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寧 XX大學(xué)
課程設(shè)計(論文)
最大工件回轉(zhuǎn)直徑400普通車床的
主軸變速箱設(shè)計(第三大組）
所在學(xué)院
專 業(yè)
班 級
姓 名
學(xué) 號
指導(dǎo)老師
年 月 日
5
摘 要
本設(shè)計著重研究臥式車床主軸箱系統(tǒng)的設(shè)計步驟和設(shè)計方法，根據(jù)已確定的運動參數(shù)以主速箱展開圖的總中心距最小為目標(biāo)，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設(shè)計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡化結(jié)構(gòu)，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設(shè)計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設(shè)計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯(lián)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(guān)鍵詞:傳動系統(tǒng)設(shè)計,傳動副，結(jié)構(gòu)網(wǎng)，結(jié)構(gòu)式，
目 錄
摘 要 2
目 錄 4
第1章 緒論 7
1.1 課程設(shè)計的目的 7
1.2課程設(shè)計的內(nèi)容 7
1.2.1 理論分析與設(shè)計計算 7
1.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計 7
1.2.3編制技術(shù)文件 7
1.3 課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 7
第2章 車床參數(shù)的擬定 9
2.1車床主參數(shù)和基本參數(shù) 9
2.2車床的最高轉(zhuǎn)速 9
2.3確定級數(shù)主要其他參數(shù) 9
2.3.1 擬定主軸的各級轉(zhuǎn)速 9
2.3.2 主電機功率——動力參數(shù)的確定 9
2.3.3確定結(jié)構(gòu)式 10
2.3.4確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 13
2.3.5繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 13
2.4 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 15
2.5 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 17
第3章 傳動件的計算 18
3.1 帶傳動設(shè)計 18
3.1.1計算設(shè)計功率Pd 18
3.1.2選擇帶型 19
3.1.3驗證帶速并確定帶輪的基準(zhǔn)直徑 19
3.1.4確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長度并驗算小輪包角 20
3.1.5確定帶的根數(shù)z 21
3.1.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 21
3.1.7確定帶的張緊裝置 21
3.1.8計算壓軸力 22
3.1.9 計算轉(zhuǎn)速的計算 23
3.2 傳動軸計算 24
3.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 25
第5章 主軸及其組件的設(shè)計 29
第6章 傳動軸的估算和軸承計算校核 31
6.1 傳動軸直徑計算 31
6.2 Ⅰ軸上的軸承校核 33
6.3Ⅱ軸上的軸承校核 33
6.4 III軸上的軸承校核 34
6.5主軸上的軸承校核 34
第7章 鍵的選用和強度校核 35
7.1 Ⅰ軸上的鍵的選用和強度校核 35
7.2 II軸上的鍵的選用和強度校核 36
7.3 Ⅲ軸上的鍵的選用和強度校核 36
7.4 主軸上的鍵的選用和強度校核 36
第8章 主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明 37
8.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案 37
8.2 展開圖及其布置 38
結(jié)束語 38
參考文獻 39
第1章 緒論
1.1 課程設(shè)計的目的
課程設(shè)計是在學(xué)完本課程后，進行一次學(xué)習(xí)設(shè)計的綜合性練習(xí)。通過課程設(shè)計，使學(xué)生能夠運用所學(xué)過的基礎(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課和專業(yè)課的有關(guān)理論知識，及生產(chǎn)實習(xí)等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學(xué)知識的目的。通過課程設(shè)計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構(gòu)，進行選擇和改進；結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計，進行設(shè)計計算并編寫技術(shù)文件；完成系統(tǒng)主傳動設(shè)計，達到學(xué)習(xí)設(shè)計步驟和方法的目的。通過設(shè)計，掌握查閱相關(guān)工程設(shè)計手冊、設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)和資料的方法，達到積累設(shè)計知識和設(shè)計技巧，提高學(xué)生設(shè)計能力的目的。通過設(shè)計，使學(xué)生獲得機械系統(tǒng)基本設(shè)計技能的訓(xùn)練，提高分析和解決工程技術(shù)問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設(shè)計創(chuàng)造一定的條件。
1.2課程設(shè)計的內(nèi)容
課程設(shè)計內(nèi)容由理論分析與設(shè)計計算、圖樣技術(shù)設(shè)計和技術(shù)文件編制三部分組成。
1.2.1 理論分析與設(shè)計計算
（1）機械系統(tǒng)的方案設(shè)計。設(shè)計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。
（2）根據(jù)總體設(shè)計參數(shù)，進行傳動系統(tǒng)運動設(shè)計和計算。
（3）根據(jù)設(shè)計方案和零部件選擇情況，進行有關(guān)動力計算和校核。
1.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計
（1）選擇系統(tǒng)中的主要機件。
（2）工程技術(shù)圖樣的設(shè)計與繪制。
1.2.3編制技術(shù)文件
（1）對于課程設(shè)計內(nèi)容進行自我經(jīng)濟技術(shù)評價。
（2）編制設(shè)計計算說明書。
1.3 課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求
車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：
給定參數(shù)：主軸最低轉(zhuǎn)速為30r/min;主軸的變速范圍為50：主軸轉(zhuǎn)速公比為1.26，主運動電動機功率4kw
38
第2章 車床參數(shù)的擬定
2.1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：
最低轉(zhuǎn)速
Nmin
( )
主軸的變速范圍
主電機功率
N（kw）
公比
轉(zhuǎn)速級數(shù)Z
30
50
3
1.26
18
2.2車床的最高轉(zhuǎn)速
Nmax= 30X = 30X50=1500 取標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列是1500
公式R=，其中 =1.26 ，R=50，可以計算z=18
2.3確定級數(shù)主要其他參數(shù)
2.3.1 擬定主軸的各級轉(zhuǎn)速
依據(jù)題目要求選級數(shù)Z=18， =1.26考慮到設(shè)計的結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標(biāo)準(zhǔn)的數(shù)列表中查出，按標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速數(shù)列為：
30，37.5，47.5,60,75,95，118，150，190，235，300，375，475，600，750，950，1180，1500
2.3.2 主電機功率——動力參數(shù)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(chǎn)需要，又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。
根據(jù)題設(shè)條件電機功率為4KW
可選取電機為：Y112M-4額定功率為4KW，滿載轉(zhuǎn)速為1440r/min.
表3-1 Y112M-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
Y112M-4
4
1500
1440
2.3.3確定結(jié)構(gòu)式
已知Z=x3b
a、b為正整數(shù)，即Z應(yīng)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。
將主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)分解因子，可能的方案有：
第一行
第二行
在上面的兩行方案中，第一行方案是由11對傳動副組成的兩個變速組，這兩個變速組串聯(lián)構(gòu)成了主軸的18級轉(zhuǎn)速。這樣的方案能夠省掉一根軸，但有一個傳動組內(nèi)將出現(xiàn)9個傳動副。假如用一個九聯(lián)滑移齒輪，那么軸向尺寸會增大。假如采用若干個雙聯(lián)滑移齒輪與若干個三聯(lián)滑移齒輪組合使用，那么，為了防止各滑移齒輪同時嚙合，操縱機構(gòu)必須實現(xiàn)互鎖。綜上所述，第一行中的方案一般不采用。
對于第二行中的三個方案，將出現(xiàn)三個變速組，每個變數(shù)組中有2個或者3個傳動副。我們能夠采用雙聯(lián)或者三聯(lián)滑移齒輪來變速。該行方案中總的傳動副數(shù)最少，軸向尺寸較小，操縱機構(gòu)也相對簡單。因此，在主軸轉(zhuǎn)速為18級的分級變速系統(tǒng)設(shè)計中，通常采用第二行中的方案。
根據(jù)公式可得，傳動件所傳遞的功率P與它的計算轉(zhuǎn)速決定了傳遞轉(zhuǎn)矩T。一般情況下，從電動機到主軸為降速傳動。即所謂的“近電機高轉(zhuǎn)速”，從而計算轉(zhuǎn)速也較高，那么需要傳遞的轉(zhuǎn)矩就較小，尺寸也較小。根據(jù)傳動副的“前多后少”原則，即將傳動副較多的變速組安排在靠近電動機處，這樣可以多些小尺寸的零件，少些大尺寸的零件，不僅可以節(jié)省材料，還可以使變速箱結(jié)構(gòu)緊湊。因此，對于第二行中的三種方案，我們通常采用的方案，它表示該傳動系統(tǒng)是由3個變速組共8對傳動副組成（不包含可能的定比傳動副）。
在方案中，由于基本組與擴大組之間的排列順序不同，又將衍生出6種不同的方案。6種方案的結(jié)構(gòu)式如下：
在這6個方案中，首先應(yīng)對各個方案變速組的變速范圍進行驗算。在一般情況下，變速范圍最大的是最后一個擴大組，所以只需要對最后一個擴大組的變速范圍進行校驗。
設(shè)計機床的變速系統(tǒng)中，在降速傳動時，為了避免從動齒輪的直徑過大而使徑向尺寸隨之增大，通常使傳動副的最小傳動比。在升速傳動中，防止產(chǎn)生過大的噪聲與震動，通常使傳動副的最大傳動比。對于斜齒圓柱齒輪傳動比較平穩(wěn)，所以取。故，在一般情況下變速組的變速范圍應(yīng)滿足以下條件：
在、、、這四種方案中，最后一個擴大組都是，其變速范圍：
所以不滿足傳動組的極限變速范圍要求。
在、這兩種方案中，最后一個擴大組都是，其變速范圍：
滿足傳動組的極限變速范圍要求。根據(jù)中間軸變速范圍最小的原則，即“前密后疏”，方案為最佳方案，結(jié)構(gòu)式為：。
確定擴大順序
當(dāng)傳動順序確定后，由于基本組、擴大組的排列順序不同，可得出不同的排列方案，其結(jié)構(gòu)式為：
射線開口大勢必造成低轉(zhuǎn)速較低，其結(jié)果是使傳動件的尺寸較大。因此，在網(wǎng)上表現(xiàn)為前后傳動組的射線間開口笑，后面?zhèn)鲃咏M的射線間開口大，這時各變速組的變速范圍是逐漸增大的，故方案①為最佳方案。
確定變速組中的極限傳動比及變速范圍
在主傳動系統(tǒng)中，對于降速，為了防止被動齒輪的直徑過大而使徑向尺寸太大，常應(yīng)限制最小傳動比。對于升速，為了防止產(chǎn)生過大的振動和噪聲，常應(yīng)限制最大傳動比。
由于齒輪副的極限傳動比有了限制，則變速組的最大變速范圍相應(yīng)地也應(yīng)有一定的限制。在主運動中：
因此，一般只要最后擴大組的變速范圍不超過限制范圍，則其余的變速組也不會超過。通常，最后擴大組的傳動副數(shù)為2，可以減少最后擴大組的變速范圍，以利于不超過限制范圍。因此，設(shè)計傳動系統(tǒng)時，Rn值的擴大，由于受到值的限制，就不能通過無限增加變速組的數(shù)目來實現(xiàn)。
驗算：方案，其最后擴大組的變速范圍，合格。
確定最小傳動比
在設(shè)計傳動系統(tǒng)時，電動機與主軸的轉(zhuǎn)速已經(jīng)確定。當(dāng)降速時，分配傳動比應(yīng)使各個中間傳動軸的最低轉(zhuǎn)速適當(dāng)?shù)馗咝?。因為n高后，在傳遞一定功率下，傳遞的扭矩就小，相應(yīng)的使傳動件的尺寸也小。未來使更多的傳動件在相對高速下工作，減少變速箱的結(jié)構(gòu)尺寸，除了在傳動順序上前多后少，擴大順序上前密后疏，對于降速運動最小傳動比應(yīng)采取前緩后急的原則，即在傳動順序上，越靠前最小傳動比越小，最后變速組的最小傳動比常取1/4。
2.3.4確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)
畫出結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下：(變速系統(tǒng)共需4根軸，其中Ⅳ軸為主軸)
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ
圖3-1 結(jié)構(gòu)網(wǎng)
2.3.5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：
（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(shù)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)\
圖2-3 主傳動系統(tǒng)圖
2.4 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,m4
（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設(shè)計要求Zmin≥18~20,齒數(shù)和Sz≤100～120，由表4.1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表2-2。
表2-2 齒輪齒數(shù)
（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設(shè)計要求Zmin≥18~20,齒數(shù)和Sz≤100～120，由表4.1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表2-2。
（1） 確定各變速組內(nèi)齒輪齒數(shù)
由以上確定的各個傳動比，根據(jù)參考文獻[1]表5-2，有：
a變速組
， ，
時，=…，58，60，62，64，66，68，70，72，74，76，…
時，=…，56，59，61，63，65，66，68，70，72，74，…
時，=…57，59，60，62，65，67，70，72，73，75，…
可知，可取=60。再由參考文獻[1]表5-2查出各對齒輪副中小齒輪的齒數(shù)為：26、23和20。則：
；；
b變速組
， ，
時，=…，70，72，74，75，77，79，81，82，83，84，…
時，=…，70，72，73，75，77，78，80，82，83，85，…
時，=…，66，67，70，71，75，79，80，83，84，87，…
可取=83，查出齒輪齒數(shù)為：37、32、和20。
；；
c變速組
，
時，=…，80，84，85，95，96，99，100，104，105，…
時，=…，92，93，95，96，98，99，101，102，104，…
可取=90，查出齒輪齒數(shù)為：20和33。則：
；
2.5 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差
實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不應(yīng)超過±10(-1)％,即
〈10(-1)％=2.6％
n
1500
1180
950
750
600
475
375
300
235
190
150
118
37.5
30
n`
1502
1185
954
756
603
476
378.6
305.3
235.6
191.3
158.6
119.3
38.5
30.5
誤差
0.4％
1.4％
1.4％
0.4％
1.4％
0.4％
1.4％
0.4％
1.4％
0.4％
1.4％
0.4％
1.4％
0.4％
各級轉(zhuǎn)速誤差轉(zhuǎn)速誤差小于2.6％，因此不需要修改齒數(shù)。
第3章 傳動件的計算
3.1 帶傳動設(shè)計
輸出功率P=4kW,轉(zhuǎn)速n1=1440r/min,n2=750r/min
3.1.1計算設(shè)計功率Pd
表3-3 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(fēng)機和鼓風(fēng)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(fēng)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(fù)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(shè)計》P296表4，
取KA＝1.1。即
3.1.2選擇帶型
普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設(shè)計功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按《機械設(shè)計》P297圖13－11選取。
圖3-2
根據(jù)算出的Pd＝4.4kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n1＝1440r/min ，查圖得：d d=80～100可知應(yīng)選取A型V帶。
3.1.3驗證帶速并確定帶輪的基準(zhǔn)直徑
由《機械設(shè)計》P298表13－7查得，小帶輪基準(zhǔn)直徑為80～100mm
則取dd1= 100mm> ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得）
表3-4 V帶帶輪最小基準(zhǔn)直徑
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
20
50
75
125
200
355
500
由《機械設(shè)計》查“V帶輪的基準(zhǔn)直徑”，得=190mm
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(jié)構(gòu)，大帶輪選擇E型輪輻式結(jié)構(gòu)。
帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。
3.1.7確定帶的張緊裝置
選用結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。
3.1.8計算壓軸力
由《機械設(shè)計》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝123.31N，上面已得到=165.17o，z=3，則
對帶輪的主要要求是質(zhì)量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉(zhuǎn)速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應(yīng)力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側(cè)面間的夾角是40°，為了適應(yīng)V帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角 為32°、34°、36°、38°（按帶的型號及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見表7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。
項目
?
符號
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
基準(zhǔn)寬度
b p
5.3
8.5
11.0
14.0
19.0
27.0
32.0
基準(zhǔn)線上槽深
h amin
1.6
2.0
2.75
3.5
4.8
8.1
9.6
基準(zhǔn)線下槽深
h fmin
4.7
7.0
8.7
10.8
14.3
19.9
23.4
槽間距
e
8 ± 0.3
12 ± 0.3
15 ± 0.3
19 ± 0.4
25.5 ± 0.5
37 ± 0.6
44.5 ± 0.7
第一槽對稱面至端面的距離
f min
6
7
9
11.5
16
23
28
最小輪緣厚
5
5.5
6
7.5
10
12
15
帶輪寬
B
B =( z -1) e + 2 f ? z —輪槽數(shù)
外徑
d a
輪 槽 角
32°
對應(yīng)的基準(zhǔn)直徑 d d
≤ 60
-
-
-
-
-
-
34°
-
≤ 80
≤ 118
≤ 190
≤ 315
-
-
36°
60
-
-
-
-
≤ 475
≤ 600
38°
-
＞ 80
＞ 118
＞ 190
＞ 315
＞ 475
＞ 600
極限偏差
± 1
± 0.5
表3-7 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）
V帶輪按腹板（輪輻）結(jié)構(gòu)的不同分為以下幾種型式：
（1） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d時)，如圖3-2a。
（2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖3-2b。
（3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖3-3c 。
（4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖3-3d。
（a） （b） （c） （d）
圖3-3 帶輪結(jié)構(gòu)類型
根據(jù)設(shè)計結(jié)果，可以得出結(jié)論：小帶輪選擇實心帶輪，
如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）
3.1.9 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=95.27r/min，
取95r/min。
①齒輪的計算轉(zhuǎn)速。齒輪裝在Ⅳ軸上，從轉(zhuǎn)速圖可以看出，共有118r/min~750r/min共9級轉(zhuǎn)速，經(jīng)齒輪/傳動主軸得到235r/min~1500r/min這9級轉(zhuǎn)速能傳遞全部功率，故齒輪的這9級轉(zhuǎn)速也能傳遞全部功率，其中最低轉(zhuǎn)速95r/min正好為齒輪的計算轉(zhuǎn)速。
②齒輪的計算轉(zhuǎn)速。齒輪裝在Ⅴ軸（主軸）上，有235r/min~1500r/min共9級轉(zhuǎn)速，都能傳遞全部功率，其最低轉(zhuǎn)速375r/min即為齒輪的計算轉(zhuǎn)速。
③齒輪的計算轉(zhuǎn)速。齒輪裝在Ⅳ軸上，有118r/min~750r/min共9級轉(zhuǎn)速。其中375r/min~750r/min的4級轉(zhuǎn)速能傳遞全部功率，而118r/min~300r/min的5級轉(zhuǎn)速不能傳遞全部功率。因此，齒輪的計算轉(zhuǎn)速即為375r/min。
其余依次類推，各齒輪的計算轉(zhuǎn)速如下。
齒輪序號
計算轉(zhuǎn)速
1440
750
750
475
600
375
600
300
300
齒輪序號
計算轉(zhuǎn)速
475
300
235
300
118
118
235
375
95
3.2 傳動軸計算
1、計算各傳動軸的輸出功率
2、計算各傳動軸的扭矩
（n.mm）
（n.mm）
（n.mm）
（n.mm）
3、軸徑設(shè)計及鍵的選取
軸一：，取帶入公式：
有，,圓整取
選花鍵：
軸二：，取帶入公式：
有，,圓整取
選花鍵：
軸三：，取帶入公式：
有，,圓整取
選花鍵：
主軸：選擇主軸前端直徑，后端直徑
取，則平均直徑。
對于普通車床，主軸內(nèi)孔直徑,故本例之中，主軸內(nèi)孔直徑取為
支承形式選擇兩支撐，初取懸伸量，支撐跨距。
選擇平鍵連接，
3.3 齒輪模數(shù)計算及驗算
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)，如
45號鋼整體淬火，
按接觸疲勞計算齒輪模數(shù)m
1-2軸由公式mj=16338可得mj=2.34mm，取m=3mm
2-3軸由公式mj=16338可得mj=2.31mm，取m=3mm
3-4軸由公式mj=16338可得mj=3.31mm，取m=4mm
表3-3 模數(shù)
組號
基本組
第一擴大組
第一擴大組
模數(shù) mm
3
3
3.5
（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`
Z3
Z3`
齒數(shù)
26
34
23
37
20
40
分度圓直徑
78
102
69
111
60
120
齒頂圓直徑
84
108
75
117
66
126
齒根圓直徑
70.5
94.5
61.5
103.5
52.5
112.5
齒寬
24
24
24
24
24
24
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(yīng)力驗算公式為
彎曲應(yīng)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
-----計算轉(zhuǎn)速（r/min）.
m-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=3（mm）;
B----齒寬（mm）;
z----小齒輪齒數(shù)
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(zhǔn)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(yīng)力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；
---許用彎曲應(yīng)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。
第一擴大組
齒輪幾何尺寸見下表
齒輪
Z4
Z4`
Z5
Z5`
Z6
Z6`
齒數(shù)
47
37
32
52
20
64
分度圓直徑
141
111
96
156
60
192
齒頂圓直徑
147
117
102
162
66
198
齒根圓直徑
133.5
103.5
88.5
148.5
52.5
184.5
齒寬
24
24
24
24
24
24
第二擴大組齒輪幾何尺寸見下表
齒輪
Z6
Z6`
Z7
Z7`
齒數(shù)
60
30
18
72
分度圓直徑
210
105
63
252
齒頂圓直徑
217
112
70
259
齒根圓直徑
201.25
96.25
54.25
243.25
齒寬
24
24
24
24
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5章 主軸及其組件的設(shè)計
主軸組件結(jié)構(gòu)復(fù)雜，技術(shù)要求高。安裝工件的主軸參與切削成形運動，因此，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
由車床功率N=4kw,查表可以選取前支承軸頸直徑:,考慮到軸承的直徑系列均為5的倍數(shù)，故取
后支承軸頸直徑 D2=(0.7～0.85)D1=70～85mm 選取 D2=80 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(gòu)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。由車床主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)（GB1582-79,JB/Z143-79）查得最大工件回轉(zhuǎn)直徑D=400mm的主軸通孔直徑d≧50
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==90
d1—前軸頸處內(nèi)孔直徑d=(0.55～0.6)D=49.5～54mm
所以，內(nèi)孔直徑取d=50mm
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(biāo)準(zhǔn)莫氏錐度尺寸為：
大端直徑 D=63.348mm、錐度、長度L=181mm
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(jié)構(gòu)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=60～150 mm
所以，懸伸量取100mm
5）支承跨距及懸伸長度
為了提高主軸剛度，應(yīng)盡量縮短主軸的外伸長度a，選擇適當(dāng)?shù)闹С锌缇郘。一般推薦取
跨距L小時，軸承變形對軸端變形影響大。所以軸承剛度小時，應(yīng)選大值，軸剛性差時，則取小值。其大小很大程度上受其他結(jié)構(gòu)的限制，常常不能滿足以上要求。在安排結(jié)構(gòu)時力求接近即可。
6）頭部尺寸的選擇
對機床主軸的頭部廣泛采用短圓周式結(jié)構(gòu)，懸伸短，剛度好。在此選擇B型，主軸前端軸徑D1=100mm,故選代號為6的B型結(jié)構(gòu)。其公稱直徑D=106.375,、偏差為+0.010、D1=170、D2=133.4、d1=19.05、d2=14、d3=M6、B=25、=14、h=5。
7）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(yīng)淬硬。
8） 主軸軸承
主軸的前軸承選取3182100系列雙列向心短圓柱滾子軸承。這種軸承承載能力大，內(nèi)孔有1：12錐度，磨擦系數(shù)小，溫升低，但不能承受軸向力，必須和能承受軸向力的軸承配合使用，因此整個部件支承結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜。
第6章 傳動軸的估算和軸承計算校核
6.1 傳動軸直徑計算
傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下列公式估算傳動軸直徑：
mm
其中：N—該傳動軸的輸入功率
KW
Nd—電機額定功率；
—從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積
—該傳動軸的計算轉(zhuǎn)速r/min
—每米長度上允許的扭轉(zhuǎn)角(deg/m)
對Ⅰ軸有：
1) 選擇軸的材料
由文獻[1]中的表11-1和表11-3選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度，，，。
2) 按扭矩初算軸徑
根據(jù)文獻[1]中式（11-2），并查表11-2，取C=115，則
考慮有鍵槽和軸承，軸加大5%：
所以取
對Ⅱ軸有：選擇軸的材料
由文獻[1]中的表11-1和表11-3選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度，，，。
2) 按扭矩初算軸徑
根據(jù)文獻[1]中式（11-2），并查表11-2，取C=115，則
考慮有鍵槽，軸加大5%：
所以取最小d=30mm
對Ⅲ軸有：1) 選擇軸的材料
由文獻[1]中的表11-1和表11-3選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度，，，。
2) 按扭矩初算軸徑
根據(jù)文獻[1]中式（11-2），并查表11-2，取C=115，則
有鍵槽和軸承，軸加大5%：
采用花鍵軸結(jié)構(gòu)，即將估算的傳動軸直徑d減小7%為花鍵軸的直徑，在選相近的標(biāo)準(zhǔn)花鍵。
=32×0.93=29.76
=38×0.93=35.34
=46×0.93=42.78
查表可以選取花鍵的型號其尺寸分別為
軸取 6-30×26×6
軸取 6-38×33×10
軸取 6-43×40×12
6.2 Ⅰ軸上的軸承校核
1) 確定參數(shù)
已知計算轉(zhuǎn)速為750r/min,兩軸承徑向反力為。
初選圓錐滾子軸承30205型，額定動載荷，額定靜載荷。
根據(jù)文獻[1]中表（12-6）按減速器，取，由文獻中表12-8的溫度系數(shù)。
根據(jù)根據(jù)文獻[1]中式（12-1）及表12-7得壓緊端軸承當(dāng)量載荷
滾子軸承的壽命系數(shù)10/3，取3。
2) 軸承的壽命計算
由文獻[1]中式（12-6）得
預(yù)期壽命滿足
6.3Ⅱ軸上的軸承校核
1）確定參數(shù)
Ⅱ軸上一共三個軸承， 已知計算轉(zhuǎn)速為600r/min,左，中間軸承從Ⅰ軸上齒輪傳遞徑向反力為，中間和右邊軸承承受徑向反力為。
初選承受圓錐滾子軸承30206型，額定動載荷，額定靜載荷。而承受的軸承是NN3007E型，額定動載荷，額定靜載荷。初選承受圓錐滾子軸承30206型，額定動載荷，額定靜載荷。
根據(jù)文獻[1]中表（12-6）按減速器，取，由文獻中表12-8的溫度系數(shù)。
根據(jù)根據(jù)文獻[1]中式（12-1）及表12-7得
當(dāng)量載荷
滾子軸承的壽命系數(shù)10/3，取3。
2）軸承的壽命計算
由文獻[1]中式（12-6）得
預(yù)期壽命滿足
6.4 III軸上的軸承校核
1) 確定參數(shù)
Ⅲ軸上一共兩個軸承， 已知計算轉(zhuǎn)速為132r/min,從Ⅱ軸上齒輪傳遞徑向反力為。
初選承受圓錐滾子軸承30208型，額定動載荷，額定靜載荷。
根據(jù)文獻[1]中表（12-6）按減速器，取，由文獻中表12-8的溫度系數(shù)。
根據(jù)根據(jù)文獻[1]中式（12-1）及表12-7得
壓緊端軸承當(dāng)量載荷
滾子軸承的壽命系數(shù)10/3，取3。
2) 軸承的壽命計算
由文獻[1]中式（12-6）得
預(yù)期壽命滿足
6.5主軸上的軸承校核
主軸上一共三個軸承， 已知計算轉(zhuǎn)速為106r/min,左，， 總體來說主軸軸承承受齒輪傳動的力不大，按一般的校核一定滿足要求壽命要求，但是主軸是的要求很高，必須保證主軸的傳動穩(wěn)定，和剛度要求，所以主軸雙排圓柱滾子軸承及單排圓柱滾子軸承，左邊的選擇NN3013E，額定動載荷，額定靜載荷。中間的軸承是N214E型，額定動載荷，額定靜載荷。右邊圓柱滾子軸承NN3016型，額定動載荷，額定靜載荷。而且預(yù)期壽命滿足。
第7章 鍵的選用和強度校核
7.1 Ⅰ軸上的鍵的選用和強度校核
<1> Ⅰ軸與大帶輪鏈接采用平鍵鏈接
1) 軸徑，，傳遞扭矩。
2) 選用C型平鍵，鍵，。
3) 由文獻[1]中表7-9得。
4) 根據(jù)文獻[1]中式（7-14）和式（7-15）得
擠壓強度滿足
抗剪切強度滿足。
<2>Ⅰ軸與齒輪的聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接
1) 軸徑，，傳遞扭矩。
2) 選用B型平鍵，鍵，。
3) 由文獻[1]中表7-9得。
4) 根據(jù)文獻[1]中式（7-14）和式（7-15）得
擠壓強度滿足
抗剪切強度滿足。
由于Ⅰ軸與齒輪的聯(lián)接情況一樣，所以另外的兩個齒輪與Ⅰ軸同樣選用C型平鍵，鍵，也滿足要求。無需重復(fù)校核。
7.2 II軸上的鍵的選用和強度校核
1)軸與齒輪的聯(lián)接采用花鍵聯(lián)接，軸徑，傳遞扭矩
2)選用花鍵。
3) 由文獻[1]中表7-9得。
4) 根據(jù)文獻[1]中式（7-14）得
擠壓強度滿足
抗剪切強度滿足。
7.3 Ⅲ軸上的鍵的選用和強度校核
1)軸與齒輪的聯(lián)接采用花鍵聯(lián)接，軸徑，傳遞扭矩。
2)選用花鍵。
3) 由文獻[1]中表7-9得。
4) 根據(jù)文獻[1]中式（7-14）得
擠壓強度滿足
抗剪切強度滿足。
7.4 主軸上的鍵的選用和強度校核
1) 軸與齒輪的聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接，軸徑，，，傳遞扭矩。
2) 齒寬為,選用B型平鍵,由于主軸空心所以選擇鍵，。選用B型平鍵，鍵,。
3) 由文獻[1]中表7-9得。
4) 根據(jù)文獻[1]中式（7-14）和式（7-15）得
擠壓強度滿足
抗剪切強度滿足。
第8章 主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明
8.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案
設(shè)計主軸變速箱的結(jié)構(gòu)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(gòu)、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結(jié)件的結(jié)構(gòu)設(shè)計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設(shè)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(shè)計時除考慮一般機械傳動的有關(guān)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(jié)構(gòu)工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標(biāo)準(zhǔn)化和通用化的原則。
主軸變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計時整個機床設(shè)計的重點，由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜，設(shè)計中不可避免要經(jīng)過反復(fù)思考和多次修改。在正式畫圖前應(yīng)該先畫草圖。目的是：
1 布置傳動件及選擇結(jié)構(gòu)方案。
2 檢驗傳動設(shè)計的結(jié)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(shù)據(jù)。
8.2 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(nèi)徑的約束，齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑，負責(zé)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(zhuǎn)動，右邊接通得到三級反向轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)。
總布置時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(zhuǎn)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(guān)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(jié)束語
1、本次課程設(shè)計是針對專業(yè)課程基礎(chǔ)知識的一次綜合性應(yīng)用設(shè)計，設(shè)計過程應(yīng)用了《機械制圖》、《機械原理》、《工程力學(xué)》等。
2、本次課程設(shè)計充分應(yīng)用了以前所學(xué)習(xí)的知識，并應(yīng)用這些知識來分析和解決實際問題。
3、本次課程設(shè)計進一步掌握了一般設(shè)計的設(shè)計思路和設(shè)計切入點，同時對機械部件的傳動設(shè)計和動力計算也提高了應(yīng)用各種資料和實際動手的能力。
4、本次課程設(shè)計進一步規(guī)范了制圖要求，掌握了機械設(shè)計的基本技能。
5、本次課程設(shè)計由于學(xué)習(xí)知識面的狹窄和對一些概念的理解不夠深刻，以及缺乏實際設(shè)計經(jīng)驗，使得設(shè)計黨中出現(xiàn)了許多不妥和錯誤之處，誠請老師給予指正和教導(dǎo)。
參考文獻
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