机械制造装备课程设计报告书

1、机械制造装备课程设计项目总结报告题 目：工作台面积 250X lOOOmrh卧式升降台铳 床主传动系统设计院（系）机电工程学院专业机械设计制造及其自动化学生学号11208104班号1208104指导教师填报日期 2015 年12月16日工业大学机电工程学院制2015年12月工业大学机械制造装备课程设计任务书姓名：院系：机电工程学院专 业：机械设计制造及其自动化班 号：1208104 学 号：11208104任务起止日期：2015 年11月30日至2015年12月18日 课程设计题目：工作台面积250 1000mm2卧式升降台铣床主传动系统设计（1）运动设计：根据给定的设计要求，分析定传动方案和

2、传动系统图，确定传动副的传 动比及轮齿数，并计算主轴实际转速与标准转速的相对误差。（2）动力设计：根据给定的电动机功率和传动件的计算转速，初算传动轴朱静、齿轮模 数，确定皮带类型及根数等。完成装配草图，验算传动件的应力、变形等是否在允许围，验 算主轴组件的静刚度。（3）结构设计：进行主传动轴系、变速机构、主轴组件、箱体、操纵机构、润滑与密封 等结构设计，回执装配图（包括展开图、剖视图）及零件工作图。（4）撰写项目总结报告，包含详细的设计说明。技术要求：主轴转速级数Z 18，最低转速nmin=25r/min ,公比 1.26，电动机功率P 5.5KW。年月日教研室主任意见：教研室主任签字：年月日

3、1 项目背景分析51.1综合课程设计U的目的 51.2 金属切削机床在国外发展趋势 52研究计划要点与执行情况 62.1 设计任务书 62.2 进度安排 73项目关键技术的解决 74具体研究容与技术实现 84.1 运动设计 84.1.1 确定转速围结构方案确定 84.1.2 转速图 114.1.3 传动系统图 134.2 动力设计 224.2.1 主轴及传动轴轴颈 224.2.2 齿轮模数 244.3 结构设计 284.3.1 展开图设计 284.3.2 截面图及轴的空间布置 284.4 零件验算 294.4.1 主轴刚度 294.4.2 传动轴刚度 364.4.3 齿轮疲劳强度 445技术指

4、标分析 485.1 传动系统图的设计 485.2 齿轮齿数、模数的选择 485.3 轴径、孔径的选择 485.4 其他零部件、细节 496存在的问题与建议 497参考文献 491项目背景分析1.1综合课程设计H的目的综合课程设计 II 是机械设计制造及自动化专业极其重要的实践性教学 环节。其目的是在相关先修课程学习后，进行机械结构设计综合训练，使学生 掌握机械系统分析和设计的基本步骤和方法，培养和锻炼学生综合运用所学知 识解决实际工程问题的能力。也为学习后续专业课奠定基础。1.2 金属切削机床在国外发展趋势机床作为加工的母机，总是要保证和提高加工质量和生产率，随着科技的不断进步，各种机床也相应

5、地不断发展与更新，如性能参数的提高、功能的扩 大、切削功率的加大，自动化程度的提高，机床动态性能的不断改善，加工精 度的不断提高，基础元件的不断创新，控制系统的更新等等。我国机床工业的发展趋势：根据机床工具工业局对振兴我国机床工业的设 想，要在以后相当长时期限制和压缩落后机床的生产，要化大力气发展高性能、 高效率、高水平的适合国民经济需要的“高档”产品， 改善机床品种的构成比。 重点发展机、电、仪结合的产品。注意在冲压、电加工、激光、等离子加工中 应用数控技术。国外机床工业的发展，特别讲究机床的精度、效率，讲究机床制造工艺技 术水平，试验分析与理论研究。从七十年代以来，国外已普遍推广使用数控机

6、 床。日本和美国已建成柔性自动化生产车间和柔性自动化工厂，整个机床制造 的技术水平和自动检测控制技术已有大幅度提高。2 研究计划要点与执行情况2.1设计任务书设计容见表2-1 0表2-1设计任务题目公比n mi n级数Z功率N工作台面积250 1000mm2 卧式升1.2625r/m in185.5KW降台铳床主传动系统设计2.2进度安排进度安排见表2-2表2-2进度安排第一周第二周第三周星期123、4、5123、4、512、3、45准备初算开题论文答辩展开草图截面早图验算加粗报告图版手册指导书图册等齿轮和轴的布置兀成项目总结报告教师下达任务书3项目关键技术的解决课程设计设计要求：1、图纸工作

7、量：画两图：开展图（A0）。操纵机构、摩擦离合器、换 向、制动和润滑不要求画，但要求掌握。截面图（A1）：画剖面轴系布置示意图（包括截面外形及尺寸、车床标中心高）。（2、 标注：中心距，配合尺寸，中心高（车床），外形尺寸。3、明细：不设明细表，件号采用流水号（1,2,3）标注，标准件的标准直接标在图纸上（件号下面），标题栏采用标准装配图的标题栏（180X 56）,其中，图号：KS01 （表示：课设01号图纸）；单位：工业大 学；图名：主传动系统装配图。4、验算：一对齿轮，小齿轮验算弯曲强度，大齿轮验算接触强度，一 根传动轴，主轴按两支撑计算。5、主轴端部结构要按标准画。4.具体研究容与技术实现

8、4.1运动设计确定转速围结构方案确定4.1.1.1 确定极限转速由设计任务书，电机额定功率N 5.5KW，铣床最低转速nmin =25r/min，级数Z=18，公比 =1.26。则转速调整围(4-1)Rn= Z1其中:Rn 转速调整围;转速公比;Z 传动级数。可以得到，Rn= Z 11.261750主轴的极限转速nmax 二Rn nmin(r/min)(4-2)其中：Rn 转速调整围；N min最低转速 (r / min)。可以得到，nmaxiRn nmin =50 251250 r/min4.1.1.2 确定公比由参考文献1表3-6可知主轴实际最大转速nmax 1250 r/min。主轴的转

9、速数列为 25, 31.5，40, 50，63, 80, 100, 125, 160, 200, 250,315，400, 500, 630, 800, 1000r/min。4.1.1.3 确定主轴转速级数由参考文献1式(3-2 )得，转速级数其中：Z|gRn1ig(4-3)Rn转速调整围；转速公比。可以得到，ZlgRn 1lg 50,“1 18igig1.264.1.1.4确定结构网或结构式因两轴间变速组的传动副数多米用2或3,在设计简单变速系统时,变速级数应选择Z=3m2n的形式，m、n均为正整数，即选用三联齿轮和两联齿轮进 行变速。由参考文献1，主变速传动系设计的一般原则是：传动副前多后

10、少原则， 传动顺序与扩大顺序相一致原则和变速组降速前慢后快原则，确定变速结构式 如下：17=313328其最末扩大组的调速围R2=1.269 (2 1)=1.269=88，设计机床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，一般限制降速最小传动比u主min 1为避免扩大传动误差，减少振动噪声，4一般限制直齿圆柱齿轮的最大升速比U主max 2转速图4.1.2.1 选用电动机由参考文献2表15.1，选用丫系列封闭自扇冷式鼠笼式三相异步电动机， 机型号Y132M2 6。其级数6,同步转速1000r/min，满载转速960r/min。4.1.2.2 分配总降速传动比总的降速传动比比较大

11、，增加定比传动副，然后将总的降速传动比根据“先 缓后急”原则，确定各变速组最小传动比。4.1.2.3 确定传动轴的轴数传动轴数变速组数定比传动副数13 1 15。4.1.2.4 绘制转速图因为确定中间各轴转速时，通常往前推比较方便，所以先确定川轴的转速确定川轴的转速由于第二扩大组的变速围为8，故这两对传动副的最小和最大传动比选择为u 丄 1 ， u 32于是可以确定川轴的六级转速只能是4100,125,160,200,250,315,400,500,630 r/min确定U轴转速第一扩大组的级比指数X尺寸，一般限制降速最低传动比动噪声，限制最大升速比Umax2。为使U轴转速不至过低，造成U轴的

12、转矩较大，又避免升速，取Umax1Umin6确定I轴转速3。为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向Umin -，又为了避免扩大传动误差，减少震4I轴级比指数X 1，由升2降4的原则，确定I轴转速为630r/min。 最后确定电动机主轴与I轴之间的的传动比。采用齿轮传动，传动比为u06302196032转速图见图4-1图4-1 转速图传动系统图4.1.3.1 应该注意的问题1.因为零件的参数尚未确定，一般根据转速图，先按传动副的传动比拟定 一个主传动系统草图。待装配图完成后再修改草图为证实系统传动图，传动轴 上的出路轴向位置大致展开图相对应，画出轴承符号，标上轴号，齿轮齿数及 模数，皮带轮直径，

13、电动机型号，功率和转速。2.要有利降低齿轮变速箱的噪声（1）主轴高转速围的传动比排列，可采用先降速后升速的传动，使总转速和减小，以期降低噪声。这种高速传动采用先降后升，可使同一变速组的传动 比有升速有降速，有利于减小齿数和，齿轮线速度及中心距。（2）主轴高速传动时，应缩短传动链，以减小传动副数。（3）不采用噪声大的锥齿轮传动副。（4）前边的变速组中的降速传动比不宜采用极限值， 以避免增加径向尺寸。 最末变速组中可采用最小传动比，特别是铣床以增加主轴的飞轮效应。4.1.3.2 确定变速组齿轮传动副的齿数由传动结构式可知，变速组 a 有3个传动副，其传动比分别是 Ua1、Ua2、Ua3 传动比小于

14、 1时取其倒数，由参考文献 1 表3-9 ，在变速组 a 中，可以得到，U a1 11.26SZL 63,65,66,68,70,72,74,75 LUa22 1.59SZL 65,67,70,72,73,75 LUa332SZL 63,66,69,72,75,78L取 SZ 75 。在变速组 b 中，可以得到，Ub1 1/ 11/1.26SZL 77,79,81,82,83,84,86,88Ub2 21.59SZL 77,78,82,83,85,86,88 LUb33.17取 SZ 88 。在变速组 c 中，可以得到，Uc1 1/ 31/ 2SZU6Uc24.0SZSZ L 75,79,80

15、,83,84,87,88 LL 105,107,108,110,111LL 105,106,108,109,110,111 L取 SZ 110 。一般变速组所有齿轮的模数相同，并是标准齿轮，因而三对传动副的齿数 和 SZ 应该是相同的。中型机床一般取 SZ 70100 ， SZmax 120 ，由此可以确定 各传动之间的齿数。定比组（电动机主轴与I轴之间的齿轮齿数）z1 21z2 32变速组 aSZ 75Z133Z329Z525Z242Z446Z650变速组bSz88Z749Zg 34Z1121Z839乙054Z1267第二扩大组Sz110乙373Zi522乙437乙688初选的齿轮齿数和应在

16、后面进行限制的讨论和验证。由此，初步确定了各变速组及定比传动的齿轮齿数，可以得到详细的转速图见图4-2。图4-2 详细转速图4.133 核算主轴转速误差齿轮齿数确定后，主轴的各级实际转速即确定，实际传动比所造成的主轴 转速误差，应满足：n实n标门标10 (1)%(4-4)其中:转速公比.可以得到,n =10(1.26 1)% 2.6%误差分析结果见表4-1表4-1 主轴转速误差号 标n实n标误差结论11227.041250-1.84%合格2984.541000-1.55%合格3780.84800-2.39%合格4614.91630-2.40%合格5493.39500-1.32%合格6391.3

17、1400-2.17%合格7308.11315-2.19%合格8245.61250-1.76%合格9194.79200-2.60%合格10156.48160-2.20%合格11124.75125-0.20%合格1298.941001.06%合格1377.9280-2.60%合格1462.5263-0.76%合格1549.5850-0.83%合格1639.7940-0.53%合格1731.1231.5-1.20%合格1824.6825-1.27%合格4.134各轴的计算转速各轴的计算转速见表4-2表4-2 各轴计算转速轴序号0In出主轴计算转速n j (r/ min)960630315100804

18、.135绘制传动系统图传动系统图见图4-3图 4-3 传动系统图4.2动力设计421主轴及传动轴轴颈4.2.1.1 传动轴直径初定由参考文献3，按扭转刚度估算轴的直径d 914Ji（mm）（4-5）讥nj其中：d传动轴直径（mm）;Ni该轴传递的功率（KW）；nj该轴的计算转矩（r/min）；该轴每米长度允许扭转角（deg/ m），取0.8。由表2-2可知各轴的计算转速，njO 960r / min ， nji630r / min，n川315r / min ， njIII100r / min，n j|V 80r / min本次计算中，各轴传递功率为点击功率与传递过程中的效率的乘积，效率值可由参

19、考文献2表9.1确定，联轴器=0.99，轴承=0.98，齿轮=0.98可以得到,do5.5 0.98 0.99960 0.826.27mm取 do 28mmdi叶 5.5 0.99 0.983'630 0.828.90mm取dI 30mm ；II轴dii4 0.99 0.987315 0.834.02mm取dII 36mm ；III轴c5.5 0.99 0.987一"dm 914 44.87mm100 0.8取 dm 46mm4.2.1.2 主轴轴颈直径的确定如45号没有特殊要求的时候，主轴材料优先选用价格低廉的优质结构钢,钢，调质到220250HB在端部锥孔，定心轴颈或定心

20、锥面等部位，采用高频 淬火至5055HRC由参考文献1表5.7，功率为4KW的卧式升降台铣床选用前轴颈直径 D160 95mm，取D1 80mm。后轴颈为前轴颈的70%85%，即为56 68mm。为了选用轴承的方便，由 参考文献2轴承型号，主轴中部与圆锥滚子轴承配合处轴颈直径取 60mm，为 使主轴缓慢过度，主轴后部与深沟球轴承配合处轴颈直径取 50mm。齿轮模数初算齿轮模数一般同一变速组中的齿轮取同一模数，选择各组负荷最重的小齿轮，由参 考文献3，其计算得到的齿轮模数mj163383(i 1)肌 mZi2u jnj(mm)(4-6)其中:mj 按接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm）；Nd 驱动

21、电机的功率（KW）；n j齿轮的计算转速（r/min）；u 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，u 1，外啮合取“ + ”号，啮合 取“”号；乙 小齿轮的齿数;m齿宽系数，m （ B为齿宽，m为模数），一般为610，此 m处均选用m 6 ；j许用接触应力（Mpa），由参考文献 表13-16，齿轮材料选用40Cr，高频淬火，可得j1370 Mpa 。可以得到,基本组ma163383 6 252(50/25 1) 450/25 137026301.81mm按标准模数表取m 3mm ；第一扩大组mb 1633832(67 21 1) 42b,6 212 67 21 13702 3152.45mm按标准模数表

22、取m 3mm ；第二扩大组163383(41) 46 222 4 13702 3152.33mm按标准模数表取m 3.5mm由于取齿轮厚度系数6,则由公式Bmgm可得各齿轮厚度。422.2 对各种限制的讨论对于变速组c，由于主轴轴径是由标准查得，其值较大，前轴径为80mm，后轴径为60mm，即安装齿轮处轴外径约为75mm，由参考文献2，轴上的小 齿轮还要考虑到齿根到它的键槽深处的最小尺寸应大于基圆齿厚，以防断裂， 即其最小齿数Zmin应满足：Zmin 1.03D 5.6( 4-7)m其中：D齿轮花键孔的外径(mm)，单键槽的取孔中心至键槽底的尺寸两倍；m齿轮模数(mm)。对于变速组c,在主轴上

23、，选用单键槽，查得 D (40 5.4) 2 90.8mm，若m=3.5mm，则Zmin 33，小于已确定的最小齿数37，在主轴上该模数满足 要求。考虑到花键滑动与定位较容易，除主轴和电机轴外，其余轴均选用花键 连接。第二扩大组在轴III上的最小齿轮齿数Zmin 22，选用花键8 46 50 9，将D 50mm代入，若m 3.5mm，则Zmin 20.3122，在轴III上该模数满足要求。故第二扩大组的模数取mc 3mm对于第一扩大组，在轴 II 上的最小齿轮齿数 Zmin 21，选用花键6 36 40 7,将 D 40mm 代入，若 m 3mm，则 Zmin 19.33 21，在轴 II 上

24、 该模数满足要求。第一扩大组在轴III上的最小齿轮齿数Zmin 39，若m 3mm ,则 Zmin 22.76 39，在轴 III 上该模数满足要求。故第一扩大组的模数取 mb 3mm 。对于基本组，基本组在轴II上的最小齿轮齿数Zmin 42，若m 3mm，则 Zmin 19.33 42，在轴 II 上该模数满足要求。基本组在轴 I 上的最小齿轮齿数 Zmin 25 ，选用花键 8 32 36 6，将D 36mm代入，若m 3mm，则Zmin 17.96 25，在轴I上该模数满足要求。故基本组的模数取 ma 3mm 。对于电机轴O上的齿轮配合，选单键槽，查得 D (14 3.3) 2 34.

25、6mm。 若m 3mm，则Zmin 17.4721，在电机轴O上该模数满足要求。故电机轴的模数取 mo 3mm 。4.2.2.3 其余验证机床主传动系统齿数 Zmin 18 20 ，所有齿轮均满足此条件。机床主传动的最小极限传动比为Umin 1 ,中型机床的最大齿数和4SZmax 120，以上设计均满足条件。4.3结构设计展开图设计4.3.1.1 齿轮布置主传动系统采用集中传动方式，将全部传动和变速机构集中在同一个主轴 箱，结构紧凑，便于实现集中操纵，安装调整方便。电机轴与电动机采用弹性 柱销联轴器连接，可一定程度降低定心精度要求，隔离点击震动。4.3.1.2 主轴组件设计圆锥滚子轴承能同时承

26、受径向和轴向载荷，成对使用具有轴承数量少、支 撑结构简单、轴承间隙调整方便的特点。主轴采用单列圆锥滚子轴承的前中支 承为主端深沟球轴承的尾端支承为辅的三支撑结构。用中支撑左侧的螺母同时 调整前中两个轴承的间隙。截面图及轴的空间布置由于滑移齿轮轴心离箱体壁距离较大，且滑移行程较长，故采用拨叉沿导 向杆滑动来操纵滑移齿轮。摆动拨叉通过滑块与滑动拨叉尾端的槽接触，滑块 做圆弧运动转化为拨叉的滑动，实现滑移。使用钢球弹簧作为定位的手柄座可 以使操作杆拨动到指定位置即停下并锁紧，方便工人操作。4.4零件验算441主轴刚度4.4.1.1 主轴支撑跨距I的确定前端悬伸量C :主轴前端的悬伸长度，即从主轴外侧

27、前支撑中点（滚锥轴 承及向心推力轴承则是接触角法线与轴线的交点处）到主轴前端的距离。这里 选定C 60mm。一般最佳跨距Io 23C（120180）mm，考虑到结构以及支承刚度会因磨损而不断降低，应取跨距I比最佳支承跨距Io大一些，一般是Io的1.251.5倍, 再综合考虑结构的需要，本设计取I 276mm。4.4.1.2 最大切削合力P的确定最大圆周切削力R须按主轴输出全功率和最大扭矩确定2 955 104DjnjNd(N)(4-8)其中:Nd电动机额定功率（KW），Nd 4KW ；主传动系统的总效率,i，i为各传动副、轴承的效率,总效率 0.7 0.85。由前文计算结果,0.989 0.9

28、90.83。取0.8 ；nj主轴的计算转速（r/min），由前文计算结果，主轴的计算转速为77.92r/min ;Dj计算直径（mm），对于卧式铣床，Dj为最大端铣刀计算直径，对于工作台面积为250 1000mm2的卧式铣床，其端铣刀的计算直径及宽度B 60mm。分别为Dj 100mm，42 955 10°8 43921.97N可以得到，200 77.92R须求出作用在垂直于主轴轴线的平面的最大切削合验算主轴组件刚度时， 力R。对于卧式升降台铣床的铣削力，一般按端铣计算。不妨假设本铣床进给系统的末端传动副有消隙机构，应采用不对称顺铣， 则各切削分力RV、Rh、Pa同R的比值可大致认为

29、P/0.95P3725.87N ;Ph0.24 P941.27N -£0.5R1960.99N。贝U P , Ph RV2 0.98R 3843.53N，P 1.1R 4314.17N，即 P 与水平面 成60角，P在水平面的投影与FH成65角(4-9)齿轮为(4-10)441.3 切削力作用点的确定设切削力P的作用点到主轴前支撑的距离为ss c w(mm)其中：c主轴前端的悬伸长度，c 60mm ；w对于普通升降台铣床 w B 60mm。可以得到，s 60 60 120mm4.4.1.4 齿轮驱动力Q的确定齿轮传动轴受输入扭矩的齿轮驱动力 Q的作用而产生弯曲变形,直齿圆柱齿轮时，其

30、啮合角20，齿面摩擦角 5.72时，其弯曲载荷7 N Q 2.12 10(N)mzn其中：N 齿轮传递的全功率(KW )，取N 4KW ；m, z该齿轮的模数(mm)、齿数；可以得到,2.12 1074 0.83 87 77.923.336KN4.4.1.5 变形量允许值的确定变形量允许值：对普通机床前端挠度的允许值y。，目前广泛数据使用的经验y00.00021( mm)其中：l 主轴两支撑间的距离，I 276mm。可以得到，(4-11)y00.0002 276 0.0552mm4.4.1.6 主轴组件的静刚度验算图4-4主轴组件纵向视图力的分布图4-5主轴组件横向视图力的分布选定如图的直角坐

31、标系，求各力同时作用下，前后轴承负荷的大小及其方 向角，并判定象限。建立方程组计算主轴前后支撑处的支反力。F的x方向：P cos P FxB Q cos Q FxA 0F的y方向：P sin P FyB Q sin Q FyA 0M在B点的水平投影：FxA (a b) Q cos Q b Pcos P c 0M在B点的垂直投影：FyA (a b) Q sin Q b Psin P c 0可以得到,FxB 410.4N , FyB7512.62N ,即FA 2864N，方向与x轴正方向夹角fa 54.74Fb 7523N，方向与x轴正方向夹角 fb86.87 。前后轴承的负荷大小与支反力大小相同

32、，方向相反。故前后轴承的负荷为:RA 2864N，方向与x轴正方向夹角 RA125.26。Rb 7523N，方向与x轴正方向夹角 rb 93.13。按轴承的合成负荷R，计算轴承的弹性位移R/C。滚动轴承的径向刚度是支承刚度的主要部分，支承刚度还包括轴承环与轴 颈及箱体孔的配合表面间的接触刚度。预紧的滚动轴承可以提高刚度。计算时可以忽略轴承环与轴颈以及箱体孔之间的接触刚度。仅以滚动轴承 的游隙为零时，承受径向载荷来计算轴承的径向刚度，圆锥滚子轴承的径向刚 度C 3.01io'9zo'9lo'8R°'1cos1'9（ 4-12其中：I滚动体列数；Z

33、每列中滚动体数；l°滚子有效长度（mm）；R轴承的径向负荷（N）;轴承的接触角(deg)。可以得到，Ca3.0110.9160.9200.81200000'1cos" 150.52106Cb3.0110.9200'9240.82000000'1cos1.9151.25106前后支承轴承的弹性位移，6OaRa/Ca 2864/0.52 105.508 10 mmBRb / CB 7523/1.25 106 6.018 10 3mm分别计算各作用力对弹性主轴前端c点产生的挠度。由简单载荷下简支轴的变形公式，轴自身变形引起的轴C点挠度公式P :ycpPc

34、(3sc c26E( Is%mm)Il(4-13)Q: YcqQabc(l a)6EIll(mm)(4-14)其中：P、Q 载荷力（N）；E 材料的弹性模量，钢的 E 2.1 105（MPa）；可以得到,IlIs可以得到,P ycp441 64(D d)(4-15)450 )=871792mm455 )=1561439mm3843.53 60 3 120 60 6026 2.1 105(15614392 276 120871792)=0.016mmQ:eq0.00214mm3336 180 87 60 (276+180)=5=6 2.1 10871792 276P、Q共同作用下，c点的挠度分解

35、0.0214 cos25.720.016 cos75.820.00199mmg 0.016 sin 25.720.00214 sin 75.820.00902mm将轴承的弹性位移分解为直角坐标分量，并计算它对主轴前端c点产生的相应挠度值。A点:Ax3a cos( 147.49 )3.18 10 mmAyA si n( 147.49)4.50 10 3mmB点：BxB cos93.6743.28 10 mmByB sin93.676.009 10 3mm在水平面（x方向）c点产生的挠度：0.00318 0.0003280.000328 ycx227660在垂直面（y方向）c点产生的挠度：0.00

36、60090.0045ycy20.00600927660可以得到，ycx,2.94410 mmycy28.29 10 3mm将主轴组件前端c点在直角坐标上的各分量进行代数叠加后，再合成综合 挠度值并计算其方向角。分量：ycx 2.92 10 4 1.99 10-3=-2.282 10 3mm合成：yc, yix yCy 1.74 10 2mm方向角：yc arcta n（ycy/ycx）82.48由综合挠度，可见yc y。，故主轴通过校核。传动轴刚度4.4.2.1 齿轮驱动力Q的确定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

37、啮合角20，齿面摩擦角 5.72时，其弯曲载荷7 NQ 2.12 107（N）（ 4-16）mzn其中：N 该齿轮传递的全功率（KW），取N 3.58KW ；naj 该轴输入扭矩的齿轮计算转速 (r/min) ；nbj 该轴输出扭矩的齿轮计算转速 (r/min) 。由于轴川上有三种不同的驱动力和三种不同的驱动阻力，故驱动力具体的 计算结果在下文讨论。4.4.2.2 变形量允许值的确定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验算。其值均应小于允许变形量yo及，允许变形量可由参考文献4 查得。y00.0005l0.00053900.195mm 0.0016rad由参

38、考文献3知，对于传动轴U,仅需要进行刚度计算，无须进行强度验442.3 主轴组件的挠度验算图5-4传动轴II载荷分布其中Qai、Qa2、Qa3是变速组1的驱动力，且3个驱动力不能同时作用;Qbi、Qb2、Qb3是变速组2的驱动阻力，且3个驱动阻力不能同时作用。可以得到Qa12.12 1073.581510.38N350 335Qa22.121073.581136.51N342 530c2.121073.581294.05NQa3346 425对于输出驱动阻力，由于各种情况转速不定，故应在选定校核用轴川速度以后 计算。为了计算上的简便，可以近似地以该轴的中点挠度代替最大挠度，其最大误差不超过3%

39、忽略其支承变由参考文献4,若两支承的齿轮传动轴为实心的圆形钢轴, 形，在单位弯曲载荷作用下，其中点挠度y 171.39即（0朴门他）D4mzn(4-17)其中:l 两支承间的跨距（mm），I390mm;D该轴的平均直径（mm），D 36mm ;x a /i(4-18)a,齿轮z的工作位置至较近支撑点的距离(mm)；y a输入扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度(mm)；yb 输出扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度(mm);其余各符号定义与前文一致。可以得到,xa1 175/3900.449 ；xa2 100/3900.256 ；可以得到ya2ya3xb1 59 / 3900.15xb2 125/3900

40、.32心 192/3900.49239033.58(0.75 0.44830.448 )3643 50 33539033.58(0.75 0.2560.256 )3643 42 53039033.58(0.75 0.0760.0763)364 3 46 425171.39=0.106mm171.39=0.057mm171.39=0.021mmya1进行故Qa1引起的中点挠度最大，在计算合成挠度时使用Qa Qa1 , Ya计算。此时轴川转速为 335r/min。可以得到，7OQO2.12 107974.15N3 49 5302.121073.583 21 3353596.11N7O.JO2.12

41、 1071750.77N3 34 425可以得到,ybi171.3939033還(°75 O'15 O'153=0.030mm363 49 530yb2171.39390333.58 (0.75 0.320.32 )4363 21 335=0.213mmyb2171.39390333.58 (0.75 0.492 0.492 )364 3 34 425=0.125mmYb2进行(4-19)故Qb1引起的中点挠度最大，在计算合成挠度时使用Qb Qb2, y 计算。由参考文献4，中点的合成挠度YhYb 2yaYb cos (mm)其中：Yh 被验算轴的中点合成挠度(mm)

42、；在横截面上，被验算的轴与其前、后传动轴连心线的夹角驱动力Qa和阻力Qb在横截面上，两向量合成时的夹角()可以得到2()1802 (20 5.72)128.56可以得到yh 0.1062 0.2132 2 由综合挠度，可见yh yh，满足要求。由参考文献4，传动轴在支承点A、B处的倾角a、 b(4-21)也(rad)l可以得到,3 0.173900.0013rad可见 ，满足要求，故不用计算传动轴在齿轮处的倾角综上，传动轴U通过校核。齿轮疲劳强度验算变速箱中齿轮强度时，选择相同模数中承受载荷最大的及齿数最小的 齿轮进行接触应力和弯曲应力计算。一般对高速转动的齿轮验算齿面接触应力, 对低速转动的

43、齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面软芯的渗淬火齿轮，一定要验 算弯曲应力。因而此处仅验算22 3.5与88 3.5这对齿轮。由参考文献4，齿面接触应力2088 103Zmu 1 K,K2K3KsNuBnjMpaj(4-22)齿根弯曲应力5191 10 K1K2K3KsN2Zm BYrijMpaw(4-23)其中:m初算得到的齿轮模数(mm), m 3.5mm ;N传递的额定功率(KW) , N 3.44/3.30KW ;n j齿轮的计算转速(r/min) ， n335 / 77.92r/ min ；u大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，u 1，外啮合取“ + ”号，啮合取“”号；Z小齿轮的齿数；B齿宽(mm);j许用接触应力(Mpa)，由参考文献 表13-16，齿轮材料选用45钢，高频淬火，可得j 1370Mpa ;w许用弯曲应力(Mpa)， w 280Mpa ；Ks 寿命系数;Ks KKKnK(4-24)Kt 工作期限系数;(4-25)T 齿轮在机床工作期限Ts的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮,Ts 15000 20000h，取Ts 15000h，统一变速组的齿轮总工作时间可近似 地认为T Ts， p为该变速组的传动副数，取p 2，则T 7500h ；