中型普通车床课程设计

1、中型普通车床主轴变速箱设计学院：机械工程学院专业：机械设计制造及其自动化班级：姓名：学号：指导教师：目录一、传动设计1.1电机的选择1.2运动参数1.3拟定结构式1.3.1确定变速组传动副数目1.3.2确定变速组扩大顺序1.4拟定转速图1.4.1验算传动组变速范围1.5确定齿轮齿数1.6确定带轮直径1.6.1确定计算功率 Pea1.6.2选择V带类型1.6.3确定带轮直径并验算带速V1.7验算主轴转速误差1.8绘制传动系统图二、估算主要传动件，确定其结构尺寸2.1确定传动件计算转速2.1.1主轴计算转速2.1.2各传动轴计算转速2.1.3各齿轮计算转速2.2初估轴直径2.2.1确定主轴支承轴颈

2、直径2.2.2初估传动轴直径2.3估算传动齿轮模数2.4片式摩擦离合器的选择及计算241决定外摩擦片的内径d0242选择摩擦片尺寸2.4.3计算摩擦面对数Z2.4.4计算摩擦片片数2.4.5计算轴向压力Q2.5V带的选择及计算2.5.1初定中心距a。2.5.2确定V带计算长度L及内周长Ln2.5.3验算V带的挠曲次数2.5.4确定中心距a2.5.5验算小带轮包角ai2.5.6计算单根V带的额定功率 Pr2.5.7计算V带的根数三、结构设计3.1带轮的设计3.2主轴换向机构的设计3.3制动机构的设计3.4齿轮块的设计3.5轴承的选择3.6主轴组件的设计3.6.1各部分尺寸的选择3.6.1.1主轴

3、通孔直径3.6.1.2轴颈直径3.6.1.3前锥孔尺寸3.6.1.4头部尺寸的选择3.6.1.5支承跨距及悬伸长度3.6.2主轴轴承的选择3.7润滑系统的设计3.8密封装置的设计四、传动件的验算4.1传动轴的验算4.2键的验算4.2.1花键的验算4.2.2平键的验算4.3齿轮模数的验算4.4轴承寿命的验算五、总结六、参考文献贵州大学机械工程学院机制专业机械加工设备课程设计任务书、设计题目：中型普通车床主轴变速箱设计、设计参数：床身上最大工件回转直径：400mm主电机功率：4KW主轴最高转速：1250r/mi n主轴最低转速：28r/mi n三、设计要求1、主轴变速箱传动设计及计算2、主轴变速箱

4、结构设计3、绘制主轴变速箱装配图4、编写设计说明书、设计时间开始：2012年01月02日结束：2012 年 01 月 13 日、传动设计1.1电机的选择(1) 床身上最大回转直径：400mm(2) 主电机功率：4KW(3) 主轴最高转速：1250r/min参考机床主轴变速箱设计指导(以下简称设计指导)P16选择Y132S-4型三相异步电动机。1.2运动参数变速范围 Rn= Vmax = 1250/28=44.6 = ：ZVmin对于中型车床，= 1.26或=1.41 此处取= 1.41得转速级数 Z=12。查设计指导P6 标准数列表得转速系列为：28、40、56、80、112、160、224、

5、315、450、630、900、1250。1.3拟定结构式1.3.1确定变速组传动副数目实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合：12= 3X 412 = 4X 312= 3X 2X 212= 2 X 3X 212= 2X 2 X 3在上列两行方案中，第一行的方案有时可以节省一根传动轴，缺点是有一个传动组内有四个传动副。如用一个四联滑移齿轮，则会增加轴向尺寸；如果用两个双联滑移齿轮，操纵机构必 须互锁以防止两个双联滑移齿轮同时啮合，所以少用。根据传动副数目分配应“前多后少”的原则，方案 12= 3X 2 X 2是可取的。但是，由于主轴 换向采用双向离合器结构，致使I轴尺寸加大，此

6、方案也不宜采用，而应选用方案12 = 2 X 3X2。1.3.2确定变速组扩大顺序12=2 X 3 X 2的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有以下6种形式：A、12=21X 32 X 26B、12=21 X 34 X 2?C、12 =23X 31 X 26D、12=26X 31 X 23E、12=22X 34X 21F、12=26X 3?X 21根据级比指数要“前疏后密”的原则，应选用方案A。然而，然而，对于所设计的机构，将会出现两个问题: 第一变速组采用降速传动（图a）时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限制，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径，使得I轴上的齿轮直径不能太小，n轴上的

7、齿轮则会成倍增大。这样，不仅使I-n轴间中心距加大，而且n -川轴间的中心距也会加大，从而使整个传动系统结构尺寸增大。这种传动不宜采用。 如果第一变速组采用升速传动（图b）,则I轴至主轴间的降速传动只能由后两个变速组承担。为了避免出现降速比小于允许的极限值，常常需要增加一个定比降速传动组，使系统结构复杂。这种传动也不是理想的。如果采用方案 C 12 =23X 3iX 26 （图c）则可解决上述存在的问题。其结构网如下图所示：1.4拟定转速图1.4.1验算传动组变速范围第二扩大组的变速范围 R2=6 = 8，符合设计原则要求，方案可用。由第二扩大组的变速范围R2 =6 = 8= Rmax可知第二

8、扩大组两个传动副的传动必然是传动比的极限值。所以转速图拟定如下:|II查金属切削机床表 8-1各种传动比的适用齿数求出各传动组齿轮齿数如下表:变速组第一变速组a第二变速组b第三变速组c齿数和7260100齿轮Zi*ZiZ2*Z2Z3*Z3Z4*Z4Z5*Z5Z6*Z6Z7*Z7齿数2448195340203030204066342080传动过程中，会采用三联滑移齿轮，为避免齿轮滑移中的干涉，三联滑移齿轮中最大和次大齿轮之间的齿数差应大于 4。所选齿轮的齿数符合设计要求。1.6确定带轮直径1.6.1确定计算功率 Pea由机械设计表 8 7查得工作情况系数 Ka=1.1故Pea = KaP= 1.

9、1 X 4= 4.4KW1.6.2选择V带类型据Pea、nE的值由机械设计图 8 10选择A型带。1.6.3确定带轮直径并验算带速V由机械设计表 8 一 6、表8 一 8，取基准直径di = 112mm验算带速 VV = n d1 n e/(60 X 1000) = n X 90 X 1440/(60 X 1000) = 8.44m/s因为5m/sv V v 30m/s,所以带轮合适。定大带轮直径d2d2 = i d1 (1 £ ) = ( 1440/630 )X 112X( 1 0.02 )= 250.88mm£ 带的滑动系数，一般取0.02据机械设计表 8 8,取基准直

10、径d2 = 250mm1.7验算主轴转速误差主轴各级实际转速值用下式计算：d1n = n e(1- £ )U1 U2 u 3d2式中U 1U 2 U 3分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比；nE为电机的满载转速;£取0.02。转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示：In n n = |'| < 10(-1 ) %10X( 1.41 1) %=4.1%n其中n'主轴理想转速把数据依次代入公式得出下表主轴转速n2n3n4n5n6理想转速28405680112160实际转速28.239.556.478.9112.7157.9转速误差%7.11

11、.20.70.80.61.3主轴转速5n8n9ngnnn12理想转速2243154506309001250实际转速225.6315.8451.1631.6902.31263.2转速误差%0.70.250.240.30.31.0转速误差满足要求，数据可用。1.8绘制传动系统图二、估算主要传动件，确定其结构尺寸2.1确定传动件计算转速2.1.1主轴计算转速主轴计算转速是第一个三分之一转速范围内的最高一级转速，即n = nmin ： 3=78.4r/min 即 n4=80r/min;2.1.2各传动轴计算转速轴川可从主轴为 80r/min按18/72的传动副找上去，似应为315r/min。但是由于轴

12、川上的 最低转速112r/min经传动组c可使主轴得到 28r/min和224r/min两种转速。224r/min要传递全部功率，所以轴川的计算转速应为112r/min。轴n的计算转速可按传动副b推上去，得315r/min。轴I的计算转速为 630r/min。各轴的计算转速列表如下轴In出IV计算转速nj630315112802.1.3各齿轮计算转速齿轮Z1*Z!Z2*Z2Z3*Z3Z4*Z4Z5*Z5Z6*Z6Z7*Z7齿数2448195340203030204066302080nj630315630900315112315160315224112224315802.2初估轴直径2.2.1确

13、定主轴支承轴颈直径据电机的功率参考机械制造工艺金属切削机床设计指南（以下简称设计指南）表2.32，取主轴前轴颈直径Di = 80mm,后轴颈直径D2 =（0.70.85 ）Di,取D2= 60 mm。2.2.2初估传动轴直径按扭转刚度初步计算传动轴直径d = 91 4；一, nj 式中d 传动轴危险截面处直径；N 该轴传递功率（KW）;N=N d n ；n从电机到该传动轴间传动件的传动效率（不计轴承上的效率），对估算传动轴直径影响不大可忽略；nj该轴计算转速（r/min）；该轴每米长度允许扭转角 这些轴都是一般传动轴，据设计指导P32取=1deg/m。根据传动系统图上的传动件布置情况初步估计各

14、轴长度如下表轴In出V长度640600740840对I轴对川轴91914, nj 91914“ = 31mm640630 110004 3154“=35mm600 d1100091914“=46mm740 11000考虑到轴是花键轴所以轴直径作为花键轴小径，据设计指南附表 2.3- 1取d1= 32mm ,花键规格 N X dx D X B（键数X小径X大径X键宽 ）=8X 32X 36X 6; d2= 42mm，花键规格 N X dX D X B（键数X小径X大径X键宽 ）=8X 42 X 46X 8; ds= 46mm,花键规格 N X d X D X B（键数X小径X大径X键宽 ）=8

15、X 46 X 50 X 9。综上对传动轴直径估算结果如下轴In出直径324246花键8X 32X 36X 68X 42X46X 88 X 46 X 50 X 92.3估算传动齿轮模数参考设计指导P36中齿轮模数的初步计算公式初定齿轮的模数按齿轮弯曲疲劳的估算mw > 32Nmmn z按齿面点蚀的估算mj2A式中N> 370mm该轴传递功率（Kvy；N= Nd n ;rNnj2Amj =*乙 Z12 85.2mm =72=2.36mmn 从电机到该传动轴间传动件的传动效率（不计轴承上的效率）；nj 大齿轮的计算转速（r/min ）；Z 所算齿轮的齿数；A 齿轮中心距同一变速组中的齿轮

16、取同一模数，按工作负荷最重（通常是齿数最小）的齿轮进行计算，然 后取标准模数值作为该变速组齿轮的模数。据设计指导P32取每两传动轴间传动件的传动效率n = 0.96传动组a中按齿轮弯曲疲劳的估算f N° 4 7.96mw > 32 3 mm = 32 3i= 2.03mmA Z、630 x24按齿面点蚀的估算mm= 3703 4_0.96 = 85.2mm 315取标准模数m = 3mm传动组b中按齿轮弯曲疲劳的估算mwmm = 323 4 0.96 0.97:31519=2.73 mm按齿面点蚀的估算A > 370mm = 3703、1124 0.96 0.97=119

17、.0mm2Amj =*Z3 Z32 119.0mm = 3.30mm72取标准模数m = 4mm传动组c中按齿轮弯曲疲劳的估算mwmm = 323 4 0.96 0.97 0.98315 灯8=2.75 mm按齿面点蚀的估算A > 370mm= 37034 0.96 0.97 0.9880=132.22mm2Amj =*Z6 Z62 132.22mm = 2.64mm100取标准模数m = 3mm2.4片式摩擦离合器的选择及计算2.4.1决定外摩擦片的内径 d0结构为轴装式，则外摩擦片的内径d0比安装轴的轴径 D大26 mm有取 d0 = 42mmd0 = D+（2 6）= 36+（2

18、6） = 3842mm2.4.2选择摩擦片尺寸参考设计指导P41表摩擦片尺寸及花键规格自行设计摩擦片的尺寸如图所示24外摩擦片厚度1.5内摩擦片严$ 38$ 322.4.3计算摩擦面对数ZKz312MnK 1033n f p（D -d0 ）KvKmN4式中 Mn额定动扭矩； Mn = 9550. n = 9550 x0.96 = 80.04N - mnj630K = 1.3 1.5 ;取 K = 1.3;f摩擦片间的摩擦系数；查设计指导表 12 f = 0.08 （摩擦片材料10钢，油润）P摩擦片基本许用比压；查设计指导表 12 P = 0.8MPa （摩擦片材料10钢,油润）；D摩擦片内片外

19、径 mm ；d°外摩擦片的内径 mm ；Kv 速度修正系数；根据平均圆周速度（1.62 m/s）查设计指导表 13近似取为1.2 ；Km结合次数修正系数；查设计指导表13取为0.84；Kz 接合面修正系数；把数据代入公式得 KzZ = 10.8查设计指导表13取Z= 142.4.4计算摩擦片片数摩擦片总片数（Z + 1）= 15片2.4.5计算轴向压力Qn 22Q= （D -d。） :p: Kv40=（902 -422） x 0.8x 1.240=478N2.5V带的选择及计算2.5.1初定中心距a°由前面部分V带轮直径的选择结合公式有a° =（ 0.6 2） （

20、 d1 + d2）=（0.6 2 ）x（ 112 + 250 ）=217.2 724 mm取 a0 = 700 mm2.5.2确定V带计算长度L及内周长Ln2L0=2a0 + 2(d1d2)雹4 700=2 x 700 + n (112250)(250 _112)2=1975.4 mm据设计指导P30表计算长度取L = 2050 mm，内周长LN = 2000 mm。2.5.3验算V带的挠曲次数1000mv 卩=w 40次/sL式中m带轮个数；把数据代入上式得 卩=8.23W 40次/s，数据可用。2.5.4确定中心距aa= a0 + 亠=700+ 205°一1975.4 = 737

21、.3 mm 2取 a = 737 mm2.5.5验算小带轮包角a1a1 180° d 2 d 1°-1 57.3°a=180° -空匕丄 57.3°737=169.3° > 120°满足要求。2.5.6计算单根V带的额定功率Pr由d1 = 112min和 =1440r/min,查机械设计表 8- 4a得P°=1.6KW ;据n1 = 1440r/min和i = 2.23和A型带，查机械设计表8-4b得厶P0=0.17KW ;查机械设计表 8-5得Ka = 0.98 ；查机械设计表 8-2得 机械设计表8 5得

22、Kl = 1.06 ；有Pr =( P0 + P0) K a KL=(1.6+ 0.17 )x 0.98 x 1.06 =1.842.5.7计算V带的根数Z = PCa/R =6.05/1.84 = 3.3 取 Z = 4 根三、结构设计3.1带轮的设计根据V带计算，选用4根A型V带。由于I轴安装摩擦离合器及传动齿轮，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用卸荷式带轮结构输入。如图所示，带轮支承在轴承外圆上，而两轴承装在与箱体固定的法兰盘上，扭矩从端头花键传入。3.2主轴换向机构的设计主轴换向比较频繁，才用双向片式摩擦离合器。这种离合器由内摩擦片、外摩擦片、 滑动套筒、螺母、钢球和空套齿轮等

23、组成。离合器左右两部门结构是相同的。左离合器传 动主轴正转，用于切削加工。需要传递的转矩较大，片数较多。右离合器用来传动主轴反 转，主要用于退回，片数较少。这种离合器的工作原理是，内摩擦片的花键孔装在轴I的花键上，随轴旋转。外摩擦片的孔为圆孔，直径略大于花键外径。外圆上有4个凸起，嵌在空套齿轮的缺口之中。内外摩擦片相间安装。移动套筒4时，钢球沿斜面向中心移动并使滑块3、螺母1向左移动,将内片与外片相互压紧。轴I的转矩便通过摩擦片间的摩擦力矩传递给齿轮，使主轴正传。同理，当滑块7、螺母8向右时，使主轴反转。处于中间位置时，左、右离合器都脱开，轴n以后的各轴停转。摩擦片的间隙可通过放松销6和螺母8

24、来进行调整。摩擦片的轴向定位是由两个带花键孔的圆盘实现。其中一个圆盘装在花键上，另一个 装在花键轴的一个环形沟槽里，并转过一个花键齿，和轴上的花键对正，然后用螺钉把错 开的两个圆盘连接起来。结构如下图所示3.3制动机构的设计根据制动器的设计原理，将其安装在靠近主轴的较高转速的轴川，在离合器脱开时制 动主轴，以缩短辅助时间。此次设计采用带式制动器。该制动器制动盘是一个钢制圆盘， 与轴用花键联接，周边围着制动带。制动带是一条刚带，内侧有一层酚醛石棉以增加摩擦。 制动带的一端与杠杆连接。另一端与箱体连接。为了操纵方便并保证离合器与制动器的联 锁运动，采用一个操纵手柄控制。当离合器脱开时，齿条处于中间

25、位置，将制动带拉紧。 齿条轴凸起的左、右边都是凹槽。左、右离合器中任一个结合时，杠杆都按顺时针方向摆 动，使制动带放松。3.4齿轮块的设计机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。根据各传动轴的工作特点，基本组（传动组b）滑移齿轮采用平键联接装配式齿轮，固定齿轮用独立式；第一扩大组（传动组a）的滑移齿轮采用了整体式滑移齿轮；第二扩大组（传动组c）传动转矩较大用平键联接装配式齿轮，此时平键传递转矩，弹性挡圈轴向固定，简单、工艺性好、结构方便。所有滑移齿轮与传动轴间均采 用花键联接。从工艺角度考虑，其他固定齿轮（主轴上的齿轮除外）也采用花键联接。由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联接。由各

26、轴的圆周速度参考设计指导P53, I川轴间传动齿轮精度为8-7 7Dc，川W轴间齿轮精度为 7 6 6 Dc。齿轮材料为45钢，采用整体淬火处理。根据前面初估的模数计算齿轮直径由于n轴基本组的大齿轮会和离合器相干涉（相碰），因而对第一扩大组的齿轮模数进行调整，调为m=4mm,各齿轮参数如下表齿轮乙*Z!Z2*Z2Z3*Z3Z4齿数24481953402030nj630315630900315112315分度圆直径961921681207621296齿顶圆直径10420017612884220104齿底圆直径861821581106620286齿轮宽32303032323032齿轮*Z5*Z5Z

27、6*Z6Z7*Z7齿数30204066342080nj16031522411222431580分度圆直径19212016824012072288齿顶圆直径20012817624812880296齿底圆直径18211015823011062278齿轮宽303230303233303.5轴承的选择为了方便安装，1轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径，均采用深沟球轴承。为了便于装配和轴承间隙调整，n、川轴均采用圆锥滚子轴承。滚动轴承均采用E级精度。3.6主轴组件的设计3.6.1各部分尺寸的选择3.6.1.1主轴通孔直径参考设计指导 P5,取主轴通孔直径 d= 37mm。3.6.1.2轴颈直径据前

28、面的估算主轴前轴颈直径Di = 80mm ,后轴颈直径 D2 =60mm。3.6.1.3前锥孔尺寸据车床最大回转直径320mm，参考设计指导P61表莫氏锥度号选 5;其标准莫氏锥度尺寸如下简图莫氏号大端直径D锥度D -dL长度dLT_D544.3991 : 19.022130361.4头部尺寸的选择P63的图及P64表的王轴头采用短圆锥式的头部结构，悬伸短，刚度好。参考设计指导部尺寸如下图所示7° 7' 30"a,适当选择支承跨距L。取L/a = 3.24，由头部361.5支承跨距及悬伸长度为了提高刚度，应尽量缩短主轴的悬伸长度 尺寸取 a= 100mm 贝U L

29、= 324mm。362主轴轴承的选择为提高刚度，主轴采用三支承，前支承和中支承为主要支承，后支承为辅助支承。这是因 为主轴上的传动齿轮集中在前部；容易满足主轴的最佳跨距要求；箱体上前、中支承的同轴度 加工容易保证，尺寸公差也易控制。前轴承选用一个型号为 32316的圆锥滚子轴承，中轴承选一个用型号为30214的圆锥滚子轴承，后轴承选用一个型号为 6312深沟球轴承。前轴承D级精度，中轴承E级精度，后轴承E 级精度。前轴承内圈配合为k5，外圈配合为 M6 ;中轴承内圈配合为 js5，外圈配合为 K6 ;后轴承内圈配合为js6，外圈配合为 H7。3.7润滑系统的设计主轴箱内采用飞溅式润滑，油面高度

30、为65mm左右，甩油环浸油深度为 10mm左右。润滑油型号为：IIJ30。卸荷皮带轮轴承采用脂润滑方式。润滑脂型号为：钙质润滑脂。3.8密封装置的设计I轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用皮碗式接触密封。而主轴直径大、线速度较高，则采用了非接触式密封。卸荷皮带轮的润滑采用毛毡式密封，以防止外界杂物进入。详见展开图。四、传动件的验算4.1传动轴的验算I轴的刚度较低，故而在此处进行验算。其受力简化如下图所示C168T2FB320ArRa齿轮受到的径向力Fr = 2T2tana /d1 = 2x 58210x tan20°/96 = 441.4 N N«0 96T2 =

31、 T1=9.55X 106 = 9.55x 106 x : = 58210 N mmn630对于传动轴I主要验算轴上装齿轮和轴承处的挠度y和倾角0。1轴上有一段为花键轴，但长度在轴上的比例不大，全轴按圆轴算。I轴平均直径求的d= 31mm，则截面惯性矩644n 3164=45333.2 mm4按设计指导P34有关公式计算对 B 点y= Fr a2b2/3EI l2 2606.9 3201683 2.1 108 45333.2 488=1.28X 10 3 mm查设计指导P33表0.1464对一般传动轴许用挠度 Y = (0.0003 0.0005 ) l = (0.0003 0.0005 )

32、X448 0.244 mm;0.12 mm;对装有齿轮的轴许用挠度 Y =( 0.010.03 ) m=( 0.010.03 )X 4 = 0.04 满足要求。n Fab 八 、0 b =-( b _ a)3EII=6606.9 汉 320 "68 (168320) 3乂2.1><108 X45333.2X488=3.56 X 10 J rad查设计指导 P33表许用0 = 0.001rad满足要求。对 a 点 0A = Fab(a 2b)6EIl=6606.9 乂 320 x 168 汇(320 + 2 乂 1686汉 2.1 汉108 x 453332488=7.44

33、X 10 rad对C点0a =徇6EIl=6606.9 x 320 x 168 汇(168 + 2 汇 3206汇 2.1 汉108 汽 453332汇 488=9.46 X 10 rad满足要求。查设计指导 P33表许用0 = 0.001rad 综上，I轴的刚度满足要求。4.2键的验算4.2.1花键的验算花键键侧工作表面的挤压应力为Tmax9.55 106 N该轴传递的最大功率,njnj 该轴的计算转速;D、d花键的外径和内径;z 花键的齿数；l工作长度； mm;： 载荷分布不均匀系数，mm=0.7 0.8 ;取= 0.75匚jy许用挤压应力，查机械设计表6- 3,匚jy = 100140M

34、p，取二jy=130 Mp;对I轴花键max9.55 106 4 0.96630=58210 N m m8Tmax-jy22三jy jy (D2 d2)lzjy式中：匚jy计算挤压应力；MPTmax花键传递的最大扭矩；N m m对I轴装离合器处花键D = 36mmd = 32 mm z= 8 l = 18 mm 则Cjy 二858210(362 -322) 18 8 0.75=15.8 Mpy满足要求。对I轴装带轮处花键D = 30mmd = 26mm z = 6 l = 40 mm 则8汇58210C .=jy (302 -262) 40 6 0.75=9.23 Mp < ；jy满足要

35、求。所以I轴花键满足要求。对n轴花键69.55 104 0.96 0.97max=112927N m m315D = 46mm d = 42mm z= 8 l = 76 mm 则8 112927(462 一422) 78 8 0.75=5.6Mp Fy满足要求。对川轴花键Tmax =69.55 104 0.96 0.97 0.98=311254 N m m112D = 50mm d = 46mm z= 8 l = 126mm 则8 311254jy(50 - 462) 126 8 0.75=8.6Mp F ；、y满足要求。422平键的验算普通平键的强度条件弘=32T 10 一w 二 pkidp

36、式中：Tp-计算挤压应力；MpT -传递的转矩；N mk -键与轮毂槽的接触高度,l-键的工作长度；mmd 轴的直径；mmk = 0.5h，此处h为键的高度；mm6-2，此处二p键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，查机械设计表键、轴、轮毂三者材料都是钢二p = 100120M Mp ,取匚p = 110 Mp ;对n轴三联齿轮出 A型平键T = 155.274 N m k = 0.5h= 0.5X4 = 2 mm l = 46 mm d = 53 mm 贝U32 155.274 102 46 53=318 Mp w 二p 满足要求。对川轴三联齿轮出 A型平键T = 427.974 N m

37、 k = 0.5h= 0.5 X 7 = 3.5mm l = 62mmd = 63 mm 则32 427.974 103.5 62 63=62.6 Mp w cr p 对W轴三联齿轮出 A型平键满足要求。39.55 104 0.96 0.97 0.9828=1220N m0.5h = 0.5 X 14= 7mml = 78mm d = 75 mm 则32 1220 107 78 75=59.6Mpw J 满足要求。4.3齿轮模数的验算按接触疲劳强度计算齿轮模数mjmj = 163003(,叭 Kc Kb© gmmZ12i二 j2 nj式中：N 传递的额定功率 KWnj计算转速（小齿轮

38、）；r/min；：m 齿宽系数；Z1计算齿轮齿数；i 大齿轮与小齿轮齿数之比，“ +”用于外啮合，外啮合，故取“ + ” ;Ks 寿命系数：Ks = KtK nKNKq«Kt 工作期限系数：Kt = m 60n TT预定的齿轮工作期限，对中型机床T = 15000“一”用于内啮合，此处为20000h；齿轮的最低转速；r/mi nc0-基准循环次数，查设计指导表3；m-疲劳曲线指数，查设计指导表3 ；K n转速变化系数，查设计指导表4；Kn-功率利用系数，查设计指导表5；Kq材料强化系数，查设计指导表6；Kc 工作状况系数，中等冲击主运动，Kc = 1.21.6 ；Kd 动载荷系数，查

39、设计指导表8；Kb 齿向载何分布系数，查设计指导表9 ；j 许用接触应力，查设计指导表11； Mp齿轮按弯曲疲劳强度计算齿轮模数mw验算结果如下表按接触疲劳强度验算算齿轮模数参数传动组a传动组b传动组cN5.285.125.02nj630315315甲m7.57.57.5Z1241918i2.824m333n630315112T150001500015000Kt3.843.052.16mw = 275 3Kd Kc KbKs NmZL njY其中 Y齿形系数由设计指导表 10查得;J许用弯曲应力，查设计指导表11; MpKs1.440.880.81Co107107107K n0.850.680

40、.89Kn0.580.580.58Kq0.760.730.73Kc1.21.21.2Kd1.31.41.2Kb1.021.041.04Wj110011001100mj2.023.553.29结论估算值可用估算值可用估算值可用齿轮按弯曲疲劳强度验算齿轮模数参数传动组a传动组b传动组cN5.285.125.02nj630315315申m7.57.57.5Z1241918m666n630315112T150001500015000Kt2.562.281.92Ks0.90.90.9C02"062"062"06K n0.950.850.86Kn0.780.780.78Kq0

41、.770.750.75Kc1.21.21.2Kd1.31.41.2Kb1.021.041.04%320320320Y0.420.3860.378mw1.833.093.01结论估算值可用估算值可用估算值可用综上，估算的模数值可用。4.4轴承寿命的验算L h=500 (CfnKaKhpKh.Ki)T式中，Lh 额定寿命；h滚动轴承的额定动负荷；查机械设计课程设计第五章第三节常用滚动轴承部分；N速度系数,1003 njKa 使用系数；查设计指南表2.4 19;s 寿命系数，对于球轴承：s = 3 ;对于滚子轴承：e =10/3 ；Kh 功率利用系数；查设计指南表 2.4 20；pKh 转速变化系数

42、；查设计指南表2.4 21；nKi 齿轮轮换工作系数，查设计指南表2.4 27；P 当量动载荷N ;T 滚动轴承许用使用寿命，一般取 1000015000h ；对I轴的6406轴承受力如下图Fr2 =168Fr 168 441.4r = 142.7N488488附加轴向力S1 = 0.2 Fr1 = 57.9NSi = 0.2 Fr2 = 28.5N320Fr1320Fr488320 441.4488=289.4N轴向载荷Fa1 = S-i = 57.9NFa2 = S1 = 28.5NFai / Fr1 = 0.2查机械设计表 13- 5 X = 1 Y = 0查机械设计表 13- 6仁=1

43、.5得 R = f p ( XFr1 + Y Fa1 )=1.5X 289.4=434N同理得 巳=214N按 P1 计算查表及计算有C = 47500N fn = 0.375 KA = 1.1 KH = 0.80£ = 3pKh = 0.97 K| = 0.85代入公式得n满足要求Lh= 34769756h > T对n轴的30208轴承受力如下图通过分析计算有Fr01 = 588.7NFro2 = 1487.2N且两者相互垂直Fr11 = (443 -142)Fr01 = 400N443164F r02Fr 12 = 550.6N443则 Fr1 = Jf 十 F；2 = 680.6N同理 Fr2 = 955.4N附加轴向力S1 = 0.4 Fr1 = 272.2NS1 = 0.4 Fr2 =