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1、蘭州工業(yè)學院最大加工直徑為 400mm普通車床主軸變速箱設計院 (系) 部： 機械工程系學生姓名：指導教師： 劉吉兆（教授）專業(yè)： 機械設計制造及其自動化班級：完成時間：2007 年 1 月目錄1. 車床參數(shù)的擬定 - -21.1車床主參數(shù)和基本參數(shù) -21.1.1擬定參數(shù)的步驟和方法 -22. 運動設計 - -42.1傳動結(jié)構式、結(jié)構網(wǎng)的選擇確定 -42.1.1傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目 -42.1.2傳動系統(tǒng)擴大順序的安排 -42.1.3繪制結(jié)構網(wǎng) -42.1.4傳動組的變速范圍的極限值 -52.1.5最大擴大組的選擇 -52.2轉(zhuǎn)速圖的擬定 -62.2.1主電機的選定 -62.3齒輪

2、齒數(shù)的確定及傳動系統(tǒng)圖的繪制 -72.3.1齒輪齒數(shù)的確定的要求 -72.3.2變速傳動組中齒輪齒數(shù)的確定 -83. 強度計算和結(jié)構草圖設計 - -113.1確定計算轉(zhuǎn)速 -113.1.1主軸的計算轉(zhuǎn)速 -113.1.2中間傳動件的計算轉(zhuǎn)速 -113.1.3齒輪的計算轉(zhuǎn)速 -123.2傳動軸的估算和驗算 -123.2.1傳動軸直徑的估算 -123.2.2主軸的設計與計算 -133.2.3主軸材料與熱處理 -163.3齒輪模數(shù)的估算和計算 -163.3.1齒輪模數(shù)的估算 -163.3.2齒輪模數(shù)的驗算 -193.4軸承的選擇與校核 -213.4.1一般傳動軸上的軸承選擇 -213.4.2主軸軸承

3、的類型 -223.4.3軸承間隙調(diào)整 -223.4.4軸承的校核 -233.5摩擦離合器的選擇與驗算 -2313.5.1 按扭矩選擇 -243.5 摩擦離合器的選擇與驗算-243.5.1 按扭矩選擇 -243.5.2 外摩擦片的內(nèi)徑d- -253.5.3 選擇摩擦片尺寸 ( 自行設計 )-253.5.4 計算摩擦面的對數(shù)Z-253.5.5 摩擦片片數(shù) -25參考文獻 - -261. 車床參數(shù)的擬定1.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù)1.1.1 擬定參數(shù)的步驟和方法1）極限切削速度Vmax、Vmin根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：允許的切速極限參考值如下：表 1.1加工條件Vmax(m/m

4、in)Vmin(m/min)硬質(zhì)合金刀具粗加工鑄鐵工件30 50硬質(zhì)合金刀具半精或精加工碳150 300鋼工件螺紋加工和鉸孔38根據(jù)給出條件，取 Vmax=150 m/min 螺紋加工和鉸孔時取 Vmin=4 m/min2）主軸的極限轉(zhuǎn)速計算車床主軸極限轉(zhuǎn)速時的加工直徑，按經(jīng)驗分別取K=0.5,Rn=0.25 。則主軸極限轉(zhuǎn)速應為：1000vmaz1000v maz10001801146r / minnmaxDkRn3.1415 400 0.5 0.25dmin取標準數(shù)列數(shù)值，即 nmax =1250r/min在 nmin中考慮車螺紋和鉸孔時， 其加工的最大直徑應根據(jù)實際加工情況選取 50mm

5、左右。1000vmin10004nmin =d max3.1431.8 r/min40取標準數(shù)列數(shù)值，即nmin =28r/min2轉(zhuǎn)速范圍 Rn=n maxn min轉(zhuǎn)速范圍 Rn=n max = 1250 =44.64r/minn min28取 1.41Z= 1lg Rn1lg 44.64lg=12lg 1.41考慮到設計的結(jié)構復雜程度要適中， 故采用常規(guī)的擴大傳動。 并選級數(shù) Z=12，各級轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標準的數(shù)列表中查出，按標準轉(zhuǎn)速數(shù)列為：28， 40，56，80， 112，160，224，315， 450，630，900， 12503）主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)Z 和公比已知Rn=n maxn

6、minRn=Z-1且 Z= 2a x3ba、b 為正整數(shù)，即 Z 應可以分解為 2 和 3 的因子，以便用 2、 3 聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速。取 Z=12 級 則 Z=22 3RnZ 1nmax1.4112 1Rn 43.8nminnmax =1250nmin =28 Rn= n max =44.64n min綜合上述可得：主傳動部件的運動參數(shù)nmax1250nmin =28Z=12=1.414）主電機功率動力參數(shù)的確定合理地確定電機功率 N，使機床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。中型普通車床典型重切削條件下的用量刀具材料： YT15 工件材料 45 號鋼，切

7、削方式：車削外圓查表可知：切深ap =3.5mm 進給量 f(s)=0.35mm/r切削速度 V=90m/min功率估算法用的計算公式a 主切削力：Fz=1900apf0.75 =19003.50.35 0.75 =3026Nb 切削功率：3N 切 =FZV3026 90KW=KW=4.45KW6120061200c 估算主 機功率：N=N切 = 4.45 =5.5KW總 0.8可 取 機 ： Y132S-4 定功率 5.5KW ， 速 1440r/min.2.運動設計2.1 傳動結(jié)構式、結(jié)構網(wǎng)的選擇確定2.1.1 傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目 數(shù) Z 的 系 由若干個 序的 成， 各 分

8、有 Z1、Z2、Z3、個 副 . 即Z=ZZ Z 123 副數(shù)由于 構的限制以2 或 3 適合，即 速 數(shù) Z 應為 2和 3 的因子：即a3bZ=2實現(xiàn) 12 主 速 化的 系 可以寫成多種 副的 合 :1)12=342)12=4 3312=3 2 24)12=2 3 2)5) 12=2 2 3按照 副“前多后少”的原 Z=3 2 2 一方案，但主 向采用雙向片式摩擦離合器 構，致使 的 向尺寸 大，所以此方案不宜采用，而 先 12=232。方案 4）是比 合理的12=2322.1.2傳動系統(tǒng)擴大順序的安排12=232 的 副 合，其 的 大 序又可以有6 種形式：1)12=2132 262

9、)12=21 3422)6 3123312=233126 4) 12=25) 12=2 234 21 6) 12=2632 21根據(jù) 比指數(shù)分配要“前密后疏”的原 ， 用Z=21 32 26 一方案，然而 于我 所 的 構將會出 兩個 ：第一 速 采用降速 ，由于摩擦離合器徑向 構尺寸限制，使得 上4的齒輪直徑不能太小，軸上的齒輪則會成倍增大。這樣，不僅使 - 軸間中心距加大，而且 - 軸間的中心距也會輥大，從而使整個傳動系統(tǒng)結(jié)構尺寸增大。這種傳動不宜采用。如果第一變速組采用升速傳動，則軸至主軸間的降速傳動只能同后兩個變速組承擔。為了避免出現(xiàn)降速比小于允許的杉限值，常常需要增加一個定比降速傳動

10、組，使系統(tǒng)結(jié)構復雜。這種傳動也不是理想的。如果采用 Z=23 31 26 這一方案則可解決上述存在的問題。2.1.3繪制結(jié)構網(wǎng)圖 2.1 結(jié)構網(wǎng)2.1.4 傳動組的變速范圍的極限值齒輪傳動最小傳動比Umin 1/4, 最大傳動比Umax 2 , 決定了一個傳動組的最大變速范圍 rmax=umax/umin8 。因此，要按照下表，淘汰傳動組變速范圍超過極限值的所有傳動方案。極限傳動比及指數(shù)X,X, 值為：表 2.1公比極限傳動比指數(shù)1.41X 值： Umin= 1=1/4x4X, 值： Umax= x,=225(X+ X, ) 值： rmin=x+x =862.1.5 最大擴大組的選擇正常連續(xù)的

11、順序擴大組的傳動的傳動結(jié)構式為：Z=Z11Z2Z1Z3Z1Z2最后擴大組的變速范圍按照 r8 原則，導出系統(tǒng)的最大級數(shù)Z 和變速范圍 Rn 為：表 2.2Z3231.41Z=12R n=44Z=9R n=15.6最后擴大組的傳動副數(shù)目Z3=2 時的轉(zhuǎn)速范圍遠比Z3=3 時大因此，在機床設計中，因要求的R 較大，最后擴大組應取2 更為合適。同時，最后傳動組與最后擴大組往往是一致的。安裝在主軸與主軸前一傳動軸的具有極限或接近傳動比的齒輪副承受最大扭距，在結(jié)構上可獲得較為滿意的處理，這也就是最后傳動組的傳動副經(jīng)常為2 的另一原因。2.2轉(zhuǎn)速圖的擬定運動參數(shù)確定以后，主軸各級轉(zhuǎn)速就已知，切削耗能確定了

12、電機功率。在此基礎上，選擇電機型號，確定各中間傳動軸的轉(zhuǎn)速，這樣就擬定主運動的轉(zhuǎn)速圖，使主運動逐步具體化。2.2.1 主電機的選定1）電機功率 N：中型機床上，一般都采用三相交流異步電動機作為動力源。根據(jù)機床切削能力的要求確定電機功率：N=5.5KW2） 電機轉(zhuǎn)速 n d ：選用時，要使電機轉(zhuǎn)速 nd 與主軸最高轉(zhuǎn)速 nmax 和 I 軸轉(zhuǎn)速相近或相宜， 以免采用過大的升速或過小的降速傳動。nd =1440r/min3）分配降速比 :該車床主軸傳動系統(tǒng)共設有四個傳動組其中有一個是帶傳動。根據(jù)降速比分配應“前慢后快”的原則以及摩擦離合器的工作速度要求，確定各傳動組最小傳動比。u 總 = nmin

13、 / nE =28/1440=1/51.4分配總降速傳動比時，要考慮是否增加定比傳動副，以使轉(zhuǎn)速數(shù)列符合標準和有6利于減小齒數(shù)和減小徑向與軸向尺寸，必須按“前慢后快”的原則給串聯(lián)的各變速器分配最小傳動比。a 決定軸 - 的最小降速傳動比主軸上的齒輪希望大一些，能起到飛輪的作用，所以最后一個變速組的最小降速傳動比取極限1/4 ，公比 =1.41 ，1.41 4=4，因此從軸的最下點向上4 格，找到上對應的點，連接對應的兩點即為- 軸的最小傳動比。b決定其余變速組的最小傳動比根據(jù)“前慢后快”的原則，軸- 間變速組取umin=1/ 3，即從軸向上 3 格，同理，軸 - 間取 u=1/ 3，連接各線。

14、c根據(jù)個變速組的傳動比連線按基本組的級比指數(shù)x0=3，第一擴大組的級比指數(shù)x1=1，第二擴大組的級比指數(shù)x3=6, 畫出傳動系統(tǒng)圖如2.2 所示圖 2.2 轉(zhuǎn)速圖2.3齒輪齒數(shù)的確定及傳動系統(tǒng)圖的繪制2.3.1 齒輪齒數(shù)的確定的要求可用計算法或查表確定齒輪齒數(shù)，后者更為簡便，根據(jù)要求的傳動比u 和初步定出的傳動副齒數(shù)和SZ ，查表即可求出小齒輪齒數(shù)。選擇時應考慮：1.傳動組小齒輪應保證不產(chǎn)生根切。對于標準齒輪，其最小齒數(shù)ZminZmin =172.齒輪的齒數(shù)和 SZ 不能太大，以免齒輪尺寸過大而引起機床結(jié)構增大，一般推薦齒數(shù)和 SZ 100-120，常選用在 100 之內(nèi)。3.同一變速組中的各

15、對齒輪，其中心距必須保證相等。4.保證強度和防止熱處理變形過大，齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚75. 保證主軸的轉(zhuǎn)速誤差在規(guī)定的范圍之內(nèi)。圖 2.3齒輪的壁厚2.3.2變速傳動組中齒輪齒數(shù)的確定1）確定齒輪齒數(shù)1. 用計算法確定第一個變速組中各齒輪的齒數(shù)Zj+Z = SZjZj /Z j =uj其中Zj 主動齒輪的齒數(shù)Zj 被動齒輪的齒數(shù)uj一對齒輪的傳動比SZ 一對齒輪的齒數(shù)和為了保證不產(chǎn)生根切以及保證最小齒輪裝到軸上或套筒上具有足夠的強度，最小齒輪必然是在降速比最大的傳動副上出現(xiàn)。把 Z1 的齒數(shù)取大些：取 Z1=Zmin =20 則2Z120Z =u2=581 / 2.85齒數(shù)和 SZ =Z1+

16、Z2=20+58=78同樣根據(jù)公式Z3= Z 4 =392. 用查表法確定第二變速組的齒數(shù)a 首先在 u1、 u2、u3 中找出最小齒數(shù)的傳動比 u1b 為了避免根切和結(jié)構需要，取 Zmin =24c查表找到 u1=1/1.413 的倒數(shù) 2.82 的行找到 Zmin=24 查表最小齒數(shù)和為92d 找出可能的齒數(shù)和 SZ 的各種數(shù)值，這些數(shù)值必須同時滿足各傳動比要求的齒輪齒數(shù)能同時滿足三個傳動比要求的齒數(shù)和有SZ =929699102e 確定合理的齒數(shù)和8SZ =102依次可以查得Z5=27Z6=75Z7=34Z8=68Z9=42Z10=60同理可得其它的齒輪如下表所示：表 2.3變速組第一變

17、速組第二變速組第三變速組齒數(shù)和78102114齒輪Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14齒數(shù)20583939247834684260239176382）驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差由于確定的齒輪齒數(shù)所得的實際轉(zhuǎn)速與傳動設計的理論轉(zhuǎn)速難以完全相符，需要驗算主軸各級轉(zhuǎn)速，最大誤差不得超過 10( -1)%。主軸各級實際轉(zhuǎn)速值用下式計算n 實=nE (1- ) ua ubucud其中滑移系數(shù) =0.2a bcd 分別為各級的傳動比 12/45u uu u轉(zhuǎn)速誤差用主軸實際轉(zhuǎn)速與標準轉(zhuǎn)速相對誤差的絕對值表示n= n實際n標準 10( -1)%n實際n 實 1=14400.6250.98

18、0.350.350.25 =27.8n=(27.8-28)/28 =0.7%同樣其他的實際轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)速誤差如下:表 2.4主 軸n1n2n3n4n5n6n7n8n9n10n11n12轉(zhuǎn)速標 準284056801121602243154506309001250轉(zhuǎn)速實 際27.8 39.855.779.6111.2159.3223.6314.5445.6628.4897.81244.9轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn) 速0.70.50.50.50.70.40.10.20.90.30.20.4誤差轉(zhuǎn)速誤差滿足要求。3） 齒輪的布置為了使變速箱結(jié)構緊湊以及考慮主軸適當?shù)闹С芯嚯x和散熱條件，其齒輪的布置如下圖 2.4 所示。94）

19、繪制主傳動系統(tǒng)圖按照主傳動轉(zhuǎn)速圖以及齒輪齒數(shù)繪制主傳動系統(tǒng)圖如下2.5 所示圖 2.4齒輪結(jié)構的布置圖 2.5 主傳動系統(tǒng)圖3 . 強度計算和結(jié)構草圖設計3.1確定計算轉(zhuǎn)速3.1.1 主軸的計算轉(zhuǎn)速nj =nminz/3-110z=12nj =nmin3=282.82=79r/min3.1.2 中間傳動件的計算轉(zhuǎn)速軸上的 6 級轉(zhuǎn)速分別為： 112、160、224、315、450、630r/min. 主軸在 79r/min 以上都可以傳遞全部功率。軸經(jīng) Z13-Z 14 傳遞到主軸，這時從 112r/min 以上的轉(zhuǎn)速全部功率， 所以確定最低轉(zhuǎn)速 112r/min 為軸的計算轉(zhuǎn)速。按上述的方法

20、從轉(zhuǎn)速圖中分別可找到計算轉(zhuǎn)速：軸為 315r/min, 軸為 900r/min, 電動機軸為 1440r/min.3.1.3 齒輪的計算轉(zhuǎn)速Z10 安裝在軸上，從轉(zhuǎn)速圖可見 Z10 齒輪本身有 6 種轉(zhuǎn)速，其要傳遞全部的功率的計算轉(zhuǎn)速為 112r/min 。同樣可以確定其余齒輪的轉(zhuǎn)速如下表3.1 所示：表 3.1齒輪Z1ZZZZZZZZZ1Z1Z1Z1 計算轉(zhuǎn)速9003159009003151123151123151121501601123.2 傳動軸的估算和驗算3.2.1 傳動軸直徑的估算傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下列公式估算傳動軸直徑：d944Nmmn j 其中： N該傳動軸的輸入功率NN d

21、KWNd電機額定功率；從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積n j 該傳動軸的計算轉(zhuǎn)速r/min 每米長度上允許的扭轉(zhuǎn)角(deg/m), 可根據(jù)傳動軸的要求選取如表3.2 所示表 3.2剛度要主軸一般的傳動軸較低的傳動軸求允許的扭轉(zhuǎn)角Z111211 0.5 11 1.51.5 2對于一般的傳動軸，取 =1.5NN d5.50.965.28 KWn j =900 r/mind1915.2828.5 mm40041.59001000取 d132 mmN2N d5.50.960.9955.25KWn j=425 r/mind2915.25=37 mm40041.53151000取 d236N3N

22、 d5.50.960.995 0.995.20 KWn j =150d3915.2042.2 mm40041501.51000d346采用花鍵軸結(jié)構， 即將估算的傳動軸直徑d 減小 7%為花鍵軸的直徑， 在選相近的標準花鍵。d1=29.3 0.93=27.0d2=34.5 0.93=32.0d3=42.2 0.93=40.0查表可以選取花鍵的型號其尺寸ZDdb(GB114474) 分別為d1 軸取 6-28 32 7d2 軸取 8-32 36 6d3 軸取 8-42 46 803.2.2主軸的設計與計算主軸組件結(jié)構復雜，技術要求高。安裝工件的主軸參與切削成形運動，此，它的精度和性能性能直接影響

23、加工質(zhì)量（加工精度與表面粗糙度）。121）主軸直徑的選擇查表可以選取前支承軸頸直徑D1=90 mm后支承軸頸直徑D2=(0.7 0.85)D 1=6377 mm選取D2=70 mm2）主軸內(nèi)徑的選擇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。確定孔徑的原則是在滿足對空心主軸孔徑要求和最小壁厚要求以及不削弱主軸剛度的要求盡可能取大些。推薦：普通車床d/D( 或 d1/D1 )=0.55 0.6其中D 主軸的平均直徑， D= (D1+D2)/2 d 1前軸頸處內(nèi)孔直徑d=(0.55 0.6)D=44 48 mm所以，內(nèi)孔直徑取45mm3）前錐孔尺寸前錐孔用來裝頂

24、尖或其它工具錐柄，要求能自鎖，目前采用莫氏錐孔。 選擇如下：莫氏錐度號取 5 號標準莫氏錐度尺寸大端直徑 D=44.3994）主軸前端懸伸量的選擇確定主軸懸伸量a 的原則是在滿足結(jié)構要求的前提下，盡可能取小值。主軸懸伸量與前軸頸直徑之比a/D=0.6 1.5a=(0.6 1.5)D 1 =54135 mm所以，懸伸量取100mm5）主軸合理跨距和最佳跨距選擇根據(jù)表 3-14 見金屬切削機床設計計算前支承剛度K A 。前后軸承均用 3182100 系列軸承，并采用前端定位的方式。查表 K A1700 D11.4K A=1700901.4 =9.26 105 N/mm13K A因為后軸承直徑小于前

25、軸承，取1.4K BKB = 6.61 105N/mmL0)31(L0K Aa1)6(K Ba其中K A 為參變量K B綜合變量EIK A a 3其中52E彈性模量，取 E=2.0 10 N/mmI444464轉(zhuǎn)動慣量， I= (D -d )/64=3.14(80 -45 )=1.81 10 mmEI2.01051.81106K A a3=510039.26 10=0.3909由圖 3-34 中，在橫坐標上找出 =0.3909 的點向上作垂線與 K A1.4 的斜線相交，K B由交點向左作水平線與縱坐標軸相交，得L0/a=2.5 。所以最佳跨距 L0L0=2.5a=2.5 100=250 mm

26、又因為合理跨距的范圍L 合理 =(0.75 1.5)L 0=187.5 375 mm所以取 L=260 mm6）主軸剛度的驗算對于一般機床主軸，主要進行剛度驗算，通常能滿足剛度要求的主軸也能滿足強度要求。對于一般受彎矩作用的主軸，需要進行彎矩剛度驗算。主要驗算主軸軸端的位移 y 和前軸承處的轉(zhuǎn)角 A。14圖 3.1主軸支承的簡化切削力Fz=3026N2撓度yA= Fza (La)3EI=30261002(260100)32.01051.8110 6=0.01y=0.0002L=0.0002260=0.052yAy傾角 A= Fa( 2L 3a)6EI= 3026100(22603 100)62

27、.010518110 6=0.00011前端裝有圓柱滾子軸承，查表 A=0.001rad A A符合剛度要求。3.2.3主軸材料與熱處理材料為45 鋼，調(diào)質(zhì)到220250HBS ，主軸端部錐孔、定心軸頸或定心圓錐面等部位局部淬硬至 HRC50 55，軸徑應淬硬。3.3齒輪模數(shù)的估算和計算3.3.1 齒輪模數(shù)的估算根據(jù)齒輪彎曲疲勞的估算：m 323 N mm znj齒面點蝕的估算：A 3703 N mm n j其中 n j 為大齒輪的計算轉(zhuǎn)速， A 為齒輪中心距。由中心距 A 及齒數(shù) z1 、 z2求出模數(shù)： m j2Ammz1z2根據(jù)估算所得 m 和 mj 中較大的值，選取相近的標準模數(shù)。1）

28、齒數(shù)為 32 與 64 的齒輪N=5.28KW15m5.283231.85 mm32425AN3703n j= 3703 5.2885.5 mm425m j2 A285.5z2321.78 mmz164取模數(shù)為 22）齒數(shù)為 56 與 40 的齒輪m3235.281.54mm56850A3703Nn j=37035.2868 mm1850m j2 A268z1z2561.42 mm40取模數(shù)為 23）齒數(shù)為 27 與 75 的齒輪N=5.25KWm3235.252.48mm75150A3703Nnj=37035.25121mm150m j2 A2121z1z2272.37 mm7516取模數(shù)為

29、 2.54）齒數(shù)為 34 與 68 的齒輪N=525KWm3235.252.29mm68212A 370N3nj=37035.25107.8mm212m j2 A2107.82.11 mmz1z23468取模數(shù)為 2.55）齒數(shù)為 42 與 60 的齒輪N=5.25KWm3235.252.12mm60300A3703N =37035.2596.1 mmn j300m j2 A2 96.1z1z2421.88 mm60取模數(shù)為 2.56）齒數(shù)為 23 與 91 的齒輪N=5.20KW5.20m3232.32 mm91 150A 3703Nn j=37035.20121.0 mm150172 A2

30、 121.0m j2.12 mmz1 z223 91取模數(shù)為 2.57）齒數(shù)為 76 與 38 的齒輪N=5.20KWm3235.202.46 mm76150A3703Nn j=37035.20120.6 mm150m j2 A2120.6z2762.12 mmz138取模數(shù)為 2.53.3.2齒輪模數(shù)的驗算結(jié)構確定以后，齒輪的工作條件、空間安排、材料和精度等級等都已確定，才可能核驗齒輪的接觸疲勞和彎曲疲勞強度值是否滿足要求。根據(jù)齒輪的接觸疲勞計算齒輪模數(shù)公式為：(i 1)K 1K 2 K 3 K S Nm j 163003mmm z1 2i j 2 n j根據(jù)齒輪的彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù)公

31、式為：mK 1K 2 K 3K s N275mmz1Y mn j 式中： N- 計算齒輪傳遞的額定功率N J - 計算齒輪（小齒輪）的計算轉(zhuǎn)速 r/minm - 齒寬系數(shù) mb ， m 常取 610；mz1- 計算齒輪的齒數(shù)，一般取傳動中最小齒輪的齒數(shù)；i - 大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比， iz21；“ +”用于外嚙合，“- ”號用于內(nèi)嚙z118合；Ks - 壽命系數(shù)， Ks K r K n K N K q ；3.5K T - 工作期限系數(shù)， K T m 60nT ；3.6C 0 等 件在接觸和彎曲交 荷下的疲 曲 指數(shù)m和基準循 次數(shù) Con- 的最低 速 r/min;T- 定的 工作期限，中型

32、機床推薦： T=15000 20000h;K n - 速 化系數(shù)K N - 功率利用系數(shù)K q - 材料 化系數(shù)。幅 低的交 我荷可使金屬材料的晶粒 界 化，起著阻止疲 展的作用；K S （壽命系數(shù)）的極限 K S max , K S min當 K S K max ， 取 K S K S min ，取 K SK S min ；K 1- 工作情況系數(shù)。中等沖 的主運 ：K 1 =1.2 1.6 ；K 2- 荷系數(shù)K 3- 向 荷分布系數(shù)Y- 形系數(shù)； 、 j - 用彎曲、接觸 力 MPa1) 數(shù) 32 與 64 的 N5.28 KWdmz2 3264mm 速度 Vd n648502.85 m/s

33、6000060000由表 8 可得：取精度等 7 級 。 K 2 =1.2K 1 1.2m1m170.21z32由表 9 得： K 3 =1KsK r K n K N K qK T60nT360850170004.43mK T107C 0K n =0.71K w0.60K q0.78Ks4.430.710.600.781.4719由表可知K SK max所以 取 Ks=0.6由表 11 許用應力知，可取齒輪材料為45 整淬 =1100MPaj =320MPa由表 10 可知可查得 Y=0.45m j16300 3(i1) K1 K 2 K 3 K S Nm z12ij 2 n j( 641)1

34、.21.210.65.28m j16300 332641.8932 21100 2785032mK1K 2 K 3K s N275mn j z1Ym2751.21.210.65.281.51320.457850320所以 模數(shù)取 2 適合要求。同樣可以校核其它齒輪的模數(shù)也符合要求。3.4軸承的選擇與校核機床傳動軸常用的滾動軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升。空載功率和噪音等方面，球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越。而且滾錐軸承對軸的剛度、支承孔的加工精度要求都比較高，異常球軸承用得更多。但滾錐軸承的內(nèi)外圈可以公開。裝配方便，間隙容易調(diào)整。所以有時在沒有軸向力時，也常采用這種軸承。選擇軸承的型式和尺寸，首先取決

35、于承載能力，但也要考慮其它結(jié)構條件。即要滿足承載能力要求，又要符合孔的加工工藝，可以用輕、中、或重系列的軸承來達到支承孔直徑的安排要求?；ㄦI軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個應小于花鍵的內(nèi)徑，一般傳動軸承選用G級精度。3.4.1 一般傳動軸上的軸承選擇在傳動軸上選擇6200 系列的深溝球軸承，其具體的型號和尺寸如下表3.3 所示表 3.3傳動軸軸承型號620572067207軸承尺寸255230553572203.4.2 主軸軸承的類型主軸的前軸承選取 3182100 系列雙列向心短圓柱滾子軸承。這種軸承承載能力大，內(nèi)孔有 1：12 錐度，磨擦系數(shù)小，溫升低，但不能承受軸向力，必須和能承受軸向力的軸承配合使用，因此整個部件支承結(jié)構比較復雜。圖 3.13.4.3軸承間隙調(diào)整為了提高主軸回轉(zhuǎn)精度和剛度，主軸軸承的間隙應能調(diào)整。把軸承調(diào)到合適的負間隙，形成一定的預負載，回轉(zhuǎn)精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗振性也有改善。預負載使軸承內(nèi)產(chǎn)生接觸變形，過大的預負載對提高剛度沒有明顯效果，而磨損發(fā)熱量和噪聲都會增大，軸承壽命將因此而降低。調(diào)整結(jié)構形式如下圖所示：21圖 3.2調(diào)整說明：轉(zhuǎn)動調(diào)整螺母，使內(nèi)圈向大端移動。特點：結(jié)構簡單。移動量完全靠經(jīng)驗，一旦調(diào)整過緊，難以把內(nèi)圈退回。3.4.4 軸承的較核1) 滾動軸承的疲勞壽命驗算LhCf nT h500K A K Hp K Hn K