1寧XX 大學課 程 設 計 (論 文 )中型普通車床主軸箱設計（題目 3）所 在 學 院專 業(yè)班 級姓 名學 號指 導 老 師年 月 日2摘 要設計機床得主傳動變速系統時首先利用傳動系統設計方法求出理想解和多個合理解。根據數控機床主傳動系統及主軸功率與轉矩特性要求，分析了機電關聯分級調速主傳動系統的設計原理和方法。從主傳動系統結構網入手，確定最佳機床主軸功率與轉矩特性匹配方案，計算和校核相關運動參數和動力參數。本說明書著重研究機床主傳動系統的設計步驟和設計方法，根據已確定的運動參數以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，擬定變速系統的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設計效率。在機床主傳動系統中，為減少齒輪數目，簡化結構，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數的設計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設計方案。本文通過對主傳動系統中三聯滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。關鍵詞 分級變速；傳動系統設計,傳動副，結構網，結構式，齒輪模數，傳動比4目 錄摘 要.2目 錄.4第 1 章 緒論.61.1 課程設計的目的 61.2 課程設計的內容 .61.2.1 理論分析與設計計算 .61.2.2 圖樣技術設計 .61.2.3 編制技術文件 61.3 課程設計題目、主要技術參數和技術要求 6第 2 章 車床參數的擬定.82.1 車床主參數和基本參數 .82.2 擬定參數的步驟和方法 .82.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin .82.2.2 主軸的極限轉速 82.2.3 主電機功率—— 動力參數的確定 .92.2.4 確定結構式 92.2.5 確定結構網 92.1.5 繪制轉速圖和傳動系統圖 102.2 確定各變速組此論傳動副齒數 112.3 核算主軸轉速誤差 11第 3 章 動力計算.133.1 帶傳動設計 133.2 計算轉速的計算 143.3 齒輪模數計算及驗算 153.4 傳動軸最小軸徑的初定 203.5 主軸合理跨距的計算 21第 4 章 主要零部件的選擇.2254.1 軸承的選擇 224.3 鍵的規(guī)格 224.4 變速操縱機構的選擇 .23第 5 章 校核.235.1 剛度校核 235.2 軸承壽命校核 24第 6 章 結構設計及說明.256.1 結構設計的內容、技術要求和方案 256.2 展開圖及其布置 26結 論.26參考文獻.27致 謝.286第 1 章 緒論1.1 課程設計的目的《機械系統設計》課程設計是在學完本課程后，進行一次學習設計的綜合性練習。通過課程設計，使學生能夠運用所學過的基礎課、技術基礎課和專業(yè)課的有關理論知識，及生產實習等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學知識的目的。通過課程設計，分析比較機械系統中的某些典型機構，進行選擇和改進；結合結構設計，進行設計計算并編寫技術文件；完成系統主傳動設計，達到學習設計步驟和方法的目的。通過設計，掌握查閱相關工程設計手冊、設計標準和資料的方法，達到積累設計知識和設計技巧，提高學生設計能力的目的。通過設計，使學生獲得機械系統基本設計技能的訓練，提高分析和解決工程技術問題的能力，并為進行機械系統設計創(chuàng)造一定的條件。1.2 課程設計的內容《機械系統設計》課程設計內容由理論分析與設計計算、圖樣技術設計和技術文件編制三部分組成。1.2.1 理論分析與設計計算（1）機械系統的方案設計。設計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。（2）根據總體設計參數，進行傳動系統運動設計和計算。（3）根據設計方案和零部件選擇情況，進行有關動力計算和校核。1.2.2 圖樣技術設計（1）選擇系統中的主要機件。（2）工程技術圖樣的設計與繪制。1.2.3 編制技術文件（1）對于課程設計內容進行自我經濟技術評價。（2）編制設計計算說明書。1.3 課程設計題目、主要技術參數和技術要求題目：中型普通車床主軸箱設計7技術參數：題目 3 車床的主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數如下：工件最大回轉直徑D (mm)max正轉最低轉速nmin( )mir電機功率N（kw） 公比 ?轉速級數 Z240 126 4 1.26 88第 2 章 車床參數的擬定2.1 車床主參數和基本參數車床的主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數如下：工件最大回轉直徑D (mm)max正轉最低轉速nmin( )mir電機功率N（kw） 公比 ?轉速級數 Z240 126 4 1.26 82.2 擬定參數的步驟和方法2.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin根據典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：允許的切速極限參考值如下：表 1.1加 工 條 件 Vmax(m/min) Vmin(m/min)硬質合金刀具粗加工鑄鐵工件 30～50硬質合金刀具半精或精加工碳鋼工件150～300螺紋加工和鉸孔 3～82.2.2 主軸的極限轉速計算車床主軸極限轉速時的加工直徑，則主軸極限轉速應為：在 中考慮車螺紋和鉸孔時，其加工的最大直徑應根據實際加工情況選取 0.1Dmmmin左右。= r/minin 157.06241.38010maxin???dv?結合題目條件正轉最低轉速 Nmin=126( )，minr由于標準系列無 126 數據，取標準數列數值，即 =125r/min，取min 26.1??9依據題目要求選級數 Z=8， =1.26=1.064考慮到設計的結構復雜程度要適中，故?采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉速數列可直接從標準的數列表中查出，按標準轉速數列為：125，160，200，250，315，400，500，6302.2.3 主電機功率——動力參數的確定合理地確定電機功率 N，使機床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素。根據題設條件電機功率為 4KW可選取電機為：Y160M1-8 額定功率為 4KW，滿載轉速為 720r/min.2.2.4 確定結構式已知 Z= x3b2aa、b 為正整數，即 Z 應可以分解為 2 和 3 的因子，以便用 2、3 聯滑移齒輪實現變速。取 Z=8 級 則 Z=22 對于 Z=8 可分解為：Z=2 1×22×24。?綜合上述可得：主傳動部件的運動參數 =125 Z=8 =1.26630max?nmin?2.2.5 確定結構網根據“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結構緊湊的原則,選取傳動方案 Z=21×22×24,易知第二擴大組的變速范圍 r=φ (P3-1)x=1.264=2.52〈8 滿足要求，其結構網如圖 2-1。10圖 2-1 結構網 Z=21×22×242.1.5 繪制轉速圖和傳動系統圖（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）繪制轉速圖：（3）畫主傳動系統圖。根據系統轉速圖及已知的技術參數，畫主傳動系統圖如圖 2-3：1-2 軸最小中心距：A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數和:S zmin(Zmax+2+D/m)112.2 確定各變速組此論傳動副齒數(1)Sz 100-120,中型機床 Sz=70-100?(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-20,m 4??圖 2-3 主傳動系統圖（7）齒輪齒數的確定。變速組內取模數相等，據設計要求 Zmin≥18~20,齒數和Sz≤100～120，由表 4.1，根據各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數，各齒輪齒數如表 2-2。表 2-2 齒輪齒數基本組 第一擴大組 第二擴大組傳動比1:1.26 1:2 1:1.26 1.26:1 2：1 2：1代號 Z1Z 'Z 2Z 'Z3Z 'Z4Z ’ Z5 Z5’ Z6Z '齒數 29 37 22 44 38 48 48 38 33 66 66 332.3 核算主軸轉速誤差實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不應超過±10( -1)％,即?〈10( -1)％n標 準 轉 速標 準 轉 速實 際 轉 速 ?12因此滿足要求。各級轉速誤差n 630 500 400 315 250 200 160 125n` 628 498.9 401 313 248.6 198.5 161.2 126.8誤差 2.8％ 2.1％ 2.25％ 2.47％ 1.32％ 1.5％ 2.31％ 1.41％只有一級轉速誤差小于〈2.6％，因此不需要修改齒數。13第 3 章 動力計算3.1 帶傳動設計輸出功率 P=4kw,轉速 n1=720r/min。（1）確定計算功率:按最大的情況計算 P=4kw ,K 為工作情況系數，查[1]表 3.5. 取 K=1.0pd=kAP=1.0 X4=4kw（2）選擇 V 帶的型號:根據 pd,n1=720r/min 參考[1] 圖表 3.16 及表 3.3 選小帶輪直徑，查表選擇 A 型 V 帶 d1=90mm（3）確定帶輪直徑 d1,d2小帶輪直徑 d1=90mm驗算帶速 v= d1n1/(60X1000)= X90X720/(60X1000)=3.39m/s??從動輪直徑 d2=n1d1/n2=720X90/400=162mm 取 d2=160mm 查[1]表 3.3計算實際傳動比 i=d2/d1=160/90=1.778（4）定中心矩 a 和基準帶長 Ld[1]初定中心距 a00.7(d1-d2) a0 2(d1+d2))?49 a0 500 取 ao=300mm[2]帶的計算基準長度Ld0≈2a0+ /2(d1+d2)+(d2-d1)2/4a0?≈2x300+ /2(90+160)+(160-90)2/4X300≈650mm查[1]表 3.2 取 Ld0=630mm[3]計算實際中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=300+(630-650)=290mm[4]確定中心距調整范圍amax=a+0.03Ld=290+0.03X630=308.9mmamin=a-0.015Ld=290-0.015X630=280.55mm（5）驗算包角: 1=1800-（d 2-d1）/aX57.3 0=1800-(180-90)/290X57.30=17201200?14（6）確定 V 帶根數：確定額定功率：P 0由查表并用線性插值得 P0=0.15kw查[1]表 37 得功率增量 P0=0.13kwA查[1]表 38 得包角系數 K =0.99?查[1]表 3 得長度系數 Kl=0.81確定帶根數：Z=P /｛（P +△P ）×K ×K ｝C0?L=3.85/(1.05+0.13)X0.99X0.81=2.87 取 Z=33.2 計算轉速的計算（1）主軸的計算轉速n j，由公式n =n 得，主軸的計算轉速n j=183r/min，jmin)13/(??z取200 r/min。(2). 傳動軸的計算轉速 軸3=315 r/min，軸2=250r/min，軸1=400r/min。（2）確定各傳動軸的計算轉速。Ⅱ軸共有 2 級轉速： 250 r/min、315 r/min。 。若經傳動副 Z / Z 傳動主軸，則只有 250r/min 傳遞全功率；若經傳動副 Z / Z 傳動主軸，6' 5'全部傳遞全功率，其中 250r/min 是傳遞全功率的最低轉速， 故其計算轉速 nⅡ j=250 r/min；Ⅰ 軸有 1 級轉速，且都傳遞全功率，所以其計算轉速 nⅠ j=400 r/min。各計算轉速入表 3-1。表 3-1 各軸計算轉速（3） 確定齒輪副的計算轉速。齒輪 Z 裝在主軸上并具有 45-500r/min 共 4 級轉速，'6其中只有 200r/min 傳遞全功率，故 Z j=200 r/min。'齒輪 Z 裝在Ⅱ軸上，有 125-500 r/min 共 4 級轉速，但經齒輪副 Z /Z 傳動主軸，則6 6'只有 125r/min 傳遞全功率，故 Z j=125r/min。依次可以得出其余齒輪的計算轉速，如6表 3-2。軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計算轉速 r/min 400 250 31515表 3-2 齒輪副計算轉速序號 Z1Z 2Z3Z `4Z5n j400 250 315 315 2003.3 齒輪模數計算及驗算（1）模數計算。一般同一變速組內的齒輪取同一模數，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，如321][)(jjmnuzP???表 3-3 所示。根據 和 計算齒輪模數，根據其中較大值取相近的標準模數：jmw=16338 =16338 mmj321][)(jjnuzP???????3213JmsniZKu????——齒輪的最低轉速 r/min；N——頂定的齒輪工作期限，中型機床推存： =15～20T T——轉速變化系數； nk——功率利用系數；N——材料強化系數。 q——（壽命系數）的極值skmaxinssk，齒輪等轉動件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數 m 和基準順環(huán)次數 C0——工作情況系數。中等中級的主運動： 1——動載荷系數；2k——齒向載荷分布系數；3——齒形系數； Y根據彎曲疲勞計算齒輪模數公式為： 式中：N——計算齒輪轉動遞的額定功率 N=? dwNk——計算齒輪（小齒輪）的計算轉速 r/minjn16——齒寬系數 ,m?mb/??8Z1——計算齒輪的齒數，一般取轉動中最小齒輪的齒數：——大齒輪與小齒輪的齒數比， = ；（+）用于外嚙合， （-）號用i i12?Z于內嚙合： 命系數； sTNnqkk?：：工作期限 ， = ； TTmCn06= =3.49Tk接 310256?= =1.8T彎 96=0.84 =0.58 nknk接=0.90 =0.55 =0.72 彎 q接 qk彎=3.49 0.84 0.58 0.55=0.94sk接 ??=1.8 0.84 0.90 0.72=0.99 時，取 = ，當 時，取 = ；s?minskmaxskminskmin= =0.85 =1.5； kax1=1.2 =1 =0.378 23Y許用彎曲應力，接觸應力，( )paM=354 =1750 ??W?pa??J?6 級材料的直齒輪材料選；20 熱處理 S-C59irTC3=16338 mmjm????213JmsniZK????=16338 =2.6 mm j3 22705.04849.5. ??=275 mmw??313wcMsnNK????17=275 =2.2mm33547108.0246.2.51??根據標準齒輪模數系數選用模數為:主軸齒輪模數為 3.5，傳動軸齒輪模數 m=2.5，中間軸齒輪模數 m=3; 根據有關文獻，也為了便于統一，在這里傳動齒輪統一取 m=3.5表 3-3 模數（2）基本組齒輪計算?；窘M齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2`齒數 29 37 22 44分度圓直徑 101.5 129.5 77 154齒頂圓直徑 108.5 136.5 84 161齒根圓直徑 97.25 120.75 68.25 145.25齒寬 25 25 25 25按基本組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調質處理，硬度 241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用 45 鋼，調質處理，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??jfsj MPauBnNKzm??????)()1(02832彎曲應力驗算公式為：組號 基本組 第一擴大組 第二擴大組模數 mm 3.5 3.5 3.518??wswMPaBYnzmNK?????)(109235式中 N----傳遞的額定功率（kW） ，這里取 N 為電動機功率，N=5kW;-----計算轉速（ r/min）. =500（r/min）;jnjm-----初算的齒輪模數（mm）, m=3.5（mm）;B----齒寬（mm）;B=25（mm）;z----小齒輪齒數；z=19;u----小齒輪齒數與大齒輪齒數之比,u=2.78;-----壽命系數；sK=sTnNKq----工作期限系數；TmTC016?T------齒輪工作期限，這里取 T=15000h.;-----齒輪的最低轉速（r/min）, =500（r/min）1n1n----基準循環(huán)次數，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取 =0C0C70C612?m----疲勞曲線指數，接觸載荷取 m=3；彎曲載荷取 m=6;----轉速變化系數，查【5】2 上，取 =0.60nKnK----功率利用系數，查 【5】2 上，取 =0.78N N-----材料強化系數，查【5】2 上， =0.60q q-----工作狀況系數，取 =1.13K3K-----動載荷系數，查【5】2 上，取 =12------齒向載荷分布系數，查【5】2 上， =1 1 1K19Y------齒形系數，查 【5】2 上，Y=0.386；----許用接觸應力（ MPa）,查【4】 ，表 4-7，取 =650 Mpa；??j? ??j?---許用彎曲應力（ MPa） ，查【4】 ，表 4-7，取 =275 Mpa；w w根據上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa j????j?=78 Mpaww（3）第一擴大組齒輪計算。擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z3 Z3` Z4 Z4`齒數 38 48 48 38分度圓直徑 133 168 168 133齒頂圓直徑 140 175 175 140齒根圓直徑 124.25 159.25 159.25 124.25齒寬 28 28 28 28（4）第二擴大組齒輪計算。擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z5 Z5` Z6 Z6`齒數 66 33 33 66分度圓直徑 231 115.5 231 115.5齒頂圓直徑 234.5 119 234.5 119齒根圓直徑 226.6 111.12 226.6 111.12齒寬 28 28 28 2820按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調質處理，硬度 241HB～286HB，平均取 260HB，大齒輪用 45 鋼，調質處理，硬度 229HB～286HB ，平均取 240HB。同理根據基本組的計算，查文獻【6】 ，可得 =0.62， =0.77， =0.60， =1.1，nKNqK3=1， =1，m=3.5， =355；2K1j可求得：=619 Mpa j????j?=135Mpa ww3.4 傳動軸最小軸徑的初定由【5】式 6，傳動軸直徑按扭轉剛度用下式計算：d=1.64 （mm）??4?Tn或 d=91 （mm）4njN式中 d---傳動軸直徑（mm）Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000 ；JnN?N----該軸傳遞的功率（KW）----該軸的計算轉速jn---該軸每米長度的允許扭轉角， == 。??????01各軸最小軸徑如表 3-3。表 3-3 最小軸徑軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸213.5 主軸合理跨距的計算由于電動機功率 P=4kw，根據【1】表 3.20，前軸徑應為 60~90mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的 d2=（ 0.7~0.9）d 1，取 d2=60mm。根據設計方案，前軸承為NN3016K 型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量 a=120mm，主軸孔徑為 30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉矩 T=9550 =9550× =424.44N.mnP904設該機床為車床的最大加工直徑為 240mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經濟加工直徑約為最大回轉直徑的 50%，這里取 75%，即 180mm，故半徑為 0.09m；切削力（沿 y 軸） Fc= =4716N09.42背向力（沿 x 軸） Fp=0.5 Fc=2358N總作用力 F= =5272.65N2pC?此力作用于工件上，主軸端受力為 F=5272.65N。先假設 l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力 RA 和 RB 分別為RA=F× =5272.65× =7908.97Nla?2401?RB=F× =5272.65× =2636.325Nl根據 文獻【1】式 3.7 得：Kr=3.39 得前支承的剛度：K A= 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos1689.69 N/ ；K B= 785.57 N/ ； = =2.15m?m?BAK57.6主軸的當量外徑 de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為I= =113.8×10-8m464)03.7.(???η= = =0.143aKEA6381.980.2??最小軸徑 mm 35 4022查【1】圖 3-38 得 =2.0，與原假設接近，所以最佳跨距 =120×2.0=240mmal0 0l合理跨距為（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=360mm。0l根據結構的需要，主軸的實際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑 D=100mm，后軸徑 d=80mm。前軸承采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。第 4 章 主要零部件的選擇 4.1 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6012II軸：對稱布置深溝球軸承6009III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7012C4.3 鍵的規(guī)格I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格：23BXL=10X56 II軸選擇花鍵規(guī)格：N d =8X36X40X7 × ×??×??III軸選擇鍵規(guī)格：BXL=14X90 4.4 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軸上的三聯滑移齒輪和二聯滑移齒輪。第 5 章 校核5.1 剛度校核（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：:??????YmZnDxNLYba ???43375.09.1L-----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；iai24N-----軸傳遞的全功率；校核合成撓度??YYbabah ?????cos22-----輸入扭距齒輪撓度；-------輸出扭距齒輪撓度b；)(2???????---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°。?代入數據計算得： =0.026； =0.084； =0.160；2ay3ay1ay=0.205； =0.088； =0.025。5b4b6b合成撓度 =0.238?cos251521aahY???查文獻【6】 ，帶齒輪軸的許用撓度 =5/10000*L??y即 =0.268。??y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：BA?,????????radlyhA3將上式計算的結果代入得：rBA052.由文獻【6】 ，查得支承處的 =0.001???因 〈0.001，故軸的轉角也滿足要求。.??BA?5.2 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=XF r+YFaX=1，Y=0 。對Ⅱ軸受力分析25得：前支承的徑向力 Fr=2642.32N。由軸承壽命的計算公式：預期的使用壽命 [L10h]=15000hL10h= × = × = h≥[L 10h]n1670?)PC(180673)28.10(?367.10()284.9524??=15000h軸承壽命滿足要求。第 6 章 結構設計及說明6.1 結構設計的內容、技術要求和方案設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等） 、主軸組件、操縱機構、潤滑密封系統和箱體及其聯結件的結構設計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設計由于時間的限制，一 0 般只畫展開圖。主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外，著重考慮以下幾個方面的問題。精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結構工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標準化和通用化的原則。主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點，由于結構復雜，設計中不可避免要26經過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。目的是：1 布置傳動件及選擇結構方案。2 檢驗傳動設計的結果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時改正。3 確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置，以確定各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數據。6.2 展開圖及其布置展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個平面上。I 軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪。有兩種布置方案，一是將兩級變速齒輪和離合器做成一體。齒輪的直徑受到離合器內徑的約束，齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑，負責齒輪無法加工。這樣軸的間距加大。另一種布置方案是離合器的左右部分分別裝在同軸線的軸上，左邊部分接通，得到一級反向轉動，右邊接通得到三級反向轉動。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第一種方案，通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結構?？偛贾脮r需要考慮制動器的位置。制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動器不要放在轉速太低軸上，以免制動扭矩太大，是制動尺寸增大。齒輪在軸上布置很重要，關系到變速箱的軸向尺寸，減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。結 論中型普通車床主軸箱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。經過這次課程設計，使我對機械系統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。27參考文獻【1】候珍秀.《機械系統設計》.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 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 28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，嚴謹的治學精神，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！1寧XX 大學課 程 設 計 (論 文 )中型普通車床主軸箱設計（題目 3）所 在 學 院專 業(yè)班 級姓 名學 號指 導 老 師年 月 日2摘 要設計機床得主傳動變速系統時首先利用傳動系統設計方法求出理想解和多個合理解。根據數控機床主傳動系統及主軸功率與轉矩特性要求，分析了機電關聯分級調速主傳動系統的設計原理和方法。從主傳動系統結構網入手，確定最佳機床主軸功率與轉矩特性匹配方案，計算和校核相關運動參數和動力參數。本說明書著重研究機床主傳動系統的設計步驟和設計方法，根據已確定的運動參數以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，擬定變速系統的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設計效率。在機床主傳動系統中，為減少齒輪數目，簡化結構，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數的設計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設計方案。本文通過對主傳動系統中三聯滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。關鍵詞 分級變速；傳動系統設計,傳動副，結構網，結構式，齒輪模數，傳動比4目 錄摘 要.2目 錄.4第 1 章 緒論.61.1 課程設計的目的 61.2 課程設計的內容 .61.2.1 理論分析與設計計算 .61.2.2 圖樣技術設計 .61.2.3 編制技術文件 61.3 課程設計題目、主要技術參數和技術要求 6第 2 章 車床參數的擬定.82.1 車床主參數和基本參數 .82.2 擬定參數的步驟和方法 .82.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin .82.2.2 主軸的極限轉速 82.2.3 主電機功率—— 動力參數的確定 .92.2.4 確定結構式 92.2.5 確定結構網 92.1.5 繪制轉速圖和傳動系統圖 102.2 確定各變速組此論傳動副齒數 112.3 核算主軸轉速誤差 11第 3 章 動力計算.133.1 帶傳動設計 133.2 計算轉速的計算 143.3 齒輪模數計算及驗算 153.4 傳動軸最小軸徑的初定 203.5 主軸合理跨距的計算 21第 4 章 主要零部件的選擇.2254.1 軸承的選擇 224.3 鍵的規(guī)格 224.4 變速操縱機構的選擇 .23第 5 章 校核.235.1 剛度校核 235.2 軸承壽命校核 24第 6 章 結構設計及說明.256.1 結構設計的內容、技術要求和方案 256.2 展開圖及其布置 26結 論.26參考文獻.27致 謝.286第 1 章 緒論1.1 課程設計的目的《機械系統設計》課程設計是在學完本課程后，進行一次學習設計的綜合性練習。通過課程設計，使學生能夠運用所學過的基礎課、技術基礎課和專業(yè)課的有關理論知識，及生產實習等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學知識的目的。通過課程設計，分析比較機械系統中的某些典型機構，進行選擇和改進；結合結構設計，進行設計計算并編寫技術文件；完成系統主傳動設計，達到學習設計步驟和方法的目的。通過設計，掌握查閱相關工程設計手冊、設計標準和資料的方法，達到積累設計知識和設計技巧，提高學生設計能力的目的。通過設計，使學生獲得機械系統基本設計技能的訓練，提高分析和解決工程技術問題的能力，并為進行機械系統設計創(chuàng)造一定的條件。1.2 課程設計的內容《機械系統設計》課程設計內容由理論分析與設計計算、圖樣技術設計和技術文件編制三部分組成。1.2.1 理論分析與設計計算（1）機械系統的方案設計。設計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。（2）根據總體設計參數，進行傳動系統運動設計和計算。（3）根據設計方案和零部件選擇情況，進行有關動力計算和校核。1.2.2 圖樣技術設計（1）選擇系統中的主要機件。（2）工程技術圖樣的設計與繪制。1.2.3 編制技術文件（1）對于課程設計內容進行自我經濟技術評價。（2）編制設計計算說明書。1.3 課程設計題目、主要技術參數和技術要求題目：中型普通車床主軸箱設計7技術參數：題目 3 車床的主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數如下：工件最大回轉直徑D (mm)max正轉最低轉速nmin( )mir電機功率N（kw） 公比 ?轉速級數 Z240 126 4 1.26 88第 2 章 車床參數的擬定2.1 車床主參數和基本參數車床的主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數如下：工件最大回轉直徑D (mm)max正轉最低轉速nmin( )mir電機功率N（kw） 公比 ?轉速級數 Z240 126 4 1.26 82.2 擬定參數的步驟和方法2.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin根據典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：允許的切速極限參考值如下：表 1.1加 工 條 件 Vmax(m/min) Vmin(m/min)硬質合金刀具粗加工鑄鐵工件 30～50硬質合金刀具半精或精加工碳鋼工件150～300螺紋加工和鉸孔 3～82.2.2 主軸的極限轉速計算車床主軸極限轉速時的加工直徑，則主軸極限轉速應為：在 中考慮車螺紋和鉸孔時，其加工的最大直徑應根據實際加工情況選取 0.1Dmmmin左右。= r/minin 157.06241.38010maxin???dv?結合題目條件正轉最低轉速 Nmin=126( )，minr由于標準系列無 126 數據，取標準數列數值，即 =125r/min，取min 26.1??9依據題目要求選級數 Z=8， =1.26=1.064考慮到設計的結構復雜程度要適中，故?采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉速數列可直接從標準的數列表中查出，按標準轉速數列為：125，160，200，250，315，400，500，6302.2.3 主電機功率——動力參數的確定合理地確定電機功率 N，使機床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素。根據題設條件電機功率為 4KW可選取電機為：Y160M1-8 額定功率為 4KW，滿載轉速為 720r/min.2.2.4 確定結構式已知 Z= x3b2aa、b 為正整數，即 Z 應可以分解為 2 和 3 的因子，以便用 2、3 聯滑移齒輪實現變速。取 Z=8 級 則 Z=22 對于 Z=8 可分解為：Z=2 1×22×24。?綜合上述可得：主傳動部件的運動參數 =125 Z=8 =1.26630max?nmin?2.2.5 確定結構網根據“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結構緊湊的原則,選取傳動方案 Z=21×22×24,易知第二擴大組的變速范圍 r=φ (P3-1)x=1.264=2.52〈8 滿足要求，其結構網如圖 2-1。10圖 2-1 結構網 Z=21×22×242.1.5 繪制轉速圖和傳動系統圖（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）繪制轉速圖：（3）畫主傳動系統圖。根據系統轉速圖及已知的技術參數，畫主傳動系統圖如圖 2-3：1-2 軸最小中心距：A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數和:S zmin(Zmax+2+D/m)112.2 確定各變速組此論傳動副齒數(1)Sz 100-120,中型機床 Sz=70-100?(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-20,m 4??圖 2-3 主傳動系統圖（7）齒輪齒數的確定。變速組內取模數相等，據設計要求 Zmin≥18~20,齒數和Sz≤100～120，由表 4.1，根據各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數，各齒輪齒數如表 2-2。表 2-2 齒輪齒數基本組 第一擴大組 第二擴大組傳動比1:1.26 1:2 1:1.26 1.26:1 2：1 2：1代號 Z1Z 'Z 2Z 'Z3Z 'Z4Z ’ Z5 Z5’ Z6Z '齒數 29 37 22 44 38 48 48 38 33 66 66 332.3 核算主軸轉速誤差實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不應超過±10( -1)％,即?〈10( -1)％n標 準 轉 速標 準 轉 速實 際 轉 速 ?12因此滿足要求。各級轉速誤差n 630 500 400 315 250 200 160 125n` 628 498.9 401 313 248.6 198.5 161.2 126.8誤差 2.8％ 2.1％ 2.25％ 2.47％ 1.32％ 1.5％ 2.31％ 1.41％只有一級轉速誤差小于〈2.6％，因此不需要修改齒數。13第 3 章 動力計算3.1 帶傳動設計輸出功率 P=4kw,轉速 n1=720r/min。（1）確定計算功率:按最大的情況計算 P=4kw ,K 為工作情況系數，查[1]表 3.5. 取 K=1.0pd=kAP=1.0 X4=4kw（2）選擇 V 帶的型號:根據 pd,n1=720r/min 參考[1] 圖表 3.16 及表 3.3 選小帶輪直徑，查表選擇 A 型 V 帶 d1=90mm（3）確定帶輪直徑 d1,d2小帶輪直徑 d1=90mm驗算帶速 v= d1n1/(60X1000)= X90X720/(60X1000)=3.39m/s??從動輪直徑 d2=n1d1/n2=720X90/400=162mm 取 d2=160mm 查[1]表 3.3計算實際傳動比 i=d2/d1=160/90=1.778（4）定中心矩 a 和基準帶長 Ld[1]初定中心距 a00.7(d1-d2) a0 2(d1+d2))?49 a0 500 取 ao=300mm[2]帶的計算基準長度Ld0≈2a0+ /2(d1+d2)+(d2-d1)2/4a0?≈2x300+ /2(90+160)+(160-90)2/4X300≈650mm查[1]表 3.2 取 Ld0=630mm[3]計算實際中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=300+(630-650)=290mm[4]確定中心距調整范圍amax=a+0.03Ld=290+0.03X630=308.9mmamin=a-0.015Ld=290-0.015X630=280.55mm（5）驗算包角: 1=1800-（d 2-d1）/aX57.3 0=1800-(180-90)/290X57.30=17201200?14（6）確定 V 帶根數：確定額定功率：P 0由查表并用線性插值得 P0=0.15kw查[1]表 37 得功率增量 P0=0.13kwA查[1]表 38 得包角系數 K =0.99?查[1]表 3 得長度系數 Kl=0.81確定帶根數：Z=P /｛（P +△P ）×K ×K ｝C0?L=3.85/(1.05+0.13)X0.99X0.81=2.87 取 Z=33.2 計算轉速的計算（1）主軸的計算轉速n j，由公式n =n 得，主軸的計算轉速n j=183r/min，jmin)13/(??z取200 r/min。(2). 傳動軸的計算轉速 軸3=315 r/min，軸2=250r/min，軸1=400r/min。（2）確定各傳動軸的計算轉速。Ⅱ軸共有 2 級轉速： 250 r/min、315 r/min。 。若經傳動副 Z / Z 傳動主軸，則只有 250r/min 傳遞全功率；若經傳動副 Z / Z 傳動主軸，6' 5'全部傳遞全功率，其中 250r/min 是傳遞全功率的最低轉速， 故其計算轉速 nⅡ j=250 r/min；Ⅰ 軸有 1 級轉速，且都傳遞全功率，所以其計算轉速 nⅠ j=400 r/min。各計算轉速入表 3-1。表 3-1 各軸計算轉速（3） 確定齒輪副的計算轉速。齒輪 Z 裝在主軸上并具有 45-500r/min 共 4 級轉速，'6其中只有 200r/min 傳遞全功率，故 Z j=200 r/min。'齒輪 Z 裝在Ⅱ軸上，有 125-500 r/min 共 4 級轉速，但經齒輪副 Z /Z 傳動主軸，則6 6'只有 125r/min 傳遞全功率，故 Z j=125r/min。依次可以得出其余齒輪的計算轉速，如6表 3-2。軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計算轉速 r/min 400 250 31515表 3-2 齒輪副計算轉速序號 Z1Z 2Z3Z `4Z5n j400 250 315 315 2003.3 齒輪模數計算及驗算（1）模數計算。一般同一變速組內的齒輪取同一模數，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，如321][)(jjmnuzP???表 3-3 所示。根據 和 計算齒輪模數，根據其中較大值取相近的標準模數：jmw=16338 =16338 mmj321][)(jjnuzP???????3213JmsniZKu????——齒輪的最低轉速 r/min；N——頂定的齒輪工作期限，中型機床推存： =15～20T T——轉速變化系數； nk——功率利用系數；N——材料強化系數。 q——（壽命系數）的極值skmaxinssk，齒輪等轉動件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數 m 和基準順環(huán)次數 C0——工作情況系數。中等中級的主運動： 1——動載荷系數；2k——齒向載荷分布系數；3——齒形系數； Y根據彎曲疲勞計算齒輪模數公式為： 式中：N——計算齒輪轉動遞的額定功率 N=? dwNk——計算齒輪（小齒輪）的計算轉速 r/minjn16——齒寬系數 ,m?mb/??8Z1——計算齒輪的齒數，一般取轉動中最小齒輪的齒數：——大齒輪與小齒輪的齒數比， = ；（+）用于外嚙合， （-）號用i i12?Z于內嚙合： 命系數； sTNnqkk?：：工作期限 ， = ； TTmCn06= =3.49Tk接 310256?= =1.8T彎 96=0.84 =0.58 nknk接=0.90 =0.55 =0.72 彎 q接 qk彎=3.49 0.84 0.58 0.55=0.94sk接 ??=1.8 0.84 0.90 0.72=0.99 時，取 = ，當 時，取 = ；s?minskmaxskminskmin= =0.85 =1.5； kax1=1.2 =1 =0.378 23Y許用彎曲應力，接觸應力，( )paM=354 =1750 ??W?pa??J?6 級材料的直齒輪材料選；20 熱處理 S-C59irTC3=16338 mmjm????213JmsniZK????=16338 =2.6 mm j3 22705.04849.5. ??=275 mmw??313wcMsnNK????17=275 =2.2mm33547108.0246.2.51??根據標準齒輪模數系數選用模數為:主軸齒輪模數為 3.5，傳動軸齒輪模數 m=2.5，中間軸齒輪模數 m=3; 根據有關文獻，也為了便于統一，在這里傳動齒輪統一取 m=3.5表 3-3 模數（2）基本組齒輪計算?；窘M齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2`齒數 29 37 22 44分度圓直徑 101.5 129.5 77 154齒頂圓直徑 108.5 136.5 84 161齒根圓直徑 97.25 120.75 68.25 145.25齒寬 25 25 25 25按基本組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調質處理，硬度 241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用 45 鋼，調質處理，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??jfsj MPauBnNKzm??????)()1(02832彎曲應力驗算公式為：組號 基本組 第一擴大組 第二擴大組模數 mm 3.5 3.5 3.518??wswMPaBYnzmNK?????)(109235式中 N----傳遞的額定功率（kW） ，這里取 N 為電動機功率，N=5kW;-----計算轉速（ r/min）. =500（r/min）;jnjm-----初算的齒輪模數（mm）, m=3.5（mm）;B----齒寬（mm）;B=25（mm）;z----小齒輪齒數；z=19;u----小齒輪齒數與大齒輪齒數之比,u=2.78;-----壽命系數；sK=sTnNKq----工作期限系數；TmTC016?T------齒輪工作期限，這里取 T=15000h.;-----齒輪的最低轉速（r/min）, =500（r/min）1n1n----基準循環(huán)次數，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取 =0C0C70C612?m----疲勞曲線指數，接觸載荷取 m=3；彎曲載荷取 m=6;----轉速變化系數，查【5】2 上，取 =0.60nKnK----功率利用系數，查 【5】2 上，取 =0.78N N-----材料強化系數，查【5】2 上， =0.60q q-----工作狀況系數，取 =1.13K3K-----動載荷系數，查【5】2 上，取 =12------齒向載荷分布系數，查【5】2 上， =1 1 1K19Y------齒形系數，查 【5】2 上，Y=0.386；----許用接觸應力（ MPa）,查【4】 ，表 4-7，取 =650 Mpa；??j? ??j?---許用彎曲應力（ MPa） ，查【4】 ，表 4-7，取 =275 Mpa；w w根據上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa j????j?=78 Mpaww（3）第一擴大組齒輪計算。擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z3 Z3` Z4 Z4`齒數 38 48 48 38分度圓直徑 133 168 168 133齒頂圓直徑 140 175 175 140齒根圓直徑 124.25 159.25 159.25 124.25齒寬 28 28 28 28（4）第二擴大組齒輪計算。擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z5 Z5` Z6 Z6`齒數 66 33 33 66分度圓直徑 231 115.5 231 115.5齒頂圓直徑 234.5 119 234.5 119齒根圓直徑 226.6 111.12 226.6 111.12齒寬 28 28 28 2820按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調質處理，硬度 241HB～286HB，平均取 260HB，大齒輪用 45 鋼，調質處理，硬度 229HB～286HB ，平均取 240HB。同理根據基本組的計算，查文獻【6】 ，可得 =0.62， =0.77， =0.60， =1.1，nKNqK3=1， =1，m=3.5， =355；2K1j可求得：=619 Mpa j????j?=135Mpa ww3.4 傳動軸最小軸徑的初定由【5】式 6，傳動軸直徑按扭轉剛度用下式計算：d=1.64 （mm）??4?Tn或 d=91 （mm）4njN式中 d---傳動軸直徑（mm）Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000 ；JnN?N----該軸傳遞的功率（KW）----該軸的計算轉速jn---該軸每米長度的允許扭轉角， == 。??????01各軸最小軸徑如表 3-3。表 3-3 最小軸徑軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸213.5 主軸合理跨距的計算由于電動機功率 P=4kw，根據【1】表 3.20，前軸徑應為 60~90mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的 d2=（ 0.7~0.9）d 1，取 d2=60mm。根據設計方案，前軸承為NN3016K 型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量 a=120mm，主軸孔徑為 30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉矩 T=9550 =9550× =424.44N.mnP904設該機床為車床的最大加工直徑為 240mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經濟加工直徑約為最大回轉直徑的 50%，這里取 75%，即 180mm，故半徑為 0.09m；切削力（沿 y 軸） Fc= =4716N09.42背向力（沿 x 軸） Fp=0.5 Fc=2358N總作用力 F= =5272.65N2pC?此力作用于工件上，主軸端受力為 F=5272.65N。先假設 l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力 RA 和 RB 分別為RA=F× =5272.65× =7908.97Nla?2401?RB=F× =5272.65× =2636.325Nl根據 文獻【1】式 3.7 得：Kr=3.39 得前支承的剛度：K A= 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos1689.69 N/ ；K B= 785.57 N/ ； = =2.15m?m?BAK57.6主軸的當量外徑 de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為I= =113.8×10-8m464)03.7.(???η= = =0.143aKEA6381.980.2??最小軸徑 mm 35 4022查【1】圖 3-38 得 =2.0，與原假設接近，所以最佳跨距 =120×2.0=240mmal0 0l合理跨距為（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=360mm。0l根據結構的需要，主軸的實際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑 D=100mm，后軸徑 d=80mm。前軸承采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。第 4 章 主要零部件的選擇 4.1 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6012II軸：對稱布置深溝球軸承6009III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7012C4.3 鍵的規(guī)格I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格：23BXL=10X56 II軸選擇花鍵規(guī)格：N d =8X36X40X7 × ×??×??III軸選擇鍵規(guī)格：BXL=14X90 4.4 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軸上的三聯滑移齒輪和二聯滑移齒輪。第 5 章 校核5.1 剛度校核（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：:??????YmZnDxNLYba ???43375.09.1L-----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；iai24N-----軸傳遞的全功率；校核合成撓度??YYbabah ?????cos22-----輸入扭距齒輪撓度；-------輸出扭距齒輪撓度b；)(2???????---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°。?代入數據計算得： =0.026； =0.084； =0.160；2ay3ay1ay=0.205； =0.088； =0.025。5b4b6b合成撓度 =0.238?cos251521aahY???查文獻【6】 ，帶齒輪軸的許用撓度 =5/10000*L??y即 =0.268。??y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：BA?,????????radlyhA3將上式計算的結果代入得：rBA052.由文獻【6】 ，查得支承處的 =0.001???因 〈0.001，故軸的轉角也滿足要求。.??BA?5.2 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=XF r+YFaX=1，Y=0 。對Ⅱ軸受力分析25得：前支承的徑向力 Fr=2642.32N。由軸承壽命的計算公式：預期的使用壽命 [L10h]=15000hL10h= × = × = h≥[L 10h]n1670?)PC(180673)28.10(?367.10()284.9524??=15000h軸承壽命滿足要求。第 6 章 結構設計及說明6.1 結構設計的內容、技術要求和方案設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等） 、主軸組件、操縱機構、潤滑密封系統和箱體及其聯結件的結構設計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設計由于時間的限制，一 0 般只畫展開圖。主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外，著重考慮以下幾個方面的問題。精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結構工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標準化和通用化的原則。主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點，由于結構復雜，設計中不可避免要26經過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。目的是：1 布置傳動件及選擇結構方案。2 檢驗傳動設計的結果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時改正。3 確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置，以確定各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數據。6.2 展開圖及其布置展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個平面上。I 軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪。有兩種布置方案，一是將兩級變速齒輪和離合器做成一體。齒輪的直徑受到離合器內徑的約束，齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑，負責齒輪無法加工。這樣軸的間距加大。另一種布置方案是離合器的左右部分分別裝在同軸線的軸上，左邊部分接通，得到一級反向轉動，右邊接通得到三級反向轉動。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第一種方案，通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結構?？偛贾脮r需要考慮制動器的位置。制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動器不要放在轉速太低軸上，以免制動扭矩太大，是制動尺寸增大。齒輪在軸上布置很重要，關系到變速箱的軸向尺寸，減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。結 論中型普通車床主軸箱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。經過這次課程設計，使我對機械系統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。27參考文獻【1】候珍秀.《機械系統設計》.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 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 28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，嚴謹的治學精神，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！