2022年2022年金属切削机床设计说明书 .pdf

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1、金属切削机床课程设计说明书设计题目：中型普通车床主轴变速箱设计学院：机械工程学院专业：机械设计制造及其自动化姓名：学号：指导老师：贵州大学机械工程学院机制专业名师资料总结-精品资料欢迎下载-名师精心整理-第 1 页，共 33 页 -贵州大学机制082 班课程设计说明书2 机械加工设备课程设计任务书一、设计题目：中型普通车床主轴变速箱设计二、设计参数：床身上最大工件回转直径：320mm 主电机功率：4KW 主轴最高转速：1500r/min 主轴最低转速：33.5r/min 三、设计要求1、主轴变速箱传动设计及计算2、主轴变速箱结构设计3、绘制主轴变速箱装配图4、编写设计说明书四、设计时间开始：2

2、012年 01 月 02 日结束：2012年 01 月 13 日学生姓名：指导教师：目录名师资料总结-精品资料欢迎下载-名师精心整理-第 2 页，共 33 页 -贵州大学机制082 班课程设计说明书3 一、传动设计1.1电机的选择1.2运动参数1.3拟定结构式1.3.1 确定变速组传动副数目1.3.2 确定变速组扩大顺序1.4拟定转速图验算传动组变速范围1.5确定齿轮齿数1.6确定带轮直径1.6.1 确定计算功率Pca 1.6.2 选择 V 带类型1.6.3 确定带轮直径基准并验算带速V1.7 验算主轴转速误差1.8绘制传动系统图二、估算主要传动件，确定其结构尺寸2.1 确定传动件计算转速2.

3、1.1 主轴计算转速2.1.2 各传动轴计算转速2.1.3 各齿轮计算转速2.2初估轴直径2.2.1 确定主轴支承轴颈直径2.2.2 初估传动轴直径2.3 估算传动齿轮模数2.4 片式摩擦离合器的选择及计算2.4.1决定外摩擦片的内径0d2.4.2选择摩擦片尺寸2.4.3 计算摩擦面对数Z 2.4.4 计算摩擦片片数2.4.5 计算轴向压力Q 2.5V 带的选择及计算2.5.1 初定中心距0a2.5.2 确定 V 带计算长度L 及内周长NL2.5.3 验算 V 带的挠曲次数名师资料总结-精品资料欢迎下载-名师精心整理-第 3 页，共 33 页 -贵州大学机制082 班课程设计说明书4 2.5.

4、4 确定中心距a 2.5.5 验算小带轮包角12.5.6 计算单根V 带的额定功率rP2.5.7 计算 V 带的根数三、结构设计3.1 带轮的设计3.2 主轴换向机构的设计3.3 制动机构的设计3.4 齿轮块的设计3.5 轴承的选择3.6 主轴组件的设计3.6.1 各部分尺寸的选择3.6.1.1 主轴通孔直径3.6.1.2 轴颈直径3.6.1.3 前锥孔尺寸3.6.1.4 头部尺寸的选择3.6.1.5 支承跨距及悬伸长度3.6.2 主轴轴承的选择3.7 润滑系统的设计3.8 密封装置的设计四、传动件的验算4.1 传动轴的验算4.2 键的验算4.2.1 花键的验算4.2.2 平键的验算4.3 齿

5、轮模数的验算4.4 轴承寿命的验算五、设计小结六、参考文献名师资料总结-精品资料欢迎下载-名师精心整理-第 4 页，共 33 页 -贵州大学机制082 班课程设计说明书5 一、传动设计1.1 电机的选择（1）床身上最大回转直径：320mm（2）主电机功率：4KW（3）主轴最高转速：1500r/min 参考机床主轴变速箱设计指导（以下简称设计指导）P16 选择 Y112M-4 型三相异步电动机。1.2 运动参数变速范围Rn=minmaxvv1500/33.5=44.81Z对于中型车床，1.26 或1.41 此处取1.41 得转速级数Z=12。查设计指导 P6 标准数列表得转速系列为：33.5、4

6、7.5、67、95、132、190、265、375、530、750、1060、1500。1.3 拟定结构式1.3.1 确定变速组传动副数目实现 12 级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合：123 4 1243 123 22 12232 12 223 在上列两行方案中，第一行的方案有时可以节省一根传动轴，缺点是有一个传动组内有四个传动副。如用一个四联滑移齿轮，则会增加轴向尺寸；如果用两个双联滑移齿轮，操纵机构必须互锁以防止两个双联滑移齿轮同时啮合，所以少用。根据传动副数目分配应“前多后少”的原则，方案12322 是可取的。但是，由于主轴换向采用双向离合器结构，致使轴尺寸加大，此方案也不

7、宜采用，而应选用方案12232。1.3.2 确定变速组扩大顺序12=232 的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有以下6 种形式：A、12=213226B、12=213422 C、12=233126D、12=263123 E、12=2234 21F、12=263221 根据级比指数要“前疏后密”的原则，应选用方案A。然而，然而，对于所设计的机构，将会出现两个问题：名师资料总结-精品资料欢迎下载-名师精心整理-第 5 页，共 33 页 -贵州大学机制082 班课程设计说明书6 第一变速组采用降速传动（图a）时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限制，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径，使得轴

8、上的齿轮直径不能太小，轴上的齿轮则会成倍增大。这样，不仅使-轴间中心距加大，而且-轴间的中心距也会加大，从而使整个传动系统结构尺寸增大。这种传动不宜采用。如果第一变速组采用升速传动（图b），则轴至主轴间的降速传动只能由后两个变速组承担。为了避免出现降速比小于允许的极限值，常常需要增加一个定比降速传动组，使系统结构复杂。这种传动也不是理想的。如果采用方案C、12=23 3126（图 c）则可解决上述存在的问题。其结构网如下图所示：1.4 拟定转速图及验算传动组变速范围第二扩大组的变速范围R268，符合设计原则要求，方案可用。由第二扩大组的变速范围R268可知第二扩大组两个传动副的传动必maxR名

9、师资料总结-精品资料欢迎下载-名师精心整理-第 6 页，共 33 页 -贵州大学机制082 班课程设计说明书7 然是传动比的极限值。所以转速图拟定如下：1.5 确定齿轮齿数查金属切削机床表81 各种传动比的适用齿数求出各传动组齿轮齿数如下表：变速组第一变速组a 第二变速组b 第三变速组c 齿数和72 72 90 齿轮Z1*1Z2Z*2Z3Z*3Z4Z*4Z5Z*5Z6Z*6Z7Z*7Z齿数24 48 42 30 19 53 24 48 30 42 60 30 18 72 传动过程中，会采用三联滑移齿轮，为避免齿轮滑移中的干涉，三联滑移齿轮中最大和次大齿轮之间的齿数差应大于4。所选齿轮的齿数符合

10、设计要求。1.6 确定带轮直径1.6.1 确定计算功率Pca 由机械设计表87 查得工作情况系数AK=1.1 故Pca AKP1.1 44.4KW 1.6.2 选择 V 带类型据 Pca、En的值由机械设计图811 选择 A 型带。名师资料总结-精品资料欢迎下载-名师精心整理-第 7 页，共 33 页 -贵州大学机制082 班课程设计说明书8 1.6.3 确定带轮直径基准并验算带速V由机械设计表86、表 88，取小带轮基准直径1d118mm。验算带速V V 1dEn/(60 1000)1181440/(60 1000)8.897m/s 因为 5m/sV30m/s,所以带轮合适。定大带轮直径2d

11、2di1d（1）（1440/750）118（10.02）222.03mm 带的滑动系数，一般取0.02 据机械设计表88，取基准直径2d224mm。1.7 验算主轴转速误差主轴各级实际转速值用下式计算：n=nE(1-)21ddu1 u2 u3式中 u1 u2 u3 分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比；nE为电机的满载转速；取 0.02。转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示：n=|nnn|10（-1）%10（1.41 1）%=4.1%其中n主轴理想转速把数据依次代入公式得出下表主轴转速n1 n2 n3n4n5n6理想转速33.5 47.5 67 95 132 190 实际转速

12、33.5 47.3 67.1 94.6 133.4 188.1 转速误差%0 0.4 0.1 0.4 1 0.5 主轴转速n7n8n9n10n11n12理想转速265 375 530 750 1060 1500 实际转速265.2 373.9 527.2 743.4 1054.5 1486.8 转速误差%0.1 0.3 0.5 0.9 0.5 0.9 名师资料总结-精品资料欢迎下载-名师精心整理-第 8 页，共 33 页 -贵州大学机制082 班课程设计说明书9 转速误差满足要求，数据可用。1.8 绘制传动系统图二、估算主要传动件，确定其结构尺寸2.1 确定传动件计算转速2.1.1 主轴计算转

13、速主轴计算转速是第一个三分之一转速范围内的最高一级转速，即nj=nmin13Z=93.9r/min 即 n4=95r/min;2.1.2 各传动轴计算转速轴可从主轴为95r/min 按 18/72 的传动副找上去，似应为 375r/min。但是由于轴上的最低转速132r/min 经传动组c 可使主轴得到33.5r/min 和 265r/min 两种转速。265r/min 要传递全部功率，所以轴的计算转速应为132r/min。轴的计算转速可按传动副b 推上去，得 375r/min。轴的计算转速为750r/min。各轴的计算转速列表如下轴计算转速nj750 375 132 95 名师资料总结-精品

14、资料欢迎下载-名师精心整理-第 9 页，共 33 页 -贵州大学机制082 班课程设计说明书10 2.1.3 各齿轮计算转速齿轮Z1*1Z2Z*2Z3Z*3Z4Z*4Z5Z*5Z6Z*6Z7Z*7Z齿数24 48 42 30 19 53 24 48 30 42 60 30 18 72 nj750 375 750 1060 375 132 375 190 375 265 132 265 375 95 2.2初估轴直径2.2.1 确定主轴支承轴颈直径据电机的功率参考机械制造工艺金属切削机床设计指南（以下简称设计指南）表4.23，取主轴前轴颈直径D1=80mm，后轴颈直径D2=（0.70.9）D1，

15、取 D2=60 mm。2.2.2 初估传动轴直径按扭转刚度初步计算传动轴直径d=491jnN式中 d 传动轴危险截面处直径；N 该轴传递功率（KW）；N=dN；从电机到该传动轴间传动件的传动效率（不计轴承上的效率），对估算传动轴直径影响不大可忽略；jn该轴计算转速（r/min）；该轴每米长度允许扭转角据设计指导P32 这些轴取=1deg/m。根据传动系统图上的传动件布置情况初步估计各轴长度如下表轴长度640 600 740 840 对轴d491jnN411000640750496.09128mm对轴名师资料总结-精品资料欢迎下载-名师精心整理-第 10 页，共 33 页 -贵州大学机制082

16、班课程设计说明书11 d491jnN41100060037597.096.049135mm对轴d491jnN41100074013297.097.096.049140mm考虑到轴是花键轴所以轴直径作为花键轴小径,据 设计指南附表 2.31 取 d128mm，花键规格 NdDB(键数小径大径键宽)832287；d235mm，花键规格 NdDB(键数小径大径键宽)8403510；d340mm，花键规格NdDB(键数小径大径键宽)845 4012。综上对传动轴直径估算结果如下轴直径28 35 40 花键632 287 6 403510 6454012 2.3 估算传动齿轮模数参考设计指导P36 中齿

17、轮模数的初步计算公式初定齿轮的模数按齿轮弯曲疲劳的估算mw 32 3ZnNjmm按齿面点蚀的估算A 370 3jnNmmmj=*2iizzA式中 N 该轴传递功率（KW）；N=dN；从电机到该传动轴间传动件的传动效率（不计轴承上的效率）；jn大齿轮的计算转速（r/min）；Z 所算齿轮的齿数；名师资料总结-精品资料欢迎下载-名师精心整理-第 11 页，共 33 页 -贵州大学机制082 班课程设计说明书12 A齿轮中心距同一变速组中的齿轮取同一模数，按工作负荷最重（通常是齿数最小）的齿轮进行计算，然后取标准模数值作为该变速组齿轮的模数。据设计指导P32 取每两传动轴间传动件的传动效率 0.97

18、 传动组 a 中按齿轮弯曲疲劳的估算mw 32 3ZnNjmm=32 32475096.041.91mm按齿面点蚀的估算A 370 3jnNmm 370337596.0480.35mmmj*112zzAmm7235.8022.23mm 取标准模数m2.5mm 传动组 b 中按齿轮弯曲疲劳的估算mw 32 3ZnNjmm=32 31937597.096.042.58 mm按齿面点蚀的估算A 370 3jnNmm370313297.096.04112.6mmmj*332zzAmm726.11223.13mm 取标准模数m4mm 传动组 c 中按齿轮弯曲疲劳的估算mw 32 3ZnNjmm=32 3

19、1837597.097.096.042.60mm按齿面点蚀的估算名师资料总结-精品资料欢迎下载-名师精心整理-第 12 页，共 33 页 -贵州大学机制082 班课程设计说明书13 A 370 3jnNmm 37039597.097.096.04124.43mmmj*662zzAmm9043.12422.77mm 取标准模数m3mm 2.4 片式摩擦离合器的选择及计算2.4.1决定外摩擦片的内径0d结构为轴装式，则外摩擦片的内径0d比安装轴的轴径D 大 26 mm 有0dD+(26)36+(26)3842mm 取0d42mm2.4.2选择摩擦片尺寸参考设计指导P41 表摩擦片尺寸及花键规格自行

20、设计摩擦片的尺寸如图所示2.4.3 计算摩擦面对数Z zKZKvKmdpfMnK)D(10123033/式中 Mn额定动扭矩；Mn 9550jnN955096.0750448.90Nm K1.31.5；取 K1.3；f摩擦片间的摩擦系数；查设计指导表12 f 0.6（摩擦片材料10 钢，油6内摩擦片外摩擦片厚度 1.524909890383242名师资料总结-精品资料欢迎下载-名师精心整理-第 13 页，共 33 页 -贵州大学机制082 班课程设计说明书14 润）P 摩擦片基本许用比压；查设计指导表12 P 1.0MPa（摩擦片材料10钢，油润）；D摩擦片内片外径mm；0d外摩擦片的内径mm

21、；VK速度修正系数；根据平均圆周速度（1.62 m/s）查设计指导表13 近似取为 1.3；mK结合次数修正系数；查设计指导表13 取为 0.84；zK接合面修正系数；把数据代入公式得zKZ10.8 查设计指导表13 取 Z14 2.4.4 计算摩擦片片数摩擦片总片数（Z 1）15 片2.4.5 计算轴向压力Q Q)(40202dDpKv)4290(40220.81.2 478N 2.5V 带的选择及计算2.5.1 初定中心距0a由前面部分V 带轮直径的选择结合公式有0a（0.62）（1d2d）（0.6 2）（118224）205.2 684 mm取0a500 mm 2.5.2 确定 V 带计

22、算长度L 及内周长NL0L20a0212214)()(2adddd名师资料总结-精品资料欢迎下载-名师精心整理-第 14 页，共 33 页 -贵州大学机制082 班课程设计说明书15 25005004)118224()224118(22 1542.8 mm 据设计指导P30 表计算长度取L 1625 mm，内周长NL1600 mm。2.5.3 验算 V 带的挠曲次数Lmv100040 次/s 式中 m带轮个数；把数据代入上式得 10.9540 次/s，数据可用。2.5.4 确定中心距a a0a20LL50028.15421625541.1 mm 取 a542 mm 2.5.5 验算小带轮包角1

23、1o180oadd3.5712o180o3.57542118224o8.168o120满足要求。2.5.6 计算单根 V 带的额定功率rP由1d118min 和1n1440r/min,查机械设计表84a 得0P=1.76KW；据1n1440r/min 和 i2.23 和 A 型带，查机械设计表84b 得0P=0.17KW；查机械设计表85 得K0.98；查机械设计表82 得 机械设计表85 得LK0.99；有rP（0P0P）KLK（1.760.17）0.980.99 1.87 2.5.7 计算 V 带的根数名师资料总结-精品资料欢迎下载-名师精心整理-第 15 页，共 33 页 -贵州大学机制

24、082 班课程设计说明书16 ZcaP/rP=4.4/1.872.35 取 Z3 根三、结构设计3.1 带轮的设计根据 V 带计算，选用3 根 A 型 V 带。由于轴安装摩擦离合器及传动齿轮，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用卸荷式带轮结构输入。如图所示，带轮支承在轴承外圆上，而两轴承装在与箱体固定的法兰盘上，扭矩从端头花键传入。3.2 主轴换向机构的设计主轴换向比较频繁，才用双向片式摩擦离合器。这种离合器由内摩擦片、外摩擦片、滑动套筒、螺母、钢球和空套齿轮等组成。离合器左右两部门结构是相同的。左离合器传动主轴正转，用于切削加工。需要传递的转矩较大，片数较多。右离合器用来传动主轴反转，

25、主要用于退回，片数较少。这种离合器的工作原理是，内摩擦片的花键孔装在轴的花键上，随轴旋转。外摩擦片的孔为圆孔，直径略大于花键外径。外圆上有4 个凸起，嵌在空套齿轮的缺口之中。内外摩擦片相间安装。移动套筒4 时，钢球沿斜面向中心移动并使滑块3、螺母 1向左移动，将内片与外片相互压紧。轴的转矩便通过摩擦片间的摩擦力矩传递给齿轮，名师资料总结-精品资料欢迎下载-名师精心整理-第 16 页，共 33 页 -贵州大学机制082 班课程设计说明书17 使主轴正传。同理，当滑块7、螺母 8 向右时，使主轴反转。处于中间位置时，左、右离合器都脱开，轴以后的各轴停转。摩擦片的间隙可通过放松销6 和螺母 8 来进

26、行调整。摩擦片的轴向定位是由两个带花键孔的圆盘实现。其中一个圆盘装在花键上，另一个装在花键轴的一个环形沟槽里，并转过一个花键齿，和轴上的花键对正，然后用螺钉把错开的两个圆盘连接起来。结构如下图所示876543213.3 制动机构的设计根据制动器的设计原理，将其安装在靠近主轴的较高转速的轴，在离合器脱开时制动主轴，以缩短辅助时间。此次设计采用带式制动器。该制动器制动盘是一个钢制圆盘，与轴用花键联接，周边围着制动带。制动带是一条刚带，内侧有一层酚醛石棉以增加摩擦。制动带的一端与杠杆连接。另一端与箱体连接。为了操纵方便并保证离合器与制动器的联锁运动，采用一个操纵手柄控制。当离合器脱开时，齿条处于中间

27、位置，将制动带拉紧。齿条轴凸起的左、右边都是凹槽。左、右离合器中任一个结合时，杠杆都按顺时针方向摆动，使制动带放松。名师资料总结-精品资料欢迎下载-名师精心整理-第 17 页，共 33 页 -贵州大学机制082 班课程设计说明书18 3.4 齿轮块的设计机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。根据各传动轴的工作特点，基本组(传动组 b)滑移齿轮采用平键联接装配式齿轮，固定齿轮用独立式；第一扩大组(传动组 a)的滑移齿轮采用了整体式滑移齿轮；第二扩大组(传动组c)传动转矩较大用平键联接装配式齿轮，此时平键传递转矩，弹性挡圈轴向固定，简单、工艺性好、结构方便。所有滑移齿轮与传动轴间均采用花键联接。从

28、工艺角度考虑，其他固定齿轮（主轴上的齿轮除外）也采用花键联接。由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联接。由各轴的圆周速度参考设计指导P53,轴间传动齿轮精度为877Dc，轴间齿轮精度为766 Dc。齿轮材料为45 钢，采用整体淬火处理。根据前面初估的模数计算齿轮直径由于轴基本组的大齿轮会和离合器相干涉（相碰），因而对第一扩大组的齿轮模数进行调整，调为 m=4mm,并取为统一模数。各齿轮参数如下表齿轮Z1*1Z2Z*2Z3Z*3Z4Z齿数24 48 42 30 19 53 24 nj750 375 750 1060 375 132 375 分度圆直径96 192 168 120 76

29、212 96 齿顶圆直径104 200 176 128 84 220 104 齿底圆直径86 182 158 110 66 202 86 名师资料总结-精品资料欢迎下载-名师精心整理-第 18 页，共 33 页 -贵州大学机制082 班课程设计说明书19 齿轮宽32 30 30 32 32 30 32 齿轮*4Z5Z*5Z6Z*6Z7Z*7Z齿数48 30 42 60 30 18 72 nj190 375 265 132 265 375 95 分度圆直径192 120 168 240 120 72 288 齿顶圆直径200 128 176 248 128 80 296 齿底圆直径182 110

30、 158 230 110 62 278 齿轮宽30 32 30 30 32 33 30 3.5 轴承的选择为了方便安装，轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径，均采用深沟球轴承。为了便于装配和轴承间隙调整，、轴均采用圆锥滚子轴承。滚动轴承均采用E级精度。3.6 主轴组件的设计3.6.1 各部分尺寸的选择3.6.1.1 主轴通孔直径参考设计指导P5，取主轴通孔直径d37mm。3.6.1.2 轴颈直径据前面的估算主轴前轴颈直径D1=80mm，后轴颈直径D2=60mm。3.6.1.3 前锥孔尺寸据车床最大回转直径320mm，参考设计指导P61 表莫氏锥度号选5；其标准莫氏锥度尺寸如下简图莫氏号大

31、端 直 径D 锥度LdD长度名师资料总结-精品资料欢迎下载-名师精心整理-第 19 页，共 33 页 -贵州大学机制082 班课程设计说明书20 LdD5 44.399 1：19.022 130 3.6.1.4 头部尺寸的选择采用短圆锥式的头部结构，悬伸短，刚度好。参考设计指导P63 的图及 P64 表的主轴头部尺寸如下图所示522211310104.86,613582.56315.9+0.010077 303.6.1.5 支承跨距及悬伸长度为了提高刚度，应尽量缩短主轴的悬伸长度a，适当选择支承跨距L。取 L/a3.24，由头部尺寸取a100mm 则 L324mm。3.6.2 主轴轴承的选择为

32、提高刚度，主轴采用三支承，前支承和中支承为主要支承，后支承为辅助支承。这名师资料总结-精品资料欢迎下载-名师精心整理-第 20 页，共 33 页 -贵州大学机制082 班课程设计说明书21 是因为主轴上的传动齿轮集中在前部；容易满足主轴的最佳跨距要求；箱体上前、中支承的同轴度加工容易保证，尺寸公差也易控制。前轴承选用一个型号为32316 的圆锥滚子轴承，中轴承选一个用型号为30214 的圆锥滚子轴承，后轴承选用一个型号为6312 深沟球轴承。前轴承D 级精度，中轴承E 级精度，后轴承 E 级精度。前轴承内圈配合为k5，外圈配合为M6；中轴承内圈配合为js5，外圈配合为 K6；后轴承内圈配合为j

33、s6，外圈配合为H7。3.7 润滑系统的设计主轴箱内采用飞溅式润滑，油面高度为65mm 左右，甩油环浸油深度为10mm 左右。润滑油型号为：IIJ30。卸荷皮带轮轴承采用脂润滑方式。润滑脂型号为：钙质润滑脂。3.8 密封装置的设计轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用皮碗式接触密封。而主轴直径大、线速度较高，则采用了非接触式密封。卸荷皮带轮的润滑采用毛毡式密封，以防止外界杂物进入。详见展开图。四、传动件的验算4.1 传动轴的验算轴的刚度较低，故而在此处进行验算。其受力简化如下图所示320168FrRCRABACabT1T22T1T=9.55610nN9.5561075096.04488

34、96 Nmm 齿轮受到的径向力rF22Ttan/1d248896tano20/96370.8 N 对于传动轴主要验算轴上装齿轮和轴承处的挠度y 和倾角。轴上有一段为花键轴，但长度在轴上的比例不大，全轴按圆轴算。轴平均直径求的d28mm，则名师资料总结-精品资料欢迎下载-名师精心整理-第 21 页，共 33 页 -贵州大学机制082 班课程设计说明书22 截面惯性矩I644d6428430171.94mm按设计指导P34 有关公式计算对 B 点yrF22ba/3EIl4889.30171101.231683208.3708221.16410mm 查设计指导P33 表对一般传动轴许用挠度 Y（0.

35、0003 0.0005）l（0.0003 0.0005）4480.1464 0.244 mm；对装有齿轮的轴许用挠度 Y （0.01 0.03）m（0.01 0.03）40.04 0.12 mm；满足要求。BEIlFab3）（ab4889.30171101.233201681683208.3708）（3.27710rad 查设计指导P33 表许用 0.001rad 满足要求。对 A 点AEIlbaFab6)2(4889.30171101.2616823201683208.3708）（7.05710rad 对 C 点AEIlabFab6)2(4889.30171101.2632021681683

36、208.3708）（8.68710rad 查设计指导P33 表许用 0.001rad 满足要求。综上，轴的刚度满足要求。4.2 键的验算名师资料总结-精品资料欢迎下载-名师精心整理-第 22 页，共 33 页 -贵州大学机制082 班课程设计说明书23 4.2.1 花键的验算花键键侧工作表面的挤压应力为lzdDTjy)(822maxjy 式中：jy计算挤压应力；Mp maxT花键传递的最大扭矩；Nm m maxTjnN61055.9，N该轴传递的最大功率，jn该轴的计算转速；D、d 花键的外径和内径；mm z 花键的齿数；l工作长度；mm 载荷分布不均匀系数，0.70.8；取0.75jy许用挤

37、压应力，查机械设计表63，jy100 140Mp，取 jy 130 Mp；对轴花键maxT75096.041055.9648896 Nm m 对轴装离合器处花键D36mm d32 mm z6 l18 mm 则75.0618)2832(48896822jy20.1 Mp jy 满足要求。对轴装带轮处花键D30mm d26mm z6 l40 mm 则75.0640)2630(48896822jy9.7Mp jy 满足要求。所以轴花键满足要求。名师资料总结-精品资料欢迎下载-名师精心整理-第 23 页，共 33 页 -贵州大学机制082 班课程设计说明书24 对轴花键maxT37597.096.04

38、1055.9694858 Nm m D40mm d35mm z6 l70 mm 则75.0670)3540(94858822jy6.4Mp jy 满足要求。对轴花键maxT13298.097.096.041055.96264094 Nm m D45mm d40mm z6 l110mm 则75.06110)4045(264094822jy10.0 Mp jy 满足要求。4.2.2 平键的验算普通平键的强度条件pkldT3102p 式中：p计算挤压应力；Mp T传递的转矩；Nm k键与轮毂槽的接触高度，k0.5h，此处 h 为键的高度；mm l键的工作长度；mm d轴的直径；mm p键、轴、轮毂三

39、者中最弱材料的许用挤压应力，查机械设计表62，此处键、轴、轮毂三者材料都是钢p100 120M Mp，取 p110 Mp；对轴三联齿轮出A 型平键 bh=1610,L=56 名师资料总结-精品资料欢迎下载-名师精心整理-第 24 页，共 33 页 -贵州大学机制082 班课程设计说明书25 T48.896 Nm k0.5h0.5 105 mm lL-b=40 mm d53 mm 则p5340510896.48239.2 Mpp 满足要求。对轴三联齿轮出A 型平键 bh=1811,L=63 T94.858 Nm k0.5h0.5 115.5mm l45mm d63mm 则p63455.51085

40、8.942312.2 Mpp 满足要求。对轴三联齿轮出A 型平键T5.3398.097.096.041055.93 1040 Nm k0.5h0.5147mm l68mm d75 mm,bh=2214,L=80mm,则p756871010402358.3Mpp 满足要求。4.3 齿轮模数的验算按接触疲劳强度计算齿轮模数mjmj=163003221)1(jjmsbcdnizNKKKKimm 式中：N 传递的额定功率KW；jn 计算转速（小齿轮）；r/min m 齿宽系数；z1 计算齿轮齿数；i 大齿轮与小齿轮齿数之比，“+”用于外啮合，“”用于内啮合，此处为外啮合，故取“+”;sK 寿命系数：s

41、K=KTK nKNKq 名师资料总结-精品资料欢迎下载-名师精心整理-第 25 页，共 33 页 -贵州大学机制082 班课程设计说明书26 KT 工作期限系数：KT=mcTn060 T预定的齿轮工作期限，对中型机床 T=1500020000h；n 齿轮的最低转速；r/min c0 基准循环次数，查设计指导表3；m 疲劳曲线指数，查设计指导表3；K n 转速变化系数，查设计指导表4；KN 功率利用系数，查设计指导表5；Kq 材料强化系数，查设计指导表6；Kc 工作状况系数，中等冲击主运动，Kc=1.21.6；Kd 动载荷系数，查设计指导表8；Kb 齿向载荷分布系数，查设计指导表9；j 许用接触

42、应力，查设计指导表11；Mp 齿轮按弯曲疲劳强度计算齿轮模数mw mw=27531YnzNKKKKjwmsbcd其中 Y 齿形系数由设计指导表10 查得；w许用弯曲应力，查设计指导表11；Mp 验算结果如下表按接触疲劳强度验算算齿轮模数参数传动组 a 传动组 b 传动组 c N3.84 3.72 3.65 jn750 375 375 m7.5 7.5 7.5 z124 19 18 i 2 2.8 4 m3 3 3 名师资料总结-精品资料欢迎下载-名师精心整理-第 26 页，共 33 页 -贵州大学机制082 班课程设计说明书27 n750 375 132 T15000 15000 15000

43、KT4.07 3.23 2.28 sK1.44 0.88 0.81 c0710710710K n0.85 0.68 0.89 KN0.58 0.58 0.58 Kq0.76 0.73 0.73 Kc1.2 1.2 1.2 Kd1.3 1.4 1.2 Kb1.02 1.04 1.04 j1100 1100 1100 mj2.02 3.55 3.29 结论估算值可用估算值可用估算值可用齿轮按弯曲疲劳强度验算齿轮模数参数传动组 a 传动组 b 传动组 c N3.84 3.72 3.65 jn750 375 375 m7.5 7.5 7.5 z124 19 18 m6 6 6 n750 375 132

44、 T15000 15000 15000 名师资料总结-精品资料欢迎下载-名师精心整理-第 27 页，共 33 页 -贵州大学机制082 班课程设计说明书28 KT2.56 2.28 1.92 sK0.9 0.9 0.9 c0610261026102K n0.95 0.85 0.86 KN0.78 0.78 0.78 Kq0.77 0.75 0.75 Kc1.2 1.2 1.2 Kd1.3 1.4 1.2 Kb1.02 1.04 1.04 w320 320 320 Y0.42 0.386 0.378 mw1.83 3.09 3.01 结论估算值可用估算值可用估算值可用综上，估算的模数值可用。4.

45、4 轴承寿命的验算Lh=500)(PKKKKCflHHAnnpT 式中，Lh 额定寿命；h C 滚动轴承的额定动负荷；查机械设计课程设计第五章第三节常用滚动轴承部分；Nnf速度系数，nf=jn3100；AK 使用系数；查设计指南表2.419；寿命系数，对于球轴承：=3；对于滚子轴承：=10/3；pHK功率利用系数；查设计指南表2.420；名师资料总结-精品资料欢迎下载-名师精心整理-第 28 页，共 33 页 -贵州大学机制082 班课程设计说明书29 nHK 转速变化系数；查设计指南表2.421；lK 齿轮轮换工作系数，查设计指南表2.427；P 当量动载荷N;T 滚动轴承许用使用寿命，一般

46、取10000 15000h；对轴的6406 轴承受力如下图320168FrFr1Fr11rF488320rF4889.370320243N 2rF488168rF4889.370168127N 附加轴向力1S0.21rF48.6N 1S0.22rF25.4N 轴向载荷1aF1S 48.6N 2aF1S25.4N 1aF/1rF 0.2 查机械设计表13 5 X1 Y0 查机械设计表13 6 pf1.5 得1Ppf（X1rFY1aF）1.5243 364.5N 同理得2P190.5N 按1P计算查表及计算有C47500N nf0.375 AK1.1 pHK0.80 3 名师资料总结-精品资料欢迎

47、下载-名师精心整理-第 29 页，共 33 页 -贵州大学机制082 班课程设计说明书30 nHK 0.97 lK0.85 代入公式得Lh151641828hT 满足要求对轴的30208 轴承受力如下图Fr01Fr02Fr2Fr1142443164通过分析计算有01rF588.7N 02rF1487.2N 且两者相互垂直11rF443)142443(01rF 400N 12rF44316402rF550.6N 则1rF212211rrFF680.6N，同理2rF955.4N 附加轴向力1S0.41rF272.2N 1S0.42rF382.2N 轴向载荷1aF1S272.2N，2aF1S382.

48、2N 1aF/1rF0.4 查机械设计表13 5 X1 Y0 查机械设计表13 6 pf1.5 得1Ppf（X1rFY1aF）1.5680.6 1020.9N 同理得2P1433.1N 按2P计算查表及计算有C63000N nf0.5098 AK1.1 pHK0.80 10/3 nHK0.97 lK0.85 代入公式得Lh78259622hT 满足要求名师资料总结-精品资料欢迎下载-名师精心整理-第 30 页，共 33 页 -贵州大学机制082 班课程设计说明书31 同理对轴的30208 轴承满足要求。对主轴轴承当主（垂直）切削力zF与齿轮传递的力01rF在同一平面内且同向时主轴前轴承受力最大

49、，如下图所示，显然验算主轴的轴承寿命只验算前轴承的32316 型轴承。Fr2Fr1Fr01Fz100216108由10801rF424 zF324 2rF得2rF4632.9N 附加轴向力1S 0.42rF1853.16N2aF对 32316 型轴承 C388000N e=0.35 Y=1 查机械设计表13 5 X0.4 Y1 查机械设计表13 6 pf1.5 得2Ppf（X2rFY2aF）1.5(0.44632.91853.16)5559.48N 查表及计算有nf0.769 AK1.1 pHK0.80 10/3 nHK0.97 lK0.85 代入公式得Lh879306355hT 满足要求综上

50、验算完毕设计满足要求。名师资料总结-精品资料欢迎下载-名师精心整理-第 31 页，共 33 页 -贵州大学机制082 班课程设计说明书32 五、设计小结这次机械加工设备课程设计是对车床主轴变速箱进行设计，是我们第一次较全面的金属切削机床设计知识的综合运用，通过这次练习，使得我们对金属切削机床基础知识有了一个较为系统全面的认识，加深了对所学知识的理解和运用，将原来看来比较抽象的内容实现了具体化，初步掊养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用相关课程的理论，结合生产实际分析和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展了有关方面的知识。通过制订设计方案，合理选择各种参数，以及针对课程设计中出现的