1寧XX 大學課 程 設 計 (論 文 )中型普通車床主軸箱設計（題目 37）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(tǒng)時首先利用傳動系統(tǒng)設計方法求出理想解和多個合理解。根據(jù)數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)及主軸功率與轉矩特性要求，分析了機電關聯(lián)分級調速主傳動系統(tǒng)的設計原理和方法。從主傳動系統(tǒng)結構網(wǎng)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(shù)和動力參數(shù)。本說明書著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設計步驟和設計方法，根據(jù)已確定的運動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡化結構，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)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(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。關鍵詞 分級變速；傳動系統(tǒng)設計,傳動副，結構網(wǎng)，結構式，齒輪模數(shù)，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(shù)和技術要求 61.3.1 課程設計題目和主要技術參數(shù) 6第 2 章 車床參數(shù)的擬定.82.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù) .82.2 擬定參數(shù)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(shù)的確定 .92.2.4 確定結構式 92.2.5 確定結構網(wǎng) 92.2.6 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 102.2 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 102.3 核算主軸轉速誤差 11第 3 章 動力計算.123.1 帶傳動設計 123.2 計算轉速的計算 133.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 143.4 傳動軸最小軸徑的初定 193.5 主軸合理跨距的計算 205第 4 章 主要零部件的選擇.214.1 軸承的選擇 214.2 鍵的規(guī)格 214.4 變速操縱機構的選擇 .21第 5 章 校核.225.1 主軸合理跨距的計算 .225.2 軸承壽命校核 23結 論.24參考文獻.256第 1 章 緒論1.1 課程設計的目的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(chǎn)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(tǒng)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(tǒng)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(tǒng)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(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件。1.2 課程設計的內容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(tǒng)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(jù)總體設計參數(shù)，進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。（3）根據(jù)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(tǒng)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(jīng)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(shù)和技術要求1.3.1 課程設計題目和主要技術參數(shù)題目：中型普通車床主軸箱設計7題目 37 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(shù) Z380 140 4 1.41 88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：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(shù) Z380 140 4 1.41 82.2 擬定參數(shù)的步驟和方法2.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin根據(jù)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結合題目條件，取標準數(shù)列數(shù)值，=140r/minmin取 41.??依據(jù)題目要求選級數(shù) Z=8， =1.41=1.065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(shù)列可直接從標準的數(shù)列表中查出，按標準轉速數(shù)列為：9140，200，280，400，560，800，1120，16002.2.3 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)題設條件電機功率為 4KW可選取電機為：Y132M1-6 額定功率為 4KW，滿載轉速為 960r/min.2.2.4 確定結構式已知 Z= x3b2aa、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。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(shù) =140 Z=8 =1.41160max?nmin?2.2.5 確定結構網(wǎng)根據(jù)“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=1.414=3.95〈8 滿足要求，其結構網(wǎng)如圖 2-1。圖 2-1 結構網(wǎng) Z=21×22×24102.2.6 繪制轉速圖和傳動系統(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）繪制轉速圖：（3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉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：A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和:S zmin(Zmax+2+D/m)2.2 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)(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(tǒng)圖11（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內取模數(shù)相等，據(jù)設計要求 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)基本組 第一擴大組 第二擴大組傳動比1:1.41 1:2 1:1.41 1.41:1 2：1 2：1代號 Z1Z 'Z 2Z 'Z3Z 'Z4Z ’ Z5 Z5’ Z6Z '齒數(shù) 30 42 24 48 41 58 58 41 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)％=4.1％n標 準 轉 速標 準 轉 速實 際 轉 速 ?各級轉速誤差n 1600 1120 800 560 400 280 200 140n` 1658 1121.2 798.28 558.6 401.2 280.7 198.8 141.3誤差 2.8％ 4.1％ 2.85％ 3.47％ 1.32％ 0.5％ 1.31％ 2.41％只有一級轉速誤差大于 4.1％，因此不需要修改齒數(shù)。12第 3 章 動力計算3.1 帶傳動設計輸出功率 P=4kw,轉速 n1=960r/min,n2=560r/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(shù)，查[1]表 3.5. 取 K=1.1pd=kAP=1.1X5=4.4kw（2）選擇 V 帶的型號:根據(jù) pd,n1=960r/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)= X90X1420/(60X1000)=6.69m/s??從動輪直徑 d2=n1d1/n2=1420X90/710=180mm 取 d2=180mm 查[1]表 3.3計算實際傳動比 i=d2/d1=180/90=2（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))?63 a0 540 取 ao=300mm[2]帶的計算基準長度Ld0≈2a0+ /2(d1+d2)+(d2-d1)2/4a0?≈2x300+ /2(90+180)+(132-90)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?13（6）確定 V 帶根數(shù)：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(shù) K =0.99?查[1]表 3 得長度系數(shù) Kl=0.81確定帶根數(shù)：Z=P /｛（P +△P ）×K ×K ｝C0?L=3.65/(1.05+0.13)X0.99X0.81=2.89 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=248.2r/min，jmin)13/(??z取280 r/min。(2). 傳動軸的計算轉速 軸2=400 r/min，軸1=560r/min。（2）確定各傳動軸的計算轉速。Ⅱ軸共有 3 級轉速：560r/min、400 r/min。若經(jīng)傳動副 Z / Z 傳動主軸，則只有 560r/min 傳遞全功率；若經(jīng)傳動副 Z / Z 傳動主軸，全6' 5'部傳遞全功率，其中 125r/min 是傳遞全功率的最低轉速， 故其計算轉速 nⅡ j=400 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=280 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 裝在主軸上其中只有 280r/min 傳遞全功率，'6故 Z j=280 r/min。'6依次可以得出其余齒輪的計算轉速，如表 3-2。軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計算轉速 r/min 560 400 28014表 3-2 齒輪副計算轉速序號 Z1Z 2Z3Z `4Z5n j560 400 400 280 2803.3 齒輪模數(shù)計算及驗算（1）模數(shù)計算。一般同一變速組內的齒輪取同一模數(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321][)(jjmnuzP???表 3-3 所示。根據(jù) 和 計算齒輪模數(shù)，根據(jù)其中較大值取相近的標準模數(shù)：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(shù)； nk——功率利用系數(shù)；N——材料強化系數(shù)。 q——（壽命系數(shù)）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(shù) m 和基準順環(huán)次數(shù) C0——工作情況系數(shù)。中等中級的主運動： 1——動載荷系數(shù)；2k——齒向載荷分布系數(shù)；3——齒形系數(shù)； Y根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)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/minjn15——齒寬系數(shù) ,m?mb/??8Z1——計算齒輪的齒數(shù)，一般取轉動中最小齒輪的齒數(shù)：——大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比， = ；（+）用于外嚙合， （-）號用i i12?Z于內嚙合： 命系數(shù)； 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????16=275 =2.2mm33547108.0246.2.51??根據(jù)標準齒輪模數(shù)系數(shù)選用模數(shù)為:主軸齒輪模數(shù)為 3.5，傳動軸齒輪模數(shù) m=2.5，中間軸齒輪模數(shù) m=3; 根據(jù)有關文獻，也為了便于統(tǒng)一，在這里傳動齒輪統(tǒng)一取 m=3.5表 3-3 模數(shù)（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) 30 42 24 48分度圓直徑 105 147 84 168齒頂圓直徑 108.5 150.5 87.5 171.5齒根圓直徑 100.6 142.6 79.6 163.6齒寬 24.5 24.5 24.5 24.5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(shù) mm 3.5 3.5 3.517??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(shù)（mm）, m=3.5（mm）;B----齒寬（mm）;B=25（mm）;z----小齒輪齒數(shù)；z=19;u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2.78;-----壽命系數(shù)；sK=sTnNKq----工作期限系數(shù)；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(shù)，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取 =0C0C70C612?m----疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取 m=3；彎曲載荷取 m=6;----轉速變化系數(shù)，查【5】2 上，取 =0.60nKnK----功率利用系數(shù)，查 【5】2 上，取 =0.78N N-----材料強化系數(shù)，查【5】2 上， =0.60q q-----工作狀況系數(shù)，取 =1.13K3K-----動載荷系數(shù)，查【5】2 上，取 =12------齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2 上， =1 1 1K18Y------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；??j? ??j?---許用彎曲應力（ MPa） ，查【4】 ，表 4-7，取 =275 Mpa；w w根據(jù)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(shù) 41 58 58 41分度圓直徑 143.5 203 203 143.5齒頂圓直徑 150.5 210 210 150.5齒根圓直徑 134.75 194.25 194.25 134.75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(shù) 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 2819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(jù)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203.5 主軸合理跨距的計算由于電動機功率 P=4kw，根據(jù)【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(jù)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(jīng)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(jù) 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 4021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(jù)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7012C4.2 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 =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(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。22第 5 章 校核5.1 主軸合理跨距的計算設機床最大加工回轉直徑為?380mm,電動機功率P=4kw，,主軸計算轉速為140r/min。已選定的前后軸徑為: 定懸伸量a=85mm。162dm?1(0.7~85)dm?軸承剛度，主軸最大輸出轉矩:＝???????? 63.79.50=54N??設該車床的最大加工直徑為 380mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟加工直徑約為最大回轉直徑的 50%，這里取 45%，即 180mm，故半徑為 0.09m；切削力（沿 y 軸） F c=250.346/0.09=2781N背向力（沿 x 軸） F p=0.5 Fc=1390N總作用力 F= =3109N2pC?此力作用于工件上，主軸端受力為 F=3109N。先假設 l/a=2，l=3a=255mm。前后支承反力 RA和 RB分別為RA=F× =3109× Nla?852415??23RB=F× =3109× Nla8510362?根據(jù)《機械系統(tǒng)設計》得： =3.39 得前支承的剛度：K A= rK1.0F8.La0.91.()cosiz?1376.69 N/ ；K B= 713.73 N/ ； = =1.93m?m?BA376.主軸的當量外徑 de=(85+65)/2=75mm，故慣性矩為I= =1.55×10-6m440.756??η= = =0.383aKEA16325098??查《機械系統(tǒng)設計》圖 得 =2.5，與原假設接近，所以最佳跨距al0=85×2.5=212.5mm0l合理跨距為（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=250mm。0l根據(jù)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=85mm，后軸徑 d=55mm。后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。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]=15000h24L10h= × = × = h≥[L 10h]n1670?)PC(180673)28.10(?367.10()284.9524??=15000h軸承壽命滿足要求。結 論經(jīng)過課程設計，使我和同伴對機械系統(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。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。25參考文獻1段鐵群.《機械系統(tǒng)設計》.科學出版社；2.于惠力，向敬忠，張春宜.《機械設計》.科學出版社；3.潘承怡，蘇相國. 《機械設計課程設計》 ，哈爾濱理工大學；4.戴署.《金屬切削機床設計》.機械工業(yè)出版社；5.陳易新， 《金屬切削機床課程設計指導書》 ； 261寧XX 大學課 程 設 計 (論 文 )中型普通車床主軸箱設計（題目 37）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(tǒng)時首先利用傳動系統(tǒng)設計方法求出理想解和多個合理解。根據(jù)數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)及主軸功率與轉矩特性要求，分析了機電關聯(lián)分級調速主傳動系統(tǒng)的設計原理和方法。從主傳動系統(tǒng)結構網(wǎng)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(shù)和動力參數(shù)。本說明書著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設計步驟和設計方法，根據(jù)已確定的運動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡化結構，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)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(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。關鍵詞 分級變速；傳動系統(tǒng)設計,傳動副，結構網(wǎng)，結構式，齒輪模數(shù)，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(shù)和技術要求 61.3.1 課程設計題目和主要技術參數(shù) 6第 2 章 車床參數(shù)的擬定.82.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù) .82.2 擬定參數(shù)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(shù)的確定 .92.2.4 確定結構式 92.2.5 確定結構網(wǎng) 92.2.6 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 102.2 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 102.3 核算主軸轉速誤差 11第 3 章 動力計算.123.1 帶傳動設計 123.2 計算轉速的計算 133.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 143.4 傳動軸最小軸徑的初定 193.5 主軸合理跨距的計算 205第 4 章 主要零部件的選擇.214.1 軸承的選擇 214.2 鍵的規(guī)格 214.4 變速操縱機構的選擇 .21第 5 章 校核.225.1 主軸合理跨距的計算 .225.2 軸承壽命校核 23結 論.24參考文獻.256第 1 章 緒論1.1 課程設計的目的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(chǎn)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(tǒng)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(tǒng)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(tǒng)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(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件。1.2 課程設計的內容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(tǒng)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(jù)總體設計參數(shù)，進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。（3）根據(jù)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(tǒng)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(jīng)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(shù)和技術要求1.3.1 課程設計題目和主要技術參數(shù)題目：中型普通車床主軸箱設計7題目 37 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(shù) Z380 140 4 1.41 88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：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(shù) Z380 140 4 1.41 82.2 擬定參數(shù)的步驟和方法2.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin根據(jù)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結合題目條件，取標準數(shù)列數(shù)值，=140r/minmin取 41.??依據(jù)題目要求選級數(shù) Z=8， =1.41=1.065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(shù)列可直接從標準的數(shù)列表中查出，按標準轉速數(shù)列為：9140，200，280，400，560，800，1120，16002.2.3 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)題設條件電機功率為 4KW可選取電機為：Y132M1-6 額定功率為 4KW，滿載轉速為 960r/min.2.2.4 確定結構式已知 Z= x3b2aa、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。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(shù) =140 Z=8 =1.41160max?nmin?2.2.5 確定結構網(wǎng)根據(jù)“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=1.414=3.95〈8 滿足要求，其結構網(wǎng)如圖 2-1。圖 2-1 結構網(wǎng) Z=21×22×24102.2.6 繪制轉速圖和傳動系統(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）繪制轉速圖：（3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉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：A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和:S zmin(Zmax+2+D/m)2.2 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)(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(tǒng)圖11（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內取模數(shù)相等，據(jù)設計要求 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)基本組 第一擴大組 第二擴大組傳動比1:1.41 1:2 1:1.41 1.41:1 2：1 2：1代號 Z1Z 'Z 2Z 'Z3Z 'Z4Z ’ Z5 Z5’ Z6Z '齒數(shù) 30 42 24 48 41 58 58 41 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)％=4.1％n標 準 轉 速標 準 轉 速實 際 轉 速 ?各級轉速誤差n 1600 1120 800 560 400 280 200 140n` 1658 1121.2 798.28 558.6 401.2 280.7 198.8 141.3誤差 2.8％ 4.1％ 2.85％ 3.47％ 1.32％ 0.5％ 1.31％ 2.41％只有一級轉速誤差大于 4.1％，因此不需要修改齒數(shù)。12第 3 章 動力計算3.1 帶傳動設計輸出功率 P=4kw,轉速 n1=960r/min,n2=560r/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(shù)，查[1]表 3.5. 取 K=1.1pd=kAP=1.1X5=4.4kw（2）選擇 V 帶的型號:根據(jù) pd,n1=960r/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)= X90X1420/(60X1000)=6.69m/s??從動輪直徑 d2=n1d1/n2=1420X90/710=180mm 取 d2=180mm 查[1]表 3.3計算實際傳動比 i=d2/d1=180/90=2（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))?63 a0 540 取 ao=300mm[2]帶的計算基準長度Ld0≈2a0+ /2(d1+d2)+(d2-d1)2/4a0?≈2x300+ /2(90+180)+(132-90)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?13（6）確定 V 帶根數(shù)：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(shù) K =0.99?查[1]表 3 得長度系數(shù) Kl=0.81確定帶根數(shù)：Z=P /｛（P +△P ）×K ×K ｝C0?L=3.65/(1.05+0.13)X0.99X0.81=2.89 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=248.2r/min，jmin)13/(??z取280 r/min。(2). 傳動軸的計算轉速 軸2=400 r/min，軸1=560r/min。（2）確定各傳動軸的計算轉速。Ⅱ軸共有 3 級轉速：560r/min、400 r/min。若經(jīng)傳動副 Z / Z 傳動主軸，則只有 560r/min 傳遞全功率；若經(jīng)傳動副 Z / Z 傳動主軸，全6' 5'部傳遞全功率，其中 125r/min 是傳遞全功率的最低轉速， 故其計算轉速 nⅡ j=400 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=280 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 裝在主軸上其中只有 280r/min 傳遞全功率，'6故 Z j=280 r/min。'6依次可以得出其余齒輪的計算轉速，如表 3-2。軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計算轉速 r/min 560 400 28014表 3-2 齒輪副計算轉速序號 Z1Z 2Z3Z `4Z5n j560 400 400 280 2803.3 齒輪模數(shù)計算及驗算（1）模數(shù)計算。一般同一變速組內的齒輪取同一模數(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321][)(jjmnuzP???表 3-3 所示。根據(jù) 和 計算齒輪模數(shù)，根據(jù)其中較大值取相近的標準模數(shù)：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(shù)； nk——功率利用系數(shù)；N——材料強化系數(shù)。 q——（壽命系數(shù)）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(shù) m 和基準順環(huán)次數(shù) C0——工作情況系數(shù)。中等中級的主運動： 1——動載荷系數(shù)；2k——齒向載荷分布系數(shù)；3——齒形系數(shù)； Y根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)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/minjn15——齒寬系數(shù) ,m?mb/??8Z1——計算齒輪的齒數(shù)，一般取轉動中最小齒輪的齒數(shù)：——大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比， = ；（+）用于外嚙合， （-）號用i i12?Z于內嚙合： 命系數(shù)； 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????16=275 =2.2mm33547108.0246.2.51??根據(jù)標準齒輪模數(shù)系數(shù)選用模數(shù)為:主軸齒輪模數(shù)為 3.5，傳動軸齒輪模數(shù) m=2.5，中間軸齒輪模數(shù) m=3; 根據(jù)有關文獻，也為了便于統(tǒng)一，在這里傳動齒輪統(tǒng)一取 m=3.5表 3-3 模數(shù)（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(shù) 30 42 24 48分度圓直徑 105 147 84 168齒頂圓直徑 108.5 150.5 87.5 171.5齒根圓直徑 100.6 142.6 79.6 163.6齒寬 24.5 24.5 24.5 24.5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(shù) mm 3.5 3.5 3.517??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(shù)（mm）, m=3.5（mm）;B----齒寬（mm）;B=25（mm）;z----小齒輪齒數(shù)；z=19;u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2.78;-----壽命系數(shù)；sK=sTnNKq----工作期限系數(shù)；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(shù)，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取 =0C0C70C612?m----疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取 m=3；彎曲載荷取 m=6;----轉速變化系數(shù)，查【5】2 上，取 =0.60nKnK----功率利用系數(shù)，查 【5】2 上，取 =0.78N N-----材料強化系數(shù)，查【5】2 上， =0.60q q-----工作狀況系數(shù)，取 =1.13K3K-----動載荷系數(shù)，查【5】2 上，取 =12------齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2 上， =1 1 1K18Y------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；??j? ??j?---許用彎曲應力（ MPa） ，查【4】 ，表 4-7，取 =275 Mpa；w w根據(jù)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(shù) 41 58 58 41分度圓直徑 143.5 203 203 143.5齒頂圓直徑 150.5 210 210 150.5齒根圓直徑 134.75 194.25 194.25 134.75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(shù) 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 2819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(jù)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203.5 主軸合理跨距的計算由于電動機功率 P=4kw，根據(jù)【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(jù)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(jīng)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(jù) 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 4021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(jù)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7012C4.2 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 =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(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。22第 5 章 校核5.1 主軸合理跨距的計算設機床最大加工回轉直徑為?380mm,電動機功率P=4kw，,主軸計算轉速為140r/min。已選定的前后軸徑為: 定懸伸量a=85mm。162dm?1(0.7~85)dm?軸承剛度，主軸最大輸出轉矩:＝???????? 63.79.50=54N??設該車床的最大加工直徑為 380mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟加工直徑約為最大回轉直徑的 50%，這里取 45%，即 180mm，故半徑為 0.09m；切削力（沿 y 軸） F c=250.346/0.09=2781N背向力（沿 x 軸） F p=0.5 Fc=1390N總作用力 F= =3109N2pC?此力作用于工件上，主軸端受力為 F=3109N。先假設 l/a=2，l=3a=255mm。前后支承反力 RA和 RB分別為RA=F× =3109× Nla?852415??23RB=F× =3109× Nla8510362?根據(jù)《機械系統(tǒng)設計》得： =3.39 得前支承的剛度：K A= rK1.0F8.La0.91.()cosiz?1376.69 N/ ；K B= 713.73 N/ ； = =1.93m?m?BA376.主軸的當量外徑 de=(85+65)/2=75mm，故慣性矩為I= =1.55×10-6m440.756??η= = =0.383aKEA16325098??查《機械系統(tǒng)設計》圖 得 =2.5，與原假設接近，所以最佳跨距al0=85×2.5=212.5mm0l合理跨距為（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=250mm。0l根據(jù)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=85mm，后軸徑 d=55mm。后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。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]=15000h24L10h= × = × = h≥[L 10h]n1670?)PC(180673)28.10(?367.10()284.9524??=15000h軸承壽命滿足要求。結 論經(jīng)過課程設計，使我和同伴對機械系統(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。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。25參考文獻1段鐵群.《機械系統(tǒng)設計》.科學出版社；2.于惠力，向敬忠，張春宜.《機械設計》.科學出版社；3.潘承怡，蘇相國. 《機械設計課程設計》 ，哈爾濱理工大學；4.戴署.《金屬切削機床設計》.機械工業(yè)出版社；5.陳易新， 《金屬切削機床課程設計指導書》 ； 26