課 程 設 計設計題目： 機床主軸變速箱設計 系 別 班級學生姓名 學號指導教師 職稱起止日期：至 年7 月15日止 機床主軸變速箱設計課程設計成績評定表系（部）： 班級： 學生姓名： 指 導 教 師 評 審 意 見評價內容具 體 要 求權重評 分加權分調研論證能獨立查閱文獻,收集資料；能制定課程設計方案和日程安排。0.15432工作能力態(tài)度工作態(tài)度認真，遵守紀律，出勤情況是否良好，能夠獨立完成設計工作， 0.25432工作量按期圓滿完成規(guī)定的設計任務，工作量飽滿，難度適宜。0.25432說明書的質量說明書立論正確，論述充分，結論嚴謹合理，文字通順，技術用語準確，符號統(tǒng)一，編號齊全，圖表完備，書寫工整規(guī)范。0.55432指導教師評審成績（加權分合計乘以12） 分加權分合計指 導 教 師 簽 名： 年 月 日評 閱 教 師 評 審 意 見評價內容具 體 要 求權重評 分加權分查閱文獻查閱文獻有一定廣泛性；有綜合歸納資料的能力0.25432工作量工作量飽滿，難度適中。0.55432說明書的質量說明書立論正確，論述充分，結論嚴謹合理，文字通順，技術用語準確，符號統(tǒng)一，編號齊全，圖表完備，書寫工整規(guī)范。0.35432評閱教師評審成績（加權分合計乘以8）分加權分合計評 閱 教 師 簽 名： 年 月 日課 程 設 計 總 評 成 績分專業(yè)設計題目：機床主軸變速箱設計設計任務書第4組一、題目：機床主軸變速箱設計二、主要技術參數(shù)：1、臥式車床，最大回轉直徑為320mm。 2、原始數(shù)據(jù)：電動機功率P/kwnmax（rmin-1）nmin（rmin-1）公比f工件材料刀具材料5.5170037.51.4145YT15反轉：三、設計內容：1、運動設計：根據(jù)給定的轉速范圍及公比，擬定傳動方案，確定結構形式，畫轉速圖，畫傳動系統(tǒng)圖（研究分析齒輪排列方案），計算帶輪直徑和齒輪齒數(shù)。2、動力計算：根據(jù)電動機功率，確定各傳動件的計算轉速，對主要零件（如帶、齒輪、主軸、傳動軸、軸承等）進行計算（初算和驗算）。3、結構設計：進行傳動軸系，變速機構，主軸組件，操縱機構，換向和制動裝置，箱體，潤滑和密封的布置和結構設計。4、編寫設計計算說明書 四、應完成的任務 本學期第15周課程設計，以設計說明書數(shù)據(jù)為依據(jù)，繪制：2、展開圖一張（A0）計算機CAD繪圖，主軸零件圖1張。五、要求1、設計計算說明書字體端正，層次分明，格式排版準確。2、圖紙圖面清潔，標注準確，符合國家標準；六、設計說明書主要內容及裝訂順序1、封皮2、設計任務書；3、成績評審意見表4、中文摘要和關鍵詞5、目錄（標題及頁次）；6、機床用途和性能（簡要）；7、運動設計和擬定（簡要方案比較分析；畫傳動系統(tǒng)圖要規(guī)范）；8、主要零件的估算或計算和驗算（主軸組件剛度計算）；9、重要結構的選擇分析；10、設計小結； 11、參考文獻（列序號、作者、書名、出版社及年月）；至少6篇目錄1.機床用途和性能12.參數(shù)的擬定13.傳動設計24.主要傳動件的設計計算估算45.車床傳動系統(tǒng)圖的確定136.片式摩擦離合器的選擇和計算147.核算主軸轉速誤差158.主軸軸承的選擇159.齒輪校驗1610.主軸的設計彎曲剛度驗算2011.滾動軸承的驗算2712.潤滑與密封2713.其他問題2814設計小結2915參考文獻 3011.機床用途和性能機床（英文名稱：machine tool）是指制造機器的機器，亦稱工作母機或工具機，習慣上簡稱機床。一般分為金屬切削機床、鍛壓機床和木工機床等?，F(xiàn)代機械制造中加工機械零件的方法很多：除切削加工外，還有鑄造、鍛造、焊接、沖壓、擠壓等，但凡屬精度要求較高和表面粗糙度要求較細的零件，一般都需在機床上用切削的方法進行最終加工。機床在國民經(jīng)濟現(xiàn)代化的建設中起著重大作用。車床是主要用車刀對旋轉的工件進行車削加工的機床。在車床上還可用鉆頭、擴孔鉆、鉸刀、絲錐、板牙和滾花工具等進行相應的加工。車床主要用于加工軸、盤、套和其他具有回轉表面的工件，是機械制造和修配工廠中使用最廣的一類機床。2.參數(shù)的擬定2.1主運動參數(shù)的確定因為主軸變速范圍 ， 則主軸正轉級數(shù)得z=12.04，取整的z=12根據(jù)任務書要求得主軸反轉級數(shù) 2.2主電機功率的確定合理的確定電機功率P，使機床既能充分發(fā)揮其使用性能，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)已知參數(shù)選擇電動機Y132S-4 額定功率5.5kw 滿載轉速1440r/min3.傳動設計3.1主傳動方案擬定擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以及開停、制動、操縱等整個傳動系統(tǒng)的確定。傳動型式則指傳動和變速的元件、機構以及組成、安排不同特點的傳動型式、變速類型。傳動方案和型式與結構的復雜程度密切相關，和工作性能也有關系。因此，確定傳動方案和型式，要從結構、工藝、性能及經(jīng)濟等多方面統(tǒng)一考慮。傳動方案有多種，傳動型式更是眾多，比如：傳動型式上有集中傳動，分離傳動；擴大變速范圍可用增加傳動組數(shù)，也可用背輪結構、分支傳動等型式；變速箱上既可用多速電機，也可用交換齒輪、滑移齒輪、公用齒輪等。顯然，可能的方案有很多，優(yōu)化的方案也因條件而異。此次設計中，我們采用集中傳動型式的主軸變速箱。3.2傳動結構式、結構網(wǎng)的選擇結構式、結構網(wǎng)對于分析和選擇簡單的串聯(lián)式的傳動不失為有用的方法，但對于分析復雜的傳動并想由此導出實際的方案，就并非十分有效。3.2.1確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目級數(shù)為Z的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳動組組成，各傳動組分別有、個傳動副。即 傳動副中由于結構的限制以2或3為合適，即變速級數(shù)Z應為2和3的因子： ，可以有三種方案： 12=322；12=232；12=223；3.2.2傳動式的擬定 傳動副前多后少的原則。 按此原則，因為設計要求，需要在第一根軸上加入摩擦片離合器，來實行正反轉。軸的尺寸較長，為使結構緊湊，第一變速組采用了雙聯(lián)齒輪，而不是按照前多后少的原則采用三個傳動副。因此選擇3.2.3結構式的擬定變速組的降速要前慢后快，中間軸的轉速不宜超過電動機的轉速。 第一根軸成為第一擴大組，也不符合原則，但是，卻使結構大為簡化，減少變速組和傳動件數(shù)目。因此，確定結構式。3.2.4驗算變速組變速范圍 主軸的變速范圍應等于主傳動變速系中各變速組變速范圍的乘積，即檢查變速組的變速范圍是否超過極限值時，只需檢查最后一個擴大組。因為其他的變速組的變速范圍都比最后擴大組的小，只要最后擴大組的變速范圍不超過極限值，其他變速組更不會超出極限值。因此，只需檢查最后擴大組的變速范圍，如下 符合要求，確定方案。3.3車床正反轉轉速圖圖一4.主要傳動件的設計計算估算4.1V帶傳動的計算V帶傳動中，軸間距A可以加大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，宜可緩和沖擊及隔離振動，使傳動平穩(wěn)。帶輪結構簡單，但尺寸大，機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。(1)選擇V帶的型號根據(jù)公式(正反轉時，K需再乘1.1）式中P-電動機額定功率，K -工作情況系數(shù) 查機械設計圖8-11根據(jù)功率查表選得V帶，因此選擇A型帶。(2)確定帶輪的計算直徑，小帶輪直徑應滿足d盡量選用較大的值，以減小V帶的彎曲應力，從而提高V帶的使用壽命。則取95mm，D取整得160mm (3)確定三角帶速度按公式 (4)初定中心距中心距過小，V帶短，因而增加V帶的單位時間彎曲次數(shù)，降低V帶的壽命；反之中心距過大，在帶速較高時易引起振動。因此，取系數(shù)為1.7，則帶入公式=(0.62)(D+d)=1.7(95+160)=433.5mm (5)V帶的計算基準長度 查機械設計表8-2將得到的值圓整到標準計算長度L=1430mm (6)驗算三角帶的撓曲次數(shù) (7)確定實際中心距代入數(shù)據(jù)得，(8)驗算小帶輪包角代入數(shù)據(jù)得，符合條件。(9) 確定V帶根數(shù)單根V帶的額定功率由機械設計查表8-4可得根據(jù)，計算V帶的根數(shù)Z故取V帶根數(shù)為5根。(10)求作用在支承軸上的徑向力Q查表1-17得Q=2Szsin =21705sin(172.75/2)=1696.6(N)4.2傳動軸的估算傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反復載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大變形。因此疲勞強度一般不失是主要矛盾，除了載荷很大的情況外，可以不必驗算軸的強度。剛度要求保證軸在載荷下不至發(fā)生過大的變形。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。4.2.1各個傳動軸計算轉速 主軸的計算轉速 主軸的計算轉速是第一個三分之一轉速范圍內的最高一級。根據(jù)機械制造裝備設計表2-9(2)各傳動軸的計算轉速 變速組c 有兩個傳動副， 是軸通過18/72 獲得，軸有6級轉速。軸的最低轉速為，通過雙聯(lián)齒輪獲得，主軸獲得轉速為，需傳遞全部功率。故也應傳遞全部功率，是計算轉速，故 ，是經(jīng)軸的最低轉速獲得，故。 同理。（3 ）、主軸各級實際轉速值用下式計算：n= n電機dd1 /dd2（1-）iaibic 式中ia、ib、ic分別為變速組a、b、c的齒輪傳動比。取0.02。 轉速誤差用主軸實際轉速與理論轉速相對誤差的絕對值表示：主軸轉速n1n2n3n4n5n6理論轉速37.55375106150212實際轉速37.1653.0974.32104.74149.63209.48轉速誤差%0.0090.00160.00680.01180.00240.0118主軸轉速n7n8n9n10n11n12理論轉速30042560085011801700實際轉速297.32424.74594.64837.910971675.8轉速誤差%0.00890.00060.00890.01420.01440.0142 正轉速誤差 表1轉速誤差均小于4.1%，滿足要求。4.2.2傳動軸的設計 機床傳動軸，廣泛采用滾動軸承作支撐。軸上要安裝齒輪、離合器和制動器等。傳動軸應保證這些傳動件或機構能正常工作。首先傳動軸應有足夠的強度、剛度。如撓度和傾角過大，將使齒輪嚙合不良，軸承工作條件惡化，使振動、噪聲、空載功率、磨損和發(fā)熱增大；兩軸中心距誤差和軸芯線間的平行度等裝配及加工誤差也會引起上述問題。傳動軸可以是光軸也可以是花鍵軸。成批生產(chǎn)中，有專門加工花鍵的銑床和磨床，工藝上并無困難。所以裝滑移齒輪的軸都采用花鍵軸，不裝滑移齒輪的軸也常采用花鍵軸。則II，III軸是花鍵軸?；ㄦI軸承載能力高，加工和裝配也比帶單鍵的光軸方便。軸的部分長度上的花鍵，在終端有一段不是全高，不能和花鍵空配合。這是加工時的過濾部分。一般尺寸花鍵的滾刀直徑為6585。4.2.3 傳動軸及主軸直徑的估算 其中：P-電動機額定功率 K-鍵槽系數(shù)A-系數(shù)-從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積；-該傳動軸的計算轉速。計算轉速是傳動件能傳遞全部功率的最低轉速。各傳動件的計算轉速可以從轉速圖上，按主軸的計算轉速和相應的傳動關系確定。查機械設計課程設計指導書表2-3得V帶傳動效率 齒輪傳動效率一對球軸承傳動效率根據(jù)機械工程及自動化簡明設計手冊389頁公式，并查表7-12得到取1。軸的直徑：取軸的直徑：取軸的直徑：取 其中：P-電動機額定功率（kW）；-從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積；-該傳動軸的計算轉速（）； -傳動軸允許的扭轉角（）。查機械制造裝備設計表3-1，初選主軸前軸頸直徑為 主軸后軸頸直徑 ,取 主軸平均直徑 普通車床內孔直徑 取d=57mm主軸前端懸伸量 取a=105mm 此軸徑為平均軸徑，設計時可相應調整。4.3齒輪齒數(shù)的確定和模數(shù)的計算4.3.1齒輪齒數(shù)的確定利用查表法求出各齒輪齒數(shù)如下表2：變速組傳動組a傳動組b傳動組c齒數(shù)和8472101齒輪Z1ZZZZZZZZZZZZZ齒數(shù)4242226236362448304267342081表2 各齒輪齒數(shù)齒數(shù)設計要求：（1）實際轉速與標準轉速的相對轉速誤差應在允許范圍之內。（2）為使結構緊湊，齒輪副的齒數(shù)和應盡可能選得小一些，一般取6090，最好不大于100，在極限情況下，齒數(shù)和也不應超過120。（3）最小齒輪齒數(shù)一定要大于最少齒數(shù)，對于直齒圓柱齒輪，在正常齒制時的最小齒數(shù)為17。（4）為簡化工藝，變速傳動系內各變速組的齒輪模數(shù)最好一樣，通常不超過23種模數(shù)。（5）三聯(lián)滑移齒輪的最大和次大齒輪之間的齒數(shù)差應大于或等于4。（6）當變速組內各齒輪副的齒數(shù)和不相等時，齒數(shù)和的差不能大于3。（7）一般來說，主變速傳動系是降速傳動系，越后面的變速組傳遞的轉矩越大，因此中心距也越大。因此越后面的變速組的齒數(shù)和選擇較大值。反轉齒輪齒輪齒數(shù)確定：由題可知在軸加入離合器作為換向機構，Z反=Z正/2；離合器右側須有一種傳動比。n反max 1.1n正max ；n反max 約為1540，因為傳動的準確和齒輪直徑盡量小，反轉齒輪傳動到2軸的=30齒上，可知：，；z=30，取30；z=84.54，取85計算可知反轉齒輪齒數(shù)為30，輔助齒輪齒數(shù)為85。4.3.2各齒輪的計算轉速各變速組內一般只計算組內最小齒輪，也是最薄弱的齒輪，故也只需確定最小齒輪的計算轉速。 變速組c中，18/72只需計算z = 18 的齒輪，計算轉速為150r/min； 變速組b計算z = 24的齒輪，計算轉速為300r/min； 變速組a應計算z = 22的齒輪，計算轉速為850r/min。4.3.3齒輪模數(shù)的計算(1)- 齒輪彎曲疲勞的計算：P=5.50.96=5.28kw 按接觸疲勞強度的計算中心距：取A=69，由中心距A及齒數(shù)計算出模數(shù)：根據(jù)計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數(shù)。取m=2.099，所以取m=3。-齒輪彎曲疲勞的計算：P=5.50.960.980.99=5.13kw，齒輪接觸疲勞強度計算：可根據(jù)轉速圖確定齒面中心距的計算：A，取A=96mm，由中心距A及齒數(shù)計算出模數(shù)：根據(jù)計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數(shù)。取m=2.86 所以取m=3- 齒輪彎曲疲勞的計算：P=5.50.960.980.990.980.99=4.99kw，齒輪接觸疲勞強度計算：可根據(jù)轉速圖確定齒面中心距的計算：A=119mm取A=119，由中心距A及齒數(shù)計算出模數(shù)：根據(jù)計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數(shù)。取m=3.93 所以取m=4。(2)標準齒輪：從機械原理 表10-2查得以下公式齒頂圓 齒根圓 分度圓 齒頂高 齒根高 齒輪的具體值見表齒輪尺寸表齒輪齒數(shù)z模數(shù)m分度圓d齒頂圓齒根圓齒頂高齒根高1423126132118.533.752423126132118.533.75322 3667258.5 33.754623186192178.533.755363.5126133 117.253.54.3756363.5126133117.253.54.3757243.5849175.253.54.3758483.5168175159.253.54.3759303.510511296.253.54.37510423.5147154 138.253.54.375116742682762584512344136 1441264513204 80 8870451481432433231445反302.5758068.752.53.125輔852.5212.5217.5206.252.53.1254.3.4齒寬確定由公式得：第一套嚙合齒輪第二套嚙合齒輪 第三套嚙合齒輪反轉嚙合齒輪 一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設計上，應主動齒輪比從動齒輪齒寬大所以，4.3.5齒輪結構設計通過齒輪傳動強度的計算，只能確定出齒輪的主要尺寸，如齒數(shù)、模數(shù)、齒寬、螺旋角、分度圓直徑等，而齒圈、輪輻、輪轂等的結構形式及尺寸大小，通常都由結構設計而定。當齒頂圓直徑時，可以做成實心式結構的齒輪。當時，可做成腹板式結構，再考慮到加工問題，現(xiàn)決定把齒輪11和14做成腹板式結構。其余做成實心結構。齒輪11結構尺寸計算， ；，C取7mm。齒輪14結構尺寸計算， ；，C取7mm。5. 車床傳動系統(tǒng)圖的確定圖16.片式摩擦離合器的選擇和計算片式摩擦離合器目前在機床中應用廣泛，因為它可以在運轉中接通或脫開，具有結合平穩(wěn)、沒有沖擊、結構緊湊的特點，部分零件已經(jīng)標準化，多用于機床主傳動。(1)按扭矩選擇一般應使選用和設計的離合器的額定靜扭矩和額定動扭矩滿足工作要求，由于普通機床是在空載下啟動反向的，故只需按離合器結合后的靜負載扭矩來計算。即：正轉靜負載扭矩反轉靜負載扭矩 (2)內摩擦片內徑直徑軸裝式 套裝式 選取套裝式，取=57.5mm （3）選定系數(shù)值，確定內摩擦片外徑 ，取0.6 按照通用型摩擦片尺寸系列，取 （4）計算摩擦面中徑及摩擦面平均圓周線速度 m/s (5)計算摩擦面對數(shù)正轉摩擦片對數(shù)正轉時，取z=12反轉摩擦片對數(shù)反轉時，取z=6正轉主動片（內片）數(shù)i1=z/2+1=7 片，被動片（外片）數(shù)i2=z/2=6 片反轉主動片（內片）數(shù)i1=z/2+1=4片，被動片（外片）數(shù)i1=z/2=3片根據(jù)JB/T9190-1999選用機械式多片雙聯(lián)離合器，因為 ，所以采取濕式離合器。計算軸向壓力7.核算主軸轉速誤差 所以合適。8.主軸軸承的選擇8.1軸承類型選擇主軸前軸承有兩種常用的類型：雙列短圓柱滾子軸承。承載能力大，可同時承受徑向力和軸向力，結構比較簡單，但允許的極限轉速低一些。與雙列短圓柱滾子軸承配套使用承受軸向力的軸承有三種：600角雙向推力向心球軸承。是一種新型軸承，在近年生產(chǎn)的機床上廣泛采用。具有承載能力大，允許極限轉速高的特點。外徑比同規(guī)格的雙列圓柱滾子軸承小一些。在使用中，這種軸承不承受徑向力。推力球軸承。承受軸向力的能力最高，但允許的極限轉速低，容易發(fā)熱。向心推力球軸承。允許的極限轉速高，但承載能力低，主要用于高速輕載的機床。8.2軸承的配置大多數(shù)機床主軸采用兩個支撐，結構簡單，制造方便，但為了提高主軸剛度也有用三個支撐的了。三支撐結構要求箱體上三支撐孔具有良好的同心度，否則溫升和空載功率增大，效果不一定好。三孔同心在工藝上難度較大，可以用兩個支撐的主要支撐，第三個為輔助支撐。輔助支撐軸承（中間支撐或后支撐）保持比較大的游隙（約0.030.07），只有在載荷比較大、軸產(chǎn)生彎曲變形時，輔助支撐軸承才起作用。軸承配置時，除選擇軸承的類型不同外，推力軸承的布置是主要差別。推力軸承布置在前軸承、后軸承還是分別布置在前、后軸承，影響著溫升后軸的伸長方向以及結構的負責程度，應根據(jù)機床的實際要求確定。在配置軸承時，應注意以下幾點： 每個支撐點都要能承受經(jīng)向力。 兩個方向的軸向力應分別有相應的軸承承受。 徑向力和兩個方向的軸向力都應傳遞到箱體上，即負荷都由機床支撐件承受。8.3軸承的精度和配合主軸軸承精度要求比一般傳動軸高。前軸承的誤差對主軸前端的影響最大，所以前軸承的精度一般比后軸承選擇高一級。普通精度級機床的主軸，前軸承的選或級，后軸承選或級。選擇軸承的精度時，既要考慮機床精度要求，也要考慮經(jīng)濟性。軸承與軸和軸承與箱體孔之間，一般都采用過渡配合。另外軸承的內外環(huán)都是薄壁件，軸和孔德形狀誤差都會反映到軸承滾道上去。如果配合精度選的太低，會降低軸承的回轉精度，所以軸和孔的精度應與軸承精度相匹配。為了提高主軸的回轉精度和剛度，主軸軸承的間隙應能調整。把軸承調到合適的負間隙，形成一定的預負載，回轉精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗震性也有改善。預負載使軸承內產(chǎn)生接觸變形，過大的預負載對提高剛度沒有明顯的小果，而磨損發(fā)熱量和噪聲都會增大，軸承壽命將因此而降低。軸承間隙的調整量，應該能方便而且能準確地控制，但調整機構的結構不能太復雜。雙列短圓柱滾子軸承內圈相對外圈可以移動，當內圈向大端軸向移動時，由于1：12的內錐孔，內圈將脹大消除間隙。其他軸承調整也有與主軸軸承相似的問題。特別要注意：調整落幕的端面與螺紋中心線的垂直度，隔套兩個端面的平行度都由較高要求，否則，調整時可能將軸承壓偏而破壞精度。隔套越長，誤差的影響越小。螺母端面對螺紋中心線垂直度、軸上和孔上套簡兩端平行度等均有嚴格的精度要求。9.齒輪校驗在驗算算速箱中的齒輪應力時，選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪進接觸應力和彎曲應力的驗算。這里要驗算的是齒輪3，齒輪7和齒輪13。齒輪強度校核：計算公式：彎曲疲勞強度;接觸疲勞強度 校核a變速組齒輪彎曲疲勞強度；校核齒數(shù)為22的齒輪，確定各項參數(shù) =5.28kw,n=850r/min,取1.5。 確定動載系數(shù)v=2nr=11.82m/s齒輪精度為7級，由機械工程及其自動化簡明設計手冊表7-16查得動載系數(shù)。查表7-17得。 ，計算得1.31，取0.95，取0.78，取0.77，則=0.75，=,0.75。 =6.67，。 齒輪材料選取40Cr,進行調質處理，取275 =2.54小于3，所以合格. 接觸疲勞強度 =5.28kw,n=850r/min,取1.5。 確定動載系數(shù)v=2nr=11.82m/s齒輪精度為7級，由機械工程及其自動化簡明設計手冊表7-16查得動載系數(shù).5。查表7-17得。 ，計算得4.67，取0.95，取0.58，取0.64，則=1.67大于=0.6，=0.6。 =6.67 齒輪材料選取40Cr,進行調質處理，取650=2.61小于3。故齒輪3合適。校核b變速組齒輪彎曲疲勞強度；校核齒數(shù)為24的齒輪，確定各項參數(shù) =5.13kw,n=300r/min,取1.5。 確定動載系數(shù)v=2nr=5.36m/s齒輪精度為7級，由機械工程及其自動化簡明設計手冊表7-16查得動載系數(shù)。查表7-17得。 ，計算得1.31，取0.85，取0.78，取0.6，則=0.0.52，=0.52。 =5.71， 齒輪材料選取40Cr,進行調質處理，取275 =,2.91小于3.5，所以合格. 接觸疲勞強度 =5.13kw,n=300r/min,取1.5。 確定動載系數(shù)v=2nr=5.36m/s齒輪精度為7級，由機械工程及其自動化簡明設計手冊表7-16查得動載系數(shù)。，查表7-17得。 ，計算得2.94，取0.85，取0.58，取0.6，則=0.86大于=0.6，=0.6。 =6.8 齒輪材料選取40Cr,進行調質處理， 取650=3.30小于3.5故齒輪7合適。校核c變速組齒輪彎曲疲勞強度；校核齒數(shù)為20的齒輪，確定各項參數(shù) =4.99kw,n=150r/min,取1.5。 確定動載系數(shù)v=2nr=3.12m/s齒輪精度為7級，由機械工程及其自動化簡明設計手冊表7-16查得動載系數(shù).5。查表7-17得。 ，計算得4.97，取0.9，取0.78，取0.75，則=2.61大于=0.8，=0.8。 =6.25，。 取275 =3.53小于4，所以合格. 接觸疲勞強度 =4.99kw,n=150r/min,取1.5。 確定動載系數(shù)v=2nr=3.12m/s齒輪精度為7級，由機械工程及其自動化簡明設計手冊表7-16查得動載系數(shù).5。查表7-17得。 ，計算得4.67，取0.86，取0.86，取0.58，則=1.28大于=0.6，=0.6。 =6.25 取650=3.94小于4故齒輪13合適。10. 主軸的設計彎曲剛度驗算10.1主軸的基本尺寸確定10.1.1 外徑尺寸D主軸的外徑尺寸，關鍵是主軸前軸頸的（前支撐處）的直徑。選定后，其他部位的外徑可隨之而定。一般是通過筒規(guī)格的機床類比分析加以確定。400mm車床，P=1.5KW查表3-1，初選,后軸頸取。10.1.2 主軸孔徑d中型臥式車床的主軸孔徑，已由d=34mm,增大到d=60-80mm,當主軸外徑一定時，增大孔徑受到一下條件的限制，1、結構限制；對于軸徑尺寸由前向后遞減的主軸，應特別注意主軸后軸頸處的壁厚不允許過薄，對于中型機床的主軸，后軸頸的直徑與孔徑之差不要小于，主軸尾端最薄處的直徑不要小于。2、剛度限制；孔徑增大會削弱主軸的剛度，由材料力學知，主軸軸端部的剛度與截面慣性矩成正比，即：式中：據(jù)上式可得出主軸孔徑對偶剛度影響的 ，有圖可見，當時，說明空心主軸的剛度降低較小。當時，空心主軸剛度降低了24%，因此為了避免過多削弱主軸的剛度，一般取。主軸孔徑d確定后，可根據(jù)主軸的使用及加工要求選擇錐孔的錐度。錐孔僅用于定心時，則錐孔應大些，若錐孔除用于定心，還要求自鎖，借以傳遞轉矩時，錐度應小些，我這里選用莫氏六號錐孔。初步設定主軸孔徑d=60mm，主軸孔徑與外徑比為0.6。10.1.3 主軸懸伸量a主軸懸伸量的大小往往收結構限制，主要取決于主軸端部的結構形式及尺寸、刀具或夾具的安裝方式、前軸承的類型及配置、潤滑與密封裝置的結構尺寸等。主軸設計時，在滿足結構的前提下，應最大限度的縮短主軸懸伸量a。根據(jù)結構,定懸伸長度。10.1.4 支撐跨距L支撐跨距L，當前，多數(shù)機床的主軸采用前后兩個支撐，結構簡單，制造、裝配方便，容易保證精度，但是，由于兩支撐主軸的最佳支距一般較短，結構設計難于實現(xiàn)，故采用三支撐結構。如圖所示，三支撐主軸的前中支距，對主軸組件剛度和抗震性的影響，要比前后支距地影響大得多，因此，需要合理確定。為了使主軸組件獲得很高的剛度可抗震性，前中之距可按兩支撐主軸的最佳只距來選取。由于三支撐的前后支距對主軸組件的性能影響較小，可根據(jù)結構情況適當確定。如果為了提高主軸的工作平穩(wěn)性，前后支距可適當加大，如取。取5.5D1=577.5mm。采用三支撐結構時，一般不應該把三個支撐處的軸承同時預緊，否則因箱孔及有關零件的制造誤差，會造成無法裝配或影響正常運作。因此為了保證主軸組件的剛度和旋轉精度，在三支撐中，其中兩個支撐需要預緊，稱為緊支撐；另外一個支撐必須具有較大的間隙，即處于“浮動”狀態(tài)，稱為松支撐，顯然，其中一個緊支撐必須是前支撐，否則前支撐即使存有微小間隙，也會使主軸組件的動態(tài)特性大為降低。試驗表明，前中支撐為緊支撐、后支撐位松支撐，要比前后支撐位緊支撐、中支撐為松支撐的結構靜態(tài)特性顯著提高。10.1.5 主軸最佳跨距的確定=262.5mm10.2 主軸剛度驗算機床在切削加工過程中，主軸的負荷較重，而允許的變形由很小，因此決定主軸結構尺寸的主要因素是它的變形大小。對于普通機床的主軸，一般只進行剛度驗算。通常能滿足剛度要求的主軸，也能滿足強度要求。只有重載荷的機床的主軸才進行強度驗算。對于高速主軸，還要進行臨界轉速的驗算，以免發(fā)生共振。 一彎曲變形為主的機床主軸(如車床、銑床)，需要進行彎曲剛度驗算，以扭轉變形為主的機床（如鉆床），需要進行扭轉剛度驗算。當前主軸組件剛度驗算方法較多，沒能統(tǒng)一，還屬近似計算，剛度的允許值也未做規(guī)定?？紤]動態(tài)因素的計算方法，如根據(jù)部產(chǎn)生切削顫動條件來確定主軸組件剛度，計算較為復雜?，F(xiàn)在仍多用靜態(tài)計算法，計算簡單，也較適用。主軸彎曲剛度的驗算；驗算內容有兩項：其一，驗算主軸前支撐處的變形轉角，是否滿足軸承正常工作的要求；其二，驗算主軸懸伸端處的變形位移y，是否滿足加工精度的要求。對于粗加工機床需要驗算、y值；對于精加工或半精加工機床值需驗算y值；對于可進行粗加工由能進行半精的機床（如臥式車床），需要驗算值，同時還需要按不同加工條件驗算y值。支撐主軸組件的剛度驗算，可按兩支撐結構近似計算。如前后支撐為緊支撐、中間支撐位松支撐，可舍棄中間支撐不計（因軸承間隙較大，主要起阻尼作用，對剛度影響較小）；若前中支撐位緊支撐、后支撐為松支撐時，可將前中支距當做兩支撐的之距計算，中后支撐段主軸不計。10.2.1 主軸前支撐轉角的驗算機床粗加工時，主軸的變形最大，主軸前支撐處的轉角有可能超過允許值，故應驗算此處的轉角。因主軸中(后)支撐的變形一般較小，故可不必計算。主軸在某一平面內的受力情況如圖在近似計算中可不計軸承變形的影響，則該平面內主軸前支撐處的轉角用下式計算；根據(jù)機械設計手冊，當量切削力 N主軸慣性矩；式中：主軸前支撐轉角滿足要求。10.2.2 主軸前端位移的驗算計算C點撓度、當量切削力F的計算,見上文。、驅動力Q的計算=1238.79N 、軸承剛度的計算 R-徑向載荷 Z-滾動體個數(shù)L-滾動體有限接觸長度 B-滾動體接觸角 、確定彈性模量E、慣性距I、和長度a、b、s。 軸的材產(chǎn)選用40Cr， 主軸的慣性距I為： 主軸C段的慣性距Ic可近似地算： 根據(jù)齒輪、軸承寬度以及結構需要，取b=54mm、只考慮F力作用在主軸前端時軸端的位移，、只考慮驅動力Q作用在主軸兩支撐間時，軸端的位移；、求主軸前端C點的終合撓度綜合撓度；又；因為，所以此軸滿足要求。11.滾動軸承的驗算機床的一般傳動軸用的滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進行疲勞壽命驗算。其額定壽命Lh的計算公式應為Lh=T (h)式中 n 軸承的轉速（r/min） ft 溫度系數(shù) C 滾動軸承尺寸表所載的額定動負荷 指數(shù)，對于球軸承，=3，對于滾子軸承，=10/3 T 工作期限，取T=2000030000 hIV軸前端上使用的是型號為234421的雙向推力角接觸球軸承，查表查得，C=236.1kNLhIV=3100000h > T主軸滾動軸承驗算通過。12.潤滑與密封主軸轉速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨的油管將油引到軸承處。主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種：1）堵加密封裝置防止油外流。主軸轉速高，多采用非接觸式的密封裝置，形式很多，一種軸與軸承蓋之間留0.10.3的間隙（間隙越小，密封效果越好，但工藝困難）。還有一種是在軸承蓋的孔內開一個或幾個并列的溝槽（圓弧形或形），效果比上一種好些。在軸上增開了溝槽（矩形或鋸齒形），效果又比前兩種好。在有大量切屑、灰塵和冷卻液的環(huán)境中工作時，可采用曲路密封，曲路可做成軸向或徑向。徑向式的軸承蓋要做成剖分式，較為復雜。2）疏導在適當?shù)牡胤阶龀龌赜吐?，使油能順利地流回到油箱?3.其他問題主軸上齒輪應盡可能靠近前軸承，大齒輪更應靠前，這樣可以減小主軸的扭轉變形。當后支承采用推力軸承時，推力軸承承受著前向后的軸向力，推力軸承緊靠在孔的內端面，所以，內端面需要加工，端面和孔有較高的垂直度要求，否則將影響主軸的回轉精度。支承孔如果直接開在箱體上，內端面加工有一定難度。為此，可以加一個杯形套孔解決，套孔單獨在車床上加工，保證高的端面與孔德垂直度。主軸的直徑主要取決于主軸需要的剛度、結構等。各種牌號鋼材的彈性模量基本一樣，對剛度影響不大。主軸一般選優(yōu)質中碳鋼即可。精度較高的機床主軸考慮到熱處理變形的影響，可以選用或其他合金鋼。主軸頭部需要淬火，硬度為5055。其他部分處理后，調整硬度為220250。3014、設計小結機床產(chǎn)品設計是設計人員根據(jù)市場，社會和人們對機床的需要所進行的構思，計算，試驗，選擇方案，確定尺寸，繪制圖紙以及編制技術文件等一系列創(chuàng)造性活動的總稱，是機床產(chǎn)品實現(xiàn)的必要前提，是產(chǎn)品開發(fā)過程中至關重要的環(huán)節(jié)。機床產(chǎn)品設計的好壞，直接影響其成本，質量，研制周期及市場的競爭能力。本文的設計主要是從車床主軸箱的角度入手，使設計產(chǎn)品在給定的數(shù)值要求下達到最合理的經(jīng)濟和性能。 本次的課程設計是在反復的修改中完成的，鞏固和深化了課堂理論教學的內容，鍛煉和培養(yǎng)了我綜合運用所學過的知識和理論的能力，是我獨立分析、解決問題的能力得到了強化. 在設計當中，我也遇到了一些問題，比如在有些設計部分并沒有完全嚴格計算，參考的一些普遍車床的數(shù)據(jù)在保證安全可靠的基礎上做到了盡量滿足工藝要求。在此過程中不斷地發(fā)現(xiàn)問題和解決問題，使我加深了對大學所學課程理解、綜合應用并得到進一步的鞏固，設計過程培養(yǎng)了我認真細心的態(tài)度，這對以后的學習和工作都有積極的意義，也會是我大學積累的一筆非常寶貴的財富。15、參考文獻1、 關慧貞。機械制造裝備設計。4版。北京：機械工業(yè)出版社，20142、 關慧貞、徐文驥。機械制造裝備設計課程設計指導書。北京：機械工業(yè)出版 社，20133、 王大康、盧頌峰。機械設計課程設計。2版。北京：北京工業(yè)大學出版社， 20104、機械制造裝備設計 第二版 大連理工大學 馮辛安 主編5、機床主軸變速箱設計指導 機械工業(yè)出版社 曹金榜 主編6、機械設計基礎 第五版 楊可楨 程光蘊 李仲生 主編7、機床設計圖冊 上?？茖W技術出版社8、機械設計課程設計手冊 第三版 清華大學/北京科技大學 吳宗澤 羅圣國 主編31