C6132型车床主轴箱设计及齿轮的加工工艺规程设计

XXXX大学毕业设计说明书班级:姓名:学院: 专业: 题目:C6132型车床主轴箱及齿轮加工エ艺设计指导教师:职称:_职称:20*・年・・月・・日毕业设计（论文）任务书姓名:专业:班级:任务下达时间: 02月28日 任务完成时间:07月01日毕业设计（论文）题目:C6132型车床主轴箱及齿轮加工エ艺设计专题题目:主轴箱设计齿轮加工エ艺设计题目主要内容：设计内容：独立完成变速级数为!2级的机床主传动系统主轴变速箱设计,包括车削左右螺纹的换向机构及与进给联系的输出轴,并完成齿轮加工エ艺设计。目的要求、主要技术指标:.机床的类型及主要参数：C6132车床,最大转速=1120r/min、最小转速=25r/min；工作时间：一班制;变速级数：z=12<,.エ件材料:45号钢 刀具材料:YT15.设计部件名称：主轴箱应完成的主要任务:设计任务:（1）运动设计:根据所给定的转速范围及变速级数,确定公比,绘制结构网、转速图、计算齿轮齿数。（2）动カ计算：选择电动机型号及转速,确定传动件的计算转速、对主要零件（如皮带、齿轮、主轴、轴承等）进行计算（初算和验算）：（3）齿轮结构和工艺设计设计工作量要求：⑴主轴箱展开图;（A0）（2）传动系统图;（3）主轴箱的向视图和剖面图;（4）齿轮零件图;（5）齿轮机械加工エ艺规程卡一套:（6）编写课程设计说明书ー份。主要参考文献：L1]徐嘉元、曾家驹主编.机械制造工艺学.北京:机械工业出版社,2006[2]贾亚洲主编.金属切削机床概论.北京:机械工业出版社，2010[3]M.Sokovic,J.Kopac,L.A.Dobrzanski.WearofPVD-coatedSolidCarbideEndMillsinDryHigh-speedCutting[J].JournalofMaterialsProcessingTechnology,2004,157:422-426.指导教师: 教研室主任:毕业设计（论文）开题报告1.设计背景或研究意义金属切削机床是用切割的方法将金属毛坯加工成机器零件的机器,它是制造机器的机器,所以又称为“工作母机”或“工具机”,习惯上简称为机床。在现代机械制造工业中加工机器零件的方法有多种,如铸造、锻造、焊接、切削加工和各种特种加工等,但切削加工是将金属毛坯加工成具有一定形状、尺寸和表面质量的零件的主要加工方法,在加工精密零件时，目前主要是依靠切削加工来达到所需的加工精度个表面质量。所以,金属切削机床是加工机器零件的主要设备,它所担负的工作量，约占机器总制造工作量的40%〜60%,机床的技术水平直接影响机械制造工业的产品质量和劳动生产率。机床的母机属性决定了它在国民经济中的重要地位。机床エ业为各种类型的机械制造厂提供先进的制造技术与优质高效的机床设备,促进机械制造工业的生产能力和エ艺水平的提高。机械制造工业肩负着为国民经济各部门提供现代化技术装备的任务，即为エ业、农业、交通运输业、科研和国防等部门提供各种机器、仪器和工具。为适应现代化建设的需要,必须大力发展机械制造工业。可见,机械制造工业是国民经济各部门赖以发展的基础,而机床ェ业则是机械制造工业的基础。ー个国家机床工业的技术水平在很大程度上标志着这个国家的工业生产能力和科学技术水平。显然，金属切削机床在国民经济现代化建设中起着重大的作用。车床类机床主要用于加工各种回转表面,如内外圆柱表面、圆锥表面、成形回转表面和回转体的端面等，有些车床还能加工螺纹面。由于大多数机器零件都具有回转表面,车床的通用性又较广,因此在一般机器制造厂中,车床的应用极为广泛,在金属切削机床中所占的比重最大,约占机床总台数的20%〜35%。车床的种类很多,按其结构和用途的不同，主要可以分为以下几类:1）卧式车床及落地车窗;2）立式车床;3）转塔车床:4）单轴自动车床；5）多轴自动和半自动车床;6）仿形车床及多刀车床;7）专门化车窗。C6132型卧式车床的工艺范围很广，它能完成多种多样的加工エ序。主轴箱内部装有主轴和变速传动机构。エ件通过卡盘等夹具装夹在主轴前端。主轴箱的功用支承主轴并把动カ经变速传动机构传给主轴,使主轴带动エ件按规定的转速旋转，以实现主运动。2.设计的主要环节或论文的基本内容1）论文基本内容:（1）介绍机床的应用及特点、机床主轴箱设计的意义、现状及发展方向,并说明课题研究的目的及意义。（2）根据给定的机床用途、规格、极限转速、转速数列公比,通过分析比较拟定传动结构方案和传动系统图,确定转动副的传动比及齿轮的齿数,并计算主轴的实际转速与标准转速的相对误差。（3）根据给定的电动机功率和传动件的计算转速，初算传动轴直径、齿轮模数;确定皮带型号及根数、摩擦片离合器的尺寸和摩擦片数及制动器尺寸,完成装配草图后,要验算传动件的应カ、变形和寿命是否在允许范围内,还要验算主轴组件的静刚度。（4）进行主运动传动轴系、变速机构、主轴组件、箱体、操纵机构、润滑与密封等的布置和结构设计。（5）对各齿轮类零件和轴类零件进行具体尺寸的计算,确定它们的尺寸,再对它们进行验算校核。（6）总结与展望,通过对研究工作的总结,提出本文研究的主要成果,针对研究中技术不足,提出对课题进ー步研究的方向和内容。2）论文目的要求、主要技术指标:（1）机床的类型:C6132车床:工作时间:一班制:电动机功率:N=5Kw变速级数:z=12o（2）使学生初步掌握机床的运动设计,动カ计算，以及关键零部件的强度校核，获得工程师必备设计能力的初步训练,从而提高分析问题、解决问题尽快适应工程实践的能力。3）论文应完成的主要任务:（1）主轴箱展开图;（A0）（2）传动系统图;（3）主轴箱的向视图和剖面图;（4）齿轮零件图;（5）齿轮机械加工エ艺规程卡ー套;（6）编写课程设计说明书ー份。2011届本科毕业设计（论文）开题报告3.进度安排第1周第2周第3—6周论文选题;查阅相关资料,对设计课题作初步的了解;毕业实习,确定毕业设计的方案;针对毕业设计过程中出现的问题去工厂实习,在实际中解决问题；第7—10周根据资料,对设计方案的数据进行初步计算和处理,同时撰写开题报告和实习报告；第11—14周完成主要零件的零件图和装配图对相关的数据计算和处理过程进行完善，提高设计质量；第15—17周第18周撰写毕业设计说明书；完成设计,进行毕业答辩。指导教师意见:（对本设计或论文的深度、广度及工作量的评价）指导教师（签字）：年月日教研室审査意见:教研室主任（签字）：年月日摘要:普通中型C6132车床主轴箱设计,主要包括三方面的设计,即:根据设计题目所给定的机床用途、规格、主轴极限转速、转速数列公比或级数,确定其他有关运动参数,选定主轴各级转速值;通过分析比较,选择传动方案;拟定结构式或结构网,拟定转速图;确定齿轮齿数及带轮直径；绘制传动系统图。其次,根据机床类型和电动机功率,确定主轴及各传动件的计算转速，初定传动轴直径、齿轮模数,确定传动带型号及根数,摩擦片尺寸及数目；装配草图完成后要验算传动件（传动轴、主轴、齿轮、滚动轴承）的刚度、强度或寿命。最后,完成运动设计和动カ设计后,要将主传动方案“结构化”,设计主轴变速箱装配图及零件图,侧重进行传动轴组件、主轴组件、变速机构、箱体、润滑与密封、传动轴及滑移齿轮零件设计。关键词;车床；主轴箱；变速系统；主轴组件充值后就可以下载此设计说明书。全套资料包含有相应的word说明书（附带:任务书、开题报告、外文翻译）和CAD图纸（共计4张图纸）及机械加工エ序、过程卡片全套。需要全套资料的朋友请加g科1：1459919609或g科2：1969043202,需要其他设计题目直接联系!！！Abstract:Ordinarymedium-sizedC61321atheheadstockdesign,includingthreeaspectsofdesign,thatis:accordingtoadesignbytheuseofagivenmachine,specifications,spindlespeedlimit,speedseriescommonratioorseries,todetermineotherrelevantmotionparameters,theselectedspindlegradespeedvalue;throughanalysisandcomparison,selectthedriveoptions;proposedstructureorstructuralnetwork,thedevelopmentspeedmap;determinethegearandpulleydiameter;drawingtransmissionsystemmap.Secondly,accordingtomachinetypeandmotorpowertodeterminethespindlespeedandthetransmissionpartsofthecalculation,aninitialdiameterofshaft,gearmoduletodeterminethebelttypeandrootnumber,sizeandnumberoffrictionplate;assemblysketchestofinishedcheckingtransmissionparts(shaft,spindle,gear,bearing)stiffness,strengthorlife.Finally,completetheexercisedesignandpowerdesign,themaintransmissionschemeto"structure"andthedesignofspindlegearboxassemblydrawingsandpartdrawings,focusingonthedriveshaftassembly,spindleassembly,variablespeed,box,lubricationandsealing,gearshaftandslidingpartsofthedesign.Keywords:lathe;thespindlebox;transmission;shaftcomponents目录TOC\o"1-5"\h\z摘要 I\o"CurrentDocument"第1章绪论 1\o"CurrentDocument"第2章设计计算 12\o"CurrentDocument"2.1普通车床的规格 121.1车床的规格系列和用处 122操作性能要求 12\o"CurrentDocument"第3章主动参数参数的拟定 13\o"CurrentDocument"1确定传动公比。 13\o"CurrentDocument"3.2主电动机的选择 13\o"CurrentDocument"第4章变速结构的设计 15\o"CurrentDocument"1主变速方案拟定 15\o"CurrentDocument"2变速结构式、结构网的选择 15确定变速组及各变速组中变速副的数目 15变速式的拟定 6结构式的拟定 16结构网的拟定 72.5结构式的验算 172.6结构式的拟定 172.7确定各变速组变速副齿数 92.8绘制变速系统图 20\o"CurrentDocument"第5章结构设计 22\o"CurrentDocument"1结构设计的内容、技术要求和方案 22\o"CurrentDocument"展开图及其布置 22\o"CurrentDocument"I轴（输入轴）的设计 23\o"CurrentDocument"5.4齿轮块设计 13\o"CurrentDocument"5.5传动轴的设计 15\o"CurrentDocument"6主轴组件设计 261各部分尺寸的选择 16主轴材料和热处理 27主轴轴承 17主轴与齿轮的连接 19润滑与密封 29其他问题 29\o"CurrentDocument"第6章传动件的设计 21\o"CurrentDocument"1带轮的设计 21\o"CurrentDocument"2传动轴的直径估算 246.2.I确定各轴转速 246.2.2传动轴直径的估算:确定各轴最小直径 256.2.3键的选择 26\o"CurrentDocument"3传动轴的校核 26.1传动轴的校核 27.2键的校核 27\o"CurrentDocument"6.4各变速组齿轮模数的确定和校核 286.4.1齿轮模数的确定 28齿宽的确定 32齿轮结构的设计 33\o"CurrentDocument"5带轮结构设计 34\o"CurrentDocument"6片式摩擦离合器的选择和计算 35\o"CurrentDocument"7齿轮校验 386.7.1校核a变速组齿轮 386.7.2校核b变速组齿轮 406.7.3校核c变速组齿轮 41\o"CurrentDocument"8轴承的选用与校核 421各轴轴承的选用 426.8.2各轴轴承的校核 43\o"CurrentDocument"第7章主轴组件设计 45\o"CurrentDocument"7.I主轴的基本尺寸确定 457.1.1外径尺寸D 457.1.2主轴孔径d 457.1.3主轴悬伸量a 471.4支撑跨距L 471.5主轴最佳跨距ム的确定 48\o"CurrentDocument"2主轴刚度验算 50主轴前支撑转角的验算 51主轴前端位移的验算 52\o"CurrentDocument"第8章齿轮加工エ艺设计 55\o"CurrentDocument"1零件的分析 551.1零件的作用 551.2零件的工艺分析 55\o"CurrentDocument"2确定毛坯 551确定毛坯制造方法 55确定总余量 55绘制毛坯图 55\o"CurrentDocument"8.3制定零件加工路线 568.3.1选择表面加工方法 568.3.2选择定为基准 568.3.3拟定零件加工エ艺路线 57\o"CurrentDocument"8.4机械加工余量、エ序尺寸及毛皮尺寸的确定 588.4.1外圆表面（6120mm） 588.4.2外圆表面沿轴线长度方向的加工余量（①120mm端面,①82.8mm端面） 588.4.3孔中46nlm 59\o"CurrentDocument"5确定切削用量和基本工时 59\o"CurrentDocument"第9章总结和展望 66\o"CurrentDocument"1本文工作总结 66\o"CurrentDocument"2课题展望 67\o"CurrentDocument"参考文献 68致谢 69\o"CurrentDocument"附录 70第1章绪论机床技术参数有主参数和基本参数,他们是运动传动和结构设计的依据,影响到机床是否满足所需要的基本功能要求,参数拟定就是机床性能设计。主参数是直接反映机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据,如车床的最大加工直径,一般在设计题目中给定,基本参数是ー些加工件尺寸、机床结构、运动和动カ特性有关的参数,可归纳为尺寸参数、运动参数和动カ参数。通用车床エ艺范围广,所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工;用硬质合金刀具又用高速钢刀具。因此,必须对所设计的机床工艺范围和使用情况做全面的调研和统计,依据某些典型工艺和加工对象,兼顾其他的可能エ艺加工的要求，拟定机床技术参数,拟定参数时,要考虑机床发展趋势和同国内外同类机床的对比,使拟定的参数最大限度地适应各种不同的工艺要求和达到机床加工能力下经济合理。机床主传动系因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同,应满足的要求也不ー样。设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析,一般应满足的基本要求有:满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性,如机床主轴油足够的转速范围和转速级数;满足机床传递动力的要求。主电动机和传动机构能提供足够的功率和转矩,具有较高的传动效率:满足机床工作性能要求。主传动中所有零部件有足够的刚度、精度和抗震性,热变形特性稳定；满足产品的经济性要求。传动链尽可能简短,零件数目要少,以便节约材料，降低成本。第2章设计计算2.1普通车床的规格2.1.1车床的规格系列和用处普通机床的规格和类型有系列型号作为设计时应该遵照的基础。因此,对这些基本知识和资料作些简要介绍。本次设计的是普通型车床主轴变速箱。主要用于加工回转体表2.1车床的主参数（规格尺寸）和基本参数表工件最大回转直径%（mm）最高转速%（"min）最低转速〃mm（〃min）电机功率P（kW）公比（P转速级数Z3201120255.51.41122.1.2操作性能要求⑴具有皮带轮卸荷装置⑵手动操纵双向片式摩擦离合器实现主轴的正反转及停止运动要求⑶主轴的变速由变速手柄完成第3章主动参数参数的拟定确定传动公比c根据【1】以公式(3-2)因为已知ル=』=め=44.8,/?„=(p：-'〃min25...z=星も+1 (3-1)1g9.•.限.中段や4.8=1.4129根据【1】ち表3-5标准公比タ。这里我们取标准公比系列¢=1.41.因为8=1.41=1.066,根据【1］ち表3-6标准数列。首先找到最小极限转速25,再每跳过5ケ数(1.26〜1.066)取ー个转速,即可得到公比为1.41的数列:25,35.5,50,71,100,140,200,280,400,560,800,1120.主电动机的选择合理的确定电机功率P,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。现在以常见的中碳钢为工件材料,取45号钢,正火处理，车削外圆,表面粗糙度Ru=3.2mm〇采用车刀具,可转位外圆车刀,刀杆尺寸:16mmx25mm〇刀具儿何参数:れ=15",a0=6°,“=75°,k；=15°,2=0°,/O1=-10",b“=0.3mm,r^lmm。现以确定粗车是的切削用量为设计:⑴确定背吃刀量%,和进给量f,根据【2】心表8-50,a.取3mm,f取0.5/wn/r。⑵确定切削速度和切削功率,根据【2】表8-57,取V,l.7m/s,6=4.2KW。依照一般情况,取机床变速效率ク=0.8.则机床功率为P.=—=5.25KWz0.8根据［3］ム7表12TY系列(IP44)电动机的技术数据,Y系列(IP44)电动机为一般用途全封闭自扇冷式笼型异步电动机,具有防尘埃、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点,B级绝缘,エ业环境温度不超过+40C,相对湿度不超过95%,海拔高度不超过1000m,额定电压380V,频率50Hz。适用于无特殊要求的机械上,如机床,泵,风机,搅拌机,运输机,农业机械等。根据以上要求,我们选取Y132S-4型三相异步电动机，额定功率5.5kW,满载转速1440r/min,额定转矩2.2,质量81kg。至此,可得到上表2.1中的车床参数。第4章变速结构的设计主变速方案拟定拟定变速方案,包括变速型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个变速系统的确定。变速型式则指变速和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的变速型式、变速类型。变速方案和型式与结构的复杂程度密切相关,和工作性能也有关系。因此,确定变速方案和型式,要从结构、エ艺、性能及经济等多方面统一考虑。变速方案有多种,变速型式更是众多,比如:变速型式上有集中变速,分离变速;扩大变速范围可用增加变速组数,也可采用背轮结构、分支变速等型式;变速箱上既可用多速电机,也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。显然,可能的方案有很多,优化的方案也因条件而异。此次设计中,我们采用集中变速型式的主轴变速箱。变速结构式、结构网的选择结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的变速不失为有用的方法，但对于分析复杂的变速并想由此导出实际的方案,就并非十分有效。确定变速组及各变速组中变速副的数目数为Z的变速系统由若干个顺序的变速组组成，各变速组分别有z2……个变速副。BPZ=Z,Z2Z3 变速副中由于结构的限制以2或3为合适,即变速级数Z应为2和3的因子:Z=2"x3",可以有三种方案:12=3x2x2,12=2x3x2,12=2x2x3变速式的拟定主传动系统从电动机到主轴,通常为降速传动,接近电动机的传动件转速较高,传递的转矩较小,尺寸较小;反之,靠近主轴的传动件转速较低,传递的转矩较大,尺寸较大。因此在拟定传动系统方案时，应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面,传动副数少的变速组放在后面,是传动系统中更多的传动件在高速范围内工作,尺寸小一些,以减小变速箱的尺寸。综上所述,变速式为12=3x2x2。结构式的拟定对于12=3x2x2传动式,有6种结构式和对应的结构网。分别为:12=31x23x26 12=32x2|x26 12=34x2jx2212=3]x26x23 12=32x26x21 12=34x22x21比较结构式12=31x23x2$和12=32x21x2$两种扩大顺序方案,前ー种方案变速组的扩大顺序与传动顺序一致，即基本组在最前面,依次为第一扩大组、第二扩大组，各变速组变速范围逐渐扩大。后ー种方案第一扩大组在最前面，然后依次为基本组、第二扩大组。通过两方案的扩大顺序可以看出,若两种方案II轴的最高转速相同,后者因第一扩大组在最前面,II轴的转速范围比前者大,II轴的最低转速较低,在传动相同功率的情况下,受的转矩较大,传动件的尺寸较大。因此,在设计主传动系统时,应尽可能使变速组的传动顺序与扩大顺序一致。选择结构式为12=3d23x26,其也符合“先缓后急”的设计原则。设计车床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，在降速变速中,一般限制限制最小变速比"min21/4;为避免扩大传动误差,减少震动噪声,在升速时一般限制最大转速比"max42。斜齿圆柱齿轮传动较平稳,可取〃g42.5。因此在主变速链任一变速组的最大变速范围/?max=(Mmax/»min)<(2~2.5)/0254(8〜10)。在设计时必须保证中间变速轴的变速范围最小。4.2.4结构网的拟定4.2.5结构式的验算主轴的变速范围应等于住变速传动系中各个变速组变速范围的乘积,即:R“=&択ポ2…&检查变速组的变速范围是否超过极限值时,只需检查最后ー个扩大组。因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小,只要最后扩大组的变速范围不超过极限值,其他变速组就不会超过极限值。R2=^xX2x(P,-1) (4-1)其中タ=1.41,X2=6,圾=2AR2=1,416<2-1)=8<(8-10),符合要求。4.2.6结构式的拟定绘制转速图⑴选择Y132S-4型Y系列笼式三相异步电动机。⑵分配总降速变速比总降速变速比i=nmin/nd=25/1440=0.017又电动机转速%=1440r/min不符合转速数列标准,因而增加一定比变速副。⑶确定变速轴轴数变速轴轴数=变速组数+定比变速副数+1=3+1+1=5。⑷确定各级转速由〃,“加=25r/min、°=1.41、z=12确定各级转速:1120、800、560、400、280、200、140、100、71、50、35.5、2517min。⑸绘制转速图在五根轴中,除去电动机轴,其余四轴按变速顺序依次设为I、II、III、IV（主轴）。I与n、II与ni、HI与W轴之间的变速组分别设为a、b、Co现由!V（主轴）开始,确定I、II、HI轴的转速:①先来确定III轴的转速变速组c的变速范围为ク=1.4甘=8=尺皿,¢[8,10],结合结构式,HI轴的转速只有一种可能:100、140、200、280、400、56017min。②确定轴II的转速变速组b的级比指数为3,希望中间轴转速较小,因而为了避免升速,又不致变速比太小,可取电=1/げ=1/2.8,bi2=1/1=1轴H的转速确定为:280、400、56017min。③确定轴I的转速对于轴I,其级比指数为1,可取（2（1—\l（p~=1/2,aj2=1/シ=1/1.41,aj3=1/1确定轴I转速为：560r/min。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定变速比，=1440/560=2.6。下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）。4.2.7确定各变速组变速副齿数齿轮齿数的确定,当各变速组的传动比确定以后,可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数,如传动比是标准公比的整数次方时,变速组内每对齿轮的齿数和S二及小齿轮的齿数可以从【1】表3-9中选取。一般在主传动中,最小齿数应大于18〜20。采用三联滑移齿轮时,应检査滑移齿轮之间的齿数关系:三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4,以保证滑移是齿轮外圆不相碰。根据【1】/〈,查表3-9各种常用变速比的使用齿数。⑴变速组a:V=\l(p2=1/2,ai2=1/¢?=1/1.41,《3=1/1；即=1/ジ2=1/2时:s：= 57、60、63、66、69、72 84、87 %2=1/3=1ハ41时:S:= 67、68、70、72、73、77……82、84、85……〃=1"时:5：= 62、64、66、68、70、72、74、76 82、84、86 可取S：=84,于是可得轴I齿轮齿数分别为：28、35、42〇于是“=28/56,ム=35/49,ia3=42/42〇可得轴II上的三联齿轮齿数分别为：56、49、42〇⑵变速组b:根据【1】ハい查表3-9各种常用变速比的使用齿数,=1/93=1/2.8,bi2=1/1=1髭=1/グ=1/2.8时:=……87、88、91、92 如=1/1=1时:S.= 86、88、90、92 可取=88,于是可得轴H上两联齿轮的齿数分别为：23、44o于是bn=23/65,bi2=44/44〇得轴m上两齿轮的齿数分别为：65、44〇⑶变速组c:根据【1】ぢい査表3-9各种常用变速比的使用齿数,c(1=1/4,ic2=2c”=1/4时：S.= 、85、89、90、94、95108 ic2=2时:S.= 84、87、89、90、108 可取Sこ=108.=1/4为降速变速,取轴IH齿轮齿数为22；©=2为升速变速,取轴IV齿轮齿数为36〇于是得%=22/86,c(2=72/36得轴0两联动齿轮的齿数分别为22,72；得轴!V两齿轮齿数分别为86,36〇4.2.8绘制变速系统图根据轴数,齿轮副,电动机等已知条件可有如下系统图:

图4.3传动系统图第5章结构设计结构设计的内容、技术要求和方案设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等）、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置,用一张展开图和若干张横截面图表示。主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外,着重考虑以下几个方面的问题:精度方面的要求,刚度和抗震性的要求,传动效率要求，主轴前轴承处温度和温升的控制,结构エ艺性,操作方便、安全、可靠原则,遵循标准化和通用化的原则。主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点,由于结构复杂,设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。目的是:⑴布置传动件及选择结构方案。⑵检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况,以便及时改正。⑶确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置,以确定各轴的受力点和受カ方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。2展开图及其布置展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序,假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。I轴上装的摩擦离合器和变速齿轮。有两种布置方案,一是将两级变速齿轮和离合器做成一体。齿轮的直径受到离合器内径的约束,齿根圆的直径必须大于离合器的外径,否则齿轮无法加工。这样轴的间距加大。另ー种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上,左边部分接通,得到一级反向转动,右边接通得到三级正向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。我们采用第二种方案,通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。总布置时需要考虑制动器的位置。制动器可以布置在背轮轴上也可以放在其他轴上。制动器不要放在转速太低轴上,以免制动扭矩太大,使制动器尺寸增大。齿轮在轴上布置很重要,关系到变速箱的轴向尺寸,减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。I轴（输入轴）的设计将运动带入变速箱的带轮一般都安装在轴端，轴变形较大，结构上应注意加强轴的刚度或使轴部受带轮的拉カ（采用卸荷装置）。【轴上装有摩擦离合器,由于组成离合器的零件很多，装配很不方便,一般都是在箱外组装好I轴在整体装入箱内。我们采用的卸荷装置一般是把轴承装载法兰盘上,通过法兰盘将带轮的拉カ传递到箱壁上。车床上的反转一般用于加工螺纹时退刀。车螺纹时,换向频率较高。实现正反转的变换方案很多,我们采用正反向离合器。正反向的转换在不停车的状态下进行,常采用片式摩擦离合器。由于装在箱内，一般采用湿式。在确定轴向尺寸时,摩擦片不压紧时，应留有0.2~0.4mm的间隙，间隙应能调整。离合器及其压紧装置中有三点值得注意:⑴摩擦片的轴向定位:由两个带花键孔的圆盘实现。其中一个圆盘装在花键上,另ー个装在花键轴上的ー个环形沟槽里,并转过ー个花键齿,和轴上的花键对正,然后用螺钉把错开的两个圆盘连接在ー起。这样就限制了轴向和周向的两个自由度，起了定位作用。⑵摩擦片的压紧由加カ环的轴向移动实现,在轴系上形成了弹性カ的封闭系统,不增加轴承轴向复合。⑶结构设计时应使加カ环推动摆杆和钢球的运动是不可逆的,即操纵カ撤消后,有自锁作用。I轴上装有摩擦离合器,两端的齿轮是空套在轴上,当离合器接通时オ和轴ー起转动。但脱开的另一端齿轮,与轴回转方向是相反的,二者的相对转速很高（约为两倍左右）。结构设计时应考虑这点。齿轮与轴之间的轴承可以用滚动轴承也可以用滑动轴承。滑动轴承在ー些性能和维修上不如滚动轴承,但它的径向尺寸小。空套齿轮需要有轴向定位,轴承需要润滑。齿轮块设计齿轮是变速箱中的重要元件。齿轮同时啮合的齿数是周期性变化的。也就是说,作用在ー个齿轮上的载荷是变化的。同时由于齿轮制造及安装误差等,不可避免要产生动载荷而引起振动和噪音,常成为变速箱的主要噪声源,并影响主轴回转均匀性。在齿轮块设计时，应充分考虑这些问题。齿轮块的结构形式很多,取决于下列有关因素:⑴是固定齿轮还是滑移齿轮;⑵移动滑移齿轮的方法;⑶齿轮精度和加工方法;变速箱中齿轮用于传递动カ和运动。它的精度选择主要取决于圆周速度。采用同一精度时,圆周速度越高,振动和噪声越大，根据实际结果得知,圆周速度会增加一倍,噪声约增大6dB。工作平稳性和接触误差对振动和噪声的影响比运动误差要大,所以这两项精度应选高ー级。为了控制噪声，机床上主传动齿轮都要选用较高的精度。大都是用7—6—6,圆周速度很低的,オ选8—7—7。如果噪声要求很严,或ー些关键齿轮,就应选6—5—5。当精度从7—6—6提高到6—5—5时，制造费用将显著提高。不同精度等级的齿轮,要采用不同的加工方法,对结构要求也有所不同。8级精度齿轮,一般滚齿或插齿就可以达到。7级精度齿轮，用较高精度滚齿机或插齿机可以达到。但淬火后,由于变形,精度将下降。因此,需要淬火的7级齿轮一般滚（插）后要剃齿,使精度高于7,或者淬火后在衍齿。6级精度的齿轮,用精密滚齿机可以达到。淬火齿轮,必须磨齿才能达到6级。机床主轴变速箱中齿轮齿部一般都需要淬火。滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿,有规定的形状和尺寸。圆齿和倒角性质不同,加工方法和画法也不一样，应予注意。选择齿轮块的结构要考虑毛坯形式（棒料、自由锻或模锻）和机械加工时的安装和定位基面。尽可能做到省エ、省料又易于保证精度。齿轮磨齿时,要求有较大的空刀（砂轮）距离,因此多联齿轮不便于做成整体的，一般都做成组合的齿轮块。有时为了缩短轴向尺寸,也有用组合齿轮的。要保证正确啮合,齿轮在轴上的位置应该可靠。滑移齿轮在轴向位置由操纵机构中的定位槽、定位孔或其他方式保证,一般在装配时最后调整确定。5.5传动轴的设计机床传动轴,广泛采用滚动轴承作支撑。轴上要安装齿轮、离合器和制动器等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。首先传动轴应有足够的强度、刚度。如挠度和倾角过大,将使齿轮啮合不良,轴承工作条件恶化,使振动、噪声、空载功率、磨损和发热增大:两轴中心距误差和轴芯线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。传动轴可以是光轴也可以是花键轴。成批生产中,有专门加工花键的铳床和磨床,エ艺上并无困难。所以装滑移齿轮的轴都采用花键轴，不装滑移齿轮的轴也常采用花键轴。花键轴承载能力高,加工和装配也比带单键的光轴方便。轴的部分长度上的花键,在终端有一段不是全高,不能和花键空配合。这是加工时的过滤部分。一般尺寸花键的滚刀直径D〃为65〜85mm。机床传动轴常采用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升、空载功率和噪声等方面,球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支撑孔的加工精度要求都比较高。因此球轴承用的更多。但是滚锥轴承内外圈可以分开，装配方便，间隙容易调整。所以有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选择轴承的型号和尺寸,首先取决于承载能力,但也要考虑其他结构条件。同一轴心线的箱体支撑直径安排要充分考虑饉孔エ艺。成批生产中,广泛采用定径饉刀和可调饉刀头。在箱外调整好链刀尺寸,可以提高生产率和加工精度。还常采用同ー镇刀杆安装多刀同时加工几个同心孔的エ艺。下面分析几种像孔方式:对于支撑跨距长的箱体孔,要从两边同时进行加工;支撑跨距比较短的,可以从ー边（丛大孔方面进刀）伸进饉杆,同时加工各孔；对中间孔径比两端大的箱体,饉中间孔必须在箱内调刀,设计时应尽可能避免。既要满足承载能力的要求,又要符合孔加工エ艺,可以用轻、中或重系列轴承来达到支撑孔直径的安排要求。两孔间的最小壁厚，不得小于5〜10mm,以免加工时孔变形。花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的内径。一般传动轴上轴承选用G级精度。传动轴必须在箱体内保持准确位置,才能保证装在轴上各传动件的位置正确性,不论轴是否转动,是否受轴向カ,都必须有轴向定位。对受轴向力的轴,其轴向定位就更重要。回转的轴向定位（包括轴承在轴上定位和在箱体孔中定位）在选择定位方式时应注⑴轴的长度。长轴要考虑热伸长的问题,宜由一端定位。⑵轴承的间隙是否需要调整。⑶整个轴的轴向位置是否需要调整。⑷在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈。（5）加工和装配的工艺性等。5.6主轴组件设计主轴组件结构复杂，技术要求高。安装エ件（车床）或者刀具（铳床、钻床等）的主轴参予切削成形运动,因此它的精度和性能直接影响加工质量（加工精度和表面粗糙度）,设计时主要围绕着保证精度、刚度和抗振性,减少温升和热变形等几个方面考虑。各部分尺寸的选择主轴形状与各部分尺寸不仅和强度、刚度有关,而且涉及多方面的因素。⑴内孔直径车床主轴由于要通过棒料,安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆,必须是空心轴。为了扩大使用范围,加大可加工棒料直径,车床主轴内孔直径有增大的趋势。⑵轴颈直径前支撑的直径是主轴上一主要的尺寸,设计时,一般先估算或拟定一个尺寸,结构确定后再进行核算。⑶前锥孔直径前锥孔用来装顶尖或其他工具锥柄,要求能自锁,目前采用莫氏六号锥孔。⑷支撑跨距及悬伸长度为了提高刚度,应尽量缩短主轴的外伸长度。。选择适当的支撑跨距厶,一般推荐取:%=2〜3.5,跨距厶小时,轴承变形对轴端变形的影响大。所以,轴承刚度小时,%应选大值,轴刚度差时,则取小值。跨距L的大小,很大程度上受其他结构的限制,常常不能满足以上要求。安排结构时カ求接近上述要求。5.6.2主轴材料和热处理在主轴结构形状和尺寸一定的条件下,材料的弹性模量E越大,主轴的刚度也越高,由于钢材的E值较大,故一般采用钢质主轴,一般机床的主轴选用价格便宜、性能良好的45号钢。提高主轴有关表面硬度，增加耐磨性,在长期使用中不至于丧失精度，这是对主轴热处理的根本要求。机床主轴都在一定部位上承受着不同程度的摩擦,主轴与滚动轴承配合使用时,轴颈表面具有适当的硬度可改善装配工艺并保证装配精度,通常硬度为HRC40-50即可满足要求。一般机床的主轴,淬火时要求无裂纹,硬度均匀:淬硬层深度不小于1mm,駆1.5-2加,使精磨后仍能保留一点深度的淬硬层，主轴热处理后变形要小。螺纹表面一般不淬火;淬火部位的空刀槽不能过深,台阶交接处应该倒角;渗氮主轴的锐边、棱角必须倒圆R>0.5mm,可避免渗氮层穿透剥落。5.6.3主轴轴承⑴轴承类型选择主轴前轴承有两种常用的类型:双列短圆柱滚子轴承。承载能力大,可同时承受径向カ和轴向カ,结构比较简单,但允许的极限转速低ー些。与双列短圆柱滚子轴承配套使用承受轴向カ的轴承有三种:60°角双向推力向心球轴承。是ー种新型轴承,在近年生产的机床上广泛采用。具有承载能力大,允许极限转速高的特点。外径比同规格的双列圆柱滚子轴承小一些。在使用中,这种轴承不承受径向カ。推力球轴承。承受轴向カ的能力最高，但允许的极限转速低,容易发热。向心推力球轴承。允许的极限转速高，但承载能力低,主要用于高速轻载的机床。⑵轴承的配置大多数机床主轴采用两个支撑,结构简单,制造方便,但为了提高主轴刚度也有用三个支撑的了。三支撑结构要求箱体上三支撑孔具有良好的同心度，否则温升和空载功率增大,效果不一定好。三孔同心在工艺上难度较大,可以用两个支撑的主要支撑,第三个为辅助支撑。辅助支撑轴承（中间支撑或后支撑）保持比较大的游隙（约0.03〜0.07如〃）,只有在载荷比较大、轴产生弯曲变形时,辅助支撑轴承オ起作用。轴承配置时,除选择轴承的类型不同外,推力轴承的布置是主要差别。推力轴承布置在前轴承、后轴承还是分别布置在前、后轴承，影响着温升后轴的伸长方向以及结构的负责程度,应根据机床的实际要求确定。在配置轴承时,应注意以下几点:①每个支撑点都要能承受经向カ。两个方向的轴向カ应分别有相应的轴承承受。径向力和两个方向的轴向カ都应传递到箱体上,即负荷都由机床支撑件承受。⑶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。级,后轴承选。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。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。⑷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。5.6.4主轴与齿轮的连接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,但加工较难。平键一般用ー个或者两个（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。5.6.5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:⑴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。」〜0.3mm的间隙（间隙越小,密封效果越好,但エ艺困难）。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）,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。⑵疏导ーー在适当的地方做出回油路,使油能顺利地流回到油箱。5.6.6其他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。当后支承采用推力轴承时,推力轴承承受着前向后的轴向カ,推力轴承紧靠在孔的内端面,所以,内端面需要加工,端面和孔有较高的垂直度要求,否则将影响主轴的回转精度。支承孔如果直接开在箱体上,内端面加工有一定难度。为此,可以加一个杯形套孔解决,套孔单独在车床上加工，保证高的端面与孔德垂直度。主轴的直径主要取决于主轴需要的刚度、结构等。各种牌号钢材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即可。精度较高的机床主轴考虑到热处理变形的影响,可以选用400或其他合金钢。主轴头部需要淬火,硬度为“RC50〜55。其他部分处理后,调整硬度为“BS220〜250。第6章传动件的设计6.1带轮的设计三角带传动中,轴间距A可以加大。由于是摩擦传递,带与轮槽间会有打滑,宜可缓和冲击及隔离振动,使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大,机床中常用作电机输出轴的定比传动。电动机转速n=1440r/min,传递功率P=5.5kW,传动比i=2.6,ー班制,一天运转8小时,工作年数10年。⑴选择三角带的型号由［4］り56表8-7工作情况系数ら查的共况系数K.=l.1。故根据【4】ム6公式（8-21）Pca="=1.1x5.5=6.05伏卬）式中Pー电动机额定功率,储ー工作情况系数因此根据に、为由【4】生7图8T1普通V带轮型图选用A型。⑵确定带轮的基准直径R,D2带轮的直径越小带的弯曲应カ就越大。为提高带的寿命,小带轮的直径，不宜过小,即，NOmin。查【4】ム7表8-8、图8-11和％5表8-6取主动小带轮基准直径D,=125771/77〇由【4】几〇公式（8T5a）=—D,（1-£,） （6-1）n2式中:〃「小带轮转速,〃2一大带轮转速,£ー带的滑动系数,一般取0.02。；・ 劣=とたx125（1-0.02）=315加加,由【4】生フ表8-8取圆整为315mm。⑶验算带速度V,按[4]40式(873)验算带的速度y=万。_3.14X125X144°=94°m/-60x1000- 60x1000一,八V5m/s<v<30m/s,故带速合适。⑷初定中心距带轮的中心距,通常根据机床的总体布局初步选定,一般可在下列范围内选取:根据【4】/2经验公式(8-20)0.7(O[+D2)<A^<2(0]+02)(6-2)即308〃[〃[<A0<880mm,取ん=600mm.⑸三角带的计算基准长度ム由【41公式(8-22)计算带轮的基准长度ム)=2ム+ +.)+色/'，(6-3)"=2x800+—x(125+315)+⑶5T25)=2302.08,〃,”0 2 4x800由【4】正如表8-2,圆整到标准的计算长度L=2273mm⑹验算三角带的挠曲次数“=1°1==10.314407%,符合要求。⑺确定实际中心距A按[4]几8公式(8-23)计算实际中心距A=An+=800-14.5=785.5mm° 2⑻验算小带轮包角a,根据【4】ん8公式(8-25)a,«180°一一L_Lx57.30=166.14°>120°.故主动轮上包角合适。A⑼确定三角带根数Z根据【4】48式（8-26）得z= - (6-4)Po+AP<AA查表【4】ん3表8-4d由i=2.6和〃[=1440r/min得如。=0.15KW,査表【4】表8-5,し=0.96;查表【4】表8-2,长度系数ん=1.06=2.87 6.05

(1.92+=2.87.•.取Z=3根⑩计算预紧カ査[4I表8-3,q=0.lkg/m由[4I式(8-27)F.=500厶(—‘一"%)+qv2

vZka(6-5)其中: 「0“ー带的变速功率,KW；vー带速,m/s；qー每米带的质量,kg/m:取q=0.lkg/m。v=9.42m/s〇F.}=500x-605-x(25ー。96)+〇lx9422=180.76N9.42x3 0.96(11)、计算作用在轴上的压轴カFq®2ZF0sin®2x3x180.76xsin166214=1066.61N査表【4】ム2表8-4a由Z)]=125mm和〃i=1440r/min得Po=1.92KW6.2传动轴的直径估算传动轴除应满足强度要求外,还应满足刚度的要求,强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高,不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾,除了载荷很大的情况外,可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此,必须保证传动轴有足够的刚度。6.2.I确定各轴转速⑴、确定主轴计算转速:计算转速勺是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可以从转速图上,按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。根据【1】表3T0,主轴的计算转速为--1 --Iny=nmin¢>3=25x1.413=71r/min（2）、各变速轴的计算转速:①轴HI的计算转速可从主轴71r/min按86/22的变速副找上去,轴0的计算转速〃バ为10017min；②轴II的计算转速nj2为280r/min；③轴I的计算转速〃ガ为56017min。（3）、各齿轮的计算转速各变速组内一般只计算组内最小齿轮，也是最薄弱的齿轮,故也只需确定最小齿轮的计算转速。①变速组c中,22/86只需计算z=22的齿轮,计算转速为280r/min；②变速组b计算z=23的齿轮,计算转速为280r/min；③变速组a应计算z=28的齿轮，计算转速为56017min。（4）、核算主轴转速误差n.;）.=1440x^126/^328x42/42x44/44x72/36=1106.3r/min=1120r/min...（〃实ー〃林）X100%=⑴063Tl20）X100%=1.22%<5%〃杯 H20所以合适。6.2.2传动轴直径的估算:确定各轴最小直径根据【5】公式（7-1）,d>914 ,并查【5】表7-13得至!］レ］取1。マ〃M(1)I轴的直径:取ク।=0.96,〃リ=560r/min⑵II轴的直径：取%=小x0.98x0.99x0.99=0.922,〃バ=280/7min⑶III轴的直径:取ワ3=ク2x0.98x0.99=0.89,〃ア=100r/min其中:Pー电动机额定功率（kW）；クー从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积;〃广该传动轴的计算转速（r/min）：レH专动轴允许的扭转角（o1m）〇当轴上有键槽时,d值应相应增大4〜5%;当轴为花键轴时,可将估算的d值减小7%为花键轴的小径;空心轴时,d需乘以计算系数b,b值见【5】表7-12。I和IV为由键槽并且轴!V为空心轴，II和III为花键轴。根据以上原则各轴的直径取值：4=30〃n〃,品和在后文给定,I轴采用光轴,n轴和ni轴因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴。因为矩形花键定心精度高,定心稳定性好,能用磨削的方法消除热处理变形,定心直径尺寸公差和位置公差都能获得较高的精度，故我采用矩形花键连接。按GB/T1144-1987规定,矩形花键的定心方式为小径定心。查【15】表5-3-30的矩形花

键的基本尺寸系列,n轴花键轴的规格NxdxOxB为8x36x42x7;山轴花键轴的规格NxdxOx8为8x42x48x8〇⑷各轴间的中心距的确定:(zt(zt+z2)m(28+56)x4=168(zwn)；(23+(23+65)x5=220(mm)；(22+(22+86)x52cos15.42°=280.082(nwi)；2.3键的选择查（4I表6-1选择轴I上的键,根据轴的直径">44〜50,键的尺寸选择键宽bx键高/J取14x9,键的长度L取63。选择轴III上的键,根据轴的直径d>50〜58,键的尺寸选择键宽わx键高力取16x10,间的长度L取80。主轴处键的选择同上，键的尺寸为键宽bx键高人取22x14,键的长度L取100。6.3传动轴的校核需要验算传动轴薄弱环节处的倾角荷挠度。验算倾角时,若支撑类型相同则只需验算支反カ最大支撑处倾角;当此倾角小于安装齿轮处规定的许用值时,则齿轮处倾角不必验算。验算挠度时,要求验算受力最大的齿轮处,但通常可验算传动轴中点处挠度（误差く%3）.当轴的各段直径相差不大，计算精度要求不高时,可看做等直径,采用平均直径4进行计算,计算花键轴传动轴一般只验算弯曲刚度,花键轴还应进行键侧挤压验算。弯曲刚度验算;的刚度时可采用平均直径4或当量直径ム。一般将轴化为集中载荷下的简支梁,其挠度和倾角计算公式见【5】表7-15.分别求出各载荷作用下所产生的挠度和倾角,然后叠加,注意方向符号，在同一平面上进行代数叠加,不在同一平面上进行向量叠加。

6.3.1传动轴的校核(DI轴的校核:通过受力分析,在ー轴的三对啮合齿轮副中,中间的两对齿轮对I轴中点处的挠度影响最大，所以,选择中间齿轮啮合来进行校核T=9.55xl06xP/n=9.55xl06x5.5x0.96/=90^-m工=2x774=2x90/(112x10-3)=]607.1N最大挠度:Fxh(3Z2-4パ)0max- 48£71607,1x115x(3x2662-4x1152)x(1Q-3)448x210xl09x%x30“入(10ー3)4=73.53x1〇一シ初”式中;E一材料弹性模量;E=2.1xlO9MPa;,时的,就4 3.14x30",2… 4/ー轴的:/= = =39740.6/Wガ;64 64查【1】表3-12许用挠度レ]=0.03x4=0.12mm;。〈ト1所以合格。(2)II轴、III轴的校核同上。6.3.2键的校核键和轴的材料都是钢,由【4】表6-2查的许用挤压应カ匕ノ=10〇〜120Mpa,取其中间值,[b"=110MPa。键的工作长度，=ムーわ=63〃加一14nnn=49mm,键与轮殼键槽的接触高度ん=0.5/?=0.5x9mm=4.5加加。由【4】式(6T)可得2Txi〇3册2Txi〇3册—kid2x400xl034.5x49x46MPa=78.87MPa<[ct;,1=1lOMPa式中:T-传递的转矩,N•m;kー键与轮毂键槽的接触高度,A=0.5〃,此处ル为键的高度,W〃/ー键的工作长度,，〃T〃,圆头平键，=丄ーんん为键的公称长度,Z〃，〃,わ为键的宽度,/〃，〃;dー键的直径,ノ〃7〃;［bp］ー键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应カ,MPa,键14】表6-2；可见连接的挤压强度足够了,键的标记为:键14x63G8/T1096-20036.4各变速组齿轮模数的确定和校核6.4.1齿轮模数的确定齿轮模数的估算。通常同一变速组内的齿轮取相同的模数,如齿轮材料相同时,选择负荷最重的小齿轮,根据齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条件按【5】表7T7进行估算模数，〃“和，》尸,并按其中较大者选取相近的标准模数，为简化工艺变速传动系统内各变速组的齿轮模数最好一样，通常不超过2〜3种模数。先计算最小齿数齿轮的模数,齿轮选用直齿圆柱齿轮及斜齿轮传动,查【4】表10-8齿轮精度选用7级段,再由【4】表10-1选择小齿轮材料为40c,（调质）,硬度为280HBS：根据【5】表7-17；有公式:齿面接触疲劳强度:mH>16020,1长尸（ム+?― （6-6）］弘〃ノZP/"齿轮弯曲疲劳强度:mF>4303——— （6-7）V屮””へ⑴a变速组：分别计算各齿轮模数，先计算最小齿数28的齿轮。①齿面接触疲劳强度（6-6）其中: 〃-公比:〃=2：P-齿轮传递的名义功率;P=0.96x5.5=5.28KW；夕”,ー齿宽系数/=b/，〃=5-10；

び场ー齿轮许允接触应カ0"〃0=0.9%.，外.由【5】图7-6按MQ线查取;〃厂计算齿轮计算转速;Kー载荷系数取1.2〇0"“.=650MPa,(yHP=650MPax0.9=585MPa>16020?=3.19机机 1,2x5.28x3_

8x282x2x585>16020?=3.19机机根据【6】表10-4将齿轮模数圆整为4mm〇②齿轮弯曲疲劳强度（6-7）其中:Pー齿轮传递的名义功率;P=0.96x5.5=5.28KW；夕,"ー齿宽系数（pm-blm=5-10；O>pー齿轮许允齿根应カ=1.4（TFUm，°71im由【5】图7-11按MQ线查取;〃广计算齿轮计算转速;Kー载荷系数取1.2〇*=300MP。，，crFP=300MPaxl.4=420MPamFi>mFi>43031.2x5.288x560x28x420=2.12mm根据【6】表10-4将齿轮模数圆整为2.5mm〇*/mHi>%］所以叫=4mm于是变速组a的齿轮模数取m=4mm,b=32mm〇轴I上主动轮齿轮的直径:da}=4x28=112mm；du2=4x35=140mm；da3=4x42=168mm〇轴!I上三联从动轮齿轮的直径分别为:

daX=4x56=224mm；da2=4x49=196mm；da3=4x42=16Smm（2）b变速组:确定轴n上另两联齿轮的模数,先计算最小齿数23的齿轮。①齿面接触疲劳强度（6-6）其中: 〃ー公比:〃=2.8；Pー齿轮传递的名义功率;P=0.922x5.5=5.071KW；夕,“ー齿宽系数シ,“=b/m=5-10；びめー齿轮许允接触应カ＜rHP=0.9o-Hlim,分.由【5】图7-6按MQ线査取;〃广计算齿轮计算转速;Kー载荷系数取1.2〇uni,m=650MPa,二(yHP=650Mpax0.9=5S5MPa••mH2>160203 ••mH2>1602038x232x2.8x5852x280根据【6】表10-4将齿轮模数圆整为5mm〇②齿轮弯曲疲劳强度（6-7）其中:Pー齿轮传递的名义功率;P=0.922x5.5=5.071KW；W,”ー齿宽系数タm=b/m=5-10；びド户-齿轮许允齿根应カび。=1.4叫而,。.由［5】图7T1按MQ线査取；〃厂计算齿轮计算转速;Kー载荷系数取1.2。叫e=300Mpa,*=300Mpaxl.4=420MpamF21.2x5.071>4303mF21.2x5.071>4303\8x280x23x420=2.82/nm根据【6】表10-4将齿轮模数圆整为3mm〇tnH2>mF2所以か2=5mm于是变速组b的齿轮模数取m=5mm,b=40mm〇轴H上主动轮齿轮的直径:dhl=5x23=115mm；db2=5x44=220mm〇轴HI上双联从动轮齿轮的直径分别为:dh]=5x64=320mm；dh2=5x44=220mm〇⑶c变速组:为了使传动平稳,所以使用斜齿轮,取切“=5m切,螺旋角タ=14。。计算中心距a,a=亿+Z2)〃，“=巴86)x5=278.35(,〃か)2cosA2xcos14"ュ圆整为280mmo修正螺旋角月,P=arccos(4+Z2)x5_arccos(22+86)x5=15.422x280 2x280因£值改变不多,所以参数4,Kp,Z”等值不必修正。所以轴III上两联动主动轮齿轮的直径分别为:22x5cos15.42°72x522x5cos15.42°=114.11mm;くつ= =373.44m〃2cosl5.42°轴IV上两从动轮齿轮的直径分别为:,• 86x5 “"ハ, »• 36x5 ”””dハ= =446.06〃〃刀"〃〃;d门= =186.72"〃〃。cos15.42" cos15.42°⑷标准齿轮参数:a=20度,h*a=l,c*=0.25从【7】表5-1查得以下公式齿顶圆直径da=(zf+2!ia)m；齿根圆直径《=(z)-2h*-2c*)m；分度圆直径d=mzi齿顶高ha=h*am；齿根高hf=(h*a+c*)m；齿轮的具体值见表

表6.1齿轮尺寸表(单位:mm)齿轮齿数Z模数m//m〃分度圆直径d齿顶圆直径da齿根圆直径カ齿顶高ル齿根高hfL284112120102452.354140148130453.424168176158454.564224232214455.494196204186456.424168176158457.235115125102.556.258.445220230207.556.259.655325335312.556.2510.445220230207.556.2511.225114.12124.5101.165.196.4812.725373.44383.82360.485.196.4813.865446.06456.44433.15.196.4814.365186.72197.1173.765.196.48齿宽的确定由公式人=ジ,“皿丹=5〜10) (6-8)得:!轴主动轮齿轮仇=8x4=32mm；(2)II轴主动轮齿轮レn=8x5=40mm；⑶III轴主动轮齿轮%=40mm；一般一对啮合齿轮,为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷,设计上,应主动轮比从动轮齿宽大（5〜10mm）。所以:ム=シ2=d=32m〃7,シ4=シ5=み6=24机机,ル=为=40〃〃%,b9=4〇=32mm,仄]=ム2=40〃!〃!9b]3=I4=32mm〇齿轮结构的设计通过齿轮传动强度的计算,只能确定出齿轮的主要尺寸,如齿数、模数、齿宽、螺旋角、分度圆直径等,而齿圈、轮辐、轮毂等的结构形式及尺寸大小,通常都由结构设计而定。当齿顶圆直径4V160〃〃〃时,可以做成实心式结构的齿轮。当160〃/〃7エ44500〃1机时,可做成腹板式结构,再考虑到加工问题,现决定把齿轮9、12和13做成腹板式结构。其余做成实心结构。根据[4】图10-39（a）齿轮9、12和13结构尺寸计算如下:⑴齿轮9结构尺寸计算&x1.6d=1.6x58=92.8〃?〃?，4取94〃?〃?；t=3x5=15mm；=df-2t=312.5-2x15=282.5〃?〃?,R取284〃?〃i；Do=0.5（0]+4）=0.5（284+94）=189〃?〃?；%=0.25（R-4）=0.25x（284-94）=47.5〃?〃?,取48〃?〃?；B=32mm；C»（0.2〜0.3）B=（6.4〜9.6）〃?〃?,C取10〃?〃?〇⑵齿轮12结构尺寸计算d｝工1.61=1.6x58=92.8〃?〃?，4取94〃?〃?；1=3x5=15mm；0,=スー2f=360.48-2x15=330.48〃?〃?,鼻取332〃?〃?；D0=0.5（B+4）=0.5（332+94