數(shù)控車床主傳動機構(gòu)設(shè)計畢業(yè)設(shè)計論文1綜述

1、鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設(shè)計 摘摘 要要 本文作者研究的主要是數(shù)控車床的主傳動系統(tǒng)，這類主傳動系統(tǒng)的設(shè)計可用于對普通車床的改造，以適應(yīng)當前我國機床工業(yè)發(fā)展的現(xiàn)狀，具有一定的經(jīng)濟效益和社會效益。 本文作者完成的設(shè)計主要包括根據(jù)一些原始數(shù)據(jù)（其中包括機床的類型、規(guī)格等）結(jié)合實際條件和情況對車床一些參數(shù)進行擬定，再根據(jù)擬定的參數(shù)，進行傳動方案的比較，確定傳動方案。然后計算各傳動副的傳動比及齒輪齒數(shù)，再估算齒輪的模數(shù)和各軸的軸徑，并對齒輪和軸的強度、剛度進行校核。除此之外，還要對箱體內(nèi)的主要結(jié)構(gòu)進行設(shè)計，一些零件的選型，如電磁離合器的選擇等，從而完成對整個主傳動系統(tǒng)的設(shè)計。 關(guān)鍵詞關(guān)鍵詞：數(shù)控車床 主

2、傳動系統(tǒng) 設(shè)計 AbstractAbstract What author of this text study numerical control main transmission of lathe mainly, the main design of transmission can use for to ordinary transformation of lathe, In order to adapt to the current situation of the present industrial development of lathe of our country, have

3、 certain economic benefits and social benefit. The design that the author of this text finished includes according to some initial data mainly( type, specification of including the lathe ,etc.) Combine actual condition and situation draft to some parameters of lathe, and then according to the parame

4、ter drafted, Carry on the comparison of the transmission scheme, confirm the transmission scheme. It 1 數(shù)控車床主傳動機構(gòu)設(shè)計 then cant calculate every transmission transmission of the packs than and gear wheel tooth count, estimate modulus and the every axle foot-paths of axle of gear wheel more, And check th

5、e intensity, rigidity of gear wheel and axle . In addition, will design the main structure in the body of the case , the selecting types of some parts, Electromagnetic choice of clutch,etc., finish to whole main design of transmission for instance. Keywords： designmain driving system; NC machine too

6、l; 目錄 0 引言 . 1 1 總體設(shè)計方案擬定 . 3 nn、Z) 擬定主運動參數(shù)(.、. 311 max min12 運動設(shè)計 . 3 13 動力計算和結(jié)構(gòu)草圖設(shè)計 . 3 14 軸和齒輪的驗算 . 3 15 主軸變速箱裝配設(shè)計 . 3 2 參數(shù)擬定 . 4 2.1 車床主參數(shù)(規(guī)格尺寸)和基本參數(shù) . 4 2.2 各級轉(zhuǎn)速的確定 . 4 3 運動設(shè)計 . 5 2 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設(shè)計 31 主擬定傳動方案 . 5 32 傳動方案的比較 . 5 321 采用單速電機 . 5 322 采用雙速電機 . 6 33 各級傳動比的計算 . 7 34 各軸轉(zhuǎn)速的確定方法 . 9 341軸的

7、轉(zhuǎn)速 . 9 342 中間傳動軸的轉(zhuǎn)速 . 9 35 轉(zhuǎn)速圖擬定 . 10 4 動力計算 . 11 4.1 齒輪的計算 . 11 4.1.1 確定齒輪齒數(shù)和模數(shù)（查表法） . 11 41.2 確定齒輪的齒數(shù)和模數(shù)（計算法）并校核 . 12 41.3 齒輪的精度設(shè)計； . 15 4.2 電磁離合器的選擇和使用 . 19 5 軸的設(shè)計和驗算 . 25 5.1 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 . 25 5.2 軸的強度校核(以軸為例) . 25 5.2.1 選擇軸的材料 . 26 5.2.2 初估軸徑 . 26 5.2.3 結(jié)構(gòu)設(shè)計 . 26 52. 4 軸的受力分析. . . . . . . . . . . . .

8、 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .23 5.3 軸的剛度校核(以軸為例) . 29 6 主軸變速箱的裝配設(shè)計 . 32 6.1 箱體內(nèi)結(jié)構(gòu)設(shè)計的特點 . 32 6.2 設(shè)計的方法(以軸的布置為例) . 32 7 結(jié)論 . 35 致謝 . 36 參考文獻 . 37 附件清單 . 38 3 數(shù)控車床主傳動機構(gòu)設(shè)計 0 引言引言 這次畢業(yè)設(shè)計中,我所從事設(shè)計的課題是經(jīng)濟型數(shù)控車床主傳動機構(gòu)設(shè)計。此類數(shù)控車床屬于經(jīng)濟型中檔精度機床，這類機床的

9、傳動要求采用手動與電控雙操縱方式，在一定范圍內(nèi)實現(xiàn)電控變速。總體的設(shè)計方案就是對傳動方案進行比較，繪出轉(zhuǎn)速圖，對箱體及內(nèi)部結(jié)構(gòu)進行設(shè)計，包括軸和齒輪的設(shè)計、校核等。 為什么要設(shè)計此類數(shù)控車床呢？因為隨著我國國民經(jīng)濟的不斷發(fā)展，我國制造業(yè)領(lǐng)域涌現(xiàn)出了許多私營企業(yè)，這些企業(yè)的規(guī)模普遍不大，沒有太多的資本。一些全功能數(shù)控系統(tǒng)，其功能雖然豐富，但成本高，對于這些中小型企業(yè)來說購置困難，但是 4 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設(shè)計 中小型企業(yè)為了發(fā)展生產(chǎn)，希望對原有機床進行改造，進行數(shù)控化、自動化，以提高生產(chǎn)效率。我國機床工業(yè)的發(fā)展現(xiàn)狀是機床擁有量大、工業(yè)生產(chǎn)規(guī)模小，突出的任務(wù)就是用較少的資金迅速改變機械工業(yè)

10、落后的生產(chǎn)面貌，使之盡可能提高自動化程度，保證加工質(zhì)量，減輕勞動強度，提高經(jīng)濟效益。我國是擁有300 多萬臺機床的國家，而這些機床又大量是多年累積生產(chǎn)的通用機床，自動化程度低，要想在近幾年內(nèi)用自動和精密設(shè)備更新現(xiàn)有機床，不論是資金還是我國機床廠的能力都是辦不到的。因此，普通機床的數(shù)控改造，大有可為。它適合我國的經(jīng)濟水平、教育水平和生產(chǎn)水平，已成為我國設(shè)備技術(shù)改造主要方法之一。目前，我國經(jīng)濟型數(shù)控系統(tǒng)發(fā)展迅速，研制了幾十種簡易數(shù)控系統(tǒng)，有力地促進了我國數(shù)控事業(yè)的發(fā)展。經(jīng)濟型數(shù)控機床系統(tǒng)就是結(jié)合現(xiàn)實的生產(chǎn)實際，我國的國情，在滿足系統(tǒng)基本功能的前提下，盡可能地降低價格。 經(jīng)濟型數(shù)控車床有許多優(yōu)點。1

11、）其降格便宜，且性能價格比適中，與進口標準數(shù)控車床相比，前者只需一萬元左右，后者則需十萬甚至幾十萬元。因此，它特別適合于改造在設(shè)備中占有較大比重的普通車床，適合在生產(chǎn)第一線大面積推廣。從提高資本效率出發(fā)，改造閑置設(shè)備，能發(fā)揮機床的原有功能和改造后的新增功能，提高機床的使用價值。2）適用于多品種、中小批量產(chǎn)品的適應(yīng)性強。在普通車床上加工的產(chǎn)品，大都可在經(jīng)濟型數(shù)控車床上進行。加工不同零件，只要改變加工程序，很快適應(yīng)和達到批量生產(chǎn)的要求。3）相對于普通車床，經(jīng)濟型數(shù)控車床能提高產(chǎn)品質(zhì)量，降低廢品損失。數(shù)控有較高的加工精度，加工出的產(chǎn)品尺寸一致性好，合格率高。4）采用數(shù)控車床，能解決復雜的加工精度，還

12、能節(jié)約大量工裝費用，降低生產(chǎn)成本。5）采用此類車床，還能減輕工人勞動強度將工人從緊張、繁重的體力勞動中解脫出來。6）可以提高工人素質(zhì)，促進技術(shù)進步。數(shù)控系統(tǒng)的出現(xiàn)擴大了工人的視野，帶動了學習微電子技術(shù)的熱潮，為工人由“體力型”向“智力型”過渡創(chuàng)造了條件，促進了工廠的技術(shù)進步。7）增強了企業(yè)應(yīng)變能力，為提高企業(yè)競爭能力創(chuàng)造了條件。企業(yè)應(yīng)用經(jīng)濟型數(shù)控設(shè)備對設(shè)備進行改造后，提高了加工精度和批量生產(chǎn)的能力，同時又保持“萬能加工”和“專用高效”這兩種屬性，提高設(shè)備自身對產(chǎn)品更新?lián)Q代所需要的應(yīng)變能力，增強企業(yè)的競爭能力。 本設(shè)計中的數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)的特點就是主電機采用雙速電機，這樣可以簡化箱體內(nèi)的結(jié)構(gòu)。

13、操縱方式并非是完全數(shù)控，而是采用采用手動與電控雙操縱方式，在一定范圍內(nèi)實現(xiàn)電控變速。本設(shè)計就是對在我國應(yīng)用非常廣泛的 C6 型數(shù)控車床進行的改造，具有廣泛的適應(yīng)性。C6 型車床是一種加工效率高，操作性能好，社會擁有量大的普通車床。實踐證明，把這種車床改造為數(shù)控車床，已經(jīng)收到了良好的經(jīng)濟效益。 總體的設(shè)計方案就是對傳動方案進行比較，繪出轉(zhuǎn)速圖，對箱體及內(nèi)部結(jié)構(gòu)進行 5 數(shù)控車床主傳動機構(gòu)設(shè)計 設(shè)計，包括軸和齒輪的設(shè)計、校核等。設(shè)計時一要注意設(shè)計的科學性和條理性，另一點就是要注意和實際的結(jié)合。設(shè)計的依據(jù)主要是以經(jīng)驗或類比為基礎(chǔ)的傳統(tǒng)(經(jīng)驗)設(shè)計方法。作為一名尚未畢業(yè)的大學生，經(jīng)驗自然是我們所欠缺的

14、，所以除了老師的指導，最主要的就是借鑒書上的設(shè)計方法。書上雖然不會有完全相同的示例，但一些其他類型的主軸箱設(shè)計方法在這個課題上同樣適用，適用也只是大體上的適用，具體到一些細節(jié)的設(shè)計就需我們自己查設(shè)計手冊了。比如說其中涉及到電磁離合器的設(shè)計就需自己解決。雖然我們很缺乏設(shè)計的經(jīng)驗，但還應(yīng)處處從實際出發(fā)。從大處講，聯(lián)系實際是指在進行機床工藝可能性的分析、參數(shù)擬定和方案確定中，既要了解當今的先進生產(chǎn)水平和可能趨勢，更應(yīng)了解我國實際生產(chǎn)水平，使設(shè)計的機床、機器在四化建設(shè)中發(fā)揮最佳的效益。從小處講，指對設(shè)計的機床零部件的制造、裝配和維修要進行認真的、切實的考慮和分析，對推薦的設(shè)計數(shù)據(jù)和資料要結(jié)合實際情況進

15、行取舍。通過設(shè)計實踐，了解和掌握結(jié)合實際、綜合思考的設(shè)計方法。 1 1 總體設(shè)計方案擬定總體設(shè)計方案擬定 nn、Z) 擬定主運動參數(shù)(、1 1maxmin機床設(shè)計的初始，首先需要確定有關(guān)參數(shù)，它們是傳動設(shè)計和結(jié)構(gòu)設(shè)計的依據(jù)，影響到產(chǎn)品是否能滿足所需要的功能要求。根據(jù)擬定的參數(shù)、規(guī)格和其他特點，了解 nn 和級數(shù) Z、主傳動電機功率 N、典型工藝的切削用量，了解極限轉(zhuǎn)速。 minmax 6 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設(shè)計 1 12 運動設(shè)計 根據(jù)擬定的參數(shù)，通過結(jié)構(gòu)網(wǎng)和轉(zhuǎn)速圖的分析，確定傳動結(jié)構(gòu)方案和傳動系統(tǒng)圖。傳動方案有多種，傳動型式更是式樣眾多，比如：傳動型式上有集中傳動的主軸變速箱。分離傳動

16、的主軸箱與變速箱；擴大變速范圍可以用增加傳動組數(shù)，也可用背輪機構(gòu)、分支傳動等型式；變速型式上既可用多速電機，也可用交換齒輪、滑移齒輪、公用齒輪等。然后計算各傳動比及齒輪的齒數(shù)。 1 13 動力計算和結(jié)構(gòu)草圖設(shè)計 估算齒輪模數(shù) m 和軸頸 d，選擇和計算離合器。 將各傳動件及其它零件在展開圖和剖面圖上做初步的安排、布置和設(shè)計。 1 14 軸和齒輪的驗算 在結(jié)構(gòu)草圖的基礎(chǔ)上，對一根傳動軸和齒輪的剛度、強度進行校核。 1 15 主軸變速箱裝配設(shè)計 主軸變速箱裝配圖是以結(jié)構(gòu)草圖為“底稿” ，進行設(shè)計和繪制的。圖上各零部件要表達清楚，并標明尺寸和配合。 2 參數(shù)擬定參數(shù)擬定 2.1 車床主參數(shù)( (規(guī)格

17、尺寸) )和基本參數(shù) 此經(jīng)濟型數(shù)控車床是由 C6140 普通車床改裝而來，根據(jù)任務(wù)書上提供的條件： 此數(shù)控車床的主軸轉(zhuǎn)速可分高低兩檔,共有 12 級轉(zhuǎn)速：其中高低兩檔各有 6 級轉(zhuǎn)速，nnnn=235 r/min；， =1800 r/min=45r/min;低速檔時=340/,高速檔時maxmaxminmin 7 數(shù)控車床主傳動機構(gòu)設(shè)計 mm 此車床床身上最大回轉(zhuǎn)直徑為主軸端部型式為 400mm,C6；主軸通孔直徑為；65 1000/1500 電機的轉(zhuǎn)速和功率分別為主軸孔錐度為公制 70；采用雙速電機:其中 4/5.5KW。r/min， 2.2 各級轉(zhuǎn)速的確定n 為級，又分為高低兩檔，其中高檔

18、最大轉(zhuǎn)速已知主軸的轉(zhuǎn)速分為 12maxnnn=1800/235=7.66 R1=/為 235 r/min；1800r/min，最小轉(zhuǎn)速maxminmin1z1 R=n340max=7.556 級，轉(zhuǎn)速范圍=當機床處于低速檔時,主軸共有 6R n45nminn71z5查標準,=已知=1.499=，取=45,=1.449，即 566.7061.RR1zminnn得低,n=45,就可每隔六個數(shù)取得一個數(shù)).(見參考文獻 1 第 6 頁從表中找到數(shù)列表min45,67,103,154,230,340 r/min; 級轉(zhuǎn)速分別為速檔的 6n1800maxR=7.659 , 主軸共有 6=級，轉(zhuǎn)速范圍當車

19、床處于高速檔時 n235nminn71z5R=1800 已知即，=1.50=取,查標準=1.50,06.1659.7Rmax1znn數(shù)列表(見參考文獻 1 第 6 頁). 從表中找到=1800, 就可每隔六個數(shù)取得一個數(shù),得高速檔的 6 級轉(zhuǎn)速分別為 nmax236,354,543,815,1200,1800 r/min。 3 運動設(shè)計 3 31 主擬定傳動方案 擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱等整個傳動系統(tǒng)的確定。傳動型式則指傳動和變速的元件、機構(gòu)以及其組成、安排不同特點的傳動型式、變速類型。傳動方案和型式與結(jié)構(gòu)的復雜程度密切相關(guān)，和工作性能也有關(guān)系。因此，確定傳動

20、方案和型式，要從結(jié)構(gòu)、工藝、性能及經(jīng)濟性等多方面統(tǒng)一考慮。 8 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設(shè)計 32 傳動方案的比較 321 采用單速電機 已知變速級數(shù)為 Z=12。 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目。 級數(shù)為 Z 的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳動組組成，各傳動組分別有Z1、Z2、Z3、.各傳動副，即 Z=Z1Z2Z3 傳動副數(shù)由于結(jié)構(gòu)的限制以 2 或 3 為合適，即變速級數(shù) Z 應(yīng)為 2 和 3 的因子 a2 。3Z= 可以有兩種方案 2 3方案一 12=2 傳動齒輪數(shù)目 2（2+3+2）=14。 軸向尺寸為 15b。 傳動軸數(shù)目為 4 根。 操縱機構(gòu)較為簡單：兩個滑移齒輪和一個三聯(lián)滑移齒輪，可

21、單獨也可集中操縱。 方案二 12=34 9 數(shù)控車床主傳動機構(gòu)設(shè)計 =14 個。（34）傳動齒輪數(shù)目 2 。軸向尺寸為 19b 根。傳動軸數(shù)目為 3個雙聯(lián) 2 操縱機構(gòu)較復雜：四聯(lián)滑移齒輪作為整體式，滑移長度為 12b；如拆為 滑移齒輪，需要有自鎖，以保證只有一個齒輪副嚙合。 ，2 的三個傳動組方案為優(yōu)。 ，相比之下，還是傳動副數(shù)分別為 23 2 采用雙速電機 23 應(yīng)車床上，有時采用雙速電機，雙速電機的轉(zhuǎn)速比：=2，傳動系統(tǒng)的公比電2。這時電機的轉(zhuǎn)速變換=1.41 當是 2 的整次方根，本設(shè)計中的雙速電機的公比這樣使傳動系統(tǒng)的，起著系統(tǒng)中第一擴大傳動組的作用相應(yīng)基本組的傳動級數(shù)應(yīng)為 2 為了

22、結(jié)構(gòu)設(shè)計本設(shè)計是經(jīng)濟型數(shù)控車床，采用電控和手動兩種方式，機械結(jié)構(gòu)簡化。 的需要，本設(shè)計采用雙速電機。 3 各級傳動比的計算3 假設(shè)結(jié)構(gòu)如圖： 10 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設(shè)計 1軸軸主軸3264785109 由于已經(jīng)設(shè)計了各軸之間的相對位置關(guān)系，由傳動系統(tǒng)草圖知共有六個傳動比。8,之間的傳動比為齒輪齒輪 2 和齒輪 5 分別設(shè)齒輪 1 和齒輪 4 之間的傳動比為,ii1425i107 之間的傳動比為和齒輪,齒輪 9 之間的傳動比為 ,齒輪 3 和齒輪 6 和齒輪 i3689i i。,帶輪傳動比為之間的傳動比為710 輪帶 。設(shè)其中iii143625 嚙合。8 和齒輪 9 當處于低檔時，手動操

23、作使得齒輪為當時的主軸轉(zhuǎn)速最小，5 之間嚙合，當中間的電磁離合器得電，齒輪 2 和齒輪 ?；?67 r/min45ii1000=45r/min 可得 i8925 輪帶iii1500=67 r/min 8925 輪帶為當時的主軸轉(zhuǎn)速最大，和齒輪 6 之間嚙合，當左側(cè)的電磁離合器得電，齒輪 3 ?；?340 r/min226iii1000=230 r/min 可得 8936 輪帶iii1500=340 r/min 8936 輪帶1004 之間嚙合，當時的主軸轉(zhuǎn)速為和齒輪當右側(cè)的電磁離合器得電，齒輪 1 11 數(shù)控車床主傳動機構(gòu)設(shè)計 或 150 可得 1000=100 r/min iii1489 輪

24、帶1500=150 r/min iii1489 輪帶 當處于高檔時，手動操作使得齒輪 7 和齒輪 10 嚙合 當中間的電磁離合器得電，齒輪 2 和齒輪 5 之間嚙合，當時的主軸轉(zhuǎn)速最小，為 236 或 354 可得 1000=235 r/min iii71025 輪帶 1500=354 r/min iii71025 輪帶當左側(cè)的電磁離合器得電，齒輪 3 和齒輪 6 之間嚙合，當時的主軸轉(zhuǎn)速最大，為 1200 或 1800 可得 1000=1200 r/min iii71036 輪帶 1500=1800 r/min iii71036 輪帶當右側(cè)的電磁離合器得電，齒輪 1 和齒輪 4 之間嚙合，當

25、時的主軸轉(zhuǎn)速為 543 或 816 iii1000=543 r/min 可得 14710 輪帶iii 1500=815 r/min 14710 輪帶由這 6 各方程聯(lián)列可解得 0.3226 0.7447 1.6452 iii143625ii1.3659 0.2576 0.534 i71089輪帶u=1/4，傳動比的選用時，應(yīng)注意的幾個問題，充分使用齒輪副的極限傳動比 minu=2， max雖然可以最大限度地獲得變速箱范圍或減少傳動件數(shù)，但會導致齒輪和箱體尺寸過大，齒輪線速度增大，容易產(chǎn)生振動和噪音，要求精度提高。在實踐中，往往不采用降速很小、升速很大的傳動比，特別是中間軸的傳動。因此，從系統(tǒng)的

26、角度考慮，寧可適當增加串聯(lián)傳動組的數(shù)目，或者用并聯(lián)式的分支傳動滿足變速范圍的要求，而避免用極限傳動比的傳動副。 12 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設(shè)計 以上幾個傳動比都符合要求。 34 各軸轉(zhuǎn)速的確定方法 由傳動比和電機的轉(zhuǎn)速，可以計算出各軸的轉(zhuǎn)速； 341 軸的轉(zhuǎn)速 軸從電機得到運動，經(jīng)傳動系統(tǒng)轉(zhuǎn)化成各級轉(zhuǎn)速。電機轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)速和主軸最高轉(zhuǎn)速應(yīng)相接近。顯然，從傳動件在高速運轉(zhuǎn)下恒功率工作時所受扭矩最小來考慮，軸不宜將電機轉(zhuǎn)速降得太低。但如果軸上裝有摩擦離合器一類部件時，高速下摩擦損耗、發(fā)熱都將成為突出矛盾，因此，軸轉(zhuǎn)速也不宜太高車床的軸轉(zhuǎn)速一般取 7001000 r/min 左右比較合適。另外也要注意

27、到電機與軸的傳動方式，如用帶輪傳動時，降速比不宜太大，和主軸尾部可能干涉。 342 中間傳動軸的轉(zhuǎn)速 對于中間傳動軸的轉(zhuǎn)速的考慮原則是：妥善解決結(jié)構(gòu)尺寸大小與噪音、振動等性能要求之間的矛盾。 中間傳動軸的轉(zhuǎn)速較高時，中間傳動軸和齒輪承受扭矩小，可以使軸徑和齒輪模數(shù)小些，從而可以使結(jié)構(gòu)緊湊。但是，這將引起空載功率和噪音加大。從經(jīng)驗知：主軸轉(zhuǎn)速和中間傳動軸的轉(zhuǎn)速時，應(yīng)結(jié)合實際情況作相應(yīng)修正：1、對于功率較大的重切削機床，一般主軸轉(zhuǎn)速較低，中間軸的轉(zhuǎn)速適當取高一些對減小結(jié)構(gòu)尺寸的效果較明顯。2、對高速輕載或精密機床，中間軸轉(zhuǎn)速宜取低一些。3、控制齒輪圓周速度V8m/s，在此條件下，可適當選用較高的中

28、間軸轉(zhuǎn)速。 35 轉(zhuǎn)速圖擬定 運動參數(shù)確定以后，主軸各級轉(zhuǎn)速就已經(jīng)知道了，而且根據(jù)設(shè)計出來的各級齒輪 13 數(shù)控車床主傳動機構(gòu)設(shè)計 的傳動比，這樣就可以擬定主運動的轉(zhuǎn)速圖，使主運動逐漸具體化。 電動機軸主軸軸 180015001200100081554335434023623015410345 0.534：153：3135：4720：6254：4117：66 。Z=12,變速范圍 R=1800/45=40 級數(shù):此車床集中傳動公比為,41.1 14 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設(shè)計 4 動力計算動力計算 4.1 齒輪的計算齒輪的計算 4.1 .1 確定齒輪齒數(shù)和模數(shù)（查表法）根據(jù)上面計算的傳動比和

29、可以用計算法或查表法確定齒輪齒數(shù)，后者更為簡便。 初步定出的小齒輪齒數(shù)，查表即可求出齒輪副齒數(shù)之和，再減得大齒輪的齒數(shù)。 用查表法求軸和軸上的齒輪的齒數(shù)和模數(shù) 頁） 。1 第 20常用傳動比的適用齒數(shù)（小齒輪） （見參考書 選取時應(yīng)注意： ；1820不產(chǎn)生根切。一般取 Zmin5mm2m,一般取 保證強度和防止熱變形過大，齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚 。 Zmin6.5+2T/m 則同一傳動組的各對齒輪副的中心距應(yīng)當相等。若模數(shù)相同，則齒數(shù)和亦應(yīng)相等。但由于傳動比的要求，尤其是在傳動中使用了公用齒輪后，常常滿足不了上述要求。一般但修正量不能太大，機床上可用修正齒輪，在一定范圍內(nèi)調(diào)整中心距使其相等。

30、個齒。4 齒數(shù)差不能超過 3 防止各種碰撞和干涉。 4。三聯(lián)滑移齒輪的相鄰兩齒輪的齒數(shù)差應(yīng)大于 52 和齒輪 2 齒數(shù)為 20，而且由上可知，齒輪所以，可以假設(shè)其中最小的齒輪，查常用傳動比的適用齒數(shù)（小齒輪）表，可找到最接近的傳動之間的傳動比為 3.1 。82。可得大齒輪齒數(shù)為 62 比為 3.15，當時的齒數(shù)之和為 齒輪模數(shù)的估算而且有些系數(shù)只有在齒輪各,按接觸疲勞和彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù)比較復雜先估算，所以只在草圖畫完之后校核用。,在畫草圖之前，參數(shù)都已經(jīng)知道后方可確定 再選用標準齒輪模數(shù)。 齒輪彎曲疲勞的估算：N1m 32mm 3znj 其中 N-計算齒輪傳遞的額定功率 N=N d齒輪

31、點蝕的估算： 15 數(shù)控車床主傳動機構(gòu)設(shè)計 N1 mm370A3njnj 為大齒輪的計算轉(zhuǎn)速,A 其中為齒輪中心距。 、z2 求出模數(shù)：由中心距 A 及齒數(shù) z1A2mj 21zz 1 ,選取相近的標準模數(shù)根據(jù)估算所得和中較大得值 mmj 5 為例以齒輪 2 和齒輪0.534=801 r/min n=1500=inj輪帶0.95=5.225kw N=5.52255.1.509 32m35340.6215005.22537069.133mm A315000.534269.133mj1.686 2062 所以,根據(jù) mj 選取,為了保證模數(shù)一定滿足要求,假設(shè)齒輪2 和齒輪 5 的模數(shù)為 3 由此可

32、知,輸入軸 1 和傳動軸 2 之間的中心距為 m(z2z5)3(2062) A=123mm 22 同理且根據(jù) 1 軸和 2 軸之間的距離始終為 123mm,可得出 1 軸和 2 軸之間其余的齒輪的齒數(shù)和模數(shù) 分別為 z1=35 m1=3 z4=47 m4=3 z3=51 m3=3 z6=31 m6=3 41. 2 確定齒輪的齒數(shù)和模數(shù)（計算法）并校核 以齒輪 8 和 9 為例, 設(shè)計時采用最高轉(zhuǎn)速，即齒輪 10 的轉(zhuǎn)速為 1800r/min,已知該組齒輪傳遞的功率 16 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設(shè)計 i300 每年以年,假設(shè)齒輪對稱布置,使用壽命為 8 為 5.5KW,已知傳動比為0.2576

33、,89 齒輪單向回轉(zhuǎn)。中等沖擊,工作日計,兩班制,表 因傳遞功率不大、轉(zhuǎn)速不高、材料按 1、齒輪的材料、精度和齒數(shù)選擇 鋼，鍛造毛坯，大齒輪正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面。選取，都采用 557-1R 1.6 級，軟齒表面粗糙度為 齒輪精度用 6。a的齒數(shù)為，取齒輪 8 軟齒面閉式傳動，失效形式為點蝕，考慮傳動平穩(wěn)性，17/0.2576=66 9 為 17，則齒輪 2、設(shè)計計算 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 （1） 、設(shè)計準則 ） 、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計（2ZZZ2KT(u1)1EHd3t1u2 dH6p9.55105.566T610.mmN.mm113290N=9.5

34、5 1 n180017由圖 7-6 選取材料的接觸疲勞極限應(yīng)力為: 560MPMP580 ,aH2limH2mina由圖 7-7 選取材料的彎曲疲勞極限應(yīng)力為: 210MP230MP ,alimaFF1lim2應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N 由式(7-3)計算 N60180017163008/669101.07 =19N1710.1078110.762 N 2u66Z1Z1.02 ,7-8 由圖查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)2N1NY1Y1, 由圖 7-9 查得彎曲疲勞壽命系數(shù),2N1NSS1.4,1,彎曲疲勞安全系數(shù) 7-2 由表查得接觸疲勞安全系數(shù)又nmiminHFYK1.3 =2.0,試選tST由前面的式子

35、求得許用接觸應(yīng)力和許用彎曲應(yīng)力 17 數(shù)控車床主傳動機構(gòu)設(shè)計 limH1MPZ580 amN1S2 limHlinH1MP571Z aN2H2S2 limHY2230STlimF1MP3281Y aN11F4.S12 limFYSTF2limMP300Y a2F2NS2 limF 得將有關(guān)值代入式子 2)1Z2KT(uZZ11329021.3.835189.80.9022 1EH=59.17 =d33t166571udHnd1t1V 則 1.44s/m 1100060取;由表 7-4 查得;查圖 7-10 得由表 7-3 查得 25.1K09.1K05.1KAv 則;1K4311.091.05

36、1KKKKK1.251.VHA431.12 mm9560.17dd1.0359 修正3t113.1mm583.95/1760md/z 115.3m 由表 7-6 取標準模數(shù) 校核齒根彎曲疲勞強度 3 7-18 查得 由圖 0.Y42Y4.2FS1FS70.Y 取 7-12）校核大小齒輪的彎曲強度 由式（113290.432KTI2176.MP8724.0.YY7 1FS11aFF22353317.1mZ2 1dY04.2FSMP76.8773.20 212FFFa2.Y42 1FS 所以，初選的齒輪齒數(shù)和計算出的模數(shù)符合要求。 18 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設(shè)計 求得齒輪 8 和 9 的齒數(shù)和

37、模數(shù)分別為 z8=17 m8=3.5 z9=66 m9=3.5 其中齒輪 8 的齒數(shù)為 17，有可能會發(fā)生根切現(xiàn)象，所以要修正齒輪，用變位修正法求得 8 齒輪的變位系數(shù)為+0.218。用同樣的方法可以求得其他齒輪的變位系數(shù)。 列出各齒輪的齒數(shù)、模數(shù)、和變位系數(shù) 編號 模數(shù) 齒數(shù) 齒形角 變位系數(shù) 1 3 35 20 +0.5 2 3 20 20 +0.8 3 3 51 20 0 4 3 47 20 -0.5 5 3 62 20 0 6 3 31 20 0 7 3 56 20 0 8 35 17 20 +0.218 9 35 66 20 0 10 3 41 20 +0.169 齒輪材料為 55

38、鋼,熱處理為齒部 G580.2,深 0.5 41. 3 齒輪的精度設(shè)計； 齒輪精度設(shè)計的方法及步驟：1、確定齒輪的精度等級； 2、齒輪誤差檢驗組的選擇及其公差值的確定； 3、計算齒輪副側(cè)隙和確定齒厚極限偏差代號； 4、確定齒坯公差和表面粗糙度； 5、公法線平均長度極限偏差的換算； 6、繪制齒輪零件圖。 以齒輪 9 為例：齒數(shù)為 66，模數(shù)為 3.5,變位系數(shù)為 0。 確定齒輪的精度等級 由于該齒輪是主軸箱內(nèi)的齒輪，對傳動精度和穩(wěn)定性的要求都比較高，主要要求 19 數(shù)控車床主傳動機構(gòu)設(shè)計 3405dn663.s/.11mv4 的是傳動平穩(wěn)性精度等級。據(jù)圓周速度 60000100060 級精度。對

39、于如此要求高的齒輪采用 6 齒輪誤差檢驗組的選擇及其公差值的確定 、 、 、該齒輪屬中等精度，且為批量生產(chǎn)查表12-3 選定 FFfFiiW 組成檢驗方案。根據(jù)及 mm231mm27bdmz3.566111 12-15 可得公差值：查表 12-13、表 12-14、表 45F25F36F 第公差組 pr 第公差組 1011f9ffpbptf 第公差組 9F 計算齒輪副側(cè)隙和確定齒厚極限偏差代號代號s/4.11mv查得 計算齒輪副的最小極限側(cè)隙由表 12-10 按油池潤滑和 jminn035.500.013.j0.01m nn1sina(t)j26 2t1n221根據(jù)齒輪和箱體的材料，從材料手冊

40、上查得，鋼和鑄鐵的線膨脹系數(shù)分別為 66c10/11.5c510/10. 。 ， 12)17.5(66m(z1z2)36 .25mma145傳遞的中心距 2225145.j0310.0.038mm所以， 2n120 確定齒厚極限偏差代號 由式（12-15）齒厚上偏差 222Ff1042ftanjjf.2bb1a2nn1nEsscos2n6 9FFm 式中前面已查得f 級精度查得 12-14 按 6 由表pbm9f11fm 2pbpb1 20 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設(shè)計 ，6 級精度查得，由表 12-17 按 145.5m20fa ，所以，代入數(shù)據(jù)得 m56Ess 因為 11fptE56ss

41、11f pt ，因此或者 12-9 查得齒厚的上偏差代號為G 由圖 12-29666fE ptss 齒厚下偏差226 bTF2tan 可知Srrnm36F，表 12-11，查表 12-13，6 級精度齒輪查rm267291m1b1.26IT8. ，所以r22m247191.2tan2036T sEET6671137mm SsiSSE137si12.5 f11 pt由圖 12-29 或表 12-9 查得齒厚下偏差代號為 K，因此 m1321211E si至此，小齒輪的精度為：6GK GB10095-88 確定齒坯公差、表面粗糙度 齒輪內(nèi)孔是加工、檢驗及安裝的定位基準，對 6 級精度的齒輪，由表

42、12-18 查得：內(nèi)孔尺寸公差為 IT7，內(nèi)孔直徑為 85mm,偏差按基準孔 H 選取，即齒輪內(nèi)孔的下偏差為 0，上偏差為+0.022。內(nèi)孔的形狀公差按 6 級決定或遵守包容原則。 定位端面的端面圓跳動公差由表 12-19 查得為 0.014mm。 齒頂圓只作為切齒加工的找正基準，不作為檢驗基準，故其公差選用 IT11，齒mm238hmdd2，上偏-0.290,，偏差按基準軸頂圓直徑 h 選取即下偏差為a1a1 0。差為 21 數(shù)控車床主傳動機構(gòu)設(shè)計 齒輪的表面粗糙度按 7 級查表 12-20，各表面粗糙度分別為：齒面=1.6,內(nèi) RRaa孔=1.6,基準端面=3.2,齒頂圓=6.3。 RRR

43、aaa公法線平均長度極限偏差的換算 公法線的公稱長度 W 及其跨齒數(shù) k,可從機械設(shè)計有關(guān)手冊中查得或按式 12-7和式 12-8 求得 跨齒數(shù) 850.0.566/9kz/9Wm1.476(2k1)0.014z3.51.476(161)0.0146680.7246 該齒輪為中模數(shù)齒輪，控制側(cè)隙的指標宜采用公法線平均長度極限偏差，EEwiws按換算式 12-20、式 12-21、式 12-22 得 m.9700.7236sin20EEcos0.72Fsin66cos206 nwmsnssrm2115.sin2036cos132200.72sincosEE0.72F6 nnsirwsi齒輪工作圖

44、 下圖為本例齒輪零件圖。 法向模數(shù)mn3.5齒數(shù)z66齒形角20齒頂高系數(shù)ha*1徑向變化系數(shù)0跨齒數(shù)k8跨 K 齒公法線平均長度偏差wk-0.07180.724-0.115精度等級6GKGB10095-88齒輪副中心距及其極限偏差afa145.50.020配對齒輪圖號齒數(shù)13817公差組檢驗項目代號公差值Fw0.025FrFp0.0360.045ff0.009fpt0.011fpb0.010F0.009 22 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設(shè)計 其余兩端面未注倒角） （ 電磁離合器的選擇和使用 4.2 本設(shè),隨著機床設(shè)備向自動化趨勢發(fā)展,電磁離合器和制動器的應(yīng)用越來越廣泛其中的電控就是用電磁離合器

45、,采用手動和電動相結(jié)合的方式計為經(jīng)濟型數(shù)控車床易于實現(xiàn)遠距它具有結(jié)構(gòu)緊湊、電磁離合器是自動化控制的主要元件之一,來實現(xiàn)的,提高齒輪箱的傳動剛度和加工同時能滿足簡化機床結(jié)構(gòu)，離操縱和自動控制等特點， 精度，實現(xiàn)機床高響應(yīng)性、高頻率動作等方面的要求。離合器的類個電磁離合器，大大簡化了主軸箱內(nèi)結(jié)構(gòu)。我設(shè)計的主軸箱采用了 3 型很多，有通電工作的，也有失電工作的。按其傳遞扭矩形式可分為摩擦式離合器、按其工作條件可分為濕式離合器和牙嵌式離合器，磁粉式離合器以及轉(zhuǎn)差式離合器； 干式離合器；按其電流饋入的方式可分為有滑環(huán)離合器和無滑環(huán)離合器。選擇離合器的型號規(guī)格之前，必須充分了解各種離合器的動作特性及其優(yōu)缺

46、點。假如摩擦片數(shù)一在選擇離合器過程中最重要的因素是扭矩，扭矩表示所傳遞的動力，定，則所傳遞扭矩大小和離合器有效半徑相對應(yīng)。但在實際上，速度、溫度、摩擦片 的磨損情況，污染情況都影響工作扭矩。表示計 T 在設(shè)計過程中，計算扭矩是工作載荷的慣性和運動載荷的慣性之和，用2VRSW)(WKNS7 Lr 算扭矩可用下式求出：mkg.T )t(gt)tt308(mm 式中 23 數(shù)控車床主傳動機構(gòu)設(shè)計 W-旋轉(zhuǎn)組件的重量 rK-旋轉(zhuǎn)組件的回轉(zhuǎn)半徑 N-回轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速 S-工作安全系數(shù) W-直線運動組件的重量 LV-線性速度 R-變旋轉(zhuǎn)運動為直線運動皮帶輪的半徑 g-9.8 t-機器啟動所需時間 t-電磁離合器吸

47、合時間 m但在實際工作中,很多設(shè)備的精確載荷難以計算。一般是根據(jù)輸入動力確定所需扭矩。 975PSkg.Tm N7 式中 P-輸入功率 S-工作安全系數(shù) N-輸入轉(zhuǎn)數(shù) 從上式中看出，對扭矩影響最大的是安裝離合器軸的回轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)數(shù)。因此。一定動力下，較高的轉(zhuǎn)數(shù)對應(yīng)低的扭矩，因此，在設(shè)計中盡可能將離合器裝在傳動鏈中轉(zhuǎn)速較高的位置，這通常要求離合器和電機同軸。 本設(shè)計中的主軸箱采用的是油潤滑，所以選用的電磁式離合器是濕式的。 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)和相互關(guān)系，而且軸的扭矩小于軸的扭矩，分析后，選擇在軸上的兩個離合器均為 DLM5 系列離合器，其型號為 DLM5-10；軸上的扭矩大于軸，其型號可選為 DLM5-25。

48、 24 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設(shè)計 5 軸的設(shè)計和驗算軸的設(shè)計和驗算 5.1 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 機床傳動軸，廣泛采用滾動軸承作支承。軸上要安裝齒輪、離合器和制動器等。傳動軸應(yīng)保證這些傳動件或機構(gòu)能正常工作。 傳動軸應(yīng)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心線間的平行度等裝配及加工誤差也會引起上述問題。 所以，在設(shè)計軸時要充分考慮軸的強度剛度等因素。在選擇材料和估算直徑都要滿足條件，估算完以后還要對軸的強度和剛度進行校核。 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計主要是使軸的各部分具有合理的結(jié)構(gòu)和尺寸。 影響軸的結(jié)構(gòu)的因素很多，因

49、此軸的結(jié)構(gòu)沒有標準形式。設(shè)計時，必須針對軸的具體情況作具體分析，全面考慮解決。 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計的主要要求是： 裝在軸上的零件有確定的位置。且布置合理。 軸受力合理，能可靠地傳遞力和轉(zhuǎn)矩，有利于提高強度和剛度。 具有良好的工藝性。 便于安裝和調(diào)整。 節(jié)省材料，減輕質(zhì)量。 軸（輸入軸）的設(shè)計 軸的特點:1將運動傳入變速箱的齒輪，一般都安裝在軸端，軸變形較大，結(jié)構(gòu)上應(yīng)注意加強軸的剛度或使軸不受帶的拉力（帶輪卸荷）;2若軸上安裝正反向的離合器，由于組成離合器的零件很多，在箱內(nèi)裝配很不方便，一般都希望在箱外將軸組裝好后在整體裝入箱內(nèi)（最好連皮帶輪也組裝在上面） 。 卸荷裝置:帶輪將動力傳到軸有兩類方式：一

50、類是帶輪直接裝在軸上。除了傳遞扭矩外，帶的拉力也作用在軸上。另一類是帶輪裝在軸承上，軸承裝在套筒（法蘭盤）上，傳給軸的只是扭矩，徑向力由固定在箱體上的套筒承受。這種結(jié)構(gòu)稱為卸荷裝置。 5.2 軸的強度校核(以軸為例) 由鹽城市機床廠 1997-10-01 發(fā)布的臥式車床企業(yè)標準表 9 知主軸轉(zhuǎn)速為 25 數(shù)控車床主傳動機構(gòu)設(shè)計 minr/.5345341000r/min0 這時軸的轉(zhuǎn)速為時,103 扭矩為 468N.m, 5.2.1 選擇軸的材料，對其重量和尺寸也無特殊 5.5KW4 由于這個車頭箱傳動的功率不大，分別為和 鋼。要求，故此輸入軸采用 45 初估軸徑 5.2.2 ，考慮到安裝帶輪

51、 1172)得 C=106按扭矩初估軸的直徑，查表 10-2(見參考書 則的軸段僅受扭矩作用，取 C=106,p5.5106C23.06mmd33minn5342 5.2.3 結(jié)構(gòu)設(shè)計 d 處開從初估直徑后就可按照軸上零件的安裝順序,(1) 各軸段直徑的確定 min始逐段確定直徑。考慮到軸段 1 上安裝帶輪，上面將安裝有軸承為了符合軸承內(nèi)徑系列，即軸段的直徑應(yīng)與軸承型號的選擇同時進行，取軸承代號為 6306 的深溝球軸承，其內(nèi)孔直徑為 30，同理可取其他各段軸的內(nèi)徑； （2）各軸長度的選擇 軸段一處上要安裝有帶輪、軸承、密封圈等，根據(jù)這些部件的尺寸，可以得出各段軸段的長度。各個軸段尺寸的確定主

52、要是根據(jù)軸上零件的轂長或軸上零件配合部分的長度確定。而另一些軸段的長度除與軸上零件有關(guān)外，還與箱體及軸承蓋等零件有關(guān)。通常從齒輪端面開始，為避免轉(zhuǎn)動零件與不動零件干涉，取齒輪端面與箱體內(nèi)壁的距離 H=15mm,考慮箱體的鑄造誤差，軸承內(nèi)端面應(yīng)距箱體內(nèi)5mm，考慮上下軸承座的聯(lián)接，取軸襯座寬度為壁一段距離，取 45mm。 （3）軸上倒角及圓角為了保證軸承內(nèi)圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據(jù)軸承手冊推薦，取軸肩圓角半徑為 1mm。為方便加工，其他軸肩圓角半徑均取為 1mm，根據(jù)標451。準 ，軸的左右端倒角均為4TGB/6403.上述確定尺寸和結(jié)構(gòu)的過程，與畫草圖同時進行，結(jié)構(gòu)設(shè)計草圖（見下圖-a）

53、26 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設(shè)計 帶輪軸承abcdef齒輪aFR2HHVML2=199.4L1=40.5TaL3=97.1FFR1VR2VFR1HFtFrMM 軸的受力分析 5.2.4 2T468 N2039F t51mr3 2.Ftg20742F tr齒輪上不存在所以因為齒輪為直齒圓柱齒輪，,(見上圖-b)，(1)畫軸的受力簡圖 軸向力。 (2)計算支承反力 在水平面上F10000772.rN.06243F HR15.3L296L2 N14499.243.06FFF742.2N HrHR21r 在垂直面上 N51019.FF/22039/2F tVVR21R ）畫彎矩圖（見上圖-c d e

54、(3) a-a 剖面左側(cè) 在水平面上，mmN48466.L2FM243061994 HR1aH 27 數(shù)控車床主傳動機構(gòu)設(shè)計 剖面右側(cè) a-a mmN.11497.48466MFL3499.HRaH2 在垂直面上mm45N.1019.598993.MFL397.1M VAv2aVR 合成彎矩 a 剖面左側(cè)和右側(cè)的彎矩相同2222110220.54.43NM.Mmm4846698993MMaVaH aa(4)畫彎矩圖（見上圖-f） N.mmFd/2468/3156000 T= 轉(zhuǎn)矩t(5)判斷危險截面 顯然，a-a 面處無論是彎矩還是扭矩都為最大，a-a 面為危險截面 (6)軸的彎扭合成強度校核

55、 ，10-1 查得由表 MPMP10055a1a0bb在 a-a 截面左側(cè) 2125(40(dt)5)bt333 2 MP26.4063mm0W0.1d.1 a402d2合適。 (7)軸的疲勞強度安全系數(shù)校核 650MP0.1155MP2MP0.300， ， ， 。 ；由表 10-1 查得 a1aBa1在 a-a 截面左側(cè) 22)5(dt)40125bt(332 mm1209364000d0.22W0. T402d20.81K1.63K1，查得絕對尺寸系數(shù) 10-1 由附表查得；由附表 10-4，0.761.0。則 ；軸經(jīng)磨削加工，由附表 10-5 查得表面質(zhì)量系數(shù)1102209./W11MP

56、M 彎曲應(yīng)力 ab120939.11MP 應(yīng)力幅 aba0 平均應(yīng)力 m 28 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設(shè)計 T156000 切應(yīng)力 MP.9012 aTW12093T12.90T6.45MP aam22 安全系數(shù)126.S67 K m 16S.45 K m SS9.66S 22SS 1s5s.s31.得許用安全系數(shù)，顯然 10-6,即整個查表，故，a-a 截面安全軸都是安全的，其彎扭合成強度和疲勞強度均是足夠的。 5.3 軸的剛度校核(以軸為例) 軸受載后要發(fā)生彎曲和扭轉(zhuǎn)變形，如果變形過大，會影響軸上零件正常工作。 傳動軸除應(yīng)滿足強度要求外，還應(yīng)滿足剛度要求。強度要求保證軸在反復載荷和扭轉(zhuǎn)載

57、荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大變形。剛度要求保證軸在（彎曲、軸向、扭轉(zhuǎn)）不致產(chǎn)生過大的變形（彎曲、失穩(wěn)、轉(zhuǎn)角） 。如果剛度不足，軸上的零件如齒輪、軸承等將由于軸的變形過大而不能正常工作，或者產(chǎn)生振動和噪聲、發(fā)熱、過早磨損而失效。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。通常，先按扭轉(zhuǎn)剛度估算軸的直徑，畫出草圖之后，再根據(jù)受力情況、結(jié)構(gòu)布置和有關(guān)尺寸，驗算彎曲剛度。 軸的直徑按扭轉(zhuǎn)剛度估算，上文已完成，估算出的直徑為 40mm. 車床傳動軸的彎曲剛度驗算，主要驗算軸上裝齒輪和軸承處的撓度 y 和傾角。各類軸的撓度 y 和傾角 ，應(yīng)小于彎曲剛度的許用值Y和值，即： yY；

58、值，即： 軸的彎曲變形的允許值： 安裝齒輪的軸允許的撓度為（0.010.03）m 計算軸本身彎曲變形產(chǎn)生的撓度 y 和傾角 時,一般常將軸簡化為集中載荷下的簡支梁,當軸的直徑相差不大且計算精度要求不高時,可把軸看作等徑軸,采用平均直 29 數(shù)控車床主傳動機構(gòu)設(shè)計 di 來計算。計算公式為：圓軸：平均直徑徑（)dd 1ii4d1 慣性矩 I 64d304050i 軸為圓軸,其平均直徑mm40d 13i44d4041 慣性矩 I125664mm 6464齒輪帶輪軸承aaypxx xb=199.4c=40.5a=97.1l=296.5: 計算撓度x4199.Pbyx).51

59、99.(lbx4)(296 段內(nèi): a x7125664106EIl62 彎矩載荷截面慣性矩 M-其中 P-力載荷(N) I- 所求之點距離撓度 x-傾角 y-7MP102E=鋼材軸材料的彈性模量, E-aPa(lx)2221 yal(lx): 段內(nèi) b xEIl6)Pab(2ab1x1(x1)y)( : c 段內(nèi) BxEIl6, 由圖分析得x4Pbx1560199.2222221)4bx()296.5199.yx(l段內(nèi)撓度 a x7EIl61256646210其撓度值為的值為之間由求導得和的值為 x097.1x97.1 撓度最大,時, 30 鹽城工學院機械工程系畢業(yè)設(shè)計 0.0025081

60、,而軸的撓度的允許值為(0.010.03)m,其中 m 為齒輪模數(shù), 所以,y=0.030.09mm 可知 a 段內(nèi)撓度y b 段內(nèi)撓度 Pa(lx)222yalx)l( xEIl6 )296.5x1560(2221 .296.5x)197296.5(= 71256641062, ,得到撓度為最大時對式子求導求得 其撓度值也y 再由公式計算得到幾個受力端點處的撓度,由計算可得同樣y 所以,撓度符合要求 傾角的校核 由分析可知,最大傾角出現(xiàn)在左支承點處 Pab(la)156097.1199.4(296.597.1)6102.66弧度 其傾角為 76EIl6210125664296.5左支承處裝有