车床主轴箱设计

长 沙 学 院

CHANGSHA UNIVERSITY

课程设计资料

课 程 题 目： 普通车床主轴设计

系 部： 机电工程系 专 业： 机械设计制造及其自动化 学 生 姓 名： 黄 志 强 班 级： 四 学号 2010011420 指导教师姓名： 陈蕾 职称 教授 最终评定成绩 ：

长沙学院教务处 二零一三年十二月制

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摘要

普通中型车床主轴箱设计，主要包括三方面的设计，即：根据设计题目所给定的机床用途、规格、主轴极限转速、转速数列公比或级数，确定其他有关运动参数，选定主轴各级转速值；通过分析比较，选择传动方案；拟定结构式或结构网，拟定转速图；确定齿轮齿数及带轮直径；绘制传动系统图。其次，根据机床类型和电动机功率，确定主轴及各传动件的计算转速，初定传动轴直径、齿轮模数，确定传动带型号及根数，摩擦片尺寸及数目；装配草图完成后要验算传动件（传动轴、主轴、齿轮、滚动轴承）的刚度、强度或寿命。最后，完成运动设计和动力设计后，要将主传动方案“结构化”，设计主轴变速箱装配图及零件图，侧重进行传动轴组件、主轴组件、变速机构、箱体、润滑与密封、传动轴及滑移齿轮零件的设计。

关键词：车床、主轴箱、变速系统、主轴组件。

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ABSTRACT

Common and medium-sized lather principal axis box design, mainly include the design of three aspects, namely:According to design topic give settle of the tool machine use, specification, principal axis extreme limit turn soon and turn soon the few rows male ratio or series, certain other relevant sport parameter, make selection principal axis all levels to turn to soon be worth;Pass an analysis comparison, choose to spread to move a project;Draft structure type or structure net, draft to turn soon diagram;Certain wheel gear Chi number and take a diameter;Draw to spread to move system diagram.Secondly, according to the tool machine type and the electric motor power, make sure that principal axis and each calculation which spread to move a piece turn soon, the beginning certainly spreads to move a stalk diameter, wheel gear mold number, make sure to spread to move to take model number and number, friction slice size and number;After assemble a grass diagram's completion want to check to spread to move a piece(spread to move stalk, principal axis, wheel gear and roll over bearings) on the whole of just degree, strength or life span.End, design and motive of completion sport spread the lord to move the project\structure turn\after design, design a principal axis to become soon a box assemble diagram and spare parts diagram and lay particular emphasis on to carry on spread to move stalk module, principal axis module and become soon organization, box a body, lubricate and seal completely, spread to move stalk and slippery move wheel gear spare parts of design.

Keyword：principal axis box, become soon system, principal axis.

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目录

目录.............................................................................................. 错误！未定义书签。 1、绪论.......................................................................................................................... 7 2．设计计算 ................................................................................................................. 9 2.1普通车床的规格 .................................................................................................. 9 2.1.1车床的规格系列和用处 ................................................................................ 9 2.1.2 操作性能要求 ............................................................................................... 9 3.主动参数参数的拟定 ................................................................................................ 9 3.1 确定传动公比? .................................................................................................. 9 3.2 主电动机的选择 ............................................................................................... 10 4.变速结构的设计 ...................................................................................................... 11 4.1 主变速方案拟定 ............................................................................................... 11 4.2 变速结构式、结构网的选择 ........................................................................... 11 4.2.1 确定变速组及各变速组中变速副的数目 ................................................. 11 4.2.2 变速式的拟定 ............................................................................................. 12 4.2.3 结构式的拟定 ............................................................................................. 12 4.2.4 结构网的拟定 ............................................................................................. 12 4.2.5 结构式的拟定 ............................................................................................. 13 4.2.6 结构式的拟定 ............................................................................................. 13 4.2.7 确定各变速组变速副齿数 ......................................................................... 15 4.2.8 绘制变速系统图 ......................................................................................... 16 5.结构设计 .................................................................................................................. 17 5.1 结构设计的内容、技术要求和方案 ............................................................... 17 5.2 展开图及其布置 ............................................................................................... 17 5.3 I轴（输入轴）的设计 ...................................................................................... 17 5.4 齿轮块设计 ....................................................................................................... 18 5.5 传动轴的设计 ................................................................................................... 19 5.6 主轴组件设计 ................................................................................................... 20 5.6.1 各部分尺寸的选择 ..................................................................................... 20 5.6.2 主轴材料和热处理 ..................................................................................... 20 5.6.3 主轴轴承 ..................................................................................................... 21 5.6.4 主轴与齿轮的连接 ..................................................................................... 22 5.6.5 润滑与密封 ............................................................................................... 22 5.6.6 其他问题 ..................................................................................................... 22 6.传动件的设计 .......................................................................................................... 23

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6.1 带轮的设计 ....................................................................................................... 23 6.2 传动轴的直径估算 ........................................................................................... 25 6.2.1 确定各轴转速 ............................................................................................. 26 6.2.2传动轴直径的估算：确定各轴最小直径 .................................................. 26 6.2.3 键的选择 ..................................................................................................... 27 6.3 传动轴的校核 ................................................................................................... 28 6.3.1 传动轴的校核 ............................................................................................. 28 6.3.2 键的校核 ..................................................................................................... 29 6.4 各变速组齿轮模数的确定和校核 .................................................................. 29 6.4.1 齿轮模数的确定： ..................................................................................... 29 6.4.2 齿宽的确定 ................................................................................................. 33 6.4.3 齿轮结构的设计， ..................................................................................... 34 6.5 带轮结构设计 ................................................................................................... 35 6.6 片式摩擦离合器的选择和计算 ....................................................................... 36 6.7 齿轮校验 ........................................................................................................... 38 齿轮强度校核 .......................................................................................................... 39 6.7.1 校核a变速组齿轮 ..................................................................................... 39 6.7.2 校核b变速组齿轮 ..................................................................................... 40 6.7.3 校核c变速组齿轮 ..................................................................................... 42 6.8 轴承的选用与校核 ........................................................................................... 43 6.8.1 各轴轴承的选用 ......................................................................................... 43 6.8.2 各轴轴承的校核 ....................................................................................... 43 7.主轴组件设计 .......................................................................................................... 44 7.1 主轴的基本尺寸确定 ....................................................................................... 45 7.1.1 外径尺寸D ................................................................................................. 45 7.1.2 主轴孔径d .................................................................................................. 45 7.1.3 主轴悬伸量a .............................................................................................. 46 7.1.4 支撑跨距L ................................................................................................. 47 7.1.5 主轴最佳跨距L0的确定 ............................................................................ 48 7.2 主轴刚度验算 ................................................................................................ 50 7.2.1 主轴前支撑转角的验算； ......................................................................... 50 7.2.2 主轴前端位移的验算； ............................................................................. 52 8.总结和展望 ............................................................................................................... 55 8.1本文工作总结 .................................................................................................... 55 8.2课题展望 ............................................................................................................ 56 参考文献 ...................................................................................................................... 57 致 谢 .......................................................................................................................... 58 附录 .............................................................................................................................. 59

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普通车床主轴箱设计

机械与电气工程学院 机械设计制造及其自动化专业 05机械4班 夏遵超 指导老师 魏常武

1、绪论

机床技术参数有主参数和基本参数，他们是运动传动和结构设计的依据，影响到机床是否满足所需要的基本功能要求，参数拟定就是机床性能设计。主参数是直接反映机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据，如车床的最大加工直径，一般在设计题目中给定，基本参数是一些加工件尺寸、机床结构、运动和动力特性有关的参数，可归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数。

通用车床工艺范围广，所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬质合金刀具又用高速钢刀具。因此，必须对所设计的机床工艺范围和使用情况做全面的调研和统计，依据某些典型工艺和加工对象，兼顾其他的可能工艺加工的要求，拟定机床技术参数，拟定参数时，要考虑机床发展趋势和同国内外同类机床的对比，使拟定的参数最大限度地适应各种不同的工艺要求和达到机床加工能力下经济合理。

机床主传动系因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应满足的基本要求有：满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床主轴油足够的转速范围和转速级数；满足机床传递动力的要求。主电动机和传动机构能提供足够的功率和转矩，具有较高的传动效率；满足机床工作性能要求。主传动中所有零部件有足够的刚度、精度和抗震性，热变形特性稳定；满足产品的经济性要求。传动链尽可能简短，零件数目要少，以便节约材料，降低成本。

本论文从资料查阅—总体设计－模块设计—撰写论文历时三个月，具体流程如下所示：

? 资料查阅、熟悉课题

? 绘制装配草图 ? 各零部件的尺寸确定 ? 校核各零件的强度

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? 绘制装配图和部分零件图 ? 撰写论文、科技翻译

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2．设计计算

2.1普通车床的规格

2.1.1车床的规格系列和用处

普通机床的规格和类型有系列型号作为设计时应该遵照的基础。因此，对这些基本知识和资料作些简要介绍。本次设计的是普通型车床主轴变速箱。主要用于加工回转体。

表1.1 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数表 工件最大回转直最高转速 最低转速 电机功公比转速级数? 径 率 Z nmax( rmin) nmin( rminDmax(mm) P（kW） ) 320 2.1.2 操作性能要求

1120 25 7.5 1.41 12 1）具有皮带轮卸荷装置

2）手动操纵双向片式摩擦离合器实现主轴的正反转及停止运动要求 3）主轴的变速由变速手柄完成

3.主动参数参数的拟定

3.1 确定传动公比?

nmax1120??44.8 ，Rn??z?? nmin25根据【1】P78公式（3-2）因为已知 Rn?lgRn+1 lg?∴ Z=

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∴?=(Z?1)Rn=1144.8=1.4129

根据【1】P77表3-5 标准公比?。这里我们取标准公比系列?=1.41.

因为?=1.41=1.066，根据【1】P77表3-6标准数列。首先找到最小极限转速25，再每跳过5个数（1.26～1.066）取一个转速，即可得到公比为1.41的数列：25，35.5，50，71，100，140，200，280，400，560，800，1120.

3.2 主电动机的选择

合理的确定电机功率P，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。

现在以常见的中碳钢为工件材料，取45号钢，正火处理，车削外圆，表面粗糙度Ra=3.2mm。采用车刀具，可转位外圆车刀，刀杆尺寸：16mm?25mm。刀具几何参数：?0=15o，?0=6o，?r=75o，?r?=15o，?=0o，?01=-10o，br1=0.3mm，re=1mm。

现以确定粗车是的切削用量为设计：

ap取4mm，P444表8-50，① 确定背吃刀量ap和进给量f，根据【2】f取0.6mmr。

② 确定切削速度，参【2】P448表8-57，取Vc=1.7ms。 ③ 机床功率的计算，

主切削力的计算 根据【2】P449-P450表8-59和表8-60，主切削力的计算公式及有关参数：

FZ=9.81?60nFc?CFc?aZFc?fZFc?vZFc ?KFc

=9.81?60?0.15?270?4?0.60.75?1.7?0.15?0.92?0.95 =3242（N）

切削功率的计算

Pc=Fc?vc?10?3=3242?1.7?10?3=5.5（kW）

依照一般情况，取机床变速效率?=0.8.

PZ=

5.5=6.86(kW) 0.8第 10 页 共 70 页

受着不同程度的摩擦，主轴与滚动轴承配合使用时，轴颈表面具有适当的硬度可改善装配工艺并保证装配精度，通常硬度为HRC40-50即可满足要求。一般机床的主轴，淬火时要求无裂纹，硬度均匀；淬硬层深度不小于1mm，最好1.5-2mm,使精磨后仍能保留一点深度的淬硬层，主轴热处理后变形要小。螺纹表面一般不淬火；淬火部位的空刀槽不能过深，台阶交接处应该倒角；渗氮主轴的锐边、棱角必须倒圆R>0.5mm,可避免渗氮层穿透剥落。 5.6.3 主轴轴承

1）轴承类型选择

主轴前轴承有两种常用的类型：

双列短圆柱滚子轴承。承载能力大，可同时承受径向力和轴向力，结构比较简单，但允许的极限转速低一些。

与双列短圆柱滚子轴承配套使用承受轴向力的轴承有三种：

600角双向推力向心球轴承。是一种新型轴承，在近年生产的机床上广泛采用。具有承载能力大，允许极限转速高的特点。外径比同规格的双列圆柱滚子轴承小一些。在使用中，这种轴承不承受径向力。

推力球轴承。承受轴向力的能力最高，但允许的极限转速低，容易发热。 向心推力球轴承。允许的极限转速高，但承载能力低，主要用于高速轻载的机床。

2）轴承的配置

大多数机床主轴采用两个支撑，结构简单，制造方便，但为了提高主轴刚度也有用三个支撑的了。三支撑结构要求箱体上三支撑孔具有良好的同心度，否则温升和空载功率增大，效果不一定好。三孔同心在工艺上难度较大，可以用两个支撑的主要支撑，第三个为辅助支撑。辅助支撑轴承（中间支撑或后支撑）保持比较大的游隙（约0.03～0.07mm），只有在载荷比较大、轴产生弯曲变形时，辅助支撑轴承才起作用。

轴承配置时，除选择轴承的类型不同外，推力轴承的布置是主要差别。推力轴承布置在前轴承、后轴承还是分别布置在前、后轴承，影响着温升后轴的伸长方向以及结构的负责程度，应根据机床的实际要求确定。

在配置轴承时，应注意以下几点： ①每个支撑点都要能承受经向力。

②两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。 ③径向力和两个方向的轴向力都应传递到箱体上，即负荷都由机床支撑件承受。

3）轴承的精度和配合

主轴轴承精度要求比一般传动轴高。前轴承的误差对主轴前端的影响最大，所以前轴承的精度一般比后轴承选择高一级。

普通精度级机床的主轴，前轴承的选C或D级，后轴承选D或E级。选择轴承的精度时，既要考虑机床精度要求，也要考虑经济性。

轴承与轴和轴承与箱体孔之间，一般都采用过渡配合。另外轴承的内外环都是薄壁件，轴和孔德形状误差都会反映到轴承滚道上去。如果配合精度选的太低，会降低轴承的回转精度，所以轴和孔的精度应与轴承精度相匹配。

1）轴承间隙的调整

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为了提高主轴的回转精度和刚度，主轴轴承的间隙应能调整。把轴承调到合适的负间隙，形成一定的预负载，回转精度和刚度都能提高，寿命、噪声和抗震性也有改善。预负载使轴承内产生接触变形，过大的预负载对提高刚度没有明显的小果，而磨损发热量和噪声都会增大，轴承寿命将因此而降低。

轴承间隙的调整量，应该能方便而且能准确地控制，但调整机构的结构不能太复杂。双列短圆柱滚子轴承内圈相对外圈可以移动，当内圈向大端轴向移动时，由于1：12的内錐孔，内圈将胀大消除间隙。

其他轴承调整也有与主轴轴承相似的问题。特别要注意：调整落幕的端面与螺纹中心线的垂直度，隔套两个端面的平行度都由较高要求，否则，调整时可能将轴承压偏而破坏精度。隔套越长，误差的影响越小。

螺母端面对螺纹中心线垂直度、轴上和孔上套简两端平行度等均有严格的精度要求。

5.6.4 主轴与齿轮的连接

齿轮与主轴的连接可以用花键或者平键；轴做成圆柱体，或者锥面（锥度一般取1：15左右）。锥面配合对中性好，但加工较难。平键一般用一个或者两个（相隔180度布置），两国特键不但平衡较好，而且平键高度较低，避免因齿轮键槽太深导致小齿轮轮毂厚度不够的问题。 5.6.5 润滑与密封

主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。 主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难。防漏的措施有两种： 1）堵——加密封装置防止油外流。

主轴转速高，多采用非接触式的密封装置，形式很多，一种轴与轴承盖之间留0.1～0.3mm的间隙（间隙越小，密封效果越好，但工艺困难）。还有一种是在轴承盖的孔内开一个或几个并列的沟槽（圆弧形或v形），效果比上一种好些。在轴上增开了沟槽（矩形或锯齿形），效果又比前两种好。

在有大量切屑、灰尘和冷却液的环境中工作时，可采用曲路密封，曲路可做成轴向或径向。径向式的轴承盖要做成剖分式，较为复杂。

2）疏导——在适当的地方做出回油路，使油能顺利地流回到油箱。 5.6.6 其他问题

主轴上齿轮应尽可能靠近前轴承，大齿轮更应靠前，这样可以减小主轴的扭转变形。

当后支承采用推力轴承时，推力轴承承受着前向后的轴向力，推力轴承紧靠在孔的内端面，所以，内端面需要加工，端面和孔有较高的垂直度要求，否则将影响主轴的回转精度。支承孔如果直接开在箱体上，内端面加工有一定难度。为此，可以加一个杯形套孔解决，套孔单独在车床上加工，保证高的端面与孔德垂直度。

主轴的直径主要取决于主轴需要的刚度、结构等。各种牌号钢材的弹性模量

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基本一样，对刚度影响不大。主轴一般选优质中碳钢即可。精度较高的机床主轴考虑到热处理变形的影响，可以选用40Cr或其他合金钢。主轴头部需要淬火，硬度为HRC50～55。其他部分处理后，调整硬度为HBS220～250。

6.传动件的设计

6.1 带轮的设计

三角带传动中，轴间距A可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。电动机转速n=1440r/min,传递功率P=7.5kW,传动比i=1.8，两班制，一天运转16小时，工作年数10年。 (1)、选择三角带的型号

由【4】P156表8-7工作情况系数KA查的共况系数KA=1.2。 故根据【4】P156公式（8-21）

Pca?KAP?1.2?7.5?9.0(kW)

式中P--电动机额定功率， KA--工作情况系数 因此根据Pca、n1由【4】P157 图8-11普通V带轮型图选用A型。 (2)、确定带轮的基准直径D?，D?

带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径D?不宜过小，即D??Dmin。查【4】P157表8-8、图8-11和P155表8-6取主动小带轮基准直径D?=125mm。 由【4】P150公式(8-15a)D2?式中：

n?-小带轮转速，n?-大带轮转速，?-带的滑动系数，一般取0.02。

n1D1?1??? n2∴ D2?224mm。

1440?125(1?0.02)?220.5mm，由【4】P157表8-8取圆整为800第 23 页 共 70 页

(3)、验算带速度V，

按【4】P150式（8-13）验算带的速度

V??D1n160?1000?3.14?125?1440?9.42m

s60?1000∵5ms?v?30ms，故带速合适。

(4)、初定中心距

带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取： 根据【4】P152经验公式（8-20）

0.7(D1?D2)?A0?2(D1?D2)

取2??125?224??698mm，取A0=600mm.

(5)、三角带的计算基准长度L?

由【4】P158公式（8-22）计算带轮的基准长度

L0?2A0??22?D2?D1??D1?D2??4A0

2?224?125??1751.93mm3.14L0?2?600???125?224??

24?700由【4】P146表8-2，圆整到标准的计算长度 L?1800mm (6)、验算三角带的挠曲次数 1000mv u??10.31?40次，符合要求。

sL(7)、确定实际中心距A

按【4】P158公式（8-23）计算实际中心距

A?A0?L?L0?600?（1800?1752）?2?624mm 2(8)、验算小带轮包角?1

根据【4】P158公式（8-25）

?1?180o?D2?D1?57.3O?170.9O?120O，故主动轮上包角合适。 A(9)、确定三角带根数Z

根据【4】P158式（8-26）得

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z?pca

p0??p0k?kl查表【4】P153表8-4d由 i=1.8和n1?1440rmin得?p0= 0.15KW, 查表【4】表8-5，k?=0.98；查表【4】表8-2，长度系数kl=1.01

Z?9.0?4.39

(1.92?0.15)?0.98?1.01∴取Z?5 根

(10)、计算预紧力

查【4】表8-3，q=0.1kg/m 由【4】式（8-27）

F0?500pca2.5?k?()?qv2 vZk?其中： pca-带的变速功率,KW；

v-带速,m/s；

q-每米带的质量，kg/m；取q=0.1kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。

9.02.5?0.98 F0?500??()?0.1?9.422?156.82N

9.42?50.98⑾、计算作用在轴上的压轴力

170.9??2?5?156.82?sin?1563.26N FQ?2ZF0sin22?1传动比

i?v1?1440/800?1.8 v2查表【4】P152表8-4a由D1?125mm和n1?1440rmin得p0= 1.92KW

6.2 传动轴的直径估算

传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。

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6.2.1 确定各轴转速

?、确定主轴计算转速：计算转速nj是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。 根据【1】表3-10，主轴的计算转速为

nj?nmin?z?13?25?1.4112?13?70.5r/min

?、各变速轴的计算转速：

①轴Ⅲ的计算转速可从主轴71r/min按72/18的变速副找上去，轴Ⅲ的计算转速

nj3为

100r/min；

②轴Ⅱ的计算转速nj2为400r/min； ③轴Ⅰ的计算转速nj1为800r/min。

?、各齿轮的计算转速

各变速组内一般只计算组内最小齿轮，也是最薄弱的齿轮，故也只需确定最小齿轮的计算转速。

① 变速组c中，22/86只需计算z = 22 的齿轮，计算转速为280r/min； ② 变速组b计算z = 18的齿轮，计算转速为400r/min； ③ 变速组a应计算z = 28的齿轮，计算转速为800r/min。 ?、核算主轴转速误差

∵ n实?1440??126/?224?35/49?45/45?72/36?1157.14r/min n标?1120r/min

∴

(n实?n标)n标?100%?(1157?1120)?100%?4.3%?5%

1120 所以合适。

6.2.2传动轴直径的估算：确定各轴最小直径

根据【5】公式（7-1），d?914Pnj???mm，并查【5】表7-13得到???取1.

①Ⅰ轴的直径：取?1?0.96,n1j?800r/min

7.5?d?914?91nj???47.5?0.96?28.03mm

800?1第 26 页 共 70 页

②Ⅱ轴的直径：取?2??1?0.98?0.99?0.99?0.922,nj2?400r/min

7.5?d?914?91nj???47.5?0.922?33.61mm

400?1③Ⅲ轴的直径：取?3??2?0.98?0.99?0.89,nj3?100r/min

d?9147.5??91nj???47.5?0.89?46.25mm

100?1其中：P-电动机额定功率（kW）；

?-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；

nj-该传动轴的计算转速（rmin）；

???-传动轴允许的扭转角（om）。

当轴上有键槽时，d值应相应增大4～5%;当轴为花键轴时，可将估算的d值减小7%为花键轴的小径;空心轴时，d需乘以计算系数b，b值见【5】表7-12。Ⅰ和Ⅳ为由键槽并且轴Ⅳ为空心轴，Ⅱ和Ⅲ为花键轴。根据以上原则各轴的直径取值：d??30mm，d?和d???在后文给定，?轴采用光轴，??轴和???轴因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴。因为矩形花键定心精度高，定心稳定性好，能用磨削的方法消除热处理变形，定心直径尺寸公差和位置公差都能获得较高的精度，故我采用矩形花键连接。按GBT1144?1987规定，矩形花键的定心方式为小径定心。查【15】表5-3-30的矩形花键的基本尺寸系列，??轴花键轴的规格

N?d?D?B为8?36?42?7；???轴花键轴的规格N?d?D?B为8?42?48?8。

④各轴间的中心距的确定：

d?????(z1?z2)m(28?56)?4??168(mm)； 22d???????d????V?(18?72)?5?225(mm)； 2(22?86)?5??280.082(mm)； o2cos15.426.2.3 键的选择

查【4】表6-1选择轴?上的键，根据轴的直径d?22~30，键的尺寸选择

键宽b?键高h取8?7，键的长度L取22。主轴处键的选择同上，键的尺寸为

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键宽b?键高h取28?16，键的长度L取100。

6.3 传动轴的校核

需要验算传动轴薄弱环节处的倾角荷挠度。验算倾角时，若支撑类型相同则只需验算支反力最大支撑处倾角；当此倾角小于安装齿轮处规定的许用值时，则齿轮处倾角不必验算。验算挠度时，要求验算受力最大的齿轮处，但通常可验算传动轴中点处挠度（误差<%3）.

当轴的各段直径相差不大，计算精度要求不高时，可看做等直径，采用平均直径

d1进行计算，计算花键轴传动轴一般只验算弯曲刚度，花键轴还应进行键侧挤压

验算。弯曲刚度验算；的刚度时可采用平均直径d1或当量直径d2。一般将轴化为集中载荷下的简支梁，其挠度和倾角计算公式见【5】表7-15.分别求出各载荷作用下所产生的挠度和倾角，然后叠加，注意方向符号，在同一平面上进行代数叠加，不在同一平面上进行向量叠加。 6.3.1 传动轴的校核

①Ⅰ轴的校核：通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对Ⅰ轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核

T?9.55?106?P/n?9.55?106?7.5?0.96/800?86N?mFr?2?T/d?2?86/(112?10)?1535.7N?3

最大挠度：

?max?F?b3l2?4b2?48EI???????4?1535.7?426?3?4642?4?4262?10?3?4??304948?210?10??10?364?110.68?10?3mm?

式中；E?材料弹性模量；E?2.1?109MPa;3.14?304I?轴的；I???39740.6mm4;6464

?d4查【1】表3-12许用挠度?y??0.03?4?0.12mm；

YB??y?,所以合格。

②Ⅱ轴、Ⅲ轴的校核同上。

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6.3.2 键的校核

键和轴的材料都是钢，由【4】表6-2查的许用挤压应力[?p]?100~120MPa,取其中间值，[?p]?110MPa。键的工作长度l?L?b?22mm?8mm?16mm，键与轮榖键槽的接触高度k?0.5h?0.5?7mm?3.5mm。由【4】式（6-1）可得

2T?1032?86?103?p??MPa?102.3MPa?[?p]?110MPa

kld3.5?16?30式中：

T?传递的转矩,N?m;k?键与轮毂键槽的接触高度,k?0.5h,此处h为键的高度,mml?键的工作长度，mm，圆头平键l?L?b,L为键的公称长度，mm,b为键的宽度，mm；d?键的直径，mm；[?p]?键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，MPa,键【4】表6?2；可见连接的挤压强度足够了，键的标记为：键10?8GBT1096?2003

6.4 各变速组齿轮模数的确定和校核

6.4.1 齿轮模数的确定：

齿轮模数的估算。通常同一变速组内的齿轮取相同的模数，如齿轮材料相

同时，选择负荷最重的小齿轮，根据齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条件按【5】表7-17进行估算模数mH和mF，并按其中较大者选取相近的标准模数，为简化工艺变速传动系统内各变速组的齿轮模数最好一样，通常不超过2～3种模数。

先计算最小齿数齿轮的模数，齿轮选用直齿圆柱齿轮及斜齿轮传动，查【4】表10-8齿轮精度选用7级精度，再由【4】表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS：

根据【5】表7-17；有公式：

①齿面接触疲劳强度：mH?160203KP(??1) 2?mnjz2?HP?②齿轮弯曲疲劳强度：mF?4303KP

?mnjz?FP第 29 页 共 70 页

?、a变速组：分别计算各齿轮模数，先计算最小齿数28的齿轮。 ①齿面接触疲劳强度：mH?160203其中: ?-公比 ；? = 2；

P-齿轮传递的名义功率；P = 0.96?7.5=7.2KW； ?m-齿宽系数?m=bm?5?10；

?HP-齿轮许允接触应力?HP?0.9?Hlim，?Hlim由【5】图7-6按MQ线查取;

nj-计算齿轮计算转速;

K-载荷系数取1.2。

KP(??1) 22?mnjz?HP??Hlim=650MPa，

?HP?650MPa?0.9?585MPa ∴mH1?1602031.2?7.2?3?3.14mm 228?28?2?585?800 根据【6】表10-4将齿轮模数圆整为4mm 。

② 齿轮弯曲疲劳强度：mF?4303KP

?mnjz?FP其中: P-齿轮传递的名义功率；P = 0.96?7.5=7.2KW； ?m-齿宽系数?m=bm?5?10；

?FP-齿轮许允齿根应力?FP?1.4?Flim，?Flim由【5】图7-11按MQ线查取；

nj-计算齿轮计算转速;

K-载荷系数取1.2。

?Flim?300MPa，

∴?FP?300MPa?1.4?420MPa ∴mF1?43031.2?7.2?2.1mm

8?800?28?420根据【6】表10-4将齿轮模数圆整为2.5mm 。 ∵mH1?mF1所以m1?4mm

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于是变速组a的齿轮模数取m = 4mm，b = 32mm。 轴Ⅰ上主动轮齿轮的直径：

da1?4?28?112mm；da2?4?35?140mm；。 轴Ⅱ上三联从动轮齿轮的直径分别为：

'' da 1?4?56?224mm；da2?4?49?196mm；?、b变速组：确定轴Ⅱ上另两联齿轮的模数，先计算最小齿数18的齿轮。

① 齿面接触疲劳强度：mH?160203其中: ?-公比 ；? =4；

P-齿轮传递的名义功率；P = 0.922?7.5=6.915KW； ?m-齿宽系数?m=bm?5?10；

?HP-齿轮许允接触应力?HP?0.9?Hlim，?Hlim由【5】图7-6按MQ线查取;

nj-计算齿轮计算转速;

K-载荷系数取1.2。

KP(??1) 22?mnjz?HP??Hlim=650MPa，

∴?HP?650MPa?0.9?585MPa ∴mH2?1602031.2?6.915?3?5.24mm 228?18?2?585?400 根据【6】表10-4将齿轮模数圆整为5mm 。

② 齿轮弯曲疲劳强度：mF?4303KP

?mnjz?FP其中: P-齿轮传递的名义功率；P =0.922?7.5=6.915KW； ?m-齿宽系数?m=bm?5?10；

?FP-齿轮许允齿根应力?FP?1.4?Flim，?Flim由【5】图7-11按MQ线查取；

nj-计算齿轮计算转速;

K-载荷系数取1.2。

?Flim?300MPa，

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∴?FP?300MPa?1.4?420MPa ∴mF2?43031.2?6.915?3.01mm

8?400?18?420根据【6】表10-4将齿轮模数圆整为3mm 。 ∵mH2?mF2所以m2?5mm

于是变速组b的齿轮模数取m = 5mm，b = 40mm。 轴Ⅱ上主动轮齿轮的直径：

db1?5?18?90mm；db2?5?30?150mm;db3?5?45?225mm 轴Ⅲ上三联从动轮齿轮的直径分别为：

'''db1?5?72?360mm；db2?5?60?300mm；db3?5?45?225mm

?、c变速组：

为了使传动平稳，所以使用斜齿轮，取mn?5mm，螺旋角??14o。 计算中心距a，a?∴圆整为280mm。 修正螺旋角?，??arccos(z1?z2)?5(22?86)?5?arccos?15.42o

2?2802?280(z1?z2)mn(22?86)?5??278.35(mm)

2cos?2?cos14o因?值改变不多，所以参数??，K?，ZH等值不必修正。 所以轴Ⅲ上两联动主动轮齿轮的直径分别为：

22?572?5 dc1??114.11mm；d??373.44mm c2oocos15.42cos15.42 轴Ⅳ上两从动轮齿轮的直径分别为：

86?536?5' dc'1? ?446.06mmmm；d??186.72mm。c2oocos15.42cos15.42*?、标准齿轮参数：??20度，h??1，c*?0.25 从【7】表5-1查得以下公式 齿顶圆直径 da=(z1+2h*a)m；

??2c?)m； 齿根圆直径df?(z1?2ha分度圆直径 d=mz；

齿顶高 ha=h*am； 齿根高 hf=(h*a+c*)m； 齿轮的具体值见表

表5.1齿轮尺寸表 （单位：mm）

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齿轮 ⒈ ⒉ ⒊ ⒋ ⒌ ⒍ ⒎ ⒏ ⒐ ⒑ ⒒ ⒓ ⒔ ⒕ 齿数 z 28 35 56 49 18 30 45 72 60 45 22 72 36 86 模数 分度圆齿顶圆齿根圆齿顶高 m 直径d 直径da 直径df ha mn4 4 4 4 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 112 140 224 196 90 150 225 360 200 225 114.12 373.44 186.72 446.06 120 148 232 204 100 160 235 370 210 235 124.5 383.82 197.1 456.44 102 130 214 186 77.5 137.5 212.5 347.5 187.5 212.5 101.16 360.48 173.76 433.1 4 4 4 4 5 5 5 5 5 5 5.19 5.19 5.19 5.19 齿根高 hf 5 5 5 5 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 6.48 6.48 6.48 6.48 6.4.2 齿宽的确定

由公式b??mm(?m?5~10)得： ①Ⅰ轴主动轮齿轮b??8?4?32mm； ②Ⅱ轴主动轮齿轮b??8?5?40mm；

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③Ⅲ轴主动轮齿轮b????40mm；

一般一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应主动轮比从动轮齿宽大（5～10mm）。 所以：b1?b2?32mm， b3?b4?24mm，

b5?b6?b7?40mm，b8?b9?b10?32mm，

b11?b12?40mm，b13?14?32mm。

6.4.3 齿轮结构的设计

通过齿轮传动强度的计算，只能确定出齿轮的主要尺寸，如齿数、模数、齿宽、螺旋角、分度圆直径等，而齿圈、轮辐、轮毂等的结构形式及尺寸大小，通常都由结构设计而定。当齿顶圆直径da?160mm时，可以做成实心式结构的齿轮。当160mm?da?500mm时，可做成腹板式结构，再考虑到加工问题，现决定把齿轮8、12和14做成腹板式结构。其余做成实心结构。根据【4】图10-39（a）

齿轮10、12和13结构尺寸计算如下： ①齿轮8结构尺寸计算，

D0?da?(10~14)mn?370?12?5?310mm；

D4?42mm；

D3?1.6D4?1.6?42?67.2mm,D3取68mm；

D2?(0.25~0.35)(D0?D3)?0.3?(310?68)?72.6mm,D2取74mm；

D1?D0?D3310?68??189mm,D1?190mm;； 22C?(0.2~0.3)B?0.3?42?12.6mm，C取12cm。

②齿轮12结构尺寸计算;

D0?da?(10~14)mn?383.82?12?5?323.82mm;D0?324mm;；

D4?42mm；

D3?1.6D4?1.6?42?67.2mm,D3取68mm；

D2?(0.25~0.35)(D0?D3)?0.3?(324?68)?76.8mm,D2取80mm；

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D1?D0?D3324?68??196mm,； 22C?(0.2~0.3)B?0.3?42?12.6mm，C取12cm。

③齿轮14结构尺寸计算

D0?da?(10~14)mn?456.44?12?5?396.44mm，D0取400mm，

D4?110mm；

D3?1.6D4?1.6?110?176mm,D2?(0.25~0.35)(D0?D3)?0.3?(400?176)?67.2mm，D2取68mm；

D1?D0?D3400?176??288mm,D1取288mm； 22C?(0.2~0.3)B?0.3?42?12.6mm，C取14cm。

6.5 带轮结构设计

?、带轮的材料

常用的V带轮材料为HT150或HT200，转速较高时可以采用铸钢或钢板冲压焊接而成，小功略时采用铸铝或塑料。 ?、带轮结构形式

V带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成，根据轮辐结构的不同可以分为实心式（【4】图8-14a）、腹板式（【4】图8-14b）、孔板式（【4】图8-14c）、椭圆轮辐式（【4】图8-14d）。V带轮的结构形式与基准直径有关，当带轮基准直径dd?2.5d（d为安装带轮的轴的直径，mm）时。可以采用实心式，当dd?300mm可以采用腹板式，dd?300mm,同时D1?d1?100mm时可以采用孔板式，当dd?300mm时，可以采用轮辐式。

带轮宽度：B?(z?1)e?2f?(5?1)?15?2?9?78mm。 分度圆直径： dd?224mm。

D=90mm是深沟球轴承6210轴承外径，其他尺寸见带轮零件图。 ?、V带轮的论槽

V带轮的轮槽与所选的V带型号向对应，见【4】表8-10. mm e 槽bd hamin hfmindd fmin型 第 35 页 共 70 页

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