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1、5.4 齿轮的布置为了使变速箱结构紧凑以及考虑主轴适当的支承距离和散热条件，其齿轮的布置如下图2.4所示。 图2.4齿轮结构的布置4.3各变速组齿轮规格的确定(好好查查机械设计手册)4.3.1 齿轮模数的确定：齿轮模数的估算。通常同一变速组内的齿轮取相同的模数，如齿轮材料相同时，选择负荷最重的小齿轮，根据齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条件进行估算模数和，并按其中较大者选取相近的标准模数，为简化工艺变速传动系统内各变速组的齿轮模数最好一样，通常不超过23种模数。先计算最小齿数齿轮的模数，齿轮选用直齿圆柱齿轮,齿轮精度选用7级精度，选择小齿轮材料为40C(合金铸钢调质)，硬度为280HBS：（
2、一对轴承的传递效率为0.98-0.99，齿轮传动效率为0.98-0.99，此处去轴承位）根据机械设计手册有公式：齿面接触疲劳强度：齿轮弯曲疲劳强度：1 a变速组：分别计算各齿轮模数，先计算最小齿40的齿轮。齿面接触疲劳强度：其中: -公比 ； = 2； P-齿轮传递的名义功率；P = 0.963=2.88KW； -齿宽系数=； -齿轮许允接触应力，按MQ线查取;（查查这个图） -计算齿轮计算转速;K-载荷系数取1.2。（查表）=650MPa，根据标准模数系列将模数圆整为2mm。齿轮弯曲疲劳强度：其中: P-齿轮传递的名义功率；P = 0.963=2.88KW； -齿宽系数=； -齿轮许允齿根应
3、力， MQ线查取；-计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2。，根据标准模数系列将齿轮模数圆整为2.0mm 。所以于是变速组a的齿轮模数取m =2.0mm轴上主动轮齿轮的直径： 轴上三联从动轮齿轮的直径分别为： 、b变速组：确定轴上另两联齿轮的模数，先计算最小齿数25的齿轮。齿面接触疲劳强度：其中: -公比 ； =2.5； P-齿轮传递的名义功率；P = 0.9224=3.688KW； -齿宽系数=； -齿轮许允接触应力，由MQ线查取; -计算齿轮计算转速;K-载荷系数取1.2。=650MPa， 根据标准模数系列将齿轮模数圆整为3mm齿轮弯曲疲劳强度：其中: P-齿轮传递的名义功率；P =0.
4、9224=3.688KW； -齿宽系数=； -齿轮许允齿根应力，由MQ线查取；-计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2。，根据标准模数系列4将齿轮模数圆整为3mm 。所以于是变速组b的齿轮模数取m = 4mm 轴上主动轮齿轮的直径： 轴上二联从动轮齿轮的直径分别为：、c变速组：确定轴上另两联齿轮的模数，先计算最小齿数18的齿轮。齿面接触疲劳强度：其中: -公比 ； =4； P-齿轮传递的名义功率；P = 0.894=3.56KW； -齿宽系数=； -齿轮许允接触应力，由MQ线查取; -计算齿轮计算转速;K-载荷系数取1.2。=650MPa， 根据标准模数系列将齿轮模数圆整为5mm齿轮弯曲疲劳
5、强度：其中: P-齿轮传递的名义功率；P =0.894=3.56KW； -齿宽系数=； -齿轮许允齿根应力，由MQ线查取；-计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2。，根据标准模数系列4将齿轮模数圆整为4mm 。所以m3=5mm于是变速组c的齿轮模数取m = 5mm 轴上主动轮齿轮的直径： 轴上二联从动轮齿轮的直径分别为：、标准齿轮参数：齿顶圆直径 ； 齿根圆直径；分度圆直径 ；齿顶高 ；齿根高 ； 齿轮的具体值见表表4.1齿轮尺寸表 （单位：mm）齿轮齿数z模数分度圆直径d齿顶圆直径齿根圆直径齿顶高齿根高1803240246232.522.52403120126112.522.5350315
6、0156142.522.54703210216 202.522.55354140148 130456494196204 186457284112120 1024585642242322144592248896784510624248256 2384511605300310 287.556.2512305150160 137.556.251318590100 77.556.2514725360370 347.556.254.3.2 齿宽的确定由公式得：轴主动轮齿轮；轴主动轮齿轮；轴主动轮齿轮；一般一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应主
7、动轮比从动轮齿宽大（510mm取6）。所以：4.3.3 各轴间中心距的确定；4.4 带轮结构设计、带轮的材料常用的V带轮材料为HT150或HT200，转速较高时可以采用铸钢或钢板冲压焊接而成，小功略时采用铸铝或塑料。、带轮结构形式V带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成。V带轮的结构形式与基准直径有关，当带轮基准直径（d为安装带轮的轴的直径，mm）时。可以采用实心式，当可以采用腹板式，时可以采用孔板式，当时，可以采用轮辐式。 带轮宽度：。 分度圆直径： 。、V带轮的论槽V带轮的轮槽与所选的V带型号相对应 mm槽型与相对应得A11.02.758.79（1） V带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使V带工作面夹角发
8、生变化。为了使V带的工作面与大论的轮槽工作面紧密贴合，将V带轮轮槽的工作面得夹角做成小于。（2） V带安装到轮槽中以后，一般不应该超出带轮外圆，也不应该与轮槽底部接触。为此规定了轮槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高度。（3）轮槽工作表面的粗糙度为。带轮的技术要求铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有傻眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补；转速高于极限转速的带轮要做静平衡，反之做动平衡。其他条件参见中的规定。4.5 各轴轴承的选用 主轴 前支承：NN3000K，前支承：NN3000K 轴 前支承：30208;带轮
9、处支承：6210 轴 前支承：30207;中后支承：30207 轴 前支承：30208;后支承：3020844.1片式摩擦离合器的选择片式摩擦离合器可以在运转中接通或断开，且具有结合平稳、没有冲击、结构紧凑等特点，部分零件已标准化。在机床主轴箱变速传动中用于主轴的启动和正、反转。1、 摩擦离合器上扭矩的计算 由上可知轴取 6-25215，直径为20mm、转速为。 摩擦离合器所在轴（轴）的扭矩由下式计算： 式中：离合器的额定静扭矩 K安全系数 运转时最大扭矩 N电动机额定功率 轴计算转速 电动机轴到轴传动效率由上知：N=5.5KW、=1000、=0.96。查机床设计手册表得 K=1.5。则由表查
10、的摩擦离合器外片外径D=90mm，内片内径d=30mm， 则其平均圆周速度1） 计算摩擦面对数Z 式中：f摩擦片间摩擦系数 p 许用压强MPa D 摩擦片外片外径mm d 摩擦片内片内径mm Kv 速度修正系数 Kz 结合面数修正系数 Km 接触系数修正系数 查表12得f=0.06、p=1.2.；查表13得Kv =0.94、Km =0.84所以经计算得KzZ=7.8取Z=10则摩擦片的总数为10+1=11片。3 计算轴向压力Q 轴向压力可由下式计算：第5章 主轴组件的设计主轴的结构储存应满足使用要求和结构要求，并能保证主轴组件具有较好的工作性能。主轴结构尺寸的影响因素比较复杂，目前尚难于用计算
11、法准确定出。通常，根据使用要求和结构要求，进行同型号筒规格机床的模拟分析，先初步选定尺寸，然后通过结构设计确定下来，最后在进行必要的验算或试验，如不能满足要求可重新修改尺寸，直到满意为直。 主轴上的结构尺寸虽然很多，但起决定作用的尺寸是：外径D、孔径d、悬伸量a和支撑跨距L。 5.1 主轴的基本尺寸确定5.1.1 外径尺寸D主轴的外径尺寸，关键是主轴前轴颈的（前支撑处）的直径。选定后，其他部位的外径可随之而定。一般是通过筒规格的机床模拟分析加以确定。根据下图的资料参考，P为4KW，最大加工直径为400mm。 所示为普通车床主轴前轴颈直径D1和主参数最大加工直径Dmax的关系Dmax220250
12、315400 5006301000D10.27Dmax100.25Dmax150.22Dmax150.2Dmax15则初取前轴颈D1=80mm, 后轴颈取主轴平均直径D=(60+80)/2=70mm5.1.2 主轴孔径d主轴内孔作用： 1.通过棒料、夹紧刀具或工件用的拉杆、冷却管等 2.大型、重型机床的空心主轴，减轻重量确定d的原则：在满足对空心主轴孔径的要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的要求下尽量取大些1、结构限制；对于轴径尺寸由前向后递减的主轴，应特别注意主轴后轴颈处的壁厚不允许过薄，对于中型机床的主轴，后轴颈的直径与孔径之差不要小于，主轴尾端最薄处的直径不要小于。2、刚度限制；孔径增大会削弱主轴的刚度，由材料力学知，主轴轴端部的刚度与截面惯性矩成正比，即：式中：据上式可得出主轴孔径对刚度有影响 ，有图可见，当时，说明空心主轴的刚度降低较小。当时，空心主轴刚度降低了24%，因此为了避免过多削弱主轴的刚度，一般取。普通车床初步设定主轴孔径d=48mm，主轴孔径与外径比为0.6。5.1.3 主轴悬伸量a主轴悬伸量a指的是
