机床主轴箱设计.doc

此文档收集于网络，如有侵权，请联系网站删除1 机床主要技术参数： （1） 尺寸参数：床身上最大回转直径： 400mm刀架上的最大回转直径： 200mm主轴通孔直径： 40mm主轴前锥孔： 莫式6号最大加工工件长度： 1000mm（2） 运动参数：根据工况，确定主轴最高转速有采用YT15硬质合金刀车削碳钢工件获得，主轴最低转速有采用W16Cr4V高速钢刀车削铸铁件获得。 nmax= 23.8r/min nmin= =1214r/min 根据标准数列数值表，选择机床的最高转速为1180r/min，最低转速为26.5/min 公比取1.41，转速级数Z=12。 （3） 动力参数：电动机功率4KW 选用Y112M-4型电动机2 确定结构方案：（1） 主轴传动系统采用V带、齿轮传动；（2） 传动形式采用集中式传动；（3） 主轴换向制动采用双向片式摩擦离合器和带式制动器；（4） 变速系统采用多联滑移齿轮变速。3 主传动系统运动设计：（1） 拟订结构式：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： A12=3*4 B. 12=4*3 C。12=3*2*2 D12=2*3*2 E。12=2*2*3 方案A、B可节省一根传动轴。但是，其中一个传动组内有四个变速传动副，增大了该轴的轴向尺寸。这种方案不宜采用。根据传动副数目分配应“前多后少”的原则，方案C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，此方案也不宜采用，而应选用方案D2） 确定变速组扩大顺序：12=2*3*2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： A12=21*32*26 B。12=21*34*22 C12 =23*31*26 D。12=26*31*23 E22*34*21 F。12=26*32*21根据级比指数非陪要“前疏后密”的原则，应选用第一种方案。然而，对于所设计的机构，将会出现两个问题： 第一变速组采用降速传动（图1a）时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限制，使得轴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1b），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，即12 =23*31*26，则可解决上述存在的问题（见图1c）。其结构网如图2所示。（2） 绘制转速图：1） 验算传动组变速范围：第二扩大组的变速范围是R2 = =8，符合设计原则要求。2） 分配降速比：该车床主轴传动系统共设有四个传动组，其中有一个是带传动。根据降速比分配应“前慢后快”的原则及摩擦离合器的工作速度要求，确定各传动组最小传动比。U= = = = 3） 绘制转速图：（见附图1）（3） 确定齿轮齿数：利用查表法求出各传动组齿轮齿数如下表：变速组第一变速组第二变速组第三变速组齿数和7272106齿轮z1z2z3z4z5z6z7z8z9z10z11z12z13z14齿数2448423019532448304218726030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设计要求。（4） 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-)u1 u2 u3 式中 u1 u2 u3 分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比。 取0.05 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 = | |10（-1）%其中主轴标准转速转速误差表主轴转速n1n2n3n4n5n6标准转速26.537.55375106150实际转速27.337.7553.9375.78105.7151转速误差%3.00.71.81.00.30.67主轴转速n7n8n9n10n11n12标准转速2123004256008501180实际转速216.53302431.43606.3845.61208转速误差%2.10.671.51.10.52.3 转速误差满足要求。（5） 绘制传动系统图：（见附图2） 4 估算传动件参数，确定其结构尺寸：（1） 确定传动件计算转速：1） 主轴：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 = nmin=74.3r/min 即n4=75r/min;2） 各传动轴： 轴可从主轴为75r/min按72/18的传动副找上去，似应为300r/min。但是由于轴上的最低转速106r/min经传动组C可使主轴得到26.5r/min和212r/min两种转速。212r/min要传递全部功率，所以轴的计算转速应为106r/min。轴的计算转速可按传动副B推上去，得300r/min。3） 各齿轮：传动组C中，18/72只需计算z =18 的齿轮，计算转速为300r/min；60/30的只需计算z = 30 的齿轮，计算转速为212r/min。这两个齿轮哪个的应力更大一些，较难判断。同时计算，选择模数较大的作为传动组C齿轮的模数。传动组B中应计算z =19的齿轮，计算转速为300r/min。传动组A中，应计算z = 24的齿轮，计算转速为600r/min。（2） 确定主轴支承轴颈直径：参考金属切削机床课程设计指导书表2，取通用机床钢质主轴前轴颈直径D1 = 80mm，后轴颈直径D2 = （0.70.85）D1，取D2 = 65 mm，主轴内孔直径d = 0.1 Dmax 10 mm ，其中Dmax为最大加工直径。取d = 40mm。（3） 估算传动轴直径：（忽略各传动功率损失）按扭转刚度初步计算传动轴直径： d = 式中d 传动轴直径； N 该轴传递功率（KW）； 该轴计算转速（r/min）； 该轴每米长度允许扭转角这些轴都是一般传动轴，取=10/m。 代入以上计算转速的值，计算各传动轴的直径： 轴：d1 = 26mm； 轴：d2 = 31mm； 轴：d3 = 40mm；（4） 估算传动齿模数：（忽略各传动功率损失）参考金属切削机床课程设计指导书中齿轮模数的初步计算公式初定齿轮的模数： m = 32 式中 N 该齿轮传递的功率（KW）； Z 所算齿轮的齿数； 该齿轮的计算转速（r/min）。同一变速组中的齿轮取同一模数，故取（）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。 传动组C中：m = 2.9 mm ,取标准模数m=3 mm； 传动组B中：m = 2.8 mm，取标准模数m=3 mm； 传动组A中：m = 2.1mm，取标准模数m=2.5 mm。（5） 离合器的选择与计算：1） 确定摩擦片的径向尺寸：摩擦片的外径尺寸受到外形轮廓的限制，内径又由安装它的轴径d来决定，而内外径的尺寸决定着内外摩擦片的环形接触面积的大小，直接影响离合器的结构与性能。表示这一特性系数是外片内径D1与内片外径D2之比，即一般外摩擦片的内径可取：D1=d+(26)=26+6=32mm;机床上采用的摩擦片值可在0.570.77范围内，此处取=0.6，则内摩擦片外径D2=53.3mm。2） 按扭矩确定摩擦离合面的数目Z：Z其中T为离合器的扭矩 T=955*104=955*104*=5.1*104Nmm； K安全系数，此处取为1.3； P摩擦片许用比压，取为1.2MPa； f摩擦系数，查得f=0.08； S内外片环行接触面积，S（D22 D12）=1426.98mm2; 诱导摩擦半径，假设摩擦表面压力均匀分布，则=21.77mm；KV速度修正系数，根据平均圆周速度查表取为1.3；结合次数修正系数，查表为1.35；摩擦结合面数修正系数， 查表取为1；将以上数据代入公式计算得Z12.67圆整为整偶数14，离合器内外摩擦片总数i=Z+1=15。3） 计算摩擦离合器的轴向压力Q： Q=SPKV =1426.98*1.2*1.3 = 2226.1（N）4） 摩擦片厚度b = 1，1.5，1.75，2毫米，一般随摩擦面中径增大而加大。内外片分离时的最小间隙为（0.20.4）mm。5） 反转时摩擦片数的确定：普通车床主轴反转时一般不切削，故反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗确定。普通车床主轴高速空转功率Pk一般为额定功率Pd的2040%，取Pk = 0.4Pd，计算反转静扭矩为Pk = 1.6KW，代入公式计算出Z5.1，圆整为整偶数6，离合器内外摩擦片总数为7。（6） 普通V带的选择与计算：1） 确定计算功率Pc ,选择胶带型号： Pc = KAP 式中 P 额定功率（KW）； KA 工作情况系数，此处取为1.2。 带入数据计算得PC = 4.8 （KW），根据计算功率PC和小轮转数n1,即可从三角胶带选型图上选择胶带的型号。此次设计选择的为A型胶带。2） 选取带轮节圆直径、验算带速：为了使带的弯曲应力b1不致过大， 应使小轮直径d1dmin, d1也不要过大，否则外轮廓尺寸太大。此次设计选择d1 = 140mm。大轮直径d2 由计算按带轮直径系列圆整为315mm。验算带速，一般应使带速v在525m/s的范围内。 v=10.5m/s，符合设计要求。3） 确定中心距a、带长L、验算包角：中心距过大回引起带的颤动，过小则单位时间内带的应力循环次数过多，疲劳寿命降低；包角减小，带的传动能力降低。一般按照下式初定中心距a0 0.75(d1+d2)a02(d1+d2),此次设计定为450mm。由几何关系按下式初定带长L0: L02 a0+0.5 (d1+d2)+ (mm) 按相关资料选择与L0较接近的节线长度LP 按下式计算所需中心距， aa0+ 考虑安装、调整和补偿初拉力的需要，中心距a的变动范围为 （a-0.015 a+0.03） 由以上计算得中心距a = 434.14mm，带长为1600mm。验算包角：= 1800-*57.30 = 156.91200，符合设计要求. 4） 计算胶带的弯曲次数u ： u=s-140s-1 式中：m 带轮的个数； 代入相关的数据计算得：u = 13.125s-140s-1 符合设计要求。5） 确定三角胶带的根数Z：根据计算功率PC和许用功率P0，可求得胶带根数Z， 带入各参数值计算，圆整结果为3，即需用3根胶带。6） 确定初拉力F0和对轴的压力Q：查机床课程设计指导书表15知，A型胶带的初拉力 F0 的范围为100150N ,此处确定为120 N。作用在轴上的压力Q = 2 F0zsin=705.4N。5 结构设计：（1） 带轮设计：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。（2） 主轴换向与制动机构设计： 本机床是适用于机械加工车间和维修车间的普通车床。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、止推片、压块和空套齿轮组成。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，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。用杆通过销向左推动压块时，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，使主轴正传。同理，当压块向右时，使主轴反转。压块处于中间位置时，左、右离合器都脱开，轴以后的各轴停转。 制动器安装在轴，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。（3） 齿轮块设计：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、第一扩大组以及第二扩大组的滑移齿轮均采用了整体式滑移齿轮。所有滑移齿轮与传动轴间均采用花键联接。从工艺角度考虑，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。各轴采用的花键分别为：轴：623266 轴：626306 轴：836407轴间传动齿轮精度为8778b，轴间齿轮精度为7667b。（4） 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。（5） 主轴组件：本车床为普通精度级的轻型机床，为了简化结构、主轴采用了轴向后端定位的两支承主轴组件。前支承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用角接触球轴承和单向推力球轴承。为了保证主轴的回转精度，主轴前后轴承均采用压块式防松螺母调整轴承的间隙。主轴前端采用短圆锥定心结构型式。前轴承为C级精度，后轴承为D级精度（6） 润滑系统设计：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。（7） 密封装置设计： 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。 6 传动件验算： （1）轴的强度验算 由于机床主轴箱中各轴的应力都比较小，验算时，通常用复合应力公式进行计算： Rb = Rb MPa Rb 许用应力，考虑应力集中和载荷循环特性等因素。 W 轴的危险断面的抗弯断面系数； 花键轴的抗弯断面系数W = + 其中 d 花键轴内径； D 花键轴外径； b 花键轴键宽； z 花键轴的键数。 T 在危险断面上的最大扭矩 T = 955*104 N 该轴传递的最大功率； 该轴的计算转速； M 该轴上的主动被动轮的圆周力、径向力所引起的最大弯矩。 齿轮的圆周力：Pt = 2T/D,D为齿轮节圆直径。 直齿圆柱齿轮的径向力Pr = 0.5 Pt. 求得齿轮的作用力，即可计算轴承处的支承反力，由此得到最大弯矩。 对于轴、，由表29得Rb = 70MPa； 对于轴 ，Rb = 65MPa 由上述计算公式可计算出： 轴，Rb=53.6MPaRb； 轴，Rb=48.3MPaRb； 轴，Rb=61.1MPaRb。 故传动轴的强度校验符合设计要求 （2）验算花键键侧压应力 花键键侧工作表面的挤压应力为： MPa 式中： 花键传递的最大扭矩； D、d 花键的外径和内径； z 花键的齿数； 载荷分布不均匀系数，通常取为0.75。 使用上述公式对三传动轴上的花键校核，结果符合设计要求。 （3）滚动轴承验算： 机床的一般传动轴用的滚动轴承，主要是由于疲劳破坏而失效，故应对轴承进行疲劳寿命验算。下面对按轴颈尺寸及工作状况选定的滚动轴承型号进行寿命验算： Lh=500T 式中，Lh 额定寿命； C 滚动轴承尺寸表所示的额定动负荷N； 速度系数， = ； 工作情况系数；由表36可取为1.1； 寿命系数，对于球轴承：= 3 ；对于滚子轴承：=10/3； 轴承的计算转速，为各轴的计算转速； Ks 寿命系数，不考虑交变载荷对材料的强化影响时：Ks = KNKnKT； KN 功率利用系数，查表为0.58； Kn 转速变化系数；查表37得0.82；KT 工作期限系数，按前面的工作期限系数计算；Kl 齿轮轮换工作系数，可由表38查得；P 当量动载荷N ; 使用上述公式对各轴承进行寿命校核，所选轴承均符合设计要求。（4）直齿圆柱齿轮的强度计算： 在验算主轴箱中的齿轮强度时，选择相同模数中承受载荷最大的、齿数最小的齿轮进行接触和弯曲疲劳强度验算。一般对高速传动齿轮主要验算接触疲劳强度，对低速传动齿轮主要验算弯曲疲劳强度。 根据以上分析，现在对轴上齿数为24的齿轮验算接触疲劳强度，对轴上齿数为30的齿轮验算弯曲疲劳强度。 对于齿数为24的齿轮按接触疲劳强度计算齿轮模数mj： mj = 16338*mm 式中：N 传递的额定功率KW（此处忽略齿轮的传递效率）； 计算转速； 齿宽系数 ，此处值为6 ； z1 为齿轮齿数； 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“+”; 寿命系数： = KTK nKNKq KT 工作期限系数： KT = T 齿轮在机床工作期限内的总工作时间，同一变速组内的齿轮总工作时间近似的为Ts / P,P为该变速组的传动副数；查机床课程设计指导书表17得Ts = 18000，故得T = 9000h； n1 齿轮的最低转速，此处为600r/min； c0 基准循环次数，由表16得c0 = ； m 疲劳曲线指数，由表16 得m = 3； K n 转速变化系数，由表19得K n = 0.71； KN 功率利用系数，由表18得KN = 0.58； Kq 材料强化系数，由表20得Kq = 0.64； Kc 工作状况系数，考虑载荷冲击的影响，取Kc = 1.2； Kd 动载荷系数，由表23得 = 1.2； Kb 齿向载荷分布系数，由表24得Kb = 1 ； 设计二一、设计要求：主电动机的功率4kw，最高转速1400r/min,最低转速31.5r/min.本次设计主要参考（1）规格 选用型号CA6140、规格4001000（2）用途 CA6140型卧式车床万能性大，适用于加工各种轴类、套筒类、轮盘类零件上的回转表面。可车削外圆柱面、车削端面、切槽和切断、钻中心孔、钻孔、镗孔、铰孔、车削各种螺纹、车削内外圆锥面、车削特型面、滚花和盘绕弹簧等。加工范围广、结构复杂、自动化程度不高，所以一般用于单件、小批生产。二、设计目的通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计，在拟定传动和变速的结构方案过程中，得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。三、设计步骤1.运动设计1.1已知条件1确定转速范围：主轴最小转速。2确定公比：3转速级数：1.2结构分析式 3 从电动机到主轴主要为降速传动，若使传动副较多的传动组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足传动副前多后少的原则，因此取方案。在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比 ；在升速时为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比。在主传动链任一传动组的最大变速范围。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小， 根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下：检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组： 其中， 值，符合要求，其他变速组的变速范围肯定也符合要求。1.3 绘制转速图 （1）选择电动机类型根据已知工作条件和要求，选择一般用途的Y系列三相鼠笼式异步电动机，卧式封闭结构。 （2）机械传动效率 根据以上公式可得传动副效率的概略值可按表2-3选取（参考机械设计基础课程指导主编林远艳、唐汉坤下面简称文献1）于是 （3）电动机所需的输出功率为： 所以 （4） 确定电动机的型号 根据已知条件选择最低转速31.5r/min，最高转速1400r/min,功率4kW，所以选择Y112M-4的Y系列三相鼠笼式异步电动机电机型号额定功率/kW电机转速/(r/min)同步转速满载转速Y112M-4415001440 （5）分配总降速传动比 总降速传动比 又电动机转速不符合转速数列标准，因而增加一定比传动副。确定传动轴轴数 传动轴轴数 = 变速组数 + 定比传动副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。确定各级转速并绘制转速图 由 z = 12确定各级转速：1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5r/min。在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按传动顺序依次设为、。与、与、与轴之间的传动组分别设为a、b、c。现由（主轴）开始，确定、轴的转速： 先来确定轴的转速传动组c 的变速范围为，结合结构式，轴的转速只有一种可能：125、180、250、355、500、710r/min。 确定轴的转速传动组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，又不致传动比太小，可取 ，轴的转速确定为：355、500、710r/min。确定轴的转速对于轴，其级比指数为1,可取 ，确定轴转速为710r/min。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比。下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）。 确定各变速组传动副齿数根据表2-8（机械制造装备设计主编关慧贞、冯辛安）查得 传动组a: ，时：57、60、63、66、69、72、75、78时：58、60、63、65、67、68、70、72、73、77时：58、60、62、64、66、68、70、72、74、76可取72,于是可得轴齿轮齿数分别为：24、30、36。于是，可得轴上的三联齿轮齿数分别为：48、42、36。传动组b:查表8-1, ，时：69、72、73、76、77、80、81、84、87时：70、72、74、76、78、80、82、84、86可取 84，于是可得轴上双联齿轮的齿数分别为：22、42。于是 ，得轴上两齿轮的齿数分别为：62、42。传动组c:查表8-1,时：84、85、89、90、94、95时： 72、75、78、81、84、87、89、90可取 90.为降速传动，取轴齿轮齿数为18；为升速传动，取轴齿轮齿数为30。于是得,得轴两联动齿轮的齿数分别为18，60；得轴两齿轮齿数分别为72，30。1.4 绘制传动系统图根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图：2.动力设计2.1 确定各轴转速 确定主轴计算转速由转速图可知：主轴的计算转速是低速第一个三分之一变速范围的最高以转速，即各传动轴的计算转速： 轴可从主轴90r/min按72/18的传动副找上去，轴的计算转速125r/min；轴的计算转速为355r/min；轴的计算转速为710r/min。3各齿轮的计算转速 传动组c中，18/72只需计算z = 18 的齿轮，计算转速为355r/min；60/30只需计算z = 30的齿轮，计算转速为250r/min；传动组b计算z = 22的齿轮，计算转速为355r/min；传动组a应计算z = 24的齿轮，计算转速为710r/min。4核算主轴转速误差 所以合适。5各轴的功率6计算各轴的输入转矩3. 带传动设计电动机转速n=1440r/min,传递功率P=3.68kW,传动比i=2.03，两班制，一天运转16.1小时，工作年数10年。确定计算功率 取1.1，则选取V带型 根据小带轮的转速和计算功率，选A型带。确定带轮直径和验算带速 查表小带轮基准直径, 验算带速成 其中 -小带轮转速，r/min； -小带轮直径，mm； ，合适。4确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为,则 055（）a2（） 于是 208.45a758,初取中心距为400mm。 带长 查表取相近的基准长度，。 带传动实际中心距5验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于。 。合适。6确定带的根数 其中： -时传递功率的增量； -按小轮包角，查得的包角系数； -长度系数； 为避免V型带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于10。由文献1查表10-7取从文献1中表10-5查取 表10-2查取则 7计算带的张紧力 其中： -带的传动功率,KW； v-带速,m/s； q-每米带的质量，kg/m；取q=0.17kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 8计算作用在轴上的压轴力 9V带轮的结构设计4.齿轮传动设计第一变速组齿轮的结构尺寸已知：V带效率为,轴承(对)效率为传递功率，主动轮转速，最大传动比，载荷平稳，单向回转，单班制工作，工作期限10年，每年按300天计，原动机为电动机。解：材料、热处理方法。可选一般齿轮材料如下：小齿轮选用45号钢，调制处理，；大齿轮选用45号钢，正火处理，硬质差40,在规定的3050范围内。 选择精度等级。减速器为一般齿轮传动，估计圆周速度不大于6，根据参考文献1中的表8-4，初选8级精度。 按齿面接触疲劳强度设计齿轮，齿轮承载能力应由齿面接触疲劳强度决定。 a) 载荷系数K：查参考文献1中表8-5，取K=1.2.b) 转矩：c)d) 接触疲劳许用应力: 由参考文献1的图8-12查得： 950 ，850。接触疲劳寿命系数:由公式N=得 查参考文献1的图8-11，得 按一般可靠性要求，查参考文献【二】的表8-8，取=1.1,则 e) 计算小齿轮分度圆直径： 查参考文献1中的表8-10，取 取f) 计算圆周速度： 因，故所取的八级精度合适。 确定主要参数， 第一对齿轮(齿数24/48)主要几何尺寸1) 模数: 2) 分度圆直径： 3）中心距: 4)齿根圆直径： 6） 齿顶圆直径： 7）齿宽： 经处理后取，则第二对齿轮(齿数30/42)的主要几何尺寸(1)分度圆直径： (2)齿根圆直径： (3)齿顶圆直径： (4)齿宽： 经处理后取，则第三对齿轮（36/36）的主要几何尺寸(1)分度圆直径： (2）齿根圆直径： (3)齿顶圆直径： (4)齿宽： 经处理取，则 按齿根弯曲疲劳强度校核。由参考文献1中的式（8-5）得出，若则校核合格。齿形系数：由考文献1；查表8-6得： 应力修正系数：查文献1中表8-7得：由文献1中图8-8查得:由文献1表8-8查得：由文献1图8-8查得：所以：故齿根弯曲疲劳强度校核合格。第二变速组齿轮结构尺寸的设计已知：V带效率为,轴承(对)效率为传递功率,主传动轮最低转速，传动比，载荷平稳，但想回转，单班制工作，工作期限10年，每年按300天计，原动机为电动机。解：小齿轮选用45号钢，调质处理，；大齿轮选用45号钢正火处理，硬质差，在规定的3050范围内。选择精度等级。估计圆周速度不大于，根据参考文献1中的表8-4，初选8级精度。按齿面接触疲劳强度设计齿轮，齿轮承载能力应由齿面解除疲劳强度决定。 （a） 载荷系数K：参考文献1中的表8-5，取。（b） 转矩:（c） 接触疲劳许用应力 ： 由参考文献1中的图8-12查得：，接触疲劳寿命系数:由公式N=得 查参考文献1的图8-11，得 按一般可靠性要求，查参考文献1的表8-8，取=1.1,则 g) 计算小齿轮分度圆直径： 查参考文献1中的表8-10，取 取h) 计算圆周速度： 因，故所取的八级精度合适。 确定主要参数， 第一对齿轮(齿数22/62)主要几何尺寸1) 模数: 2) 分度圆直径： 3）中心距: 4)齿根圆直径： 5)齿顶圆直径： 6）齿宽： 经处理后取，则第二对齿轮(齿数42/42)的主要几何尺寸(1)分度圆直径： (2)齿根圆直径： (3)齿顶圆直径： (4)齿宽： 经处理后取则 按齿根弯曲疲劳强度校核。由参考文献1中的式（8-5）得出，若则校核合格。齿形系数：由文献1查表8-6得： 应力修正系数：查文献1中表8-7得：由文献1图8-8查得:由文献1表8-8查得：由文献1图8-8查得：所以：故齿根弯曲疲劳强度校核合格。第三变速组齿轮结构尺寸的设计 已知：V带效率为,轴承(对)效率为传递功率,主传动轮最低转速，传动比，载荷平稳，但想回转，单班制工作，工作期限10年，每年按300天计，原动机为电动机。解：小齿轮选用45号钢，高频淬火，;大齿轮选用45号钢，高频淬火，硬质差，在规定的3050的范围内。选择精度等级。估计圆周速度不大于，根据参考文献1中的表8-4，初选八级精度。 载荷系数K：参考文献1中的表8-5，取。转矩:接触疲劳许用应力 ： 由参考文献1的图8-12查得 ：， 接触疲劳寿命系数:由公式N=得 查参考文献1的图8-11，得 按一般可靠性要求，查参考文献1的表8-8，取 按一般可靠性要求，查参考文献【二】表 8-8，取，则 计算小齿轮分度圆直径： 查参考文献1中的表8-10，取 取 计算圆周速度： 因，故所取的八级精度合适。确定主要参数， 第一对齿轮(齿数18/72)主要几何尺寸1) 模数: 2) 分度圆直径： 3）中心距: 4)齿根圆直径： 5)齿顶圆直径： 6）齿宽： 经处理后取，则第二对齿轮(齿数60/30的主要几何尺寸(1)分度圆直径： (2)齿根圆直径： (3)齿顶圆直径： (4)齿宽： 经处理后取则按齿根弯曲疲劳强度校核。齿形系数：由机械设计基础刘孝民主编；查表8-6得： 应力修正系数：查机械设计基础刘孝民主编中表8-7得：由机械设计基础刘孝民主编；由图8-8查得:由机械设计基础刘孝民主编；由表8-8查得：由机械设计基础刘孝民主编；由图8-8查得：所以：故齿根弯曲疲劳强度校核合格。5、轴的设计轴的设计计算（1）选择轴的材料 由文献1中的表11-1和表11-3选用45号钢，调质处理，硬度，。（2）按扭矩初算轴径 根据文献1中式（11-2），并查表11-2，取C=115，则 考虑有键槽和轴承，轴加大5%：所以取d=22mm（3） 轴的结构设计（1） 确定轴各段直径和长度 段 直径 =22（大V带轮轮毂孔径） 段肩高 所以取 参见项目减速器的结构设计，采用油润滑，取套筒长18mm。通过密封盖轴段长度应根据密封的宽度，选择常有额螺钉，并考虑V带轮和箱体外壁应有一定距离而定。 故mm; 段 直径（选择轴承内径） 初选用角接触轴承7206AC，宽度16mm，外径62mm. 安装处轴肩直径40 安装齿轮的段长度应比轮毂宽度小2mm mm。(4)轴的强度校核已知小齿轮求圆周力，径向力轴的支持反力水平面弯矩轴承支反力垂直面的弯矩合成弯矩转矩 转矩产生的剪力按脉动循环变化，取，截面C处的当量弯矩：校核危险截面C的强度该轴强度足够。轴结构设计（1）选择轴的材料 由文献1中的表11-1和表11-3选用45号钢，调质处理，硬度，。（2）按扭矩初算轴径 根据文献1中式（11-2），并查表11-2，取C=115，则 考虑有键槽，轴加大5%：所以取最小d=30mm（3） 轴的结构设计 确定轴各段直径和长度 直径 =30（轴承内径） 肩高 所以取 参见项目减速器的结构设计，采用油润滑，取套筒长18mm。通过密封盖轴段长度应根据密封的宽度，选择常有额螺钉，并考虑V带轮和箱体外壁应有一定距离而定。 故 直径（选择轴承内径）初选用圆柱滚子轴承N207E，宽度17mm，外径72mm.根据箱体厚度取 主要是安装轴承，初选N206E，宽度16mm，外径62mm，所以。（4） 轴的强度校核主要校核危险截面，危险截面在右边，直径为34mm段已知小齿轮求圆周力，径向力轴的支持反力垂直面的弯矩轴承支反力水平面弯矩合成弯矩转矩 转矩产生的剪力按脉动循环变化，取，截面C处的当量弯矩：校核危险截面C的强度该轴强度足够。轴结构设计（1）选择轴的材料 由文献1中的表11-1和表11-3选用45号钢，调质处理，硬度，。（2）按扭矩初算轴径 根据文献1中式（11-2），并查表11-2，取C=115，则 有键槽和轴承，轴加大5%： 取d=38mm.（3） 轴的结构设计确定轴各段直径和长度 直径 =35（轴承内径）初选圆柱滚子轴承N207E，宽度17mm，外径 72mm.根据箱体厚度取 肩高 所以取 故 直径（选择轴承内径）初选用圆柱滚子轴承N209E，宽度19mm，外径85mm. 主要是安装轴承，初选N207E，宽度17mm，外径72mm，所以。(4)轴的强度校核主要校核危险截面，危