最大加工直徑320mm的臥式車床的主運動系統(tǒng)設計（全套圖紙）.doc

課程設計報告320mm的臥式車床的主運動系統(tǒng)設計全套圖紙加1538937065設計任務書車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：完成最大加工直徑 320 mm 的臥式車床的主運動系統(tǒng)設計，主要參數(shù)如下：轉(zhuǎn)速級數(shù) Z=10公比 1.26 最低轉(zhuǎn)速 nmin=85轉(zhuǎn)/分工件最大回轉(zhuǎn)直徑D(mm)正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )轉(zhuǎn)速級數(shù)公比32085101.26目 錄設計任務書2目 錄4第1章設計要求及目的6第2章 機床主參數(shù)的確定82.1 確定轉(zhuǎn)速范圍82.2 確定電動機型號82.3擬定機床傳動方案92.3.1 傳動系統(tǒng)擴大順序的安排102.3.2 繪制結(jié)構(gòu)網(wǎng)102.3.3 傳動組的變速范圍的極限值112.3.4最大擴大組的選擇112.4 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖122.5 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)13第3章 傳動件的計算143.1 帶傳動設計143.2選擇帶型153.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速153.4確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角163.5確定帶的根數(shù)z173.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸173.7確定帶的張緊裝置173.8 驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差193.9 計算轉(zhuǎn)速的計算203.10 齒輪模數(shù)計算及驗算213.11 傳動軸最小軸徑的初定26第4章 主要零件的設計與驗算304.1齒輪強度的校核驗算304.2 軸的校核314.3 軸承壽命校核33參考文獻35 第1章 設計要求及目的一、設 計 任 務：完成最大加工直徑 320 mm 的臥式車床的主運動系統(tǒng)設計，主要參數(shù)如下：轉(zhuǎn)速級數(shù) Z=10公比 1.26 最低轉(zhuǎn)速 nmin=85轉(zhuǎn)/分二、設 計 要 求：1.完成傳動系統(tǒng)設計：方案合理，運動設計和動力計算正確；2.完成主軸箱草圖和展開圖設計（計算機打印A0）：布局合理、結(jié)構(gòu)緊湊，內(nèi)容表達完整、正確，圖紙規(guī)范整潔。3.完成1張主軸箱的剖面圖（A1）：能綜合反映各軸的空間位置，操縱機構(gòu)安排合理、表達清楚，主軸中心高適當；4.完成主軸零件圖設計（A1）：結(jié)構(gòu)合理，形位公差和表面粗糙度等技術(shù)要求標注合理，尺寸標注完整正確。5.完成計算說明書一份（25頁）：包括目錄、設計任務書、總論或前言（概述）、參數(shù)、運動設計的分析和擬定、動力計算、結(jié)構(gòu)的選擇和分析及必要的說明、設計心得體會、參考文獻（書目前排列序號，以便正文引用）。要求條理清楚，計算、分析準確。機床技術(shù)參數(shù)有主參數(shù)和基本參數(shù)，他們是運動傳動和結(jié)構(gòu)設計的依據(jù)，影響到機床的加工能力、決定和影響其他基本參數(shù)的依據(jù)，如車床的最大加工直徑，一般在設計題目中給定，基本參數(shù)是一些加工件尺寸、機床結(jié)構(gòu)、運動和動力特性有關(guān)的參數(shù)，可歸納為尺寸參數(shù)、運動參數(shù)和動力參數(shù)。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(zhì)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(diào)研和統(tǒng)計，依據(jù)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(shù)參數(shù)，擬定參數(shù)時，要考慮機床發(fā)展趨勢和同國內(nèi)外同類機床的對比，使擬定的參數(shù)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(jīng)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(jīng)濟、合理的方式滿足既定的要求。在設計時應結(jié)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(zhuǎn)速范圍和轉(zhuǎn)速級數(shù)；滿足機床傳遞動力的要求。主電動機和傳動機構(gòu)能提供足夠的功率和轉(zhuǎn)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(chǎn)品的經(jīng)濟性要求。傳動鏈盡可能簡短，零件數(shù)目要少，以便節(jié)約材料，降低成本。36第2章 機床主參數(shù)的確定2.1 確定轉(zhuǎn)速范圍根據(jù)=1.26因為已知 ，查標準數(shù)列表取最大轉(zhuǎn)速因為=1.26=1.064，根據(jù)【1】表3-6標準數(shù)列。首先找到最小極限轉(zhuǎn)速85，再每跳過3個數(shù)取一個轉(zhuǎn)速，即可得到公比為1.26的數(shù)列： 85，106，132，170，212，265，335，425，530，6702.2 確定電動機型號合理地確定電機功率N，使用的功率實際情況既能充分的發(fā)揮其使用性能，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。目前，確定機床電機功率的常用方法很多，而本次設計中采用的是：估算法，它是一種按典型加工條件（工藝種類、加工材料、刀具、切削用量）進行估算。根據(jù)此方法，中型車床典型切削條件下的用量：1）主（垂直）切削力： 2）切削功率： N切 = 3）估算主電動機功率：根據(jù)以上條件，選定主電機：a.電機功率N：根據(jù)機床切削能力的要求確定電機功率。但電機產(chǎn)品的功率已經(jīng)標準化，因此，按要求應選取相近的標準值。 N=5.5kwb.電機轉(zhuǎn)速n電機的轉(zhuǎn)速選擇的是： n=1440r/min 這個選擇是根據(jù)電機的轉(zhuǎn)速與主軸最高轉(zhuǎn)速nmax和軸的轉(zhuǎn)速相近或相宜，以免采用過大的升速或過小的降速傳動。c.電機的安裝和外形 根據(jù)電機不同的安裝和使用的需要，有四種不同的外形結(jié)構(gòu)，用的最多的有底座式和法蘭式兩種。本次設計的機床所需選用的是外行安裝尺寸之一。具體的安裝圖可由手冊查到。d.常用電機的資料根據(jù)常用電機所提供的資料，選用： Y132S-42.3擬定機床傳動方案級數(shù)為Z的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳遞組組成，各傳動組分別有Z1、Z2、Z3、個傳動副.即Z=Z1Z2Z3傳動副數(shù)為使結(jié)構(gòu)盡量簡單以2或3為適合，即變速級數(shù)Z應為2和3的因子： 即 Z=2a3b實現(xiàn)12級主軸轉(zhuǎn)速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副的組合:1) 12=34 2) 12=433) 12=322 4) 12=2325) 12=223方案1）和方案2)可省掉一根軸。但有一個傳動組有四個傳動副。若用一個四聯(lián)滑移齒輪，則將大大增加其軸向尺寸；若用兩個雙聯(lián)滑移齒輪，則操縱機構(gòu)必須互鎖以防止兩個滑移齒輪同時嚙合。將使得結(jié)構(gòu)比較復雜。故在此不予采用。 按照傳動副“前）多后少”的原則選擇Z=322這一方案，但主軸換向采用雙向片式摩擦離合器結(jié)構(gòu)，致使軸的軸向尺寸過大，所以此方案不宜采用，加之主軸對加工精度、表面粗超度的影響最大。因此在主軸的傳動副不宜太多，故方案5）亦不采用。而應先擇12=232。綜上所述： 方案4） 12=232 是比較合理的 2.3.1 傳動系統(tǒng)擴大順序的安排12=232的傳動副組合，其傳動組的擴大順序又可以有6種形式：1) 12=213226 2) 12=2134223) 12=233126 4) 12=2631235) 12=223421 6) 12=263221以上各種結(jié)構(gòu)式方案中，由于傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍的限制，一般升速時。極限變速范圍。檢查傳動組的變速范圍時，只需檢查最后一個擴大組。因其他傳動組的變速范圍都比他小。由式 對于方案2）和 方案5）有：,則對于方案2）和 方案5）不予考慮。對于其余方案有：。然而在可行的結(jié)構(gòu)式方案1）、3）、4）、6）中，為了使中間軸變速范圍最小，在各方案同號傳動軸的最高轉(zhuǎn)速相同時，變速范圍越小，最低轉(zhuǎn)速越高，轉(zhuǎn)矩越小，傳動件尺寸也就越小。比較方案1）、3）、4）、6），方案1）的中間傳動軸變速范圍最小，方案1）最佳。但由于軸裝有摩擦離合器，在結(jié)構(gòu)上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑因而采用方案3）12=233126 最佳2.3.2 繪制結(jié)構(gòu)網(wǎng) 由上選擇的結(jié)構(gòu)式12=233126 畫其結(jié)構(gòu)圖如下：圖2.1結(jié)構(gòu)網(wǎng)2.3.3 傳動組的變速范圍的極限值齒輪傳動最小傳動比Umin1/4,最大傳動比Umax,決定了一個傳動組的最大變速范圍rmax=umax/umin。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=1/44X值：Umax=x, =22(X+ X)值：rmin=x+x=862.3.4最大擴大組的選擇正常連續(xù)的順序擴大組的傳動的傳動結(jié)構(gòu)式為：Z=Z11Z2Z1Z3Z1Z2最后擴大組的變速范圍按照r原則，導出系統(tǒng)的最大級數(shù)Z和變速范圍Rn為：表2.2 Z3 2 3 1.41 Z=12 Rn=44 Z=9 Rn=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(gòu)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。2.4 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖（1）選擇電動機：采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。（2）繪制轉(zhuǎn)速圖：（3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖2-3：1-2軸最小中心距：A1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和:Szmin(Zmax+2+D/m)2.5 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)(1)Sz100-124,中型機床Sz=70-100(2)直齒圓柱齒輪Zmin18-24,m4 圖2-3 主傳動系統(tǒng)圖（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設計要求Zmin1824,齒數(shù)和Sz100124，由表4.1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表2-2。 表2-2 齒輪齒數(shù)傳動比基本組第一擴大組第二擴大組1:1.261:21:3.161:1.261:1.581.58:11：1.58代號ZZZZZZZZZ5Z5ZZZ7Z7齒數(shù)3342 255018573038 2642 61383861第3章 傳動件的計算3.1 帶傳動設計輸出功率P=5.5kW,轉(zhuǎn)速n1=1440r/min,n2=670r/min計算設計功率Pd表4 工作情況系數(shù)工作機原動機類類一天工作時間/h10161016載荷平穩(wěn)液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（）；離心式壓縮機；輕型運輸機1.01.11.21.11.21.3載荷變動小帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（）；發(fā)電機；旋轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩1.11.21.31.21.31.4載荷變動較大螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械1.21.31.41.41.51.6載荷變動很大破碎機（旋轉(zhuǎn)式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機1.31.41.51.51.61.8根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時），查機械設計P296表4，取KA1.1。即3.2選擇帶型普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設計功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按機械設計P297圖1311選取。根據(jù)算出的Pd6.05kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n11440r/min ，查圖得：dd=80100可知應選取A型V帶。3.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速由機械設計P298表137查得，小帶輪基準直徑為80100mm則取dd1=100mm ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得）表3 V帶帶輪最小基準直徑槽型YZABCDE205075125200355500由機械設計P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得=224mm 誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率）誤差 符合要求 帶速 滿足5m/sv300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪?？傊?，小帶輪選H型孔板式結(jié)構(gòu)，大帶輪選擇E型輪輻式結(jié)構(gòu)。帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。3.7確定帶的張緊裝置 選用結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。對帶輪的主要要求是質(zhì)量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉(zhuǎn)速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側(cè)面間的夾角是40，為了適應V帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角 為32、34、36、38（按帶的型號及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見表7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。表 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 項目 符號 槽型 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 0.3 120.3 150.3 190.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f z 輪槽數(shù) 外徑 d a 輪 槽 角 32 對應的基準直徑 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 極限偏差 1 0.5 V帶輪按腹板（輪輻）結(jié)構(gòu)的不同分為以下幾種型式： （1） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd(2.53)d時)，如圖7 -6a。 （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd 300mm 時)，如圖7-6b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪(ddd) 100 mm 時)，如圖7 -6c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd 500mm 時)，如圖7-6d。（a） （b） （c） （d）圖7-6 帶輪結(jié)構(gòu)類型根據(jù)設計結(jié)果，可以得出結(jié)論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）3.8 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=nd(1-)u1u2u3u4其中： 滑移系數(shù)=0.2u1、 u2 、u3 、u4分別為各級的傳動比 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=10(-1)% 實際轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)速誤差如下:表2.5各級傳動組的轉(zhuǎn)速誤差主軸轉(zhuǎn)速n1n2n3n4n5n6n7n8n9n10理論轉(zhuǎn)速85106132170212265335425530670實際轉(zhuǎn)速85.8107.2134.5173.2214.6266.4336.4418.5535.6674.3轉(zhuǎn)速誤差 （%）0.70.4 0.20.320.170.320.320.460.270.3故轉(zhuǎn)速誤差滿足要求。 3.9 計算轉(zhuǎn)速的計算（1）主軸的計算轉(zhuǎn)速nj，由公式n=n得，主軸的計算轉(zhuǎn)速nj=198.305r/min，取212r/min。(2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 軸3=132 r/min 軸2=212 r/min，軸1=670r/min。（2）確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。各計算轉(zhuǎn)速入表3-1。表3-1 各軸計算轉(zhuǎn)速軸 號 軸 軸 軸計算轉(zhuǎn)速 r/min 670212132（3） 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。齒輪Z裝在主軸上其中只有212r/min傳遞全功率，故Zj=212r/min。依次可以得出其余齒輪的計算轉(zhuǎn)速，如表3-2。 表3-2 齒輪副計算轉(zhuǎn)速序號ZZZZZn6702122121322123.10 齒輪模數(shù)計算及驗算（1）模數(shù)計算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即mj=16338可得各組的模數(shù)，如表3-3所示。根據(jù)和計算齒輪模數(shù)，根據(jù)其中較大值取相近的標準模數(shù)：=16338=16338mm齒輪的最低轉(zhuǎn)速r/min；頂定的齒輪工作期限，中型機床推存：=1524轉(zhuǎn)速變化系數(shù)； 功率利用系數(shù)；材料強化系數(shù)。 （壽命系數(shù)）的極值齒輪等轉(zhuǎn)動件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數(shù)m和基準順環(huán)次數(shù)C0工作情況系數(shù)。中等中級的主運動： 動載荷系數(shù)；齒向載荷分布系數(shù)；齒形系數(shù)； 根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)公式為： 式中：N計算齒輪轉(zhuǎn)動遞的額定功率N= 計算齒輪（小齒輪）的計算轉(zhuǎn)速r/min 齒寬系數(shù), Z1計算齒輪的齒數(shù)，一般取轉(zhuǎn)動中最小齒輪的齒數(shù)： 大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比，=；（+）用于外嚙合，（-）號用于內(nèi)嚙合： 命系數(shù)； ：工作期限 ， =； =3.49=1.8=0.84 =0.58 =0.90 =0.55 =0.72 =3.49 0.84 0.58 0.55=0.94=1.80.84 0.90 0.72=0.99 時，取=，當時，取=；=0.85 =1.5； =1.2 =1 =0.378 許用彎曲應力，接觸應力，() =354 =1750 按接觸疲勞計算齒輪模數(shù)m 1軸由公式mj=16338可得mj=2.34mm，取m=3mm2軸由公式mj=16338可得mj=2.31mm，取m=3mm3軸由公式mj=16338可得mj=2.83mm，取m=3mm根據(jù)有關(guān)文獻，也為了便于統(tǒng)一，在這里傳動齒輪統(tǒng)一取m=3表3-3 模數(shù)組號基本組第一擴大組第二擴大組模數(shù) mm 333（2）基本組齒輪計算。 基本組齒輪幾何尺寸見下表齒輪Z1Z1Z2Z2Z3Z3齒數(shù)334225501857分度圓直徑991267515054171齒頂圓直徑1051329115660177齒根圓直徑91.5118.567.5142.546.5163.5 齒寬242424242424按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB246HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB246HB，平均取240HB。計算如下： 齒面接觸疲勞強度計算： 接觸應力驗算公式為 彎曲應力驗算公式為： 式中 N-傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動機功率，N=5kW; -計算轉(zhuǎn)速（r/min）. =212（r/min）; m-初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=3（mm）; B-齒寬（mm）;B=24（mm）; z-小齒輪齒數(shù)；z=18; u-小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=3.16; -壽命系數(shù)； = -工作期限系數(shù)； T-齒輪工作期限，這里取T=15000h.; -齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）, =500（r/min） -基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取=，彎曲載荷取= m-疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6; -轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，查【5】2上，取=0.60 -功率利用系數(shù)，查【5】2上，取=0.78 -材料強化系數(shù)，查【5】2上， =0.60 -工作狀況系數(shù)，取=1.1 -動載荷系數(shù)，查【5】2上，取=1 -齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2上，=1 Y-齒形系數(shù)，查【5】2上，Y=0.386；-許用接觸應力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；-許用彎曲應力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa =78 Mpa（3）第一擴大組齒輪計算。 擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪Z4Z4Z5Z5齒數(shù)30382642分度圓直徑9011478126齒頂圓直徑9612084132齒根圓直徑82.5106.570.5118.5齒寬24242424（4）第二擴大組齒輪計算。 擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪Z5Z5Z6Z6齒數(shù)61383861分度圓直徑183114114183齒頂圓直徑189120120189齒根圓直徑175.5106.5106.5175.5齒寬24242424按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB246HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB246HB，平均取240HB。 同理根據(jù)基本組的計算，查文獻【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3.5，=355；可求得：=619 Mpa =135Mpa 3.11 傳動軸最小軸徑的初定傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下列公式估算傳動軸直徑： mm其中：N該傳動軸的輸入功率 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 剛度要求允許的扭轉(zhuǎn)角 主 軸 一般的傳動軸較低的傳動軸0.5111.51.52對于一般的傳動軸，取=1.5。取估算的傳動軸長度為500mm。 對軸有： KW =670r/min 預取mm對軸有：KW=1120 r/min mm 預取 對軸有： KW=140 mm 預取采用花鍵軸結(jié)構(gòu)，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。=320.93=29.76=380.93=35.34=460.93=42.78查表可以選取花鍵的型號其尺寸分別為軸取 6-30266軸取 6-383310軸取 6-434012最脆弱軸的計算校核 對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。軸的抗彎斷面慣性矩（）花鍵軸 =式中 d花鍵軸的小徑（mm）；i花軸的大徑（mm）；b、N花鍵軸鍵寬，鍵數(shù)；傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得：=式中 N該軸傳遞的最大功率（kw）; 該軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min）。傳動軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力式中 D齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力：式中 為齒輪的嚙合角，20；齒面摩擦角，；齒輪的螺旋角；0故N花鍵軸鍵側(cè)擠壓應力的驗算花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應力為：式中 花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（）； D、d花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L花鍵工作長度； N花鍵鍵數(shù)； K載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.70.8； 故此花鍵軸校核合格軸承疲勞強度校核機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進行疲勞驗算。其額定壽命的計算公式為： C滾動軸承的額定負載（N）,根據(jù)軸承手冊或機床設計手冊查取，單位用（kgf）應換算成（N）；速度系數(shù)， 為滾動軸承的計算轉(zhuǎn)速（r/mm） 壽命系數(shù)， 壽命系數(shù)，對球軸承=3，對滾子軸承=；工作情況系數(shù)，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機床），；功率利用系數(shù)，查表33；速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表32；齒輪輪換工作系數(shù)，查機床設計手冊；P當量動載荷，按機床設計手