機床主軸變速箱課程設計

1、機床主軸變速箱課程設計沈陽工程學院機床主軸變速箱課程設計班級：機械本 112姓名：學號：專業(yè)：機械設計制造及其自動化指導教師：日期 :2015/01/12 2015-01-23沈陽工程學院機床主軸變速箱設計課程設計成績評定表系（部）：機械工程系班級：機學生姓名：指導教師評審意見評價具體要求權內重容調能獨立查閱文獻, 收集資研0.料；能制定課程設計方案論1和日程安排。證工作工作態(tài)度認真， 遵守紀律，能0.出勤情況是否良好，能夠力2獨立完成設計工作，態(tài)度工 按期圓滿完成規(guī)定的設計0.作 任務，工作量飽滿，難度2加評分權分543254325432- 1 -量 適宜。說說明書立論正確，論述充明分，結論

2、嚴謹合理，文字書0.5 4 32通順，技術用語準確，符的5號統(tǒng)一，編號齊全，圖表質完備，書寫工整規(guī)范。量指導教師評審成績分加權分合計（加權分合計乘以 12）指導教師簽名：年月日評閱教師評審意見評價具體要求權內重容查閱查閱文獻有一定廣泛性；0.文有綜合歸納資料的能力2獻工0.作工作量飽滿，難度適中。5量說說明書立論正確，論述充明分，結論嚴謹合理，文字0.書通順，技術用語準確，符3的 號統(tǒng)一，編號齊全，圖表質 完備，書寫工整規(guī)范。加評分權分543254325432- 2 -量評閱教師評審成績加權分合計（加權分合計乘以分8）評閱教師簽名：年月日課程設計總評成績分目錄第一章課程設計的目的和內容 .-

3、4 -第二章課程設計的步驟 .- 5 -第一節(jié)運動設計 .- 5 -一、確定主軸轉速級數：.- 5 -二、確定轉速數列： .- 6 -三、求出主軸轉速級數Z：.- 6 -四、確定結構式： .- 6 -五、繪制轉速圖 .- 7 -六、繪制傳動系統(tǒng)簡圖 .- 8 -七、確定各變速組齒輪傳動副的齒數 .- 9 -第二節(jié)傳動零件的初步計算 .-10-一、求各軸的計算轉速 .-10-二、傳動軸直徑的估算 .-11-三、齒輪模數的估算 .-12-四、計算各齒輪的參數 .-13-五、三聯滑移齒輪設計：.-14-五、確定各軸間距 .-14-六、帶輪的選擇 .-14-七、片式摩擦離合器的計算 .-15-八、主軸

4、軸承 : .-16-九、主軸和齒輪的連接 : .-17-十、潤滑與密封 :.-17- 3 -十一、其它問題 :.-18-第三章課程設計的驗算 .-18-一、直齒圓柱齒輪的強度驗算 .-18-二、主軸的彎曲剛度驗算 .-21-三、主軸組件的靜剛度驗算 .-22-四、滾動軸承的驗算 .-25-設計小結.-25-參考文獻.-26-第一章課程設計的目的和內容一、題目：機床主軸變速箱設計二、主要技術參數：320mm。1、臥式車床，最大回轉直徑為2、原始數據：nmin公工件 刀具電動機nmax功率（r m（ rmi比材料 材料P/kwin-1）n-1）1.2鋼鐵 硬質5.513201066材料 合金反轉：

5、 Z反Z正 / 2； n反 max1.1n正max三、設計內容：1、運動設計：根據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。2、動力計算：根據電動機功率，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 18、19、20 周課程設計，以設計- 4 -說明書數據為依據，繪制：1、主軸變速箱草圖一張（A2）手繪；2、展開

6、圖一張（A0）計算機 CAD 繪圖，主軸零件圖 1 張。3、三維立體圖 pro/e 仿真；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 篇第二章課程設計的步驟第一節(jié)運動設計一、確定

7、主軸轉速級數：由給定的參數，主軸的極限轉速為nmax=1320 r/min，nmin=106r/min由公式： Rnnmaxz 1 且 =1.26nmin- 5 -lg Rn可得 Rn =12.878 ， z=+1=12.008lg取 Z=12二、確定轉速數列：6由給定的參數，=1.41=1.06 ，Z=12 級106， 132,170,210,265,315,425,530,670,856,1060,1320,三、求出主軸轉速級數Z：因兩軸間變速組的傳動副數多采用 2 或 3，在設計簡單變速系統(tǒng)時， 變速級數應選為 Z=3m2n 的形式， m、 n 為正整數。四、確定結構式：級轉速傳動系統(tǒng)的

8、傳動組，選擇傳動組安排方式時，考慮到機床主軸變速箱的具體結構、裝置和性能。在軸如果安置換向摩擦離合器時， 為減少軸向尺寸， 第一傳動組的傳動副數不能多，以 2 為宜。主軸對加工精度、 表面粗糙度的影響很大， 因此主軸上齒輪少些為好。 最后一個傳動組的傳動副常選用 2。綜上所述，傳動式為 12=232。對于 12 2 3 2 傳動式有 6 種結構式對應的結構網，分別為：122132261223312612233126122134221226312312263221按照傳動副 “前多后少 ”的原則選擇 Z=322 這一方案，但主軸換向采用雙向片式摩擦離合器結構， 致使軸的軸向尺寸過大， 所以此方案

9、不宜采用， 而應先擇 12=232。根據級比指數分配要 “前密后疏 ”的原則，應選用Z= 21 32 2 6 這一方案。驗算結構式中的最末擴大組（按擴大順序的最末、非傳動順序的最末）的調整范圍 Rn = 1.416 ( 2 1) =7.88 ，其最后擴大組的變速范圍肯定也符合要求，因此所選結構式比較合理。（一）選定電動機- 6 -合理的確定電機功率N，使機床既能充分發(fā)揮其使用性能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素。電動機的功率是5.5kW，根據機械工程及自動化簡明設計手冊表22選取 Y132M-4 型電動機，額定功率 5.5kW,滿載轉速 1440 r/min，額定轉距 2.3

10、。（二）分配總降速比分配降速比時，應注意傳動比的取值范圍：齒輪傳動副中最大傳動比umax 2， 最小傳動比 umin1 傳動比過大，引起振動和噪音，傳動比過小，4使動齒輪與傳動齒輪的直徑相差太大，將導致結構龐大。最末一級間的數相隔6 極（總6 ）：i c1 = 21.4122ic2 = 14中間軸傳動比可按先慢后快原則，確定最小傳動比，根據級此指數確定其他轉動比：軸小傳動比為 ia minibminic minic min = 141ib 1 =1ib 2 =11 ib min 取31ib3 = 2軸傳動比為ia min 取1i11i 21323（三）確定傳動軸的軸數傳動軸數 =變速組數 +定

11、比傳動副數 +1 =3+0+1=4五、繪制轉速圖先按傳動軸數及主軸轉速級數求格數，畫出網格，用以繪制轉速圖，在轉速圖上，先分配從電動機轉速到主軸最低轉速的總降速比，在串聯的雙軸傳動間畫上 u(k k+1)min 。再按結構式級比分配規(guī)律畫上各變速組的傳動比射線，從而確定了各傳動副的傳動比。轉速圖：- 7 -六、繪制傳動系統(tǒng)簡圖如下簡圖所示。- 8 -七、確定各變速組齒輪傳動副的齒數確定各變速組齒輪傳動副的齒數時應根據以下原則：1、受齒輪最小齒數Zmin 的限制，機床主傳動系統(tǒng)一般只取Z min 1820，以避免產生根切現象。2、套裝在軸上的小齒輪還考慮到齒根圓到它的鍵槽深處的最小尺寸應大于基圓

12、齒厚，以防斷裂，則其最小齒數Zmin 應為 Z min 1.03D/m +5.6，式中 D齒輪花鍵孔的外徑（ mm）,單鍵槽的取其孔中心至鍵槽槽底的尺寸兩倍；m齒輪模數（ mm）。3、 Smin 還受最小傳動比umin 和允許的最大齒數Szmax 的約束，機床主傳動的最小極限傳動比取umin 1/4。中型機床一般取Sz=70100， SZmax=120；4、 Sz 的選取不要使兩軸中心距過小，否則可能導致兩軸軸承過近，在等長的多軸變速系統(tǒng)中，還可能使前后變速組的齒輪頂圓與軸相碰，即k 軸上前一個變速組中的最大被動齒輪 Z max 的齒頂圓與（ k+1）軸的外徑 dk+1 相碰，或（k+1）軸上

13、的后一個變速組中的最大主動齒輪 Zmax 的齒頂圓與 k 軸外徑 dk 相碰。5、三聯滑移齒輪的相鄰兩輪的齒數差應大于 4。避免齒輪右左移動時齒輪右相碰，能順利通過。6、在同一變速組內，盡量選用模數相同的齒輪。由上述原則，傳動比已知，傳動比的適用齒數表查表2-8，查出：ia1 =1Sz =60,66,72,78,84,90.1.412ia 2 =1Sz =76,84,92,98,10631.41由于可知選用 Sz =84，從表查出小齒輪的齒數為28， 22。大齒輪的齒數則為56，62。ib1 =1.41Sz =77,80,84,90,92,96ib 2 =11Sz =77,80,84,90,9

14、2,96111.41ib 311Sz =76,84,92,98,106331.41可選用 Sz =92 從表中查出小齒論的齒數38， 38,24。大齒輪的齒數則為54，54,68。2- 9 -11ic 2 = 4Sz =100,108,114.4選用 Sz =108 從表中查出小齒輪的齒數36，22。大齒輪的齒數則為72， 86?？傻靡韵碌凝X數1）ua1=1/1 ； ua2=1/1.26； SZa=842）ub1=1.26 ； ub2=1/1.26； ub3=1.263 /1； SZb =813）uc1=1.262/1 ； uc2=1/1.264； SZc=70第二節(jié)傳動零件的初步計算一、求各

15、軸的計算轉速（ 1）、主軸的計算轉速由表 2-9 可知，主軸的計算轉速度是低速第一個三分之一變速范圍的最高一級轉速，即nj 主=210r/min。2）、各傳動軸的計算轉速軸 III 有 6 級轉速，其最低轉速 265r/min ，通過雙聯齒輪使主軸獲得兩級轉速： 106 r/min 和 425 r/min。425 r/min 比主軸的計算轉速高，需傳遞全部功率，故軸 III 的 1265r/min 轉速也能傳遞全部功率， 即 njIII =265 r/min同理可得： njII =530r/min同理可得： njI =670 r/min（ 3）、各齒輪的計算轉速各變速組內一般只計算組內最小的，

16、也是強度最薄弱的齒輪， 故也只需要確定最小齒輪的計算轉速。（ 1）軸 III IV 間變速組的最小齒輪是Z=20，該齒輪使主軸獲得6 級轉速r/min，335 r/min，425 r/min，530 r/min，670r/min，856 r/min，主軸計算轉速是 210 r/min，故該齒輪在 530 r/min 時應傳遞功率，是計算轉速；2）同理可得，軸 II III 間 Z=20 的計算轉速為 530 r/min；3）同理可得，軸 I II 間 Z=37 的計算轉速為 670 r/min。-10-二、傳動軸直徑的估算按扭轉剛度估算軸的直徑d914nJNd 電機額定功率； N= N d 從

17、電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積；n1該傳動軸的計算轉速 r/min ；每米長度上的轉角（deg/m），可根據傳動軸的要求選?。罕?3.2剛 度 主一般的傳動 較低的傳動要求軸軸軸允許的扭轉角 0.5111.51.5 2對于一般的傳動軸，取 =1.5傳動效率nmk =1231直齒傳動效率取 0.982V 帶傳動效率取 0.963軸承傳動效率取 0.98I 軸： d914=9145.5 * 0.98* 0.96 * 0.9824.253mm 取 dI =225mmnJ670 * 1.5II 軸 : d9145.5 * 0.982 * 0.96* 0.9824nJ530* 1.5mmIII

18、軸 ： d914= 914 5.5 * 0.983 * 0.96 * 0.98329,971mm 取 dIIInJ265* 1.5=30mmIV軸：根據電動機功率為 5.5 kw，最大加工直徑為400 mm，初選主軸前軸頸直徑 D1=105 mm而主軸后軸頸直徑 D2（0.75 0.85）D1， 取2D =84 mm普通車床內孔直徑 d（ 0.550.6）D1 ，取 d=63 mm由3表 3-13 ，得主軸前端懸伸量 a（0.6 1.5）D1取 a=105 mm-11-主軸平均直徑 D= D1D2 = 105 8494.5mm22三、齒輪模數的估算根據 mj 和 mw 計算齒輪模數，根據其中較

19、大值取相近的標準模數：(t 1)k1k2 k3 ksj pm j =1633832j njmmm z1N 齒輪的最低轉速r/min；T 頂定的齒輪工作期限，中型機床推存： T =1520 kn 轉速變化系數；kN 功率利用系數；kq 材料強化系數。ks （壽命系數）的極值 ksmax， ks min齒輪等轉動件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數m 和基準順環(huán)次數 C0k1 工作情況系數。中等中級的主運動：k2 動載荷系數；k3 齒向載荷分布系數；Y 齒形系數；根據彎曲疲勞計算齒輪模數公式為：式中： N計算齒輪轉動遞的額定功率N=? N d kwn j 計算齒輪（小齒輪）的計算轉速r/minZ

20、m 齒寬系數 m b / m ,m8計算齒輪的齒數，一般取轉動中最小齒輪的齒數：1i 大齒輪與小齒輪的齒數比，i = Z 21；（ +）用于外嚙合，（- ）號用Z1于內嚙合： ks： kskT kN knkq 命系數；kskmin 時，取 ks = ksmax ，當 ks ks min 時，取 ks =ksmin；ks = ks max =0.85k1 =1.5；k2 =1.2k3 =1Y =0.378第一組齒輪和反轉組齒輪材料選用40Cr，調質加表面淬火處理， 工作年限為 10 年，每天 12 小時，由 4式 10-12 和表 10-21 得f1370 Mpa其它組齒輪材料選用 20CrMn

21、 ，滲碳淬火處理，工作年限為 10 年，每天 12 小時，由 4式 10-12 和表 10-21 得f1750 Mpa（ 1）第一組齒輪中，取齒輪Z=20-12-(t1)k1k2 k3k s j pmfI-II =163383=1.993m z1 2jn j圓整模數取 mfI-II =2（ 2）第二組齒輪中，取齒輪Z=20m=16338(t 1)k1k 2k3 ksj pfII-III3圓整模數取 mfII-III =3（ 3）第三組齒輪中，取齒輪Z=37mfIII-IV =163383(t 1)k1k 2 k3 ks j p=3.943m z12j n j圓整模數取 mfIII-IV =4四

22、、計算各齒輪的參數第一組： m=2ZDdadfB3774786922.24794988928.2第二組： m=2ZDdadfB4284887925.24284887925.2第三組： m=3ZDdadfB45135141127.540.536108114100.532.4第四組： m=3ZDdadfB36108114100.532.445135141127.540.5第五組： m=3ZDdadfB54162168154.532.427818773.516.2第六組： m=4ZDdadfB4322423221451.6271041129432.4第七組： m=4ZDdadfB2014014813

23、0245026026825060-13-五、三聯滑移齒輪設計：由上述計算可得 D5=135， D6=108，D7=108，D8 =108， D9=135，D10=54。根據公式： B= ddn其中d 取 0.3.計算如下得：B5=40.5B6=33；B7=33B8=33；B9=41B10=17；根據工藝及精度要求，用插齒空刀槽法切齒槽。其寬度查表得b=6。故三聯滑移齒輪總寬度計算如下：B 空 1=33+41+6+1=81B 空=41+17+6+1=65B=22+41+17=80故 B 和=81+65+80=226五、確定各軸間距m(Z1 Z 2 )a=2aI-II =2 424284mmaII

24、-III =3 45362121.5mm2III-IV443 27140mm2六、帶輪的選擇由表 8-7 查得 K A=1.1 ，故 Pca=KAP=1.1 5.5=6.05 kw根據 Pca、n1，查得 V 帶采用普通 A 型，初選主動輪基準直徑 dd1，則從動輪基準直徑 dd2d13，取d2=125mm125=250.047mmd=250mm.=id=1.26帶的速度 v=dd 1n11251440，帶的速度合適。60 * 1000=6010209.42 m根據 0.7(dd1s 25 m/s+ d )a120 ,主動輪上的1=180-a578包角合適。V帶根數z=Pca，由 n1d1查4

25、表P0)K KL=1250r/min,d=200mm,i=2.82,(P0P=0.17kW,查表 8-5 得 K =0.96,查表 8-28-4a 和表 8-4b ，得 P =1.92kW00得 K L =1.00,則z=6.05=3.01535所以，選取 V 帶 z=4 根。0.17)0.96(1.921.00查 4表 8-4 得 q=0.18kg/m預緊力Pca(2.51)qv22.5 0.96 6.052=138NF0= 500K=500*0.185 9.42vz0.964 9.42壓軸力 Fp0sin1=24sin 167.57o138 1098 N 。=2zF22七、片式摩擦離合器的

26、計算為保證 II 軸上的第二個變速組中的最大主動齒輪外徑不碰I 軸上的離 合器 外徑 D ， AI-IImin(Z*m+2m+D)/2,AI-II=126mm，Z=54maxmaxm=3可得： D84mm， 取 D=90mm正轉靜負載扭矩 M=974N=9745.50.970.98mn j670=7.601 kgf中型機床取 K=1.5，正轉時，離合器所能傳遞扭矩M jMk=7.601m1.5= 11.4015kgf取 M j=12kgf m0.4N5.50.970.98反轉靜負載扭矩 M=974=9746700.4nj=3.04 kgfm反轉時，離合器所能傳遞扭矩M jM k=3.041.5

27、=4.56 kgfm取 M j=5kgf mI 軸 d=25mm，采用軸裝式摩擦片D1外片內徑 D1=d+5=30mm，選取 = =0.6，則內片外徑 D2 =50mm D 2中徑 DpD1 D240mm，=2nD p平均線速度 vp670 40=1.88m/s，由p，查60000600006下表 5.13-21 選 K v=1.08，安全系數K 取 1.4，結合次數修正系數K m=1，摩擦面對數修正系數K z=0.97，查 6下表 5.13-49，選鋼 -鋼 摩擦系數 f = 0.08，許用比壓 p=11 kgfm-15-正轉時摩擦面對數 z=12 M n K10 5f p ( D23D13

28、 ) K vK m K z=12121.4103=11.1620.080.75033031.080.971正轉時，取 z=1212M n K105反轉時摩擦面對數 z=f p( D23D13 )K v K m K z=1251.4103=4.6510.080.75033031.080.971反轉時，取 z=6正轉主動片（內片）數 i1=z/2+1=7片，被動片（外片）數i2=z/2=6 片反轉主動片（內片）數i1=z/2+1=4 片，被動片（外片）數i1=z/2= 3 片軸向壓力 Q=(D23D13 ) pK v =450 330 30.71.08 =5818.86N400八、主軸軸承 :軸承

29、類型的選擇主軸軸承的軸承類型選擇：前后內孔有1：12 的錐度 , 前端選用的軸承類型是：GB/T285-64雙列圓柱滾子軸承NN3024K 和 234424；其參數如下：一、d=120，D=180，B=46，Rmin=2。二、d=120，D=180，T=72，B=18，C=36，Rmin=0.6。后端選用的軸承類型是： 雙列圓柱滾子軸承NN3016 。其參數如下：d=80，D=125，B=34， Rmin=1.1。軸向定位用雙向推力角接觸球軸承軸承的位置機床主軸采用兩個支承，結構簡單，制造方便。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

30、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C 或 D 級，后軸承選D 或 E 級。選擇軸承的精度時，既要考慮機床精度要求，也要考慮經濟性主軸軸承精度要求比一般傳動軸高，所以前軸承的精度選C 級，后軸承選 D 級。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-16-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。4、軸承間隙的調整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

31、負載使軸承內產生接觸變形，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。九、主軸和齒輪的連接:采齒輪與主軸的

32、連接可以用花鍵或者平鍵；軸做成圓柱體，或者錐面（錐度一般取 1： 15 左右）。錐面配合對中性好，但加工較難。平鍵一般用一個或者兩個（相隔 180 度布置），兩國特鍵不但平衡較好，而且平鍵高度較低，避免因齒輪鍵槽太深導致小齒輪輪轂厚度不夠的問題。所以用花鍵連接。十、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：）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 0.1 0.3 mm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

33、幾個并列的溝槽（圓弧形或v 形），效果比上一種好-17-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）疏導在適當的地方做出回油路，使油能順利地流回到油箱。十一、其它問題 :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。主軸的直徑主要決定于主軸需要的剛度、結構等。各種牌號的彈性模量基本一樣，對剛度影響不大。主軸一般選優(yōu)質中碳鋼既可。精度較高的機床主軸考慮到熱處理變形的影響，可以選用45 號鋼。主軸端部錐孔，定心軸頸或定心圓錐面等部位局

34、部淬硬至HRC5055。其他部分經調質處理后硬度為HB 220250。第三章課程設計的驗算一、直齒圓柱齒輪的強度驗算（ 1）第一組齒輪強度校驗取齒輪 Z=42精度 7 級 Hlim=800Mpa Flim=320Mpa FE =640Mpa按接觸疲勞強度校驗傳遞功率 P=5.50.97 0.98=5.23 kW傳遞扭矩 T 1=9549P =95495.23 =74.54N.mn1670分度圓切向力 Ft=2000T1 =2000 74.54=1461.6Nd1102由 7表 9.1-26 查得，使用系數 K A=1.25 則 K AP=6.54 kW由 4圖 10-8 查得，動載系數 K V

35、=1.07按 u=1.26， n1=670r/min，查 7圖 9.1-3，得 CH1 =30 根據直齒齒輪，由 7圖 9.1-4，得 CH2=0.21-18-按 b=25.2mm，d=0.8，K H =1.1，由 7圖 9.1-6，得 CH3=0.22因為 K A KV Ft = 1.251.05 1461.6 =28.21 K A P1.07189.8212接觸疲勞強度校驗通過。按彎曲疲勞強度校驗n1，由圖得，F1按 Z=42m=2mm79.1-14C=8按重合度 =1.7=670r/min，由 7圖 9.1-15 得， CF2=1.45CF3=103 CH 3=1030.154=0.01

36、6d121022由 7圖 9.1-18 和圖 9.1-16 得， CF4=1 1 1=1 ，壽命系數 Y NT =1 按 Z1=42 Z 2=37，由 7圖 9.1-18 得， Y Fs=4.02PFP= CF1 CF 2 CF 3 CF 4FE YNTKV YFs SF lim81.450.01616401=24.34kW K A P1.074.021.4彎曲疲勞強度校驗通過。（ 2）第二組齒輪強度校驗取齒輪 Z=54精度 7級 Hlim=1500MpaFlim =400MpaFE =800Mpa按接觸疲勞強度校驗傳遞功率 P2 =5.5 0.970.98=5.23 kW傳遞扭矩 T 2=9

37、549P2=95495.23 =94.20 N.mn2530分度圓切向力 Ft= 2000T2 = 2000 94.20 = 2242.8Nd284由 7表 9.1-26 查得，使用系數 K A=1.25則 K AP=6.54 kW由 4表 10-8 查得，動載系數 K V=1.05按 u=1.26， n1=530r/min，查 7圖 9.1-3，得 CH1 =20 根據直齒齒輪， 2 由 H7 圖 9.1-4，得 CH2 =0.21按 b=32.4mm，d=0.8， KH =1.1，由 7圖 9.1-6，得 CH3=0.1-19-因為 K A KV Ft = 1.251.05 2242.8

38、=90.85 K AP1.05189.8212接觸疲勞強度校驗通過。按彎曲疲勞強度校驗，由圖得，F1按 Z=54m=3mm n179.1-14C=5按重合度 =1.7=530r/min，由 7圖 9.1-15 得， CF2=1.45CF3= 103 CH 3 = 1030.077 =0.0147d12842由 7圖 9.1-18 和圖 9.1-16 得， CF4=1 1 1=1 ，壽命系數 Y NT =1 按 Z1=54 Z 2=27，由 7圖 9.1-18 得， Y Fs=4.32PFP= CF1 CF 2 CF 3 CF 4FE YNTKV YFs SF lim5 1.45 0.0147

39、1 800 1 =14.6kW K A P 1.05 4.32 1.4彎曲疲勞強度校驗通過。（ 3）第三組齒輪強度校驗取齒輪 Z=45精度 7級 Hlim=1500MpaFlim =400MpaFE =800Mpa按接觸疲勞強度校驗傳遞功率 P=5.5 0.97 0.98=5.23 kW傳遞扭矩 T 3=954935.23 =188.46N.mP =9549n326.5分度圓切向力Ft= 2000T3 = 2000 188.46 =3141Nd3120由 7表 9.1-26 查得，使用系數 K A=1.25則 K AP=6.54kW由 4表 10-8 查得，動載系數 K V=1.05按 u=1

40、.26， n1=265r/min，查 7圖 9.1-3，得 CH1 =18 根據直齒齒輪， 2 由 7圖 9.1-4，得 CH2 =0.21按 b=70mm，d=0.8，K H =1.0，由 7圖 9.1-6，得 CH3 =0.06-20-因為 K A KV Ft = 1.251.05 3141 =101.79 K A P1.05189.8212接觸疲勞強度校驗通過。按彎曲疲勞強度校驗，由圖得，F1按 Z=45 m=4mmn179.1-14C=10=365r/min按重合度 =1.7 ，由 7圖 9.1-15 得， CF2=1.45CF3= 103 CH 3 = 1030.044 =0.005

41、2d321202由 7圖 9.1-18 和圖 9.1-16 得， CF4=1 1 1=1 ，壽命系數 Y NT =1 按 Z1=45 Z 2=36 ，由 7圖 9.1-18 得， Y Fs=4.47PFP= CF1 CF 2 CF 3 CF 4FE YNTKV YFs SF lim101.450.005218001=1.054.471.4=10.92 kW K AP彎曲疲勞強度校驗通過。二、主軸的彎曲剛度驗算（一）主軸上的彎曲載荷齒輪傳動軸同時受輸入扭矩的齒輪驅動力 Qa 和輸出扭矩的齒輪驅動阻力 Qb 的作用而產生彎曲變形。當齒輪為直齒圓柱齒輪，其嚙合角齒面摩擦角 =20，齒面摩擦角 5.7

42、2時則：Qa 或b)=2.127Nmzn式中N 該齒輪傳遞的全功率（kW ）m、 z 該齒輪的模數（ mm）、齒數n 該傳動軸入扭矩的齒輪計算轉速（r/min ）Z=36 的77.50.970.9830.98 3Qa=2.12 10336315=9756.5N)（二）驗算兩支承傳動軸的彎曲變形-21-機床齒輪變速箱里的傳動軸， 如果抗彎剛度不足， 將破壞軸及齒輪、軸承的正常工作條件，引起軸的橫向振動，齒輪的輪齒偏載，軸承內、外圈相互傾斜，加劇零件的磨損，降低壽命。齒輪傳動軸的抗彎剛度驗算， 包括軸的最大撓度、 滾動軸承處及齒輪安裝處的傾角的驗算。由 8表 6-1-42 查得，主軸 y 0.00

43、02l=0.0002500=0.1 (mm) 0.001(rad)圓柱滾子軸承處 0.0025(rad)向心球軸承處 0.005(rad)在單一彎曲載荷作用下，其中點撓度為：ya=8.08 10-6Qa l 3 (0.75 x x 3 )D 4式中 l 兩支承間的跨距（ mm）D 該軸的平均直徑（ mm）x=ai/l ，ai 齒輪的工作位置至較近支承點的距離（mm）由展開圖可知， l=500mm , a1=70mm , a2=150mm , D=102mm-65003 0.7570(70) 3則 ya=8.089756.5500500=0.031 mm101024ya y，即主軸設計滿足要求。

44、三、主軸組件的靜剛度驗算（一）求兩支承主軸組件的最佳支承距最大加工直徑為400mm，主軸前軸頸直徑D1=105 mm主軸后軸頸直徑 D2 =84 mm普通車床內孔直徑d=63 mm主軸前端懸伸量 a=105 mm主軸平均直徑 D= D1D 2 =94.5 mm2由 C 22.222 1.50.103d 0.8 有：C A22.2221.50.103 840.87.338105 N / mmC B22.2221.50.10310589.59110 5 N / mm取材料的彈性模量 E=2 105 N/mm軸慣性矩 I=(D 4d 4 ) =3.523 106 mm464EI綜合變量 =3 =5.

45、67由3圖 3-34 得 L0 =6.0 a則 L 0，L合理 =(0.751.5)L 0=6.0100=630 mm=450 900 mm-22-主軸跨距在合理的跨距范圍內。（二）切削力的確定Pz= 2955 104N d（N）D jn j式中 Nd 電動機額定功率（ kW ）nj 主軸的計算轉速（ r/min ）max，Dmax 為最大加工直徑j 計算直徑，車床j=(0.50.6)DDD 主傳動系統(tǒng)總效率295510 40.970.9830.9837.5則 Pz=0.6400210=2444（N）徑向切削力（）y 0.5PzP=0.52444=1222N合成 P=Pz2Py2 =2444

46、21222 2=2732 （ N）（三）切削力作用點設切削力 P 的作用點到主軸前支承的距離為s，則s=c+w(mm)式中c 主軸前端的懸伸長度w 對于普通車床w=0.4H， H 為車床中心高則 s=105+0.4 200=185 mm（四）兩支承主軸組件的靜剛度驗算計算主軸組件前端撓度 ycPz切削合力 P 與水平坐標 y 軸的逆時夾角 P=tg-1=63.43 Py驅動力 Q 與水平坐標 y 軸的逆時夾角 Q= +90 + + =135.7 主軸前端 c 點有力偶 M 作用下，變形后所在的象限角M=180（ 1）計算切削力 P 作用在 s 點引起主軸前端 c 點的撓度 ycspycsp=

47、P 3sc2c3lsc(l s)(l2c)sc 2 (mm)6EIC3EICB lC Al=-23-3180 10021003500 180 100500 180500100180 100273221052.385 106321052.358 1069.591 10550027.338 1052.3581066=0.0263mm（ 2）計算力偶 M 作用在主軸前端 c 點產生的撓度 ycsMM=Pw=2732 85=232220N.mc2lclcc2 )(mm)ycsM= M (3EICB l2C Al2EI c=2322201002500100500100100221052.35810632

48、1052.3581069.59110550022.3381055002=0.0116 mm（ 3）計算驅動力 Q作用在兩支承之間時，主軸前端c 點的撓度 ycmQ齒輪傳動軸同時受輸入扭矩的齒輪驅動力Qa 和輸出扭矩的齒輪驅動阻力Q b 的作用而產生彎曲變形。 當齒輪為直齒圓柱齒輪， 其嚙合角齒面摩擦角 =20，齒面摩擦角 5.72 時則：Qa ( 或 Qb)=2.12107N(N)mzn式中N 該齒輪傳遞的全功率（ kW ）m、 z 該齒輪的模數（ mm）、齒數n 該傳動軸入扭矩的齒輪計算轉速（r/min ）ycmQ= Qbc(2lb)(lb)(lc)(l b)bc6EIlC B l 2C A l 2 =2385.570100250070500705001005007070100621052.3