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寧 XX大學
課程設計(論文)
最大工件回轉直徑400普通車床的
主軸變速箱設計(第三大組）
所在學院
專 業(yè)
班 級
姓 名
學 號
指導老師
年 月 日
5
摘 要
本設計著重研究臥式車床主軸箱系統(tǒng)的設計步驟和設計方法，根據已確定的運動參數(shù)以主速箱展開圖的總中心距最小為目標，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:傳動系統(tǒng)設計,傳動副，結構網，結構式，
目 錄
摘 要 2
目 錄 4
第1章 緒論 7
1.1 課程設計的目的 7
1.2課程設計的內容 7
1.2.1 理論分析與設計計算 7
1.2.2 圖樣技術設計 7
1.2.3編制技術文件 7
1.3 課程設計題目、主要技術參數(shù)和技術要求 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確定結構式 10
2.3.4確定結構網 13
2.3.5繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 13
2.4 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 15
2.5 核算主軸轉速誤差 17
第3章 傳動件的計算 18
3.1 帶傳動設計 18
3.1.1計算設計功率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直徑 19
3.1.4確定中心距離、帶的基準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確定帶輪的結構和尺寸 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 主軸箱結構設計及說明 37
8.1 結構設計的內容、技術要求和方案 37
8.2 展開圖及其布置 38
結束語 38
參考文獻 39
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）根據總體設計參數(shù)，進行傳動系統(tǒng)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(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
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)：主軸最低轉速為30r/min;主軸的變速范圍為50：主軸轉速公比為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：
最低轉速
Nmin
( )
主軸的變速范圍
主電機功率
N（kw）
公比
轉速級數(shù)Z
30
50
3
1.26
18
2.2車床的最高轉速
Nmax= 30X = 30X50=1500 取標準數(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 擬定主軸的各級轉速
依據題目要求選級數(shù)Z=18， =1.26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：
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：Y112M-4額定功率為4KW，滿載轉速為1440r/min.
表3-1 Y112M-4電動機性能
電機型號
額定功率/kW
電機轉速/(r/min)
同步轉速
滿載轉速
Y112M-4
4
1500
1440
2.3.3確定結構式
已知Z=x3b
a、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。
將主軸轉速級數(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)構成了主軸的18級轉速。這樣的方案能夠省掉一根軸，但有一個傳動組內將出現(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，操縱機構也相對簡單。因此，在主軸轉速為18級的分級變速系統(tǒng)設計中，通常采用第二行中的方案。
根據公式可得，傳動件所傳遞的功率P與它的計算轉速決定了傳遞轉矩T。一般情況下，從電動機到主軸為降速傳動。即所謂的“近電機高轉速”，從而計算轉速也較高，那么需要傳遞的轉矩就較小，尺寸也較小。根據傳動副的“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，還可以使變速箱結構緊湊。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種方案的結構式如下：
在這6個方案中，首先應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，結構式為：。
確定擴大順序
當傳動順序確定后，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，其結構式為：
射線開口大勢必造成低轉速較低，其結果是使傳動件的尺寸較大。因此，在網上表現(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，常應限制最小傳動比。對于升速，為了防止產生過大的振動和噪聲，常應限制最大傳動比。
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地也應有一定的限制。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
在設計傳動系統(tǒng)時，電動機與主軸的轉速已經確定。當降速時，分配傳動比應使各個中間傳動軸的最低轉速適當?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，減少變速箱的結構尺寸，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確定結構網
畫出結構網如下：(變速系統(tǒng)共需4根軸，其中Ⅳ軸為主軸)
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ
圖3-1 結構網
2.3.5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：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。變速組內取模數(shù)相等，據設計要求Zmin≥18~20,齒數(shù)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(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。變速組內取模數(shù)相等，據設計要求Zmin≥18~20,齒數(shù)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(shù)，各齒輪齒數(shù)如表2-2。
（1） 確定各變速組內齒輪齒數(shù)
由以上確定的各個傳動比，根據參考文獻[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)％=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％
各級轉速誤差轉速誤差小于2.6％，因此不需要修改齒數(shù)。
第3章 傳動件的計算
3.1 帶傳動設計
輸出功率P=4kW,轉速n1=1440r/min,n2=750r/min
3.1.1計算設計功率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；通風機和鼓風機（）；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），通風機（）；發(fā)電機；旋轉式水泵；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V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時），查《機械設計》P296表4，
取KA＝1.1。即
3.1.2選擇帶型
普通V帶的帶型根據傳動的設計功率Pd和小帶輪的轉速n1按《機械設計》P297圖13－11選取。
圖3-2
根據算出的Pd＝4.4kW及小帶輪轉速n1＝1440r/min ，查圖得：d d=80～100可知應選取A型V帶。
3.1.3驗證帶速并確定帶輪的基準直徑
由《機械設計》P298表13－7查得，小帶輪基準直徑為80～100mm
則取dd1= 100mm> ddmin.=75 mm（dd1根據P295表13-4查得）
表3-4 V帶帶輪最小基準直徑
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
20
50
75
125
200
355
500
由《機械設計》查“V帶輪的基準直徑”，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型孔板式結構，大帶輪選擇E型輪輻式結構。
帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。
3.1.7確定帶的張緊裝置
選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。
3.1.8計算壓軸力
由《機械設計》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。轉速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內應力要小, 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帶兩側面間的夾角是40°，為了適應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
基準寬度
b p
5.3
8.5
11.0
14.0
19.0
27.0
32.0
基準線上槽深
h amin
1.6
2.0
2.75
3.5
4.8
8.1
9.6
基準線下槽深
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°
對應的基準直徑 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）結構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 帶輪結構類型
根據設計結果，可以得出結論：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 計算轉速的計算
（1）主軸的計算轉速nj，由公式n=n得，主軸的計算轉速nj=95.27r/min，
取95r/min。
①齒輪的計算轉速。齒輪裝在Ⅳ軸上，從轉速圖可以看出，共有118r/min~750r/min共9級轉速，經齒輪/傳動主軸得到235r/min~1500r/min這9級轉速能傳遞全部功率，故齒輪的這9級轉速也能傳遞全部功率，其中最低轉速95r/min正好為齒輪的計算轉速。
②齒輪的計算轉速。齒輪裝在Ⅴ軸（主軸）上，有235r/min~1500r/min共9級轉速，都能傳遞全部功率，其最低轉速375r/min即為齒輪的計算轉速。
③齒輪的計算轉速。齒輪裝在Ⅳ軸上，有118r/min~750r/min共9級轉速。其中375r/min~750r/min的4級轉速能傳遞全部功率，而118r/min~300r/min的5級轉速不能傳遞全部功率。因此，齒輪的計算轉速即為375r/min。
其余依次類推，各齒輪的計算轉速如下。
齒輪序號
計算轉速
1440
750
750
475
600
375
600
300
300
齒輪序號
計算轉速
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，主軸內孔直徑,故本例之中，主軸內孔直徑取為
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
彎曲應力驗算公式為：
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.;
-----齒輪的最低轉速（r/min）
----基準循環(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；
----許用接觸應力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；
---許用彎曲應力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；
根據上述公式，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，
=1，=1，m=3.5，=355；
可求得：
=619 Mpa
=135Mpa
第5章 主軸及其組件的設計
主軸組件結構復雜，技術要求高。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—前軸頸處內孔直徑d=(0.55～0.6)D=49.5～54mm
所以，內孔直徑取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、標準莫氏錐度尺寸為：
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的原則是在滿足結構要求的前提下，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，應盡量縮短主軸的外伸長度a，選擇適當?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，應選大值，軸剛性差時，則取小值。其大小很大程度上受其他結構的限制，常常不能滿足以上要求。在安排結構時力求接近即可。
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構，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型結構。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，調質到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構比較復雜。
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
—該傳動軸的計算轉速r/min
—每米長度上允許的扭轉角(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，調質處理，硬度，，，。
2) 按扭矩初算軸徑
根據文獻[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，調質處理，硬度，，，。
2) 按扭矩初算軸徑
根據文獻[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，調質處理，硬度，，，。
2) 按扭矩初算軸徑
根據文獻[1]中式（11-2），并查表11-2，取C=115，則
有鍵槽和軸承，軸加大5%：
采用花鍵軸結構，即將估算的傳動軸直徑d減小7%為花鍵軸的直徑，在選相近的標準花鍵。
=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)。
根據根據文獻[1]中式（12-1）及表12-7得壓緊端軸承當量載荷
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)。
根據根據文獻[1]中式（12-1）及表12-7得
當量載荷
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)。
根據根據文獻[1]中式（12-1）及表12-7得
壓緊端軸承當量載荷
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 主軸箱結構設計及說明
8.1 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(tǒng)和箱體及其聯(lián)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(shù)據。
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。
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。
結束語
1、本次課程設計是針對專業(yè)課程基礎知識的一次綜合性應用設計，設計過程應用了《機械制圖》、《機械原理》、《工程力學》等。
2、本次課程設計充分應用了以前所學習的知識，并應用這些知識來分析和解決實際問題。
3、本次課程設計進一步掌握了一般設計的設計思路和設計切入點，同時對機械部件的傳動設計和動力計算也提高了應用各種資料和實際動手的能力。
4、本次課程設計進一步規(guī)范了制圖要求，掌握了機械設計的基本技能。
5、本次課程設計由于學習知識面的狹窄和對一些概念的理解不夠深刻，以及缺乏實際設計經驗，使得設計黨中出現(xiàn)了許多不妥和錯誤之處，誠請老師給予指正和教導。
參考文獻
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