目錄目錄 .I1，項目背景分析 .12，研究計劃要點與執(zhí)行情況 .23，項目關(guān)鍵技術(shù) .34，具體研究內(nèi)容與技術(shù)實現(xiàn) .44.1機床的規(guī)格及用途 .44.2運動設計 .44.2.1確定極限轉(zhuǎn)速 .44.2.2確定公比 .44.2.3主軸轉(zhuǎn)速級數(shù) .44.2.4確定結(jié)構(gòu)式 .44.2.5繪制轉(zhuǎn)速圖 .54.2.6繪制傳動系統(tǒng)圖 .54.3傳動零件的初步計算 .94.3.1傳動軸直徑初定 .94.3.2主軸軸徑直徑的確定 .104.3.3齒輪模數(shù)的初步計算 .104.3.4限制級討論 .114.4關(guān)鍵零部件校核 .124.4.1主軸靜剛度驗算 .124.4.2傳動軸的彎曲剛度驗算 .184.4.3直齒圓柱齒輪的應力計算 .225，技術(shù)指標分析 .255.1傳動系統(tǒng)圖的設計 .255.2齒輪齒數(shù)、模數(shù)的選擇 .255.3軸徑、孔徑的選擇 .255.4其他零部件、細節(jié) .266，存在的問題與建議27參考文獻281，項目背景分析本項目旨在設計一款無絲杠車床。車床主要用于加工軸、盤、套和其他具有回轉(zhuǎn)表面的工件，以圓柱體為主。在機械制造及其自動化專業(yè)的整體教學計劃中，綜合課程設計II 是一個及其重要的實踐教學環(huán)節(jié)，目的是為了鍛煉學生機械結(jié)構(gòu)的設計能力，這是機械類學生最重要的設計能力；同時，機床位制造工業(yè) “母機 ”結(jié)構(gòu)典型，適合作為作為課程設計內(nèi)容。2，研究計劃要點與執(zhí)行情況機械制造及其自動化專業(yè)的綜合課程設計 2，是以車床主傳動系統(tǒng)為設計內(nèi)容，完成展開圖和截面圖各一張及相關(guān)計算，并撰寫報告。設計內(nèi)容要求圖紙工作量：畫兩張圖展開圖（ A0 ）：軸系展開圖。其中摩擦離合器、制動和潤滑不要求畫，但要求掌握，操縱機構(gòu)只畫一個變速手柄。截面圖（ A1）：畫剖面軸系布置示意圖 （包括截面外形及尺寸，車床標中心）。標注：中心距、配合尺寸、定位尺寸、中心高（車床） 、外形尺寸。標題欄和明細欄主軸端部結(jié)構(gòu)按標準畫編寫課程設計報告。3，項目關(guān)鍵技術(shù)減速箱內(nèi)各級減速比分配、轉(zhuǎn)速圖的選取，傳動系統(tǒng)齒輪的分布。齒輪模數(shù)齒數(shù)齒寬的選取為本次設計應首要解決的內(nèi)容，解決以上問題可以使機床主軸箱大體分布得到解決。 主軸箱內(nèi)傳動件的空間布置是極其重要的問題， 變速箱內(nèi)各傳動軸的空間布置首先要滿足機床總體布局對變速箱的形狀和尺寸的限制， 還要考慮各軸受力情況，裝配調(diào)整和操縱維修的方便。其中齒輪的布置與排列是否合理將直接影響主軸箱的尺寸大小、結(jié)構(gòu)實現(xiàn)的可能性，以及變速操縱的方便性。主軸傳動中的合理布置也很重要。合理布置傳動件在主軸上的軸向位置，可以改善主軸的受力情況，減小主軸變形，提高主軸的抗振性。4，具體研究內(nèi)容與技術(shù)實現(xiàn)4.1 機床的規(guī)格及用途本設計機床為臥式機床， 其級數(shù) Z=11，最小轉(zhuǎn)數(shù) nmin=26.5r/min，轉(zhuǎn)速公比 =1.41，驅(qū)動電動機功率 P=4Kw。主要用于加工鋼以及鑄鐵有色金屬，采用高速鋼、硬質(zhì)合金、陶瓷材料做成的刀具。4.2 運動設計4.2.1 確定極限轉(zhuǎn)速根據(jù)設計參數(shù)，主軸最低轉(zhuǎn)速為26.5r/min，級數(shù)為11，且公比 =1.41 于是可以得到主軸的轉(zhuǎn)速分別為： 26.5，37.5，53，75，106， 150，212，300，425， 600，850r/min ，則轉(zhuǎn)速的調(diào)整范圍N max850（4-1）Rn = 32.08N min26.54.2.2 確定公比根據(jù)設計數(shù)據(jù)，公比 =1.41。4.2.3 主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)根據(jù)設計數(shù)據(jù)，轉(zhuǎn)速級數(shù)Z=11。4.2.4 確定結(jié)構(gòu)式按照主變速傳動系設計的一般原則，選用結(jié)構(gòu)式11=3123 25（4-2）其最后擴大組的變速范圍Rn = 5 = 1.415 =5.57 < 8（4-3）符合要求。初定其最大傳動比 umax；最小傳動比min=1.41u =1/4，在要求范圍內(nèi)。4.2.5 繪制轉(zhuǎn)速圖（ 1）選定電動機根據(jù)設計要求，機床功率為 4KW ，最高轉(zhuǎn)速為 1000r/min，可以選用 Y132M2-8 ，其同步轉(zhuǎn)速為 1000r/min，滿載轉(zhuǎn)速為 960r/min，額定功率 5.5KW 。（ 2）確定傳動軸軸數(shù)傳動軸數(shù) =變速組數(shù) +定必傳動副數(shù) +1=3+1+1=5（ 3）繪制轉(zhuǎn)速圖選取傳動組 c 的兩個傳動比分別為 Uc1=1/4，Uc2=1.41；傳動組 b 級比指數(shù)為 3，為了避免升速， 又不使傳動比太小， 取 Ub1=2.82，Ub2=1；傳動組 a 可取 Ua1=1/2，Ua2=1/1.41， Ua3=1。轉(zhuǎn)速圖見圖 4-1。4.2.6 繪制傳動系統(tǒng)圖（ 1）確定變速組齒輪傳動副的齒數(shù)變速組 a 有三個傳動副，其傳動比分別為 Ua1=1/2，Ua2=1/1.41，Ua3=1，取其倒數(shù)，分別按 U=1，1.41，2 查常用傳動比適用齒數(shù)表，取 Sz=72，則主動輪齒數(shù)分別為 36，30， 24，則三個傳動副齒輪齒數(shù)為 36:36， 30:42，24:48。同理，變速組 b，Sz=80，齒數(shù) 40:40，21:59；變速組 c，Sz=94，齒數(shù) 55:39， 19:75。圖 4-1 轉(zhuǎn)速圖 詳細 DWG 圖 紙 請 加：三 二 1 爸 爸 五 四 0六（ 2）核算主軸轉(zhuǎn)速誤差實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不超過 10（-1）%，即 4.1%。帶傳動的傳動比為 125/200=0.625。對于第一級轉(zhuǎn)速n1=26.5r/min，其實際轉(zhuǎn)速125242119nmin = n u帶 ua ub uc = 960 = 27.05r/min200485975（4-4）轉(zhuǎn)速誤差為n -n27.05-26.5| = 2.08%（4-5）| 11 | =|n 126.5在標準范圍內(nèi)，依次計算各級轉(zhuǎn)速誤差，結(jié)果如表4-1。表 4-1 轉(zhuǎn)速誤差表標準轉(zhuǎn)速實際轉(zhuǎn)速主軸轉(zhuǎn)速是否在標準r/minr/min誤差值范圍之內(nèi)26.527.052.08%37.538.251.88%5354.280.42%7579.171.00%106107.441.36%150151.51.00%212212.880.42%3003000%425425.760.18%6006000%850849.520.056%（ 2）核算主軸轉(zhuǎn)速誤差實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不超過 10（-1）%，即 4.1%。帶傳動的傳動比為 125/200=0.625。對于第一級轉(zhuǎn)速 n1=26.5r/min，其實際轉(zhuǎn)速nmin = n u ua ub uc = 960 125242119= 27.05r/min帶200485975轉(zhuǎn)速誤差為|n -n27.05-26.5| = 2.08%11 | = |26.5n 1在標準范圍內(nèi)，依次計算各級轉(zhuǎn)速誤差，結(jié)果如表4-1。（ 3）傳動系統(tǒng)圖（圖4-2）圖 4-2 傳動系統(tǒng)圖4.3 傳動零件的初步計算4.3.1 傳動軸直徑初定由參考文獻 2 ，傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度進行計算d = 914N（4-6） n j 其中 d 傳動軸直徑N 該軸傳遞的功率nj 該軸的計算轉(zhuǎn)速由轉(zhuǎn)速圖可知，各軸的計算轉(zhuǎn)速：nj 主 = 75 r ?min ；nj = 106 r?min ；nj = 300 r?min ；nj = 600 r?min ；初算各軸軸徑4N44d = 91 = 91 = 26.00mmnj 600 14N44= 91 = 30.92mmd = 91 nj 300 14N44= 91 = 40.11mmd = 91 nj 106 14.3.2 主軸軸徑直徑的確定主軸尺寸參數(shù)多由結(jié)構(gòu)上的需要而定， 由參考文獻 3 ，功率為 4KW 的臥式車床選用前軸徑為 70105mm，選定為 100mm，后軸徑 D2=（0.70.85）D1，取 80mm。4.3.3 齒輪模數(shù)的初步計算同一變速組中的齒輪取同一模數(shù)，選擇負荷量最重的小齒輪，按減緩的接觸疲勞強度公式進行計算3( 1)N dmj = 16338 Z12 2n(mm)（4-7）mjj式中 mj 按接觸疲勞強度計算的齒輪模數(shù)（mm）；Nd 驅(qū)動電動機的功功率（ Kw ）；m 齒寬系數(shù)， m=B/m（ B 為齒寬， m 為模數(shù)），m=610；大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比， 1，外嚙合取 “ +，”內(nèi)嚙合取 “-”；nj 齒輪的計算轉(zhuǎn)速，見表4-2； j 許用接觸應力（MPa），齒輪材料為調(diào)質(zhì) 45 鋼表面淬火，許用接觸應力 j=1370MPa。表 4-2 齒輪計算轉(zhuǎn)速齒輪Z36Z24Z48Z42Z30Z40計算轉(zhuǎn)速600600300425425300齒輪Z21Z59Z55Z19Z39Z75計算轉(zhuǎn)速3001061067810675初算各傳動組齒輪模數(shù)?= 1.71?；取 m=2.5mm；?= 2.28?；取 m=3mm；?= 2.37?；取 m=4.5mm；4.3.4 限制級討論對于第二擴大組， 主軸軸徑較大， 前軸徑為 100mm，后軸徑為80mm。故安裝齒輪處軸外徑約為 90mm。由參考文獻 3 ，軸上的小齒輪還要考慮到齒根和到它的鍵槽深處的最小尺寸應大于基圓齒厚，以防止斷裂，即其最小齒數(shù)應滿足Zmin 1.03D/m+5.6。對于主軸，選用單鍵槽，查得 D=100.8mm，若 m=4.5mm，Zmin=28.739，滿足要求?？紤]到花鍵滑動與定位較容易，除主軸和電動機軸外，其余軸均選用花鍵連接。第二擴大變速組在軸 III 上最小齒輪齒數(shù) Z=19，選用花鍵 646508；將 D=46mm 代入，m=4.5mm，Zmin=16.219，滿足要求。故第二擴大變速組的模數(shù)取m=4.5mm對于第一擴大變速組，在軸 II 上的最小齒數(shù) Z=21，選用花鍵636408，將 D=36mm 代入， m=3mm，Zmin =19.33 21，滿足要求。第一擴大變速組在軸 III 上最小齒數(shù) Z=40，m=3mm，Zmin=21.4 40，滿足要求。故第一擴大變速組的模數(shù)取 m=3mm。對于基本組，在軸 II 上的最小齒數(shù) Z=36，將 D=36 代入，m=3mm，Zmin=18.036，滿足要求。軸 I 為單鍵槽，查得 D=20mm，其最小齒數(shù) Z=24，則 Dmin=13.9 24，滿足要求。故基本組模數(shù)取 m=2.5mm。機床主傳動系統(tǒng)最小齒數(shù) Zmin=19，符合 17Zmin 20，滿足條件。機床主傳動系統(tǒng)最小極限傳動比 umin 1/4，最大傳動比 umax2，中型機床最大齒數(shù)和 Smax=94，滿足要求。4.4 關(guān)鍵零部件校核4.4.1 主軸靜剛度驗算（ 1）主軸支撐跨距 l 的確定前端懸伸量 C ：主軸前端的懸伸長度，即從主軸外側(cè)前支撐中點（滾錐軸承及向心推力軸承則是接觸角法線與軸線的交點處）到主軸前端的距離。這里選定 C=108mm。一般最佳跨距 ?=(23)，考慮到結(jié)構(gòu)以及0?= 216325?支承剛度會因磨損而不斷降低，應取跨距l(xiāng) 比最佳支承跨距 l 0 大一些，一般是的1.251.5倍，再綜合考慮結(jié)構(gòu)的需要， 本設計取 ?=l00350?。（ 2）最大切削合力P 的確定最大圓周切削力 Pt 須按主軸輸出全功率和最大扭矩確定Pt2 955 104N d ( N )（ 4-8）D j n j其中：N d 電動機額定功率( KW )， N d5.5KW；n 主傳動系統(tǒng)的總效率，i，i 為各傳動副、軸i 1承的效率，取1；n j 主軸的計算轉(zhuǎn)速 (r / min) ，由前文計算結(jié)果，主軸的計算轉(zhuǎn)速為 75r/min ；D j 計算直徑 (mm) ，對于臥式車床， D j 為溜板上最大加工直徑， ?= ( 0.50.6 ) ? =(200240)? ，取 ?= 240??？梢缘玫?，2 955 104 1 5.53 ?= 5.8 1024075驗算主軸組件剛度時， 須求出作用在垂直于主軸軸線的平面內(nèi)的最大切削合力 P 。對于臥式升降臺銑床的銑削力，一般按端銑計算。對于 普 通車 床切 削力 合力 P =22? + ? ，總 切削 力 P =222? + ? + ?。則各切削分力比例關(guān)系大致為：? = 0.58? = 3.36 103 ?= 0.27?= 1.57 103 ?223222則10 ?，P = +=P = ?+ ? = 6.7?7.6610 3 ?。（ 3）切削力作用點的確定設切削力 P 的作用點到主軸前支撐的距離為ss c w(mm)（ 4-9）其中：c 主軸前端的懸伸長度，C = 108mm ；w 對于普通車床， w = 0.4H = 80mm 。可以得到，s = 188mm（ 4）齒輪驅(qū)動力Q 的確定齒輪傳動軸受輸入扭矩的齒輪驅(qū)動力Q 的作用而產(chǎn)生彎曲變形，當齒輪為直齒圓柱齒輪時，其嚙合角20 ，齒面摩擦角5.72 時，其彎曲載荷Q2.12 107N (N)（4-10）mzn其中：N 齒輪傳遞的全功率 ( KW )，N=4KW ；m, z 該齒輪的模數(shù) (mm) 、齒數(shù)；n 該傳動軸的計算工況轉(zhuǎn)速 (r/ min) ?？梢缘玫?，4= 2673?Q = 2.12 107 4.5 9475（ 5）變形量允許值的確定變形量允許值：對普通機床前端撓度的允許值 y0 ，目前廣泛使用的經(jīng)驗數(shù)據(jù)y00.0002l( mm )（4-11）其中：l 主軸兩支撐間的距離， l = 650mm ?？梢缘玫?0 < 0.13?（ 6）滾動軸承徑向剛度計算僅以滾動軸承的游隙為零時， 承受徑向載荷來計算軸承的徑向剛度，圓錐滾子軸承的徑向剛度C3.01i 0.9 z0.9l00.8 R0.1 cos1.9（4-12）其中：I 滾動體列數(shù)；Z 每列中滾動體數(shù)；l0 滾子有效長度 (mm) ；R 軸承的徑向負荷 (N) ； 軸承的接觸角 (deg) ?？梢缘玫?，CA3.0110.9160.9200.82420000.1cos1.9 150.76106CB3.0110.9200.9240.84400000.1cos1.9 151.25106（ 7）主軸組件前段撓度yc1)計算切削力 P 作用在 S 點引起主軸前端c 點的撓度 ycsp3sc2 c3lsc(l s)(lc) scycsp P6EI c3EICBl 2CAl 2 ( mm)(4-13)式中E 抗拉彈性模量，鋼的E2.1 105 Mpa ；I c 為 BC 段慣性轉(zhuǎn)矩，對于主軸前端4634I Cd4 (14 )100(1 (100)664644.1410 N ；I 為 AB 段慣性轉(zhuǎn)矩，對于主軸前端d4(14)804 (1 (60)4 )801.376I646410 N ；雙支撐主軸徑向力計算簡圖:圖 4-3 主軸負載簡化模型圖 4-4 主軸組件的計算簡圖l = 650mm ， s = 188mm ，計算得其余各參數(shù)定義與之前保持一致。代入計算，得：ycspP 3sc2c3lsc(ls)(lc)sc6EI c3EICB l 2C Al 23230150215036301502306302306301502301504598.6 2.110114.1410632.110111.371062066.76302366.36630260.05784mm其方向如圖 4-4所示，沿 P 方向，Parctan( Pz / Py )arctan(1/ 0.582) 59.8(deg)其余各參數(shù)代入，得ycspP3sc2c3lsc(ls)(lc)sc0.0281(mm)6EI c3EICBl 2CAl 22）計算力偶矩 M 作用在主軸前端C 產(chǎn)生的撓度 yccmyccmMc2lc(l c)c(mm)6EI c3EICBl2CAl2(4-14)代入數(shù)據(jù)得 詳細 DWG 圖 紙 請 加：三 二 1 爸 爸 五 四 0 六yccm 123.668228068(28068)682.50 106(mm)6EIc3EICBl 2CAl 23）計算驅(qū)動力 Q 作用在兩支承之間時，主軸前端c 點的撓度 ycmQycmQQbc(2l b)(lb) (lc)(lb) bc2 (mm)6EIlCB l2CAl(4-15)代入式（ 4-15），得 ?103mm?= 2.644）主軸前端 c 點的綜合撓度 yc水平坐標軸 H 上的分量代數(shù)和為：ycyycspcos75.82ycmQcos154.28yccmcos1807.3910 3 mm垂直坐標軸 V 上的分量代數(shù)和為：yczycspsin 75.82ycmQsin1 54.28yccmsin1800.027mm綜合撓度為：ycycy2ycz2 mm(4-16)代入yc7.39 10 3 20.02720.028 mm由綜合撓度，可見yc y0 ，故主軸通過校核。4.4.2 傳動軸的彎曲剛度驗算（ 1）齒輪驅(qū)動力Q 的確定齒輪傳動軸同時受輸入扭矩的齒輪驅(qū)動力Qa 和輸出扭矩的齒輪驅(qū)動阻力 Qb 的作用而產(chǎn)生彎曲變形， 當齒輪為直齒圓柱齒輪， 其嚙合角20 ，齒面摩擦角5.72 時，其彎曲載荷Q2.12 107 N(N)（4-17）mzn其中：N 該齒輪傳遞的全功率 (KW) ，取 N = 4KW；m, z 該齒輪的模數(shù) (mm) 和齒數(shù)；n 該 傳動軸 的 計算 工況 轉(zhuǎn)速 (r/min) ，（ nnaj nbj 或nnaj nbj）；naj 該軸輸入扭矩的齒輪計算轉(zhuǎn)速(r/min) ；nbj 該軸輸出扭矩的齒輪計算轉(zhuǎn)速(r/min) 。（ 2）變形量允許值的確定齒輪傳動軸的抗彎剛度驗算，包括軸的最大撓度，滾動軸承處及齒輪安裝處的傾角驗算。其值均應小于允許變形量 y0 及 。允許變形量可由參考文獻3 表 3.10-7 查得： y = ( 0.010.05 )m = ( 0.010.05 ) 3 = 0.030.15? ， 取y， = 0.005rad。= 0.15?（ 3）傳動軸的載荷分析圖 4-5 傳動軸 II 載荷分布從齒輪實現(xiàn)變速的傳動軸上， 每個齒輪在軸上的工作位置不同，使軸產(chǎn)生的最大撓度點不同，為了計算上的簡便，可以近似地以該軸的中點撓度代替最大撓度，其最大誤差不超過3%。兩支承的齒輪傳動軸，其中點撓度為y 171.39 l 3 N (0.75 x2x3 ) (mm)（4-18）D 4mzn其中：l 兩支承間的跨距 (mm) ，l = 358mm ；D 該軸的平均直徑 (mm) ， D = 40mm ；xai / lai 齒輪 zi 的工作位置至較近支撐點的距離ya 輸入扭矩的齒輪在軸的中點引起的撓度yb 輸出扭矩的齒輪在軸的中點引起的撓度其余各符號定義與前文一致。可以得到，?36=74= 0.207358110?48=358 = 0.307?=136= 0.38042358?40=114= 0.318358?=84= 0.23521358可以得到（4-19）(mm) ；(mm) ；(mm) ；?36? = 171.39358 34 (0.75 0.2072 -0.207 3 )4042.5 36 300= 2.9 10-5? = 171.39358 34 (0.75 0.3072 -0.3073 )4042.5 36 30048?= 1.1 10-4?42? = 171.39358 34 (0.75 0.3802 -0.3803 )4042.5 36 300= 2.2 10-3?40?358 3 4 (0.75 0.3182 -0.3183 )= 171.39 4 2.53630040= 1.2 10-4?358 3 4 (0.75 0.2352 -0.235 3 )= 171.39 4 2.53630021?40= 3.9 10-5故 ? 、 ?引起的中點撓度最大，在計算合成撓度時使用4240yay42a ， yby20b 進行計算。此時軸轉(zhuǎn)速為 300?/?。由參考文獻 2 ，中點的合成撓度22?（）?= 2 + ? -? ?4-20其中：yh 被驗算軸的中點合成撓度(mm) ； 在橫截面上，被驗算的軸與其前、后傳動軸連心線的夾角 ( ) ； 驅(qū)動力 Qa 和阻力 Qb 在橫截面上，兩向量合成時的夾角( ) 。2()( )（ 4-21）可以得到2()1802(205.72)128.56可以得到? = (2.210-3)2+ (1.2 10-4)2- 2 2.2 10-31.2-410?128.56=5.2 10-6 mm由綜合撓度，可見 yh yh ，滿足要求。由參考文獻 2 ，傳動軸在支承點 A 、B 處的傾角A 、 BAB3yh (rad)（ 4-22）l可以得到，? = -? = 3 5.2 10 -6 = 4.1 10-7 ?38可見 ，滿足要求，故不用計算傳動軸在齒輪處的傾角。綜上，傳動軸通過校核。4.4.3 直齒圓柱齒輪的應力計算在驗算變速箱中的齒輪應力時， 選相同模數(shù)中承受載荷最大的，齒數(shù)最小的齒輪進行接觸應力和彎曲應力驗算。 一般對高速傳動齒輪主要驗算接觸應力，對低速傳動齒輪主要驗算彎曲應力。此處驗算選擇 194.5，75 4.5 組齒輪。由參考文獻 2 式（ 9）和式（ 10），齒面接觸應力2088 103u 1 K1 K 2 K 3 K s N j （4-23）jMpaZmuBn j齒根彎曲應力191105 K1 K 2K 3K s Nw （4-24）wMp a Zm2 BYnj其中：m 初算得到的齒輪模數(shù)(mm) ，取 m = 3.5mm；N 傳遞的額定功率 (KW) ，N=4kW ；n 齒輪的計算轉(zhuǎn)速(r/min) ，小齒輪取 ? = 300?/?，大j1齒輪取 ? = 75?/?；2u 大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比， u 1，外嚙合取 “”號，內(nèi)嚙合取 “”號，此處 = 75 ；19Z 小齒輪的齒數(shù) ,Z = 19 ；B 齒寬 (mm) ，B = 36mm ；j 許用接觸應力 (Mpa)，由參考文獻 3 表 3.4-41，齒輪材料選用 45 鋼，高頻淬火，可得 j 1370Mpa ；w 許用 彎曲 應力 (Mpa)，由參考 文獻 3表 3.4-41, w 354Mpa ；Ks 壽命系數(shù)；K s K T K N K n K q（4-25）KT 工作期限系數(shù)；K T60n1T（4-26）mC0T 齒輪在機床工作期限 Ts 內(nèi)的總工作時間 (h) ，對于中型機床的齒輪， T 15000 20000h ，取?，同一變速組內(nèi)s?= 20000?的齒輪總工作時間可近似地認為 TTs ， p 為該變速組的傳動副數(shù)，p取 p=2，則： ? = 10000?n 齒輪的最低轉(zhuǎn)速 (r/ min) ，小齒輪取 ? = 106?/?，大11齒輪取 ? = 26.5?/?，2C0 基準循環(huán)次數(shù)，對于鋼和鑄鐵件， 接觸載荷取 C010 7 ，彎曲載荷取 C02 10 6 ；m 疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取 m 3 ，彎曲載荷對正火、調(diào)質(zhì)及整體淬硬件取 m 6 ，對表面淬硬（高頻、滲碳、氮化等）件取 m 9 ；Kn 轉(zhuǎn)速變化系數(shù) ? = 0.92 ；K N 功率利用系數(shù)， ? = 0.79；Kq 材料強化系數(shù)， ?= 0.75；Y 齒形系數(shù)， z=19，Y=0.386；K1 齒向載荷分布系數(shù)，K11.05 ；K2 動載荷系數(shù)， K 21.05 ；K3 工作狀況系數(shù)，K 31.3 ?？梢缘玫?:? 60?1? 960 106 10000= 1.46? = = 2 106?0壽命系數(shù) :?= ?= 1.469 0.92 0.79 0.75 = 0.8應力計算結(jié)果：?=2088 103(75+ 1) 1.05 1.05 1.3 0.8 41975?754.536 7519= 285?= 1370MPa191 105 ?1?2?3? =?2?191 10 5 1.05 1.05 1.3 0.8 4=4.52 36 0.38630019= 54.6? ? = 354MPa1911051.051.051.31.2595.57942320.5175122.5MPa F 因此滿足要求。5，技術(shù)指標分析5.1 傳動系統(tǒng)圖的設計主軸高轉(zhuǎn)速范圍的傳動比排列，可采用先降速后升速的傳動，使總轉(zhuǎn)速和減小，以期降低噪聲。這種高速傳動采用先降后升，可使同一變速組的傳動比有升速有降速，有利于減小齒數(shù)和，齒輪線速度及中心距；主軸高速傳動時，應縮短傳動鏈，以減小傳動副數(shù)；不采用噪聲大的錐齒輪傳動副；前邊的變速組中的降速傳動比不宜采用極限值， 以避免增加徑向尺寸。最末變速組中可采用最小傳動比，特別是銑床以增加主軸的飛輪效應。5.2 齒輪齒數(shù)、模數(shù)的選擇中型機床一般取 SZ70100 ， SZmax120 ，機床主傳動系統(tǒng)齒數(shù) Zmin18 20 ；變速組內(nèi)所有齒輪的模數(shù)相同，并是標準齒輪，初算齒輪模數(shù)時應選擇各組負荷最重的小齒輪進行設計；同時應該考慮齒根到它的鍵槽深處的最小尺寸應大于基圓齒厚。5.3 軸徑、孔徑的選擇軸徑的設計需要在考慮扭矩的基礎上，綜合考慮軸用擋圈、軸承的選用，花鍵的加工和過度，齒輪、軸承、套筒等其他軸系部件的安裝等。同時應該根據(jù)實際情況適當?shù)靥砑舆^度軸段，增大軸肩高度等；孔的大小需要在能夠安裝軸承的基礎上， 綜合考慮鏜刀加工路線，鉆孔時鉆頭能否順利進行加工等問題。5.4 其他零部件、細節(jié)其他零部件的設計則需要在圖冊、 手冊的參考之下綜合考慮實際應用情況。例如墊圈、擋圈的使用，螺母的選擇，甩油環(huán)、油溝的設計，轉(zhuǎn)動體及非轉(zhuǎn)動體之間的間隙；此外，需要考慮實際的配合關(guān)系，確定配合方式和配合對象；同時，需要考慮實際加工所產(chǎn)生的空刀槽、越程槽、月牙槽等。6，存在的問題與建議實踐是最好的老師， 希望在日常的教學當中能夠理論與實踐綜合學詳細DWG 圖 紙 請 加：三 二 1 爸 爸 五 四 0 六指導書能夠減少錯誤，給學生給多的幫助。參考文獻1 機械制造裝備設計：哈爾濱工業(yè)大學出版社， 2015.32 金屬切削機床課設指導書，哈爾濱工業(yè)大學 .3 實用機床設計手冊，李洪，遼寧科學技術(shù)出版社 .4 宋寶玉，王黎欽 . 機械設計：高等教育出版社， 2010.55 范云漲，陳兆年 . 金屬切削機床設計簡明手冊： 機械工業(yè)出版社，19936 隋秀凜，高安邦 . 實用機床設計手冊：機械工業(yè)出版社， 2010.