主轴箱课程设计说明书

前言

机械制造业是国民经济的装备部，在国民经济中具有十分重要的地位和作用。机械制造生产能力和制造水平，主要取决于机械制造装备的先进程度。机械制造装备的核心为金属切削机床。一个国家的机床工业水平在很大程度上代表着这个国家的工业生产能力和技术水平。

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，基本参数是一些加工件尺寸、机床结构、运动和动力特性有关的参数，可归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数。

通用车床工艺范围广，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，兼顾其他的可能工艺加工的要求，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。

机械装备课程设计是我们在学完基础课、技术基础课及有关专业课的基础上，结合机床主传动部件(主轴变速箱)设计的综合训练。其目的有以下三点：

①掌握机床主传动部件设计过程和方法，包括参数拟定、传动设计、零件计算、结构设计等，培养结构分析和设计的能力。

②综合应用过去所学的理论知识，提高联系实际和综合分析的能力。 ③训练和提高设计的基本技能，如计算、制图、应用设计资料、标准和规范、编写说明书等。

一、概述

1.1机床课程设计的目的

课程设计是在学生学完相应课程及先行课程之后进行的实习性教学环节，是大学生的必修环节，其目的在于通过机床运动机械变速传动系统的结构设计，使学生在拟定传动和变速的结构的结构方案过程中，得到设计构思，方案分析，结构工艺性，机械制图，零件计算，编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并培养学生具有初步的结构分析，结构设计和计算能力。 1.2 车床的规格系列和用处

普通机床的规格和类型有系列型谱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1 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数

1.3 操作性能要求

（1）具有皮带轮卸荷装置

（2）手动操作纵双向摩擦片离合器实现主轴的正反转及停止运动要求 （3）主轴的变速由变速手柄完成

二、参数拟定 2.1确定转速范围

查金属切削机床机床主轴变速箱设计指导得：400r/min，500r/min，630r/min，800r/min，1000r/min，1250r/min，1600r/min，2000r/min。 2.2 主电机的选择

合理的确定电机功率，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。

已知电动机的功率是3KW，根据《机械设计课程设计手册》P167表12-1选Y112M-4，额定功率4KW，满载转速1440r/min，最大额定转矩2.2N/m。

三、传动设计 3.1 主传动方案拟定

拟定传动方案，包括传动形式的选择以及开停、换向、制动、操作等整个传动系统的确定。传动形式指传动和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的传动形式、变速类型。

传动方案和形式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定传动方案和形式，要从结构、工艺、性能及经济等方面统一考虑。

传动方案有多种，传动形式更是众多，比如：传动形式上有集中传动、分离传动；扩大变速范围可用增加传动组数，也可用背轮结构、分支传动等形式；

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，我们采用集中传动形式的主轴变速箱。 3.2 传动结构式、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传动不失为有用的方法，但对于分析复杂的传动并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。 3.2.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目

级数为Z的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有Z1、

Z2、„„个传动副。

传动副中由于结构的限制以2为合适，即变速级数Z应为2的因子：仅有 8=2×2×2一种传动方案

3.2.2 传动式的拟定

8级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。

主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上的齿轮少些为好。最后一个传动组的传动副常选用2。

综上所述，传动式为8=2×2⨯2。 3.2.3 结构式的拟定

传动副应前多后少的原则，故8=2⨯2⨯2传动式，有4种结构式和对应的结构网。又因为传动顺序应前密后疏，变速组的降速要前慢后快，所以结构式为： 8=21⨯22⨯24

3.3 转速图的拟定

图1正转转速图

图2主传动系图

四、 传动件的估算 4.1 三角带传动的计算

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。

(1)选择三角带的型号

根据公式：Pc=KAP=1.1⨯4=4.4KW（查《机械设计基础》表13-8得KA=1.1） 式中P---电动机额定功率，Ka--工作情况系数 查《机械设计基础》表13-1因此选择A型带，尺寸参数为b=13mm，bp=11mm，h=8mm，ϕ=40︒。

(2)确定带轮的计算直径D1，D2

带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径D1不宜过小，即D1≥Dmin。查《机械设计基础》表13-9取主动轮基准直径D1=125m

由公式D2=

式中：

n1-小带轮转速，n2-大带轮转速，ε-带的滑动系数，一般取0.02。

n1

D1(1-ε) n2

所以，D2=200mm。

1440

⨯125(1-0.02)=176.4mm由《机械设计基础》表13-9取园整为1000

(3)确定三角带速度 按公式V=

πD1n1

60⨯1000

=

3.14⨯125⨯1440

=9.42 60⨯1000

(4)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

（125+200）=650，取A0选取： 根据经验公式0.7(D1+D2)

=600mm.

(5)三角带的计算基准长度L0

2

Lπ

2

D1)0=2A0+

2

(D+D)+(D

-1

2

4A 0

L=2⨯600+3.14

(200-1252

0)2125+200）+

4⨯600

=1712.64mm 由《机械设计基础》表13-2，圆整到标准的计算长度修正系数KL

=1.01

(6)验算三角带的挠曲次数 u=

1000mv

=10.31≤40次L

，符合要求。 (7)确定实际中心距A

A=A0+

L-L0

2

=600+（1800-1713）÷2=643.5mm (8)验算小带轮包角α

α1≈180︒-

D2-D1

A

⨯57.5︒=173.3︒ 120︒ 主动轮上包角合适。 (9)确定三角带根数Z

根据《机械设计基础》式13-15得

Z=

PCP=PC

+∆P 0P00KaKL

传动比

i=

V1V2=14401000

=1.44 L=1800mm，带长

查表13-5，13-3 得∆p0= 0.13KW,p0= 1.92KW 查表13-7，kα=0.98；查表13-2，kl=0.96

Z=

4.4

=2.3

1.92+0.13⨯0.98⨯0.96

所以取Z=3根 (10)计算预紧力

查《机械设计基础》表13-1，q=0.1kg/m

500Pc2.5

-1）+qν2ZνKα500⨯4.42.5=-1）+0.1⨯9.422 3⨯9.420.98=129.6NF0=

4.2 传动轴的估算

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。 4.2.1 传动轴直径的估算

d=91Nnjϕmm

其中：

N-传动轴的输入功率 N=Ndη KW Nd--电机额定功率；

η-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；

nj-该传动轴的计算转速r/min。

计算转速nj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。

n（主）=nminϕj

2

-13

[ϕ]——每米长度上允许的扭转角 （deg/n）

查【机床主轴变速箱设计指导参考书】P32得I轴的ϕ=2，II，III轴是花键轴ϕ=1.5，IV轴的取ϕ=1。

所以 d1=91 d2=914

4⨯0.961000⨯2

2

-13

=20.1mm 取25mm

⨯2

=22.2mm 取25mm

−

800×1.5×1.5

d3=914⨯0.96⨯0.99⨯0.98⨯0.98⨯0.99

500⨯1.5⨯1.5

-13

=24.8mm 取30mm

d4=91

4

−

400×1×1

取35mm

此轴径为平均轴径，设计时可相应调整。

4.3 齿轮齿数的确定和模数的计算 4.3.1 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Sz及小齿轮的齿数可以从表3-6（机械制造装备设计）中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于18～20。采用双联滑移齿轮时，应检查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。 第一组齿轮：

传动比：u1=

1

=1, u2=

11.26

ϕ

查《机床主轴变速箱设计指导参考书》P20常用传动比适合齿数表，齿数和

Sz取72

Z1=36，Z2=32，Z3=36, Z4=40,；

第二组齿轮：

传动比：u1=

1

=1,u2=

1

ϕ0

1.59

，

齿数和Sz取84： Z5 =42，Z6=32，Z7=42, Z8=52； 第三组齿轮：

传动比：u1=1.26,u2=2

齿数和Sz取90： Z9=60，Z10=30，Z11=40，Z12=50; 4.3.2 齿轮模数的计算

(1) 一般同一变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最重的小齿轮按简化的接触疲劳强度公式计算

mj=mm]

mj=163003

i±1KKKK

12

2

32

ψmZ1iσjnj

α

N

mm

式中：N--计算齿轮传递额定功率N=η.NdKW

nj——计算齿轮（小齿轮）的计算转速r/min

ψm——齿宽系数ψm=b/m，ψm常取6~10

Z1——计算齿轮的齿数，一般取传动中最小齿轮的齿数。

i——大齿轮与小齿轮的齿数比，i=

Z2

“+”用于外齿合，“-”用于内齿合。 ≥1；Z1

Ka——寿命系数，Ka=KTKnKNKq；

KT——工作期限系数，KT=60nT

；（查【3】表3） Co

N——齿轮的最低转速r/min；

mj——按疲劳接触强度计算的齿轮模数[mm]

T——预定的齿轮工作期限，中型机床推荐：T=15000~20000

Kn——转速变化系数（查【3】表4）

KN——功率利用系数 （查【3】表5）

K1——工作情况系数。中等冲击主运动： K1=1.2~1.6 K2——动载荷系数 （查【3】表8）

K3——齿向分布系数（查【3】表9）

Kq——材料强化系数，幅值低的交变可使金属材料的晶体粒边界强化，起着阻

止疲劳细缝扩展的作用。（查【3】表6）

传动组a模数：有查询得Kn=0.85，K1=1.5，K2=1.2，Kq=0.64，m=3，C0=107，T=16000h，σj=1000，i=1.

K60×800×16000

T=3

107

4.25

Kα=4.25×0.85×0.58×0.64=1.34 m3(1.25+1)×4×0.93×1.5×1.2×1×1.34

j=16300

8×32×1.25×1000×1000

传动组b模数：有查询得Kn=0.78，K1=1.5，K2=1.2，Kq=0.60，m=3，C0=107，T=16000h，σj=1000，i=1.25

K3T=

60×500×16000

107

3.6

Kα=3.6×0.78×0.58×0.6=0.97 m(1.6+1)×4×0.93×1.5×1.2×1×0.97

j=163003

8×32×1.25×1000×800

传动组c模数：有查询得Kn=0.89，K1=1.5，K2=1.2，Kq=0.55，m=3，C0=107，T=16000h，σj=1000，i=1.57

KT=3

60×400×16000

103.37

Kα=3.37×1.89×0.58×0.55=0.95

K3=1，KN=0.58，K3=1，KN=0.58，K3=1，KN=0.58，

mj=16300

3(2+1)×4×0.93×1.5×1.2×1×0.95

=2.3

8×32×1.6×1000×500

故选取标准模数ma=2.5,mb=2.5,mc=3。 (4)标准齿轮：α=20度，h*α=1，c*=0.25

齿顶圆 da=(z1+2h*a)m 齿根圆 df=（Z1-2ha-2c）m 分度圆 d=mz 齿顶高 ha=h*am 齿根高 hf=(h*a+c*)m 齿轮的具体值见表

齿轮尺寸表

4.3.3齿宽确定

由公式B=ϕmm(ϕm=610,m为模数)得：

（6~10）⨯2.5=15~25mm 第一套啮合齿轮BI=

第二套啮合齿轮BⅡ=（6~10）⨯2.5=15~25mm 第三套啮合齿轮BⅢ=（6~10）⨯3=18~30mm

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，应主动轮比小齿轮齿宽大

所以B1=24mm，B2=24mm，B3=18mm，B4=18mm，B5=24mm，B6=24mm，

B7=18mm，B8=18mm，B9=28mm，B10=28mm，B11=20mm，B12=20mm

4.4 带轮结构设计

查《机械设计基础》P222页，当带轮直径较小时可采用实心式，当带轮直径dd≤350mm时采用腹板式。已知小带轮的最小直径dd=125mm属于直径较小带轮则可以采用实心式带轮。大带轮dd=200mm则采用腹板式带轮。已知采用的为A型带则：

bd=11，ha=2.75，e=15，fmin=9，hf=8.7，δmin=6，ϕ=38︒

带轮宽度：B=(Z-1)e+2f=(3-1)⨯15+2⨯9=48mm 分度圆直径：大带轮dd=200mm小带轮dd=125mm

大带轮直径D大

1

D大=D小⨯⨯(1-ε)mm

u

三角胶带的滑动率ε=2%。

三角带的传动中，在保证最小包角大于120︒的条件下，传动比可取1/7≤u≤3。 对中型通用机床，一般取u=1~2.5为宜 小带轮D大=125⨯1.6⨯(1-0.02)=196mm 大带轮D大=200⨯1.6⨯(1-0.02)=314mm 大带轮的：

s=(0.2~0.3)B=9.6~14.4mm则取s=12mm

已知ds=25mm，L=(1.5~2)ds=37.5~50mm则取L=45mm

dh=(1.8~2)dS=45~50mm则取dh=47mm

4.5 轴承的选择

已知各个传动轴的直径是：

d1=25mm，d2=25mm，d3=30mm，d4=35mm

查《机械设计课程设计手册》表6-6。

d1轴选用两个角接触球轴承，型号7005C，D=47mm，B=12mm，α=15︒。 d2轴选用两个角接触球轴承，型号7005C，D=47mm，B=12mm，α=15︒。

d3轴选用两个角接触球轴承，型号7006C，D=55mm，B=13mm，α=15︒。

d4轴选用两个角接触球轴承，型号7017C，D=130mm，B=22mm，α=15︒，

型号7020C，D=150mm，B=24mm，α=15︒，

五、动力设计 5.1主轴基本尺寸确定

主轴的外径尺寸，关键是主轴前轴颈的（前支撑处）的直径D1，D2选定后，其

D1一般是通过筒规格的机床类比分析加以确定。他部位的外径随之而定。250mm

机床，P=4KW。

查《机械装配设计》表3—13，前轴颈D1=70-105mm，初选D1=105，后颈

D2=(0.7~0.85)D1=23.5~89.25mm取D2=75mm

5.2主轴刚度验算

5.2.1 选定前端悬伸量C

主轴悬伸量的大小往往受结构限制，主要取决于主轴端部的结构形式及尺寸，刀具或夹具的安装方式，前轴承的类型及装置，润滑与密封装置的结构尺寸等。主轴设计时应满足结构的前提下，应最大限制的缩短主轴悬伸量a。根据结构，定悬伸量a1=120mm

5.2.2 主轴支承跨距L的确定

一般最佳跨距L0=(23)C=240420mm ，考虑到结构以及支承刚度因磨损会不断降低，应取跨距L比最佳支承跨距L0大一些，再考虑到结构需要，这里取L=550mm。主轴最大输出转矩T=9550

P×0.88n

=9550×

4×0.88400

=84.04N.m加工工件

直径为250mm则半径d为125mm=0.125m

6传动件的校验

6.1主轴最佳跨距L0的确定

⑴、考虑机械效率，主轴最大输出转距

P×0.884×0.88

T=9550=9550×=84.04N.m

床身上最大加工直径约为最大回转直径的50到60%,即加工工件直径取为250mm,则半径为0.125m.

⑵ 、计算切削力

F=

84.041.125

=672.3N

前后支撑力分别设为FA,FB. FA=F×

a+ll

×

120+550550

FB=F×l=672.3×550=146.7N

⑶、轴承刚度的计算

根据【结构设计】式（6-1）有：Kv=

dFr

=3.39Fr0.1la0..8(iz)0.9cos1.9αNdδr

a

120

查【结构设计】表6-11得轴承根子有效长度、球数和列数：

iAzA=2⨯26=52,iBzB=2⨯30=60

laA=12.8mm,laB=10mm

再带入刚度公式：

KA=3.39×8190.1×100.8×(2+30)0.9cos1.915o=1560.4N/um

KB=3.39×146.70.1×12.80.8×(2×26)0.9×cos1.915o=1407.4N/um

KAKB

=

1560.41407.4

=1.1；

D+d

2

⑷、主轴当量直径de=

de=

105+75

=95mm； 2

4

⑸、主轴惯性矩I=0.05(de-d4)

I=0.05⨯(1054-754)=4.5⨯106mm4；

⑹、计算最佳跨距 设：

6EI6×2×107×450A===281.2cm2 A

6EIKA6×2×107×4502 B= +1 =1.1+1=6950.8cm AB

查《金属切削机床设计》（3-14）L0=m(.63t+5.46-1.34)； 式中m=B,t=

m

a(1+KAKB)

m19.08

==0.772;

a(1+KAKB)12(1+1.06)

∴m=3B=36950.8=19.08cm;t=

∴L0=m(.63t+5.46-1.34)=19.08⨯(.63⨯0.772+5.46-1.34)=23.9cm 式中：

E-弹性模量，钢的弹性模量E=2⨯107,MPa;

I-主轴的截面惯性矩，mm4;I=0.05(D4-d4);d,di-主轴的外径和孔径，mm;NKA-NKB-a-前悬伸量，mm;6.2 主轴刚度验算

机床在切削加工过程中，主轴的负荷较重，而允许的变形由很小，因此决定主轴结构尺寸的主要因素是它的变形大小。对于普通机床的主轴，一般只进行刚度验算。通常能满足刚

;;

度要求的主轴，也能满足强度要求。只有重载荷的机床的主轴才进行强度验算。对于高速主轴，还要进行临界转速的验算，以免发生共振。

一弯曲变形为主的机床主轴(如车床、铣床)，需要进行弯曲刚度验算，以扭转变形为主的机床（如钻床），需要进行扭转刚度验算。当前主轴组件刚度验算方法较多，没能统一，还属近似计算，刚度的允许值也未做规定。考虑动态因素的计算方法，如根据部产生切削颤动条件来确定主轴组件刚度，计算较为复杂。现在仍多用静态计算法，计算简单，也较适用。

主轴弯曲刚度的验算；验算内容有两项：其一，验算主轴前支撑处的变形转角θ，是否满足轴承正常工作的要求；其二，验算主轴悬伸端处的变形位移y，是否满足加工精度的要求。对于粗加工机床需要验算θ、y值；对于精加工或半精加工机床值需验算y值；对于可进行粗加工由能进行半精的机床（如卧式车床），需要验算θ值，同时还需要按不同加工条件验算y值。

支撑主轴组件的刚度验算，可按两支撑结构近似计算。如前后支撑为紧支撑、中间支撑位松支撑，可舍弃中间支撑不计（因轴承间隙较大，主要起阻尼作用，对刚度影响较小）；若前中支撑位紧支撑、后支撑为松支撑时，可将前中支距L1当做两支撑的之距计算，中后支撑段主轴不计。

6.2.1 主轴前支撑转角的验算；

机床粗加工时，主轴的变形最大，主轴前支撑处的转角有可能超过允许值，故应验算此处的转角。因主轴中(后)支撑的变形一般较小，故可不必计算。 主轴在某一平面内的受力情况如图

在近似计算中可不计轴承变形的影响，则该平面内主轴前支撑处的转角用下式计算；

θ=

=

1⎡c⎤

FaL-0.5Qbc(1+)-ML+MLA⎥3EI⎢L⎣⎦

1⎡c⎤FaL(1-ε)-0.5Qbc(1+)+ML(1-ε)⎥3EI⎢L⎣⎦

切削力F'的作用点到主轴前支承支承的距离S=a+W，对于普通车床，W=0.4H，（H是车

床中心高，设H=200mm)。

则：S=120+0.4⨯200=200mm

a+W'120+80

F=⨯757.6=1262.7N 当量切削力的计算：F=a120主轴惯性矩I=0.05(de-d4)

4

I=0.05⨯(1054-754)=4.5⨯106mm4；

式中：

F-主轴传递全部功率时，作用于主轴端部的当量切削力（N）；

Q-主轴传递全部功率时，作用于主轴上的传动力（N）;

M-轴向切削力引起力偶矩(N⋅cm),若轴向切削力较小（如车床、磨床），M可忽略不计；MA-主轴前支撑反力矩；

ε-支撑反力系数；

a-主轴悬伸量(cm)；

L、b、c-主轴有关尺寸（cm);

E-主轴材料的弹性模量（MPa）,钢E=2.1⨯107MPa;D-主轴当量外径（cm）,

L-主轴支撑段的惯性矩（cm4）;I=d-主轴孔径；

π

64

(D4-d4);

∴θ=

1⎡c⎤

FaL(1-ε)-0.5Qbc(1+)+ML(1-ε)⎢⎥3EI⎣L⎦

=

1

3⨯2⨯107⨯4.5⨯102

12⎤⎡

1262.7⨯12⨯55-0.5⨯1150⨯2.4⨯12⨯(1+)⎥⎢rad 55⎣⎦∵θ

=3.01⨯10-5rad

∴主轴前支撑转角满足要求。 6.2.2 主轴前端位移的验算； 计算C点挠度

⑴、当量切削力F的计算,见上文。 ⑵、驱动力Q的计算

Q=

60P

πmznj

其中P=4⨯0.88=3.525KW

Z=50，m=3

nj=400r/min

所以

（3）KA,KB的刚度为： KA=1560.4N/um

KB=1407.4N/um

⑷、确定弹性模量E、惯性距I、Ic和长度a、b、s。 ①轴的材产选用45钢，E=2⨯107MPa; ②主轴的惯性距I为： I=4.5⨯106mm4；

主轴C段的惯性距Ic可近似地算：

Ia=1.2I=1.2⨯4.5⨯106=5.4⨯106mm4

Q=

60⨯3525

=1150N

3.14⨯3⨯55⨯355

④根据齿轮、轴承宽度以及结构需要，取b=54mm ⑸、只考虑F力作用在主轴前端时轴端的位移yF，

⎧a2⎡aL⎤1a21a2⎫yF=F⎨⎢+⎥+(1+)+()⎬

3EIIKLKAAL⎦⎩⎣a⎭

∴yF=F{

a2

3EIa

[]+

I

aL1KA

(1+)2+

L12540

a1

KAL

(2

11560.4

a

=1008.6×{

1223×2×10

+

55450

+(1+

122112

)+(2 551560.455

=4.2×10−4cm

⑹、只考虑驱动力Q作用在主轴两支撑间时，轴端的位移yQ；

c⎡⎤

-abc(1+)⎢c(L+a)ab⎥ yQ=Q⎢ +-22⎥6EIKALKBL⎥⎢⎢⎥⎣⎦∴ yQ=1123[

⑺、求主轴前端C点的终合挠度yc 综合挠度

yc=yF+yQ=4.4×10−4− −2.2×10−6 =4.42×10−2cm；

−12×5.4×12× 1+6×2×10×450

12+

12× 55+12 1560.4×10×55

−12×5.41407.4×10×55

=−2.2×10−6cm

cm； 又[y]=0.0002L=0.0002⨯55=0.011因为yc

6.3齿轮校验

在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮1，齿轮5，齿轮11这三个齿轮。 6.3.1齿轮强度校核

计算公式：①弯曲疲劳强度σF=

KFtYFaYSa

≤[σF]; bm

②接触疲劳强度σH=2.5ZE

KFtu+1

∙≤[σH] bd1u

6.3.2校核a组齿轮

2KFtYFaYSa

≤[σF]；校核Z2齿数为32的齿轮，确定各项参数

bm

①弯曲疲劳强度σF=

⑴PI=P⨯0.96=3.84kW,n=1000r/min,

T=9.55⨯106⨯P/n=9.55⨯106⨯3.84/1000=3.7⨯104(N⋅mm) ⑵确定动载系数KV

∵v=

πdn

60⨯1000

=

π⨯80⨯1000

60⨯1000

=4.1m/s

齿轮精度为7级，由《机械设计基础》表11-3查得动载系数Kv=1.1。由《机械设计基础》使用系数。KA=1.0 ⑶b=24mm。

⑷确定齿向载荷分配系数:由《机械设计基础》表11-6取齿宽系数φd=0.8 得对称齿向载荷分配系数KHβ=1.2； h=ha+hf=5.625； b/h=24/5.625=4.3,

查《机械设计》图10-13得KFβ=1.2 ⑸确定齿间载荷分配系数:

由《机械设计》表10-2查的使用KA=1.0，

由《机械设计》表10-3查得齿间载荷分配系数KHα=KFα=1 ⑹确定载荷系数: K=KAKvKFαKFβ=1.0⨯1.1⨯1⨯1.2=1.32 ⑺ 查《机械设计》表 10-5 齿形系数及应力校正系数

YFa=2.65；YSa=1.58

⑻计算弯曲疲劳许用应力

由《机械设计》图10-20(c)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE=540Mpa。 《机械设计》图10-18查得 寿命系数KN=0.9,取疲劳强度安全系数S = 1.3

0.9⨯540

[σF]==374Mpa

1.3

[σF]374

==89.32， YFaYSa2.65⨯1.58

2T2⨯3.7⨯104

Ft===616.7(N)

d120

KFt1.32⨯616.7

==13.6

②接触疲劳强度σH=2.5ZE

KFtu+1

∙≤[σH] bd1u

⑴载荷系数K的确定：K=KAKvKFαKFβ=1.0⨯1.1⨯1⨯1.2=1.32 ⑵弹性影响系数的ZE确定；查《机械设计》表10-6得ZE=189.8

⑶查《机械设计》图10-21（d）得σHlim=670MPa，[σH]=0.9⨯670=603MPa

σH=2.5⨯189.8

故齿轮2合适。

6.3.3校核b组齿轮

2KFtYFaYSa

≤[σF]；校核Z6齿数为32的齿轮，确定各项参数

bm

.32⨯616.71.26+1

∙=401.4MPa

24⨯851.26

①弯曲疲劳强度σF=

⨯=3.73kW,n=800r/min, ⑴PII=P⨯0.96⨯0.99⨯.098

T=9.55⨯106⨯P/n=9.55⨯106⨯3.73/710=4.5⨯104N⋅mm

⑵确定动载系数：

πdnπ⨯80⨯800

==3.34m/s v=

60⨯100060⨯1000

齿轮精度为7级，由《机械设计》图10-8查得动载系数Kv=1.04 ⑶b=24mm

⑷确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数φd=0.5

查《机械设计》表10-4，插值法得对称齿向载荷分配系数KHβ=1.2

b/h=24/5.625=4.3,查《机械设计》图10-13得KFβ=1.2 ⑸确定齿间载荷分配系数:

由《机械设计》表10-2查的使用KA=1.0 ；

2T2⨯4.5⨯104

Ft===1125N

d80

由《机械设计》表10-3查得齿间载荷分配系数KHα=KFα=1 ⑹确定动载系数: K=KAKvKHβKHα=1.0⨯1.04⨯1.2⨯1=1.248 ⑺查《机械设计》表 10-5齿形系数及应力校正系数

YFa=2.72、FSa=1.57

⑻计算弯曲疲劳许用应力

由《机械设计》图10-20(c)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE=540Mpa。

《机械设计》图10-18查得 寿命系数KN=0.9,疲劳强度安全系数S = 1.3

[σF]=

0.9⨯540

=374Mpa 1.3

[σF]374

==64.2， YFaYSa2.72⨯1.57

KFt1.248⨯1125

==23.4

②接触疲劳强度σH=2.5ZEu=62/22=2.82；

KFtu+1

∙≤[σH] bd1u

⑴、载荷系数K的确定：K=KAKvKFαKFβ=1.0⨯1.04⨯1⨯1.2=1.248 ⑵、弹性影响系数的ZE确定；查《机械设计》表10-6得ZE=189.8

⑶、查《机械设计》图10-21（d）得σHlim=670MPa，[σH]=0.9⨯670=603MPa σH=2.5⨯189.8 故齿轮6合适。

6.3.4校核c组齿轮

2KFtYFaYSa

≤[σF]；校核Z10齿数为35的齿轮，确定各项参数

bm

1.248⨯11251.26+1

∙=516.5MPa

25⨯851.26

①弯曲疲劳强度σF=

⑴PIII=P⨯0.96⨯0.99⨯0.98⨯0.99⨯0.98=3.61kW,n=500r/min, T=9.55⨯106⨯P/n=9.55⨯106⨯3.61/500=6.9⨯104N⋅mm

⑵确定动载系数：

πdnπ⨯105⨯500

==2.75m/s v=

60⨯100060⨯1000

齿轮精度为7级，由《机械设计》图10-8查得动载系数Kv=1.0 ⑶b=28mm

⑷确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数φd=0.5

查《机械设计》表10-4，插值法得非对称齿向载荷分布系数，KHβ=1.2

b/h=28/(6.75)=4.15,查《机械设计》图10-13得KFβ=1.27

⑸确定齿间载荷分配系数:

2T2⨯6.9⨯104

Ft===1314.3N

d105

由《机械设计》表10-3齿间载荷分布系数，KFα=KHα=1.0 ⑹确定荷载系数: K=KAKvKHαKFβ=1.0⨯1.0⨯1.0⨯1.27=1.27 ⑺查表 10-5 齿形系数及应力校正系数。

YFa=2.91 YSa=1.53

⑻计算弯曲疲劳许用应力

由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE=540Mpa。

《机械设计》图10-18查得 寿命系数KN=0.9,疲劳强度安全系数S = 1.3

[σF]=

0.9⨯540

=374Mpa 1.3

[σF]374

==84， YFaYSa2.91⨯1.53

KFt1.27⨯1314.3

==19.9

②接触疲劳强度σH=2.5ZE

KFtu+1

∙≤[σH] bd1u

⑴载荷系数K的确定：K=KAKvKFαKFβ=1.0⨯1.0⨯1.0⨯1.2=1.2 ⑵弹性影响系数的ZE确定；查《机械设计》表10-6得ZE=189.8

⑶查《机械设计》图10-21（d）得σHlim=670MPa，[σH]=0.9⨯670=603MPa σH=2.5⨯189.8故齿轮10合适。

1.2⨯1314.31.57+1

∙=434.4MPa

28⨯1101.57

7结构设计及说明

7.1 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。课程设计由于时间的限制，一般只画展开图。

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，结构工艺性，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。

7.2 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，负责齿轮无法加工。这样轴的间距加大。另一种布置

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，右边接通得到三级反向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。我们采用第一种方案，通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。

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。

7.3 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，作用在一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： 1） 2） 3）

是固定齿轮还是滑移齿轮； 移动滑移齿轮的方法； 齿轮精度和加工方法；

变速箱中齿轮用于传递动力和运动。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一级。

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。

7.3.1其他问题

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。尽可能做到省工、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。

7.4 主轴组件设计

主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件（车床）或者刀具（车床、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。

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。

1） 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。

2） 轴颈直径

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。

3） 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，目前采用莫氏锥孔。

4） 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a。选择适当的支撑跨距L，一般推荐取： =3～5，跨距L小时，轴承变形对轴端变形的影响大。所以，轴承刚度小时，L应选大值，轴刚度差时，则取小值。

八、心得体会

在课程设计当中，我也遇到了一些问题。设计过程也是培养我们认真细心的态度。

在此过程中不断发现问题和解决问题，使我加深了对大学所学课程理解，综合应用，并得到进一步的巩固，这对以后的学习和工作都有积极的意义。

总之，这次的课程设计让我学到了很多东西。

广西科技大学鹿山学院