车床主传动系统设计（毕业设计）

大连民族学院大连民族学院毕 业 设 计 (论 文) 专 业 ：机械设计制造及其自动化 班 级 ：机械104 姓 名 ： 学 号 ： 课 题 ：车床主传动系统设计 指导教师 ： 2014 年 6 月 10 日车床主传动系统设计摘要主传动系统设计是机床设计中非常重要的组成部分，本次设计主要由机床的级数入手，于结构式、结构网拟定，再到齿轮和轴的设计，再选择各种主传动配合件，对轴和齿轮及配合件进行校核，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，完成设计任务。本次突出了结构设计的要求，在保证机床的基本要求下，根据机床设计的原则，拟定机构式和结构网，对机床的机构进行精简，力求降低生产成本；主轴和齿轮设计在满足强度需要的同时，材料的选择也是采用折中的原则，没有选择过高强度的材料从而造成浪费。【关键词】车床、主传动系统、结构式、电动机。Abstract Main drive system design is Very important part of the Machine Design,The design of the series to start primarily by machine,In the structure, the structure network developed, to the design of gears and shafts,Choose a variety of main drive with the pieces of the shaft and gear, and checked with the parts ，design and motive of completion sport spread the lord to move the project"the structure turn" , 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 to complete design tasks.This highlights the structural design requirements,under the basic requirements for ensuring the machine ,According to the principles of machine tool design,Development of institutional and structural net,Streamlining of the machine tool sector,Strive to reduce production costs,No choice of materials resulting in high strength waste.【Keywords】lather, Main drive system,Structure , Electric motor. 目录 绪论11.主轴极限转速的确定22. 主动参数的拟定32.1确定传动公比32.2主电动机的选择43.普通车床的规格54.变速结构的设计54.1确定变速组及各变速组中变速副的数目54.2结构式的拟定54.3结构网的拟定84.4各变速组的变速范围及极限传动比94.5确定各轴的转速94.6绘制转速图104.7确定各变速组变速副齿数104.8绘制变速系统图125.传动件的设计135.1带轮的设计135.2传动轴的直径估算165.3确定各轴转速165.4传动轴直径的估算：确定各轴最小直径175.5键的选择、传动轴、键的校核186.各变速组齿轮模数的确定和校核206.1齿轮模数的确定：206.2齿轮的设计247.齿轮校验267.1齿轮强度校核267.1.1校核a组齿轮267.1.2 校核b组齿轮287.1.3 校核c组齿轮298.主轴组件设计318.1主轴的基本尺寸确定318.1.1外径尺寸D318.1.2主轴孔径d318.1.3主轴悬伸量a338.1.4支撑跨距L338.1.5主轴最佳跨距的确定338.2主轴刚度验算358.3主轴刚度验算368.4各轴轴承的选用的型号38谢辞38小结38参考文献39车床主传动系统设计绪论 机床的主传动系统的布局可分成集中传动和分离传动两种类型。主传动系统的全部变速结构和主轴组件集中装在同一个箱体内，称为集中传动布局；传动件和主轴组件分别装在两个箱体内，中间采用带或链传动，称为分离传动布局。    集中传动式布局的机床结构紧凑，便于实现集中操控，且只用一个箱体，但传动结构运转中的振动和热变形。当采用背轮传动时，皮带将高速直接传给主轴，运转平稳，加工质量好，低速时经背轮机构传动，转矩大，适应粗加工要求。因为机床的类型、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。本文设计的为普通车床的传动系统，根据不同的加工条件，对传动系统的要求也不尽相同，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，从而获得最优的参数，使机床设计的最为合理。1、 主传动系分类和传动方式 主传动系一般由动力源（如电动机）、变速装置及执行件（如主轴、刀架、工作台），以及开停、换向和制动机构等部分组成。动力源给执行件提供动力，并使其得到一定的运动速度和方向；变速装置传递动力以及变换运动速度；执行件执行机床所需的运动，完成旋转或直线运动。（一） 主传动系可按照不同的特征来分类：（1） 按驱动主传动的电动机类型可分为交流电动机驱动和直流电动机驱动。交流电动机驱动中又可分单速交流电动机或调速交流电动机驱动。调速交流电动机驱动又有多速交流电动机和无极调速交流电动机驱动。无极调速交流电动机通常采用变频调速的原理。（2） 按传动装置类型可分为机械传动装置、液压传动装置、电气传动装置以及它们的组合。（3） 按变速的连续性可分为分级变速传动和无级变速传动。2、变速机构    变速方式分为有级变速和无级变速。有级变速机构有下列几种：    ·交换齿轮变速机构 这种变速机构的变速简单，结构紧凑，主要用于大批量生产的自动或半自动机床，专用机床及组合机床等；    ·滑移齿轮变速机构 这种变速机构广泛应用于通用机床和一部分专用机床中；     ·离合器变速运动 在离合器变速机构中应用较多的有牙嵌式离合器，齿轮式离合器和摩擦片式离合器。    2、齿轮的布置与排列    ·变速组的滑移齿轮一般布置在主轴上，为了避免同一滑移齿轮变速组内两对齿轮同时啮合，两个固定齿轮的间距应大于滑移齿轮的总宽度，即留有一定的间隙（1-2mm), 如无特殊情况，应尽量缩小齿轮轴向排列尺寸。滑移齿轮的轴向位置排列通常有窄式和宽式两种，一般窄式排列轴向长度较小；    ·为了减小变速箱的尺寸，既需缩短轴向尺寸，又要缩短径向尺寸，它们之间往往是相互联系的，应该根据具体情况考虑全局，恰当地解决齿轮布置题目；    ·在强度答应的条件下，尽量选取较小的齿数和并使齿轮的降速传动比大于1/4。这样，既缩小了本变速组的轴间间隔，又不妨碍其它变速组的轴间间隔。    3、主传动的开停、制动装置    开停装置    开停装置是用来控制主轴的启动与停止的机构，开停方式有直接开、停电动机和离合器开、停两种。当电动机功率较少时，可直接开停电动机，当电动机功率较大时，可以用离合器实现主轴的启动和停止。    制动装置    在装卸工件、丈量被加工面尺寸、更换刀具及调整机床时，常希看机床主运动执行件尽快停止运动。所以主传动系统必须安装制动装置，一般可采用电机反接制动，闸带制动，闸瓦制动。1.主轴极限转速的确定机床技术参数有主参数和基本参数，它们是结构设计和运动传动的依据。基运动参数、尺寸参数和动力参数构成基本参数。主轴的最高转速与最低转速的确定，应该在分析所设计机床几种典型加工方式的切削用量和参考现有同类型机床的技术性能的基础上，并按照“技术上先进，经济上合理”的原则进行。 由于通用性机床加工对象很广，不同工序所采用的切削用量相差悬殊，而且加工零件的尺寸变换也很大，所以要合理地确定其极限转速是一个复杂的任务，必须对有关加工工序和切削用量进行分析，在分析切削用量的过程中，应特别注意下列几点： 1.考虑先进加工方法，但所选的切削用量不应该是个别记录，而应该具有普遍性。 2.应考虑刀具材料的发展趋势。例如普通车到在大多数情况下已经采用硬质合金，目前陶瓷刀具也已开始应用等情况。 3.最高和最低转速不能仅用计算方法来确定。还应该和先进的同类机床比较，因为过大的转速范围不仅不能充分发挥其性能，而且还可能使结构无法实现。在传动系统拟定好以后，验算各主要传动件的最大圆周速度应不超过允许值。 通常主轴只须一种固定转速： = (rpm) 其中： 主轴转速（m/min）； 切削速度（m/min）； 工件或刀具直径。对于通用机床由于完成工序较广，又要适应一定范围的不同尺寸和不同材质零件的加工需要。要求主轴具有不同的转速（即应实现变速），故需确定主轴的变速范围，主运动可采用无级变速，也可采用有级变速，还应确定级数。普通车床采用最大速度的典型工序一般为用硬质合金车刀精车或半精车钢质轴类工件的外圆，取=200m/min。 采用最小速度的典型工序又以下几种情况： 1.在低速光车，要求获得粗糙度小于R3.2m； 2.精铰孔 3.加工各种螺纹及多头螺纹； 4.用高速钢车刀，对铸铁材料的盘类工件进行粗车端面工作，取=1.5m/min。 一般取计算直径： =0.5D =(0.20.25) 式中D为最大工件回转直径，即主参数(mm)。 当典型工序为铰孔或加工螺纹时，应按在车床上常用最大铰孔直径或经常加工的最大螺纹直径作为最大计算直径，根据调研可推荐：0.2 ,(为刀架上最大工件回转直径） 故 =1273r/min，取=1500 r/min； =2.38r/min， 取=3r/min； 与本次设计给定的参数相差不大，取计算值。2. 主动参数的拟定2.1确定传动公比 根据机械制造装备设计公式（3-2）因为已知 Z=+1 =1.411根据机械制造装备设计表3-5 标准公比。这里我们取标准公比系列=1.41.因为=1.41=1.06，根据机械制造装备设计表3-6标准数列。首先找到最小极限转速3，再每跳过5个数（1.26=1.06）取一个转速，即可得到公比为1.41的数列：3、4.25、6.0、8.5、11.8、17、23.6、33.5、47.5、67、95、132、190、265、375、530、750、1060、1500。 2.2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=3.2mm。采用车刀具，可转位外圆车刀，刀杆尺寸：16mm25mm。刀具几何参数：=15，=6，=75，=15，=0，=-10，b=0.3mm，r=1mm。现以确定粗车是的切削用量为设计： 确定背吃刀量和进给量f，根据切削加工简明实用手册表8-50， 取4mm，f取1 。 确定切削速度，参切削加工简明实用手册表8-57，取V=2。 机床功率的计算，主切削力的计算 根据切削加工简明实用手册-表8-59和表8-60，主切削力的计算公式及有关参数：F=9.81 =9.8127040.920.95 =4495.4（N） 切削功率的计算 =4495.4×2×=9kw； 取机床的效率为0.85， 根据机械设计课程设计手册表12-1 Y系列（IP44）电动机的技术数据,Y系列（IP44）电动机为一般用途全封闭自扇冷式笼型异步电动机，具有防尘埃、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，B级绝缘，工业环境温度不超过+40，相对湿度不超过95%，海拔高度不超过1000m，额定电压380V，频率50Hz。适用于无特殊要求的机械上，如机床，泵，风机，搅拌机，运输机，农业机械等。 根据以上要求，选取Y160M-4型三相异步电动机，额定功率11kW,满载转速1460，质量123kg。3.普通车床的规格 根据以上的计算和设计任务书可得到本次设计车床的基本参数： 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数表工件最大回转直径(mm)最高转速()最低转速()电机功率P（kW）公比转速级数Z200150031.11.41124.变速结构的设计 分级变速主传动设计的内容和步骤如下：根据已确定的主变速传动系的运动参数，拟定结构式，转速图，包括变速型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个变速系统的确定。合理分配各变速组中各传动副的传动比，确定齿轮齿数和带轮直径等，绘制主变速传动系图。变速方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定变速方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。4.1确定变速组及各变速组中变速副的数目级数为Z的变速系统由若干个顺序的变速组组成，各变速组分别有、个变速副。即变速副中由于结构的限制以2或3为合适，即变速级数Z应为2和3的因子： ，可以有三种方案： 4.2结构式的拟定 对于12=3×2×2传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为： 根据主变速系统设计的一般原则： 传动副前多后少的原则； 主变速传动系从电动机到主轴，通常为降速传动，接近电动机的传动转速较高， 传动的转矩较小，尺寸小一些，反之，靠近主轴的传动件转速较低，传递的转矩较大，尺寸就较大。因此在拟定主变速传动系时，应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面，传动副数少的变速组放在后面，使主变速传动系中更多的传动件在高速范围内工作，尺寸小一些，以节省变速箱的造价，减小变速箱的外形尺寸； 传动顺序与扩大顺序相一致的原则； 比较两组变速方案 和 结构图如下页： 通过两种方案的比较，后一种方案因第一扩大组在最前面，轴的转速范围比前种方案大，如两种方案轴的最高转速一样，后一种方案轴的最低转速较低，在传递相等功率的情况下，受的转矩较大，传动件的尺寸也就比前种方案大。 变速组的降速要前慢后快，中间轴的速度不易超过电动机的转速； 根据以上的原则我们最终确定的传动方案是：4.3结构网的拟定 根据中间变速轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下：传动系的结构网4.4各变速组的变速范围及极限传动比 传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围：在降速传动时，为防止被动齿轮的直径过大而使进径向尺寸过大，常限制最小传动比，1/4，升速传动时，为防止产生过大的振动和噪音，常限制最大传动比，斜齿轮比较平稳，可取，故变速组的最大变速范围为/810。 主轴的变速范围应等于住变速传动系中各个变速组变速范围的乘积，即： 检查变速组的变速范围是否超过极限值时，只需检查最后一个扩大组。因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其他变速组就不会超过极限值。 其中， ，符合要求4.5确定各轴的转速 总降速变速比的分配总降速变速比 又电动机转速不符合转速数列标准，因而增加一定比变速副。 确定变速轴轴数变速轴轴数 = 变速组数 + 定比变速副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。 在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按变速顺序依次设为、（主轴）。与、与、与轴之间的变速组分别设为a、b、c。现由（主轴）开始，确定、轴的转速。先来确定轴的转速变速组c 的变速范围为，故两个传动副的传动比必然是两个极限值： 、结合结构式，轴转速有以下几种可能：180、250、355、500、710、1000轴转速的确定 变速组b的级比指数为3，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致变速比太小，可取 轴的转速确定为：500、710、1000。定轴的转速 对于轴，其级比指数为1,可取： = = = 确定轴转速为1000，电动机于轴的定变传动比为1460/1000=1.464.6绘制转速图 转速图4.7确定各变速组变速副齿数确定齿轮齿数的原则和要求： 齿轮的齿数和不应过大；齿轮的齿数和过大会加大两轴之间的中心距，使机床结构庞大，一般推荐100200. 最小齿轮的齿数要尽可能少；但同时要考虑：最小齿轮不产生根切，机床变速箱中标准直圆柱齿轮，一般最小齿数18；受结构限制的最小齿轮最小齿数应大于1820；齿轮齿数应符合转速图上传动比的要求：实际传动比（齿数之比）与理论传动比（转速图上要求的传动比）之间又误差，但不能过大，确定齿轮数所造成的转速误差，一般不应超过10%（-1）%，即%-要求的主轴转速；-齿轮传动实现的主轴转速；齿轮齿数的确定，当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和及小齿轮的齿数可以从机械制造装备设计表3-9中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于1820。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。 根据机械制造装备设计,查表3-9各种常用变速比的使用齿数。变速组a: =1 =1/=1/1.41 =1/2确定最小齿轮的齿数及最小齿数和 该变速组内的最小齿轮必在i=1/2的齿轮副中，根据结构条件，假设最小齿数为=22时，查表得到 =66。找出可能采用的齿数和诸数值 =1 =60、62 =1.41 =60、63 =2 =60、63 在具体结构允许下，选用较小的 为宜，现确定=72， 确定各齿数副的齿数 i=2，找出=24， =-=72-24=48； i=1.41，找出=30，=-=42； i=1 ，找出=36，=36；变速组b的齿数确定： =1 =1/=1/2.82故变速组中最小齿轮必在1/的齿轮副中，假设最小齿数为=22，=84，同上，去=84，查得=22，=42；=62，=42。变速组c齿数确定 同上可得=30，=18，60，=72。4.8绘制变速系统图5.传动件的设计5.1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=1460r/min,传递功率P=11kW,传动比i=1.46，两班制，一天运转16小时，工作年数10年。(1)选择三角带的型号由机械设计表8-7工作情况系数查的共况系数=1.2。故根据机械设计公式（8-21） 式中P-电动机额定功率， -工作情况系数 因此根据、由机械设计 图8-11普通V带轮型图选用B型。(2)确定带轮的基准直径，带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径不宜过小，即。查机械设计表8-8、图8-11和表8-6取主动小带轮基准直径=140。由机械设计公式(8-15a) 式中：-小带轮转速，-大带轮转速，-带的滑动系数，一般取0.02。故 ，由机械设计表8-8取圆整为200mm。(3)验算带速度V，按机械设计式（8-13）验算带的速度V= 所以，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： 根据机械设计经验公式（8-20）0.7（140+200）2（140+200）238680 取=600mm.(5)三角带的计算基准长度 由机械设计公式（8-22）计算带轮的基准长度 =1735.3由机械设计表8-2，圆整到标准的计算长度 L=1800mm(6)确定实际中心距 按机械设计公式（8-23）计算实际中心距 A=+=600+=632.35mm(7)验算小带轮包角 根据机械设计公式（8-25） ，故主动轮上包角合适。(8)确定三角带根数根据机械设计式（8-26）得 查表机械设计表8-4d由 i=1.46和得= 0.15KW 查表机械设计表8-5，=0.98；查表机械设计表8-2，长度系数=0.92 所以取 根(9)计算预紧力 查机械设计表8-3，q=0.1kg/m 由机械设计式（8-27）其中： -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 = 1460r/min = 10.7m/s。 （10）计算作用在轴上的压轴力 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（机械制图图8-14a）、腹板式（机械制图图8-14b）、孔板式（机械制图图8-14c）、椭圆轮辐式（机械制图图8-14d）。V带轮的结构形式与基准直径有关，当带轮基准直径（d为安装带轮的轴的直径，mm）时。可以采用实心式，当可以采用腹板式，时可以采用孔板式，当时，可以采用轮辐式。 带轮宽度：。 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带型号相对应，见机械制图表8-10. 槽型与相对应得B14.03.5010.811.5V带轮的轮槽与所选的V带型号 V带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使V带工作面夹角发生变化。为了使V带的工作面与大论的轮槽工作面紧密贴合，将V带轮轮槽的工作面得夹角做成小于。 V带安装到轮槽中以后，一般不应该超出带轮外圆，也不应该与轮槽底部接触。为此规定了轮槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高度。 轮槽工作表面的粗糙度为。V带轮的技术要求 铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有傻眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补；转速高于极限转速的带轮要做静平衡，反之做动平衡。其他条件参见中的规定。5.2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。5.3确定各轴转速 确定主轴计算转速： 计算转速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。根据机械制造装备设计表3-10，主轴的计算转速为各变速轴的计算转速： 轴的计算转速可从主轴125r/min按72/18的变速副找上去，轴的计算转速为180r/min； 轴的计算转速为500r/min； 轴的计算转速为1000r/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。 变速组c中，18/72只需计算z = 18 的齿轮，计算转速为500r/min； 变速组b计算z = 22的齿轮，计算转速为500r/min； 变速组a应计算z = 24的齿轮，计算转速为1000r/min。核算主轴转速误差 所以合适。5.4传动轴直径的估算：确定各轴最小直径 根据机械设计手册表7-13，并查金属切削机床设计表7-13得到取1. 轴的直径：取 轴的直径：取 轴的直径：取 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；-该传动轴的计算转速（）； -传动轴允许的扭转角（）。当轴上有键槽时，d值应相应增大45%;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值见机械设计手册表7-12。和为由键槽并且轴为空心轴，和为花键轴。根据以上原则各轴的直径取值：，和在后文给定，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。按规定，矩形花键的定心方式为小径定心。查机械设计手册 的矩形花键的基本尺寸系列，轴花键轴的规格；轴花键轴的规格。各轴间的中心距的确定：； ；5.5键的选择、传动轴、键的校核查机械设计手册表6-1选择轴上的键，根据轴的直径，键的尺寸选择，键的长度L取22。主轴处键的选择同上，键的尺寸为，键的长度L取100。7.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或当量直径。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金属切削机床设计表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。 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最大挠度：查机械制造装备设计表3-12许用挠度 ； 。 轴、轴的校核同上。键和轴的材料都是钢，由机械设计表6-2查的许用挤压应力,取其中间值，。键的工作长度，键与轮榖键槽的接触高度。由机械设计式（6-1）可得 可见连接的挤压强度足够了，键的标记为：6.各变速组齿轮模数的确定和校核6.1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金属切削机床设计表7-17进行估算模数和，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23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，查机械设计表10-8齿轮精度选用7级精度，再由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40C(调质)，硬度为280HBS：根据金属切削机床设计表7-17；有公式：齿面接触疲劳强度：齿轮弯曲疲劳强度：、a变速组：分别计算各齿轮模数，先计算最小齿数28的齿轮。 齿面接触疲劳强度：其中: -公比 ； = 2； P-齿轮传递的名义功率；P = 0.9611=10.56KW； -齿宽系数=； -齿轮许允接触应力，由金属切削机床设计图7-6按MQ线查取; -计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2。=650MPa， 根据画法几何及机械制图表10-4将齿轮模数圆整为5mm 。齿轮弯曲疲劳强度：其中: P-齿轮传递的名义功率；P = 0.9611=10.56KW； -齿宽系数=； -齿轮许允齿根应力，由金属切削机床设计图7-11按MQ线查取； -计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2； ，根据画法几何及机械制图表10-4将齿轮模数圆整为2.5mm 。所以于是变速组a的齿轮模数取m = 5，b =40mm。轴上主动轮齿轮的直径： 。轴上三联从动轮齿轮的直径分别为： 、b变速组：确定轴上另两联齿轮的模数，先计算最小齿数18的齿轮。 齿面接触疲劳强度：（公式见a变速组）其中: -公比 ； =2.82； P-齿轮传递的名义功率；P = 0.92211=10.142KW； -齿宽系数=； -齿轮许允接触应力，由金属切削机床设计图7-6按MQ线查取; -计算齿轮计算转速;K-载荷系数取1.2。=650MPa， 根据画法几何及机械制图表10-4将齿轮模数圆整为5mm 。 齿轮弯曲疲劳强度：其中: P-齿轮传递的名义功率；P =0.92211=10.142KW； -齿宽系数=； -齿轮许允齿根应力，由金属切削机床设计图7-11按MQ线查取；-计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2。， 根据画法几何及机械制图表10-4将齿轮模数圆整为3mm 。所以 于是变速组b的齿轮模数取m = 5mm，b = 40mm。 轴上主动轮齿轮的直径： 轴上三联从动轮齿轮的直径分别为：、c变速组： 为了使传动平稳，所以使用斜齿轮，取，螺旋角。计算中心距a，修正螺旋角，因值改变不多，所以参数，等值不必修正。 所以轴上两联动主动轮齿轮的直径分别为： 轴上两从动轮齿轮的直径分别为： 、标准齿轮参数：从机械原理表5-1查得以下公式齿顶圆直径 ； 齿根圆直径；分度圆直径 ；齿顶高 ；齿根高 ； 齿轮的具体值见下表：表5.1齿轮尺寸表 （单位：mm）齿轮齿数z模数分度圆直径d齿顶圆直径齿根圆直径齿顶高齿根高245120130107.556.25305150160137.556.25365180190167.556.25485240250227.556.25425210220197.556.25365180190167.556.2522511012097.556.25425210220197.556.25425210220197.556.25625310320307.556.2518592.79102.7980.2956.25605309.3319.3296.856.25725371.2381.2358.256.25305154.67164.67142.1756.256.2齿轮的设计 由公式得：轴主动轮齿轮；轴主动轮齿轮；轴主动轮齿轮；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，应使主动轮比从动轮齿宽大（510mm）。所以：， ，。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。当齿顶圆直径时，可以做成实心式结构的齿轮。当时，可做成腹板式结构，再考虑到加工问题，现决定把齿轮9、12和13做成腹板式结构。其余做成实心结构。根据机械设计图10-39（a）齿轮8、10、12和13结构尺寸计算如下：齿轮8结构尺寸计算， ；，C取12cm。齿轮10结构尺寸计算;； ； ，C取12cm。齿轮12结构尺寸计算，；，C取14cm。 齿轮13结构尺寸计算，；，C取14cm。 7.齿轮校验 在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮1，齿轮5，齿轮11这三个齿轮。7.1齿轮强度校核 计算公式：弯曲疲劳强度; 接触疲劳强度7.1.1校核a组齿轮弯曲疲劳强度；校核齿数为24的齿轮，确定各项参数,n=1000r/min,确定动载系数 齿轮精度为7级，由机械设计图10-8查得动载系数。由机械设计使用系数。确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数 查机械设计表10-4，得非对称齿向载荷分配系数；h=11.25； , 查机械设计图10-13得确定齿间载荷分配系数: 由机械设计表10-2查的使用， 由机械设计表10-3查得齿间载荷分配系数确定载荷系数: 查机械设计表 10-5 齿形系数及应力校正系数；计算弯曲疲劳许用应力 由机械设计图10-20(c)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 机械设计图10-18查得 寿命系数,取疲劳强度安全系数S = 1.3 ， 接触疲劳强度载荷系数K的确定：弹性影响系数的确定；查机械设计表10-6得查机械设计图10-21（d）得， 故齿轮1合适。7.1.2 校核b组齿轮弯曲疲劳强度；校核齿数为22的齿轮，确定各项参数,n=500r/min,确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计图10-8查得动载系数确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数查机械设计表10-4，插值法得非对称齿向载荷分配系数 ,查机械设计图10-13得确定齿间载荷分配系数: 由机械设计表10-2查的使用 ； 由机械设计表10-3查得齿间载荷分配系数确定动载系数: 查机械设计表 10-5齿形系数及应力校正系数、计算弯曲疲劳许用应力 由机械设计图10-20(c)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 机械设计图10-18查得 寿命系数,疲劳强度安全系数S = 1.3 ， 接触疲劳强度u=62/22=2.82；、载荷系数K的确定：、弹性影响系数的确定；查机械设计表10-6得、查机械设计图10-21（d）得， 故齿轮7合适。7.1.3 校核c组齿轮弯曲疲劳强度；校核齿数为18的齿轮，确定各项参数,n=500r/min,确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计图10-8查得动载系数确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数查机械设计表10-4，插值法得非对称齿向载荷分布系数， ,查机械设计图10-13得确定齿间载荷分配系数: 由机械设计表10-3齿间载荷分布系数，确定荷载系数: 查表 10-5 齿形系数及应力校正系数。 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 机械设计图10-18查得 寿命系数,疲劳强度安全系数S = 1.3 ， 接触疲劳强度载荷系数K的确定：弹性影响系数的确定；查机械设计表10-6得查机械设计图10-21（d）得， 故齿轮11合适。8.主轴组件设计 主轴的结构储存应满足使用要求和结构要求，并能保证主轴组件具有较好的工作性能。主轴结构尺寸的影响因素比较复杂，目前尚难于用计算法准确定出。通常，根据使用要求和结构要求，进行同型号筒规格机床的类比分析，先初步选定尺寸，然后通过结构设计确定下来，最后在进行必要的验算或试验，如不能满足要求可重新修改尺寸，直到满意为直。 主轴上的结构尺寸虽然很多，但起决定作用的尺寸是：外径D、孔径d、悬伸量a和支撑跨距L。8.1主轴的基本尺寸确定8.1.1外径尺寸D主轴的外径尺寸，关键是主轴前轴颈的（前支撑处）的直径。选定后，其他部位的外径可随之而定。一般是通过筒规格的机床类比分析加以确定。320mm车床，P=7.5KW查机械制造装备设计表3-13，前轴颈应,初选,后轴颈取,8.1.2主轴孔径d 中型卧式车床的主轴孔径，已由d=48mm,增大到d=60-80mm,当主轴外径一定时，增大孔径受到一下条件的限制，1、结构限制；对于轴径尺寸由前向后递减的主轴，应特别注意主轴后轴颈处的壁厚不允许过薄，对于中型机床的主轴，后轴颈的直径与孔径之差不要小于，主轴尾端最薄处的直径不要小于。2、刚度限制；孔径增大会削弱主轴的刚度，由材料力学知，主轴轴端部的刚度与截面惯性矩成正比，即：据上式可得出主轴孔径对偶刚度影响的 ，有图可见当时，说明空心主轴的刚度降低较小。当时，空心主轴刚度降低了24%，因此为了避免过多削弱主轴的刚度，一般取。主轴孔径d确定后，可根据主轴的使用及加工要求选择锥孔的锥度。锥孔仅用于定心时，则锥孔应大些，若锥孔除用于定心，还要求自锁，借以传递转矩时，锥度应小些，我这里选用莫氏六号锥孔。初步设定主轴孔径d=60mm，主轴孔径与外径比为0.6。8.1.3主轴悬伸量a 主轴悬伸量的大小往往收结构限制，主要取决于主轴端部的结构形式及尺寸、刀具或夹具的安装方式、前轴承的类型及配置、润滑与密封装置的结构尺寸等。主轴设计时，在满足结构的前提下，应最大限度的缩短主轴悬伸量a。根据结构,定悬伸长度。8.1.4支撑跨距L 当前，多数机床的主轴采用前后两个支撑，结构简单，制造、装配方便，容易保证精度，但是，由于两支撑主轴的最佳支距一般较短，结构设计难于实现，故采用三支撑结构。要比前后支距地影响大得多，因此，需要合理确定。为了使主轴组件获得很高的刚度可抗震性，前中之距可按两支撑主轴的最佳只距来选取。 由于三支撑的前后支距对主轴组件的性能影响较小，可根据结构情况适当确定。如果为了提高主轴的工作平稳性，前后支距可适当加大，如取。采用三支撑结构时，一般不应该把三个支撑处的轴承同时预紧，否则因箱孔及有关零件的制造误差，会造成无法装配或影响正常运作。因此为了保证主轴组件的刚度和旋转精度，在三支撑中，其中两个支撑需要预紧，称为紧支撑；另外一个支撑必须具有较大的间隙，即处于“浮动”状态，称为松支撑，显然，其中一个紧支撑必须是前支撑，否则前支撑即使存有微小间隙，也会使主轴组件的动态特性大为降低。试验表明，前中支撑为紧支撑、后支撑位松支撑，要比前后支撑位紧支撑、中支撑为松支撑的结构静态特性显著提高。8.1.5主轴最佳跨距的确定 考虑机械效率，主轴最大输出转距.床身上最大加工直径约为最大回转直径的50到60%,即加工工件直径取为160mm,则半径为0.08. 2计算切削力 前后支撑力分别设为,. 轴承刚度的计算根据式结构设计（方键主编）（6-1）有： 查结构设计（方键主编）表6-11得轴承根子有效长度、球数和列数： 再带入刚度公式： ；主轴当量直径