18级主轴箱毕业设计

蚌埠学院本科毕业设计（论文）

普通车床主轴变速系统设计（18级）

摘 要:传动系统是指将动力机的运动和动力传递给执行机构或执行末端件的

中间装置。组成传动系统的一系列传动件称为传动链，所有传动链及它们之间的相互联系组成传动系统。而机床传动系统的现状及发展趋势由整体机床表现出来，我国现今企业机械加工机床大多数还是以普通车床为主，但数控机床占有率逐年上升，且在大中企业已有较多的使用，在中小企业甚至个体企业中也使用。但除少量机床以FMS 模式集成使用外，大都处于单机运行状态，并且有相当的一部分使用效率并不高。而世界上许多国家机床的发展正向着高速、精密、复合、智能和绿色的数控机床发展。本课题是以普通车床传动系统为研究目标，从其主传动系统结构入手，对其系统结构设计、结构组成分析、分级变速分析、传动件的计算分析等几个方面进行研究。为优化传动系统结构和改善传动系统的精度及稳定特性提供必要的理论依据。通过本课题的研究，使机床结构更加紧凑，性能更加优越，生产加工更加精密。

关键词:传动链；传动系统；数控机床；FMS。

- 1 -

陈金超：普通车床主轴变速系统设计—18级

18 variable speed machine transmission

system design

Abstract : Transmission refers to the movement of the power machine and power

passed to the implementing agencies or the implementation of the end of the intermediate device. Up the drive links a series of drive known as the drive chain of transmission chains and their inter-linkages between the transmission systems. Situation and development trend of the machine drive system overall machine performance, our present most of the enterprise machining machine tool or an ordinary lathe-based, but the CNC machine tools market share increased year by year, and more use in large and medium enterprises, is also used in small and medium enterprises and even individual companies. Apart from a small amount of machine tools to integrated use of the FMS mode, mostly in the stand-alone operation status, and a considerable part in the inefficient use of backward, management status. The development of many countries, machine tools in the world! High-speed, precision, complex, intelligent and green is the general trend of the CNC machine tool technology development. This topic is a variable speed lathe drive system for the study objectives, starting from the structure of the main transmission system, system architecture design, structure, grading, several aspects of the calculation of the transmission study. In order to optimize the transmission system and to improve the accuracy and stability characteristics of the transmission system to provide the necessary theoretical basis for the research of this subject, to make the machine more compact, more superior, more sophisticated production and processing

Keywords: transmission chain; transmission;CNC; FMS.

- 2 -

蚌埠学院本科毕业设计（论文）

1、 设计要求及用途

1.1 要求

级数Z?18，最低转速n'min?60 r/min，最高转速n'max?3500 r/min 本课题主要的参考机床：CA6140

1.2 用途

普通车床适用于各套筒类、轴类以及盘类零件上的回转体表面的加工。也可用于车削端面、内外圆锥面、外圆柱面，孔类加工（钻孔、扩孔、铰孔、镗孔），各种常用的螺纹以及滚花等，加工范围较广。由于机床结构复杂，自动化程度不高，故常用于单件、小批量生产。

2、 设计意义

通过对普通车床主轴变速系统的优化设计，从而更加深入的了解了机床的结构，以及国内外机床的发展趋势。基本了解机床的设计构思、方案分析、工艺性分析，巩固了AutoCAD软件，并且学会了编写技术文件、查阅相关技术资料，为以后的学习工作打下了坚实的基础。

3、 设计内容

3.1 传动设计

3.1.1 已知条件

r/min [1] 转速范围：n'min?60 r/min，n'max?3500[2] 转速级数：Z?18

[3] 确定公比及最终极限转速：

根据公式n'max?n'min??'(z?1)可知：公比?'?1.27。根据我国机床专业标准规定的标准公比，圆整后取??1.26。由此，最优化的选择出机床主轴最低、高转

r/min。 速分别为：nmin?63 r/min，nmax?31503.1.2 确定结构式、结构网

- 3 -

陈金超：普通车床主轴变速系统设计—18级

将主轴转速级数Z?18分解因子，可能的方案有：

第一行 18?2?9 18?9?2

第二行 18?3?3?2 18?3?2?3 18?2?3?3

在上面的两行方案中，第一行方案是由11对传动副组成的两个变速组，这两个变速组串联构成了主轴的18级转速。这样的方案能够省掉一根轴，但有一个传动组内将出现9个传动副。假如用一个九联滑移齿轮，那么轴向尺寸会增大。假如采用若干个双联滑移齿轮与若干个三联滑移齿轮组合使用，那么，为了防止各滑移齿轮同时啮合，操纵机构必须实现互锁。综上所述，第一行中的方案一般不采用。

对于第二行中的三个方案，将出现三个变速组，每个变数组中有2个或者3个传动副。我们能够采用双联或者三联滑移齿轮来变速。该行方案中总的传动副数最少，轴向尺寸较小，操纵机构也相对简单。因此，在主轴转速为18级的分级变速系统设计中，通常采用第二行中的方案。

根据公式T?9550P/nc可得，传动件所传递的功率P与它的计算转速nc决定了传递转矩T。一般情况下，从电动机到主轴为降速传动。即所谓的“近电机高转速”，从而计算转速nc也较高，那么需要传递的转矩就较小，尺寸也较小。根据传动副的“前多后少”原则，即将传动副较多的变速组安排在靠近电动机处，这样可以多些小尺寸的零件，少些大尺寸的零件，不仅可以节省材料，还可以使变速箱结构紧凑。因此，对于第二行中的三种方案，我们通常采用

18?3?3?2的方案，它表示该传动系统是由3个变速组共8对传动副组成（不包含可能的定比传动副）。

在方案18?3?3?2中，由于基本组与扩大组之间的排列顺序不同，又将衍生出6种不同的方案。6种方案的结构式如下：

118?3?3?2 ○218?3?3?2 ○318?3○

418?3?3?2 ○518?3?3?2 ○618?3○

6216131631392?36?21 ?31?29

3在这6个方案中，首先应对各个方案变速组的变速范围进行验算。在一般情况下，变速范围最大的是最后一个扩大组，所以只需要对最后一个扩大组的变速范围进行校验。

设计机床的变速系统中，在降速传动时，为了避免从动齿轮的直径过大而使径向尺寸随之增大，通常使传动副的最小传动比imin?1/4。在升速传动中，防止产生过大的噪声与震动，通常使传动副的最大传动比imax?2。对于斜齿圆

- 4 -

蚌埠学院本科毕业设计（论文）

柱齿轮传动比较平稳，所以取imax?2.5。故，在一般情况下变速组的变速范围应满足以下条件：

rmax?(imax/imin)?8~10

在○1、○2、○3、○4这四种方案中，最后一个扩大组都是36，其变速范围：

r2??(p2?1)x2?1.26(3?1)1.26(3?1)?6?16?rmax

所以不满足传动组的极限变速范围要求。

在○5、○6这两种方案中，最后一个扩大组都是29，其变速范围：

r2??(p2?1)x2?1.26(2?1)?9?8

满足传动组的极限变速范围要求。根据中间轴变速范围最小的原则，即“前密后疏”，方案○5为最佳方案，结构式为：18?31?33?29。

画出结构网如下：(变速系统共需4根轴，其中Ⅳ轴为主轴)

Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ

31 33 29

图3-1 结构网

3.1.3 绘制转速图

- 5 -

陈金超：普通车床主轴变速系统设计—18级

（1） 选择电动机类型

根据已知的工作条件和要求，我们通常选用一般用途的Y型系列鼠笼式三相异步电动机，卧式封闭结构。 （2） 机械传递效率的计算

???1??2??3?????n

式中?1,?2,?3,????,?n为传动装置中各传动副（带、链、蜗轮、齿轮）、轴承和齿轮的效率。

则上述效率可改写成

43 ???1??2??3式中?1,?2,?3分别为带传动、轴承和齿轮的传动效率。 根据参考文献[3]表5-1查取：

?1?0.95,?2?0.99,?3?0.97（齿轮8级精度）。有：

??0.95?0.994?0.973?0.833

（3） 确定电动机型号

根据已知条件，选择Y132S1-2三相鼠笼异步电动机，参数如下表：

表3-1 Y132S1-2电机基本参数

轴径电机型号 Y132S1-2 额定功率/kW?5.5 /mm 38 电机转速/(r/min) 同步转速 3000 满载转速 2900

（4） 选定电动机转速

在相同的额定功率下，普通交流异步电动机的同步转速有3000r/min（2级）、1500r/min（4级）、1000r/min（6级）和750r/min（8级）等几种。在无特殊要求是，我们通常优先选用价格低的2级或者4级电机，并且尽量使所选电机的同步转速n0和主轴的最高转速nmax想接近，故，所取电动机的同步转速为3000r/min（满载时为2900r/min）。

（5） 电动机的输出功率

pd?Pw?

其中：pd ——电动机的额定功率，kW ；

- 6 -

蚌埠学院本科毕业设计（论文）

Pw ——工作机所需的输入功率，kW ；

? ——电动机与工作机之间总的传动效率。 有：Pw???pd?0.833?5.5?4.58 kW

（6） 分配降速比

在分配传动系统的降速比时，其实质是根据极限传动比：imin?1/4、imax?2（直齿圆柱齿轮传动）的要求，对各变速组的传动比进行分配，以确定各轴的转速。

由上知：nmin?63r/min、nmax?3150r/min、??1.26、Z?18，根据参考文献[1]表2-5查得，主轴的各级转速为：63、80、100、125、160、200、250、315、400、500、630、800、1000、1250、1600、2000、2500、3150r/min。

将Ⅰ-Ⅱ轴、Ⅱ-Ⅲ轴、Ⅲ-Ⅳ轴间的各变速组命名为a、b、c。对于变速组c的变速范围有：

r2?1.26(2?1)?9?1.269?8?rmax

所以，变速组c的两对传动副的传动比只能是极限传动比。即：

ic1?ic2?11 ?4?62??3 1于是，确定了Ⅲ-Ⅳ轴间的传动为：向右上方升三格的升速，向右下方降六格的降速。同时也确定了Ⅲ轴的最低转速是250r/min。

对于变速组b，其级比指数x1?3。分配降速比时，在满足极限传动比的条件下，应遵守“前慢后快”原则，即要求iamin?ibmin?icmin??。因此，Ⅱ轴的

ib2?1，ib3?1?3）最低转速可以是：500r/min（ib1??3，、630r/min（ib1??2，

25ib2?1?，ib3?1?4）、800r/min（ib1??，ib2?1?，ib3?1?）。为了避免

升速，并满足降速递减原则，可取Ⅱ轴的最低转速为800r/min。即

ib1??， ib2?1?， ib3?21?5

在Ⅰ-Ⅱ轴之间的变速组是基本组a，它有三对传动副，级比指数x0?1。同样道理，可取Ⅰ轴的转速为1205r/min，此时，

ia1?1， ia2?

1?， ia3?- 7 -

1?2

陈金超：普通车床主轴变速系统设计—18级

于是确定了各个轴的转速分别为： Ⅰ轴的转速：1250r/min

Ⅱ轴的转速：800、1000、1250r/min

Ⅲ轴的转速：250、315、400、500、630、800、1000、1250、1600r/min。 从而确定了电动机轴与Ⅰ轴间的定传动比i定?2900/1250?58/25。

（7） 确定各变速组内齿轮齿数

由以上确定的各个传动比，根据参考文献[1]表5-2，有： 1 a变速组 ○

ia1?1， ia2?1??111， ia3?2? 1.26?1.58ia1?1时，Sz=?，58，60，62，64，66，68，70，72，74，76，?

ia2?ia3?1时，Sz=?，56，59，61，63，65，66，68，70，72，74，? 1.261时，Sz=?57，59，60，62，65，67，70，72，73，75，? 1.58可知，Sz=70和72是共同适用的，可取Sz=72。再由参考文献[1]表5-2查出各对齿轮副中小齿轮的齿数为：36、32和28。则：

ia1?z2/z2'?36/36；ia2?z2/z2'?32/40；ia3?z3/z3'?28/44 2 b变速组 ○

ib1?1.26， ib2?1?2?111， ib3?5? 1.58?3.17 ib1?1.26时，Sz=?，70，72，74，75，77，79，81，82，83，84，? ib2? ib3?1时，Sz=?，70，72，73，75，77，78，80，82，83，85，? 1.581时，Sz=?，66，67，70，71，75，79，80，83，84，87，? 3.17可取Sz=83，查出齿轮齿数为：37、32、和20。则：

- 8 -

蚌埠学院本科毕业设计（论文）

图3-2 转速图

ib1?z2/z2'?46/37；ib2?z2/z2'?32/51；ib3?z3/z3'?20/63 3 c变速组 ○

ic1?1?6?21， ic2??3?

14 ic1?1时，Sz=?，80，84，85，95，96，99，100，104，105，? 42 ic2?时，Sz=?，92，93，95，96，98，99，101，102，104，?

1

- 9 -

陈金超：普通车床主轴变速系统设计—18级

可取Sz=99，查出齿轮齿数为：20和33。则：

ic1?z2/z2'?20/79；ic2?z2/z2'?66/33 （8） 拟定转速图

由以上推理计算，可得如图3-2转速图： 3.1.4 绘制传动系统图

根据上述分析推理，画出3-3所示的传动系统图

图3-3 传动系统图

3.2 动力设计

（1） 主轴计算转速的确定

根据参考文献[2]表2-2知，主轴的计算转速为：

nj?n1?

Z?13

- 10 -

蚌埠学院本科毕业设计（论文）

有： nj?63??5r/min?200r/min

（2） 其余各轴的计算转速

主轴的计算转速是Ⅲ轴经20/79的传动副获得的，这时Ⅲ轴的对应转速为800r/min。但变速组c有两个传动副，当Ⅲ轴取最低转速250 r/min时，通过传动副66/33可使主轴获得500 r/min的转速，此时500 r/min>200 r/min，能够传递全部功率，故Ⅲ轴的计算转速为250r/min；Ⅲ轴的计算转速是通过Ⅱ轴的最低转速800 r/min获得的，所以Ⅱ轴的计算转速为800 r/min；同样的道理，Ⅰ轴的计算转速为1250 r/min。

（3） 各齿轮副的计算转速

c变速组中，20/79产生主轴的计算转速，则主动齿轮z20的的计算转速为800 r/min；66/33的主动齿轮z66的计算转速为250 r/min；

可以知道，b变速组中的三对传动副主动齿轮z20、z32、z46的计算转速为800 r/min；a变速组中的主动齿轮的计算转速为1250 r/min。

（4） 主轴转速误差的校核

n实际?2900?25/58?36/36?46/37?66/33?3108 r/min

n标?3150 r/min

算出转速误差：

n标?n实际n标?100％?3150?3108?100％?1.3％?5％3150

所以适合。

（5） 计算各轴的功率

P??Pd?1?2?5.5?0.95?0.99?5.17 kW

2P?2?3?5.5?0.95?0.992?0.97?4.97 kW ???Pd?1232P?3??5.5?0.95?0.99?0.97?4.77 kW ????Pd?12343P?2?3?5.5?0.95?0.994?0.973?4.58 kW ?V?Pd?1（6） 计算各轴的最大转矩

- 11 -

陈金超：普通车床主轴变速系统设计—18级

Td?9550?Pd5.5?9550??18.11 (N?m) nm2900P?5.17?9550??39.50 (N?m) nm1250P??4.97?9550??59.33 (N?m) nm800P???4.77?9550??182.21 (N?m) nm250P?V4.58?9550??218.70 (N?m) nm200T??9550?T???9550?T????9550?T?V?9550?3.3 带传动设计

已知电动机功率P?4.58kW，转速n1?2900 r/min，传动比i?2.32，两班制，一天运转16小时，工作10年。

（1） 确定计算功率Pca

根据参考文献[4]表8-7，查得工作情况系数KA?1.2,则

P kW ca?KAP?1.2?4.58?5.50（2） 选择V带的带型

根据Pca、n1，由参考文献[4]图8-11选用A型带。 （3） 确定带轮的基准直径dd并验算带速v

1 初选小带轮的基准直径dd1。由参考文献[4]表8-6和表8-8，选取小○

带轮的基准直径dd1?100 mm。

2 验算带速。由公式得： ○

v??dd1n160?1000???100?290060?1000 m/s?15.18 m/s

由于5m/s?v?30m/s，故带速适合。

3 计算大带轮的基准直径。由公式得： ○

dd2?idd1?2.32?100?232 mm

根据参考文献[4]表8-8，圆整为dd2?224 mm。

- 12 -

蚌埠学院本科毕业设计（论文）

（4） 确定V带的中心距a和基准长度Ld 1 根据公式 ○

0.7(dd1?dd2)?a0?2(dd1?dd2)

mm。 初定中心距a0?4002 由公式计算基准长度 ○

(dd2?dd1)2Ld0?2a0?(dd1?dd2)?24a0

?(224?100)2?[2?400??(100?224)?] mm?1319 mm ?4?400? mm。 由参考文献[4]表8-2选择V带的基准长度Ld?14003 计算实际的中心距a。根据以下公式： ○

a?a0?有：

Ld?Ld0 2a?(400?1400?1319) mm?441 mm 2中心距的变化范围公式如下

amin?a?0.015Ldamax?a?0.03Ld

算出中心距的变化范围是：420～483 mm 。

（5） 验算小带轮上的包角?1

?1?180??(dd2?dd1)（6） 计算带的根数z

57.3?57.3??180??(224?100)?164??90? a4411 计算单根V带的额定功率Pr。 ○

由上知dd1?100 mm、n1?2900 r/min，根据参考文献[4]表8-4a得

P0?2.11 kW。根据n1?2900 r/min、i?2.32和A带型，查参考文献[4]表8-4b得?P0?0.35 kW。查参考文献[4]表8-5得K??0.958，表8-2得

KL?0.96,于是得到单根V带的额定功率：

- 13 -

陈金超：普通车床主轴变速系统设计—18级

Pr?(P0??P0)?K??KL?(2.11?0.35)?0.958?0.96?2.26 kW 2 计算V带的根数z○

。

z?取3根。

Pca5.50??2.43Pr2.26

（7） 计算单根V带的处拉力的最小值(F0)min

根据参考文献[4]表8-3得A带单位长度的质量q?0.1 kg/m，则

(F0)min?500(2.5?K?)Pca(2.5?0.958)?5.50?qv2?[500??0.1?15.182] NK?zv0.958?3?15.18

?120 N

应使带的实际拉力F0?(F0)min。

（8） 计算压力轴FP 压力轴的最小值为

(FP)min?2z(F0)minsin????2?3?120?sin164??713 N 2（9） 带轮结构设计

以下对小带轮进行结构设计。由表3-1知，电动机的轴径为d?38 mm，小

mm，所以采用腹板式（图3-4）带轮的基准直径dd1?100 mm?300。

d1?(1.8~2)d?(1.8~2)?38 mm?(68.4~76) mm,取d1?70 mmB?[(z?1)e?2f?(3?1)?15?2?9] mm?48 mm?1.5d L?B?48 mm

1111C'?(~)B?(~)?48 mm?(6.9~12) mm,取C'?10 mm7474为了使带轮轴与Ⅰ轴能以任何速度随时结合与分离，在大带轮与Ⅰ轴之间用多片摩擦离合器连接（如图3-5）。

- 14 -

蚌埠学院本科毕业设计（论文）

图3-4 V带轮结构图

图3-5 多片摩擦离合器

- 15 -

陈金超：普通车床主轴变速系统设计—18级

3.4 齿轮传动设计

3.4.1 第一变速组齿轮的结构设计

已知输入功率P??5.17 kW，主动轮转速n1?1250 r/min，最大齿数比

u?1.57。工作平稳，单向回转，由电动机驱动，工作寿命15年（每年工作300

天），两班制。

（一） 选定齿轮类型、材料及精度等级

（1） 按图3-3所示的传动方案，选择直齿圆柱齿轮传动。

（2） 根据参考文献[4]表10-1，小齿轮选用40Cr（调质），硬度达280 HBS，大齿轮选用45钢（调质），硬度达250 HBS，两者材料硬度差为40 HBS。

（3） 为一般工作机器，初选8级精度（根据参考文献[3]表5-1）。 （二） 按齿面接触强度设计齿轮 计算公式为（参考文献[4]10-9a）：

d1t?2.323KtT1u?1ZE2?()?du[?H]

（1） 确定公式内各个计算数值

1 选取载荷系数K?1.3。 ○

2 计算小齿轮（主动轮）传动的转矩。 ○

t95.5?105P?95.5?105?5.17T1?? N?mm?3.95?104 N?mm n112503 根据参考文献[4]表10-7，选择齿宽系数??0.4。 ○

○4 根据参考文献[4]表10-6查得材料的弹性影响系数Z?189.8 MPa。 ○5 根据参考文献[4]图10-21d，查得小齿轮的接触疲劳强度极限

d12E?Hlim1?600 MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为?Hlim2?550 MPa。

○6 计算应力循环次数。

N1?60n1jLh?60?1250?1?(2?8?300?15)?5.4?109

N15.4?109N2???3.44?109 u1.57 ○7 根据参考文献[4]图10-19，选取接触疲劳寿命系数KHN1?0.90；

KHN2?0.95。

- 16 -

蚌埠学院本科毕业设计（论文）

○8 计算接触疲劳许用应力。

选失效概率为1%，安全系数S=1，则：

KHN1?lim1?0.90?600 MPa?540 MPaSK?[?H]2?HN2lim2?0.95?550 MPa?522.5 MPa S[?H]1?（2） 计算

○1 初算小齿轮分度圆直径d1t。

在带入接触疲劳需用应力时，取[?H]中较小的一个。

4KtT1u?1ZE21.3?3.95?101.57?1189.82d1t?2.323?()?2.323?() mm?du[?H]0.41.57522.5 ?70.213 mm

取d1t?72 mm。

○2 计算圆周速度v。

v??d1tn160?1000???72?125060?1000 m/s?4.71 m/s

（三） 几何尺寸计算 （1）第一对齿轮（28/44） ○1 模数

m?d72??2.57 mm,圆整后取m?3 mm z28 ○2 计算分度圆直径

d1?z1m?28?3 mm?84 mmd2?z2m?44?3 mm?132 mm

○3 计算齿顶圆直径

da1?(z1?2)m?(28?2)?3 mm?90 mmda2?(z2?2)m?(44?2)?3 mm?138 mm

4 计算齿根圆直径 ○

df1?(z1?2.5)m?(28?2.5)?3 mm?76.5 mmdf2?(z2?2.5)m?(44?2.5)?3 mm?124.5 mm

5 计算中心距 ○

- 17 -

陈金超：普通车床主轴变速系统设计—18级

a?d1?d284?132? mm?108 mm 226 计算齿轮宽度 ○

b??dd1?0.4?84 mm?33.6 mm

取B2?35 mm,B1?40 mm。

（2）第二对齿轮（32/40） ○1 计算分度圆直径

d1?z1m?32?3 mm?96 mmd2?z2m?40?3 mm?120 mm

○2 计算齿顶圆直径

da1?(z1?2)m?(32?2)?3 mm?102 mmda2?(z2?2)m?(40?2)?3 mm?126 mm

3 计算齿根圆直径 ○

df1?(z1?2.5)m?(32?2.5)?3 mm?88.5 mmdf2?(z2?2.5)m?(40?2.5)?3 mm?112.5 mm

4 计算齿轮宽度 ○

b??dd1?0.4?96 mm?38.4 mm

取B2?40 mm,B1?45 mm。

（3）第三对齿轮（36/36） ○1 计算分度圆直径

d1?z1m?36?3 mm?108 mmd2?z2m?36?3 mm?108 mm

○2 计算齿顶圆直径

da1?(z1?2)m?(36?2)?3 mm?114 mmda2?(z2?2)m?(36?2)?3 mm?114 mm

3 计算齿根圆直径 ○

df1?(z1?2.5)m?(36?2.5)?3 mm?100.5 mmdf2?(z2?2.5)m?(36?2.5)?3 mm?100.5 mm

○4 计算齿轮宽度

b??dd1?0.4?108 mm?43.2 mm

- 18 -

蚌埠学院本科毕业设计（论文）

取B1?B2?45 mm。

（四） 按齿根弯曲强度校核

（1）由参考文献[4]图10-20c查取，小齿轮的弯曲疲劳强度极限

?FE1?500 MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE2?380 MPa。

（2）由参考文献[4]图10-18，查取弯曲疲劳寿命系数

KFN1?0.86,KFN2?0.88。

（3）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S?1.4，有：

[?F]1?[?F]2?KFN1?FE10.86?500? MPa?307.14 MPa S1.4KFN2?FE20.88?380? MPa?238.86 MPa S1.4 （4）根据参考文献[4]表10-5查取齿形系数及应力校正系数。

YFa1?2.55,YFa2?2.352

YSa1?1.61,YSa2?1.678

（5）计算实际弯曲疲劳应力。

2KtTYFa1YSa12?1.3?3.95?104?2.55?1.61 ?F1?? MPa?49.80 MPa?[?F]1 32330.4?3?28?dmz1 ?F2??F1YFa2YSa22.352?1.678?49.80? MPa?47.87 MPa?[?F]2

YFa1YSa12.55?1.61所以，符合要求。

3.4.2 第二变速组齿轮的结构设计

已知输入功率P???4.97 kW，主动轮最低转速n1?800 r/min，最大齿数比

u?3.15。工作平稳，单向回转，由电动机驱动，工作寿命15年（每年工作300

天），两班制。

（一） 选定齿轮类型、材料及精度等级

（1） 按图3-3所示的传动方案，选择直齿圆柱齿轮传动。

（2） 根据参考文献[4]表10-1，小齿轮选用45钢（正火处理），硬度达450HBS，大齿轮选用45钢（正火处理），硬度达410 HBS，两者材料硬度差为

- 19 -

陈金超：普通车床主轴变速系统设计—18级

40 HBS。

（3） 为一般工作机器，初选8级精度（根据参考文献[3]表5-1）。 （二） 按齿面接触强度设计齿轮 计算公式为（参考文献[4]10-9a）：

d1t?2.323KtT1u?1ZE2?()?du[?H]

（1） 确定公式内各个计算数值

1 选取载荷系数K?1.3。 ○

2 计算小齿轮（主动轮）传动的转矩。 ○

t95.5?105P??95.5?105?4.97T1?? N?mm?5.93?104 N?mm n18003 根据参考文献[4]表10-7，选择齿宽系数??0.4。 ○

○4 根据参考文献[4]表10-6查得材料的弹性影响系数Z?189.8 MPa。 ○5 根据参考文献[4]图10-21d，查得小齿轮的接触疲劳强度极限

d12E?Hlim1?950 MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为?Hlim2?850 MPa。

○6 计算应力循环次数。

N1?60n1jLh?60?800?1?(2?8?300?15)?3.5?109

N13.5?109N2???1.1?109 u3.15 ○7 根据参考文献[4]图10-19，选取接触疲劳寿命系数KHN1?0.90；

KHN2?0.95。

○8 计算接触疲劳许用应力。

选失效概率为1%，安全系数S=1，则：

KHN1?lim1?0.90?950 MPa?855 MPaSK?[?H]2?HN2lim2?0.95?850 MPa?807.5 MPa S[?H]1?（2） 计算

1 初算小齿轮分度圆直径d○

1t。

在带入接触疲劳需用应力时，取[?H]中较小的一个。

- 20 -

蚌埠学院本科毕业设计（论文）

4KtT1u?1ZE21.3?5.93?103.15?1189.82d1t?2.323?()?2.323?() mm?du[?H]0.43.15807.5 ?55.952 mm

取d1t?56 mm。

2 计算圆周速度v。 ○

v??d1tn160?1000???56?80060?1000 m/s?2.35 m/s

（三） 几何尺寸计算 （1）第一对齿轮（20/63） ○1 模数

m?d56??2.8 mm,圆整后取m?3 mm z20 ○2 计算分度圆直径

d1?z1m?20?3 mm?60 mmd2?z2m?63?3 mm?189 mm

○3 计算齿顶圆直径

da1?(z1?2)m?(20?2)?3 mm?66 mm

da2?(z2?2)m?(63?2)?3 mm?195 mm

3 计算齿根圆直径 ○

df1?(z1?2.5)m?(20?2.5)?3 mm?52.5 mmdf2?(z2?2.5)m?(63?2.5)?3 mm?181.5 mm

○4 计算中心距

a?d1?d260?189? mm?124.5 mm 22 ○4 计算齿轮宽度

b??dd1?0.4?60 mm?24 mm

取B2?30 mm,B1?35 mm。

（2）第二对齿轮（32/51）

- 21 -

陈金超：普通车床主轴变速系统设计—18级

○1 计算分度圆直径

d1?z1m?32?3 mm?96 mmd2?z2m?51?3 mm?153 mm

○2 计算齿顶圆直径

da1?(z1?2)m?(32?2)?3 mm?102 mmda2?(z2?2)m?(51?2)?3 mm?159 mm

3 计算齿根圆直径 ○

df1?(z1?2.5)m?(32?2.5)?3 mm?88.5 mmdf2?(z2?2.5)m?(51?2.5)?3 mm?145.5 mm

○4 计算齿轮宽度

b??dd1?0.4?96 mm?38.4 mm

取B2?40 mm,B1?45 mm。

（3）第三对齿轮（46/37） ○1 计算分度圆直径

d1?z1m?46?3 mm?138 mmd2?z2m?37?3 mm?111 mm

○2 计算齿顶圆直径

da1?(z1?2)m?(46?2)?3 mm?144 mmda2?(z2?2)m?(37?2)?3 mm?117 mm

3 计算齿根圆直径 ○

df1?(z1?2.5)m?(46?2.5)?3 mm?130.5 mmdf2?(z2?2.5)m?(37?2.5)?3 mm?103.5 mm

○4 计算齿轮宽度

b??dd1?0.4?138 mm?55.2 mm

取B2?60 mm,B1?65 mm。

（四） 按齿根弯曲强度校核

（1）由参考文献[4]图10-20c查取，小齿轮的弯曲疲劳强度极限

- 22 -

蚌埠学院本科毕业设计（论文）

?FE1?550 MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE2?450 MPa。

（2）由参考文献[4]图10-18，查取弯曲疲劳寿命系数

KFN1?0.88,KFN2?0.90。

（3）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S?1.4，有：

[?F]1?KFN1?FE10.88?550? MPa?345.71 MPa S1.4K?0.90?450[?F]2?FN2FE2? MPa?289.29 MPa S1.4 （4）根据参考文献[4]表10-5查取齿形系数及应力校正系数。

YFa1?2.80,YFa2?2.268 YSa1?1.55,YSa2?1.736

（5）计算实际弯曲疲劳应力。

2KtTYFa1YSa12?1.3?5.93?104?2.80?1.55?F1?? MPa?154.89 MPa?[?F]1 32320.4?3?20?dmz1 ?F2??F1YFa2YSa22.268?1.736?154.89? MPa?140.52 MPa?[?F]2

YFa1YSa12.80?1.55所以，符合要求。

3.4.3 第三变速组齿轮的结构设计

已知输入功率P????4.77 kW，主动轮最低转速n1?250 r/min，齿数比

u?3.95。工作平稳，单向回转，由电动机驱动，工作寿命15年（每年工作300

天），两班制。

（一） 选定齿轮类型、材料及精度等级

（1） 按图3-3所示的传动方案，选择直齿圆柱齿轮传动。

（2） 根据参考文献[4]表10-1，小齿轮选用45钢（高频淬火），硬度达550 HBS，大齿轮选用45钢（高频淬火），硬度达520 HBS，两者材料硬度差为30 HBS。

（3） 为一般工作机器，初选8级精度（根据参考文献[3]表5-1）。 （二） 按齿面接触强度设计齿轮

- 23 -

陈金超：普通车床主轴变速系统设计—18级

计算公式为（参考文献[4]10-9a）：

d1t?2.323KtT1u?1ZE2?()?du[?H]

（1） 确定公式内各个计算数值

1 选取载荷系数K?1.2。 ○

2 计算小齿轮（主动轮）传动的转矩。 ○

t95.5?105P???95.5?105?4.77T1?? N?m?1.82?105 N?m n12503 根据参考文献[4]表10-7，选择齿宽系数??0.4。 ○

○4 根据参考文献[4]表10-6查得材料的弹性影响系数Z?189.8 MPa。 ○5 根据参考文献[4]图10-21d，查得小齿轮的接触疲劳强度极限

dE12?Hlim1?1250 MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为?Hlim2?1200 MPa。

○6 计算应力循环次数。

N1?60n1jLh?60?250?1?(2?8?300?15)?1.08?109

N11.08?109N2???2.73?108 u3.95 ○7 根据参考文献[4]图10-19，选取接触疲劳寿命系数KHN1?0.80；

KHN2?0.85。

○8 计算接触疲劳许用应力。

选失效概率为1%，安全系数S=1，则：

KHN1?lim1?0.80?1250 MPa?1000 MPaSK?[?H]2?HN2lim2?0.85?1200 MPa?1020 MPa S[?H]1?（2） 计算

1t1 初算小齿轮分度圆直径d○

。

在带入接触疲劳需用应力时，取[?H]中较小的一个。

5KtT1u?1ZE21.2?1.82?103.95?1189.82d1t?2.323?()?2.323?() mm?du[?H]0.43.951000 ?67.518 mm

- 24 -

蚌埠学院本科毕业设计（论文）

取d1t?75 mm。

2 计算圆周速度v。 ○

v??d1tn160?1000???75?25060?1000 m/s?0.98 m/s

（三） 几何尺寸计算 （1）第一对齿轮（20/79） ○1 模数

m?d75??3.75 mm,圆整后取m?4 mm z20 ○2 计算分度圆直径

d1?z1m?20?4 mm?80 mmd2?z2m?79?4 mm?316 mm ○3 计算齿顶圆直径

da1?(z1?2)m?(20?2)?4 mm?88 mmda2?(z2?2)m?(79?2)?4 mm?324 mm

4 计算齿根圆直径 ○

df1?(z1?2.5)m?(20?2.5)?4 mm?70 mmdf2?(z2?2.5)m?(79?2.5)?4 mm?306 mm

5 计算中心距 ○

a?d1?d280?316? mm?198 mm 22 ○6 计算齿轮宽度

b??dd1?0.4?80 mm?32 mm

取B2?40 mm,B1?50 mm。

（2）第二对齿轮（66/33） ○1 计算分度圆直径

d1?z1m?66?4 mm?264 mmd2?z2m?33?4 mm?132 mm

○2 计算齿顶圆直径

- 25 -

陈金超：普通车床主轴变速系统设计—18级

da1?(z1?2)m?(66?2)?4 mm?272 mmda2?(z2?2)m?(33?2)?4 mm?140 mm3 计算齿根圆直径 ○

df1?(z1?2.5)m?(66?2.5)?4 mm?254 mmdf2?(z2?2.5)m?(33?2.5)?4 mm?122 mm

○4 计算齿轮宽度

b??dd2?0.4?132 mm?52.8 mm

取B1?60 mm,B2?65 mm。

（四） 按齿根弯曲强度校核

（1）由参考文献[4]图10-20c查取，小齿轮的弯曲疲劳强度极限

?FE1?600 MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE2?500 MPa。

（2）由参考文献[4]图10-18，查取弯曲疲劳寿命系数

KFN1?0.88,KFN2?0.92。

（3）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S?1.4，有：

[?F]1?[?F]2?KFN1?FE10.88?600? MPa?377.14 MPa S1.4KFN2?FE20.92?500? MPa?328.57 MPa S1.4 （4）根据参考文献[4]表10-5查取齿形系数及应力校正系数。

YFa1?2.80,YFa2?2.222 YSa1?1.55,YSa2?1.768

（5）计算实际弯曲疲劳应力。

2KtTYFa1YSa12?1.2?1.82?105?2.80?1.55? MPa?185.13 MPa?[?F]1 ?F1?32320.4?4?20?dmz1 ?F2??F1YFa2YSa22.222?1.768?185.13? MPa?167.58 MPa?[?F]2

YFa1YSa12.80?1.55所以，符合要求。

3.5 轴的设计

- 26 -

蚌埠学院本科毕业设计（论文）

3.5.1 Ⅰ轴的设计 （1） 材料的选取

由参考文献[4]表15-1选45号钢，正火回火，硬度达170～217HBS，抗拉强度极限?B?590 MPa，屈服强度极限?s?295 MPa，弯曲疲劳极限

??1?255 MPa，剪切疲劳极限??1?140 MPa，许用弯曲应力[??1]?55 MPa。

（2） 按扭转强度条件试算轴径

由参考文献[4]式（15-2），有（参考文献[4]表15-3，取A0?115）

d?A03P5.17?115?3 mm?18.46 mm n1250考虑到键槽，应将轴径增大5%，则：

d?(1?5%)?18.46?19.38 mm

取d?????22 mm。输出轴d????需安装多片摩擦离合器。 （3） 确定各段轴的长度和直径

Ⅰ-Ⅱ段 d?????22 mm,l?????50 mm（离合器及套筒总长）。

Ⅱ-Ⅲ段 d???????25 mm（根据轴径，初步选取30205圆锥滚子轴承，其尺寸参数为d?D?T?B?25 mm?52 mm?16.25 mm?15 mm），l???????25 m宽度及套筒长度）。

Ⅲ-Ⅳ段 d?????V?28 mm，l?????V?250 mm（所安装的齿轮宽度及变速时齿轮的滑移距离）。

Ⅳ-Ⅴ段 d?V?V?25 mm（30205圆锥滚子轴承），l?V?V?25 mm（轴承宽度及套筒长度）。

总长l??350 mm。（结构如图5-1）

（轴承

图 5-1 Ⅰ轴结构图

- 27 -

陈金超：普通车床主轴变速系统设计—18级

（4） 轴的强度校核

同一根轴上，只要受力最大时轴不断裂即可。由上知，齿轮直径d1?84 mm，该轴转矩T??3.95?104 N?mm,AB?35 mm,BC?240 mm。得出圆周力Ft和径向力Fr。

F13.95?104F???941 N td1/284/2Fr?Fttan??941?tan20??343 N

支持力

Fr1?Fr Fr2?FrBC240?343? N?299.3 N

AB?BC35?240AB35?343? N?43.7 N

AB?BC35?240xy平面内的弯矩得

Mz,max?Fr2?BC?43.7?0.24 N?m?10.5 N?m 支持力

Ft1?Ft Ft2?Ftxz平面内的弯矩得

BC240?941? N?821.2 N

AB?BC35?240AB35?941? N?119.8 N

AB?BC35?240 N?m?28.75 N?m My,max?Ft1?AB?821.2?0.035合成弯矩

M?(Mz,max)2?(My,max)2?10.52?28.752 N?m?30.6 N?m 由图5-2知，危险截面为B面，故对B面进行校核。转矩产生的剪力按脉动循环变化，取a?0.7。则B截面处的当量弯矩为：

- 28 -

蚌埠学院本科毕业设计（论文）

MB?M2?(?T2)?30.62?(0.7?39.5)2?41.3 N?m 对B截面强度校核

?B?故，该轴合格。

Mcc41.3 N?m??18.8 MPa?[??1]?55 MPa

0.1(d?????V)30.1?(28mm)3

图 5-2 Ⅰ轴载荷分析图

- 29 -

陈金超：普通车床主轴变速系统设计—18级

3.5.2 Ⅱ轴的设计 （1） 材料的选取

由参考文献[4]表15-1选45号钢，正火回火，硬度达170～217HBS，抗拉强度极限?B?590 MPa，屈服强度极限?s?295 MPa，弯曲疲劳极限

??1?255 MPa，剪切疲劳极限??1?140 MPa，许用弯曲应力[??1]?55 MPa。

（2） 按扭转强度条件试算轴径

由参考文献[4]式（15-2），有（参考文献[4]表15-3，取A0?115）

d?A03P4.97?115?3 mm?21.14 mm n800考虑到键槽，应将轴径增大5%，则：

d?(1?5%)?21.14?22.197 mm 圆整后取d?25 mm。

（3） 确定各段轴的长度和直径

Ⅰ-Ⅱ段 d?????25 mm（根据轴径，初步选取30205圆锥滚子轴承，其尺寸参数为d?D?T?B?25 mm?52 mm?16.25 mm?15 mm），l?????25m 度及套筒长度）。

Ⅱ-Ⅲ段 l??????段与相应的齿轮连接属于花键连接，初选花键型号为

6?28?32?7，所以d???????28 mm，l???????650 mm（a、b传动组滑移齿轮滑动

（轴承宽

距离，中间轴承选用双列圆柱滚子轴承NN3006E——30?55?19）。

Ⅲ-Ⅳ段 d?????V?25 mm，l?????V?25 mm（选用30205圆锥滚子轴承）。 总长l?700 mm。（结构如图5-3）

图5-3 Ⅱ轴结构图

（4） 轴的强度校核

同一根轴上，只要受力最大时轴不断裂即可。由上知，齿轮直径d1?60 mm，该轴转矩T???5.933?104 N?mm,AB?50 mm,BC?350 mm。得出圆周力Ft和径向

- 30 -

蚌埠学院本科毕业设计（论文）

力Fr。

F15.933?104F???1978 N td1/260/2Fr?Fttan??1978?tan20??720 N

支持力

Fr1?Fr Fr2?Frxy平面内的弯矩得

Mz,max?Fr2?BC?90?0.35 N?m?31.5 N?m 支持力

Ft1?Ft Ft2?Ftxz平面内的弯矩得

BC350?1978? N?1730.75 N

AB?BC50?350AB50?1978? N?247.25 N

AB?BC50?350BC350?720? N?630 N

AB?BC50?350AB50?720? N?90 N

AB?BC50?350.75?0.05 N?m?86.5 N?m My,max?Ft1?AB?1730合成弯矩

M?(Mz,max)2?(My,max)2?31.52?86.52 N?m?92.1 N?m 由图5-4知，危险截面为B面，故对B面进行校核。转矩产生的剪力按脉动循环变化，取a?0.7。则B截面处的当量弯矩为：

MB?M2?(?T2)?92.12?(0.7?59.33)2?101.1 N?m 对B截面强度校核

?B?Mcc101.1 N?m??46.1 MPa?[??1]?55 MPa 330.1(d??????)0.1?(28mm) - 31 -

陈金超：普通车床主轴变速系统设计—18级

故，该轴合格。

图5-4 Ⅱ轴载荷分析图

- 32 -

蚌埠学院本科毕业设计（论文）

3.5.3 Ⅲ轴的设计 （1） 材料的选取

由参考文献[4]表15-1选45号钢，调质处理，硬度达217～255HBS，抗拉强度极限?B?64 ，屈服强度极限?s?355 MPa，弯曲疲劳极限0MPa，剪切疲劳极限??1?155 MPa，许用弯曲应力[??1]?60 MPa。 ??1?27 5MPa（2） 按扭转强度条件试算轴径

由参考文献[4]式（15-2），有（参考文献[4]表15-3，取A0?115）

d?A03P4.77?115?3 mm?30.73 mm n250考虑到键槽，应将轴径增大5%，则：

d?(1?5%)?30.73?32.267 mm 圆整后取d?35 mm。

（3） 确定各段轴的长度和直径

Ⅰ-Ⅱ段 d?????35 mm（根据轴径，初步选取30207圆锥滚子轴承，其尺寸参数为d?D?T?B?35 mm?72 mm?18.25 mm?17 mm），l?????30m 度及套筒长度）。

Ⅱ-Ⅳ段 l??????段上有固定齿轮，l??????上属于花键连接。初选花键型号为

8?42?46?8，所以d????V?42 mm，l????V?450 mm（滑移齿轮的滑移距离以及固

（轴承宽

定齿轮间的距离）。

Ⅳ-Ⅴ段 d?V?V?35 mm，l?V?V?30 mm（选用30207圆锥滚子轴承）。 总长l?510 mm。（结构如图5-5）

图5-5 Ⅲ轴结构图

（4） 轴的强度校核

同一根轴上，只要受力最大时轴不断裂即可。由上知，齿轮直径d1?80 mm，

mm,BC?130 mm。该轴转矩T????1.82?105 N?mm,AB?250得出圆周力Ft和径向

- 33 -

陈金超：普通车床主轴变速系统设计—18级

力Fr。

F11.82?105F???4550 N td1/280/2Fr?Fttan??4550?tan20??1656 N

支持力

Fr1?Fr Fr2?Frxy平面内的弯矩得

Mz,max?Fr2?BC?1089.5?0.13 N?m?141.6 N?m 支持力

Ft1?Ft Ft2?Ftxz平面内的弯矩得

BC130?4550? N?1556.6 N

AB?BC250?130AB250?4550? N?2993.4 N

AB?BC250?130BC130?1656? N?566.5 N

AB?BC250?130AB250?1656? N?1089.5 N

AB?BC250?130.6?0.25 N?m?389.2 N?m My,max?Ft1?AB?1556合成弯矩

M?(Mz,max)2?(My,max)2?141.62?389.22 N?m?414.2 N?m 由图5-6知，危险截面为B面，故对B面进行校核。转矩产生的剪力按脉动循环变化，取a?0.6。则B截面处的当量弯矩为：

MB?M2?(?T2)?414.22?(0.6?182.21)2?428.4 N?m 对B截面强度校核 ?B?Mcc428.4 N?m??57.8 MPa?[??1]?60 MPa

0.1(d????V)30.1?(42mm)3故，该轴合格。

- 34 -

蚌埠学院本科毕业设计（论文）

图5-6 Ⅲ轴载荷分析图

3.5.4 主轴的设计 （1） 材料的选取

为了节省材料，主轴选用空心轴，承受的扭矩也较大，所以选用38SiMnMo，

- 35 -

陈金超：普通车床主轴变速系统设计—18级

调质处理，由参考文献[4]表15-1知，硬度229～286HBS，抗拉强度极限

?B?735 MPa，屈服强度极限?s?590 MPa，弯曲疲劳极限??1?365 MPa，剪

切疲劳极限??1?210 MPa，许用弯曲应力[??1]?70 MPa。

（2） 按扭转强度条件试算轴径

由参考文献[4]式（15-2），有（参考文献[4]表15-3，取A0?115）

d?A03P4.58?115?3 mm?32.66 mm n200考虑到键槽且为空心，应将轴径增大75%，则：

d?(1?75%)?32.66?57.155 mm 圆整后取d?60 mm。

（3） 确定各段轴的长度和直径 Ⅰ-Ⅱ段 d?????60 mm，l?????20 mm。

Ⅱ-Ⅲ段 d???????65 mm，l???????55 mm（密封和端盖总距离）。

Ⅲ-Ⅳ段 该段是一带锥度的轴（锥度为1:12），l?????V?26 mm（选用双列圆柱滚子轴承NN30103E--26?65?100）。

Ⅳ-Ⅴ段 d?V?V?70 mm，l?V?V?750 mm。

Ⅴ-Ⅵ段 外螺纹M80?1.5，lV?V??20 mm（选用双列圆柱滚子轴承NN30106E--34?80?125）。

Ⅵ-Ⅶ段 dV??V???80 mm，lV??V???4 mm；带锥度轴（锥度为1:12）；

d'V??V???M86?1.5 mm，l'V??V???11 mm；d''V??V???80 mm，l''V??V???6 mm（安装

端盖以及挡油环等）。

Ⅶ-Ⅷ段 dV???V????134 mm，lV???V????4 mm；d'V???V????130 mm，

l'V???V????11 mm（安装卡盘等）。

总长l?920 mm。（结构如图5-7）

（4） 轴的强度校核

已知，该轴的转矩T?V?2.187?105 N?mm,AB?610 mm,BC?160 mm，齿轮直径d1?316 mm，得出圆周力Ft和径向力Fr。

F12.187?105Ft???1384.2 N d1/2316/2

支持力

Fr?Fttan??4550?tan20??503.8 N- 36 -

蚌埠学院本科毕业设计（论文）

Fr1?Fr Fr2?Fr

BC160?503.8? N?104.7 N

AB?BC610?160AB610?503.8? N?399.1 N

AB?BC610?160

图5-7 主轴结构图

xy平面内的弯矩得

Mz,max?Fr2?BC?399.1?0.16 N?m?63.9 N?m 支持力

Ft1?Ft Ft2?Ftxz平面内的弯矩得

BC160?1384.2? N?287.6 N

AB?BC610?160AB610?1384.2? N?1096.6 N

AB?BC610?160 N?m?175.4 N?m My,max?Ft1?AB?287.6?0.61合成弯矩

M?(Mz,max)2?(My,max)2?63.92?175.42 N?m?186.7 N?m

- 37 -

陈金超：普通车床主轴变速系统设计—18级

图5-8 主轴载荷分析图

由图5-8知，危险截面为B面，故对B面进行校核。转矩产生的剪力按脉动循环

变化，取a?0.7。则B截面处的当量弯矩为：

MB?M2?(?T2)?186.72?(0.7?218.70)2?241.4 N?m

- 38 -

蚌埠学院本科毕业设计（论文）

对B截面强度校核 ?? ?B?d45） ??0.64（d为主轴内孔的孔径d?45 mm，

D70Mcc241.4 N?m??31.8 MPa?[??1]?70 MPa

0.1d3(1???)0.1?(45mm)3(1?0.644)故，该轴合格。

3.6 轴承的校核

3.6.1 Ⅰ轴上轴承的校核

已知Ⅰ轴的计算转速为n??1250 r/min，该轴上的两个轴承为圆锥滚子轴承30205，其额定动载荷为C?32.2 kN，两轴承的径向载荷为Fr1?299.3 N，

Fr2?43.7 N，轴向载荷为Ft1?821.2 N，Ft2?119.8 N。

两个轴承的当量动载荷为：

P.3?1.6?821.2)?2150.5 N 1?fP1(XFr1?YFt1)?1.5?(0.4?299 P2?fP2(XFr2?YFt2)?1.5?(0.4?43.7?1.6?119.8)?313.7 N

根据参看文献[4]表13-5和13-6知，式中X?0.4,Y?1.6,fP1?fP2?1.5。根据参看文献[4]式（13-5a），有

106?ftC?' Lh??? 式中ft?1.00。

60n??P??对于两个轴承，有

L'h1?1060n?6?ftC??1.00?32.2?1010??????P?60?12502150.5??1??63?? h?38400 h ??110321?103103 L'h2??1.00?32.2?1010?ftC?10??????60n??P2?60?1250?313.7?6?63?'??L h h2?38400??故，满足使用寿命。

3.6.2 Ⅱ轴上轴承的校核

- 39 -

陈金超：普通车床主轴变速系统设计—18级

已知Ⅱ轴的计算转速为n???800 r/min，在该轴上使用了一个双列圆柱滚子轴承NN3006E（其额定动载荷为C2?35.4 kN）和两个圆锥滚子轴承30205（其额定动载荷为C1?32.2 kN）。对于双列圆柱滚子轴承，其径向载荷为

.75 N；对于圆锥滚子轴承，其径向载荷为Fr1?63 0N，轴向载荷为Ft1?1730Fr2?90 N，轴向载荷为Ft2?247.25 N。另一个圆锥滚子轴承的力时通过Ⅰ轴

传递的，则径向载荷与轴向载荷分别为Fr3?299.3 N，Ft3?119.8 N。

三个轴承的当量动载荷为：

P.75)?3021.2 N 1?fP1(XFr1?YFt1)?1.0?(0.4?630?1.6?1730 P2?fP2(XFr2?YFt2)?1.5?(0.4?630?1.6?247.25)?971.4 N P.3?1.6?821.2)?2150.5 N 3?fP3(XFr3?YFt3)?1.5?(0.4?299根据参看文献[4]表13-5和13-6知，式中X?0.4,Y?1.6,fP1?1.0，

fP2?fP2?1.5。

根据参看文献[4]式（13-5a），有

106?ftC? L??? 式中ft?1.00。

60n???P?'h?对于三个轴承，有

L'h1?1060n??1060n??1060n??666?ftC?10?1.00?35.4?10?????P?60?800?3021.2??1??6?63?? h?38400 h ??76121??6??2.4?10 h?38400 h ???5??1.7?10 h?38400 h ??103103103 L'h2??ftC?10?1.00?32.2?10?????P?60?800?971.4??2??ftC?10?1.00?32.2?10?????P?60?800?2150.5??3??633 L'h3?故，满足使用寿命。

3.6.3 Ⅲ轴上轴承的校核

已知Ⅲ轴的计算转速为n????250 r/min，该轴上的两个轴承为圆锥滚子轴承30207，其额定动载荷为C?58.2 kN，两轴承的径向载荷为Fr1?566.5 N，

- 40 -

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/67ug.html