擇主電動機的選擇合理的確定電機功率 P，使機床既能充分發(fā)揮其使用性能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素?，F在以常見的中碳鋼為工件材料，取 45 號鋼，正火處理，車削外圓，表面粗糙度=3.2mm。采用車刀具，可轉位外圓車刀，刀桿尺寸：16mm 25mm。刀aR具幾何參數：=15 ，=6 ，=75 ，=15 ，=0 ，=-0o0ororoo0110 ，b=0.3mm，r =1mm。o1re現以確定粗車是的切削用量為設計： 確定背吃刀量和進給量 f，根據【2】表 8-50，取 4mm，f 取 0.6pa444Ppa。rmm 確定切削速度，參【2】表 8-57，取 V =1.7。448Pcsm 機床功率的計算，主切削力的計算 根據【2】-表 8-59 和表 8-60，主切削力的計算449P450P公式及有關參數：F =9.81 ZFcn60FcCFcZaFcZfFcZvFcK =9.81270 40.92 0.9515. 060 75. 06 . 015. 07 . 1 =3242（N）切削功率的計算 =3242 1.7=5.5（kW）cPcFcv310310依照一般情況，取機床變速效率=0.8.=6.86(kW)ZP8 . 05 . 5根據【3】表 12-1 Y 系列（IP44）電動機的技術數據,Y 系列167P（IP44）電動機為一般用途全封閉自扇冷式籠型異步電動機，具有防塵埃、普通車床主軸箱設計第 8 頁 共 68 頁鐵屑或其他雜物侵入電動機內部的特點，B 級絕緣，工業(yè)環(huán)境溫度不超過+40，相對濕度不超過 95%，海拔高度不超過 1000m，額定電壓 380V，頻率 50Hz。適用于無特殊要求的機械上，如機床，泵，風機，攪拌機，運輸機，農業(yè)機械等。根據以上要求，我們選取 Y132M-4 型三相異步電動機，額定功率 7.5kW,滿載轉速 1440，額定轉矩 2.2，質量 81kg。minr 至此，可得到上表 1.1 中的車床參數。4.變速結構的設計變速結構的設計4.1 主變速方案擬定主變速方案擬定擬定變速方案，包括變速型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱等整個變速系統的確定。變速型式則指變速和變速的元件、機構以及組成、安排不同特點的變速型式、變速類型。變速方案和型式與結構的復雜程度密切相關，和工作性能也有關系。因此，確定變速方案和型式，要從結構、工藝、性能及經濟等多方面統一考慮。變速方案有多種，變速型式更是眾多，比如：變速型式上有集中變速，分離變速；擴大變速范圍可用增加變速組數，也可采用背輪結構、分支變速等型式；變速箱上既可用多速電機，也可用交換齒輪、滑移齒輪、公用齒輪等。顯然，可能的方案有很多，優(yōu)化的方案也因條件而異。此次設計中，我們采用集中變速型式的主軸變速箱。4.2 變速結構式、結構網的選擇變速結構式、結構網的選擇結構式、結構網對于分析和選擇簡單的串聯式的變速不失為有用的方法，但對于分析復雜的變速并想由此導出實際的方案，就并非十分有效。4.2.1 確定變速組及各變速組中變速副的數目確定變速組及各變速組中變速副的數目數為 Z 的變速系統由若干個順序的變速組組成，各變速組分別有、Z個變速副。即 Z321ZZZZ 變速副中由于結構的限制以 2 或 3 為合適，即變速級數 Z 應為 2 和 3 的因子： ，可以有三種方案： baZ普通車床主軸箱設計第 9 頁 共 68 頁32212, 23212, 223124.2.2 變速式的擬定變速式的擬定 12 級轉速變速系統的變速組，選擇變速組安排方式時，考慮到機床主軸變速箱的具體結構、裝置和性能。在軸如果安置換向摩擦離合器時，為減少軸向尺寸，第一變速組的變速副數不能多，以 2 為宜。主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大，因此主軸上齒輪少些為好。最后一個變速組的變速副數常選用 2。綜上所述，變速式為 12=232。4.2.3 結構式的擬定結構式的擬定對于 12=232 傳動式，有 6 種結構式和對應的結構網。分別為：， ， ， 由于本次設計的機床 I 軸裝有摩擦離合器，在結構上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑。初選的方案。12612232從電動機到主軸主要為降速變速，若使變速副較多的變速組放在較接近電動機處可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，節(jié)省材料，也就是滿足變速副前多后少的原則，因此取 12=232 方案為好。設計車床主變速傳動系時，為避免從動齒輪尺寸過大而增加箱體的徑向尺寸，在降速變速中，一般限制限制最小變速比 ；為避免擴大傳動誤41minu差，減少震動噪聲，在升速時一般限制最大轉速比。斜齒圓柱齒輪傳動2maxu較平穩(wěn)，可取。因此在主變速鏈任一變速組的最大變速范圍5 . 2maxu。在設計時必須保證中間變速軸的變)108(25. 0)5 . 22(minmaxmaxuuR速范圍最小。4.2.4 結構網的擬定結構網的擬定根據中間變速軸變速范圍小的原則選擇結構網。從而確定結構網如下：普通車床主軸箱設計第 10 頁 共 68 頁4.2.5 結構式的擬定結構式的擬定主軸的變速范圍應等于住變速傳動系中各個變速組變速范圍的乘積，即：inRRRRR210檢查變速組的變速范圍是否超過極限值時，只需檢查最后一個擴大組。因為其他變速組的變速范圍都比最后擴大組的小，只要最后擴大組的變速范圍不超過極限值，其他變速組就不會超過極限值。 1222PXR其中， 41. 162X22P，符合要求。)108(46. 81641. 12R4.2.6 結構式的擬定結構式的擬定繪制轉速圖、選擇 Y132M-4 型 Y 系列籠式三相異步電動機。、分配總降速變速比 總降速變速比 017. 01440/25/mindnni 又電動機轉速不符合轉速數列標準，因而增加一定比變速min/1440rnd副。、確定變速軸軸數 變速軸軸數 = 變速組數 + 定比變速副數 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。普通車床主軸箱設計第 11 頁 共 68 頁、確定各級轉速由、z = 12 確定各級轉速：min/25rnmim41. 11120、800、560、400、280、200、140、100、71、50、35.5、25r/min。、繪制轉速圖在五根軸中，除去電動機軸，其余四軸按變速順序依次設為、（主軸） 。與、與、與軸之間的變速組分別設為a、b、c?，F由（主軸）開始，確定、軸的轉速： 先來確定軸的轉速變速組 c 的變速范圍為，結合結構式，10, 8841. 1max66R軸的轉速只有一種可能：100、140、200、280、400、560r/min。 確定軸的轉速變速組 b 的級比指數為 2，希望中間軸轉速較小，因而為了避免升速，又不致變速比太小，可取 ，4/1/141ib2/141. 1/122ib11/13ib軸的轉速確定為：400、560r/min。確定軸的轉速對于軸，其級比指數為 1,可取 ， 2/1/121ia41. 1/1/12ia確定軸轉速為 800r/min。由此也可確定加在電動機與主軸之間的定變速比。下面8 . 1800/1440i畫出轉速圖（電動機轉速與主軸最高轉速相近） 。傳動系統的轉速圖電動機普通車床主軸箱設計第 12 頁 共 68 頁4.2.7 確定各變速組變速副齒數確定各變速組變速副齒數齒輪齒數的確定，當各變速組的傳動比確定以后，可確定齒輪齒數。對于定比傳動的齒輪齒數可依據機械設計手冊推薦的方法確定。對于變速組內齒輪的齒數，如傳動比是標準公比的整數次方時，變速組內每對齒輪的齒數和及zS小齒輪的齒數可以從【1】表 3-9 中選取。一般在主傳動中，最小齒數應大于1820。采用三聯滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪之間的齒數關系：三聯滑移齒輪的最大齒輪之間的齒數差應大于或等于 4，以保證滑移是齒輪外圓不相碰。根據【1】,查表 3-9 各種常用變速比的使用齒數。94P、變速組 a:，； 2/1/121ia41. 1/1/12ia時：57、60、63、66、69、72、75、782/1/121iazS時：41. 1/1/12ia58、60、63、65、67、68、70、72、73、77zS可取84,于是可得軸齒輪齒數分別為：28、35。zS于是， 56/281ai49/352ai可得軸上的三聯齒輪齒數分別為：56、49。、變速組 b:根據【1】,查表 3-9 各種常用變速比的使用齒數, 94P，,4/1/141ib2/12ib11/13ib時：87、89、90、91、924/1/141ibzS時：87、89、90、912/12ibzS時：86、88、90、9111/12ibzS可取 90，于是可得軸上兩聯齒輪的齒數分別為：18、30、45。zS于是 ，得軸上兩齒輪的齒數分別為：72/181ib60/302ib45/452ib72，60、45。、變速組 c:根據【1】,查表 3-9 各種常用變速比的使用齒數,94P普通車床主軸箱設計第 13 頁 共 68 頁,4/11ic22ci時：、85、89、90、94、95、1084/11iczS時： 84、87、89、90、10822cizS可取 108.zS為降速變速，取軸齒輪齒數為 22；4/11ic為升速變速，取軸齒輪齒數為 36。22ic于是得,86/221ic36/722ic得軸兩聯動齒輪的齒數分別為 22，72；得軸兩齒輪齒數分別為 86，36。4.2.8 繪制變速系統圖繪制變速系統圖根據軸數，齒輪副，電動機等已知條件可有如下系統圖：變速系統圖普通車床主軸箱設計第 14 頁 共 68 頁5.結構設計結構設計5.1 結構設計的內容、技術要求和方案結構設計的內容、技術要求和方案設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等） 、主軸組件、操縱機構、潤滑密封系統和箱體及其聯結件的結構設計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外，著重考慮以下幾個方面的問題：精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結構工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標準化和通用化的原則。主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點，由于結構復雜，設計中不可避免要經過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。目的是：1）布置傳動件及選擇結構方案。2）檢驗傳動設計的結果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時改正。3）確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置，以確定各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數據。5.2 展開圖及其展開圖及其布布置置展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個平面上。I 軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪。有兩種布置方案，一是將兩級變速齒輪和離合器做成一體。齒輪的直徑受到離合器內徑的約束，齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑，否則齒輪無法加工。這樣軸的間距加大。另一種布置方案是離合器的左右部分分別裝在同軸線的軸上，左邊部分接通，得到一級反向轉動，右邊接通得到三級正向轉動。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第二種方案，通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結構?？偛贾脮r需要考慮制動器的位置。制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動器不要放在轉速太低軸上，以免制動扭矩太大，使制動器尺寸增大。齒輪在軸上布置很重要，關系到變速箱的軸向尺寸，減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。5.3 I 軸（輸入軸）的設計軸（輸入軸）的設計將運動帶入變速箱的帶輪一般都安裝在軸端，軸變形較大，結構上應注意加強軸的剛度或使軸部受帶輪的拉力（采用卸荷裝置） 。I 軸上裝有摩擦離合器，由于組成離合器的零件很多，裝配很不方便，一般都是在箱外組裝好 I 軸在整體裝入箱內。我們采用的卸荷裝置一般是把軸承裝載法蘭盤上，通過法蘭盤將普通車床主軸箱設計第 15 頁 共 68 頁帶輪的拉力傳遞到箱壁上。車床上的反轉一般用于加工螺紋時退刀。車螺紋時，換向頻率較高。實現正反轉的變換方案很多，我們采用正反向離合器。正反向的轉換在不停車的狀態(tài)下進行，常采用片式摩擦離合器。由于裝在箱內，一般采用濕式。在確定軸向尺寸時，摩擦片不壓緊時，應留有 0.20.4的間隙，間隙mm應能調整。離合器及其壓緊裝置中有三點值得注意：1）摩擦片的軸向定位：由兩個帶花鍵孔的圓盤實現。其中一個圓盤裝在花鍵上，另一個裝在花鍵軸上的一個環(huán)形溝槽里，并轉過一個花鍵齒，和軸上的花鍵對正，然后用螺釘把錯開的兩個圓盤連接在一起。這樣就限制了軸向和周向的兩個自由度，起了定位作用。2）摩擦片的壓緊由加力環(huán)的軸向移動實現，在軸系上形成了彈性力的封閉系統，不增加軸承軸向復合。3）結構設計時應使加力環(huán)推動擺桿和鋼球的運動是不可逆的，即操縱力撤消后，有自鎖作用。I 軸上裝有摩擦離合器，兩端的齒輪是空套在軸上，當離合器接通時才和軸一起轉動。但脫開的另一端齒輪，與軸回轉方向是相反的，二者的相對轉速很高（約為兩倍左右） 。結構設計時應考慮這點。齒輪與軸之間的軸承可以用滾動軸承也可以用滑動軸承。滑動軸承在一些性能和維修上不如滾動軸承，但它的徑向尺寸小。空套齒輪需要有軸向定位，軸承需要潤滑。5.4 齒輪塊設計齒輪塊設計齒輪是變速箱中的重要元件。齒輪同時嚙合的齒數是周期性變化的。也就是說，作用在一個齒輪上的載荷是變化的。同時由于齒輪制造及安裝誤差等，不可避免要產生動載荷而引起振動和噪音，常成為變速箱的主要噪聲源，并影響主軸回轉均勻性。在齒輪塊設計時，應充分考慮這些問題。齒輪塊的結構形式很多，取決于下列有關因素：1） 是固定齒輪還是滑移齒輪；2） 移動滑移齒輪的方法；3） 齒輪精度和加工方法；變速箱中齒輪用于傳遞動力和運動。它的精度選擇主要取決于圓周速度。采用同一精度時，圓周速度越高，振動和噪聲越大，根據實際結果得知，圓周速度會增加一倍，噪聲約增大 6dB。工作平穩(wěn)性和接觸誤差對振動和噪聲的影響比運動誤差要大，所以這兩項精度應選高一級。為了控制噪聲，機床上主傳動齒輪都要選用較高的精度。大都是用 766，圓周速度很低的，才選 877。如果噪聲要求很嚴，或一些關鍵齒輪，就應選 655。當精度從 766 提高到 655 時，制造費用將顯著提高。不同精度等級的齒輪，要采用不同的加工方法，對結構要求也有所不同。8 級精度齒輪，一般滾齒或插齒就可以達到。7 級精度齒輪，用較高精度滾齒機或插齒機可以達到。但淬火后，由于變形，精度將下降。因此，需要淬火的 7 級齒輪一般滾（插）后要剃齒，使精度普通車床主軸箱設計第 16 頁 共 68 頁高于 7，或者淬火后在衍齒。6 級精度的齒輪，用精密滾齒機可以達到。淬火齒輪，必須磨齒才能達到6 級。機床主軸變速箱中齒輪齒部一般都需要淬火?；讫X輪進出嚙合的一端要圓齒，有規(guī)定的形狀和尺寸。圓齒和倒角性質不同，加工方法和畫法也不一樣，應予注意。選擇齒輪塊的結構要考慮毛坯形式（棒料、自由鍛或模鍛）和機械加工時的安裝和定位基面。盡可能做到省工、省料又易于保證精度。齒輪磨齒時，要求有較大的空刀（砂輪）距離，因此多聯齒輪不便于做成整體的，一般都做成組合的齒輪塊。有時為了縮短軸向尺寸，也有用組合齒輪的。要保證正確嚙合，齒輪在軸上的位置應該可靠?；讫X輪在軸向位置由操縱機構中的定位槽、定位孔或其他方式保證，一般在裝配時最后調整確定。5.5 傳動軸的設計傳動軸的設計 機床傳動軸，廣泛采用滾動軸承作支撐。軸上要安裝齒輪、離合器和制動器等。傳動軸應保證這些傳動件或機構能正常工作。首先傳動軸應有足夠的強度、剛度。如撓度和傾角過大，將使齒輪嚙合不良，軸承工作條件惡化，使振動、噪聲、空載功率、磨損和發(fā)熱增大；兩軸中心距誤差和軸芯線間的平行度等裝配及加工誤差也會引起上述問題。傳動軸可以是光軸也可以是花鍵軸。成批生產中，有專門加工花鍵的銑床和磨床，工藝上并無困難。所以裝滑移齒輪的軸都采用花鍵軸，不裝滑移齒輪的軸也常采用花鍵軸?；ㄦI軸承載能力高，加工和裝配也比帶單鍵的光軸方便。軸的部分長度上的花鍵，在終端有一段不是全高，不能和花鍵空配合。這是加工時的過濾部分。一般尺寸花鍵的滾刀直徑為 6585。刀Dmm機床傳動軸常采用的滾動軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升、空載功率和噪聲等方面，球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越。而且滾錐軸承對軸的剛度、支撐孔的加工精度要求都比較高。因此球軸承用的更多。但是滾錐軸承內外圈可以分開，裝配方便，間隙容易調整。所以有時在沒有軸向力時，也常采用這種軸承。選擇軸承的型號和尺寸，首先取決于承載能力，但也要考慮其他結構條件。同一軸心線的箱體支撐直徑安排要充分考慮鏜孔工藝。成批生產中，廣泛采用定徑鏜刀和可調鏜刀頭。在箱外調整好鏜刀尺寸，可以提高生產率和加工精度。還常采用同一鏜刀桿安裝多刀同時加工幾個同心孔的工藝。下面分析幾種鏜孔方式：對于支撐跨距長的箱體孔，要從兩邊同時進行加工；支撐跨距比較短的，可以從一邊（叢大孔方面進刀）伸進鏜桿，同時加工各孔；對中間孔徑比兩端大的箱體，鏜中間孔必須在箱內調刀，設計時應盡可能避免。既要滿足承載能力的要求，又要符合孔加工工藝，可以用輕、中或重系列軸承來達到支撐孔直徑的安排要求。兩孔間的最小壁厚，不得小于 510，以免加工時孔變形。mm花鍵軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個應小于花鍵的內徑。一般傳動軸上軸承選用級精度。G普通車床主軸箱設計第 17 頁 共 68 頁傳動軸必須在箱體內保持準確位置，才能保證裝在軸上各傳動件的位置正確性，不論軸是否轉動，是否受軸向力，都必須有軸向定位。對受軸向力的軸，其軸向定位就更重要?；剞D的軸向定位（包括軸承在軸上定位和在箱體孔中定位）在選擇定位方式時應注意：1）軸的長度。長軸要考慮熱伸長的問題，宜由一端定位。2）軸承的間隙是否需要調整。3）整個軸的軸向位置是否需要調整。4）在有軸向載荷的情況下不宜采用彈簧卡圈。5）加工和裝配的工藝性等。5.6 主軸組件設計主軸組件設計主軸組件結構復雜，技術要求高。安裝工件（車床）或者刀具（銑床、鉆床等）的主軸參予切削成形運動，因此它的精度和性能直接影響加工質量（加工精度和表面粗糙度） ，設計時主要圍繞著保證精度、剛度和抗振性，減少溫升和熱變形等幾個方面考慮。5.6.1 各部分尺寸的選擇各部分尺寸的選擇主軸形狀與各部分尺寸不僅和強度、剛度有關，而且涉及多方面的因素。1） 內孔直徑車床主軸由于要通過棒料，安裝自動卡盤的操縱機構及通過卸頂尖的頂桿，必須是空心軸。為了擴大使用范圍，加大可加工棒料直徑，車床主軸內孔直徑有增大的趨勢。2） 軸頸直徑前支撐的直徑是主軸上一主要的尺寸，設計時，一般先估算或擬定一個尺寸，結構確定后再進行核算。3） 前錐孔直徑前錐孔用來裝頂尖或其他工具錐柄，要求能自鎖，目前采用莫氏六號錐孔。4） 支撐跨距及懸伸長度為了提高剛度，應盡量縮短主軸的外伸長度。選擇適當的支撐跨距，aL一般推薦取： =23.5，跨距小時，軸承變形對軸端變形的影響大。所以，aLL軸承剛度小時，應選大值，軸剛度差時，則取小值。aL跨距的大小，很大程度上受其他結構的限制，常常不能滿足以上要求。L安排結構時力求接近上述要求。5.6.2 主軸材料和熱處理主軸材料和熱處理在主軸結構形狀和尺寸一定的條件下，材料的彈性模量 E 越大，主軸的剛普通車床主軸箱設計第 18 頁 共 68 頁度也越高，由于鋼材的 E 值較大，故一般采用鋼質主軸，一般機床的主軸選用價格便宜、性能良好的 45 號鋼。提高主軸有關表面硬度，增加耐磨性，在長期使用中不至于喪失精度，這是對主軸熱處理的根本要求。機床主軸都在一定部位上承受著不同程度的摩擦，主軸與滾動軸承配合使用時，軸頸表面具有適當的硬度可改善裝配工藝并保證裝配精度，通常硬度為 HRC40-50 即可滿足要求。一般機床的主軸，淬火時要求無裂紋，硬度均勻；淬硬層深度不小于 1mm，最好 1.5-2mm,使精磨后仍能保留一點深度的淬硬層，主軸熱處理后變形要小。螺紋表面一般不淬火；淬火部位的空刀槽不能過深，臺階交接處應該倒角；滲氮主軸的銳邊、棱角必須倒圓 R0.5mm,可避免滲氮層穿透剝落。5.6.3 主軸軸承主軸軸承1）軸承類型選擇主軸前軸承有兩種常用的類型：雙列短圓柱滾子軸承。承載能力大，可同時承受徑向力和軸向力，結構比較簡單，但允許的極限轉速低一些。與雙列短圓柱滾子軸承配套使用承受軸向力的軸承有三種：600角雙向推力向心球軸承。是一種新型軸承，在近年生產的機床上廣泛采用。具有承載能力大，允許極限轉速高的特點。外徑比同規(guī)格的雙列圓柱滾子軸承小一些。在使用中，這種軸承不承受徑向力。推力球軸承。承受軸向力的能力最高，但允許的極限轉速低，容易發(fā)熱。向心推力球軸承。允許的極限轉速高，但承載能力低，主要用于高速輕載的機床。2）軸承的配置大多數機床主軸采用兩個支撐，結構簡單，制造方便，但為了提高主軸剛度也有用三個支撐的了。三支撐結構要求箱體上三支撐孔具有良好的同心度，否則溫升和空載功率增大，效果不一定好。三孔同心在工藝上難度較大，可以用兩個支撐的主要支撐，第三個為輔助支撐。輔助支撐軸承（中間支撐或后支撐）保持比較大的游隙（約 0.030.07） ，只有在載荷比較大、軸產生彎曲mm變形時，輔助支撐軸承才起作用。軸承配置時，除選擇軸承的類型不同外，推力軸承的布置是主要差別。推力軸承布置在前軸承、后軸承還是分別布置在前、后軸承，影響著溫升后軸的伸長方向以及結構的負責程度，應根據機床的實際要求確定。在配置軸承時，應注意以下幾點： 每個支撐點都要能承受經向力。 兩個方向的軸向力應分別有相應的軸承承受。 徑向力和兩個方向的軸向力都應傳遞到箱體上，即負荷都由機床支撐件承受。3）軸承的精度和配合主軸軸承精度要求比一般傳動軸高。前軸承的誤差對主軸前端的影響最大，所以前軸承的精度一般比后軸承選擇高一級。普通精度級機床的主軸，前軸承的選或級，后軸承選或級。選擇CDDE軸承的精度時，既要考慮機床精度要求，也要考慮經濟性。軸承與軸和軸承與箱體孔之間，一般都采用過渡配合。另外軸承的內外環(huán)普通車床主軸箱設計第 19 頁 共 68 頁都是薄壁件，軸和孔德形狀誤差都會反映到軸承滾道上去。如果配合精度選的太低，會降低軸承的回轉精度，所以軸和孔的精度應與軸承精度相匹配。1）軸承間隙的調整為了提高主軸的回轉精度和剛度，主軸軸承的間隙應能調整。把軸承調到合適的負間隙，形成一定的預負載，回轉精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗震性也有改善。預負載使軸承內產生接觸變形，過大的預負載對提高剛度沒有明顯的小果，而磨損發(fā)熱量和噪聲都會增大，軸承壽命將因此而降低。軸承間隙的調整量，應該能方便而且能準確地控制，但調整機構的結構不能太復雜。雙列短圓柱滾子軸承內圈相對外圈可以移動，當內圈向大端軸向移動時，由于 1：12 的內錐孔，內圈將脹大消除間隙。其他軸承調整也有與主軸軸承相似的問題。特別要注意：調整落幕的端面與螺紋中心線的垂直度，隔套兩個端面的平行度都由較高要求，否則，調整時可能將軸承壓偏而破壞精度。隔套越長，誤差的影響越小。螺母端面對螺紋中心線垂直度、軸上和孔上套簡兩端平行度等均有嚴格的精度要求。5.6.4 主軸與齒輪的連接主軸與齒輪的連接 齒輪與主軸的連接可以用花鍵或者平鍵；軸做成圓柱體，或者錐面（錐度一般取 1：15 左右） 。錐面配合對中性好，但加工較難。平鍵一般用一個或者兩個（相隔 180 度布置） ，兩國特鍵不但平衡較好，而且平鍵高度較低，避免因齒輪鍵槽太深導致小齒輪輪轂厚度不夠的問題。5.6.5 潤滑與密封潤滑與密封 主軸轉速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨的油管將油引到軸承處。 主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種： 1）堵加密封裝置防止油外流。 主軸轉速高，多采用非接觸式的密封裝置，形式很多，一種軸與軸承蓋之間留 0.10.3的間隙（間隙越小，密封效果越好，但工藝困難） 。還有一種mm是在軸承蓋的孔內開一個或幾個并列的溝槽（圓弧形或 形） ，效果比上一種好v些。在軸上增開了溝槽（矩形或鋸齒形） ，效果又比前兩種好。 在有大量切屑、灰塵和冷卻液的環(huán)境中工作時，可采用曲路密封，曲路可做成軸向或徑向。徑向式的軸承蓋要做成剖分式，較為復雜。 2）疏導在適當的地方做出回油路，使油能順利地流回到油箱。5.6.6 其他問題其他問題 主軸上齒輪應盡可能靠近前軸承，大齒輪更應靠前，這樣可以減小主軸的扭轉變形。 當后支承采用推力軸承時，推力軸承承受著前向后的軸向力，推力軸承緊靠在孔的內端面，所以，內端面需要加工，端面和孔有較高的垂直度要求，否則將影響主軸的回轉精度。支承孔如果直接開在箱體上，內端面加工有一定難普通車床主軸箱設計第 20 頁 共 68 頁度。為此，可以加一個杯形套孔解決，套孔單獨在車床上加工，保證高的端面與孔德垂直度。 主軸的直徑主要取決于主軸需要的剛度、結構等。各種牌號鋼材的彈性模量基本一樣，對剛度影響不大。主軸一般選優(yōu)質中碳鋼即可。精度較高的機床主軸考慮到熱處理變形的影響，可以選用或其他合金鋼。主軸頭部需要淬Cr40火，硬度為5055。其他部分處理后，調整硬度為220250。HRCHBS6.傳動件的設計傳動件的設計6.1 帶輪的設計帶輪的設計三角帶傳動中，軸間距 A 可以加大。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)。帶輪結構簡單，但尺寸大，機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。電動機轉速 n=1440r/min,傳遞功率P=7.5kW,傳動比 i=1.8，兩班制，一天運轉 16 小時，工作年數 10 年。(1)、選擇三角帶的型號由【4】表 8-7 工作情況系數查的共況系數=1.2。156PAKAK故根據【4】公式（8-21）156P)(0 . 95 . 72 . 1kWPKPAca 式中 P-電動機額定功率， -工作情況系數 AK因此根據、由【4】 圖 8-11 普通 V 帶輪型圖選用 A 型。caP1n157P(2)、確定帶輪的基準直徑，DD帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑不宜過小，即。查【4】表 8-8、圖 8-11 和表 8-6 取主動小DminDD 157P155P帶輪基準直徑=125。Dmm由【4】公式(8-15a) 150P11212DnnD式中：-小帶輪轉速，-大帶輪轉速，-帶的滑動系數，一般取 0.02。nn ，由【4】表 8-8 取圓整為mmD5 .220)02. 01 (12580014402157P普通車床主軸箱設計第 21 頁 共 68 頁224mm。(3)、驗算帶速度 V，按【4】式（8-13）驗算帶的速度150P 1 13.14 125 14409.4260 100060 1000DnmVs，故帶速合適。smvsm305(4)、初定中心距帶輪的中心距，通常根據機床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內選?。?根據【4】經驗公式（8-20）152P)(2)(7 . 021021DDADD取，取=600mm.2125224698mm0A(5)、三角帶的計算基準長度L由【4】公式（8-22）計算帶輪的基準長度158P 02122100422ADDDDAL20224 1253.142 6001252241751.9324 700Lmm由【4】表 8-2，圓整到標準的計算長度 146P1800Lmm(6)、驗算三角帶的撓曲次數 ，符合要求。 100010.3140smvuL次(7)、確定實際中心距A按【4】公式（8-23）計算實際中心距158P00A6001800 175226242LLAmm（）(8)、驗算小帶輪包角1根據【4】公式（8-25）158P，故主動輪上包角合適。OOOoADD1209 .1703 .57180121(9)、確定三角帶根數Z普通車床主軸箱設計第 22 頁 共 68 頁根據【4】式（8-26）得158P00calpzpp k k查表【4】表 8-4d 由 i=1.8 和得= 0.15KW,153Pmin14401rn 0p查表【4】表 8-5，=0.98；查表【4】表 8-2，長度系數=1.01klk 39. 401. 198. 0)15. 092. 1 (0 . 9Z取 根Z5(10)、計算預緊力查【4】表 8-3，q=0.1kg/m由【4】式（8-27）20)5 . 2(500qvkkvZpFca其中： -帶的變速功率,KW；cap v-帶速,m/s； q-每米帶的質量，kg/m；取 q=0.1kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 NF82.15642. 91 . 0)98. 098. 05 . 2(542. 90 . 950020、計算作用在軸上的壓軸力 NZFFQ26.156329 .170sin82.156522sin210傳動比121440/8001.8viv查表【4】表 8-4a 由和得= 1.92KW 152PmmD1251min14401rn 0p6.2 傳動軸的直徑估算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。機床主傳動系統精度要求較高，不允許有較大變形。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。剛度要求保證軸在載荷下不至發(fā)生過大的變形。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。普通車床主軸箱設計第 23 頁 共 68 頁6.2.1 確定各軸轉速確定各軸轉速 、確定主軸計算轉速：計算轉速是傳動件能傳遞全部功率的最低轉速。各jn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。根據【1】表 3-10，主軸的計算轉速為min/70.5r41. 125nn131213zminj、各變速軸的計算轉速： 軸的計算轉速可從主軸 71r/min 按 72/18 的變速副找上去，軸的計算轉速為3jn100r/min；軸的計算轉速為 400r/min；2jn軸的計算轉速為 800r/min。1 jn、各齒輪的計算轉速各變速組內一般只計算組內最小齒輪，也是最薄弱的齒輪，故也只需確定最小齒輪的計算轉速。 變速組 c 中，22/86 只需計算 z = 22 的齒輪，計算轉速為 280r/min； 變速組 b 計算 z = 18 的齒輪，計算轉速為 400r/min； 變速組 a 應計算 z = 28 的齒輪，計算轉速為 800r/min。、核算主軸轉速誤差 min/14.115736/7245/4549/35224/1261440rn實 min/1120rn標%5%3 . 4%1001120)11201157(%100)(標標實nnn 所以合適。6.2.2 傳動軸直徑的估算：確定各軸最小直徑傳動軸直徑的估算：確定各軸最小直徑根據【5】公式（7-1） ，并查【5】表 7-13 得到取 1. mmnPdj491 軸的直徑：取min/800,96. 011rnj普通車床主軸箱設計第 24 頁 共 68 頁 mmndj03.28180096. 05 . 7915 . 79144軸的直徑：取min/400,922. 099. 099. 098. 0212rnj mmndj61.331400922. 05 . 7915 . 79144軸的直徑：取min/100,89. 099. 098. 0323rnj mmndj25.46110089. 05 . 7915 . 79144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（） ；jnminr -傳動軸允許的扭轉角（） 。 mo當軸上有鍵槽時，d 值應相應增大 45%;當軸為花鍵軸時，可將估算的 d值減小 7%為花鍵軸的小徑;空心軸時，d 需乘以計算系數 b，b 值見【5】表 7-12。和為由鍵槽并且軸為空心軸，和為花鍵軸。根據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mmd30dd因為要安裝滑移齒輪所以都采用花鍵軸。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。按規(guī)定，矩形花鍵的19871144TGB定心方式為小徑定心。查【15】表 5-3-30 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742368為BDdN。848428為BDdN各軸間的中心距的確定：；)(16824)5628(2)(21mmmzzd；)(22525)7218(mmd；)(082.28042.15cos25)8622(mmdoV普通車床主軸箱設計第 25 頁 共 68 頁6.2.3 鍵的選擇鍵的選擇查【4】表 6-1 選擇軸 上的鍵，根據軸的直徑，鍵的尺寸選擇3022d，鍵的長度 L 取 22。主軸處鍵的選擇同上，鍵的尺寸為78取鍵高鍵寬hb，鍵的長度 L 取 100。1628取鍵高鍵寬hb6.3 傳動軸的校核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。驗算傾角時，若支撐類型相同則只需驗算支反力最大支撐處傾角；當此傾角小于安裝齒輪處規(guī)定的許用值時，則齒輪處傾角不必驗算。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）.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1d擠壓驗算。彎曲剛度驗算；的剛度時可采用平均直徑或當量直徑。一般將1d2d軸化為集中載荷下的簡支梁，其撓度和傾角計算公式見【5】表 7-15.分別求出各載荷作用下所產生的撓度和傾角，然后疊加，注意方向符號，在同一平面上進行代數疊加，不在同一平面上進行向量疊加。6.3.1 傳動軸的校核傳動軸的校核軸的校核：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NdTFmNnPTr7 .1535)10112/(862/286800/96. 05 . 71055. 9/1055. 9366最大撓度： mmEIblbF34349432222max1068.110106430102104810426446434267 .15354843;6 .39740643014. 364;101 . 24449mmdIIMPaEE軸的；材料彈性模量；式中；普通車床主軸箱設計第 26 頁 共 68 頁查【1】表 3-12 許用撓度； mmy12. 0403. 0。 所以合格,yYB軸、軸的校核同上。6.3.2 鍵的校核鍵的校核鍵和軸的材料都是鋼，由【4】表 6-2 查的許用擠壓應力,取其中間值，。鍵的工作長度MPap120100MPap110，鍵與輪榖鍵槽的接觸高度mmmmmmbLl16822。由【4】式（6-1）可得mmmmhk5 . 375 . 05 . 0MPaMPaMPakldTpp1103 .10230165 . 31086210233式中：；】表鍵【，弱材料的許用擠壓應力鍵、軸、輪轂三者中最；鍵的直徑，；為鍵的寬度，為鍵的公稱長度，圓頭平鍵鍵的工作長度，為鍵的高度此處度鍵與輪轂鍵槽的接觸高傳遞的轉矩264,5 . 0,;,pMPammdmmbmmLbLlmmlmmhhkkmNT可見連接的擠壓強度足夠了，鍵的標記為：20031096810TGB鍵6.46.4 各變速組齒輪模數的確定和校核各變速組齒輪模數的確定和校核6.4.1 齒輪模數的確定：齒輪模數的確定：齒輪模數的估算。通常同一變速組內的齒輪取相同的模數，如齒輪材料相同時，選擇負荷最重的小齒輪，根據齒面接觸疲勞強度和齒輪彎曲疲勞強度條件按【5】表 7-17 進行估算模數和，并按其中較大者選取相近的標準模HmFm數，為簡化工藝變速傳動系統內各變速組的齒輪模數最好一樣，通常不超過23 種模數。先計算最小齒數齒輪的模數，齒輪選用直齒圓柱齒輪及斜齒輪傳動，查【4】表 10-8 齒輪精度選用 7 級精度，再由【4】表 10-1 選擇小齒輪材料為40C (調質)，硬度為 280HBS：r根據【5】表 7-17；有公式：普通車床主軸箱設計第 27 頁 共 68 頁齒面接觸疲勞強度：322) 1(16020HPjmHznKPm齒輪彎曲疲勞強度：3430FPjmFznKPm、a 變速組：分別計算各齒輪模數，先計算最小齒數 28 的齒輪。齒面接觸疲勞強度：322) 1(16020HPjmHznKPm其中: -公比 ； = 2； P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.96 7.5=7.2KW； -齒寬系數=；mm105mb -齒輪許允接觸應力，由【5】圖 7-6 按 MQHPlim9 . 0HHPlimH線查取; -計算齒輪計算轉速;jnK-載荷系數取 1.2。=650MPa，limHMPaMPaHP5859 . 0650mmmH14. 3800585228832 . 72 . 1160203221 根據【6】表 10-4 將齒輪模數圓整為 4mm 。 齒輪彎曲疲勞強度：3430FPjmFznKPm其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.96 7.5=7.2KW； -齒寬系數=；mm105mb -齒輪許允齒根應力，由【5】圖 7-11 按 MQFPlim4 . 1FFPlimF線查?。?計算齒輪計算轉速; jnK-載荷系數取 1.2。，MPaF300limMPaMPaFP4204 . 1300普通車床主軸箱設計第 28 頁 共 68 頁mmmF1 . 24202880082 . 72 . 143031根據【6】表 10-4 將齒輪模數圓整為 2.5mm 。所以11FHmmmmm41于是變速組 a 的齒輪模數取 m = 4mm，b = 32mm。軸上主動輪齒輪的直徑： 。；mmdmmdaa14035411228421軸上三聯從動輪齒輪的直徑分別為： ；mmdmmdaa19649422456421、b 變速組：確定軸上另兩聯齒輪的模數，先計算最小齒數 18 的齒輪。 齒面接觸疲勞強度：322) 1(16020HPjmHznKPm其中: -公比 ； =4； P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.922 7.5=6.915KW； -齒寬系數=；mm105mb -齒輪許允接觸應力，由【5】圖 7-6 按 MQHPlim9 . 0HHPlimH線查取; -計算齒輪計算轉速;jnK-載荷系數取 1.2。=650MPa，limHMPaMPaHP5859 . 0650mmmH24. 540058521883915. 62 . 1160203222 根據【6】表 10-4 將齒輪模數圓整為 5mm 。 齒輪彎曲疲勞強度：3430FPjmFznKPm其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P =0.922 7.5=6.915KW； -齒寬系數=；mm105mb -齒輪許允齒根應力，由【5】圖 7-11 按 MQ 線FPlim4 . 1FFPlimF查取；普通車床主軸箱設計第 29 頁 共 68 頁-計算齒輪計算轉速; jnK-載荷系數取 1.2。，MPaF300limMPaMPaFP4204 . 1300mmmF01. 3420184008915. 62 . 143032根據【6】表 10-4 將齒輪模數圓整為 3mm 。所以22FHmmmmm52于是變速組 b 的齒輪模數取 m = 5mm，b = 40mm。 軸上主動輪齒輪的直徑： mmdmmdmmdbbb225455;15030590185321； 軸上三聯從動輪齒輪的直徑分別為：mmdmmdmmdbbb225455300605360725321；、c 變速組： 為了使傳動平穩(wěn)，所以使用斜齒輪，取，螺旋角。mmmn5o14計算中心距 a，)(35.27814cos25)8622(cos2)(21mmmzzaon圓整為 280mm。修正螺旋角，ozz42.1528025)8622(arccos28025)(arccos21因值改變不多，所以參數，等值不必修正。KHZ所以軸上兩聯動主動輪齒輪的直徑分別為： mmdmmdococ44.37342.15cos57211.11442.15cos52221； 軸上兩從動輪齒輪的直徑分別為： 。；mmdmmmmdococ72.18642.15cos53606.44642.15cos58621、標準齒輪參數：*20h1c0.25度，從【7】表 5-1 查得以下公式齒頂圓直徑 ； mhzdaa)2+(=*1齒根圓直徑；mchzdaf)22(1分度圓直徑 ；mzd =普通車床主軸箱設計第 30 頁 共 68 頁齒頂高 ；mhhaa*=齒根高 ； mchhaf)+(=*齒輪的具體值見表表 5.1 齒輪尺寸表 （單位：mm）齒輪齒數z模數nmm分度圓直徑 d齒頂圓直徑ad齒根圓直徑fd齒頂高ah齒根高fh28411212010245354140148130455642242322144549419620418645185901007