机床(磨床)主传动系统结构设计

1、1绪论1.1磨床简介磨床(gri nder,gri nding machi ne)是利用磨具对工件表面进行磨削加工的机床。大多数的磨床是使用高速旋转的砂轮进行磨削加工，少数的是使用油石、砂带等其 他磨具和游离磨料进行加工，如珩磨机、超精加工机床、砂带磨床、研磨机和抛光机等。磨床能加工硬度较高的材料，如淬硬钢、硬质合金等；也能加工脆性材料，如玻璃、 花岗石。磨床能作高精度和表面粗糙度很小的磨削，也能进行高效率的磨削，如强力磨 削等。十八世纪30年代，为了适应钟表、自行车、缝纫机和枪械等零件淬硬后的加工， 英国、德国和美国分别研制出使用天然磨料砂轮的磨床。这些磨床是在当时现成的机床 如车床、刨床等

2、上面加装磨头改制而成的，它们结构简单，刚度低，磨削时易产生振动， 要求操作工人要有很高的技艺才能磨出精密的工件。1876年在巴黎博览会展出的美国布朗-夏普公司制造的万能外圆磨床，是首次具有 现代磨床基本特征的机械。它的工件头架和尾座安装在往复移动的工作台上，箱形床身 提高了机床刚度，并带有内圆磨削附件。1883年，这家公司制成磨头装在立柱上、工作 台作往复移动的平面磨床。1900年前后，人造磨料的发展和液压传动的应用，对磨床的发展有很大的推动作用。 随着近代工业特别是汽车工业的发展，各种不同类型的磨床相继问世。例如20世纪初,先后研制出加工气缸体的行星内圆磨床、曲轴磨床、凸轮轴磨床和带电磁吸盘

3、的活塞环 磨床等。自动测量装置于1908年开始应用到磨床上。到了 1920年前后，无心磨床、双端面 磨床、轧辊磨床、导轨磨床，珩磨机和超精加工机床等相继制成使用；50年代又出现了可作镜面磨削的高精度外圆磨床；60年代末又出现了砂轮线速度达 6080米/秒的高速 磨床和大切深、缓进给磨削平面磨床；70年代，采用微处理机的数字控制和适应控制等 技术在磨床上得到了广泛的应用。随着高精度、高硬度机械零件数量的增加，以及精密铸造和精密锻造工艺的发展， 磨床的性能、品种和产量都在不断的提高和增长。1.2磨床的分类磨床可分为十余种：? 1、外圆磨床：是普通型的基型系列，主要用于磨削圆柱形和圆锥形外表面的磨床

4、。? 2、内圆磨床：是普通型的基型系列，主要用于磨削圆柱形和圆锥形内表面的磨床。? 3 、座标磨床：具有精密座标定位装置的内圆磨床。? 4 、无心磨床：工件采用无心夹持，一般支承在导轮和托架之间，由导轮驱动工件 旋转，主要用于磨削圆柱形表面的磨床。? 5 、平面磨床：主要用于磨削工件平面的磨床。? 6 、砂带磨床：用快速运动的砂带进行磨削的磨床。? 7 、珩磨机：用于珩磨工件各种表面的磨床。? 8 、研磨机：用于研磨工件平面或圆柱形内，外表面的磨床。? 9 、导轨磨床：主要用于磨削机床导轨面的磨床。? 10 、工具磨床：用于磨削工具的磨床。? 11、多用磨床：用于磨削圆柱、圆锥形内、外表面或平

5、面，并能用随动装置及附件 磨削多种工件的磨床。12、专用磨床：从事对某类零件进行磨削的专用机床。按其加工对象又可分为：花 键轴磨床、曲轴磨床、凸轮磨床、齿轮磨床、螺纹磨床、曲线磨床等。1.3 国内外磨床的现状从最早的德国在 1930 年首先提出的“模块化构造”的设计方法到本世纪 5 0 年代 欧美一些国家正式提出所谓“模块化设计” 的概念，机床的模块化设计愈来愈受到重 视。并己形成较成熟的模块化系统，取得了很好的经济效益，因而采用模块化设计在世 界各地得到了迅速发展。采用模块化设计产品有下列优点：1、产品更新换代快；2、可以缩短设计和制造周期；3、可以降低成本；4、维修方便；5、产品性能可靠。

6、这种方法可以提高机床设计的柔性和可变性。 刀具磨削加工是高速、高精度的成形磨削，这也是生产中的关键问题。成形磨削有 两个难题：一是砂轮质量，主要是砂轮必须同时具有良好的自砺性和形廓保持性，而这 两者往往是有矛盾的；二是砂轮修整技术，即高效、经济的获得所要求的砂轮形廓和锐 度，国外现己采用高精度金刚石滚轮来修整砂轮，并开发了连续修整成形磨削新工艺， 效果较好。磨削加工最基本的特点之一，是磨料粒度很小，由于磨料的内聚性，使用普通的方 法，难以制造出均匀一致的细粒度砂轮。 应用电泳沉积 10-20nm 超细粒度磨料形成磨料 粒，是值得注意的新技术。 近年来低压化学气相沉积 ( CVD ) 金刚石膜，

7、发展速度迅 速。为了生产出质量更高的砂轮，各国都在积极改进传统的粘结剂，以便生产出适合不 同要求的CBN砂轮。2 磨床传动方案的分析确定 机械传动装置位于原动机和工作机之间，用以用以传递运动和动力或改变运动方 式。传动方案设计是否合理，对整个机械的工作性能、尺寸、重量和成本等影响很大， 因此，传动方案的设计是整个机械设计中的关键环节。2.1 磨床对传动方案的要求合理的传动方案，首先应满足工作机的功能要求，其次还应满足工作可靠、结构简 单、尺寸紧凑、传动效率高、重量轻、成本低廉、工艺性好、使用和维护方便等要求。 任何一个方案，要同时满足以上所有要求是时分困难的，因此要统筹兼顾，满足最主要 的和最

8、基本的要求。2.2 磨床传动方案的拟定满足同一工作机功能要求，往往可采用不同的传动机构，不同的组合和布局，从而 可得出不同的传动方案。 拟定传动方案时， 应充分了解各种传动机构的性能及适用条件， 结合工作机所传递的载荷性质和大小、运动方式和速度以及工作条件等，对各种传动方 案进行分析比较，合理的选择。本次设计的任务主要是磨床主传动系统的结构设计。下面提出几个方案进行比较：1、齿轮传动 齿轮传动具有承载能力大、效率高、允许速度高、尺寸紧凑、寿命 长等特点，因此在传动装置中一般应首先采用齿轮传动。由于斜齿圆柱齿轮传动的承载 能力和平稳性比直齿圆柱齿轮传动好，故在高速级或要求传动平稳的场合，常采用斜

9、齿 圆柱齿轮传动。2、带传动 具有传动平稳、吸振等特点，且能起过载保护作用。但由于它是靠摩 擦力来工作的，在传递同样功率的条件下，传动结构尺寸较大。3、链传动由于工作时链速和瞬时传动比呈周期性变化，运动不均匀、冲击振动大，一般布置在传动系统的低速级。经过分析，决定采用斜齿圆柱齿轮传动，经过一级变速达到设计效果。3 总体设计3.1 电动机的选择 电动机的类型和结构形式应根据电源种类、工作条件、工作时间的长短及载荷的性 质、大小、启动性能和过载情况等条件来选择。工业上一般采用三相交流电动机。 Y 系 列三相交流异步电动机由于具有结构简单、 价格低廉、维护方便等优点， 故其应用广泛。 本次设计采用

10、Y 系列三相异步电动机。电动机的功率选择是否合适，对电动机的正常工作和经济性能都有影响。功率选得 过小，不能保证工作机的正常工作或使电动机长期过载而过早损坏；功率选得过大，则 电动机的价格高， 且经常不在满载下运行， 电动机效率和因数都较低， 造成很大的浪费。电动机功率的确定，主要与其载荷大小、工作时间长短、发热多少有关。对于长期 稳定工作的机械， 可根据电动机所需功率 Pd 来选择， 而不必校验电动机的发热和启动力 矩。选定磨床砂轮型号尺寸为 250X 25X 75,同时确定砂轮转速为1450r/min。 工作机有效功率：PW=Fv/1000 n w根据砂轮转速及尺寸可确定v=18.84m/

11、s ,其中F=250N,n W=1 ,因此,PW=Fv/1000n W=250X18.84/1000 X1=4.71kW计算电动机所需功率：首先确定传动装置的总效率 n 。设各效率分别为 n 1（8 级闭 式齿轮传动）、 n 2（滚动轴承）、 n 3（弹性联轴器）。查机械设计课程设计表 2-2 得： n 1=0.97、n 2=0.98 、n 3=0.99,总效率2n =n 1n 2 n 3=0.97 X 0.98 X 0.99=0.92 电动机所需功率为：Pd=FW/ n =4.71/0.92=5.12kW由机械设计课程设计表16-1选电动机额定功率5.5kW同一功率的异步电动机有同步转速30

12、00、1500、1000、750r/min 等几种。一般来说，电动机的同步转速愈高，磁极对数愈少，外轮廓尺寸愈小，价格愈低。反之，外轮 廓尺寸愈大，价格愈贵。当工作机转速较高时，选用高速电动机较经济。选电动机的同步转速 3000r/min，工作机转速nw=1450r/min，总传动比i=nn w表3.1电动机相关数据型号额定功率同步转速满载转速传动比Y132S1-25.5kW3000r/mi n2900r/mi n2查机械设计课程设计表16-2知电动机机座中心高132mm外伸轴径38mm外伸轴长度80mm3.2传动装置运动和动力计算ni=n f2900r/mi nn n=nw=1450r/m

13、inPi=Pdn 2 n 3=4.92 X 0.99 X 0.98=4.77KwPn =Pi n 1 n 2=4.77 X 0.97 X 0.98=4.53Kw=9550Pi /n i =9550X 4.77/2900=15.71NmTn=9550Pn/n n =9550X 4.53/1450=29.84Nm表3.2 各轴动力与运动参数轴号转速功率转矩传动比I2900r/mi n4.77kW15.71Nm2n1450r/mi n4.53kW29.84Nm4传动零件的设计计算4.1齿轮的设计齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一，形式很多，应用广泛，传递的功率可达 数十万千万，圆周速度可达200m

14、/s。齿轮传动的主要特点有：1、效率高在常用的机械传动中，以齿轮传动的效率为最高。2、 结构紧凑在同样的使用条件下，齿轮传动所需的空间尺寸一般较小。3、 工作可靠、寿命长设计制造正确合理、使用维护良好的齿轮传动，工作十分 可靠，寿命可长达一、二十年，这也是其他机械传动所不能比拟的。4、 传动比稳定传动比稳定往往是对传动性能的基本要求。齿轮传动广泛应用， 也是由于具有这一特点。选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数由齿轮的失效形式可知，设计齿轮传动时，应使齿面具有较高的抗磨损、抗点蚀、 抗胶合及抗塑性变形的能力，而齿根要有较高的抗折断能力。因此，对齿轮材料性能的 基本要求为齿面要硬、齿芯要韧。1 、

15、初选直齿圆柱齿轮试算2 、选定齿轮精度为7级精度3、材料的选择由机械设计表10-1选小齿轮材料为45钢，调质，硬度235HBS大齿轮材料45钢，正火，硬度190HBS硬度差为45HBS4 、初选小齿轮齿数 乙=24,则大齿轮齿数 Z=iZi=24X 2=48,u=25、按齿面接触强度计算dit 2.32 3险云(7zETVd u a】丿(1) 确定公式内各数值1) 试选载荷系数K=1.32) 计算小齿轮传递的转矩4T1=Ti=15.71Nm=1.571X 10Nmm3) 由机械设计教材表10-7选齿宽系数d=14) 由机械设计教材表10-6查得材料弹性影响系数ZE=189.8 MPa5) 由机

16、械设计教材图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限(T Hlim1=550Mpa由图10-21C查得大齿轮接触疲劳强度极限(T Hlim2=390Mpa6) 计算应力循环次数N=60mjL h=60X 2900X 1 X (10 X 8X 260)=3.62 X 109N=N/u=3.62 X 109/2=1.81 X 1097) 由图10-19取接触疲劳寿命系数 Khn=0.9 K hn2=0.918) 计算接触疲劳许用应力 取失效概率1%安全系数S=1(T H i=Khnic Himi/S=0.9 x 550MPa=495MPa(T h 2=Khn2c Hiim2/S=0.91

17、x 390MPa=354.9MPa计算1) 试算小齿轮分度圆直径 代入c h中较小的值KtTi ZE 1.3灯.571 心04 3 7189.8干 ” “ dit2.32 3-r-=3x-x | ( =47.83mm$du屮丄 V 12 1354.9丿2) 计算圆周速度v=n d1tn/60 x 1000=3.14 x 47.83 x 2900/60000=7.26m/s由v2m/s 故改用斜齿圆柱齿轮&选齿轮精度等级、材料及齿数(1)精度等级仍选7级材料同上选小齿轮齿数Z1=24,大齿轮齿数Z?=48(4)初选螺旋角7、按齿面接触强度计算2KtT1 u_1d；：. u(1)确定公式内各计算数

18、值1) 试选 K=1.62) 由机械设计教材图10-30选区域系数ZH=2.4333) 由教材图 10-26 查得 a 1=0.765 , & a2=0.89，则 a = a 1+ a 2=1 .6554) 许用接触应力：c h= c h 1+ c h 2/2=495+354.9/2=424.95Mpa其余尺寸与上述直齿圆柱齿轮相同计算1)J2K u1ZhzT0 U I Z】丿3 2 1.6 1.571 104*1 汉1.6552.433 189.8I424.95=37.75mm2）计算圆周速度v= n dt m/60 X 1000=3.14 X 37.75 X 2900/60000=5.73

19、m/s3）计算齿宽b及模数mtb= dd1t =1 X 37.75=37.75mmmt=dtcos B /Z 1=37.75 X cos14 /24=1.526mmh=2.25 m nt =3.434) b/h=37.75/3.43=10.9935) 计算纵向重合度(I b =0.318 dZ1tan B =0.318 X 1 X 24X tan 14 =1.9036) 计算载荷系数K查机械设计教材表10-2选Ka=1.25,由v=5.73m/s,7级精度，查图10-8得动载荷系 数K=1.36,由表10-4查得 备=1.342,由表10-3查得 心=匕=1.4，由图10-13查得 幺 =1.

20、4,故载荷系数K=KKvKh Khb =1.25 X 1.36 X 1.4 X 1.342=3.194Fkd1=d1t 3 =37.75 X Kt7）按实际载荷系数校正分度圆直径3.194=47.53mm1.68）计算模数mm= d 1cos B /Z 1=47.53 X cos 14 /24=1.9228、按齿根弯曲强度计算2KTY 20S2 ： YFaYsadZ；：.F 1（1）确定公式内各计算参数1）计算载荷系数K=KKKra &b=1.25 X 1.35 X 1.4 X 1.4=3.3322）根据纵向重合度 =1.903，从机械设计教材图10-28查得Yb=0.883）计算当量齿数Zv

21、i=Zi/cos 3 B =24/cos314 =26.25833 AZv2=Z7cos B =48/cos 14=52.5164）查取齿形系数由机械设计教材表10-5查得YFa1=2.590,Y Fa2=2.425）查应力校正系数：Ysa1=1.598,Y sa2=1.7086）弯曲疲劳许用应力计算由机械设计教材图10-2c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限（7 FE1=410Mpa大齿轮弯曲疲 劳强度极限7 FE2=245Mpa由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 Kfn=0.83,Kfn2=0.89。取弯曲疲劳安全系数S=1.4,则弯曲疲劳许用应力7 f 1= Kfn17 fe/S=0.83 X 4

22、10/1.4=243.07Mpa7 f 2= Kfn2 7 fe2/S=0.89 X 245/1.4=155.75Mpa7）计算大小齿轮；雷，并加以比较込 =259侮8*。 Yf/42化验徳厶Uh 243.07匚 f2155.75大齿轮的数值大（2）设计计算n0.0265 =1.322mm2KTYpcos2 P YFaYsa = 32汇3.1940.88014 krj = Q1241.655对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m=1.5，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=47.53mm来计算应

23、有的齿数。于是由乙=d 1COS B /mn=47.53 X cos 14 =30.745，取 乙=30,则 Z2=uZ=609、几何尺寸计算（1）计算中心距a=(Zi+Z2)m/2cos B =(30+60) x 1.5/2cos l4=69.588mm 取 a=70mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角(3060)5=15.3592 70(Z1 +Z2)mn=arccos - =arccos2a(3) 计算大小齿轮分度圆直径d1=Z1m/cos B =30x 1.5/cos 15.359： =46.667mm d2=乙m/cos B =60x 1.5/cos 15.359 =93.333mm

24、(4) 计算齿轮宽度b=Odd1=1 x 46.667=46.667mm 圆整后取 b=47mm 则 B2=47mm,E=52mm由于乙、乙、d1、b、B发生变化,故相应的参数需要修正，然后再根据修正结果, 看齿轮强度是否足够。经过修正后发现齿轮强度足够，因此还用原来的数值。齿轮传动尺寸如表4.1。表4.1 齿轮传动尺寸名称计算公式结果法面模数m1.5法面压力角a n螺旋角B齿数乙30Z260传动比i2d146.667mm分度圆直径d293.333mm齿顶圆直径da1=d1+2ha * m49.667mmda2=d2+2ha * m96.333mm齿根圆直径df1 =d1-2(ha * +c

25、*) m n42.167mmdf2=d2(ha * +c *) mn88.833mm中心距a=m(Z1+Z2)/2cos B70mm齿宽B152mmB247mm通过齿轮传动的强度计算，只能确定出齿轮的主要尺寸，如齿数、模数、齿宽、螺 旋角、分度圆直径等，而齿圈、轮辐、轮觳等的结构形式及尺寸大小，通常都由结构设 计而定。齿轮的结构设计与齿轮的几何尺寸、毛坯、材料、加工方法、使用要求及经济性能 等因素有关。进行齿轮的结构设计时，必须综合考虑上述各方面的因素。小齿轮直径很小，故米用齿轮轴结构大齿轮的齿顶圆直径小于160mm因此做成实心结构的齿轮，具体结构见零件图。4.2轴的设计轴的设计和其他零件的设

26、计相似，包括结构设计和工作能力计算两方面的内容。轴的结构设计是根据轴上零件的安装、定位以及轴的制造工艺等方面的要求，合理的确 定轴的结构及尺寸。轴的结构设计不合理，会影响轴的工作能力和轴上零件的工作可靠 性，还会增加轴的制造成本和轴上零件装配的困难等。因此，轴的结构设计是轴设计中 的最重要的内容。轴的工作能力计算指的是轴的强度、刚度和振动稳定性等方面的计算。多数情况下， 轴的工作能力主要取决于轴的强度。这事只需对轴进行强度计算，以防止断裂或塑性变 形。而对刚度要求高的轴和受力大的细长轴，还应进行刚度计算，以防止工作时产生较 大的弹性变形。轴的材料主要是碳钢和合金钢。钢轴的毛坯多数用轧制圆钢和锻

27、件，有的则直接用 圆钢。由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理和化学 热处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度，故采用碳钢制造轴比较广泛，其中最常用的 是45钢。根据工作条件，初选轴的材料为 45钢，调质处理。按按扭转强度法进行最小直径估算。即：dmin=A03 P。初算轴径时，若最小轴径段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度V n的影响。当该轴段截面上有一个键槽时，d增大5%-7%当有两个键槽时，d增大10%- 15% A值由机械设计教材表15-3确定，高速轴 怎=126,低速轴=120。高速轴：dlmin=Al 3 匹=126X 3：4.77 =i4.873mmY n, 2

28、900因为该轴最小轴径处安装联轴器，设有一个键槽，故增大7%则由此算得最小轴径dimin=15.915mm取整得 dimin=16mm低速轴：d2min=A02 3 及入=120X 3 4.53 =17.542mrg 取整的 d2min=18mmY n21450输入轴（高速轴）的最小轴径处安装联轴器，为了使轴径与联轴器的孔径相适应， 需同时选取联轴器的型号联轴器的计算转矩为Tca=KT：入，查机械设计课程设计表14-1，考虑到转矩的变化小， 故取K=1.3。则Tca=KTi入=1.3 xl5.71=20.423Nmo按照计算转矩小于公称转矩，查机械 设计课程设计表13-4，选用TL3型弹性套柱

29、销联轴器，其公称转矩31.5Nm办联轴器孔径dn=20mm办联轴器长度L=52mm办联轴器与轴配合的穀孔长度 L1=38mm轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。轴的结构主要取决于以下因素：轴在机器中的安装位置及形式；轴上安装的零件类 型、尺寸、数量以及轴连接的方式；载荷的性质、大小、方向及分布情况；轴的加工工 艺等。由于影响轴的结构的因素较多，而且其结构形式又要随着具体情况不同而异，所 以轴没有标准的结构形式。设计时，必须针对不同的情况进行具体的分析。但是，不论 何种具体条件，轴的结构都应满足：轴和装在轴上的零件都要有准确的工作位置；轴上 的零件应便于装拆和调整；轴应具有良好的工艺

30、性等。1、高速轴结构设计（1）各轴段直径的确定d1仁最小轴径处，装联轴器的外伸轴段d n=20mmd12：密封处轴段定位轴肩的高度 h=（0.070.1）d 11,取h=0.1dn,则h=0.1d 11=0.1x 20=2mm 故 d12=dn+2h=20+4=24mn取 d12=25mrpd13：滚动轴承处轴段取d13=30mm查机械设计课程设计表12-4，滚动轴承型号选取 30206,其尺寸为 dx Dx Tx B=30x 62 x 17.25 x 16mrpd14：过度轴段 取d14=36mmd15：d15=d14=36mm；d16：d16=d13=30mm。(2) 各轴段长度的确定l

31、ii：办联轴器与配合穀孔长度Li=38mm为了保证轴端挡圈只压在办联轴器上不压在轴端面上，故I ii略短于Li，取I ii=36mml 12：根据与轴承端盖的配合关系 l 12=50mm；I 13:由滚动轴承装配关系I i3=17mmI i4： I i4=40mm；I 15：由小齿轮齿宽决定I i5=52mmI i6： I i6=40mm；I 17:由滚动轴承装配关系I i7=17mm2、低速轴的结构设计(1) 各轴段直径的确定d：与滚动轴承配合由机械设计课程设计表12-4选滚动轴承的型号为30207,其尺寸为 dx DXTX B=35X 72X 18.25 X 17mm因此取 d21=35m

32、md22：过度轴段d 22=40mmd23 :低速齿轮段d 23=46mmd24 :轴环 d 24=54mmd25：过度轴段d 25=46mmd26 :与滚动轴承配合 d 26=35mmd27： d27=30mm；(2) 各轴段长度的确定I 21：由滚动轴承装配关系确定 I 21=17mm；I 22： I 22=44.5mm；I 23：略短于齿轮宽度 I 23=45mm；I 24：轴环 I 24=10mm；I 25： I 25=32.5mm；I 26：由滚动轴承装配关系 I 26=17mm；I 27： I 27=50mm；l 28 :圆锥轴段I 28=50mm129： 129=20mm8、细部

33、结构参见零件图。轴的校核包括强度校核和刚度校核。进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法, 并恰当的选取其许用应力。对于仅仅承受扭矩的轴，应按扭转强度条件计算；对于只承 受弯矩的轴，应按弯曲强度条件计算，需要时还应按疲劳强度条件进行精确校核。轴在载荷作用下，将产生弯曲或扭转变形。若变形量超过允许的限度，就会影响轴 上零件的正常工作，甚至会丧失机器应有的工作性能。因此，在设计有刚度要求的轴时， 必须进行刚度的校核计算。这里以低速轴为例。齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，因此可决定低速轴上齿轮力的作用点的位置。轴上安装的 30207轴承，从机械设计课程

34、设计表12-6可知，它的负 荷作用中心到到轴承外端面的距离 a=15.3mm故可计算出支点跨距和轴上各力作用点的 相互位置尺寸。支点跨距=135mm据此可计算出轴上的作用力、支反力，从而来进行弯 曲合成强度校核。计算轴上的作用力圆周力：3Ft=2T/d 2=2X 15.71 X 10/93.333=336.64N径向力：Fr=Fttan a n /cos B =336.64 X tan 20 /cos 15.359 =127.07N轴向力：Fa=Ftan B =336.64 X tan 15.359 =92.47N受力图如图6.1 :水平面支反力：Ft= 336.64N68卄68Fhb=168

35、.32n*弯矩图：3最大弯矩 M=168.32X 68X 10-=11.45Nm垂直面支反力：Fr=127.07NFvb=53.54N弯矩图：3最大弯矩 M=53.54 X 68 X 10- =4.32Nm图6.1轴的强度校核受力图合成弯矩：Me M 垂 M 水水=,(11.45)2(4.32) 2 =12.24Nm扭矩图如图6.2 :T2=29.84Nm图6.2轴的强度校核扭矩图当量弯矩：Me _M： (： T2)2 = ：(12.24)2 (0.3 29.84)2 =17.32Nma取0.3,为不变载荷截面C的强度为：因此轴的强度足够。5润滑与密封的设计齿轮在传动时，相啮合的齿面间有相对滑

36、动，因此就要发生摩擦和磨损，增加动 力消耗，降低传动效率。特别是高速传动，就更要考虑齿轮的润滑。通用的闭式齿轮传动，其润滑方式根据齿轮的圆周速度大小而定。当齿轮的圆周 速度小于12m/s时，常将大齿轮的轮齿进入油池中进行浸油润滑。本次设计采用机械油润滑，查机械设计课程设计表15-1选全损耗系统用油，其代号为L-AN15(GB/T 443-1998)，此润滑油一般用于小型机床齿轮箱、传动装置轴承、中 小型电动机、风动工具等。系统的密封设计详见传动系统装配图。毕业设计是本科教学工作的最后一个环节，同时也是很重要的一个环节，是对学 生整个大学生活中所学知识的综合检验。通过本次设计，对磨床及其主传动系

37、统有了进一步的了解，充分的运用了本专业 所学的科目，将这些知识进行了综合运用，同时把这四年的学习中所学到的、看到的， 尽可能的运用到本次设计中。在对机械和机械传动零件的分析、设计、选用、正确使用 以及维护等方面有了更加深刻的理解。真正做到了理论与实践相结合。总结了过去四年 中学习到的机械设计制造的基本知识，进一步了解常用机构、常用传动方式、联接零部 件、轴系零部件的应用。通过对本课程的学习，使我对机械设计方面的基本内容有一个 总体了解，对机械设计制造及其自动化专业的认识上升到了一个新的高度，在机械传动综合实验台本体设计中掌握典型的机械传动的组成、 机构的运动学和动 力学分析，理解轮系运动方式及

38、动力传递，掌握传动部件效率测定和计算。进一步了解机构组成及其运动特性，了解确定机械产品设计方案的方法，根据给定 工程实际题目，设计最优方案，培养我在实际工程中的动手能力，培养了我创新意识及 综合设计能力。致谢本次设计是在刘万福教授的悉心指导下完成的。 刘教授在百忙之中还专门抽出时间给 我们指导，在这课程设计的短短的几个月的时间里，使我巩固了以前所学的知识，通过这 次的毕业设计，使我对今后的工作更加充满了信心。刘主任以其严谨求实的治学态度、高 度的敬业精神、 兢兢业业、 孜孜以求的工作作风和大胆创新的进取精神将对我今后的工作 和学习产生深远的影响。他渊博的知识、开阔的视野和敏锐的思维给了我深深的启迪。我 在此向刘主任表示衷心的感谢和由衷的敬意！此外，从开始进入课题到论文的顺利完成， 我深深的 感谢四年大学生活中所有的老师，你们给了我知识、信心和勇气，使我打下了机 械专业知识的坚实基础， 为我顺利完成本次设计和今后的成长奠定了基础； 同时还 有很多 可敬的师长、同学、朋友给了我极大的帮助和鼓舞，在这里请接受我诚挚的谢意。谢谢你 们！参考文献1 濮良贵，纪明刚 .机械设计 .第八版 .北京：高等教育出版社， 20062 殷玉枫.机械设计课程设计.北京：机械工业出版社，20063 李春梅，崔凤奎机械系统设计J 机械加工与自动化，2004(10