陕西理工学院毕业设计论文
计算齿轮分度圆直径d，代入??H?的值由计算公式得：
d?3
2?1.6?1875219.91?12.372?189.82?()?24.59mm (5-3)
2.4?1.319.91578.75计算齿宽b及模数m
b??d?2.4?24.59?59.01mm （5-4)
dcos?59.01?cos20???2.39mm (5-5) z18取m?2.5
m?5.2.3验算齿轮的弯曲强度
齿宽b=59.01，考虑齿轮安装时轴向位置的误差，为保证两齿轮沿全齿宽接触，取
b=59
根据
1.6KTYFcos?1.6?1.3?114600?2.35?cos20??F???83.72
分度圆直径 d?mz (5-7) 齿顶圆直径 da?d?2ham (5-8)
*全齿高 h?(2ha?c*)mn (5-9)
5.2.5润滑
对于湿式离合器必须保证充分的润滑。而对于干式离合器则应该严格防止浸入摩擦片，否则会影响其工作性能，是传递扭矩下降，结合时间延长；安装位置的选择也应适当，以保证正常的通风和散热，必要时可用风扇强制冷却。
对于润滑油，除很好的抗老化性能外，粘度应选择适当。粘度过高，在低速情况下油膜不易破裂，延长了结合时间；在高速情况下增大了空扭矩和发热。粘度过低，则不易产生油膜，产生干摩擦，降低了离合器的寿命。
如果离合器中有滚动轴承，最好使用油脂润滑滚动轴承，并加以密封。 润滑方式有如下几种：
飞溅润滑、浸油润滑、滴油润滑、轴心润滑
本次设计的方案采用的是轴心润滑方式油自离合器轴中心或无滑环式电磁离合器
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的不回转磁轭部分导入，借助于油压力和离心力自内向外通油。这种方式润滑和冷却效果好，因而离合器的寿命长，但结构较复杂。
5.3滚动轴承
滚动轴承主要承受径向载荷，也能承受一定的轴向载荷；极限转速较高，当量摩擦因数最小；高转速时可用来承受不大的纯轴向载荷；允许角偏差较小，承受冲击能力差。适用于刚性较大的轴上。 滚动轴承验算：
机床的一般传动轴用的滚动轴承，主要是由于疲劳破坏而失效，故应对轴承进行疲劳寿命验算。下面对按轴颈尺寸及工作状况选定的滚动轴承型号进行寿命验算： Lh=500(Cfn)?≥[T] (5-18)
ffKsKlP 式中，Lh — 额定寿命；
C — 滚动轴承尺寸表所示的额定动负荷[N]；
fn— 速度系数， fn= ?100 3njff — 工作情况系数；由表36可取为1.1；
ε— 寿命系数，对于球轴承：ε= 3 ；对于滚子轴承：ε=10/3
nj— 轴承的计算转速，为各轴的计算转速；
Ks — 寿命系数，不考虑交变载荷对材料的强化影响时： Ks = KNKnKT；
KN — 功率利用系数，查表为0.58； Kn — 转速变化系数；查表37得0.82；
KT — 工作期限系数，按前面的工作期限系数计算； Kl — 齿轮轮换工作系数，可由表38查得；
5.4键的验算
因为d1=100查机械设计手册51页表选键为b?h:22?16查得??b??100~120
4T4?1637.5?103因为L=80初选键长为60,校核????115Mpa???b?所以所选键
dlh63?100?18?11第- 37 -页 共 42 页
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为: b?h?l:22?16?100
d6?80装齿轮查查机械设计手册51页表选键为b?h:22?14查得??b??100?120
4T4?1665.2?103因为L=122初选键长为100,校核????76.2Mpa???b?
dlh80?100?22?14所以所选键为:b?h?l:22?14?100.
根据轴径 d?32mm，考虑键在轴端安装，故选键 C10X40 GB10796-96 根据材料为钢、轻微冲击，从教材有关章节查得???p?100MPa，则挤压强度为
4T24?229.2?103?p???93.55MPa
dhl32?8?35使用上述公式对三传动轴上的键校核，结果符合设计要求。
5.5轴的强度校核计算 5.5.1传动轴校核计算
轴的强度计算应根据轴上所受的在和类型，采用相应的方法。对于仅（或主要）用于传递扭矩的传动轴，应按扭转强度计算；对于既受弯矩又受扭矩的转轴，应按弯扭合成强度计算。
机器传动机构中的轴，多数是转轴，其计算准则为弯扭组合疲劳强度问题。轴的疲劳计算时要采用到综合系数K和等效系数Ψ，这两个系数均为与轴的结构和尺寸有关，但这些因素在设计开始时尚不能确定。因此，对于精度要求计算的转轴，在前面对轴的初步估算的基础上，然后进行结构设计，画出轴的结构尺寸，画出轴的结构草图，确定轴的全部结构和尺寸，才能进行精确的强度校核。 按弯扭合成进行强度计算
对于转轴，当轴的支点和轴上载荷大小、方向和作用点后，即可求出轴的支承反力，画出弯矩图和扭矩图，从而按弯扭合成强度计算设计轴的直径。
在画轴的计算简图时，首先确定轴承支承反力的作用点。把轴视作一简支梁，作用在轴上的载荷，一般按集中载荷考虑，其作用点取零件轮缘的中点。轴上的支反力的作用点（滚动轴承或滑动轴承）按有关手册选取。
通常外载荷不作用在同一平面内，这时应将这些力分解到水平和垂直面内，并求出
各支点的反力，在绘出水平面弯矩图、垂直面弯矩图，最后再按矢量法求得合成弯矩图，
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对实心轴而言，按照第三强度理论计算危险断面上弯扭合成的当量应力σ，其强度条件为
由此可得设计公式
10M2?(aT)2??????1? 3dd?310M2?(aT)2式中 d 轴的直径（mm）
T轴在计算截面上的扭矩（N2mm）； M轴在计算界面上的合成弯矩（N2mm）；
???1? ???1?许用应力（MPa）,
α根据切应力变化性质而定的修正系数，切应力按对称循环变化时，α=1 切应力按脉动循环变化时α=
???1??0.6 切应力不变时α=???1??0.3
???1???0?5.5.2主轴校核
（1）主轴图
图5.2
（2）计算跨距
前支承为圆柱滚子轴承，后支承为圆柱滚子轴承
l?332?374?12.5?31.5?687mm?0.687m
当量外径
684?22?724?54?804?756?1004?35?1044?8de??80.56mm
8874主轴刚度：由于di/de?45/80.56?0.5586?0.5 故根据式（10-8）
3?104?de4?di43?104?80.564?454?10?12ks???149.3N/?m 2?l?aA?aA752??887?75??10?9第- 39 -页 共 42 页
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对于机床的刚度要求，取阻尼比??0.035
当v=50m/min,s=0.1mm/r时,kcb?2.46N/?m?m,??68.8?, 取blim?0.02Dmax?0.02?687?50%?6.87mm KB?2.46?6.87?cos68.8??84.36N?m
2?0.035??1?0.035?计算KA
L?0.3Dmax?206.1mm,加上悬伸量共长281.1mm22???aB???281.1???1????1?????22a281.1l687??????76.5N/?m ??84.36??0.6KA?KB?0.6B?0.4?0.4222?aA?75275???aA??????1????1???687l????????Ks?1.66KA?1.66?76.5?127.0N/?m?152.3N/?m 可以看出，该机床主轴是合格的.
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