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黑龍江大學(xué)
課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)
學(xué)院：機(jī)電工程學(xué)院
專(zhuān)業(yè)：機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化
課程名稱(chēng)：專(zhuān)業(yè)方向課程設(shè)計(jì)
設(shè)計(jì)題目：普通車(chē)床主軸箱設(shè)計(jì)
姓名：
學(xué)號(hào)：
指導(dǎo)教師：
成績(jī)：
35
目 錄
目 錄 2
第1章 機(jī)床主要參數(shù)的確定 4
1.1車(chē)床主參數(shù)和基本參數(shù) 4
1.2 確定最高轉(zhuǎn)速 4
1.3 轉(zhuǎn)速數(shù)列 4
1.4確定結(jié)構(gòu)式 4
1.5 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 5
1.6 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖 7
1.7 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù) 8
第2章 動(dòng)力計(jì)算 11
2.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 11
2.2計(jì)算設(shè)計(jì)功率Pd 11
2.3選擇帶型 12
2.4確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速 13
2.5確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度并驗(yàn)算小輪包角 14
2.6確定帶的根數(shù)z 15
2.7確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 15
2.8確定帶的張緊裝置 15
2.9計(jì)算壓軸力 15
2.10 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算 15
2.11齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速 16
2.12 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算 16
2.13 傳動(dòng)軸最小軸徑的初定 21
2.14 主軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算 22
2.15 主軸材料與熱處理 25
第3章 主要零部件的選擇 25
3.1電動(dòng)機(jī)的選擇 25
3.2 軸承的選擇 25
3.3 鍵的規(guī)格 25
3.4變速操縱機(jī)構(gòu)的選擇 26
第4章 校核 27
4.1 軸的校核 27
4.2 軸承壽命校核 29
第5章 設(shè)計(jì)心得 32
結(jié) 論 33
參考文獻(xiàn) 34
致 謝 35
分級(jí)變速主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)論文
第1章 機(jī)床主要參數(shù)的確定
1.1車(chē)床主參數(shù)和基本參數(shù)
車(chē)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(zhuǎn)直徑
D(mm)
正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速
nmin( )
電機(jī)功率
N（kw）
變速級(jí)數(shù)Z
公比
400
28
4.5
12
1.41
1.2 確定最高轉(zhuǎn)速
根據(jù)【1】公式（3-2）因?yàn)橐阎? ，
，=1.41，Z=12
取標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列數(shù)值，即 =1250r/min
1.3 轉(zhuǎn)速數(shù)列
查[1]表2.12，首先找到28r/min、然后每隔5個(gè)數(shù)取一個(gè)值（1.41=1.066），得出主軸的轉(zhuǎn)速數(shù)列為28，40，56，80，112，160，224，315，450，630，900，1250共12級(jí)。
1.4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(shí)現(xiàn)變速。
對(duì)于Z=12可以按照12=2×3×2傳動(dòng)式有6種結(jié)構(gòu)式和對(duì)應(yīng)的結(jié)構(gòu)網(wǎng)。分別為：
， ， ，
由于本次設(shè)計(jì)的機(jī)床I軸裝有摩擦離合器，在結(jié)構(gòu)上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑。初選的方案。
從電動(dòng)機(jī)到主軸主要為降速變速，若使變速副較多的變速組放在較接近電動(dòng)機(jī)處可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，節(jié)省材料，也就是滿(mǎn)足變速副前多后少的原則，因此取12=2×3×2方案為好。
設(shè)計(jì)車(chē)床主變速傳動(dòng)系時(shí)，為避免從動(dòng)齒輪尺寸過(guò)大而增加箱體的徑向尺寸，在降速變速中，一般限制限制最小變速比 ；為避免擴(kuò)大傳動(dòng)誤差，減少震動(dòng)噪聲，在升速時(shí)一般限制最大轉(zhuǎn)速比。斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)較平穩(wěn)，可取。因此在主變速鏈任一變速組的最大變速范圍。在設(shè)計(jì)時(shí)必須保證中間變速軸的變速范圍最小。
綜合上述可得：主傳動(dòng)部件的運(yùn)動(dòng)參數(shù)
=28 Z=12 =1.41
1.5 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)
12=2×3×2的傳動(dòng)副組合，其傳動(dòng)組的擴(kuò)大順序又可以有6種形式：
1) 12=21×32×26 2) 12=21×34×22
3) 12=23×31×26 4) 12=26×31×23
5) 12=22×34×21 6) 12=26×32×21
根據(jù)級(jí)比指數(shù)分配要“前密后疏”的原則，應(yīng)選用Z=××這一方案，然而對(duì)于我們所設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)將會(huì)出現(xiàn)兩個(gè)問(wèn)題：
第一變速組采用降速傳動(dòng)時(shí)，由于摩擦離合器徑向結(jié)構(gòu)尺寸限制，使得Ⅰ軸上的齒輪直徑不能太小，Ⅱ軸上的齒輪則會(huì)成倍增大。這樣，不僅使Ⅰ-Ⅱ軸間中心距加大，而且Ⅰ-Ⅱ軸間的中心距也會(huì)輥大，從而使整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)尺寸增大。這種傳動(dòng)不宜采用。
如果第一變速組采用升速傳動(dòng)，則Ⅰ軸至主軸間的降速傳動(dòng)只能同后兩個(gè)變速組承擔(dān)。為了避免出現(xiàn)降速比小于允許的杉限值，常常需要增加一個(gè)定比降速傳動(dòng)組，使系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜。這種傳動(dòng)也不是理想的。
如果采用Z=××這一方案則可解決上述存在的問(wèn)題。
圖2.1結(jié)構(gòu)網(wǎng)
傳動(dòng)組的變速范圍的極限值
齒輪傳動(dòng)最小傳動(dòng)比Umin1/4,最大傳動(dòng)比Umax,決定了一個(gè)傳動(dòng)組的最大變速范圍rmax=umax/umin。
因此，要按照下表，淘汰傳動(dòng)組變速范圍超過(guò)極限值的所有傳動(dòng)方案。
極限傳動(dòng)比及指數(shù)X,X,值為：
表2.1
公比
極限傳動(dòng)比指數(shù)
1.41
X值：Umin==1/4
4
X,值：Umax=x, =2
2
(X+ X,)值：rmin=x+x｀=8
6
最大擴(kuò)大組的選擇
正常連續(xù)的順序擴(kuò)大組的傳動(dòng)的傳動(dòng)結(jié)構(gòu)式為：
Z=Z1[1]Z2[Z1]Z3[Z1Z2]
最后擴(kuò)大組的變速范圍
按照r原則，導(dǎo)出系統(tǒng)的最大級(jí)數(shù)Z和變速范圍Rn為：
表2.2
Z3
2
3
1.41
Z=12
Rn=44
Z=9
Rn=15.6
最后擴(kuò)大組的傳動(dòng)副數(shù)目Z3=2時(shí)的轉(zhuǎn)速范圍遠(yuǎn)比Z3=3時(shí)大
因此，在機(jī)床設(shè)計(jì)中，因要求的R較大，最后擴(kuò)大組應(yīng)取2更為合適。
同時(shí)，最后傳動(dòng)組與最后擴(kuò)大組往往是一致的。安裝在主軸與主軸前一傳動(dòng)軸的具有極限或接近傳動(dòng)比的齒輪副承受最大扭距，在結(jié)構(gòu)上可獲得較為滿(mǎn)意的處理，這也就是最后傳動(dòng)組的傳動(dòng)副經(jīng)常為2的另一原因。
1.6 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖
（1）選擇電動(dòng)機(jī)：采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。
（2）繪制轉(zhuǎn)速圖
該車(chē)床主軸傳動(dòng)系統(tǒng)共設(shè)有四個(gè)傳動(dòng)組其中有一個(gè)是帶傳動(dòng)。根據(jù)降速比分配應(yīng)“前慢后快”的原則以及摩擦離合器的工作速度要求，確定各傳動(dòng)組最小傳動(dòng)比。
u總=/ =28/1440=1/51.4
分配總降速傳動(dòng)比時(shí)，要考慮是否增加定比傳動(dòng)副，以使轉(zhuǎn)速數(shù)列符合標(biāo)準(zhǔn)和有利于減小齒數(shù)和減小徑向與軸向尺寸，必須按“前慢后快”的原則給串聯(lián)的各變速器分配最小傳動(dòng)比。
a 決定軸Ⅲ-Ⅳ的最小降速傳動(dòng)比主軸上的齒輪希望大一些，能起到飛輪的作用，所以最后一個(gè)變速組的最小降速傳動(dòng)比取極限1/4，公比ψ=1.41，1.414=4，因此從 Ⅳ軸的最下點(diǎn)向上4格，找到Ⅲ上對(duì)應(yīng)的點(diǎn)，連接對(duì)應(yīng)的兩點(diǎn)即為Ⅲ-Ⅳ軸的最小傳動(dòng)比。
b 決定其余變速組的最小傳動(dòng)比根據(jù)“前慢后快”的原則，軸Ⅱ-Ⅲ間變速組取umin=1/ψ3，即從Ⅲ軸向上3格，同理，軸Ⅰ-Ⅱ間取u=1/ψ3，連接各線(xiàn)。
c 根據(jù)個(gè)變速組的傳動(dòng)比連線(xiàn)按基本組的級(jí)比指數(shù)x0=3，第一擴(kuò)大組的級(jí)比指數(shù)x1=1，第二擴(kuò)大組的級(jí)比指數(shù)x3=6,畫(huà)出傳動(dòng)系統(tǒng)圖如2.2所示
圖2-2 轉(zhuǎn)速圖
（3）畫(huà)主傳動(dòng)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(huà)主傳動(dòng)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)
1.7 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù)
(1)Sz100-120,中型機(jī)床Sz=70-100
(2)直齒圓柱齒輪Zmin18-20
圖2-3 主傳動(dòng)系統(tǒng)圖
1）確定齒輪齒數(shù)
1. 用計(jì)算法確定第一個(gè)變速組中各齒輪的齒數(shù)
Zj+Zj’=
Zj/Zj’ =uj
其中
Zj——主動(dòng)齒輪的齒數(shù)
Zj’——被動(dòng)齒輪的齒數(shù)
uj——一對(duì)齒輪的傳動(dòng)比
——一對(duì)齒輪的齒數(shù)和
為了保證不產(chǎn)生根切以及保證最小齒輪裝到軸上或套筒上具有足夠的強(qiáng)度，最小齒輪必然是在降速比最大的傳動(dòng)副上出現(xiàn)。
把Z1的齒數(shù)取大些：
取Z1=Zmin=20則
Z2= =58
齒數(shù)和=Z1+Z2=20+58=78
同樣根據(jù)公式
Z3==39
2. 用查表法確定第二變速組的齒數(shù)
a 首先在u1、u2、u3中找出最小齒數(shù)的傳動(dòng)比u1
b 為了避免根切和結(jié)構(gòu)需要，取Zmin=24
c 查表找到u1=1/1.413的倒數(shù)2.82的行找到Zmin=24查表最小齒數(shù)和為92
d 找出可能的齒數(shù)和的各種數(shù)值，這些數(shù)值必須同時(shí)滿(mǎn)足各傳動(dòng)比要求的齒輪齒數(shù)
能同時(shí)滿(mǎn)足三個(gè)傳動(dòng)比要求的齒數(shù)和有
=92 96 99 102
e 確定合理的齒數(shù)和
=102
依次可以查得
Z5=27 Z6=75
Z7=34 Z8=68
Z9=42 Z10=60
同理可得其它的齒輪如下表所示：
表2.3
變速組
第一變速組
第二變速組
第三變速組
齒數(shù)和
78
102
114
齒輪
Z1
Z2
Z3
Z4
Z5
Z6
Z7
Z8
Z9
Z10
Z11
Z12
Z13
Z14
齒數(shù)
20
58
39
39
24
78
34
68
42
60
23
91
76
38
2）驗(yàn)算主軸轉(zhuǎn)速誤差
由于確定的齒輪齒數(shù)所得的實(shí)際轉(zhuǎn)速與傳動(dòng)設(shè)計(jì)的理論轉(zhuǎn)速難以完全相符，需要驗(yàn)算主軸各級(jí)轉(zhuǎn)速，最大誤差不得超過(guò)±10(ψ-1)%。
主軸各級(jí)實(shí)際轉(zhuǎn)速值用下式計(jì)算
n實(shí)=nE×(1-ε)×ua×ub×uc×ud
其中
ε——滑移系數(shù)ε=0.2
ua ub uc ud分別為各級(jí)的傳動(dòng)比12/45
轉(zhuǎn)速誤差用主軸實(shí)際轉(zhuǎn)速與標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速相對(duì)誤差的絕對(duì)值表示
⊿n=｜∣≤±10(ψ-1)%
n實(shí)1=1440×0.625×0.98×0.35×0.35×0.25=27.8
⊿n=∣(27.8-28)/28∣=0.7%
同樣其他的實(shí)際轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)速誤差如下:
表2.4
主軸轉(zhuǎn)速
n1
n2
n3
n4
n5
n6
n7
n8
n9
n10
n11
n12
標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速
28
40
56
80
112
160
224
315
450
630
900
1250
實(shí)際轉(zhuǎn)速
27.8
39.8
55.7
79.6
111.2
159.3
223.6
314.5
445.6
628.4
897.8
1244.9
轉(zhuǎn)速誤差
0.7
0.5
0.5
0.5
0.7
0.4
0.1
0.2
0.9
0.3
0.2
0.4
轉(zhuǎn)速誤差滿(mǎn)足要求。
第2章 動(dòng)力計(jì)算
2.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)
輸出功率P=4.5KW,轉(zhuǎn)速n1=1440r/min,n2=900r/min
2.2計(jì)算設(shè)計(jì)功率Pd
表4 工作情況系數(shù)
工作機(jī)
原動(dòng)機(jī)
ⅰ類(lèi)
ⅱ類(lèi)
一天工作時(shí)間/h
10~16
10~16
載荷
平穩(wěn)
液體攪拌機(jī)；離心式水泵；通風(fēng)機(jī)和鼓風(fēng)機(jī)（）；離心式壓縮機(jī)；輕型運(yùn)輸機(jī)
1.0
1.1
1.2
1.1
1.2
1.3
載荷
變動(dòng)小
帶式運(yùn)輸機(jī)（運(yùn)送砂石、谷物），通風(fēng)機(jī)（）；發(fā)電機(jī)；旋轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機(jī)床；剪床；壓力機(jī)；印刷機(jī)；振動(dòng)篩
1.1
1.2
1.3
1.2
1.3
1.4
載荷
變動(dòng)較大
螺旋式運(yùn)輸機(jī)；斗式上料機(jī)；往復(fù)式水泵和壓縮機(jī)；鍛錘；磨粉機(jī)；鋸木機(jī)和木工機(jī)械；紡織機(jī)械
1.2
1.3
1.4
1.4
1.5
1.6
載荷
變動(dòng)很大
破碎機(jī)（旋轉(zhuǎn)式、顎式等）；球磨機(jī)；棒磨機(jī)；起重機(jī)；挖掘機(jī)；橡膠輥壓機(jī)
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(shí)），查《機(jī)械設(shè)計(jì)》P296表4，
取KA＝1.1。即
2.3選擇帶型
普通V帶的帶型根據(jù)傳動(dòng)的設(shè)計(jì)功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按《機(jī)械設(shè)計(jì)》P297圖13－11選取。
根據(jù)算出的Pd＝4.95kW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。
2.4確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》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. 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(jī)械設(shè)計(jì)》P295表13-4查“V帶輪的基準(zhǔn)直徑”，得=160mm
① 誤差驗(yàn)算傳動(dòng)比：（為彈性滑動(dòng)率）
誤差，符合要求
② 帶速
滿(mǎn)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。
2.8確定帶的張緊裝置
選用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。
2.9計(jì)算壓軸力
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝132.20N，上面已得到=171.81o，z=4，則
2.10 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算
（1）主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速nj，由公式n=n得，主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速nj=78.49r/min，
取112r/min。
[2]各傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速：
Ⅲ軸上的6級(jí)轉(zhuǎn)速分別為：112、160、224、315、450、630r/min.主軸在112r/min以上都可以傳遞全部功率。
Ⅲ軸經(jīng)Z13-Z14傳遞到主軸，這時(shí)從112r/min以上的轉(zhuǎn)速全部功率，所以確定最低轉(zhuǎn)速112r/min為Ⅲ軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速。按上述的方法從轉(zhuǎn)速圖中分別可找到計(jì)算轉(zhuǎn)速：Ⅱ軸為315r/min,Ⅰ軸為900r/min,電動(dòng)機(jī)軸為1440r/min.
2.11齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速
Z10安裝在Ⅲ軸上，從轉(zhuǎn)速圖可見(jiàn)Z10齒輪本身有6種轉(zhuǎn)速，其要傳遞全部的功率的計(jì)算轉(zhuǎn)速為112r/min。
同樣可以確定其余齒輪的轉(zhuǎn)速如下表3.1所示：
表3.1
齒輪
Z1
Z２
Z３
Z４
Z５
Z６
Z７
Z８
Z９
Z1０
Z1１
Z1２
Z1３
Z1４
計(jì)算轉(zhuǎn)速
900
315
900
900
315
112
315
112
315
112
150
160
112
112
2.12 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算
（1）模數(shù)計(jì)算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負(fù)荷最重的小齒輪，按簡(jiǎn)化的接觸疲勞強(qiáng)度公式進(jìn)行計(jì)算，即mj=16338可得各組的模數(shù)，
式中 mj——按接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的齒輪模數(shù)（mm）；
——驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)功率（kW）；
——被計(jì)算齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）；
——大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比，外嚙合取“+”，內(nèi)嚙合取“-”；
——小齒輪的齒數(shù)（齒）；
——齒寬系數(shù)，（B為齒寬，m為模數(shù)），；=8
——材料的許用接觸應(yīng)力（）。取=650 Mpa
（2）基本組的齒輪參數(shù)計(jì)算
按接觸疲勞計(jì)算齒輪模數(shù)m
1-2軸由公式mj=16338可得mj=1.84mm，取m=22mm
2-3軸由公式mj=16338可得mj=2.31mm，取m=2.5mm
3-4軸由公式mj=16338可得mj=2.45mm，取m=2.5mm
① 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。
由參考文獻(xiàn)[1]中的式（8-5）得出，若則校核合格。
齒形系數(shù)：由考文獻(xiàn)[1]；查表8-6得：
應(yīng)力修正系數(shù)：查文獻(xiàn)[1]中表8-7得：
由文獻(xiàn)[1]中圖8-8查得:
由文獻(xiàn)[1]表8-8查得：
由文獻(xiàn)[1]圖8-8查得：
所以：
故
齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核合格。
（2）基本組齒輪計(jì)算。
基本組齒輪幾何尺寸見(jiàn)下表
齒輪
Z1
Z1`
Z2
Z2`
齒數(shù)
39
39
20
58
模數(shù)
2
2
2
2
分度圓直徑
78
78
40
116
齒頂圓直徑
82
82
44
120
齒根圓直徑
73
73
35
111
齒寬
20
20
20
20
按基本組最小齒輪計(jì)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(jì)算如下：
① 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算：
接觸應(yīng)力驗(yàn)算公式為
彎曲應(yīng)力驗(yàn)算公式為：
式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動(dòng)機(jī)功率，N=3kW;
-----計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）. =600（r/min）;
m-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=2（mm）;
B----齒寬（mm）;B=20（mm）;
z----小齒輪齒數(shù)；z=20;
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(xiàn)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(qiáng)化系數(shù)，查【5】2上， =0.60
-----工作狀況系數(shù)，取=1.1
-----動(dòng)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(kuò)大組齒輪計(jì)算（中間一個(gè)變速組）。
=16338=3.5
第1擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見(jiàn)下表
齒輪
Z4
Z4`
Z5
Z5`
Z6
Z6`
齒數(shù)
34
68
24
78
42
60
模數(shù)
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
分度圓直徑
85
170
60
195
105
150
齒頂圓直徑
90
175
65
200
110
155
齒根圓直徑
78.75
163.75
53.75
188.75
98.75
143.75
齒寬
28
28
28
28
28
28
按擴(kuò)大組最小齒輪計(jì)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(jì)算，
查文獻(xiàn)【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，
=1，=1，m=3.5，=355；
可求得：
=619 Mpa
=135Mpa
第2擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見(jiàn)下表
齒輪
Z7
Z7`
Z8
Z8`
齒數(shù)
76
38
23
91
模數(shù)
2.5
2.5
2.5
2.5
分度圓直徑
190
95
57.5
227.5
齒頂圓直徑
195
100
62.5
232.5
齒根圓直徑
183.75
88.75
51.25
221.25
齒寬
32
32
32
32
按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。
齒形系數(shù)：由《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》劉孝民主編；查表8-6得：
應(yīng)力修正系數(shù)：查《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》劉孝民主編中表8-7得：
由《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》劉孝民主編；由圖8-8查0得:
由《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》劉孝民主編；由表8-8查得：
由《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》劉孝民主編；由圖8-8查得：
所以：
故
齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核合格。
2.13 傳動(dòng)軸最小軸徑的初定
由【5】式6，傳動(dòng)軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計(jì)算：
d=1.64（mm）
或 d=91（mm）
式中 d---傳動(dòng)軸直徑（mm）
Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000；
N----該軸傳遞的功率（KW）
----該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速
---該軸每米長(zhǎng)度的允許扭轉(zhuǎn)角，=。
各軸最小軸徑如表3-3。
表3-3 最小軸徑
軸 號(hào)
Ⅰ 軸
Ⅱ 軸
III 軸
最小軸徑mm
25
30
45
2.14 主軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算
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(yùn)動(dòng)，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
查表可以選取前支承軸頸直徑
D1=90 mm
后支承軸頸直徑
D2=(0.7～0.85)D1=63～77 mm
選取
D2=70 mm
2）主軸內(nèi)徑的選擇
車(chē)床主軸由于要通過(guò)棒料，安裝自動(dòng)卡盤(pán)的操縱機(jī)構(gòu)及通過(guò)卸頂尖的頂桿必須是空心軸。
確定孔徑的原則是在滿(mǎn)足對(duì)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。
推薦：普通車(chē)床d/D(或d1/D1)=0.55～0.6
其中
D——主軸的平均直徑，D=(D1+D2)/2
d1——前軸頸處內(nèi)孔直徑
d=(0.55～0.6)D=44～48 mm
所以，內(nèi)孔直徑取45mm
3）前錐孔尺寸
前錐孔用來(lái)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(hào)取5號(hào)
標(biāo)準(zhǔn)莫氏錐度尺寸
大端直徑 D=44.399
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(mǎn)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=54～135 mm
所以，懸伸量取100mm
5）主軸合理跨距和最佳跨距選擇
根據(jù)表3-14 見(jiàn)《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)》計(jì)算前支承剛度。
前后軸承均用3182100系列軸承，并采用前端定位的方式。
查表
=1700×901.4=9.26×105 N/mm
因?yàn)楹筝S承直徑小于前軸承，取
KB =6.61×105N/mm
其中 為參變量
綜合變量
其中
E——彈性模量，取E=2.0×105 N/mm2
I——轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，I=π(D4-d4)/64=3.14×(804-454)=1.81×106mm4
=
=0.3909
由圖3-34中，在橫坐標(biāo)上找出η=0.3909的點(diǎn)向上作垂線(xiàn)與的斜線(xiàn)相交，由交點(diǎn)向左作水平線(xiàn)與縱坐標(biāo)軸相交，得L0/a=2.5。
所以最佳跨距L0
L0=2.5a=2.5×100=250 mm
又因?yàn)楹侠砜缇嗟姆秶?
L合理=(0.75～1.5)L0=187.5～375 mm
所以取L=260 mm
6）主軸剛度的驗(yàn)算
對(duì)于一般機(jī)床主軸，主要進(jìn)行剛度驗(yàn)算，通常能滿(mǎn)足剛度要求的主軸也能滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。
對(duì)于一般受彎矩作用的主軸，需要進(jìn)行彎矩剛度驗(yàn)算。主要驗(yàn)算主軸軸端的位移y和前軸承處的轉(zhuǎn)角θA。
圖3.1 主軸支承的簡(jiǎn)化
切削力 Fz=3026N
撓度 yA=
=
=0.01
[y]=0.0002L=0.0002×260=0.052
yA＜[y]
傾角 θA=
=
=0.00011
前端裝有圓柱滾子軸承，查表[θA]=0.001rad
θA＜[θA]
符合剛度要求。
2.15 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。
第3章 主要零部件的選擇
3.1電動(dòng)機(jī)的選擇
1) 選擇電動(dòng)機(jī)類(lèi)型
根據(jù)已知工作條件和要求，選擇一般用途的Y系列三相鼠籠式異步電動(dòng)機(jī)，臥式封閉結(jié)構(gòu)。
根據(jù)已知條件選擇最低轉(zhuǎn)速28r/min，最高轉(zhuǎn)速1250r/min,功率4.5kW，所以選擇Y132S-4的Y系列三相鼠籠式異步電動(dòng)機(jī)
表3-1 Y132S-4電動(dòng)機(jī)性能
電機(jī)型號(hào)
額定功率/kW
電機(jī)轉(zhuǎn)速/(r/min)
同步轉(zhuǎn)速
滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速
Y132S-4
5.5
1500
1440
3.2 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(hào)7007C 另一安裝深溝球軸承6012
II軸：對(duì)稱(chēng)布置深溝球軸承6009
III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號(hào)7015C
另一安裝端角接觸球軸承代號(hào)7010C
中間布置角接觸球軸承代號(hào)7012C
3.3 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×D×B =8X36X40X7
III軸選擇鍵規(guī)格：
BXL=14X90
3.4變速操縱機(jī)構(gòu)的選擇
選用左右擺動(dòng)的操縱桿使其通過(guò)桿的推力來(lái)控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。
第4章 校核
4.1 軸的校核
（1）軸的受力分析
1）求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩
T=9.55×=9.55××=238.75×N·mm
2)求軸上的作用力
齒輪上的圓周力
= = =2652N·mm
齒輪上的徑向力
=tan= 2652·tan20°=965N·mm
3)確定軸的跨距
=255，=130，=80
（2）軸的受力分析
1）作軸的空間受力簡(jiǎn)圖
2）作水平受力簡(jiǎn)圖和彎矩圖
=292N，=5549N
=74460N，=-303120N
3）作垂直受力簡(jiǎn)圖和彎矩圖
=466N，=913N
=118830N
4）作合成彎矩圖
==140231N·mm
==303120N·mm
5）作轉(zhuǎn)矩圖
=341.07×N·mm=341070 N·mm
6）作當(dāng)量彎矩圖
==368773N·mm
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》教材表7.5查得，對(duì)于45鋼，=600Mpa, =55Mpa,由公式
===30.0Mpa<，故軸的強(qiáng)度足夠。
（1）П軸撓度校核
單一載荷下，軸中心處的撓度采用文獻(xiàn)【5】中的公式計(jì)算：:
L-----兩支承的跨距；
D-----軸的平均直徑；
X=/L；-----齒輪工作位置處距較近支承點(diǎn)的距離；
N-----軸傳遞的全功率；
校核合成撓度
-----輸入扭距齒輪撓度；
-------輸出扭距齒輪撓度
；
---被演算軸與前后軸連心線(xiàn)夾角；=144°
嚙合角=20°，齒面摩擦角=5.72°。
代入數(shù)據(jù)計(jì)算得：=0.026；=0.084；=0.160；
=0.205；=0.088；=0.025。
合成撓度 =0.238
查文獻(xiàn)【6】，帶齒輪軸的許用撓度=5/10000*L
即=0.268。
因合成撓度小于許用撓度，故軸的撓度滿(mǎn)足要求。
（2）П軸扭轉(zhuǎn)角的校核
傳動(dòng)軸在支承點(diǎn)A，B處的傾角可按下式近似計(jì)算：
將上式計(jì)算的結(jié)果代入得：
由文獻(xiàn)【6】，查得支承處的=0.001
因〈0.001，故軸的轉(zhuǎn)角也滿(mǎn)足要求。
4.2 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=XFr+YFa
X=1，Y=0。
對(duì)Ⅱ軸受力分析
1) 滾動(dòng)軸承的疲勞壽命驗(yàn)算
或
—額定壽命 (h) —額定動(dòng)載荷(N) —?jiǎng)虞d荷(N)
—滾動(dòng)軸承的許用壽命(h)，一般取10000～15000(h)
—壽命指數(shù)，對(duì)球軸承 =3 ，對(duì)滾子軸承=10/3
—速度系數(shù)， —軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)數(shù) r/min
—壽命系數(shù)， —使用系數(shù)
—轉(zhuǎn)化變化系數(shù) —齒輪輪換工作系數(shù) —當(dāng)量動(dòng)負(fù)荷(N)
2)滾動(dòng)軸承的靜負(fù)荷驗(yàn)算
—靜負(fù)荷 (N) —額定靜負(fù)荷 (N)
—安全系數(shù) —當(dāng)量靜載荷 (N) (N)
、—靜徑向，軸向系數(shù)
校驗(yàn)第Ⅰ根軸上的軸承
T=10000h
查軸承樣本可知，6205軸承的基本額定動(dòng)載荷
=212000N =850 r/min
=096 =0.8 =0.8
=
=21437500
同樣可以較核其它軸承也符合要求。
第5章 設(shè)計(jì)心得
經(jīng)過(guò)課程設(shè)計(jì)，使我和同伴對(duì)主軸箱設(shè)計(jì)這門(mén)課當(dāng)中許多原理公式有了進(jìn)一步的了解，并且對(duì)設(shè)計(jì)工作有了更深入的認(rèn)識(shí)。懂得了理論和實(shí)踐同等重要的道理。理論能指導(dǎo)實(shí)踐，使你能事半功倍，實(shí)踐能上升成為理論，為以后的設(shè)計(jì)打下基礎(chǔ)。? 從校門(mén)走出后,一定要重視實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)的積累,要多學(xué)多問(wèn)。把學(xué)校學(xué)習(xí)的專(zhuān)業(yè)知識(shí)綜合的應(yīng)用起來(lái)，這非常重要。體會(huì)到把技術(shù)搞好就必須安心的學(xué)習(xí)，虛心向別人請(qǐng)教，耐心的對(duì)待每一個(gè)問(wèn)題，不放過(guò)任何一個(gè)自己遇到的問(wèn)題，要善于發(fā)現(xiàn)問(wèn)題。
在設(shè)計(jì)過(guò)程中，我們得到了老師們的精心指導(dǎo)和幫助，在此表示衷心的感謝！由于我們的經(jīng)驗(yàn)尚淺，知識(shí)把握不熟練，設(shè)計(jì)中定有許多地方處理不夠妥當(dāng)，有些部分甚至可能存在錯(cuò)誤，希望老師多提寶貴意見(jiàn)。
結(jié) 論
分級(jí)變速主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)及部分計(jì)算，到這里基本結(jié)束了，由于筆者水平有限，加之時(shí)間倉(cāng)促，僅對(duì)分級(jí)變速主傳動(dòng)系統(tǒng)主要部分進(jìn)行設(shè)計(jì)和校核，定有許多地方處理不夠妥當(dāng)，有些部分甚至可能存在錯(cuò)誤，望老師多提寶貴意見(jiàn)。
經(jīng)過(guò)這次課程設(shè)計(jì)，使我對(duì)機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)這門(mén)課當(dāng)中許多原理公式有了進(jìn)一步的了解，并且對(duì)設(shè)計(jì)工作有了更深入的認(rèn)識(shí)。在設(shè)計(jì)過(guò)程中，得到XX老師的精心指導(dǎo)和幫助，在此表示衷心的感謝。
參考文獻(xiàn)
【1】候珍秀.《機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)》.哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社，修訂版；
【2】、于惠力 主編 《機(jī)械設(shè)計(jì)》 科學(xué)出版社 第一版
【3】、戴 曙 主編 《金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)》 機(jī)械工業(yè)出版社
【4】、戴 曙 主編 《金屬切削機(jī)床》 機(jī)械工業(yè)出版社 第一版
【4】、趙九江 主編 《材料力學(xué)》 哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社 第一版
【6】、鄭文經(jīng) 主編 《機(jī)械原理》 高等教育出版社 第七版
【7】、于惠力 主編 《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》 科學(xué)出版社
致 謝
在設(shè)計(jì)成過(guò)程中，感謝很多人的幫助和指點(diǎn)，首先我要感謝我的母校的辛勤培育，感謝院系各位老師四年來(lái)的諄諄教誨，感謝他們默默的栽培我。
本次設(shè)計(jì)是在我的導(dǎo)師XX教授的親切關(guān)懷和悉心指導(dǎo)下完成的。他嚴(yán)肅的科學(xué)態(tài)度，嚴(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)精神，精益求精的工作作風(fēng)，深深地感染和激勵(lì)著我。從課題的選擇到項(xiàng)目的最終完成，老師都始終給予我細(xì)心的指導(dǎo)和不懈的支持，在此，謹(jǐn)向教師表示衷心的感謝和崇高的敬意！。
此外，在畢業(yè)設(shè)計(jì)過(guò)程中，也得到了其他老師和同學(xué)的幫助，設(shè)計(jì)任務(wù)一直在很好的氛圍中進(jìn)行，在這里，也向他們表示真誠(chéng)的感謝！
再次向設(shè)計(jì)中所有提供過(guò)幫助的人表示感謝！