机床主轴变速箱课程设计解读

1、沈阳工程学院机床主轴变速箱课程设计班 级：机械本112姓名：学号：专业：机械设计制造及其自动化指导教师：日 期：2015/01/12 2015-01-23沈阳工程学院机床主轴变速箱设计课程设计成绩评定表系（部）： 机械工程系 班级： 机学生姓名： 指导教师评审意见评价 内容具体要求权重评分加权 分调研 论证能独立查阅文献，收集资料；能制定课程设计方案 和日程安排。0.15432工作 能力 态度工作态度认真，遵守纪律，出勤情况是否良好，能 够独立完成设计工作，0.25432工作 量按期圆满完成规定的设计任务，工作量饱满，难度话宜。0.25432说明 书的 质量说明书立论正确，论述充分，结论严谨合

2、理，文字 通顺，技术用语准确，符号统一，编号齐全，图表 完备，书写工整规范。0.55432指导教师评审成绩 （加权分合计乘以12）分加权分合计指导教师签名：年 月日评阅教师评审意见评价 内容具体要求权重评分加权 分查阅 文献查阅文献有一定广泛性；有综合归纳资料的能力0.25432工作 量工作量饱满，难度适中。0.55432说明 书的 质量说明书立论正确，论述充分，结论严谨合理，文字 通顺，技术用语准确，符号统一，编号齐全，图表 完备，书写工整规范。0.35432评阅教师评审成绩 （加权分合计乘以8）分加权分合计评阅教师签名：年 月日课程设计总评成绩分目录第一章 课程设计的目的和内容 -.3 -

3、第二章 课程设计的步骤 -.4 -第一节 运动设计 -.4 -一、确定主轴转速级数： -.4 -二、确定转速数列： -.4 -三、求出主轴转速级数 Z： -. 4 -四、确定结构式： -.4 -五、绘制转速图 -.5 -六、绘制传动系统简图 -.6 -七、确定各变速组齿轮传动副的齿数 -. 7 -第二节 传动零件的初步计算 -.8 -一、求各轴的计算转速 -.8 -二、传动轴直径的估算 -.9 -三、齿轮模数的估算 -.10 -四、计算各齿轮的参数 - 11 -五、三联滑移齿轮设计： -. 12 -五、确定各轴间距 -.12 -六、带轮的选择 -.13 -七、片式摩擦离合器的计算 -. 13

4、-八、主轴轴承 : -.14 -九、主轴和齿轮的连接 : -. 15 -十、润滑与密封 : -.16 -十一、其它问题 : -.16 -第三章 课程设计的验算 -.17 -一、直齿圆柱齿轮的强度验算 -. 17 -二、主轴的弯曲刚度验算 -. 20 -三、主轴组件的静刚度验算 -. 21 -四、滚动轴承的验算 -.23 -设计小结 -.2. 4 -参考文献 -.2. 5 -第一章 课程设计的目的和内容-、题目：机床主轴变速箱设计二、主要技术参数：1、 卧式车床，最大回转直径为320mm。2、原始数据：电动机功率P/kwnmax(r min-1)nmin(r min-1)公比工件 材料刀具 材料

5、5.513201061.26钢铁材料硬质合金反转：Z反二 Z 正 /2； n 反 max : 1.1n 正 max三、设计内容：1、运动设计：根据给定的转速范围及公比，拟定传动方案，确定结构形式，画转速图，画传动系统图（研究分析齿轮排列方案），计算带轮直径和齿轮齿数。2、动力计算：根据电动机功率，确定各传动件的计算转速，对主要零件（如带、齿轮、主轴、传动轴、轴承等）进行计算（初算和验算）。3、结构设计：进行传动轴系，变速机构，主轴组件，操纵机构，换向和制动装置，箱体,润滑和密封的布置和结构设计。4、编写设计计算说明书四、应完成的任务本学期第18、19、20周课程设计，以设计说明书数据为依据，绘

6、制：1、主轴变速箱草图一张（A2）手绘；2、 展开图一张（A0）计算机CAD绘图，主轴零件图1张。3、 三维立体图 pro/e仿真；五、要求1、设计计算说明书字体端正，层次分明，格式排版准确。2、图纸图面清洁，标注准确，符合国家标准；六、设计说明书主要内容及装订顺序1、封皮2、设计任务书；3、成绩评审意见表4、中文摘要和关键词5、目录（标题及页次）；6、机床用途和性能（简要）；7、 运动设计和拟定（简要方案比较分析；画传动系统图要规范）；8、 主要零件的估算或计算和验算（主轴组件刚度计算）；9、重要结构的选择分析；10、设计小结；11、 参考文献（列序号、作者、书名、出版社及年月）；至少6篇第

7、二章 课程设计的步骤第一节 运动设计一、确定主轴转速级数:由给定的参数，主轴的极限转速为 n max=1320 r/mi n,n min=106r/min由公式：Rn Jmax = Q 且=1.26n mi n可得 Rn =12.878，z=-lgRn+1=12.008 ig*取 Z=12、确定转速数列：由给定的参数，=1.41=1.066，Z=12级查表2-5,得12级转速各为：106，132,170,210,265,315,425,530,670,856,1060,1320,三、求出主轴转速级数Z因两轴间变速组的传动副数多采用 2或3,在设计简单变速系统时，变速级 数应选为Z=3m2n的形

8、式，m n为正整数。四、确定结构式：12 级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴变 速箱的具体结构、装置和性能。在I轴如果安置换向摩擦离合器时， 为减少轴向尺寸，第一传动组的传动副 数不能多，以2为宜。主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好。最后 一个传动组的传动副常选用2。综上所述，传动式为12=2X 3X 2对于12 = 232传动式有6种结构式对应的结构网，分别为：12 =21322612 = 23312612 = 23312612=Z342212 = 2632312 = 2632Z按照传动副前多后少”的原则选择Z=3X2&这一方案，但主轴换向

9、采用双向片式摩擦离合器结构，致使I轴的轴向尺寸过大，所以此方案不宜采用，而应先择 12=2X3X2。根据级比指数分配要 前密后疏”的原则，应选用Z= 21 X32 X26这一方案。验算结构式中的最末扩大组（按扩大顺序的最末、非传动顺序的最末）的调 整范围Rn=1.416（2J）=7.8 18-20,以 避免产生根切现象。2、套装在轴上的小齿轮还考虑到齿根圆到它的键槽深处的最小尺寸应大于基圆齿厚，以防断裂，则其最小齿数 Zmin应为Zmin 1.03D/m+5.6,式中D 齿 轮花键孔的外径（mm），单键槽的取其孔中心至键槽槽底的尺寸两倍；m齿轮模数（mm）。3、Smin还受最小传动比Umin和

10、允许的最大齿数Szmax的约束，机床主传动 的最小极限传动比取Umin 1/4中型机床一般取Sz=70100，Szmax=120；4、Sz的选取不要使两轴中心距过小，否则可能导致两轴轴承过近，在等长的多轴变速系统中，还可能使前后变速组的齿轮顶圆与轴相碰，即k轴上前一个变速组中的最大被动齿轮Zmax的齿顶圆与（k+1 ）轴的外径dk+1相碰，或（k+1）轴上的后一个变速组中的最大主动齿轮Zmax的齿顶圆与k轴外径dk相碰。5、 三联滑移齿轮的相邻两轮的齿数差应大于4。避免齿轮右左移动时齿轮右相碰，能顺利通过6在同一变速组内，尽量选用模数相同的齿轮。由上述原则，传动比已知，传动比的适用齿数表查表2

11、-8，查出:iai11.411 2 *5=60,66,72,78,84,90.ia2 =Sz =76,84,92,98,106由于可知选用Sz=84，从表查出小齿轮的齿数为28， 22。大齿轮的齿数则为56, 62ib1=1.41._ 1ib2 = _Sz=77,80,84,90,92,96S, =77,80,84,90,92,96ib31 173Sz=76,84,92,98,106可选用Sz=92从表中查出小齿论的齿数38，38,24。 大齿轮的齿数则为54, 54,68。ic1= 、各传动轴的计算转速 =2 S, =96,102,106,108.1 1ic2= J =4Sz =100,10

12、8,114.选用Sz=108从表中查出小齿轮的齿数 36, 22。 大齿轮的齿数则为72，86。可得以下的齿数（1）Ua1 = 1/1；Ua2=1/1.26；Sza=843（2）ub1=1.26；Ub2=1/1.26；ub3=1.26/1 ； Szb=81（3） Uc1=1.262/1 ；Uc2=1/1.26转速：106 r/min和425 r/min。425 r/min比主轴的计算转速高，需传递全部 功率，故轴III的1265r/min转速也能传递全部功率，即njiii=265 r/min ； Szc=70第二节传动零件的初步计算一、求各轴的计算转速同理可得：njii =530r/min同理

13、可得：nji=670 r/mi n（3）、各齿轮的计算转速各变速组内一般只计算组内最小的，也是强度最薄弱的齿轮，故也只需要确定最小齿轮的计算转速。（1） 轴III IV间变速组的最小齿轮是 Z=20,该齿轮使主轴获得6级转速265 r/min，335 r/min，425 r/min，530 r/min，670r/min，856 r/min，主轴计算转速是210 r/min，故该齿轮在530 r/min时应传递功率，是计算转速；（2）同理可得，轴II III间Z=20的计算转速为530 r/min ；（3）同理可得，轴I II间Z=37的计算转速为670 r/min。、传动轴直径的估算按扭转刚度

14、估算轴的直径d _914If N4VnJlNd 电机额定功率；N=Nd n n从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；n1该传动轴的计算转速 r/min ；每米长度上的转角（deg/m），可根据传动轴的要求选取:表3.2冈H度要求、允许的扭转角主轴一般的传动轴较低的传动轴严0.5 11 1.51.5 2对于一般的传动轴，取订=1.5传动效率n =nm k rprpn 1直齿传动效率取 0.98n 2V带传动效率取 0.96n 3轴承传动效率取 0.98I 轴：d914 ：=914 5.5* 0.98*0.96*0.98 = 24.253mm 取 di =225mm nj 670*1.5皿心

15、先希三叫55%*罟= 25.458mm取diI =26 mmIII 轴：d _914 二严14 5.5*0.983 *0.96*0.98329,971mm取 diii =30mm j 丨 .265*1.5IV轴：根据电动机功率为5.5 kw，最大加工直径为400 mm, 初选主轴前轴颈直径Di=105 mm而主轴后轴颈直径 D2 （0.750.85） Di , 取D2=84 mm普通车床内孔直径 d（0.550.6） Di , 取d=63 mm由3表3-13，得主轴前端悬伸量 a（0.61.5） Di取a=105 mm D1 D2105 84主轴平均直径D=94.5mm2_-2三、齿轮模数的估

16、算根据mj和计算齿轮模数，根据其中较大值取相近的标准模数：|：（t1）k1k2k3ksjPm, =163383 mmj 飞咋汀人N齿轮的最低转速r/min ;T 顶定的齿轮工作期限，中型机床推存：T=1520kn转速变化系数；kN 功率利用系数； kq材料强化系数。ks （寿命系数）的极值ksmax，ksmin齿轮等转动件在接取和弯曲交边载荷下的疲劳曲线指数m和基准顺环次数C0k1工作情况系数。中等中级的主运动：k2 动载荷系数；k3齿向载荷分布系数；Y 齿形系数； 根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为： 式中：N计算齿轮转动递的额定功率 N=? Ndkwn,计算齿轮（小齿轮）的计算转速 r/mi

17、nm 齿宽系数心=b/m, *m 8Z 1计算齿轮的齿数，一般取转动中最小齿轮的齿数：i 大齿轮与小齿轮的齿数比，：=生_1; (+)用于外啮合，(-)号用乙于内啮合：ks： ks =kTkNknkq命系数；ks _ kmin 时，取 ks=ksmax，当 ks；1440 =9.42号/ 25 m/s，带的速度合适。 60*100060 X020/s根据 0.7(dd1+ dd2)va0120 主动轮上的a578包角合适。V 带根数 z=ca，由 n1=1250r/min,dd1=200mm,i=2.82,查4表 8-4a(P0 + P0)xKl和表 8-4b，得 P=1.92kWP=0.17

18、kW ，查表 8-5 得 K f0.96,查表 8-2 得Kl=1.00,则z=3.01535 所以，选取 V带z=4根。(1.92 0.17)0.96 1.00查4表 8-4 得 q=0.18kg/m预紧力 F0=500Pca(2 -1) qv2=5002.5 0.96 6.05 0.185 9.422=138N vz Kj0.96 汉 4 汇 9.42压轴力a1FpPFosi巧=2 4 sin167.57138 =1098N七、片式摩擦离合器的计算为保证II轴上的第二个变速组中的最大主动齿轮外径不碰I轴上的离合器外径 D，Ai-iimin (Zmax*m+2m+D)/2, A i-ii=1

19、26mm，Zmax=54m=3可得：D84mm，取 D=90mm正转静负载扭矩 M=974 =974 5.5 0.97 0.98 =7.601 kgf mnj670中型机床取K=1.5，正转时，离合器所能传递扭矩 MjM k=7.601 1.5= 11.4015kgf. m取 Mj=12kgf m0.4 N 一， 5.5 0.97 0.98反转静负载扭矩M=974=9740.4nj670=3.04 kgf m反转时，离合器所能传递扭矩 MjM k=3.04 1.5=4.56 kgf. m 取 Mj=5kgf mI轴d=25mm，采用轴装式摩擦片外片内径D1=d+5=30mm，选取（=D1 =0

20、.6，则内片外径D2=50mmD2D1 D2中径 Dp= - =40mm ，2：nD平均线速度 vp=- =670 40=1.88m/s，由 vp=1.88m/s,查下60000 60000表5.13-21选Kv=1.08，安全系数K取1.4，结合次数修正系数Km=1，摩擦面对数修正系数Kz=0.97，查6下表5.13-49,选钢-钢摩擦系数f = 0.08, 许用比压p=11 kgf m正转时摩擦面对数12MnK105Z=33二 fp（D23 - D）KvKmKz12 12 1.4 1033 3 =11.162-0.08 0.750 - 3031.08 0.97 1正转时，取z=12反转时摩

21、擦面对数12MnK105z=33-fp（D2 -DJKvKmKz12汉5如.4如0=4 651二 0.08 0.7 503 -303 1.08 0.97 1反转时，取z=6正转主动片 反转主动片数i1=z/2+1=7片，被动片（外片）数i2=z/2=6片数i1=z/2+1=4片，被动片（外片）数i1=z/2= 3片 33二33（D2 - D1 ）pKv= 50 -300.7 1.08 =5818.86N4（内片）（内片）轴向压力Q= 400八、主轴轴承：1. 轴承类型的选择主轴轴承的轴承类型选择：前后内孔有1: 12的锥度,前端选用的轴承类型是：GB/T285-64 双列圆柱滚子轴承NN302

22、4K和234424;其参数如下：一、d=120,D=180， B=46， Rmin=2。二、d=120， D=180，T=72， B=18，C=36， Rmin=0.6。后端选用的轴承类型是：双列圆柱滚子轴承NN3016。其参数如下：d=80,D=125,B=34，Rmin=1.1。轴向定位用双向推力角接触球轴承2. 轴承的位置机床主轴采用两个支承，结构简单，制造方便。3. 轴承的精度和配合 主轴轴承精度要求比一般传动轴高。前轴承的误差对主轴前端的影响最大，所以前轴承的精度一般比后轴承选择高一级。普通精度级机床的主轴，前轴承的选 C或D级，后轴承选D或E级。选择轴承 的精度时，既要考虑机床精度

23、要求，也要考虑经济性主轴轴承精度要求比一般传动轴高，所以前轴承的精度选 C级，后轴承 选D级。轴承与轴和轴承与箱体孔之间，一般都采用过渡配合。另外轴承的内外 环都是薄壁件， 轴和孔德形状误差都会反映到轴承滚道上去。 如果配合精度选的 太低，会降低轴承的回转精度，所以轴和孔的精度应与轴承精度相匹配。4、轴承间隙的调整为了提高主轴的回转精度和刚度， 主轴轴承的间隙应能调整。 把轴承调到合 适的负间隙，形成一定的预负载，回转精度和刚度都能提高，寿命、噪声和抗震 性也有改善。 预负载使轴承内产生接触变形， 过大的预负载对提高刚度没有明显 的小果，而磨损发热量和噪声都会增大，轴承寿命将因此而降低。轴承间

24、隙的调整量， 应该能方便而且能准确地控制， 但调整机构的结构不能 太复杂。双列短圆柱滚子轴承内圈相对外圈可以移动， 当内圈向大端轴向移动时， 由于 1：12的内錐孔，内圈将胀大消除间隙。其他轴承调整也有与主轴轴承相似的问题。 特别要注意： 调整落幕的端面与 螺纹中心线的垂直度，隔套两个端面的平行度都由较高要求，否则， 调整时可能 将轴承压偏而破坏精度。隔套越长，误差的影响越小。螺母端面对螺纹中心线垂直度、 轴上和孔上套简两端平行度等均有严格的精 度要求。九、主轴和齿轮的连接 :采齿轮与主轴的连接可以用花键或者平键； 轴做成圆柱体，或者锥面（锥度一 般取 1：15 左右）。锥面配合对中性好，但加

25、工较难。平键一般用一个或者两个 （相隔 180 度布置），两国特键不但平衡较好，而且平键高度较低，避免因齿轮键槽太深导致小齿轮轮毂厚度不够的问题。所以用花键连接。十、润滑与密封 :主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。 主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难。防漏的措施有两种：1 ）堵加密封装置防止油外流。主轴转速高， 多采用非接触式的密封装置，形式很多，一种轴与轴承盖之间 留0.10.3 mm的间隙（间隙越小，密圭寸效果越好，但工艺困难）。还有一种是 在轴承盖的孔内开一个或几个并列的沟槽（圆弧形或 v形），效果比上一种好些。 在轴上增开了沟槽（矩形或锯齿形） ，

26、效果又比前两种好。在有大量切屑、 灰尘和冷却液的环境中工作时，可采用曲路密圭，曲路可做 成轴向或径向。径向式的轴承盖要做成剖分式，较为复杂。（ 2）疏导在适当的地方做出回油路，使油能顺利地流回到油箱。十一、其它问题 :主轴上齿轮应尽可能靠近前轴承， 大齿轮更应靠前， 这样可以减小主轴的扭 转变形。主轴的直径主要决定于主轴需要的刚度、 结构等。各种牌号的弹性模量基本 一样，对刚度影响不大。 主轴一般选优质中碳钢既可。 精度较高的机床主轴考虑 到热处理变形的影响，可以选用 45 号钢。主轴端部锥孔，定心轴颈或定心圆锥面等部位局部淬硬至HRC555。其他部分经调质处理后硬度为 HB 220250。第

27、三章课程设计的验算一、直齿圆柱齿轮的强度验算(1) 第一组齿轮强度校验取齿轮Z=42 精度7级(T Hiim=800Mpa(T Fiim=320Mpac FE=640Mpa按接触疲劳强度校验传递功率 P=5.5 0.97 0.98=5.23 kWP5 23传递扭矩=9549=9549=74.54N.m小670分度圆切向力 Ft=2000TL = 200010j4.54=1461.6N由7表9.1-26查得，使用系数Ka=1.25则 KaP=6.54 kW由4图10-8查得，动载系数Kv=1.07按 u=1.26, n1=670r/min,查7图 9.1-3,得 Ch1=30根据直齿齿轮，由7图

28、9.1-4,得Ch2=0.21按 b=25.2mm,d=0.8, Kh“ =1.1，由7图 9.1-6,得 Ch3=0.22KaKv Ft 1.25 1.05 1461.6 ,因为-=28.21 KaP=30 x 0.2仆0.154 沃 0.96 汇90022221.07 189.82 12接触疲劳强度校验通过按弯曲疲劳强度校验Cf1=8按 Z=42 m=2mm n1=670r/min,由7图 9.1-14得,按重合度 a =1.7，由7图 9.1-15 得，CF2=1.45CF3=10 Ch 3d12103 0.154= 2102=0.016CfiCf2Cf3Cf 4FeYnTPfp=1.0

29、7 汉 4.02d.4弯曲疲劳强度校验通过。分度圆切向力2000T2rt=d22000 94.2084=2242.8NKvYFs SF lim8 皿 .16 1 64 1 =24.34kW KaP(2) 第二组齿轮强度校验取齿轮Z=54 精度7级(T Hlim =1500Mpa(T Fiim=400Mpa(T FE=800Mpa按接触疲劳强度校验传递功率 P2=5.5 0.97 0.98=5.23 kWp5 23传递扭矩 T2=9549 =9549=94.20 N.mn2530由7表9.1-26查得，使用系数Ka=1.25 则 KaP=6.54 kW由4表10-8查得，动载系数Kv=1.05按

30、 u=1.26, n1=530r/min，查7图 9.1-3，得 Ch1=20根据直齿齿轮， 按 b=32.4mm， 因为 KaKv Ft 二b2 由H7图 9.1-4,得 Ch2=0.21 d=0.8，Kh a=1.1，由7图 9.1-6,得 Ch3=0.11 251 05 汇 2242 8:=90.85 KaP1.05X189.8 汶1接触疲劳强度校验通过。按弯曲疲劳强度校验Cf1=5按 Z=54 m=3mm n1=530r/min，由7图 9.1-14得, 按重合度 a =1.7，由7图 9.1-15 得，Cf2=1.45Cf3=10 CH3d123100.07784=0.0147CfQ

31、f2Cf3Cf 4FeYnTPfp=KvYFs SF lim5 1.45 0.0147 1 800 1 =14.6kw KaP1.05 疋 4.32 汉 1.4弯曲疲劳强度校验通过。(3) 第三组齿轮强度校验取齿轮Z=45 精度7级(T Hiim=1500Mpa(T Fiim=400Mpa(T FE=800Mpa按接触疲劳强度校验传递功率 P=5.5 0.97 0.98=5.23 kW传递扭矩 T3=9549 p3 =9549 也=188.46N.mn326.52000T32000 188.46 ,分度圆切向力Ft=3=3141Nd3120由7表9.1-26查得，使用系数Ka=1.25则 KA

32、P=6.54kW由4表10-8查得，动载系数Kv=1.05按 u=1.26, m =265r/min，查7图 9.1-3,得 Ch1=18根据直齿齿轮，2由7图9.1-4,得Ch2=0.21按 b=70mm，d=0.8，Kh“=1.0，由7图 9.1-6,得 Ch3=0.06因为=101.79 KaP1.05189.8 接触疲劳强度校验通过。按弯曲疲劳强度校验 按 Z=45 m=4mm n1=365r/min,由7图 9.1-14得，Cf1=10 按重合度 1.7，由7图 9.1-15 得，Cf2=1.45Cf3=103Ch3d323=10 P044=1202=0.0052Pfp=CfiCf2

33、Cf3Cf 4FeYnTKvYfsSF lim10 1.45 0.0052 1 800 1 “=10.92 kW KaP1.05 汉 4.47 汉1.4弯曲疲劳强度校验通过。二、主轴的弯曲刚度验算（一）主轴上的弯曲载荷齿轮传动轴同时受输入扭矩的齿轮驱动力Qa和输出扭矩的齿轮驱动阻力Qb的作用而产生弯曲变形。当齿轮为直齿圆柱齿轮，其啮合角齿面摩擦 角a =20；齿面摩擦角p5.7时则：Qa （或 Qb）=2.12 107止（N）mzn式中 N 该齿轮传递的全功率（kW）m、z 该齿轮的模数（mm）、齿数n 该传动轴入扭矩的齿轮计算转速（r/min）Z=36 的 Qa=2.12 1077.5 0.

34、97 0.983 0.9833 36 315=9756.5N）（二）验算两支承传动轴的弯曲变形机床齿轮变速箱里的传动轴，如果抗弯刚度不足，将破坏轴及齿轮、轴 承的正常工作条件，弓I起轴的横向振动，齿轮的轮齿偏载，轴承内、外圈相 互倾斜，加剧零件的磨损，降低寿命。齿轮传动轴的抗弯刚度验算，包括轴的最大挠度、滚动轴承处及齿轮安 装处的倾角的验算。由8表 6-1-42 查得，主轴y 0.00021=0.0002500=0.1 （mm）9 0.001（rad）圆柱滚子轴承处 9 0.0025（rad）向心球轴承处9 0.005（rad）在单一弯曲载荷作用下，其中点挠度为:ya=8.08 10-6Qal

35、 （O75： _x ）D式中I 两支承间的跨距（mm）D 该轴的平均直径（mm）x=ai/l，ai 齿轮的工作位置至较近支承点的距离（mm）由展开图可知，l=500mm , a1=70mm , a2=150mm , D=102mm 37070 350030.75 江-（）3则 ya=8.08 10-6 9756.5卿 500=0.031 mm1024ya 2.35810500 00丄 500 +100 丄 1005652523 2 102.358 109.591 105002.338 10 500=0.0116 mm(3)计算驱动力Q作用在两支承之间时，主轴前端 c点的挠度ycmQ 齿轮传动轴

36、同时受输入扭矩的齿轮驱动力Qa和输出扭矩的齿轮驱动阻力Qb的作用而产生弯曲变形。当齿轮为直齿圆柱齿轮，其啮 合角齿面摩擦角a =20 ,齿面摩擦角P - 5.72。时则：Qa (或 Qb)=2.12 107- (N)mzn式中 N 该齿轮传递的全功率(kW)m、z 该齿轮的模数(mm)、齿数n 该传动轴入扭矩的齿轮计算转速(r/min)ycmQ= Q-bc(2l -b)(l -b)6EII(I c)(l -b) bc CbI2 CaI2=2385.5-70 1002 500 -70500 -70500 100500 -7070 100IL 6 2 1052.358 106 5009.591 1

37、055002- 7.338 1055002=-0.002 mm(4) 求主轴前端c点的综合挠度yc将各载荷分别作用下，主轴前端c点产生的挠度按简图在直角坐标 上进行分解后叠加。水平坐标 y轴上的分量代数和为ycy= ycspcOS a+ ycmQCOS + ycsMCOS a=0.0263 cos63.43 -0.002 cos135.7+0.0116 cos180 =0.0012 mmycz= ycspsin p+ ycmQSin q+ ycsMSin m=0.0263 sin63.43 -0.002 sin 135.7 +0.0116 sin 180 =0.0095mm综合挠度 yc= .

38、 y：y； = 0.00852 0.06952 =0.0096 mmyc E (h)式中 n 轴承的转速（r/min）ft 温度系数C 滚动轴承尺寸表所载的额定动负荷& 指数，对于球轴承，& =3对于滚子轴承，& =10/3T 工作期限，由7查得T=2000030000 hIV轴前端上使用的是型号为 NN3018的双列圆柱滚子轴承，由9表6.5 查得，C=125 kN10106（ 125 ）3LhIV=1475955h T60 汇80（8.18 丿主轴滚动轴承验算通过设计小结通过此次设计，我觉得能做类似的课程设计是十分有意义，而且是十分必 要的。它把过去所学的知识来一个全面性的总结，过去的三年时间里我们大多数 接触的是专业基础课。我想做类似的课程设计就为我们提供了良好的