【溫馨提示】 dwg后綴的文件為CAD圖，可編輯，無水印，高清圖，，壓縮包內(nèi)文檔可直接點開預覽，需要原稿請自助充值下載，請見壓縮包內(nèi)的文件，所見才能所得，下載可得到【資源目錄】下的所有文件哦--有疑問可咨詢QQ:1304139763 或 414951605
黑龍江大學
課程設計說明書
學院：機電工程學院
專業(yè)：機械設計制造及其自動化
課程名稱：專業(yè)方向課程設計
設計題目：普通車床主軸箱設計
姓名：
學號：
指導教師：
成績：
35
目 錄
目 錄 2
第1章 機床主要參數(shù)的確定 4
1.1車床主參數(shù)和基本參數(shù) 4
1.2 確定最高轉(zhuǎn)速 4
1.3 轉(zhuǎn)速數(shù)列 4
1.4確定結構式 4
1.5 確定結構網(wǎng) 5
1.6 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 7
1.7 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 8
第2章 動力計算 11
2.1 帶傳動設計 11
2.2計算設計功率Pd 11
2.3選擇帶型 12
2.4確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 13
2.5確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 14
2.6確定帶的根數(shù)z 15
2.7確定帶輪的結構和尺寸 15
2.8確定帶的張緊裝置 15
2.9計算壓軸力 15
2.10 計算轉(zhuǎn)速的計算 15
2.11齒輪的計算轉(zhuǎn)速 16
2.12 齒輪模數(shù)計算及驗算 16
2.13 傳動軸最小軸徑的初定 21
2.14 主軸的設計與計算 22
2.15 主軸材料與熱處理 25
第3章 主要零部件的選擇 25
3.1電動機的選擇 25
3.2 軸承的選擇 25
3.3 鍵的規(guī)格 25
3.4變速操縱機構的選擇 26
第4章 校核 27
4.1 軸的校核 27
4.2 軸承壽命校核 29
第5章 設計心得 32
結 論 33
參考文獻 34
致 謝 35
分級變速主傳動系統(tǒng)設計論文
第1章 機床主要參數(shù)的確定
1.1車床主參數(shù)和基本參數(shù)
車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：
工件最大回轉(zhuǎn)直徑
D(mm)
正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速
nmin( )
電機功率
N（kw）
變速級數(shù)Z
公比
400
28
4.5
12
1.41
1.2 確定最高轉(zhuǎn)速
根據(jù)【1】公式（3-2）因為已知 ，
，=1.41，Z=12
取標準數(shù)列數(shù)值，即 =1250r/min
1.3 轉(zhuǎn)速數(shù)列
查[1]表2.12，首先找到28r/min、然后每隔5個數(shù)取一個值（1.41=1.066），得出主軸的轉(zhuǎn)速數(shù)列為28，40，56，80，112，160，224，315，450，630，900，1250共12級。
1.4確定結構式
已知Z=x3b
a，b為正整數(shù)，即Z應可以分解為2和3的因子，以便用2、3聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速。
對于Z=12可以按照12=2×3×2傳動式有6種結構式和對應的結構網(wǎng)。分別為：
， ， ，
由于本次設計的機床I軸裝有摩擦離合器，在結構上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑。初選的方案。
從電動機到主軸主要為降速變速，若使變速副較多的變速組放在較接近電動機處可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，節(jié)省材料，也就是滿足變速副前多后少的原則，因此取12=2×3×2方案為好。
設計車床主變速傳動系時，為避免從動齒輪尺寸過大而增加箱體的徑向尺寸，在降速變速中，一般限制限制最小變速比 ；為避免擴大傳動誤差，減少震動噪聲，在升速時一般限制最大轉(zhuǎn)速比。斜齒圓柱齒輪傳動較平穩(wěn)，可取。因此在主變速鏈任一變速組的最大變速范圍。在設計時必須保證中間變速軸的變速范圍最小。
綜合上述可得：主傳動部件的運動參數(shù)
=28 Z=12 =1.41
1.5 確定結構網(wǎng)
12=2×3×2的傳動副組合，其傳動組的擴大順序又可以有6種形式：
1) 12=21×32×26 2) 12=21×34×22
3) 12=23×31×26 4) 12=26×31×23
5) 12=22×34×21 6) 12=26×32×21
根據(jù)級比指數(shù)分配要“前密后疏”的原則，應選用Z=××這一方案，然而對于我們所設計的結構將會出現(xiàn)兩個問題：
第一變速組采用降速傳動時，由于摩擦離合器徑向結構尺寸限制，使得Ⅰ軸上的齒輪直徑不能太小，Ⅱ軸上的齒輪則會成倍增大。這樣，不僅使Ⅰ-Ⅱ軸間中心距加大，而且Ⅰ-Ⅱ軸間的中心距也會輥大，從而使整個傳動系統(tǒng)結構尺寸增大。這種傳動不宜采用。
如果第一變速組采用升速傳動，則Ⅰ軸至主軸間的降速傳動只能同后兩個變速組承擔。為了避免出現(xiàn)降速比小于允許的杉限值，常常需要增加一個定比降速傳動組，使系統(tǒng)結構復雜。這種傳動也不是理想的。
如果采用Z=××這一方案則可解決上述存在的問題。
圖2.1結構網(wǎng)
傳動組的變速范圍的極限值
齒輪傳動最小傳動比Umin1/4,最大傳動比Umax,決定了一個傳動組的最大變速范圍rmax=umax/umin。
因此，要按照下表，淘汰傳動組變速范圍超過極限值的所有傳動方案。
極限傳動比及指數(shù)X,X,值為：
表2.1
公比
極限傳動比指數(shù)
1.41
X值：Umin==1/4
4
X,值：Umax=x, =2
2
(X+ X,)值：rmin=x+x｀=8
6
最大擴大組的選擇
正常連續(xù)的順序擴大組的傳動的傳動結構式為：
Z=Z1[1]Z2[Z1]Z3[Z1Z2]
最后擴大組的變速范圍
按照r原則，導出系統(tǒng)的最大級數(shù)Z和變速范圍Rn為：
表2.2
Z3
2
3
1.41
Z=12
Rn=44
Z=9
Rn=15.6
最后擴大組的傳動副數(shù)目Z3=2時的轉(zhuǎn)速范圍遠比Z3=3時大
因此，在機床設計中，因要求的R較大，最后擴大組應取2更為合適。
同時，最后傳動組與最后擴大組往往是一致的。安裝在主軸與主軸前一傳動軸的具有極限或接近傳動比的齒輪副承受最大扭距，在結構上可獲得較為滿意的處理，這也就是最后傳動組的傳動副經(jīng)常為2的另一原因。
1.6 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖
（1）選擇電動機：采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。
（2）繪制轉(zhuǎn)速圖
該車床主軸傳動系統(tǒng)共設有四個傳動組其中有一個是帶傳動。根據(jù)降速比分配應“前慢后快”的原則以及摩擦離合器的工作速度要求，確定各傳動組最小傳動比。
u總=/ =28/1440=1/51.4
分配總降速傳動比時，要考慮是否增加定比傳動副，以使轉(zhuǎn)速數(shù)列符合標準和有利于減小齒數(shù)和減小徑向與軸向尺寸，必須按“前慢后快”的原則給串聯(lián)的各變速器分配最小傳動比。
a 決定軸Ⅲ-Ⅳ的最小降速傳動比主軸上的齒輪希望大一些，能起到飛輪的作用，所以最后一個變速組的最小降速傳動比取極限1/4，公比ψ=1.41，1.414=4，因此從 Ⅳ軸的最下點向上4格，找到Ⅲ上對應的點，連接對應的兩點即為Ⅲ-Ⅳ軸的最小傳動比。
b 決定其余變速組的最小傳動比根據(jù)“前慢后快”的原則，軸Ⅱ-Ⅲ間變速組取umin=1/ψ3，即從Ⅲ軸向上3格，同理，軸Ⅰ-Ⅱ間取u=1/ψ3，連接各線。
c 根據(jù)個變速組的傳動比連線按基本組的級比指數(shù)x0=3，第一擴大組的級比指數(shù)x1=1，第二擴大組的級比指數(shù)x3=6,畫出傳動系統(tǒng)圖如2.2所示
圖2-2 轉(zhuǎn)速圖
（3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖2-3：
1-2軸最小中心距：A1_2min>1/2(Zmaxm+2m+D)
軸最小齒數(shù)和:Szmin>(Zmax+2+D/m)
1.7 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)
(1)Sz100-120,中型機床Sz=70-100
(2)直齒圓柱齒輪Zmin18-20
圖2-3 主傳動系統(tǒng)圖
1）確定齒輪齒數(shù)
1. 用計算法確定第一個變速組中各齒輪的齒數(shù)
Zj+Zj’=
Zj/Zj’ =uj
其中
Zj——主動齒輪的齒數(shù)
Zj’——被動齒輪的齒數(shù)
uj——一對齒輪的傳動比
——一對齒輪的齒數(shù)和
為了保證不產(chǎn)生根切以及保證最小齒輪裝到軸上或套筒上具有足夠的強度，最小齒輪必然是在降速比最大的傳動副上出現(xiàn)。
把Z1的齒數(shù)取大些：
取Z1=Zmin=20則
Z2= =58
齒數(shù)和=Z1+Z2=20+58=78
同樣根據(jù)公式
Z3==39
2. 用查表法確定第二變速組的齒數(shù)
a 首先在u1、u2、u3中找出最小齒數(shù)的傳動比u1
b 為了避免根切和結構需要，取Zmin=24
c 查表找到u1=1/1.413的倒數(shù)2.82的行找到Zmin=24查表最小齒數(shù)和為92
d 找出可能的齒數(shù)和的各種數(shù)值，這些數(shù)值必須同時滿足各傳動比要求的齒輪齒數(shù)
能同時滿足三個傳動比要求的齒數(shù)和有
=92 96 99 102
e 確定合理的齒數(shù)和
=102
依次可以查得
Z5=27 Z6=75
Z7=34 Z8=68
Z9=42 Z10=60
同理可得其它的齒輪如下表所示：
表2.3
變速組
第一變速組
第二變速組
第三變速組
齒數(shù)和
78
102
114
齒輪
Z1
Z2
Z3
Z4
Z5
Z6
Z7
Z8
Z9
Z10
Z11
Z12
Z13
Z14
齒數(shù)
20
58
39
39
24
78
34
68
42
60
23
91
76
38
2）驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差
由于確定的齒輪齒數(shù)所得的實際轉(zhuǎn)速與傳動設計的理論轉(zhuǎn)速難以完全相符，需要驗算主軸各級轉(zhuǎn)速，最大誤差不得超過±10(ψ-1)%。
主軸各級實際轉(zhuǎn)速值用下式計算
n實=nE×(1-ε)×ua×ub×uc×ud
其中
ε——滑移系數(shù)ε=0.2
ua ub uc ud分別為各級的傳動比12/45
轉(zhuǎn)速誤差用主軸實際轉(zhuǎn)速與標準轉(zhuǎn)速相對誤差的絕對值表示
⊿n=｜∣≤±10(ψ-1)%
n實1=1440×0.625×0.98×0.35×0.35×0.25=27.8
⊿n=∣(27.8-28)/28∣=0.7%
同樣其他的實際轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)速誤差如下:
表2.4
主軸轉(zhuǎn)速
n1
n2
n3
n4
n5
n6
n7
n8
n9
n10
n11
n12
標準轉(zhuǎn)速
28
40
56
80
112
160
224
315
450
630
900
1250
實際轉(zhuǎn)速
27.8
39.8
55.7
79.6
111.2
159.3
223.6
314.5
445.6
628.4
897.8
1244.9
轉(zhuǎn)速誤差
0.7
0.5
0.5
0.5
0.7
0.4
0.1
0.2
0.9
0.3
0.2
0.4
轉(zhuǎn)速誤差滿足要求。
第2章 動力計算
2.1 帶傳動設計
輸出功率P=4.5KW,轉(zhuǎn)速n1=1440r/min,n2=900r/min
2.2計算設計功率Pd
表4 工作情況系數(shù)
工作機
原動機
ⅰ類
ⅱ類
一天工作時間/h
10~16
10~16
載荷
平穩(wěn)
液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（）；離心式壓縮機；輕型運輸機
1.0
1.1
1.2
1.1
1.2
1.3
載荷
變動小
帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（）；發(fā)電機；旋轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩
1.1
1.2
1.3
1.2
1.3
1.4
載荷
變動較大
螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械
1.2
1.3
1.4
1.4
1.5
1.6
載荷
變動很大
破碎機（旋轉(zhuǎn)式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機
1.3
1.4
1.5
1.5
1.6
1.8
根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時），查《機械設計》P296表4，
取KA＝1.1。即
2.3選擇帶型
普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設計功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按《機械設計》P297圖13－11選取。
根據(jù)算出的Pd＝4.95kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n1＝1440r/min ，查圖得：d d=80～100可知應選取A型V帶。
2.4確定帶輪的基準直徑并驗證帶速
由《機械設計》P298表13－7查得，小帶輪基準直徑為80～100mm
則取dd1= 100mm> ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得）
表3. V帶帶輪最小基準直徑
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
20
50
75
125
200
355
500
由《機械設計》P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得=160mm
① 誤差驗算傳動比：（為彈性滑動率）
誤差，符合要求
② 帶速
滿足5m/s
300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。
總之，小帶輪選H型孔板式結構，大帶輪選擇E型輪輻式結構。
帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。
2.8確定帶的張緊裝置
選用結構簡單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。
2.9計算壓軸力
由《機械設計》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝132.20N，上面已得到=171.81o，z=4，則
2.10 計算轉(zhuǎn)速的計算
（1）主軸的計算轉(zhuǎn)速nj，由公式n=n得，主軸的計算轉(zhuǎn)速nj=78.49r/min，
取112r/min。
[2]各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速：
Ⅲ軸上的6級轉(zhuǎn)速分別為：112、160、224、315、450、630r/min.主軸在112r/min以上都可以傳遞全部功率。
Ⅲ軸經(jīng)Z13-Z14傳遞到主軸，這時從112r/min以上的轉(zhuǎn)速全部功率，所以確定最低轉(zhuǎn)速112r/min為Ⅲ軸的計算轉(zhuǎn)速。按上述的方法從轉(zhuǎn)速圖中分別可找到計算轉(zhuǎn)速：Ⅱ軸為315r/min,Ⅰ軸為900r/min,電動機軸為1440r/min.
2.11齒輪的計算轉(zhuǎn)速
Z10安裝在Ⅲ軸上，從轉(zhuǎn)速圖可見Z10齒輪本身有6種轉(zhuǎn)速，其要傳遞全部的功率的計算轉(zhuǎn)速為112r/min。
同樣可以確定其余齒輪的轉(zhuǎn)速如下表3.1所示：
表3.1
齒輪
Z1
Z２
Z３
Z４
Z５
Z６
Z７
Z８
Z９
Z1０
Z1１
Z1２
Z1３
Z1４
計算轉(zhuǎn)速
900
315
900
900
315
112
315
112
315
112
150
160
112
112
2.12 齒輪模數(shù)計算及驗算
（1）模數(shù)計算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即mj=16338可得各組的模數(shù)，
式中 mj——按接觸疲勞強度計算的齒輪模數(shù)（mm）；
——驅(qū)動電動機功率（kW）；
——被計算齒輪的計算轉(zhuǎn)速（r/min）；
——大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比，外嚙合取“+”，內(nèi)嚙合取“-”；
——小齒輪的齒數(shù)（齒）；
——齒寬系數(shù)，（B為齒寬，m為模數(shù)），；=8
——材料的許用接觸應力（）。取=650 Mpa
（2）基本組的齒輪參數(shù)計算
按接觸疲勞計算齒輪模數(shù)m
1-2軸由公式mj=16338可得mj=1.84mm，取m=22mm
2-3軸由公式mj=16338可得mj=2.31mm，取m=2.5mm
3-4軸由公式mj=16338可得mj=2.45mm，取m=2.5mm
① 按齒根彎曲疲勞強度校核。
由參考文獻[1]中的式（8-5）得出，若則校核合格。
齒形系數(shù)：由考文獻[1]；查表8-6得：
應力修正系數(shù)：查文獻[1]中表8-7得：
由文獻[1]中圖8-8查得:
由文獻[1]表8-8查得：
由文獻[1]圖8-8查得：
所以：
故
齒根彎曲疲勞強度校核合格。
（2）基本組齒輪計算。
基本組齒輪幾何尺寸見下表
齒輪
Z1
Z1`
Z2
Z2`
齒數(shù)
39
39
20
58
模數(shù)
2
2
2
2
分度圓直徑
78
78
40
116
齒頂圓直徑
82
82
44
120
齒根圓直徑
73
73
35
111
齒寬
20
20
20
20
按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。計算如下：
① 齒面接觸疲勞強度計算：
接觸應力驗算公式為
彎曲應力驗算公式為：
式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動機功率，N=3kW;
-----計算轉(zhuǎn)速（r/min）. =600（r/min）;
m-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=2（mm）;
B----齒寬（mm）;B=20（mm）;
z----小齒輪齒數(shù)；z=20;
u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比
-----壽命系數(shù)；
=
----工作期限系數(shù)；
T------齒輪工作期限，這里取T=15000h.;
-----齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）
----基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取=，彎曲載荷取=
m----疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6;
----轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，查【5】2上，取=0.60
----功率利用系數(shù)，查【5】2上，取=0.78
-----材料強化系數(shù)，查【5】2上， =0.60
-----工作狀況系數(shù)，取=1.1
-----動載荷系數(shù)，查【5】2上，取=1
------齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2上，=1
Y------齒形系數(shù)，查【5】2上，Y=0.386；
----許用接觸應力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；
---許用彎曲應力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；
根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：
=635 Mpa
=78 Mpa
（3）擴大組齒輪計算（中間一個變速組）。
=16338=3.5
第1擴大組齒輪幾何尺寸見下表
齒輪
Z4
Z4`
Z5
Z5`
Z6
Z6`
齒數(shù)
34
68
24
78
42
60
模數(shù)
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
分度圓直徑
85
170
60
195
105
150
齒頂圓直徑
90
175
65
200
110
155
齒根圓直徑
78.75
163.75
53.75
188.75
98.75
143.75
齒寬
28
28
28
28
28
28
按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。
同理根據(jù)基本組的計算，
查文獻【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，
=1，=1，m=3.5，=355；
可求得：
=619 Mpa
=135Mpa
第2擴大組齒輪幾何尺寸見下表
齒輪
Z7
Z7`
Z8
Z8`
齒數(shù)
76
38
23
91
模數(shù)
2.5
2.5
2.5
2.5
分度圓直徑
190
95
57.5
227.5
齒頂圓直徑
195
100
62.5
232.5
齒根圓直徑
183.75
88.75
51.25
221.25
齒寬
32
32
32
32
按齒根彎曲疲勞強度校核。
齒形系數(shù)：由《機械設計基礎》劉孝民主編；查表8-6得：
應力修正系數(shù)：查《機械設計基礎》劉孝民主編中表8-7得：
由《機械設計基礎》劉孝民主編；由圖8-8查0得:
由《機械設計基礎》劉孝民主編；由表8-8查得：
由《機械設計基礎》劉孝民主編；由圖8-8查得：
所以：
故
齒根彎曲疲勞強度校核合格。
2.13 傳動軸最小軸徑的初定
由【5】式6，傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計算：
d=1.64（mm）
或 d=91（mm）
式中 d---傳動軸直徑（mm）
Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000；
N----該軸傳遞的功率（KW）
----該軸的計算轉(zhuǎn)速
---該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角，=。
各軸最小軸徑如表3-3。
表3-3 最小軸徑
軸 號
Ⅰ 軸
Ⅱ 軸
III 軸
最小軸徑mm
25
30
45
2.14 主軸的設計與計算
主軸組件結構復雜，技術要求高。安裝工件的主軸參與切削成形運動，此，它的精度和性能性能直接影響加工質(zhì)量（加工精度與表面粗糙度）。
1）主軸直徑的選擇
查表可以選取前支承軸頸直徑
D1=90 mm
后支承軸頸直徑
D2=(0.7～0.85)D1=63～77 mm
選取
D2=70 mm
2）主軸內(nèi)徑的選擇
車床主軸由于要通過棒料，安裝自動卡盤的操縱機構及通過卸頂尖的頂桿必須是空心軸。
確定孔徑的原則是在滿足對空心主軸孔徑要求和最小壁厚要求以及不削弱主軸剛度的要求盡可能取大些。
推薦：普通車床d/D(或d1/D1)=0.55～0.6
其中
D——主軸的平均直徑，D=(D1+D2)/2
d1——前軸頸處內(nèi)孔直徑
d=(0.55～0.6)D=44～48 mm
所以，內(nèi)孔直徑取45mm
3）前錐孔尺寸
前錐孔用來裝頂尖或其它工具錐柄，要求能自鎖，目前采用莫氏錐孔。選擇如下：
莫氏錐度號取5號
標準莫氏錐度尺寸
大端直徑 D=44.399
4）主軸前端懸伸量的選擇
確定主軸懸伸量a的原則是在滿足結構要求的前提下，盡可能取小值。
主軸懸伸量與前軸頸直徑之比a/D=0.6～1.5
a=(0.6～1.5)D1=54～135 mm
所以，懸伸量取100mm
5）主軸合理跨距和最佳跨距選擇
根據(jù)表3-14 見《金屬切削機床設計》計算前支承剛度。
前后軸承均用3182100系列軸承，并采用前端定位的方式。
查表
=1700×901.4=9.26×105 N/mm
因為后軸承直徑小于前軸承，取
KB =6.61×105N/mm
其中 為參變量
綜合變量
其中
E——彈性模量，取E=2.0×105 N/mm2
I——轉(zhuǎn)動慣量，I=π(D4-d4)/64=3.14×(804-454)=1.81×106mm4
=
=0.3909
由圖3-34中，在橫坐標上找出η=0.3909的點向上作垂線與的斜線相交，由交點向左作水平線與縱坐標軸相交，得L0/a=2.5。
所以最佳跨距L0
L0=2.5a=2.5×100=250 mm
又因為合理跨距的范圍
L合理=(0.75～1.5)L0=187.5～375 mm
所以取L=260 mm
6）主軸剛度的驗算
對于一般機床主軸，主要進行剛度驗算，通常能滿足剛度要求的主軸也能滿足強度要求。
對于一般受彎矩作用的主軸，需要進行彎矩剛度驗算。主要驗算主軸軸端的位移y和前軸承處的轉(zhuǎn)角θA。
圖3.1 主軸支承的簡化
切削力 Fz=3026N
撓度 yA=
=
=0.01
[y]=0.0002L=0.0002×260=0.052
yA＜[y]
傾角 θA=
=
=0.00011
前端裝有圓柱滾子軸承，查表[θA]=0.001rad
θA＜[θA]
符合剛度要求。
2.15 主軸材料與熱處理
材料為45鋼，調(diào)質(zhì)到220～250HBS，主軸端部錐孔、定心軸頸或定心圓錐面等部位局部淬硬至HRC50～55，軸徑應淬硬。
第3章 主要零部件的選擇
3.1電動機的選擇
1) 選擇電動機類型
根據(jù)已知工作條件和要求，選擇一般用途的Y系列三相鼠籠式異步電動機，臥式封閉結構。
根據(jù)已知條件選擇最低轉(zhuǎn)速28r/min，最高轉(zhuǎn)速1250r/min,功率4.5kW，所以選擇Y132S-4的Y系列三相鼠籠式異步電動機
表3-1 Y132S-4電動機性能
電機型號
額定功率/kW
電機轉(zhuǎn)速/(r/min)
同步轉(zhuǎn)速
滿載轉(zhuǎn)速
Y132S-4
5.5
1500
1440
3.2 軸承的選擇
I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝深溝球軸承6012
II軸：對稱布置深溝球軸承6009
III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C
另一安裝端角接觸球軸承代號7010C
中間布置角接觸球軸承代號7012C
3.3 鍵的規(guī)格
I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格：
BXL=10X56
II軸選擇花鍵規(guī)格：
N× d×D×B =8X36X40X7
III軸選擇鍵規(guī)格：
BXL=14X90
3.4變速操縱機構的選擇
選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。
第4章 校核
4.1 軸的校核
（1）軸的受力分析
1）求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩
T=9.55×=9.55××=238.75×N·mm
2)求軸上的作用力
齒輪上的圓周力
= = =2652N·mm
齒輪上的徑向力
=tan= 2652·tan20°=965N·mm
3)確定軸的跨距
=255，=130，=80
（2）軸的受力分析
1）作軸的空間受力簡圖
2）作水平受力簡圖和彎矩圖
=292N，=5549N
=74460N，=-303120N
3）作垂直受力簡圖和彎矩圖
=466N，=913N
=118830N
4）作合成彎矩圖
==140231N·mm
==303120N·mm
5）作轉(zhuǎn)矩圖
=341.07×N·mm=341070 N·mm
6）作當量彎矩圖
==368773N·mm
由《機械設計》教材表7.5查得，對于45鋼，=600Mpa, =55Mpa,由公式
===30.0Mpa<，故軸的強度足夠。
（1）П軸撓度校核
單一載荷下，軸中心處的撓度采用文獻【5】中的公式計算：:
L-----兩支承的跨距；
D-----軸的平均直徑；
X=/L；-----齒輪工作位置處距較近支承點的距離；
N-----軸傳遞的全功率；
校核合成撓度
-----輸入扭距齒輪撓度；
-------輸出扭距齒輪撓度
；
---被演算軸與前后軸連心線夾角；=144°
嚙合角=20°，齒面摩擦角=5.72°。
代入數(shù)據(jù)計算得：=0.026；=0.084；=0.160；
=0.205；=0.088；=0.025。
合成撓度 =0.238
查文獻【6】，帶齒輪軸的許用撓度=5/10000*L
即=0.268。
因合成撓度小于許用撓度，故軸的撓度滿足要求。
（2）П軸扭轉(zhuǎn)角的校核
傳動軸在支承點A，B處的傾角可按下式近似計算：
將上式計算的結果代入得：
由文獻【6】，查得支承處的=0.001
因〈0.001，故軸的轉(zhuǎn)角也滿足要求。
4.2 軸承壽命校核
由П軸最小軸徑可取軸承為7008c角接觸球軸承,ε=3；P=XFr+YFa
X=1，Y=0。
對Ⅱ軸受力分析
1) 滾動軸承的疲勞壽命驗算
或
—額定壽命 (h) —額定動載荷(N) —動載荷(N)
—滾動軸承的許用壽命(h)，一般取10000～15000(h)
—壽命指數(shù)，對球軸承 =3 ，對滾子軸承=10/3
—速度系數(shù)， —軸承的計算轉(zhuǎn)數(shù) r/min
—壽命系數(shù)， —使用系數(shù)
—轉(zhuǎn)化變化系數(shù) —齒輪輪換工作系數(shù) —當量動負荷(N)
2)滾動軸承的靜負荷驗算
—靜負荷 (N) —額定靜負荷 (N)
—安全系數(shù) —當量靜載荷 (N) (N)
、—靜徑向，軸向系數(shù)
校驗第Ⅰ根軸上的軸承
T=10000h
查軸承樣本可知，6205軸承的基本額定動載荷
=212000N =850 r/min
=096 =0.8 =0.8
=
=21437500
同樣可以較核其它軸承也符合要求。
第5章 設計心得
經(jīng)過課程設計，使我和同伴對主軸箱設計這門課當中許多原理公式有了進一步的了解，并且對設計工作有了更深入的認識。懂得了理論和實踐同等重要的道理。理論能指導實踐，使你能事半功倍，實踐能上升成為理論，為以后的設計打下基礎。? 從校門走出后,一定要重視實踐經(jīng)驗的積累,要多學多問。把學校學習的專業(yè)知識綜合的應用起來，這非常重要。體會到把技術搞好就必須安心的學習，虛心向別人請教，耐心的對待每一個問題，不放過任何一個自己遇到的問題，要善于發(fā)現(xiàn)問題。
在設計過程中，我們得到了老師們的精心指導和幫助，在此表示衷心的感謝！由于我們的經(jīng)驗尚淺，知識把握不熟練，設計中定有許多地方處理不夠妥當，有些部分甚至可能存在錯誤，希望老師多提寶貴意見。
結 論
分級變速主傳動系統(tǒng)設計的結構及部分計算，到這里基本結束了，由于筆者水平有限，加之時間倉促，僅對分級變速主傳動系統(tǒng)主要部分進行設計和校核，定有許多地方處理不夠妥當，有些部分甚至可能存在錯誤，望老師多提寶貴意見。
經(jīng)過這次課程設計，使我對機械系統(tǒng)設計這門課當中許多原理公式有了進一步的了解，并且對設計工作有了更深入的認識。在設計過程中，得到XX老師的精心指導和幫助，在此表示衷心的感謝。
參考文獻
【1】候珍秀.《機械系統(tǒng)設計》.哈爾濱工業(yè)大學出版社，修訂版；
【2】、于惠力 主編 《機械設計》 科學出版社 第一版
【3】、戴 曙 主編 《金屬切削機床設計》 機械工業(yè)出版社
【4】、戴 曙 主編 《金屬切削機床》 機械工業(yè)出版社 第一版
【4】、趙九江 主編 《材料力學》 哈爾濱工業(yè)大學出版社 第一版
【6】、鄭文經(jīng) 主編 《機械原理》 高等教育出版社 第七版
【7】、于惠力 主編 《機械設計課程設計》 科學出版社
致 謝
在設計成過程中，感謝很多人的幫助和指點，首先我要感謝我的母校的辛勤培育，感謝院系各位老師四年來的諄諄教誨，感謝他們默默的栽培我。
本次設計是在我的導師XX教授的親切關懷和悉心指導下完成的。他嚴肅的科學態(tài)度，嚴謹?shù)闹螌W精神，精益求精的工作作風，深深地感染和激勵著我。從課題的選擇到項目的最終完成，老師都始終給予我細心的指導和不懈的支持，在此，謹向教師表示衷心的感謝和崇高的敬意！。
此外，在畢業(yè)設計過程中，也得到了其他老師和同學的幫助，設計任務一直在很好的氛圍中進行，在這里，也向他們表示真誠的感謝！
再次向設計中所有提供過幫助的人表示感謝！