机床主轴变速箱课程设计

1、机床主轴变速箱课程设计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具体要求权内重容调能独立查阅文献, 收集资研0.料；能制定课程设计方案论1和日程安排。证工作工作态度认真， 遵守纪律，能0.出勤情况是否良好，能够力2独立完成设计工作，态度工 按期圆满完成规定的设计0.作 任务，工作量饱满，难度2加评分权分543254325432- 1 -量 适宜。说说明书立论正确，论述充明分，结论

2、严谨合理，文字书0.5 4 32通顺，技术用语准确，符的5号统一，编号齐全，图表质完备，书写工整规范。量指导教师评审成绩分加权分合计（加权分合计乘以 12）指导教师签名：年月日评阅教师评审意见评价具体要求权内重容查阅查阅文献有一定广泛性；0.文有综合归纳资料的能力2献工0.作工作量饱满，难度适中。5量说说明书立论正确，论述充明分，结论严谨合理，文字0.书通顺，技术用语准确，符3的 号统一，编号齐全，图表质 完备，书写工整规范。加评分权分543254325432- 2 -量评阅教师评审成绩加权分合计（加权分合计乘以分8）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、4 -第二章课程设计的步骤 .- 5 -第一节运动设计 .- 5 -一、确定主轴转速级数：.- 5 -二、确定转速数列： .- 6 -三、求出主轴转速级数Z：.- 6 -四、确定结构式： .- 6 -五、绘制转速图 .- 7 -六、绘制传动系统简图 .- 8 -七、确定各变速组齿轮传动副的齿数 .- 9 -第二节传动零件的初步计算 .-10-一、求各轴的计算转速 .-10-二、传动轴直径的估算 .-11-三、齿轮模数的估算 .-12-四、计算各齿轮的参数 .-13-五、三联滑移齿轮设计：.-14-五、确定各轴间距 .-14-六、带轮的选择 .-14-七、片式摩擦离合器的计算 .-15-八、主轴

4、轴承 : .-16-九、主轴和齿轮的连接 : .-17-十、润滑与密封 :.-17- 3 -十一、其它问题 :.-18-第三章课程设计的验算 .-18-一、直齿圆柱齿轮的强度验算 .-18-二、主轴的弯曲刚度验算 .-21-三、主轴组件的静刚度验算 .-22-四、滚动轴承的验算 .-25-设计小结.-25-参考文献.-26-第一章课程设计的目的和内容一、题目：机床主轴变速箱设计二、主要技术参数：320mm。1、卧式车床，最大回转直径为2、原始数据：nmin公工件 刀具电动机nmax功率（r m（ rmi比材料 材料P/kwin-1）n-1）1.2钢铁 硬质5.513201066材料 合金反转：

5、 Z反Z正 / 2； n反 max1.1n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- 4 -说明书数据为依据，绘制：1、主轴变速箱草图一张（A2）手绘；2、展开

6、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 篇第二章课程设计的步骤第一节运动设计一、确定

7、主轴转速级数：由给定的参数，主轴的极限转速为nmax=1320 r/min，nmin=106r/min由公式： Rnnmaxz 1 且 =1.26nmin- 5 -lg Rn可得 Rn =12.878 ， z=+1=12.008lg取 Z=12二、确定转速数列：6由给定的参数，=1.41=1.06 ，Z=12 级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 的形式， m、 n 为正整数。四、确定结构式：级转速传动系统的

8、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=232。对于 12 2 3 2 传动式有 6 种结构式对应的结构网，分别为：122132261223312612233126122134221226312312263221按照传动副 “前多后少 ”的原则选择 Z=322 这一方案，但主轴换向采用双向片式摩擦离合器结构， 致使轴的轴向尺寸过大， 所以此方案

9、不宜采用， 而应先择 12=232。根据级比指数分配要 “前密后疏 ”的原则，应选用Z= 21 32 2 6 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 ( 2 1) =7.88 ，其最后扩大组的变速范围肯定也符合要求，因此所选结构式比较合理。（一）选定电动机- 6 -合理的确定电机功率N，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。电动机的功率是5.5kW，根据机械工程及自动化简明设计手册表22选取 Y132M-4 型电动机，额定功率 5.5kW,满载转速 1440 r/min，额定转距 2.3

10、。（二）分配总降速比分配降速比时，应注意传动比的取值范围：齿轮传动副中最大传动比umax 2， 最小传动比 umin1 传动比过大，引起振动和噪音，传动比过小，4使动齿轮与传动齿轮的直径相差太大，将导致结构庞大。最末一级间的数相隔6 极（总6 ）：i c1 = 21.4122ic2 = 14中间轴传动比可按先慢后快原则，确定最小传动比，根据级此指数确定其他转动比：轴小传动比为 ia minibminic minic min = 141ib 1 =1ib 2 =11 ib min 取31ib3 = 2轴传动比为ia min 取1i11i 21323（三）确定传动轴的轴数传动轴数 =变速组数 +定

11、比传动副数 +1 =3+0+1=4五、绘制转速图先按传动轴数及主轴转速级数求格数，画出网格，用以绘制转速图，在转速图上，先分配从电动机转速到主轴最低转速的总降速比，在串联的双轴传动间画上 u(k k+1)min 。再按结构式级比分配规律画上各变速组的传动比射线，从而确定了各传动副的传动比。转速图：- 7 -六、绘制传动系统简图如下简图所示。- 8 -七、确定各变速组齿轮传动副的齿数确定各变速组齿轮传动副的齿数时应根据以下原则：1、受齿轮最小齿数Zmin 的限制，机床主传动系统一般只取Z min 1820，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

12、齿厚，以防断裂，则其最小齿数Zmin 应为 Z min 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 Z max 的齿顶圆与（ k+1）轴的外径 dk+1 相碰，或（k+1）轴上

13、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2-8，查出：ia1 =1Sz =60,66,72,78,84,90.1.412ia 2 =1Sz =76,84,92,98,10631.41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56，62。ib1 =1.41Sz =77,80,84,90,92,96ib 2 =11Sz =77,80,84,90,9

14、2,96111.41ib 311Sz =76,84,92,98,106331.41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。2- 9 -11ic 2 = 4Sz =100,108,114.4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=842）ub1=1.26 ； ub2=1/1.26； ub3=1.263 /1； SZb =813）uc1=1.262/1 ； uc2=1/1.264； SZc=70第二节传动零件的初步计算一、求各

15、轴的计算转速（ 1）、主轴的计算转速由表 2-9 可知，主轴的计算转速度是低速第一个三分之一变速范围的最高一级转速，即nj 主=210r/min。2）、各传动轴的计算转速轴 III 有 6 级转速，其最低转速 265r/min ，通过双联齿轮使主轴获得两级转速： 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同理可得： njII =530r/min同理可得： njI =670 r/min（ 3）、各齿轮的计算转速各变速组内一般只计算组内最小的，

16、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。-10-二、传动轴直径的估算按扭转刚度估算轴的直径d914nJNd 电机额定功率； N= N d 从

17、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刚 度 主一般的传动 较低的传动要求轴轴轴允许的扭转角 0.5111.51.5 2对于一般的传动轴，取 =1.5传动效率nmk =1231直齿传动效率取 0.982V 带传动效率取 0.963轴承传动效率取 0.98I 轴： d914=9145.5 * 0.98* 0.96 * 0.9824.253mm 取 dI =225mmnJ670 * 1.5II 轴 : d9145.5 * 0.982 * 0.96* 0.9824nJ530* 1.5mmIII

18、轴 ： d914= 914 5.5 * 0.983 * 0.96 * 0.98329,971mm 取 dIIInJ265* 1.5=30mmIV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 D1=105 mm而主轴后轴颈直径 D2（0.75 0.85）D1， 取2D =84 mm普通车床内孔直径 d（ 0.550.6）D1 ，取 d=63 mm由3表 3-13 ，得主轴前端悬伸量 a（0.6 1.5）D1取 a=105 mm-11-主轴平均直径 D= D1D2 = 105 8494.5mm22三、齿轮模数的估算根据 mj 和 mw 计算齿轮模数，根据其中较

19、大值取相近的标准模数：(t 1)k1k2 k3 ksj pm j =1633832j njmmm z1N 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 =1520 kn 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， ks min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=? N d kwn j 计算齿轮（小齿轮）的计算转速r/minZ

20、m 齿宽系数 m b / m ,m8计算齿轮的齿数，一般取转动中最小齿轮的齿数：1i 大齿轮与小齿轮的齿数比，i = Z 21；（ +）用于外啮合，（- ）号用Z1于内啮合： ks： kskT kN knkq 命系数；kskmin 时，取 ks = ksmax ，当 ks ks min 时，取 ks =ksmin；ks = ks max =0.85k1 =1.5；k2 =1.2k3 =1Y =0.378第一组齿轮和反转组齿轮材料选用40Cr，调质加表面淬火处理， 工作年限为 10 年，每天 12 小时，由 4式 10-12 和表 10-21 得f1370 Mpa其它组齿轮材料选用 20CrMn

21、 ，渗碳淬火处理，工作年限为 10 年，每天 12 小时，由 4式 10-12 和表 10-21 得f1750 Mpa（ 1）第一组齿轮中，取齿轮Z=20-12-(t1)k1k2 k3k s j pmfI-II =163383=1.993m z1 2jn j圆整模数取 mfI-II =2（ 2）第二组齿轮中，取齿轮Z=20m=16338(t 1)k1k 2k3 ksj pfII-III3圆整模数取 mfII-III =3（ 3）第三组齿轮中，取齿轮Z=37mfIII-IV =163383(t 1)k1k 2 k3 ks j p=3.943m z12j n j圆整模数取 mfIII-IV =4四

22、、计算各齿轮的参数第一组： m=2ZDdadfB3774786922.24794988928.2第二组： m=2ZDdadfB4284887925.24284887925.2第三组： m=3ZDdadfB45135141127.540.536108114100.532.4第四组： m=3ZDdadfB36108114100.532.445135141127.540.5第五组： m=3ZDdadfB54162168154.532.427818773.516.2第六组： m=4ZDdadfB4322423221451.6271041129432.4第七组： m=4ZDdadfB2014014813

23、0245026026825060-13-五、三联滑移齿轮设计：由上述计算可得 D5=135， D6=108，D7=108，D8 =108， D9=135，D10=54。根据公式： B= ddn其中d 取 0.3.计算如下得：B5=40.5B6=33；B7=33B8=33；B9=41B10=17；根据工艺及精度要求，用插齿空刀槽法切齿槽。其宽度查表得b=6。故三联滑移齿轮总宽度计算如下：B 空 1=33+41+6+1=81B 空=41+17+6+1=65B=22+41+17=80故 B 和=81+65+80=226五、确定各轴间距m(Z1 Z 2 )a=2aI-II =2 424284mmaII

24、-III =3 45362121.5mm2III-IV443 27140mm2六、带轮的选择由表 8-7 查得 K A=1.1 ，故 Pca=KAP=1.1 5.5=6.05 kw根据 Pca、n1，查得 V 带采用普通 A 型，初选主动轮基准直径 dd1，则从动轮基准直径 dd2d13，取d2=125mm125=250.047mmd=250mm.=id=1.26带的速度 v=dd 1n11251440，带的速度合适。60 * 1000=6010209.42 m根据 0.7(dd1s 25 m/s+ d )a120 ,主动轮上的1=180-a578包角合适。V带根数z=Pca，由 n1d1查4

25、表P0)K KL=1250r/min,d=200mm,i=2.82,(P0P=0.17kW,查表 8-5 得 K =0.96,查表 8-28-4a 和表 8-4b ，得 P =1.92kW00得 K L =1.00,则z=6.05=3.01535所以，选取 V 带 z=4 根。0.17)0.96(1.921.00查 4表 8-4 得 q=0.18kg/m预紧力Pca(2.51)qv22.5 0.96 6.052=138NF0= 500K=500*0.185 9.42vz0.964 9.42压轴力 Fp0sin1=24sin 167.57o138 1098 N 。=2zF22七、片式摩擦离合器的

26、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(Z*m+2m+D)/2,AI-II=126mm，Z=54maxmaxm=3可得： D84mm， 取 D=90mm正转静负载扭矩 M=974N=9745.50.970.98mn j670=7.601 kgf中型机床取 K=1.5，正转时，离合器所能传递扭矩M jMk=7.601m1.5= 11.4015kgf取 M j=12kgf m0.4N5.50.970.98反转静负载扭矩 M=974=9746700.4nj=3.04 kgfm反转时，离合器所能传递扭矩M jM k=3.041.5

27、=4.56 kgfm取 M j=5kgf mI 轴 d=25mm，采用轴装式摩擦片D1外片内径 D1=d+5=30mm，选取 = =0.6，则内片外径 D2 =50mm D 2中径 DpD1 D240mm，=2nD p平均线速度 vp670 40=1.88m/s，由p，查60000600006下表 5.13-21 选 K v=1.08，安全系数K 取 1.4，结合次数修正系数K m=1，摩擦面对数修正系数K z=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 kgfm-15-正转时摩擦面对数 z=12 M n K10 5f p ( D23D13

28、 ) K vK m K z=12121.4103=11.1620.080.75033031.080.971正转时，取 z=1212M n K105反转时摩擦面对数 z=f p( D23D13 )K v K m K z=1251.4103=4.6510.080.75033031.080.971反转时，取 z=6正转主动片（内片）数 i1=z/2+1=7片，被动片（外片）数i2=z/2=6 片反转主动片（内片）数i1=z/2+1=4 片，被动片（外片）数i1=z/2= 3 片轴向压力 Q=(D23D13 ) pK v =450 330 30.71.08 =5818.86N400八、主轴轴承 :轴承

29、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NN3024K 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轴承的位置机床主轴采用两个支承，结构简单，制造方便。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

30、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-16-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

31、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

32、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：）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 0.1 0.3 mm的间隙（间隙越小，密封效果越好，但工艺困难）。还有一种是在轴承盖的孔内开一个或

33、几个并列的沟槽（圆弧形或v 形），效果比上一种好-17-些。在轴上增开了沟槽（矩形或锯齿形），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，可采用曲路密封，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

34、部淬硬至HRC5055。其他部分经调质处理后硬度为HB 220250。第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 Hlim=800Mpa Flim=320Mpa FE =640Mpa按接触疲劳强度校验传递功率 P=5.50.97 0.98=5.23 kW传递扭矩 T 1=9549P =95495.23 =74.54N.mn1670分度圆切向力 Ft=2000T1 =2000 74.54=1461.6Nd1102由 7表 9.1-26 查得，使用系数 K A=1.25 则 K AP=6.54 kW由 4图 10-8 查得，动载系数 K V

35、=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 9.1-4，得 CH2=0.21-18-按 b=25.2mm，d=0.8，K H =1.1，由 7图 9.1-6，得 CH3=0.22因为 K A KV Ft = 1.251.05 1461.6 =28.21 K A P1.07189.8212接触疲劳强度校验通过。按弯曲疲劳强度校验n1，由图得，F1按 Z=42m=2mm79.1-14C=8按重合度 =1.7=670r/min，由 7图 9.1-15 得， CF2=1.45CF3=103 CH 3=1030.154=0.01

36、6d121022由 7图 9.1-18 和图 9.1-16 得， CF4=1 1 1=1 ，寿命系数 Y NT =1 按 Z1=42 Z 2=37，由 7图 9.1-18 得， Y Fs=4.02PFP= CF1 CF 2 CF 3 CF 4FE YNTKV YFs SF lim81.450.01616401=24.34kW K A P1.074.021.4弯曲疲劳强度校验通过。（ 2）第二组齿轮强度校验取齿轮 Z=54精度 7级 Hlim=1500MpaFlim =400MpaFE =800Mpa按接触疲劳强度校验传递功率 P2 =5.5 0.970.98=5.23 kW传递扭矩 T 2=9

37、549P2=95495.23 =94.20 N.mn2530分度圆切向力 Ft= 2000T2 = 2000 94.20 = 2242.8Nd284由 7表 9.1-26 查得，使用系数 K A=1.25则 K AP=6.54 kW由 4表 10-8 查得，动载系数 K V=1.05按 u=1.26， n1=530r/min，查 7图 9.1-3，得 CH1 =20 根据直齿齿轮， 2 由 H7 图 9.1-4，得 CH2 =0.21按 b=32.4mm，d=0.8， KH =1.1，由 7图 9.1-6，得 CH3=0.1-19-因为 K A KV Ft = 1.251.05 2242.8

38、=90.85 K AP1.05189.8212接触疲劳强度校验通过。按弯曲疲劳强度校验，由图得，F1按 Z=54m=3mm n179.1-14C=5按重合度 =1.7=530r/min，由 7图 9.1-15 得， CF2=1.45CF3= 103 CH 3 = 1030.077 =0.0147d12842由 7图 9.1-18 和图 9.1-16 得， CF4=1 1 1=1 ，寿命系数 Y NT =1 按 Z1=54 Z 2=27，由 7图 9.1-18 得， Y Fs=4.32PFP= CF1 CF 2 CF 3 CF 4FE YNTKV YFs SF lim5 1.45 0.0147

39、1 800 1 =14.6kW K A P 1.05 4.32 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 Hlim=1500MpaFlim =400MpaFE =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 T 3=954935.23 =188.46N.mP =9549n326.5分度圆切向力Ft= 2000T3 = 2000 188.46 =3141Nd3120由 7表 9.1-26 查得，使用系数 K A=1.25则 K AP=6.54kW由 4表 10-8 查得，动载系数 K V=1.05按 u=1

40、.26， n1=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，K H =1.0，由 7图 9.1-6，得 CH3 =0.06-20-因为 K A KV Ft = 1.251.05 3141 =101.79 K A P1.05189.8212接触疲劳强度校验通过。按弯曲疲劳强度校验，由图得，F1按 Z=45 m=4mmn179.1-14C=10=365r/min按重合度 =1.7 ，由 7图 9.1-15 得， CF2=1.45CF3= 103 CH 3 = 1030.044 =0.005

41、2d321202由 7图 9.1-18 和图 9.1-16 得， CF4=1 1 1=1 ，寿命系数 Y NT =1 按 Z1=45 Z 2=36 ，由 7图 9.1-18 得， Y Fs=4.47PFP= CF1 CF 2 CF 3 CF 4FE YNTKV YFs SF lim101.450.005218001=1.054.471.4=10.92 kW K AP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 =20，齿面摩擦角 5.7

42、2时则：Qa 或b)=2.127Nmzn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77.50.970.9830.98 3Qa=2.12 10336315=9756.5N)（二）验算两支承传动轴的弯曲变形-21-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，引起轴的横向振动，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 0.00

43、02l=0.0002500=0.1 (mm) 0.001(rad)圆柱滚子轴承处 0.0025(rad)向心球轴承处 0.005(rad)在单一弯曲载荷作用下，其中点挠度为：ya=8.08 10-6Qa l 3 (0.75 x x 3 )D 4式中 l 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-65003 0.7570(70) 3则 ya=8.089756.5500500=0.031 mm101024ya y，即主轴设计满足要求。

44、三、主轴组件的静刚度验算（一）求两支承主轴组件的最佳支承距最大加工直径为400mm，主轴前轴颈直径D1=105 mm主轴后轴颈直径 D2 =84 mm普通车床内孔直径d=63 mm主轴前端悬伸量 a=105 mm主轴平均直径 D= D1D 2 =94.5 mm2由 C 22.222 1.50.103d 0.8 有：C A22.2221.50.103 840.87.338105 N / mmC B22.2221.50.10310589.59110 5 N / mm取材料的弹性模量 E=2 105 N/mm轴惯性矩 I=(D 4d 4 ) =3.523 106 mm464EI综合变量 =3 =5.

45、67由3图 3-34 得 L0 =6.0 a则 L 0，L合理 =(0.751.5)L 0=6.0100=630 mm=450 900 mm-22-主轴跨距在合理的跨距范围内。（二）切削力的确定Pz= 2955 104N d（N）D jn j式中 Nd 电动机额定功率（ kW ）nj 主轴的计算转速（ r/min ）max，Dmax 为最大加工直径j 计算直径，车床j=(0.50.6)DDD 主传动系统总效率295510 40.970.9830.9837.5则 Pz=0.6400210=2444（N）径向切削力（）y 0.5PzP=0.52444=1222N合成 P=Pz2Py2 =2444

46、21222 2=2732 （ N）（三）切削力作用点设切削力 P 的作用点到主轴前支承的距离为s，则s=c+w(mm)式中c 主轴前端的悬伸长度w 对于普通车床w=0.4H， H 为车床中心高则 s=105+0.4 200=185 mm（四）两支承主轴组件的静刚度验算计算主轴组件前端挠度 ycPz切削合力 P 与水平坐标 y 轴的逆时夹角 P=tg-1=63.43 Py驱动力 Q 与水平坐标 y 轴的逆时夹角 Q= +90 + + =135.7 主轴前端 c 点有力偶 M 作用下，变形后所在的象限角M=180（ 1）计算切削力 P 作用在 s 点引起主轴前端 c 点的挠度 ycspycsp=

47、P 3sc2c3lsc(l s)(l2c)sc 2 (mm)6EIC3EICB lC Al=-23-3180 10021003500 180 100500 180500100180 100273221052.385 106321052.358 1069.591 10550027.338 1052.3581066=0.0263mm（ 2）计算力偶 M 作用在主轴前端 c 点产生的挠度 ycsMM=Pw=2732 85=232220N.mc2lclcc2 )(mm)ycsM= M (3EICB l2C Al2EI c=2322201002500100500100100221052.35810632

48、1052.3581069.59110550022.3381055002=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Q b 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 =20，齿面摩擦角 5.72 时则：Qa ( 或 Qb)=2.12107N(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= Qbc(2lb)(lb)(lc)(l b)bc6EIlC B l 2C A l 2 =2385.570100250070500705001005007070100621052.3