（定稿）四氧化三锰加工项目建议书

将，，，，代入上式则大齿轮转速大齿轮轴的受力分析已知低速级大齿轮的分度圆直径为则又因为六个小齿轮均布在大齿轮周围，径向力相互抵消，故理论值为零。

初步确定轴的最小直径选取轴的材料为号钢调制处理。

根据机械设计表取，则考虑到键槽的削弱影响，对于双键增大本设计因单键强度不够，不符合要求，故选用双键，则就近圆整为。

输入轴的最小直径显然是联结联轴器处轴的直径，为了使所选轴的直径与连轴器的孔径相适应，故需要同时选联轴器的型号。

联轴器的计算转矩查机械设计表，考虑到载荷均匀平稳，故取，则按计算转矩应小于联轴器工程转矩额定条件，查机械设计师手册标准，选用型弹性套住销联轴器。

其公称转矩为，许用转速为，满足使用要求。

轴的结构设计主轴的结构设计根据轴向定位要求确定轴各段直径和长度主轴轴径，所选轴承型号为，其尺寸为，取齿轮距箱体内壁距离为轴承端盖总宽度为轴承距箱体内壁距离为齿轮宽为，则轴段的长度为。

轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接。

大齿轮轴的结构设计根据轴向定位的要求确定轴各段的直径和长度现已知安装联轴器处轴的直径，即，安装齿轮处的轴段考虑到键槽的削弱影响，取。

半联轴器与轴配合的毂孔长度，取。

安装齿轮处轴径取，取齿轮距箱体内壁的距离取轴承距箱体内壁距离为。

已知轴承宽度，大齿轮宽，与联轴器相配合的套筒长度根据联轴器的尺寸定位，则轴的长度为。

根据轴承的安装尺寸，选取套筒厚度。

初选滚动轴承因轴承除承受轴的重力外，几乎不受轴向力，故选用深沟球轴承。

齿轮半联轴器与轴向定位均采用平键联接，查实用机械设计手册续表选取的键，公称长度为。

为了保证齿轮与轴配合具有良好的对中性，选用齿轮轮毂与轴的配合为和切削加工的金属材料。

本设计采用孕育铸铁，选择牌号为。

制造此材料的工艺过程是在铁水中加入少量孕育剂硅和铝，使铸铁获得均匀的珠光体和细片状石墨的金相组织，从而得到均匀的强度和硬度。

由于石墨微粒能够产生润滑作用，又可吸引和保持油膜，因此孕育铸铁的耐磨性比灰铸铁高。

结构设计合理的立柱设计是应在最小重量的条件下，具有最大的静刚度。

因考虑到方型截面的抗弯刚度好于圆形，故本设计采用方型截面同为厂方要求。

本设计为专用多轴钻床的设计，根据需要，床身导轨兼作立柱，工作台可沿立柱上下移动作进给往复运动。

但考虑到安装需要，导轨上半部分实质上为立柱，此段只起支承作用，不起导向作用截面形状本设计采用圆形截面，上下两端加工有螺纹，与上台板和底座固定。

具体结构形状如下图立柱尺寸的确定导轨的尺寸过大，会使机床整体显得笨重尺寸过小，则导轨刚度不足，机床在工作时，切削载荷主要为切削转矩和强度所决定的承载能力，而齿面接触强度的承载能力，仅与齿轮直径有关，厂方要求的，完全可靠。

几何尺寸计算计算分度圆直径计算中心距计算齿轮宽度考虑安装对中误差及大小齿轮传递扭矩相等等因素，小齿轮齿宽应比大齿轮宽，故将齿宽就近圆整为，。

验算故设计合理。

轴的设计作回转运动的传动零件，般都安装在轴上进行运动，即传递动力。

因此轴的功用是支承回转零件及传递运动和动力。

轴的结构设计就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和尺寸。

如果轴的结构设计不合理，则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的装配困难。

轴的工作能力计算是指轴的强度刚度和振动稳定性等方面的计算。

般情况下，轴的结构工作能力主要取决于轴的强度，因此在设计计算中我们只对轴的强度进行计算，防止其断裂或塑性变形。

主轴的设计主轴的结构设计主轴的型式和直径，主要取决于刀具的进给抗力和切削扭矩或主轴刀具系统结构上的需要。

轴的分布类型是多种多样的，结构各有不同，大体可以归纳成下述几种类型单组或多组圆周分布等距或不等距直线分布圆周或直线混合分布④任意分布。

根据厂方所提供的零件图，本设计采用第种类型中的单组圆周分布。

单轴的结构如下图小齿轮轴主轴的参数设计主轴的分布尽管有各种各样的类型，但通常采用的经济而又有效的转动是用根传动轴带动多根主轴。

本设计采用此种设计，具体方案如下在设计传动系统时，首先把所有主轴轴分成组同心圆，然后在同心圆上放置根传动轴，来带动组主轴。

接着再用此转动轴与动力部件驱动轴联结起来。

这就是通常的传动布置次序，即由主轴处布置起，最后再引到动力部件的驱动轴上。

本设计选用刚性主轴。

设计刚性主轴的主要内容之是选择主轴参数。

主轴参数确定的正确与否，对主轴的刚性将有很大的影响。

在设计刚性主轴时，若主轴参数选择不合理，则被加工零件将达不到要求的精度和光洁度。

求输出轴上的功率由齿轮计算知•求作用在齿轮上的力因为则式中各参数代表的含义小齿轮传递的扭矩，单位为小齿轮的节圆直径，对标准齿轮即为分度圆直径啮合角，对标准齿轮。

初步确定轴的最小直径轴的扭转强度条件为式中各参数含义扭转切应力，单位为轴所受的扭转力，单位为•轴的抗扭截面系数，单位为轴的转速，单位为轴传递的功率，单位为计算截面处轴的直径，单位为许用扭转切应力，单位为。

选取轴的材料为号钢调质处理，值在之间，值在之间，本设计取，由上式计算得轴的直径轴的直径，考虑键槽的削弱影响，对于单键增大，则，因为厂方要求主轴强度要留有定的富裕量，圆整为。

大齿轮轴的设计大齿轮轴的转速计算已知大齿轮轴的功率，转速和转矩，则式中各参数含进给力经导轨兼作立柱传递给工作台，使导轨产生弹性变形，弯曲或扭转。

变形的结果，主轴轴线在竖直面和水平面内产生偏转，使线不垂直于底座，影响到加工精度。

所以，合理的制定导轨的尺寸，是机床加工精度保障的前提。

具体尺寸见上图。

工艺性采用淬火的方法可以提高铸铁导轨表面的硬度，可以增强抗磨料磨损，粘着磨损的能力，防止划伤与撕，提形于节点处的法向载荷，它作用于法向截面内。

可分解为三个互相垂直的分力，即圆周力径向力和轴向力。

显然，在蜗杆与蜗轮间，载荷与与和与对大小相等方向相反的力。

各力的大小可按下式计算式中蜗杆与蜗轮上的转矩。

确定各力的方向蜗杆为主动件，蜗杆的圆周力方向与蜗杆上啮合点的速度方向相反蜗杆为从动件，蜗轮的圆周力方向与蜗轮的啮合点的速度方向相同蜗杆和蜗轮的轴向力方向分别与蜗轮和蜗杆的周向力方向相反蜗杆和蜗轮的径向力方向分别指向各自的圆心。

计算载荷式中载荷系数使用系数齿向载荷分布系数动载系数。

使用系数应力分析由于蜗杆传动中，蜗轮比蜗杆的强度低。

因此，在应力分析中只要了解蜗轮的情况就可以了。

普通圆柱蜗杆传动在中间平面相当于齿条和齿轮的传动，故可以仿照圆柱斜齿轮推倒蜗轮的应力计算公式。

蜗轮齿面接触应力蜗轮齿面接触应力仍来源于赫兹公式。

接触应力式中载荷系数啮合面的法向载荷材料的弹性影响系数对于青铜或铸铁蜗轮与钢蜗杆配对时，取综合曲率接触线总长，。

将上式换算成蜗轮转矩和中心距的关系得式中蜗杆传动的接触线长度和曲率半径对接触应力的影响系数，简称接触系数。

蜗杆传动的强度计算蜗轮齿面接触疲劳强度计算蜗轮齿根接触疲劳强度的验算公式为式中蜗轮齿面的许用接触应力。

设计公式为蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算蜗轮齿根弯曲疲劳强度的验算公式为式中蜗轮齿根的许用弯曲应力。

设计公式为蜗杆传动的效率闭式蜗杆传动的效率由三部分组成，蜗杆总效率η为ηηηη式中η传动啮合效率蜗杆总效率η主要取决于传动啮合效率。

其考虑齿面间相对滑动的功率损失啮合效率可近似地按螺纹副的效率计算，即式中普通圆柱蜗杆分度圆上的导程角当量摩擦角其值可根据滑动速度查表选取当量摩擦角滑动速度蜗杆分度圆的圆周速度蜗杆分度圆直径蜗杆的速度，。

η油的搅动和飞溅损耗时的效率η轴承效率。

在设计之初，为求近似计算蜗杆轴上的扭矩，η值可估取为第四章轴及轴承的校核Ⅲ轴的设计计算Ⅲ轴的转速Ⅲ轴的转矩Ⅲ轴上的功率初步确定轴的最小直径按式初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料为，调质处理。

根据表，取，于是得取轴上其他部件的尺寸选择通过画图确定。

Ⅱ轴的设计计算Ⅱ轴上的功率Ⅱ轴的转速Ⅱ轴的转矩初步确定轴的最小直径按式初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料为，调质处理。

根据表，取，于是得取Ⅰ轴的设计计算Ⅰ轴上的功率Ⅰ轴的转速Ⅰ轴的转矩初步确定轴的最小直径按式初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料为，调质处理。

根据表，取，于是得取轴上其他部件的尺寸选择通过画图确定。

结论众所周知，弧面分度凸轮机构有着其它分度机构不可替代的优越性，其结构简单高速度高精度等优点使它将逐步取代棘轮槽轮机构等，成为有着广阔发展前景的种间歇分度或步进传送机构。

纵观弧面分度凸轮机构发展的历史以及近年的发展现状，今后我国弧面分度凸轮机构的研究重点应在如下几个方面新型点啮合传动的弧面分度凸轮机构的研究。

弧面分度凸轮的动态特性及其仿真研究伤义电动机输出功率减速器效率连轴器效率滚动轴承效率。

将，，，，代入上式则大齿轮转速大齿轮轴的受力分析已知低速级大齿轮的分度圆直径为则又因为六个小齿轮均布在大齿轮周围，径向力相互抵消，故理论值为零。

初步确定轴的最小直径选取轴的材料为号钢调制处理。

根据机械设计表取，则考虑到键槽的削弱影响，对于双键增大本设计因单键强度不够，不符合要求，故选用双键，则就近圆整为。

输入轴的最小直径显然是联结联轴器处轴的直径，为了使所选轴的直径与连轴器的孔径相适应，故需要同时选联轴器的型号。

联轴器的计算转矩查机械设计表，考虑到载荷均匀平稳，故取，则按计算转矩应小于联轴器工程转矩额定条件，查机械设计师手册标准，选用型弹性套住销联轴器。

其公称转矩为，许用转速为，满足使用要求。

轴的结构设计主轴的结构设计根据轴向定位要求确定轴各段直径和长度主轴轴径，所选轴承型号为，其尺寸为，取齿轮距箱体内壁距离为轴承端盖总宽度为轴承距箱体内壁距离为齿轮宽为，则轴段的长度为。

轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接。

大齿轮轴的结构设计根据轴向定位的要求确定轴各段的直径和长度现已知安装联轴器处轴的直径，即，安装齿轮处的轴段考虑到键槽的削弱影响，取。

半联轴器与轴配合的毂孔长度，取。

安装齿轮处轴径取，取齿轮距箱体内壁的距离取轴承距箱体内壁距离为。

已知轴承宽度，大齿轮宽，与联轴器相配合的套筒长度根据联轴器的尺寸定位，则轴的长度为。

根据轴承的安装尺寸，选取套筒厚度。

初选滚动轴承因轴承除承受轴的重力外，几乎不受轴向力，故选用深沟球轴承。

齿轮半联轴器与轴向定位均采用平键联接，查实用机械设计手册续表选取的键，公称长度为。

为了保证齿轮与轴配合具有良好的对中性，选用齿轮轮毂与轴的配合为和切削加工的金属材料。

本设计采用孕育铸铁，选择牌号为。

制造此材料的工艺过程是在铁水中加入少量孕育剂硅和铝，使铸铁获得均匀的珠光体和细片状石墨的金相组织，从而得到均匀的强度和硬度。

由于石墨微粒能够产生润滑作用，又可吸引和保持油膜，因此孕育铸铁的耐磨性比灰铸铁高。

结构设计合理的立柱设计是应在最小重量的条件下，具有最大的静刚度。

因考虑到方型截面的抗弯刚度好于圆形，故本设计采用方型截面同为厂方要求。

本设计为专用多轴钻床的设计，根据需要，床身导轨兼作立柱，工作台可沿立柱上下移动作进给往复运动。

但考虑到安装需要，导轨上半部分实质上为立柱，此段只起支承作用，不起导向作用截面形状本设计采用圆形截面，上下两端加工有螺纹，与上台板和底座固定。

具体结构形状如下图立柱尺寸的确定导轨的尺寸过大，会使机床整体显得笨重尺寸过小，则导轨刚度不足，机床在工作时，切削载荷主要为切削转矩和强度所决定的承载能力，而齿面接触强度的承载能力，仅与齿轮直径有关，厂方要求的，完全可靠。

几何尺寸计算计算分度圆直径计算中心距计算齿