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C620 型普通車床是我國(guó)車床史上比較典型的型號(hào)之一，是金屬切削加工領(lǐng)域?qū)嵱眯郧也僮餍暂^好耐用的機(jī)床。本文以 C620 型車床為研究對(duì)象，依進(jìn)行傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)， 擬定主傳動(dòng)系統(tǒng)方案及選定傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)形式，進(jìn)行主軸箱等重要零部件的設(shè)計(jì)和校 核，進(jìn)行相關(guān)部件的的受力分析等方法，詳細(xì)闡述了 C620 車床傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)過(guò)程。 本文對(duì) C620 車床的傳動(dòng)系統(tǒng)的主要結(jié)構(gòu)進(jìn)行了設(shè)計(jì)與說(shuō)明，對(duì)電機(jī)、皮帶、傳動(dòng)比等進(jìn)行了計(jì)算，對(duì)床頭箱、進(jìn)給箱、溜板箱等主要部件進(jìn)行了詳細(xì)設(shè)計(jì)。對(duì)床頭箱箱 體進(jìn)行了查表估算、確定了 V 帶輪尺寸、計(jì)算確定了多片式摩擦離合器級(jí)數(shù)、對(duì)床頭箱內(nèi)兩根傳動(dòng)軸、進(jìn)給箱的部分齒輪與軸、溜板箱的部分齒輪進(jìn)行了計(jì)算校核，包括尺寸 的初步估算與強(qiáng)度校核。同時(shí)對(duì)各部分的工作過(guò)程進(jìn)行了詳細(xì)的說(shuō)明，主要包括床頭箱 內(nèi)部各軸間相互配合從而實(shí)現(xiàn) 21 級(jí)變速的過(guò)程、進(jìn)給箱中通過(guò)手柄改變基本螺距與工作狀態(tài)、溜板箱通過(guò)手柄實(shí)現(xiàn)橫向與縱向刀架進(jìn)給的轉(zhuǎn)化過(guò)程，展現(xiàn)了該傳動(dòng)系統(tǒng)執(zhí)行 的可行性。 關(guān)鍵詞：C620 傳動(dòng)系統(tǒng)；床頭箱；進(jìn)給箱；溜板箱 Ⅰ ABSTRACT Ordinary lathe C620 is one of typical model in the history of our lathe, is a good metal cutting processing field practicability and operability of machine tool. This paper takes the C620 lathe as the research object. According to the design of the transmission system, the main transmission system scheme and the selected transmission system structure form, the design and checking of the important parts such as the spindle box, the stress analysis of the related parts are carried out, and the design process of the transmission system structure of the C620 lathe is elaborated in detail. The main structure of the transmission system of C620 lathe is designed and explained in this paper. The motor, belt and transmission ratio are calculated. The main parts, such as the headbox, feed box and slide box, are designed in detail. The calculation and calculation of the size of the V pulley, the calculation and determination of the series of multi piece friction clutch, the calculation and checking of the partial gear in the head box, the part of the gear and the shaft and the slide box are checked, including the preliminary estimate of the size and the strength check. At the same time, the working process of each part is explained in detail, mainly including the coordination of each axle in the headstock to realize the process of the 21 stage transmission, the change of the basic pitch and working state through the handle in the feed box, the transformation process of the horizontal and longitudinal blades by the slide box through the handle, and the transmission system is displayed. The feasibility of execution. Keywords:C620 transmission system; headstock; feed box; slide box. Ⅱ 目錄 摘 要 I ABSTRACT II 1. 緒論 1 1.1 金屬切削機(jī)床國(guó)內(nèi)外發(fā)展趨勢(shì) 1 1.2 國(guó)內(nèi)機(jī)床與國(guó)外機(jī)床的差距 2 1.3 C620 主要技術(shù)參數(shù)概述 2 2. C620 傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 4 2.1 確定傳動(dòng)系統(tǒng)圖 4 2.2 確定主電機(jī)功率 4 2.3 確定傳動(dòng)組及各傳動(dòng)組中傳動(dòng)副的數(shù)目 5 2.4 分配總降速比 5 2.5 皮帶直徑和齒輪齒數(shù)的確定以及轉(zhuǎn)速圖的確定 6 2.6 轉(zhuǎn)速圖擬定 7 3. C620 機(jī)床床頭箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 8 3.1 總體結(jié)構(gòu) 8 3.2 箱體尺寸設(shè)計(jì) 9 3.3 軸Ⅰ設(shè)計(jì)計(jì)算 9 3.4 V 帶輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 11 3.5 多片式摩擦離合器的選型和計(jì)算 14 3.6 軸Ⅱ設(shè)計(jì)計(jì)算 15 4. C620 機(jī)床進(jìn)給箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 19 4.1 總體結(jié)構(gòu) 19 4.2 軸ⅩⅢ的設(shè)計(jì)與校核 19 4.3 對(duì)ⅩⅢ軸齒輪的的設(shè)計(jì)與校核 21 5. C620 機(jī)床溜板箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 26 5.1 總體結(jié)構(gòu) 26 5.2 軸Ⅲ部分齒輪的設(shè)計(jì)與校核 26 6.結(jié)論 31 參考文獻(xiàn) 32 附錄 1 外文翻譯 33 附錄 2 外文原文 39 C620 機(jī)床傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1. 緒論 車床是用于軸類圓形部件，圓盤類部件等具有可回轉(zhuǎn)表面的工件的加工設(shè)備，其是 使用最普遍和最廣泛的機(jī)床之一。C620 型普通車床的主要組成部件有：主軸箱、進(jìn)給箱、溜板箱、刀架、尾架、光杠、絲杠和床身。 主軸箱：又稱床頭箱，它的主要任務(wù)是將主電機(jī)傳來(lái)的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)經(jīng)過(guò)一系列的變速 機(jī)構(gòu)使主軸得到所需的正反兩種轉(zhuǎn)向的不同轉(zhuǎn)速，同時(shí)主軸箱分出部分動(dòng)力將運(yùn)動(dòng)傳給 進(jìn)給箱。主軸箱中等主軸是車床的關(guān)鍵零件。主軸在軸承上運(yùn)轉(zhuǎn)的平穩(wěn)性直接影響工件 的加工質(zhì)量，一旦主軸的旋轉(zhuǎn)精度降低，則機(jī)床的使用價(jià)值就會(huì)降低。 進(jìn)給箱：又稱走刀箱，進(jìn)給箱中裝有進(jìn)給運(yùn)動(dòng)的變速機(jī)構(gòu)，調(diào)整其變速機(jī)構(gòu)，可得 到所需的進(jìn)給量或螺距，通過(guò)光杠或絲杠將運(yùn)動(dòng)傳至刀架以進(jìn)行切削。 絲杠與光杠：用以聯(lián)接進(jìn)給箱與溜板箱，并把進(jìn)給箱的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力傳給溜板箱，使 溜板箱獲得縱向直線運(yùn)動(dòng)。絲杠是專門用來(lái)車削各種螺紋而設(shè)置的，在進(jìn)行工件的其他 表面車削時(shí)，只用光杠，不用絲杠。 溜板箱：是車床進(jìn)給運(yùn)動(dòng)的操縱箱，內(nèi)裝有將光杠和絲杠的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)變成刀架直線 運(yùn)動(dòng)的機(jī)構(gòu)，通過(guò)光杠傳動(dòng)實(shí)現(xiàn)刀架的縱向進(jìn)給運(yùn)動(dòng)、橫向進(jìn)給運(yùn)動(dòng)和快速移動(dòng)，通過(guò) 絲杠帶動(dòng)刀架作縱向直線運(yùn)動(dòng)，以便車削螺紋。 設(shè)計(jì)普通車床的主傳動(dòng)系統(tǒng)，首先要擬定一些加工過(guò)程的對(duì)象和參數(shù)，熟悉其加工 過(guò)程的要求，以此才確定機(jī)床的相關(guān)參數(shù)。本次設(shè)計(jì)主要是根據(jù) C620 機(jī)床的一些參數(shù)以及加工能力來(lái)進(jìn)行相關(guān)問(wèn)題參數(shù)的擬定和解決，同時(shí)結(jié)合以往資料，才會(huì)設(shè)計(jì)出合理 且經(jīng)濟(jì)的機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)。 1.1 金屬切削機(jī)床國(guó)內(nèi)外發(fā)展趨勢(shì) 機(jī)床伴隨著社會(huì)進(jìn)步已逐步成為人類生產(chǎn)勞動(dòng)的重要工具，同時(shí)也是社會(huì)生產(chǎn)力發(fā) 展水平的重要衡量指標(biāo)。追溯一下，普通車床已經(jīng)歷了近二百年的歷史。又隨著電子技 術(shù)，計(jì)算機(jī)技術(shù)與自動(dòng)化技術(shù)的長(zhǎng)足進(jìn)步，精密機(jī)械和測(cè)量技術(shù)也運(yùn)用到了機(jī)床本身且 都有了一定的發(fā)展，所以機(jī)電一體化生產(chǎn)的新型機(jī)床數(shù)控機(jī)床孕育而生。使用數(shù)控機(jī)床 后續(xù)表明了其獨(dú)特的優(yōu)勢(shì)和強(qiáng)大的活力，很多原來(lái)人工操作無(wú)法解決的很多問(wèn)題，都找 到科學(xué)解決的方法。數(shù)控機(jī)床是一種通過(guò)數(shù)字信息控制，控制機(jī)床根據(jù)程序給定的軌跡， 自動(dòng)加工的機(jī)電一體化的加工設(shè)備，此種機(jī)床經(jīng)過(guò)半個(gè)世紀(jì)的發(fā)展，成為了現(xiàn)代制造業(yè) 的重要標(biāo)志，中國(guó)制造行業(yè)中，數(shù)控機(jī)床的應(yīng)用變得越來(lái)越廣泛，同時(shí)也是企業(yè)實(shí)力的 綜合體現(xiàn)。 金屬切削機(jī)床是人類由手工作業(yè)轉(zhuǎn)變?yōu)闄C(jī)械作業(yè)的新工具，是生產(chǎn)工具進(jìn)步和發(fā)展 的產(chǎn)物。鉆孔，打磨外形最原始的方法起初是依靠雙手來(lái)實(shí)現(xiàn)。一般情況的操作對(duì)象還 都是木頭類。隨后隨著金屬等材料的出現(xiàn)，一些原始的加工方法不足以滿足加工的需要， 所以就出現(xiàn)了人力的回轉(zhuǎn)車的雛形。在初始社會(huì)，由于生產(chǎn)工具的缺乏，木材材料和金 44 屬材料在加工方向相比金屬材料要難于木材材料。同時(shí)加工金屬類型的材料是人力所無(wú) 法完成的。隨著生產(chǎn)技術(shù)的革新，一些新的動(dòng)力的出現(xiàn)改變了金屬加工能力。比如說(shuō)蒸 汽機(jī)，液壓動(dòng)力，氣動(dòng)等。同時(shí)在最近一段時(shí)間，電子控制計(jì)算機(jī)技術(shù)和信息技術(shù)等一 些技術(shù)的優(yōu)越性體現(xiàn)出來(lái)，機(jī)床有發(fā)生了翻天覆地的變化，其精度和生產(chǎn)效率變得越來(lái) 越高，特點(diǎn)也越發(fā)明顯，同時(shí)使用也是比較方便。 機(jī)床開(kāi)發(fā)有兩個(gè)基本方向，一個(gè)是需要不斷提高生產(chǎn)率，另外一個(gè)是提高自身自動(dòng) 化程度。近期，機(jī)床行業(yè)設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)走向了新趨勢(shì)，一種無(wú)人手動(dòng)操作的機(jī)床發(fā)展迅猛， 它是通過(guò)人員事先編制好的程序，通過(guò)程序自動(dòng)走完整個(gè)加工周期，比人員手動(dòng)操作方 便靈活了許多，節(jié)約了用人成本。此種趨勢(shì)的明顯奠定了未來(lái)機(jī)床的發(fā)展方向。 1.2 國(guó)內(nèi)機(jī)床與國(guó)外機(jī)床的差距 國(guó)內(nèi)機(jī)床行業(yè)由于國(guó)內(nèi)政策的放寬從而有所進(jìn)步，但是從加工能力和精度來(lái)講，還 與世界先進(jìn)的生產(chǎn)水平和能力相比，有一定的差距。主要針對(duì)以下幾個(gè)方面的不足：多 部分精度高的和超高精密的機(jī)械性能好的機(jī)床由于制造，精密穩(wěn)定性差不足以滿足使用 要求，尤其是高效的自動(dòng)化生產(chǎn)和批量的生產(chǎn)的一致性，其技術(shù)水平和質(zhì)量要明顯落后 西方。在中國(guó)常用的機(jī)床基本上屬于上中型車床，高精度的機(jī)床一般來(lái)與進(jìn)口，所以國(guó) 內(nèi)對(duì)各種類型的機(jī)床的需求量較大。多種行業(yè)包括特殊軍工等行業(yè)也都需要各種類型的 專用精度高的機(jī)床，但有些目前依然是空白。 在技術(shù)層面上，整機(jī)性能差距也非常明顯，據(jù)資料顯示目前國(guó)外高性能機(jī)床可以實(shí) 現(xiàn) 15-19 軸聯(lián)動(dòng)，可實(shí)現(xiàn)分辨率 0.01 微米，而中國(guó)制造的目前的水平只能做到了 5-6 軸 的聯(lián)動(dòng)，且分辨率只有 1 微米。所以說(shuō)目前看國(guó)產(chǎn)產(chǎn)品的質(zhì)量和可靠性還不夠穩(wěn)定，特別是在先進(jìn)的數(shù)控系統(tǒng)研發(fā)方向也需要進(jìn)一步的努力且需取得長(zhǎng)足的進(jìn)步發(fā)展。為此， 中國(guó)機(jī)床行業(yè)人才短缺，必須不斷拓展整體行業(yè)的技術(shù)層次的隊(duì)伍，整體提高人員技術(shù) 素質(zhì)，通過(guò)學(xué)習(xí)和引進(jìn)國(guó)外的先進(jìn)科技，才能制勝，只有大力多方面開(kāi)展科學(xué)方面研究， 才能趕上世界先進(jìn)的水平。 產(chǎn)品水平上，國(guó)產(chǎn)數(shù)控金切機(jī)床與國(guó)外同類機(jī)床相比存有一定差距。加工中心與國(guó) 外產(chǎn)品相比，差距主要在機(jī)床的高速、高效和精密上。對(duì)于高速加工中心，國(guó)外機(jī)床在 進(jìn)給驅(qū)動(dòng)上，滾珠絲杠驅(qū)動(dòng)加工中心快速進(jìn)給大多在 40m/min 以上，最高已達(dá) 90m/min. 直線電機(jī)驅(qū)動(dòng)的加工中心已實(shí)用化，應(yīng)用范圍不斷擴(kuò)大。國(guó)內(nèi)加工中心快速進(jìn)給大多在30m/min 左右，個(gè)別達(dá)到 60m/min。直線電機(jī)驅(qū)動(dòng)的加工中心僅試制出樣品，國(guó)外加工中心主軸轉(zhuǎn)速一般都在 12000~25000r/min。在結(jié)構(gòu)上都采用適應(yīng)于高速加工要求的獨(dú)特箱子中箱結(jié)構(gòu)或龍門式結(jié)構(gòu)。 1.3 C620 主要技術(shù)參數(shù)概述 C620 普通車床。具體參數(shù)如下表： 表 1-1 C620 普通車床參數(shù) 項(xiàng)目 參數(shù) 工件最大回轉(zhuǎn)直徑 在床面上 400 毫米 在床鞍上 210 毫米 工件最大加工長(zhǎng)度 1400 或 1900 毫米 主軸轉(zhuǎn)速范圍 正轉(zhuǎn)（21 級(jí)） 11.5~1200 轉(zhuǎn)/分 反轉(zhuǎn)(12 級(jí)) 18~1520 轉(zhuǎn)/分 主軸孔徑 41 毫米 主軸前端孔錐度 莫氏 5 號(hào) 加工螺紋范圍 公制（19 種） 1~192 毫米 英制（20 種） 2~24 牙/英寸 模數(shù) 0.5~48 毫米 徑節(jié) 1~96 徑節(jié) 進(jìn)給量范圍 縱向 0.08~1.59 毫米/轉(zhuǎn) 橫向 0.027~0.52 毫米/轉(zhuǎn) 主電機(jī) 功率 7.5 千瓦 轉(zhuǎn)速 1440 轉(zhuǎn)/分 冷卻泵電機(jī) 功率 0.125 千瓦 轉(zhuǎn)速 2850 轉(zhuǎn)/分 機(jī)床外形尺寸 （中心距離 1400 毫米） 長(zhǎng)*寬*高 3049*1513*1210 毫米 2. C620 傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 2.1 確定傳動(dòng)系統(tǒng)圖 圖 2-1 C620 傳動(dòng)系統(tǒng)圖 圖 2-1 為 C620 傳動(dòng)系統(tǒng)圖，由電動(dòng)機(jī)提供動(dòng)力，通過(guò)皮帶輪帶動(dòng)床頭箱傳動(dòng)軸經(jīng)過(guò)一系列的變速運(yùn)動(dòng)并由此帶動(dòng)床頭箱各主軸進(jìn)行正反兩種不同轉(zhuǎn)速的運(yùn)動(dòng)，獲得 21 級(jí)轉(zhuǎn)速。通過(guò)齒輪將動(dòng)力傳遞給進(jìn)給箱，進(jìn)給箱可改變基本組螺紋螺距的倍數(shù)，也可帶 動(dòng)刀架溜板從而進(jìn)行一般車削加工等工作，溜板箱通過(guò)ⅩⅤ軸與進(jìn)給箱配合實(shí)現(xiàn)刀架的 橫向與縱向進(jìn)給，同時(shí)在切削過(guò)載與刀架溜板受阻時(shí)可通過(guò)離合器了讓蝸桿和蝸輪脫開(kāi) 起到保護(hù)作用。 2.2 確定主電機(jī)功率 已知：主軸轉(zhuǎn)速 nmin = 11.5 轉(zhuǎn)/分， nmax = 1200 轉(zhuǎn)/分。主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)Z=21 由功率算法， a p = 3.5 ，f=0.35 主切削力 Fz=1900aPf0.75N （2-1） =1900′3.5′ 0.350.75 =3026.06N 切 削 功 率 P 切 = FZJ 61200  kW （2-2） = 3026.06 ′ 90 61200 =4.45kW 估算重電機(jī)功率 P = P切 h總  = P切 Kw （2-3） 0.7 式中： 根據(jù)計(jì)算P=6.35kW = 4.45 = 6.35Kw 0.7 根據(jù)我國(guó)生產(chǎn)的標(biāo)準(zhǔn)的 Y 系列的額定功率取如下； 采用Y 系列封閉式三相異步電動(dòng)機(jī)，型號(hào)為 Y-132M-4 型，具體參數(shù)如下： 額定功率： 7.5 KW 轉(zhuǎn)速： 1440 r/min 2.3 確定傳動(dòng)組及各傳動(dòng)組中傳動(dòng)副的數(shù)目 1.主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù) Z 和公比j nmin = 1200 轉(zhuǎn)速范圍 R= nmax Φ= Z -1 R = 21-1 R = 1.26 11.5 =104.3 （2-4） （2-5） 求出主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù) Z=22 級(jí) 22 = 2 ′ 3 ′ 2 ′ 2 2.4 分配總降速比 （1）總體降速傳動(dòng)比為Un = nmin / nd = 11.5 /1440 = 7.986 ′10-3 , 其中 nmin 為主軸的最低轉(zhuǎn)速，一般情況下采用標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速序列，使用標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速得到的減速比可以直接減少齒輪的外形尺寸，進(jìn)而得到更大的空間。 由“先緩后急”的遞減后逐一分配給各個(gè)變速組。 （2）傳動(dòng)軸的軸數(shù)的計(jì)算 傳動(dòng)軸數(shù)目=變速的組數(shù)+定比傳動(dòng)副的數(shù)目+1=6 2.5 皮帶直徑和齒輪齒數(shù)的確定以及轉(zhuǎn)速圖的確定 2.5.1 確定皮帶輪直徑 (1) 選擇三角帶的型號(hào)Ni=KwNd K—工作情況系數(shù)Nd—電機(jī)額定功率 車床工作載荷時(shí)穩(wěn)定的，取 Nd=1.1 Nj=7.5 ′ 1.1=8.25kw (2) 帶輪直徑 D1D2 計(jì)算小帶輪直徑 D1，選取小帶輪直徑 D1 不能過(guò)小， 其要大于許用值，所以 Dmin=130， D1 3 Dmin D1 由表得取 260mm 大帶輪計(jì)算直徑 D2 通過(guò)傳動(dòng)比 u 和滑動(dòng)率 ε 確定 D 大。降速帶傳動(dòng)時(shí)： D 大=D 小 ′ 1 ′ (1 - e ) m  n1 D(1 - e ) = 1 D(1 - e )  （2-6） 或 D 大= n2 i 式中：n1——小帶輪轉(zhuǎn)速 r/min n2——大帶輪轉(zhuǎn)速 r/min （2-7） ε ——帶的滑動(dòng)系數(shù)，一般取 0.02 取D2=260mm 三角膠帶的滑動(dòng)率e =2% 2.5.2 確定齒輪齒數(shù) 齒輪齒數(shù)的確定應(yīng)該注意以下幾點(diǎn)： 1） 選取的齒輪的齒數(shù)應(yīng)取小一些以便縮小中心距降低機(jī)床機(jī)構(gòu)體積 ，一般選取的齒輪數(shù)為 60～100； 2） 不產(chǎn)生根切最小齒輪 Zmin 18～20； 3） 為了保證強(qiáng)度和防止熱處理變形過(guò)，大齒輪的齒根圓到鍵槽的壁厚一般取為 2mm。 2.6 轉(zhuǎn)速圖擬定 圖 2-2 C620 機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)的轉(zhuǎn)速圖 圖 2-2 為 C620 的主傳動(dòng)系統(tǒng)的轉(zhuǎn)速圖，主要反映了主軸箱內(nèi)各軸之間的相互傳動(dòng)比，根據(jù)此圖對(duì)后續(xù)一系列主軸箱的軸和齒輪進(jìn)行相關(guān)計(jì)算。 3. C620 機(jī)床床頭箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 3.1 總體結(jié)構(gòu) 圖 3-1 C620 床頭箱裝配圖 圖 3-1 為C620 床頭箱裝配圖，由平行的六根軸相互傳動(dòng)從而實(shí)現(xiàn) 21 級(jí)轉(zhuǎn)速。主傳動(dòng)系統(tǒng)的工作過(guò)程是由電機(jī)經(jīng) V 帶傳動(dòng)傳至主軸箱中的軸 I，軸 I 上裝有雙向多片式的 摩擦離合器M1，M1 的作用是通過(guò)其離合來(lái)實(shí)現(xiàn)主軸正傳、反轉(zhuǎn)或停止。在傳動(dòng)軸 I，III， IV 上都裝有用于變速的滑移齒輪，同時(shí)主軸 VI 上也裝有離合器 M2,它主要用于控制主軸獲得高速檔或低速檔的轉(zhuǎn)速。當(dāng)離合器 M2 左移，電動(dòng)機(jī)經(jīng) V 帶輪傳給軸 I，由 M1 帶動(dòng)的齒輪傳至 II 軸和 III 軸上的相關(guān)的傳動(dòng)齒輪，最后直接傳動(dòng)主軸 VI，從而獲得六級(jí)的高速。操作控制是由手柄通過(guò)偏心滑塊，用凸輪以及連桿機(jī)構(gòu)進(jìn)行控制變速，當(dāng) M2 右移合時(shí)，此時(shí)運(yùn)動(dòng)由軸 III 經(jīng)軸IV 上的兩個(gè)雙聯(lián)滑移齒輪傳遞給軸 V，之后再傳至主軸 VI，從而獲得 18 級(jí)低速，由于高速和低速間的三級(jí)轉(zhuǎn)速是近似的，所以該機(jī)床主軸只有 21 級(jí)轉(zhuǎn)速。 3.2 箱體尺寸設(shè)計(jì) 箱體材料采用強(qiáng)度為中等強(qiáng)度的灰色鑄鐵的比較多，一般選擇灰鑄鐵 HT150 及HT200,本課題選用的材料為 HT200 材料.箱體在鑄造加工過(guò)程時(shí)的最小壁厚需要根據(jù)其整體外形輪廓尺寸(長(zhǎng)×寬×高)確定,一般根據(jù)輪廓尺寸表 3-1 來(lái)選取。 表 3-1 輪廓尺寸 外形尺寸：長(zhǎng)×寬×高( mm3 ) 壁厚尺寸(mm) 小于 500 × 500 × 300 8-12 大于 500 × 500 × 300-800 × 500 × 500 10-15 大于 800 × 800 × 500 12-20 為了補(bǔ)充箱中孔洞所造成的剛度的不足，采用部位加凸臺(tái)和加強(qiáng)筋的辦法或者增加 壁厚。經(jīng)驗(yàn)表明，中型車床前部支撐墻一般需要 25mm 左右，后部支撐墻厚約 22mm 左右， 軸承孔上的凸臺(tái)同時(shí)也要滿足軸承安裝時(shí)調(diào)整的需要。 箱體主要用于支撐和定位各傳動(dòng)部件。軸的定位取決于在箱體上空的部位，為了保 持精度，安裝孔的部位要確保其精度及公差。 該設(shè)計(jì)中要考慮每個(gè)軸安裝孔主要考慮齒輪嚙合與相互干擾，需要根據(jù)中心距離和每對(duì)齒輪的位移系數(shù)及相關(guān)信息來(lái)確定和設(shè) 計(jì)。 3.3 軸Ⅰ設(shè)計(jì)計(jì)算 圖 3-2 軸I 裝配結(jié)構(gòu)示意圖 圖 3-2 為軸Ⅰ裝配示意圖，由主軸、V 皮帶輪、密封氈、軸承 6208、擋圈、雙聯(lián)齒輪、離合器與元寶銷組成，主要作用為傳遞電動(dòng)機(jī)通過(guò)皮帶傳遞過(guò)來(lái)的動(dòng)力并在離合器 M2 左移和上時(shí)將電動(dòng)機(jī)的動(dòng)力傳遞給Ⅱ軸和Ⅲ軸的齒輪從而傳遞給主軸Ⅵ來(lái)獲得六級(jí)高速。 3.3.1 I 軸軸徑的初步估算 已知： i0 = i帶 = 260 130 n1 轉(zhuǎn)速： = nd i0 = 1450 260 /130  = 725(r / min) 根據(jù)參考文獻(xiàn)[3] 取效率：h01 = hV 帶 = 0.96 則功率： P1 = Pd ·h01 = 7.5′ 0.96 = 7.2 (kw) 根據(jù)參考文獻(xiàn)[3] 計(jì)算軸徑公式： P d = (100 ~ 120) 3 nc P  （3-1） d 3 1053 取 nc d1 3 1053 得出 p1 = 105′ 3 n1 7.2 725 = 31.5mm 3.3.2 I 軸的校核 主軸箱體里的I 軸屬于傳動(dòng)軸，不承載重載荷，所以本次設(shè)計(jì)只校核該傳動(dòng)軸的剛度。而該軸的危險(xiǎn)截面在花鍵處，故只需要校核花鍵。 計(jì)算花鍵軸的抗彎斷面慣性矩（ mm4 ） p d 4 + b ′ N (D - d )(D + d )2 I = 花鍵軸 64 （3-2） = 3.14′ 404 + 6′ 8(50 - 40)′(50 + 40)2 64  = 7.42′104 mm2 式中d 為花鍵軸的小徑 40（mm）； D 為花軸的大徑 50（mm）； b、N 分別為花鍵軸鍵寬 6，鍵數(shù) 8； 計(jì)算危險(xiǎn)斷面上的最大扭矩： 扭 M = 955′104 P1 (N · mm) n1 955′104 ′ = 7.2 819.565 ? 8.39′104  （Nmm） （3-3） 式中P1=7.2KW,I 軸所傳遞的最大功率; n1 =819.565,I 軸最小轉(zhuǎn)速（r/min）。 經(jīng)分析加載在傳動(dòng)軸上的彎矩載荷有三種：徑向力 Pr ，輸入和輸出扭矩齒輪的圓周力、以及齒輪的圓周力 Pt ： Pt = 2M 扭 D = 2′ 8.39′104 56 ? 2.996′103  N D 為齒輪節(jié)圓直徑 56（mm） Pr = Pt · tg(a + r) / cosb(N ) 式中 α 為齒輪的嚙合角，取α ＝20o； ρ 為齒面摩擦角，取r ? 5.72° ； β 為齒輪的螺旋角；直齒齒輪所以取β ＝0 P ? 0.5P = 1.498′103 帶入數(shù)據(jù)得出: r t (N) 根據(jù)參考文獻(xiàn)擠壓應(yīng)力計(jì)算公式為： s jy = 8Mn max (D2 - d 2 )lNK ￡ é?s jy ù? ,  (MPa) （3-4） 式中 Mn max 為花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（ N · mm ）； D 為花鍵軸的大徑值 d 為小徑值（mm） L 為花鍵軸工作長(zhǎng)度（mm）； N 為花鍵的鍵數(shù)量； K 為載荷分布不均勻系數(shù)，一般取 K=0.7～0.8； s = 8′8.39′104  ? ￡ és ù = jy 帶入數(shù)據(jù)得出：  (382 - 32.22 ) ′85′ 6′ 0.7 4.62MPa ? jy ? 20 (MPa) 所以該花鍵合格。 3.4 V 帶輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 1）計(jì)算V 帶傳動(dòng)功率  pca pca  = kA ′ P （3-5） 根據(jù)參考文獻(xiàn)[4]，取 kA =1.1 已知 P =7.5 kw 計(jì)算得 pca = kA ′ P =7.5 ′ 1.1 = 8.25 (kw) 2）V 帶的選型 由上式計(jì)算 pca =8.25KW 且小帶輪的轉(zhuǎn)速為 n1 = 1450 r/min， 根據(jù)參考文獻(xiàn)[4]，選取該傳動(dòng)V 帶的帶型為A 型 3）算出帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd ，之后驗(yàn)算帶速V （1）根據(jù)參考資料[4]選取小帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd 1 已知帶型為 A 型，根據(jù)參考文獻(xiàn)[3]選取小帶輪的的基準(zhǔn)直徑 dd 1 ，取 dd 1 =132mm， 取整后成 dd 1 =130(mm) （2）驗(yàn)算帶速V 值 V = p dd1n1 = 3.14′130′1450 = 10.0166 取整得V =10m/s 60′1000 60′1000  （3-6） （3)計(jì)算查取大帶輪的基準(zhǔn)直徑 根據(jù)圖 2.2，帶輪傳動(dòng)比為i = 2 , d d1 = 130 (mm)所以： dd 2 = 260 (mm) 4）計(jì)算中心距a，進(jìn)行V 帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 Ld 的選擇 （1）結(jié)合帶傳動(dòng)的限制條件和其對(duì)中心距的要求，根據(jù)參考文獻(xiàn)[4]確定中心距 a0 0.7(dd1 + dd 2 ) ￡ a0 ￡ 2(dd1 + dd 2 ) 即 0.7′ 360 ￡ a0 ￡ 2′ 360 選取中心距 a0 =450(mm) （2)計(jì)算帶長(zhǎng) Ld 0 Ld 0  ? 2a0 + p (d 2 d1  + dd 2 ) + (dd 2 - dd1 ) （3-7） 4a 2 2′ 450 + p（130 + 260）+ = 0 (130 + 260)2 4′ 450  = 1596.8  (mm) 園整且根據(jù)參考文獻(xiàn)[4]標(biāo)準(zhǔn)值選取 Ld =1600 (mm) （3)計(jì)算實(shí)際中心距 a 及可變化范圍 傳動(dòng)的實(shí)際中心距可由下列公式計(jì)算 a ? a + Ld - Ld 0 2 0 （3-8） = 450 + 1600 -1596.8 = 451.6 (mm) 2 帶輪在制造過(guò)程中存在制造誤差，存在一定的帶長(zhǎng)誤差和帶還具有一定的彈性變 形，所以帶的松緊等尺寸變化都會(huì)影響傳動(dòng)，所以需要計(jì)算中心距的可變化范圍： amin = a - 0.015Ld =451.6-0.015′ 1600=427.6(mm) amax = a + 0.03Ld =427.6+0.03 ′ 1600=475.6(mm) 5）小帶輪包角a1 a1 ?  d 2 1800 - (d -  dd1 ) 57.30 3 a  900  （3-9） = 0 57.30 0 0 180 -100′ = 169 514.5 3 90 根據(jù)文獻(xiàn)公式計(jì)算帶的根數(shù) Z Z = Pca Pr = K A ·P (P0 + DP0 )Ka · KL (3-10) 查參考文獻(xiàn)[4]選取 K A =1.1， P0 =1.94， DP0 =0.15， Ka =0.98， KL =0.99 Z = 所以得出 7.5′1.1 (1.94 + 0.15) ′ 0.98′ 0.99  = 4.067 取整 Z =4（根） 7）初拉力 F0 計(jì)算 參考文獻(xiàn)[4]最小初拉力計(jì)算公式為： ( F ) = 500′ (2.5 - Ka ) · Pca + QV 2 0 min Ka - Z ·V  （3-11） = 500′ (2.5 - 0.98) ·1.1′ 7.5 + 0.1′102 0.98 - 5 ·10 8)帶傳動(dòng)的壓軸力 FP 的計(jì)算據(jù)參考文獻(xiàn)[4]：  =137.595（N） F = 2ZF sin a1 = 2′ 5′(F ) ′sin 169 = 1373.2386 P 0 2 0 min 2 （N） （3-12） 3.5 多片式摩擦離合器的選型和計(jì)算 圖 3-3 多片式摩擦離合器結(jié)構(gòu) 圖 3-3 為多片式摩擦離合器結(jié)構(gòu)圖，該結(jié)構(gòu)用于控制主軸的正反轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，負(fù)責(zé)控制軸Ⅰ的動(dòng)力方向。同時(shí)也具有和軸Ⅳ上的制動(dòng)齒輪互鎖從而達(dá)到剎車的作用。由于離合 器也在軸上很容易影響軸與軸之間的配合，進(jìn)而影響整個(gè)機(jī)床的設(shè)計(jì)。故選擇離合器的 時(shí)候尺寸非常重要。 計(jì)算摩擦片的級(jí)數(shù)： Z 3 2TK p fD0b[P] (3-13) Nd 為主軸電機(jī)的額定功率（kw） T = 955′104 N h / n = 955′104 ′ 7.5′ 0.98 / 819.565 = 8.56′104 d j (Nmm) (3-14) nj 為I 軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min） h 為從電機(jī)到I 軸的傳動(dòng)效率大小K 為安全系數(shù)，K=1.3 f 為摩擦片間的摩擦系數(shù)的大小，淬火鋼材質(zhì)的摩擦片 f=0.08 Dm 為多片摩擦片的平均直徑的大?。╩m） Dm = (D + d ) / 2 = (81+ 39) / 2 = 60 mm (3-15) b 為內(nèi)外摩擦片的接觸寬度的大?。╩m） b = (D - d ) / 2 = (81- 39) / 2 = 23 mm (3-16) [P ] 為摩擦片的允許許用壓強(qiáng)（單位 N / mm2 ） [P0 ] 為基本允許許用壓強(qiáng)，查資料，取 1.1 K1 為速度修正系數(shù) [ p] = [ p0 ]K1K3 K2 = 1.1′1.00 ′1.00 ′ 0.76 = 0.836 （3-17） 0 p v = p D2n / 6′104 = 2.5 (m/s) （3-18） 根據(jù)資料表對(duì)平均圓周速度 vp 取值 K1 =1.00 K2 取 0.76 K3 取 1.00 所以 0 Z 3 2MnK / p fD2b[ p] = 2 ′8.56′104 ′1.4 / (3.14′ 0.08′ 602 ′ 21′ 0.836) = 15.097 取整 Z = 16 3.6 軸Ⅱ設(shè)計(jì)計(jì)算 圖 3-4 軸II 裝配結(jié)構(gòu)示意圖 圖 3-4 為軸Ⅱ裝配結(jié)構(gòu)示意圖，由四個(gè)齒輪與部分軸承及一根主軸組成，主要作用為傳遞Ⅰ軸傳遞過(guò)來(lái)的動(dòng)力并將動(dòng)力傳遞給Ⅲ軸而后直接傳動(dòng)主軸Ⅵ，從而獲得六級(jí)高 速。 3.6.1 Ⅱ軸軸徑初步估算 i12 已知： n = 51 39 = n1 = 819.565 = 630.4 2 轉(zhuǎn)速： i12 1.3 (r/min) n` = n1 = 819.565 = 315(r / min) ? i 2 2 ` 52 / 20 根據(jù)參考文獻(xiàn)[3] 取效率 角接觸球軸承效率h1 =0.96 ，直齒圓柱齒輪效率h2 =0.98 P = P ·h = 7.2′ 0.992 ′ 0.98 = 6.9156 2 1 12 （kw） 根據(jù)參考文獻(xiàn)[3] 計(jì)算軸徑公式： d2 3 105′ 3 p2 = 1053 n2 6.9156 = 315  17.85 ∴ 取d2min 3 22 （mm） 3.6.2 II 軸的校核 主軸箱體里的 II 軸屬于傳動(dòng)軸，不承載重載荷，所以本次設(shè)計(jì)只校核該傳動(dòng)軸的剛度。而該軸的危險(xiǎn)截面在花鍵處，所以校核花鍵軸部分即可。 計(jì)算花鍵軸的抗彎斷面慣性矩（ mm4 ） p d 4 + b · N (D - d )(D + d )2 I = 64 p ′ 324 + 6′8′(36 - 32) ′(36 + 32)2 = 64  6.534′10  4 mm4 式中 D 和d 為花鍵軸的大徑值和小徑值（mm） b 為花鍵鍵寬（mm）； N 為 花 鍵 鍵 數(shù) 量 ； 校核危險(xiǎn)斷面上的最大扭矩： 扭 M = 955′104 P2 n2 955′104 ′ = 6.9156 969.670 = 6.81′104  (Nmm) 式中P2 為該軸所傳遞的最大功率值（kw）; n2 為該軸的計(jì)算最小轉(zhuǎn)速（r/min）。 存在于傳動(dòng)軸上的彎矩載荷有三種：輸入和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力 Pr 以及齒輪的圓周力 Pt ： 2M 2′ 6.81′104 3 P = ?扭 = = 2.724′10 (N) t D 50 D 為齒輪節(jié)圓直徑 50（mm） Pr = Pt · tg(a + r) / cosb(N ) （3-19） 式中 α 為齒輪的嚙合角，取α ＝20o； ρ 為齒面摩擦角，取r ? 5.72° ； β 為齒輪的螺旋角；直齒齒輪所以取β ＝0 帶入數(shù)據(jù)得出： Pr = 902 N 根據(jù)參考文獻(xiàn)擠壓應(yīng)力計(jì)算公式為： s jy = 8Mn max (D2 - d 2 )lNK ￡ é?s jy ù? ,  (MPa) （3-20） 式中 Mn max 為花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（ N · mm ）； D 和d 為花鍵軸的大徑值和小徑值（mm） L 為花鍵工作長(zhǎng)度（mm）； N 為花鍵鍵數(shù)量； K 為載荷分布不均勻系數(shù)，一般取 K=0.7～0.8； s = 8′ 6.81′104  = ￡ és ù = jy (362 - 322 ) ′116′8′ 0.7 3.08MPa ? jy ? 20 (MPa) 所以該花鍵校核后合格。 3.6.3 軸承的校核 根據(jù)尺寸等實(shí)際軸徑要求，軸 II 選擇的軸承為圓錐滾子軸承 32304 (1 對(duì)) 106 ? f f f ?e L10h = ? h m d ÷ 可根據(jù)I 軸軸承計(jì)算公式： 60n è fn fT ? 計(jì)算校核該軸承 對(duì)軸II 上的圓錐滾子軸承的校核并帶入相關(guān)參數(shù)如下： 10 106 ? 3.48′ 2 ′1.5 ? 3 5 L10h = 60 ′1207.78 ? 0.363′1 ÷ = 9.95′10 è ? (h) 所得數(shù)據(jù) L10h > [T ] 所以軸II 上的軸承校核符合要求。 3.6.4 部分齒輪的校核 根據(jù)據(jù)參考文獻(xiàn)[4]齒輪的校核公式： KFt < [s F ] F = 2T bm YFaYSa ， t d 對(duì)II 軸上齒數(shù)為 28 模數(shù)為 2.25 的的齒輪進(jìn)行校核 2T 2 ′ 6.75′104 Ft = d =  86 KF 1.869′ 2′ 0.675′ 105 t = = 17.060 帶入數(shù)據(jù)得 bm [s F ] 86′ 86′ 2 = ?303.57 = 76.152 計(jì)算齒輪的： YFaYSa 2.37′1.682 KFt < [s F ] 二者進(jìn)行比較得出： bm YFaYSa 所以該齒輪相關(guān)參數(shù)數(shù)據(jù)尺寸合格。 經(jīng)過(guò)計(jì)算和校核，在軸 II 上齒數(shù)為 28，模數(shù)為 2.25 的齒輪相關(guān)參數(shù)數(shù)據(jù)尺寸合格。 4. C620 4.1 總體結(jié)構(gòu) 圖 4-1 為C620 進(jìn)給箱裝配圖，主要由移換機(jī)構(gòu)、增倍機(jī)構(gòu)與擺移塔齒輪機(jī)構(gòu)組成， 配有多個(gè)手柄以便完成內(nèi)部齒輪的變化配合。操縱手柄經(jīng)過(guò)撥叉調(diào)整齒輪從而變換螺紋 種類。通過(guò)操縱手柄來(lái)移動(dòng)擺移塔齒輪機(jī)構(gòu)中的擺移齒輪，從而改變基本組螺距的大小。 手柄移動(dòng)上下兩組雙聯(lián)滑移齒輪從而海邊基本組螺紋螺距的倍數(shù)。 圖 4-1 C620 進(jìn)給箱裝配圖 手柄控制齒輪的移動(dòng)，當(dāng)齒輪右移與M5 嚙合時(shí)，進(jìn)給箱的運(yùn)動(dòng)傳給絲杠，帶動(dòng)刀架溜板進(jìn)行螺紋加工，如果左移和 Z=56 的齒輪嚙合，將進(jìn)給箱運(yùn)動(dòng)傳給光桿而帶動(dòng)刀架溜板，進(jìn)行一般車削加工。若閉合離合器 M3,M4 和 M5，主傳動(dòng)經(jīng)掛輪可直接傳動(dòng)絲杠，再改變掛輪的速度，即可加工特殊或精密螺距的螺紋。 4.2 軸ⅩⅢ的設(shè)計(jì)與校核 4.2.1 驗(yàn)算初選軸直徑 已知： i56 = 56 28 轉(zhuǎn)速： n13 = n14 i1314  = 22.988 = 11.494 (r/min) 2 根據(jù)參考文獻(xiàn)[3] 取效率圓錐滾子軸承效率h3 =0.98 直齒圓柱齒輪效率h2 =0.98 P = P ·h = 5.5901′ 0.982 ′ 0.98 = 5.261 6 5 56 kw 根據(jù)參考文獻(xiàn)[3] 計(jì)算軸徑公式： d13 3 105′ 3 p13 n13 = 1053 5.261 11.5 = 23.8 (mm) 取 d13 min 3 24 (mm) 4.2.2 傳動(dòng)軸ⅩⅢ的花鍵校核 進(jìn)給箱體里的ⅩⅢ軸屬于傳動(dòng)軸，不承載重載荷，所以本次設(shè)計(jì)只校核該傳動(dòng)軸的 剛度。而該軸的危險(xiǎn)截面在花鍵處，所以校核花鍵軸部分即可。 計(jì)算花鍵軸的抗彎斷面慣性矩（ mm4 ） p d 4 + b · N (D - d )(D + d )2 I = 64 p ′ 264 + 6′ 6′(32 - 26)(32 + 26)2 = 64  = 3.377 ′10  4 mm4 式中 D 花鍵軸的大徑值； d 為小徑值（mm）； b 為花鍵鍵寬（mm）； N 為花鍵鍵數(shù)量； 校核危險(xiǎn)斷面上的最大扭矩： M = 955′104 ′ P6 955′104 ′ 5.261 = 4.87 ′106 n 扭 6 = 10.305 (Nmm) 式中 P6 為該軸所傳遞的最大功率值（kw）; N6 為該軸的計(jì)算最小轉(zhuǎn)速（r/min）。 存在于傳動(dòng)軸上的彎矩載荷有三種：輸入和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力 Pr 以及齒輪的圓周力 Pt ： P = 2M ′ ′ 6 2 4.87 10 5 扭（N）= = 1.52′10 t D 64 (N) D 為齒輪節(jié)圓直 64（mm） Pr = Pt · tg(a + r) / cosb(N ) （4-1） 式中 α 為齒輪的嚙合角，取α ＝20o； ρ 為齒面摩擦角，取r ? 5.72° ； β 為齒輪的螺旋角；直齒齒輪所以取β ＝0 帶入數(shù)據(jù)得出： Pr = Pt · tg(a + r) / cosb(N ) = 650 (N) 根據(jù)參考文獻(xiàn)擠壓應(yīng)力計(jì)算公式為： s jy = 8Mn max (D2 - d 2 )lNK ￡ é?s jy ù? ,  (MPa) (4-2） 式中 Mn max 為花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（ N · mm ）； D 為花鍵軸的大徑值（mm）； d 為小徑值； L 為花鍵工作長(zhǎng)度（mm）； N 為花鍵鍵數(shù)量； K 為載荷分布不均勻系數(shù)，一般取 K=0.7～0.8； s = 8′ 4.87 ′106  = ￡ és ù = jy (322 - 262 ) ′116′8′ 0.7 17.23MPa ? jy ? 20 (MPa) 所以該花鍵校核后合格。 4.3 對(duì)ⅩⅢ軸齒輪的的設(shè)計(jì)與校核 1）初步選擇小齒輪的齒數(shù)為 Z 1 =28，齒輪精度等級(jí)為 7 級(jí)，根據(jù)傳動(dòng)比則相嚙合的大齒輪齒數(shù)應(yīng)為 Z 2 =56 （1） 選取載荷系數(shù) Kt = 1.3 （2） 計(jì)算齒輪傳遞的扭矩T1 據(jù)參考文獻(xiàn)[4] 95.5′105 ′ P T1 = n 其中：n=11.5r/min P = 5.261kw T1 = 代入得出 95.5′105 ′ P n = 95.5′105 ′ 5.261 10.401  = 4.8305′106  (Nmm) (4-3) （2）據(jù)參考文獻(xiàn)[4]，取齒寬系數(shù)fd = 0.4 1 （3）據(jù)參考文獻(xiàn)[4]，選取材料的彈性影響系數(shù) ZE = 189.8MPa 2 ， （4）據(jù)參考文獻(xiàn)[4]得s lim1 = 600MPa , s lim 2 = 500MPa （5）據(jù)參考文獻(xiàn)[4]應(yīng)計(jì)算力循環(huán)次數(shù)： N = 60n jL = 60′ 960′1′(2′8′ 300′15) = 4.147 ′109 1 1 h N 4.147 ′109 9 N2 = 1 = = 1.296′10 3.2 3.2 （6）據(jù)參考文獻(xiàn)[4]，取 KHN1 = 0.9 ， KHN 2 = 0.95 （7）據(jù)參考文獻(xiàn)[4]式 10-12，計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力的大小s H ， 先取失效概率值為 1%，安全系數(shù)S=1，得： [s ] = KHN1s lim1 = 0.9′ 600 = 540 H 1 S 1 (MPa) (4-4) [s ] = KHN 2s lim 2 = 0.95′ 500 = 475 H 2 S 1 (MPa) 2)據(jù)參考文獻(xiàn)[4]計(jì)算小齒輪的分度圓直徑 d1t ， 2 KT u +1 ? Z ? d = 2.32 ′ 3 t 1 · ·? ?E ÷ f 1t d 代入[s H ] 2 u è [s H ] ? ， (4-5) 得出： d1t = 2.32′ = 356.559  (mm) (1) 計(jì)算齒輪的圓周速度 V： V 據(jù)參考文獻(xiàn)[4]： = p d1t n1 60′1000 V 即 圓周速度 = 3.14 ′ 356.559 ′10.401 = 0.194 60 ′1000  (r/min) (4-6) (2）計(jì)算齒輪的齒寬b ： 據(jù)參考文獻(xiàn)[4]：齒寬b = fd · d1t = 0.4′ 356.599 = 142.692 (mm) (4-7) b (3)計(jì)算齒寬高之比 h ： 據(jù)參考文獻(xiàn)[4]： Mt 齒輪模數(shù) = d1t Z1 = 356.559 = 14.857 24 齒高 h = 2.25Mt = 2.25′14.587 = 33.427 (mm) b = 356.559 = 10.67 所以齒高比 h 33.427  (4-8) (4）載荷系數(shù)的計(jì)算： 已知參數(shù)：等級(jí)為 7 級(jí)精度的齒輪， V = 0.194m / s ， 據(jù)參考文獻(xiàn)[4]圖 10-8