說(shuō)明書(shū)普通車(chē)床主軸變速箱設(shè)計(jì)

1、貴州大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院機(jī)自專(zhuān)業(yè)機(jī)械加工設(shè)備課程設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)1、 設(shè)計(jì)題目：中型普通車(chē)床主軸變速箱設(shè)計(jì)2、 設(shè)計(jì)參數(shù)：床身上最大工件回轉(zhuǎn)直徑：400mm 主電動(dòng)機(jī)功率：7.5千瓦 主軸最高轉(zhuǎn)速：1400轉(zhuǎn)分 主軸最低轉(zhuǎn)速：31.5 轉(zhuǎn)分3、 設(shè)計(jì)要求：1、 主軸變速箱設(shè)計(jì)計(jì)算；2、 主軸變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)；3、 繪制主軸變速箱裝配圖；4、 編寫(xiě)設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)。4、 設(shè)計(jì)時(shí)間：開(kāi)始日期：2012年12月31日 結(jié)束日期：2013年1月18日學(xué)生姓名： 指導(dǎo)教師： Yi 目錄1.車(chē)床參數(shù)的擬定- -21.1車(chē)床主參數(shù)和基本參數(shù)-22.運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)- -42.1傳動(dòng)結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇確定-42.1.1傳動(dòng)組及各

2、傳動(dòng)組中傳動(dòng)副的數(shù)目-42.1.2傳動(dòng)系統(tǒng)擴(kuò)大順序的安排 -42.1.3繪制結(jié)構(gòu)網(wǎng)-42.1.4傳動(dòng)組的變速范圍的極限值-52.1.5最大擴(kuò)大組的選擇-52.2轉(zhuǎn)速圖的擬定-62.2.1主電機(jī)的選定-62.3齒輪齒數(shù)的確定及傳動(dòng)系統(tǒng)圖的繪制-72.3.1齒輪齒數(shù)的確定的要求-72.3.2變速傳動(dòng)組中齒輪齒數(shù)的確定-83.結(jié)構(gòu)草圖設(shè)計(jì)- -113.1確定計(jì)算轉(zhuǎn)速-113.1.1主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速-113.1.2中間傳動(dòng)件的計(jì)算轉(zhuǎn)速-113.1.3齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速-123.2傳動(dòng)軸的估算和驗(yàn)算-123.2.1傳動(dòng)軸直徑的估算-123.2.2主軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算-133.2.3主軸材料與熱處理-163.3齒輪

3、模數(shù)的估算和計(jì)算-163.3.1齒輪模數(shù)的估算-163.3.2齒輪模數(shù)的驗(yàn)算-193.4軸承的選擇與校核-213.4.1一般傳動(dòng)軸上的軸承選擇-213.4.2主軸軸承的類(lèi)型-223.4.3軸承間隙調(diào)整-223.4.4軸承的校核-233.5摩擦離合器的選擇與驗(yàn)算-233.5.1按扭矩選擇-243.5摩擦離合器的選擇與驗(yàn)算-243.5.1按扭矩選擇-243.5.2外摩擦片的內(nèi)徑d- -253.5.3選擇摩擦片尺寸(自行設(shè)計(jì))-253.5.4計(jì)算摩擦面的對(duì)數(shù)Z-253.5.5摩擦片片數(shù) -25參考文獻(xiàn)- -261.車(chē)床參數(shù)的擬定1.1車(chē)床主參數(shù)和基本參數(shù)1、 主軸的極限轉(zhuǎn)速由設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)可知：機(jī)床主軸

4、的極限轉(zhuǎn)速為： 、 則其轉(zhuǎn)速范圍 考慮到設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴(kuò)大傳動(dòng)分級(jí)變速，并選取級(jí)數(shù)z=12,設(shè)其轉(zhuǎn)速公比為。則由式： 現(xiàn)以=1.26和1.41代入上式得R=12.7和43.8，因此選=1.41更為合適.各級(jí)轉(zhuǎn)速數(shù)列由標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列表中查出，因=1.41=，首先找到31.5，然后每隔5個(gè)數(shù)取一個(gè)值，可得如下轉(zhuǎn)速數(shù)列:31.5、45、63、90、125、180、250、355、500、710、1000、1400共12級(jí)轉(zhuǎn)速。2、主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)Z和公比已知= =且Z=x3ba、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。（如取4或5的因子，則要用兩個(gè)互鎖

5、的滑移齒輪，以確保只有一對(duì)齒輪嚙合。使得結(jié)構(gòu)過(guò)于復(fù)雜且不易控制。）取Z=12級(jí) 則Z=22 =1400 =31.5 =41.4綜合上述可得：主傳動(dòng)部件的運(yùn)動(dòng)參數(shù) =1400 =31.5 Z=12 =1.413、主電機(jī)功率動(dòng)力參數(shù)的確定合理地確定電機(jī)功率N，使機(jī)床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機(jī)經(jīng)常輕載而降低功率因素。查<設(shè)計(jì)指導(dǎo)>P7可知中型普通車(chē)床典型重切削條件下的用量刀具材料：YT15工件材料45號(hào)鋼，切削方式：車(chē)削外圓查表可知：切深ap=4mm 進(jìn)給量f(s)=0.4mm/r切削速度V=100m/min功率估算法用的計(jì)算公式a 主切削力：Fz=1900=1900

6、×4×=3822.6Nb 切削功率： c 估算主電機(jī)功率： 查課程設(shè)計(jì)P16 可選取電機(jī)為：Y132M-4 額定功率為7.5KW，滿載轉(zhuǎn)速為1440rmin.2.運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)2.1傳動(dòng)結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇確定2.1.1傳動(dòng)組及各傳動(dòng)組中傳動(dòng)副的數(shù)目級(jí)數(shù)為Z的傳動(dòng)系統(tǒng)由若干個(gè)順序的傳遞組組成，各傳動(dòng)組分別有Z1、Z2、Z3、個(gè)傳動(dòng)副.即Z=Z1Z2Z3傳動(dòng)副數(shù)為使結(jié)構(gòu)盡量簡(jiǎn)單以2或3為適合，即變速級(jí)數(shù)Z應(yīng)為2和3的因子： 即 Z=2a3b實(shí)現(xiàn)12級(jí)主軸轉(zhuǎn)速變化的傳動(dòng)系統(tǒng)可以寫(xiě)成多種傳動(dòng)副的組合:1) 12=3×4 2) 12=4×33) 12=3×2

7、×2 4) 12=2×3×25) 12=2×2×3方案1）和方案2)可省掉一根軸。但有一個(gè)傳動(dòng)組有四個(gè)傳動(dòng)副。若用一個(gè)四聯(lián)滑移齒輪，則將大大增加其軸向尺寸；若用兩個(gè)雙聯(lián)滑移齒輪，則操縱機(jī)構(gòu)必須互鎖以防止兩個(gè)滑移齒輪同時(shí)嚙合。將使得結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜。故在此不予采用。 按照傳動(dòng)副“前多后少”的原則選擇Z=3×2×2這一方案，但主軸換向采用雙向片式摩擦離合器結(jié)構(gòu)，致使軸的軸向尺寸過(guò)大，所以此方案不宜采用，加之主軸對(duì)加工精度、表面粗超度的影響最大。因此在主軸的傳動(dòng)副不宜太多，故方案5）亦不采用。而應(yīng)先擇12=2×3×

8、2。綜上所述： 方案4） 12=2×3×2 是比較合理的 2.1.2 傳動(dòng)系統(tǒng)擴(kuò)大順序的安排12=2×3×2的傳動(dòng)副組合，其傳動(dòng)組的擴(kuò)大順序又可以有種形式：1) 12=21×32×26 2) 12=21×34×223) 12=23×31×26 4) 12=26×31×235) 12=22×34×21 6) 12=26×32×21 以上各種結(jié)構(gòu)式方案中，由于傳動(dòng)副的極限傳動(dòng)比和傳動(dòng)組的極限變速范圍的限制，一般升速時(shí)。極限變速范圍。檢查傳動(dòng)

9、組的變速范圍時(shí)，只需檢查最后一個(gè)擴(kuò)大組,因其他傳動(dòng)組的變速范圍都比他小。由式 對(duì)于方案2）和 方案5）有：,則對(duì)于方案2）和 方案5）不予考慮。對(duì)于其余方案有：。然而在可行的結(jié)構(gòu)式方案1）、3）、4）、6）中，為了使中間軸變速范圍最小，在各方案同號(hào)傳動(dòng)軸的最高轉(zhuǎn)速相同時(shí)，變速范圍越小，最低轉(zhuǎn)速越高，轉(zhuǎn)矩越小，傳動(dòng)件尺寸也就越小。比較方案1）、3）、4）、6），方案1）的中間傳動(dòng)軸變速范圍最小，方案1）最佳。但由于軸裝有摩擦離合器，在結(jié)構(gòu)上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑因而采用方案3）12=23×31×26 最佳2.1.3 繪制結(jié)構(gòu)網(wǎng) 由上選擇的結(jié)構(gòu)式12=23

10、5;31×26 畫(huà)其結(jié)構(gòu)圖如下：圖2.1結(jié)構(gòu)網(wǎng)2.1.4 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)1.41X值：Umin=1/44X'值：Umax=x, =22(X+ X')值：rmin=x+x=8 62.1.5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)結(jié)構(gòu)式為：Z=Z11Z2Z1Z3Z1Z2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

11、R為：表2.2 Z3 2 3 1.41 Z=12 R=44 Z=9 R=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 Z3=2時(shí):R64/ Z3=3時(shí)：R22.6/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。2.2 轉(zhuǎn)速圖的擬定 運(yùn)動(dòng)參數(shù)確定以后，主軸各級(jí)轉(zhuǎn)速就已知，切削耗能確定了電機(jī)功率。在此基礎(chǔ)上，選擇電機(jī)型號(hào)，確定各中間傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速，這樣就擬定主運(yùn)動(dòng)的轉(zhuǎn)速圖，使

12、主運(yùn)動(dòng)逐步具體化。2.2.1主電機(jī)的選定1）電機(jī)功率N：中型機(jī)床上，一般都采用三相交流異步電動(dòng)機(jī)作為動(dòng)力源。根據(jù)機(jī)床切削能力的要求確定電機(jī)功率：N=7.5KW2） 電機(jī)轉(zhuǎn)速： 選用時(shí)，要使電機(jī)轉(zhuǎn)速與主軸最高轉(zhuǎn)速和I軸轉(zhuǎn)速相近或相宜，以免采用過(guò)大的升速或過(guò)小的降速傳動(dòng)。=1440r/min3）分配降速比: 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)組最大、最小傳動(dòng)比。 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

13、分配最小傳動(dòng)比。a 決定軸-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=1.41，1.414=4，因此從 軸的最下點(diǎn)向上4格，找到上對(duì)應(yīng)的點(diǎn)，連接對(duì)應(yīng)的兩點(diǎn)即為-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-間變速組取umin=1/3，即從軸向上3格，為了使軸-間中心距不至太大，故降速比不宜太大，可??；另一傳動(dòng)副采用升速傳動(dòng)，傳動(dòng)比為連接各線。c 根據(jù)每個(gè)變速組的傳動(dòng)比連線按基本組的級(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由于結(jié)構(gòu)式有三個(gè)傳動(dòng)組，變速機(jī)構(gòu)共有四根

14、軸，加上電動(dòng)機(jī)軸共五根軸，由上分析畫(huà)出其轉(zhuǎn)速圖如下：2.3 由轉(zhuǎn)速圖確定各軸及各齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速計(jì)算轉(zhuǎn)速是指主軸或各傳動(dòng)件傳遞全功率時(shí)的最低轉(zhuǎn)速。由金屬切削機(jī)床表82可查得主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為從主軸最低轉(zhuǎn)速算起，第一個(gè)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的最高一級(jí)轉(zhuǎn)速，即為。軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為、軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為、軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 各傳動(dòng)齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速如下表：表2.3 齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）7107101000355355355355250180125125355250903 傳動(dòng)軸的估算3.1傳動(dòng)軸直徑的估算傳動(dòng)軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下列公式估算傳動(dòng)軸直徑： 其中：N該傳動(dòng)軸的輸入功率 KWNd電機(jī)額定功率；從電機(jī)到該傳

15、動(dòng)軸之間傳動(dòng)件的傳動(dòng)效率的乘積該傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速r/min每米長(zhǎng)度上允許的扭轉(zhuǎn)角(deg/m),可根據(jù)傳動(dòng)軸的要求選取如表3.2所示：表3.2 剛度要求允許的扭轉(zhuǎn)角 主 軸 一般的傳動(dòng)軸較低的傳動(dòng)軸0.5111.51.52對(duì)于一般的傳動(dòng)軸，取=1.1。取估算的傳動(dòng)軸長(zhǎng)度為1000mm。 對(duì)軸有： =710r/min 預(yù)取mm對(duì)軸有：KW=355 r/min mm 預(yù)取d2=37 對(duì)軸有： KW=125r/min mm 預(yù)取mm采用花鍵軸結(jié)構(gòu)，即將估算的傳動(dòng)軸直徑d減小7%為花鍵軸的直徑，在選相近的標(biāo)準(zhǔn)花鍵。=37×0.93=28.83mm=37×0.93=34.41mm=4

16、8×0.93=44.64mm查P35表可以選取花鍵的型號(hào)其尺寸分別為軸取 6-30×26×5軸取 6-38×33×10軸取 6-48×42×124片式摩擦離合器的選擇和計(jì)算4.1片式摩擦離合器的選擇片式摩擦離合器可以在運(yùn)轉(zhuǎn)中接通或斷開(kāi)，且具有結(jié)合平穩(wěn)、沒(méi)有沖擊、結(jié)構(gòu)緊湊等特點(diǎn)，部分零件已標(biāo)準(zhǔn)化。在機(jī)床主軸箱變速傳動(dòng)中用于主軸的啟動(dòng)和正、反轉(zhuǎn)。1、 摩擦離合器上扭矩的計(jì)算 由上可知軸取 6-30×26×6，直徑為31mm、轉(zhuǎn)速為。 摩擦離合器所在軸（軸）的扭矩由下式計(jì)算： 式中：離合器的額定靜扭矩 K安全系

17、數(shù) 運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)最大扭矩 N電動(dòng)機(jī)額定功率 軸計(jì)算轉(zhuǎn)速 電動(dòng)機(jī)軸到軸傳動(dòng)效率由上知：N=7.5KW、=710、=0.96。查機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)表得 K=1.5。則由P41表查的摩擦離合器外片外徑D=110mm，內(nèi)片內(nèi)徑d=40mm， 則其平均圓周速度2、 計(jì)算摩擦面對(duì)數(shù)Z 式中：f摩擦片間摩擦系數(shù) p許用壓強(qiáng)MPa D摩擦片外片外徑mm d摩擦片內(nèi)片內(nèi)徑mm Kv速度修正系數(shù) Kz 結(jié)合面數(shù)修正系數(shù) Km 接觸系數(shù)修正系數(shù) 查P42表12得f=0.06、p=1.2.；查表13得Kv =0.94、Km =0.84所以經(jīng)計(jì)算得KzZ=6.8,由于KzZ值不大,故可通過(guò)增加摩擦片數(shù)以減少摩擦片直徑,進(jìn)而減少軸徑

18、,從而使軸的徑向尺稱(chēng)減少.現(xiàn)取摩擦離合器外片外徑D=90mm,內(nèi)片內(nèi)徑d=30mm，查表13得Kv =1.08、Km =0.84，代入上式可得KzZ=7.9可近似=12X0.64=7.68，故取Z=12，則摩擦片的總數(shù)為z+1=12+1=13片,內(nèi)片Z/2+1=7，外片Z/2=6。3 計(jì)算軸向壓力Q 軸向壓力可由下式計(jì)算： /將D=90mm、d=30mm、 p=1.2、Kv =1.08代入上式得 Q=5493.7N5 帶輪直徑和齒輪齒數(shù)的確定5.1 帶輪傳動(dòng)的選擇1、選擇三角帶型號(hào)及帶輪直徑的確定由（式中為v帶計(jì)算轉(zhuǎn)速、為工作情況系數(shù)、P為電動(dòng)機(jī)額定功率）。電動(dòng)機(jī)額定功率P=7.5KW，查機(jī)械

19、設(shè)計(jì)表87取KA=1.3則，小輪轉(zhuǎn)速（即電機(jī)軸轉(zhuǎn)速）為1440查機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)P29圖4-1選用B型三角帶。查表取小輪直徑140mm，大輪直徑由式。帶的滑動(dòng)系數(shù)一般取0.02則根據(jù)V帶輪的基準(zhǔn)直徑系列圓整后取mm。2、 確定三角帶速度v 由于，對(duì)于B型帶比較經(jīng)濟(jì)耐用。故滿足設(shè)計(jì)要求。3、 初定中心距A0帶輪的中心距，通常根據(jù)機(jī)床總體布局初步選定，一般可在下列范圍內(nèi)選?。褐行木噙^(guò)小，將降低帶的壽命；中心距過(guò)大又將引起帶的振動(dòng)。對(duì)重型機(jī)床電動(dòng)機(jī)軸變速箱帶輪軸的中心距一般為750850mm.故估算的帶輪中心距滿足要求。4、確定三角帶的計(jì)算長(zhǎng)度L0及內(nèi)周長(zhǎng)LN三角帶的計(jì)算長(zhǎng)度是通過(guò)三角帶截面重心的長(zhǎng)度。

20、代入數(shù)據(jù)得=2177.9 mm.將其圓整得標(biāo)準(zhǔn)的計(jì)算長(zhǎng)度為L(zhǎng)=2273 mm,查表得相應(yīng)的內(nèi)周長(zhǎng)度=2240mm，修正值Y=33mm5、 驗(yàn)算三角帶的撓曲次數(shù) 撓曲次數(shù)，故能滿足要求6、 確定實(shí)際中心距 實(shí)際中心距 7、 驗(yàn)算最小包角 故能滿足要求8、 確定三角帶根數(shù)三角帶根數(shù)式中：N1為根三角帶傳動(dòng)的功率，N0為單根三角帶在、特定長(zhǎng)度、平穩(wěn)工作情況下傳遞的功率，查表得N0=2.70 C1包角系數(shù)，查表得C1=0.98三角帶傳遞的功率N1=7.5 KW將所查數(shù)據(jù)代入可得所以，所需帶輪的根數(shù)為3根5.2 確定齒輪齒數(shù) 可用計(jì)算法或查表確定齒輪齒數(shù)，后者更為簡(jiǎn)便，根據(jù)要求的傳動(dòng)比u和初步定出的傳動(dòng)

21、副齒數(shù)和，查表即可求出小齒輪齒數(shù)。選擇時(shí)應(yīng)考慮：1.傳動(dòng)組小齒輪應(yīng)保證不產(chǎn)生根切。對(duì)于標(biāo)準(zhǔn)齒輪，其最小齒數(shù)=172.齒輪的齒數(shù)和不能太大，以免齒輪尺寸過(guò)大而引起機(jī)床結(jié)構(gòu)增大，一般推薦齒數(shù)和100-120，常選用在100之內(nèi)。3.同一變速組中的各對(duì)齒輪，其中心距必須保證相等。4.保證強(qiáng)度和防止熱處理變形過(guò)大，齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚5. 保證主軸的轉(zhuǎn)速誤差在規(guī)定的范圍之內(nèi)。 圖2.3 齒輪的壁厚5.2.1變速傳動(dòng)組中齒輪齒數(shù)的確定 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) 其中： 主動(dòng)齒輪的齒數(shù) 被動(dòng)齒輪的齒數(shù) 對(duì)齒輪的傳動(dòng)比 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

22、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)。且齒根圓直徑應(yīng)大于摩擦離合器外片外徑，即大于90mm。故把Z1的齒數(shù)取大些。取Z2=41則 =齒數(shù)和=Z2+Z2'=41+82=123同樣根據(jù)公式: 得 Z1 = 72 =512. 用查表法確定第二變速組的齒數(shù)1） 首先第二變速組u3、u4、u5中各傳動(dòng)比u3=、。能同時(shí)滿足三個(gè)傳動(dòng)比要求的齒數(shù)和有=84、87、92、96、99、104、107、108、111、114、118、119， 確定合理的齒數(shù)和，為了使主軸箱軸向尺寸不宜太大，故選取較小的最小齒輪齒數(shù)，在以上同時(shí)滿足三個(gè)傳動(dòng)比的齒數(shù)和中，選取最小齒輪齒數(shù)

23、為22，則對(duì)應(yīng)的齒數(shù)和為=84。2） 依次可以查得各傳動(dòng)比對(duì)應(yīng)的最小齒輪齒數(shù)為：則由得=49，=56，=623) 確定第三變速組中各傳動(dòng)比u5=、選取齒數(shù)和為120，在同時(shí)滿足兩個(gè)傳動(dòng)比的齒數(shù)和中，Z7=24，=96，Z6=80，=40表2.4 各傳動(dòng)組的最小齒輪齒數(shù)和齒數(shù)和變速組第一變速組第二變速組第三變速組齒數(shù)和12384120齒輪齒數(shù)72415182352822495662802440965.3 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(-1)%。主軸各級(jí)實(shí)際轉(zhuǎn)速值用下式計(jì)算n實(shí)=nd

24、15;(1-)×u1×u2×u3×u4其中： 滑移系數(shù)=0.02u1、 u2 、u3 、u4分別為各級(jí)的傳動(dòng)比 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(-1)%n=(30.8-31.5)/31.5=0.024.1% 同樣其他的實(shí)際轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)速誤差如下:表2.5各級(jí)傳動(dòng)組的轉(zhuǎn)速誤差主軸轉(zhuǎn)速n1n2n3n4n5n6n7n8n9n10n11n12理論轉(zhuǎn)速31.545639012518025035550071010001400實(shí)際轉(zhuǎn)速30.844.162.687.0124.4176.4246.7352.8500.4705.6994

25、.91411.2轉(zhuǎn)速誤差 0.020.020.0060.0330.00480.020.01320.00620.00080.00620.00510.008故轉(zhuǎn)速誤差滿足要求。 5.4 齒輪的布置為了使變速箱結(jié)構(gòu)緊湊以及考慮主軸適當(dāng)?shù)闹С芯嚯x和散熱條件，其齒輪的布置如下圖2.4所示。 圖2.4齒輪結(jié)構(gòu)的布置6 齒輪模數(shù)及中心距的估算6.1 齒輪模數(shù)的估算 根據(jù)齒輪彎曲疲勞的估算：mm 齒面點(diǎn)蝕的估算：mm 其中為大齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速，A為齒輪中心距。 由中心距A及齒數(shù)、求出模數(shù)：mm 根據(jù)估算所得和中較大的值，選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。 1）齒數(shù)為41與82的齒輪N=7.2KW mm= mm mm取模數(shù)為2

26、2）齒數(shù)51與72的齒輪 mm=mmmm取模數(shù)為23）齒數(shù)為35與49的齒輪 N=7.16KW mm =mmmm取模數(shù)為44）齒數(shù)為28與56的齒輪N=7.16KW mm=mm mm取模數(shù)為45）齒數(shù)為22與62的齒輪 N=7.16KW mm=mmmm取模數(shù)為46）齒數(shù)為40與80的齒輪N=7.09KWmm =mmmm取模數(shù)為47）齒數(shù)為24與96的齒輪 N=7.09KW mm =mmmm取模數(shù)為46.2 齒輪分度圓直徑及（軸）中心距的估算1）-傳動(dòng)軸上兩齒輪傳動(dòng)副齒輪齒數(shù)分別為：72與51、41與82。為了使軸上小齒輪齒根圓比摩擦離合器外片的外徑大，即大于90mm,取模數(shù)為2.5，則其分度圓

27、直徑分別為：-傳動(dòng)軸間中心距 2）-傳動(dòng)軸上齒輪傳動(dòng)副齒輪齒數(shù)分別為：35與49、28與56、22與62。模數(shù)為4，則其分度圓直徑分別為：-傳動(dòng)軸間中心距3）-傳動(dòng)軸上兩齒輪傳動(dòng)副齒輪齒數(shù)分別為：28與56、17與67。模數(shù)為4，則其分度圓直徑分別為：-傳動(dòng)軸間中心距 7 主軸及其組件的設(shè)計(jì) 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)，因此，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）主軸直徑的選擇由車(chē)床功率N=5.5kw,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=(0.70.85)D1=7085mm 選取 D2=80 mm2）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。由車(chē)床主