分级变速主传动系统设计（6级变速）及分级变速主传动系统设计（7级变速）

哈尔滨工业大学工学硕士学位论文-PAGEII--哈尔滨理工大学课程设计题目：机械系统设计课程设计院系：机械设计制造及其自动化班级：姓名：学号：指导教师：分级变速主传动系统设计摘要《机械系统设计》课程设计内容有理论分析与设计计算，图样技术设计和技术文件编制三部分组成。1、理论分析与设计计算：（1）机械系统的方案设计。设计方案的分析，最佳功能原理方案的确定。（2）根据总体设计参数，进行传动系统运动设计和计算。（3）根据设计方案和零部件选择情况，进行有关动力计算与校核。2、图样技术设计：（1）选择系统中的主要组件。（2）图样的设计与绘制。3、编制技术文件：（1）对于课程设计内容进行自我技术经济评价。（2）编制设计计算说明书。关键词分级变速；传动系统设计,传动副，结构网，结构式，齿轮模数，传动比，计算转速目录一、绪论41.1课程设计目的41.2课程设计内容41.3课程设计题目，主要技术参数和技术要求4二、运动设计62.1运动参数及转数图的确定62.2核算主轴转数误差8三、动力计算103.1.带传动设计103.2.计算转速的计算113.3.齿轮模数计算及验算113.4.传动轴最小轴颈的初定133.5.主轴合理跨距的计算14四、主要零部件的校核164.1齿轮强度、刚度校核164.2轴的刚度校核164.3轴承寿命校核17总结19参考文献19一、绪论1.1课程设计的目的《机械系统设计》课程设计是在学完本课程后，进行一次学习设计的综合性练习。通过课程设计，使学生能够运用所学过的基础课、技术基础课和专业课的有关理论知识，及生产实习等实践技能，达到巩固、加深和拓展所学知识的目的。通过课程设计，分析比较机械系统中的某些典型机构，进行选择和改进；结合结构设计，进行设计计算并编写技术文件；完成系统主传动设计，达到学习设计步骤和方法的目的。通过设计，掌握查阅相关工程设计手册、设计标准和资料的方法，达到积累设计知识和设计技巧，提高学生设计能力的目的。通过设计，使学生获得机械系统基本设计技能的训练，提高分析和解决工程技术问题的能力，并为进行机械系统设计创造一定的条件。1.2课程设计的内容《机械系统设计》课程设计内容由理论分析与设计计算、图样技术设计和技术文件编制三部分组成。1.2.1理论分析与设计计算：（1）机械系统的方案设计。设计方案的分析，最佳功能原理方案的确定。（2）根据总体设计参数，进行传动系统运动设计和计算。（3）根据设计方案和零部件选择情况，进行有关动力计算和校核。1.2.2图样技术设计：（1）选择系统中的主要机件。（2）工程技术图样的设计与绘制。1.2.3编制技术文件：（1）对于课程设计内容进行自我经济技术评价。编制设计计算说明书。1.3课程设计题目、主要技术参数和技术要求1.3.1课程设计题目和主要技术参数题目：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=71r/min；Nmax=710r/min；Z=6级；公比为1.58；电动机功率P=4KW；电机转速n=1440r/min（1）利用电动机完成换向和制动。（2）各滑移齿轮块采用单独操纵机构。（3）进给传动系统采用单独电动机驱动。第二章运动设计2.1运动参数及转速图的确定2.1.1．转速范围Rn==710/71=102.1.2．转速数列查[1]表2.12，首先找到71r/min、然后每隔7个数取一个值，得出主轴的转速数列为71r/min、112r/min、180r/min、180r/min、280r/min、450r/min，710r/min共6级。2.1.3．定传动组数对于Z=6，可分解为：6=3×2。2.1.4．写传动结构式根据“前多后少”,“先降后升”,前密后疏,结构紧凑的原则,选取传动方案Z=12=31×23。写传动结构式：主轴转速级数Z=6.结构式6=31×23画结构网：2.1.5．画转速图选择电动机：采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机绘制转速图。转速图：传动系统图：2.2核算主轴转数误差实际传动比所造成主轴转速误差，其中为实际转速，n为标准转速。n=710r/min:n´=710×(126/256)×(44/44)×（60/600=708.25r/minδ=|(708.25-710)/710|=0.176%<5.8%%因此满足要求。各级转速误差n710450280180112误差0.176%0.833%0.446%1.56%0.39%第三章运动计算3.1带传动设计3.1.1直径计算小带轮直径选取d=112--140初取小带轮直径d取d=125mm大带轮直径D：D==125×1440/710=254mm取D=254mm3.1.2计算带长初定中心距0.7(d1+d2)~a0~2(d1+d2)256.3~a0~758a0取600mm.计算基准长度Ld0=2a0+/2(d1+d2)+2(d2-d1)/4a0=1809mm由表3.2得Ld=1800mm初取中心距取a=600mma=a0+(Ld+Ld0)=600+(1800-1809)/2=591mm3.13计算齿轮齿数（1）查机械系统设计书表3-1基本组齿数：基本组：Z1=25，Z1′=63Z2=44，Z2′=44Z3=34，Z3′=54扩大组：Z4=60，Z4′=60Z5=24，Z5′=913.2计算转速的计算（1）执行轴的计算转数：＝112.18r/min取112r/minI轴：计算转数=710r/min，II轴：计算转数=280r/min，（2）最小齿轮的计算转速如下:N25=710,N24=355,选用齿轮精度为7级精度.3.3.齿轮模数计算及验算（1）计算齿轮模数45钢，整体淬火，[σj]=585MPa；按简化的接触疲劳强度公式计算mmj=16338EQ\R(3,EQ\F((u±1)Nd,ψmZ12u[σj]2nj))mmmj——按接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm）；Nd——驱动电动机功率（kw）；nj——被计算齿轮的计算转速（r/min）①u=63/25=3.96;nj=710r/minmj=16338EQ\R(3,EQ\F((3.96＋1)×4,8×232×3.96×[585]2×710))=2.7mm，取m1=3mm②u=79/20=3.95;nj=355r/minmj=16338EQ\R(3,EQ\F((3.95＋1)×4,8×202×3.95×[585]2×355))=3.83mm，取m2=4mm;（2）计算齿轮分度圆及尺宽d1=m1z1=3×25=75mm d1′=m1z1′=3×63=189mm d2=m1z2=3×44=132mm d2′=m1z2′=3×44=132mm d3=m1z3=3×34=103mm d3′=m1z3′=3×54=162mm d4=m2z4=4×60=240mm d4′=m2z4′=4×60=240mm d5=m2z5=4×24=96mm d5′=m2z5′=4×96=384mm B1、2、3=ψmm=8x3=24mm；B4、5=ψmm=8x4=32mm；表3-3基本组齿轮几何尺寸齿轮齿数分度圆直径齿宽Z257524Z6318924Z4413224Z4413224Z3410324Z5416224表3-4扩大组齿轮几何尺寸齿轮ZZZZ齿数60602496分度圆直径24024096384齿宽32323232带轮设计计算公式：Ld0≈2a0+π(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4a0（1）确定计算功率:P=4kw,K为工作情况系数，查表取K=1.1，pd=kAP=1.1x4=4.4kw（2）选择V带的型号:根据pd,n1=1440r/min查表选择A型V带d1=90mm（3）确定带轮直径d1,d2小带轮直径d1=90mm验算带速v=πd1n1/(60x1000)=πx90x1440/(60x1000)=6.78m/s动轮直径d2=n1d1/n2=1440x90/710=182.5mm取d2=180mm计算实际传动比i=d2/d1=180/90=2相对误差:︱（i0-i）/i0︱=︱(2.03-2)/2︱=1.5%<5%合格（4）定中心矩a和基准带长Ld[1]初定中心距a00.7(d1+d2)a02(d1+d2))189a0540取ao300mm[2]带的计算基准长度Ld0≈2x300+π(90+180)/2+(180-90)2/（4x300）≈1030mm查[1]表3.2取Ld0=1000mm[3]计算实际中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=300+(1000-1030)/2=285mm[4]确定中心距调整范围amax=a+0.03Ld=300+0.03x1000=315mmamin=a-0.015Ld=300+0.015x1000=270mm（5）验算包角:1=180°-（d2-d1）x57.30/a=180°-(180-90)x57.30/300=161.9>120所以合格（6）确定V带根数：确定额定功率：P0由查表并用线性插值得P01.07kw查表得功率增量ΔP0=0.17kw查表得包角系数K=0.95查表得长度系数Kl=0.89确定带根数：ZPd/(P0+ΔP0)KKl=4.4/[(1.07+0.17)x0.95x0.89]=4.19取Z=53.4.传动轴最小轴颈的初定（1）传动轴轴径初定Ⅰ轴：P=4kw×0.96=3.84kw,n=710r/min,=0.8带入公式：=26.36mm,圆整取d=28mmⅡ轴：p=3.84kw×0.97=3.73,n=280r/min,=0.8=33.26mm,圆整取d=35mm（2）主轴轴颈直径确定：查表4-9,按差值法选择主轴前端直径D1=90mm,后端直径D2=0.8×90mm=72mm材料：45钢。热处理：调质主轴悬伸量：a/D=1.25~2.5D=(D1+D2)/2=81mma=(1.25~2.5)D1=(1.25~2.5)×90=112.5~225mm取a=120mm3.5.主轴合理跨距的计算设机床最大加工回转直径为φ=400mm,电动机功率P=4kw，主轴计算转速为n=112r/min 已选定的前后轴径为：d1=90mm，d2=72mm定悬伸量a=120mm，主轴孔径为30mm。轴承刚度，主轴最大输出转矩：T=9550=9550×3.62÷112=308.66N.m设该车床的最大加工直径为400mm。床身上最常用的最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的50%，这里取60%，即240mm，故半径为0.12m；切削力（沿y轴）Fc=308.66/0.12=2572.16N背向力（沿x轴）Fp=0.5Fc=1236.08N总作用力F==2853.75N此力作用于工件上，主轴端受力为F=2853.75N。先假设l/a=1.2，l=1.2a=144mm。前后支承反力RA和RB分别为RA=F×=2853.75×=6561.5NRB=F×=3579×=2982.5N根据《机械系统设计》得：Kr=3.39得前支承的刚度：KA=2052.26N/；KB=1667.45N/；≈1.23主轴的当量外径de=(60+48)/2=54mm，故惯性矩为I=384.7×10-8m4 η===0.123查《机械系统设计》图得=1.2，与原假设接近，所以最佳跨距=100×1.2=120mm合理跨距为（0.75-1.5），取合理跨距l=180mm。主要零部件选择1电动机的选取转速n=1440r/min，功率P=4KW，选用Y系列三相异步电动机。2轴承的选择（1）执行轴轴承的选择：考虑到结构简单，精度不高，采用推力轴承配置在后支撑两侧的配置形式，前支撑用双列圆柱滚子轴承，后支撑用圆锥滚子轴承与推力球轴承配合，使结构调整方便。前端双列圆柱滚子轴承NN3013K,后端32208，51209各一个（2）传动轴轴承的选择：I轴：与带轮靠近段安装深沟球轴承代号6208，另一边安装深沟球轴承代号6207。Ⅱ轴：深沟球轴承代号6208，62083键的选取I轴：安装带轮处选平键：键8×63；安装齿轮处选择花键：8х32х36х6Ⅱ轴：花键：8×42×46×8执行轴（Ⅲ轴）：安装齿轮选择平键：键16×200四、主要零部件的校核4.1齿轮强度、刚度校核接触应力验算：接触应力验算公式为：σH=ZEZHZεEQ\R(,EQ\F(2KT1,bd12)EQ\F((u±1),u))≤[σH]基本组各数据查表计算：ZЕ=189.8，ZН=2.5，Zε=0.77，εα=1.7K=KАKνKαKβ=1.21T1=9.55х1000000х4/710=53800N·mm因此：бН=269.46MPa≤585MPa满足接触应力条件同理：第一扩大组各数据查表计算：ZЕ=189.8，ZН=2.5，Zε=0.77，εα=1.7，K=KАKνKαKβ=1.21T2=193600N·mm因此：бН=554.23MPa≤585MPa，满足接触应力条件。齿轮的弯曲疲劳强度校核：弯曲应力验算公式为基本组各数据查表：T1=53800N·mm，K=K=KАKνKαKβ=1.21,μ=76/23=3.3，Фd=b/d=24/69=0.35，Z1=23，YFa1=0.416,Yε=0.69,YSa1=1.77查图5.23：YSa1=1.59，因此：бF1=11.89MPa≤[бF]=267.52MPa满足弯曲疲劳条件。同理：第一扩大组各数据查表得：T1=193600N·mm，K=K=KАKνKαKβ=1.21,μ=76/23=3.95，Фd=b/d=31.5/90=0.35，Z1=20，YFa1=0.395,Yε=0.69,YSa2=1.59因此：бF1=15.92MPa≤[бF]=344.86MPa满足弯曲疲劳条件。静强度校核：传动平稳，无严重过载，股不需要静强度校核。4.2轴的刚度校核（一）Ⅱ轴刚度校核（1）П轴挠度校核单一载荷下，轴中心处的挠度采用文献【5】中的公式计算：:L两支承的跨距；D轴的平均直径；X=/L；齿轮工作位置处距较近支承点的距离；N轴传递的全功率；校核合成挠度输入扭距齿轮挠度；输出扭距齿轮挠度；被演算轴与前后轴连心线夹角；=144°啮合角=20°，齿面摩擦角=5.72°。代入数据计算得：=0.025；=0.082；=0.130；=0.206；=0.098；=0.045。合成挠度=0.247查文献6，带齿轮轴的许用挠度=5/10000*L即=0.268。因合成挠度小于许用挠度，故轴的挠度满足要求。（2）П轴扭转角的校核传动轴在支承点A，B处的倾角可按下式近似计算：将上式计算的结果代入得：由文献6，查得支承处的=0.001因〈0.001，故轴的转角也满足要求。4.3轴承寿命校核由П轴最小轴径可取轴承为6208深沟球轴承,ε=3；P=XFr+YFa，X=1，Y=0。对Ⅱ轴受力分析得：前支承的径向力Fr=2786.38N。由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命[L10h]=15000hL10h=×=×=50739.55h≥[L10h]=15000h轴承寿命满足要求。（三）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）密封圈——加密封装置防止油外流。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。总结1、本次课程设计是针对《机械系统设计》专业课程基础知识的一次综合应用设计，设计过程应用了《机械制图》、《机械原理》、《工程力学》等。2、本次课程设计充分应用了以前所学习的知识，并应用这些知识来分析和解决实际问题。3、本次课程设计进一步掌握了一般设计的设计思路和设计切入点，同时对机械部件的传动设计和动力计算也提高了应用各种资料和实际动手的能力。4、本次课程设计进一步规范了制图要求，掌握了机械设计的基本技能。5、经过了两周的课程设计，使我们对课本的知识有了更深一步的了解，以前不懂的知识也在这次课程设计中加深了巩固。尤其对分级变速主传动系统的一系列设计过程有很深的感触。一步一步的进行设计，其中遇到了很多困难，但经过努力都一点点的解决了，通过这次的设计不仅锻炼了自己的能力，也为以后的工作打下了基础。参考文献【1】、段铁群主编《机械系统设计》科学出版社第一版【2】、于惠力主编《机械设计》科学出版社第一版【3】、赵九江主编《材料力学》哈尔滨工业大学出版社第一版【4】、于惠力主编《机械设计课程设计》科学出版社哈尔滨理工大学课程设计题目：分级变速主传动系统设计学院：机械动力工程学院姓名：指导教师：系主任：PAGEII--目录第一章运动计算1.1课程设计的目的1.2课程设计的内容1.3课程设计的题目，主要技术参数和技术要求1.4运动参数及转速图的确定1.5核算主轴转速误差第二章动力计算2.1带传动设计2.2计算转速的计算2.3齿轮模数计算及验算2.4传动轴最小轴径初定2.5执行轴合理跨距计算第三章主要部件的校核3.1主轴强度，刚度校核3.2传动轴刚度校核3.3轴承寿命校核第四章总结第五章参考文献运动计算课程设计的目的《机械系统设计》课程设计是在学完本课程后，进行一次学习设计的综合性练习。通过课程设计，使学生能够运用所学过的基础课、技术基础课和专业课的有关理论知识，及生产实习等实践技能，达到巩固、加深和拓展所学知识的目的。通过课程设计，分析比较机械系统中的某些典型机构，进行选择和改进；结合结构设计，进行设计计算并编写技术文件；完成系统主传动设计，达到学习设计步骤和方法的目的。通过设计，掌握查阅相关工程设计手册、设计标准和资料的方法，达到积累设计知识和设计技巧，提高学生设计能力的目的。通过设计，使学生获得机械系统基本设计技能的训练，提高分析和解决工程技术问题的能力，并为进行机械系统设计创造一定的条件。课程设计的内容《机械系统设计》课程设计内容由理论分析与设计计算、图样技术设计和技术文件编制三部分组成。1.2.1理论分析与设计计算：（1）机械系统的方案设计。设计方案的分析，最佳功能原理方案的确定。（2）根据总体设计参数，进行传动系统运动设计和计算。（3）根据设计方案和零部件选择情况，进行有关动力计算和校核。1.2.2图样技术设计：（1）选择系统中的主要机件。（2）工程技术图样的设计与绘制。1.2.3编制技术文件：（1）对于课程设计内容进行自我经济技术评价。（2）编制设计计算说明书。课程设计题目、主要技术参数和技术要求1.3.1课程设计题目和主要技术参数题目：分级变速主传动系统设计技术参数：Nmin=75r/min；Nmax=600r/min；Z=7级；公比为1.41；电动机功率P=4KW；电机转速n=1440r/min1.3.2技术要求：（1）利用电动机完成换向和制动。（2）各滑移齿轮块采用单独操纵机构。（3）进给传动系统采用单独电动机驱动。运动参数及转速图的确定（1）转速范围。Rn==600/75=8（2）转速数列。查[1]表2.12，首先找到75r/min、然后每隔5个数取一个值，得出主轴的转速数列为75r/min、106r/min、150r/min、212r/min、300r/min、425r/min，600r/min共7级。（3）定传动组数。对于Z=7可分解为：7=2×2×2。（4）写传动结构式。根据“前多后少”,“先降后升”,前密后疏,结构紧凑的原则,选取传动方案Z=7=21×22×23。（5）画转速图。转速图如下图2-2。图2-2系统转速图（6）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数，画主传动系统图如图2-3：图2-3主传动系统图（7）齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等，据设计要求Zmin≥22~24,齿数和Sz≤100～120，由【1】表4.1，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，(1)、齿数计算基本组传动比分别为1/1、1/1.41Sz=58、75、84、87、96……取Sz=58,小齿轮齿数分别为:29,24Z1/Z1’=29/29,Z2/Z2’=24/34第二扩大组传动比分别为1/1、1/2Sz=66、72、78、84、90、96……取Sz=84,小齿轮齿数:42,28Z3/Z3’=42/42，Z4/Z4’=28/56第三扩大组传动比分别为1、1/2.8Sz=84、88、92、114取Sz=114,小齿轮齿数:57,30Z5/Z5’=57/57，Z6/Z6’=30/84扩大组基本组第一扩大组第二扩大组齿轮Z1Z1’Z2Z2’Z3Z3’Z4Z4’Z5Z5’Z6Z6’齿数292924344242285657573084核算主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过±10(-1)％,即〈10(-1)％n60042530021215010675n’61443031021215210775.5误差值2.8%1.4%2.8%01．6%0.7%0.8%以上误差值均小于4.1%故合格.动力计算带传动设计1)确定计算功率Pd带式输送载荷变动小，查（机械设计）表3.5得工况系数K=1.1Pd=KP=1.1×4=4.4KW2)选取V带型号根据Pd，n1参考图3.16及表3.3选带型及小带轮直径，选择A型V带，d1=125mm。3）确定带轮直径d1，d2（1）选小带轮直径d1参考图3.16及表3.3选d1=125mm（2）验算带速vv==9.4m/s(3)确定从动轮基准直径d2d2=n1n2按表3.3取标准值d2（4）计算实际传动比i当忽略滑动率时：i=d2/d（5）验算传动比相对误差：题目理论传动比：i0=n1/传动比相对误差：i04)定中心距a和基准带长Ld（1）初定中心距a0.7298mm≤初定a（2）计算带的计算基准长度LL求得Ld0=查表3.2取标准值Ld=250（3）计算实际中心距aa≈求得：a=550（4）确定中心距调整范围aa得;amax5）验算包角aa求得：a1=167.56）确定V带根数z（1）确定额定功率P由d1及n1（2）确定各修正系数功率增量∆P0包角系数Ka：查表3.8得长度系数KL:查表3.9得（3）确定V带根数zz≥求得：z≥1.79、取z=2根7）确定单根V带初拉力F查表3.1得:单位长度质量q=0.1根据公式：F得：F8）计算压轴力F求得：F9)带轮结构设计（1）小带轮d1（2）大带轮d2计算转速的计算（1）主轴的计算转速nj，由公式n=n得，主轴的计算转速nj=125r/min。（2）确定各传动轴的计算转速。Ⅲ轴共有4级转速：212r/min、300r/min、425r/min、600r/min。若经传动组中的传动副46：46，得到的转速均不低于主轴的计算转速，故其计算转速nⅡj=180r/min；同理可得Ⅰ轴、Ⅱ轴的计算转速。轴号Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴主轴计算转速r/min600425212150表3.1各轴计算转速（3）确定齿轮副的计算转速。齿轮Z5’装在主轴上并具有150-600r/min共4级转速，均可传递传递全功率，故Zj=150齿轮Z装在Ⅲ轴上，有150~600r/min共4级转速，经齿轮副Z/Z传动主轴，只有425r/min、600r/min可传递全功率，故Zj=425r/min。依次可以得出其余齿轮的计算转速，如表3-2。表3-2齿轮副计算转速序号ZZZZZn600600425425425齿轮模数计算及验算（1）模数计算。一般同一变速组内的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算，即mj=16338可得各组的模数，如表3-3所示。表3-3模数组号基本组第一扩大组第二扩大组模数mm4.544（2）基本组齿轮计算。基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1`Z2Z2`Z3Z3`齿数292924344242分度圆直径130.5130.5108153168168齿顶圆直径136.03136.02113158173173齿根圆直径126126104149164164齿宽22.522.520202020按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。计算如下：①齿面接触疲劳强度计算：接触应力验算公式为弯曲应力验算公式为：式中N传递的额定功率（kW），这里取N为电动机功率，N=3.5kW;计算转速（r/min）.=600（r/min）;m初算的齿轮模数（mm）,m=3.7（mm）;B齿宽（mm）;B=20（mm）;z小齿轮齿数；z=24;u小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2.0;寿命系数；=工作期限系数；T齿轮工作期限，这里取T=15000h.;齿轮的最低转速（r/min）,=500（r/min）基准循环次数，接触载荷取=，弯曲载荷取=m疲劳曲线指数，接触载荷取m=3；弯曲载荷取m=6;转速变化系数，查【5】2上，取=0.60功率利用系数，查【5】2上，取=0.78材料强化系数，查【5】2上，=0.60工作状况系数，取=1.1动载荷系数，查【5】2上，取=1齿向载荷分布系数，查【5】2上，=1Y齿形系数，查【5】2上，Y=0.386；许用接触应力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650Mpa；许用弯曲应力（MPa），查【4】，表4-7，取=275Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：==635Mpa=78Mpa（3）扩大组齿轮计算。扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z4Z4`Z5Z5`齿数42422856分度圆直径168168112224齿顶圆直径173173117229齿根圆直径164164108220齿宽20202020按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。同理根据基本组的计算，查文献【6】，可得=0.62，=0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3.5，=355；可求得：=574.35Mpa=650Mpa；=118.77Mpa=275Mpa。传动轴最小轴径的初定由【5】式6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算：d=1.64（mm）或d=91（mm）式中d传动轴直径（mm）Tn该轴传递的额定扭矩（N*mm）T=9550000；N该轴传递的功率（KW）该轴的计算转速该轴每米长度的允许扭转角，==。各轴最小轴径如表3-3。表3-3最小轴径轴号Ⅰ轴Ⅱ轴最小轴径mm3134主轴合理跨距的计算由于电动机功率P=５Kw，根据【1】表3.20，前轴径应为60~90mm。初步选取d1=80mm。后轴径的d2=（0.7~0.9）d1，取d2=60mm。根据设计方案，前轴承为NN3016K型，后轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量a=120mm，主轴孔径为30mm。轴承刚度，主轴最大输出转矩T=9550×=9550×=341.07N·m设该车床的最大加工直径为300mm。床身上最常用的最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的60%，即180mm，故半径为0.09m；切削力（沿y轴）Fc==3789.7N背向力（沿x轴）Fp=0.5Fc=1894.8N总作用力F==4237.0N此力作用于工件上，主轴端受力为F=4237.0N。先假设/a=2，=2a=240mm。前后支承反力RA和RB分别为RA=F×=4237×=6355.5NRB=F×=4237×=2118.5N根据文献【1】式3.7得：Kr=3.39得前、后支承的刚度：KA=1689.69N/；KB=785.57N/；求最佳跨距：==2.15主轴的当量外径de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为I==113.8×10-8m4 η===0.084查【1】图3-38得=1.7，与原假设接近，所以最佳跨距=120×1.7=204mm合理跨距为（0.75~1.5），取合理跨距l=250mm。根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径D=100mm，后轴径d=80mm。前轴承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用背对背安装的角接触球轴承。主要部件的校核主轴强度、刚度校核4.1.1（1）轴的受力分析1）求轴传递的转