机床主轴变速箱课程设计

1、沈阳工程学院 机床主轴变速箱课程设计班 级： 机械本112 姓 名： 学 号： 专 业：机械设计制造及其自动化指导教师： 日 期: 2015/01/122015-01-23 沈 阳 工 程 学 院 机床主轴变速箱设计 课程设计成绩评定表系（部）： 机械工程系 班级： 机 学生姓名： 指 导 教 师 评 审 意 见评价内容具 体 要 求权重评 分加权分调研论证能独立查阅文献,收集资料；能制定课程设计方案和日程安排。0.15432工作能力态度工作态度认真，遵守纪律，出勤情况是否良好，能够独立完成设计工作， 0.25432工作量按期圆满完成规定的设计任务，工作量饱满，难度适宜。0.25432说明书的

2、质量说明书立论正确，论述充分，结论严谨合理，文字通顺，技术用语准确，符号统一，编号齐全，图表完备，书写工整规范。0.55432指导教师评审成绩（加权分合计乘以12） 分加权分合计指 导 教 师 签 名： 年 月 日评 阅 教 师 评 审 意 见评价内容具 体 要 求权重评 分加权分查阅文献查阅文献有一定广泛性；有综合归纳资料的能力0.25432工作量工作量饱满，难度适中。0.55432说明书的质量说明书立论正确，论述充分，结论严谨合理，文字通顺，技术用语准确，符号统一，编号齐全，图表完备，书写工整规范。0.35432评阅教师评审成绩（加权分合计乘以8）分加权分合计评 阅 教 师 签 名： 年

3、月 日课 程 设 计 总 评 成 绩分 目录第一章 课程设计的目的和内容- 3 -第二章 课程设计的步骤- 4 -第一节 运动设计- 4 -一、确定主轴转速级数：- 4 -二、确定转速数列：- 4 -三、求出主轴转速级数Z：- 4 -四、确定结构式：- 4 -五、绘制转速图- 5 -六、绘制传动系统简图- 6 -七、确定各变速组齿轮传动副的齿数- 7 -第二节 传动零件的初步计算- 8 -一、求各轴的计算转速- 8 -二、传动轴直径的估算- 9 -三、齿轮模数的估算- 10 -四、计算各齿轮的参数- 11 -五、三联滑移齿轮设计：- 12 -五、确定各轴间距- 12 -六、带轮的选择- 13

4、-七、片式摩擦离合器的计算- 13 -八、主轴轴承:- 14 -九、主轴和齿轮的连接:- 15 -十、润滑与密封:- 16 -十一、其它问题:- 16 -第三章 课程设计的验算- 17 -一、直齿圆柱齿轮的强度验算- 17 -二、主轴的弯曲刚度验算- 20 -三、主轴组件的静刚度验算- 21 -四、滚动轴承的验算- 23 -设计小结- 24 -参考文献- 25 -第一章 课程设计的目的和内容一、题目：机床主轴变速箱设计二、主要技术参数：1、卧式车床，最大回转直径为320mm。 2、原始数据：电动机功率P/kwnmax（rmin-1）nmin（rmin-1）公比f工件材料刀具材料5.513201

5、061.26钢铁材料硬质合金反转：三、设计内容：1、运动设计：根据给定的转速范围及公比，拟定传动方案，确定结构形式，画转速图，画传动系统图（研究分析齿轮排列方案），计算带轮直径和齿轮齿数。2、动力计算：根据电动机功率，确定各传动件的计算转速，对主要零件（如带、齿轮、主轴、传动轴、轴承等）进行计算（初算和验算）。3、结构设计：进行传动轴系，变速机构，主轴组件，操纵机构，换向和制动装置，箱体，润滑和密封的布置和结构设计。4、编写设计计算说明书 四、应完成的任务 本学期第18、19、20周课程设计，以设计说明书数据为依据，绘制：1、主轴变速箱草图一张（A2）手绘；2、展开图一张（A0）计算机CAD绘

6、图，主轴零件图1张。3、三维立体图pro/e仿真；五、要求1、设计计算说明书字体端正，层次分明，格式排版准确。2、图纸图面清洁，标注准确，符合国家标准；六、设计说明书主要内容及装订顺序1、封皮2、设计任务书；3、成绩评审意见表4、中文摘要和关键词5、目录（标题及页次）；6、机床用途和性能（简要）；7、运动设计和拟定（简要方案比较分析；画传动系统图要规范）；8、主要零件的估算或计算和验算（主轴组件刚度计算）；9、重要结构的选择分析；10、设计小结； 11、参考文献（列序号、作者、书名、出版社及年月）；至少6篇第二章 课程设计的步骤第一节 运动设计一、确定主轴转速级数： 由给定的参数，主轴的极限转

7、速为nmax=1320 r/min， nmin=106r/min由公式： 且=1.26 可得=12.878 ，z=+1=12.008取Z=12二、确定转速数列： 由给定的参数，=1.41=1.06，Z=12级查表2-5，得12级转速各为： 106，132,170,210,265,315,425,530,670,856,1060,1320,三、求出主轴转速级数Z： 因两轴间变速组的传动副数多采用2或3，在设计简单变速系统时，变速级数应选为Z=3m2n的形式，m、n为正整数。四、确定结构式： 12级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。在轴如果安置

8、换向摩擦离合器时，为减少轴向尺寸，第一传动组的传动副数不能多，以2为宜。主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好。最后一个传动组的传动副常选用2。综上所述，传动式为12=232。对于传动式有6种结构式对应的结构网，分别为： 按照传动副“前多后少”的原则选择Z=322这一方案，但主轴换向采用双向片式摩擦离合器结构，致使轴的轴向尺寸过大，所以此方案不宜采用，而应先择12=232。根据级比指数分配要“前密后疏”的原则，应选用Z=这一方案。验算结构式中的最末扩大组（按扩大顺序的最末、非传动顺序的最末）的调整范围=7.88 ，其最后扩大组的变速范围肯定也符合要求，因此所选结构式比较合

9、理。（一）选定电动机合理的确定电机功率N，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。电动机的功率是5.5kW，根据机械工程及自动化简明设计手册表22选取Y132M-4型电动机，额定功率5.5kW,满载转速1440 r/min，额定转距2.3。（二）分配总降速比分配降速比时，应注意传动比的取值范围：齿轮传动副中最大传动比2， 最小传动比 传动比过大 ，引起振动和噪音，传动比过小，使动齿轮与传动齿轮的直径相差太大，将导致结构庞大。 最末一级间的数相隔6极（总 ）：= = 中间轴传动比可按先慢后快原则，确定最小传动比，根据级此指数确定其他转动比：轴小传动比为 =

10、 取 = = =轴传动比为 取 （三）确定传动轴的轴数 传动轴数=变速组数+定比传动副数+1 =3+0+1=4五、绘制转速图 先按传动轴数及主轴转速级数求格数，画出网格，用以绘制转速图，在转速图上，先分配从电动机转速到主轴最低转速的总降速比，在串联的双轴传动间画上u(kk+1)min。再按结构式级比分配规律画上各变速组的传动比射线，从而确定了各传动副的传动比。 转速图： 六、绘制传动系统简图如下简图所示。七、确定各变速组齿轮传动副的齿数确定各变速组齿轮传动副的齿数时应根据以下原则：1、受齿轮最小齿数Zmin的限制，机床主传动系统一般只取Zmin1820，以避免产生根切现象。2、 套装在轴上的小

11、齿轮还考虑到齿根圆到它的键槽深处的最小尺寸应大于基圆齿厚，以防断裂，则其最小齿数Zmin应为Zmin1.03D/m +5.6，式中 D齿轮花键孔的外径（mm）,单键槽的取其孔中心至键槽槽底的尺寸两倍；m齿轮模数（mm）。 3、Smin还受最小传动比umin和允许的最大齿数Szmax的约束，机床主传动的最小极限传动比取umin1/4。中型机床一般取Sz=70100，SZmax=120； 4、Sz的选取不要使两轴中心距过小，否则可能导致两轴轴承过近，在等长的多轴变速系统中，还可能使前后变速组的齿轮顶圆与轴相碰，即k轴上前一个变速组中的最大被动齿轮Zmax的齿顶圆与（k+1）轴的外径dk+1相碰，或

12、（k+1）轴上的后一个变速组中的最大主动齿轮Zmax的齿顶圆与k轴外径dk相碰。5、三联滑移齿轮的相邻两轮的齿数差应大于4。避免齿轮右左移动时齿轮右相碰，能顺利通过。 6、在同一变速组内，尽量选用模数相同的齿轮。 由上述原则，传动比已知，传动比的适用齿数表查表2-8，查出：= =60,66,72,78,84,90.= =76,84,92,98,106由于可知选用=84，从表查出小齿轮的齿数为28，22。大齿轮的齿数则为56，62。=1.41 =77,80,84,90,92,96= =77,80,84,90,92,96 =76,84,92,98,106可选用=92从表中查出小齿论的齿数38，38

13、,24。大齿轮的齿数则为54，54,68。=2 =96,102,106,108.= =100,108,114.选用=108 从表中查出小齿轮的齿数36，22。 大齿轮的齿数则为72，86。可得以下的齿数 （1）ua1=1/1 ； ua2=1/1.26； SZa=84 （2）ub1=1.26 ； ub2=1/1.26； ub3=1.263 /1； SZb=81 （3）uc1=1.262/1 ； uc2=1/1.264； SZc=70第二节 传动零件的初步计算 一、求各轴的计算转速（1）、主轴的计算转速由表2-9可知，主轴的计算转速度是低速第一个三分之一变速范围的最高一级转速，即nj =210r/

14、min。 （2）、各传动轴的计算转速 轴III有6级转速，其最低转速265r/min，通过双联齿轮使主轴获得两级转速：106 r/min和425 r/min。425 r/min比主轴的计算转速高，需传递全部功率，故轴III的1265r/min转速也能传递全部功率，即njIII=265 r/min 同理可得：njII=530r/min 同理可得：njI=670 r/min（3）、各齿轮的计算转速 各变速组内一般只计算组内最小的，也是强度最薄弱的齿轮，故也只需要确定最小齿轮的计算转速。 （1）轴IIIIV间变速组的最小齿轮是Z=20，该齿轮使主轴获得6级转速265 r/min，335 r/min，

15、425 r/min，530 r/min，670r/min，856 r/min，主轴计算转速是210 r/min，故该齿轮在530 r/min时应传递功率，是计算转速； （2）同理可得，轴IIIII间Z=20的计算转速为530 r/min；（3）同理可得，轴III间Z=37的计算转速为670 r/min。二、传动轴直径的估算 按扭转刚度估算轴的直径 电机额定功率；N=从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；n1该传动轴的计算转速r/min；每米长度上的转角（deg/m），可根据传动轴的要求选取： 表3.2 刚度要求允许的扭转角 主 轴 一般的传动轴较低的传动轴0.5111.51.52对于一般

16、的传动轴，取=1.5 传动效率 =1n2m3k 1直齿传动效率 取0.98 2V带传动效率 取0.96 3轴承传动效率 取0.98I轴：= 取dI =225mmII轴:= 取dII =26 mmIII轴：=取dIII =30mm IV轴：根据电动机功率为5.5 kw，最大加工直径为400 mm， 初选主轴前轴颈直径D1=105 mm而主轴后轴颈直径D2（0.750.85）D1 ， 取D2=84 mm普通车床内孔直径d（0.550.6）D1 ， 取d=63 mm由3表3-13，得主轴前端悬伸量a（0.61.5）D1 取a=105 mm主轴平均直径D=三、齿轮模数的估算根据和计算齿轮模数，根据其中

17、较大值取相近的标准模数：=16338mm齿轮的最低转速r/min；顶定的齿轮工作期限，中型机床推存：=1520转速变化系数； 功率利用系数；材料强化系数。 （寿命系数）的极值齿轮等转动件在接取和弯曲交边载荷下的疲劳曲线指数m和基准顺环次数C0工作情况系数。中等中级的主运动： 动载荷系数；齿向载荷分布系数；齿形系数； 根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为： 式中：N计算齿轮转动递的额定功率N= 计算齿轮（小齿轮）的计算转速r/min 齿宽系数, Z1计算齿轮的齿数，一般取转动中最小齿轮的齿数： 大齿轮与小齿轮的齿数比，=；（+）用于外啮合，（-）号用于内啮合： 命系数； 时，取=，当时，取=；=0.8

18、5 =1.5； =1.2 =1 =0.378 第一组齿轮和反转组齿轮材料选用40Cr，调质加表面淬火处理，工作年限为10年，每天12小时，由4式10-12和表10-21得 f1370 Mpa其它组齿轮材料选用20CrMn，渗碳淬火处理，工作年限为10年，每天12小时，由4式10-12和表10-21得f1750 Mpa（1）第一组齿轮中，取齿轮Z=20 mfI-II=16338=1.993 圆整模数 取mfI-II=2 （2）第二组齿轮中，取齿轮Z=20 mfII-III=16338=2.145 圆整模数 取mfII-III=3 （3）第三组齿轮中，取齿轮Z=37 mfIII-IV=16338=

19、3.943 圆整模数 取mfIII-IV=4四、计算各齿轮的参数第一组：m=2ZDdadfB3774786922.24794988928.2第二组：m=2ZDdadfB4284887925.24284887925.2第三组：m=3ZDdadfB45135141127.540.536108114100.532.4第四组：m=3ZDdadfB36108114100.532.445135141127.540.5 第五组：m=3ZDdadfB54162168154.532.427818773.516.2 第六组：m=4ZDdadfB4322423221451.6271041129432.4 第七组：m

20、=4ZDdadfB20140148130245026026825060五、三联滑移齿轮设计：由上述计算可得D5=135，D6=108，D7=108，D8=108，D9=135，D10=54。根据公式：B= 其中取0.3.计算如下得：B5=40.5 B6=33；B7=33 B8=33；B9=41 B10=17；根据工艺及精度要求，用插齿空刀槽法切齿槽。其宽度查表得b=6。故三联滑移齿轮总宽度计算如下：B空1=33+41+6+1=81B空=41+17+6+1=65B=22+41+17=80故B和=81+65+80=226五、确定各轴间距 a= aI-II= aII-III= aIII-IV=六、带

21、轮的选择由表8-7查得 KA=1.1 ，故Pca=KAP=1.15.5=6.05 kw根据Pca、n1，查得 V带采用普通A型，初选主动轮基准直径dd1=125mm，则从动轮基准直径dd2=i dd1=1.263125=250.047mm ，取dd2=250mm.带的速度v= 25 m/s，带的速度合适。根据0.7(dd1+ dd2)a0120,主动轮上的包角合适。V带根数z=，由n1=1250r/min,dd1=200mm,i=2.82,查4表8-4a和表8-4b ，得P0=1.92kW P0=0.17kW ,查表8-5得K=0.96,查表8-2得KL=1.00,则z=3.01535 所以，

22、选取V带z=4根。查4表8-4得q=0.18kg/m预紧力F0=500*=138N压轴力Fp=2zF0sin=。七、片式摩擦离合器的计算为保证II轴上的第二个变速组中的最大主动齿轮外径不碰I轴上的离合器外径D，AI-IImin(Zmax*m+2m+D)/2, AI-II=126mm，Zmax=54 m=3可得：D84mm， 取D=90mm正转静负载扭矩M=974=974=7.601 kgfm中型机床取K=1.5，正转时，离合器所能传递扭矩MjMk=7.6011.5= 11.4015kgfm 取Mj=12kgfm反转静负载扭矩M=974=974=3.04 kgfm反转时，离合器所能传递扭矩MjM

23、k=3.041.5=4.56 kgfm 取Mj=5kgfmI轴d=25mm，采用轴装式摩擦片外片内径D1=d+5=30mm，选取=0.6，则内片外径D2=50mm中径Dp=40mm ，平均线速度vp=1.88m/s ，由vp=1.88m/s，查6下表5.13-21 选Kv=1.08，安全系数K取1.4，结合次数修正系数Km=1，摩擦面对数修正系数Kz=0.97，查6下表5.13-49，选钢-钢 摩擦系数f = 0.08，许用比压p=11 kgfm 正转时摩擦面对数z= =11.162 正转时，取z=12 反转时摩擦面对数z= =4.651 反转时，取z=6 正转主动片（内片）数i1=z/2+1

24、=7 片，被动片（外片）数i2=z/2=6 片 反转主动片（内片）数i1=z/2+1=4片，被动片（外片）数i1=z/2= 3片 轴向压力Q=5818.86N八、主轴轴承:1. 轴承类型的选择主轴轴承的轴承类型选择：前后内孔有1：12的锥度,前端选用的轴承类型是：GB/T285-64 双列圆柱滚子轴承NN3024K和234424；其参数如下：一、d=120，D=180，B=46，Rmin=2。二、d=120，D=180，T=72，B=18，C=36，Rmin=0.6。后端选用的轴承类型是：双列圆柱滚子轴承NN3016 。其参数如下：d=80，D=125，B=34，Rmin=1.1。轴向定位用双

25、向推力角接触球轴承2. 轴承的位置机床主轴采用两个支承，结构简单，制造方便。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，前轴承的选或级，后轴承选或级。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 主轴轴承精度要求比一般传动轴高，所以前轴承的精度选C级，后轴承选D级。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。4、轴承间隙的调整为了

26、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

27、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。九、主轴和齿轮的连接:采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。所以用花键连接。十、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，

28、形式很多，一种轴与轴承盖之间留0.10.3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。十一、其它问题: 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。主轴的直径主要决定于主轴需要的刚度、结构等。各种牌号的弹性模量基本一样，对刚度影响不大。主轴一般选优质中碳钢既

29、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45号钢。 主轴端部锥孔，定心轴颈或定心圆锥面等部位局部淬硬至HRC5055。其他部分经调质处理后硬度为HB 220250。第三章 课程设计的验算一、直齿圆柱齿轮的强度验算（1）第一组齿轮强度校验 取齿轮Z=42 精度7级Hlim=800Mpa Flim=320Mpa FE=640Mpa按接触疲劳强度校验传递功率P=5.50.970.98=5.23 kW传递扭矩T1=9549=9549=74.54N.m分度圆切向力Ft=1461.6N由7表9.1-26 查得，使用系数KA=1.25则KAP=6.54 kW由4图10-8查得，动载系数KV=1

30、.07按u=1.26，n1=670r/min，查7图9.1-3，得CH1=30根据直齿齿轮，由7图9.1-4，得CH2=0.21按b=25.2mm，d=0.8，KH=1.1，由7图9.1-6，得CH3=0.22因为=28.21 KAP接触疲劳强度校验通过。按弯曲疲劳强度校验按Z=42 m=2mm n1=670r/min，由7图9.1-14得，CF1=8按重合度=1.7 ，由7图9.1-15得，CF2=1.45CF3=0.016由7图9.1-18和图9.1-16得，CF4=111=1 ，寿命系数YNT=1按Z1=42 Z2=37，由7图9.1-18得，YFs=4.02PFP= =24.34kW

31、KAP弯曲疲劳强度校验通过。（2）第二组齿轮强度校验 取齿轮Z=54 精度7级Hlim=1500Mpa Flim=400Mpa FE=800Mpa按接触疲劳强度校验传递功率=5.50.970.98=5.23 kW传递扭矩T2=9549=9549=94.20 N.m分度圆切向力Ft= 2242.8N由7表9.1-26 查得，使用系数KA=1.25则KAP=6.54 kW由4表10-8查得，动载系数KV=1.05按u=1.26，n1=530r/min，查7图9.1-3，得CH1=20根据直齿齿轮，2由H7图9.1-4，得CH2=0.21按b=32.4mm，d=0.8，KH=1.1，由7图9.1-6

32、，得CH3=0.1因为=90.85 KAP接触疲劳强度校验通过。按弯曲疲劳强度校验按Z=54 m=3mm n1=530r/min，由7图9.1-14得，CF1=5按重合度=1.7 ，由7图9.1-15得，CF2=1.45CF3=0.0147由7图9.1-18和图9.1-16得，CF4=111=1 ，寿命系数YNT=1按Z1=54 Z2=27，由7图9.1-18得，YFs=4.32PFP= =14.6kW KAP弯曲疲劳强度校验通过。（3）第三组齿轮强度校验 取齿轮Z=45 精度7级Hlim=1500Mpa Flim=400Mpa FE=800Mpa按接触疲劳强度校验传递功率P=5.50.970

33、.98=5.23 kW传递扭矩T3=9549=9549=188.46N.m分度圆切向力Ft=3141N由7表9.1-26 查得，使用系数KA=1.25则KAP=6.54kW由4表10-8查得，动载系数KV=1.05按u=1.26，n1=265r/min，查7图9.1-3，得CH1=18根据直齿齿轮，2由7图9.1-4，得CH2=0.21按b=70mm，d=0.8，KH=1.0，由7图9.1-6，得CH3=0.06因为=101.79 KAP接触疲劳强度校验通过。按弯曲疲劳强度校验按Z=45 m=4mm n1=365r/min，由7图9.1-14得，CF1=10按重合度=1.7 ，由7图9.1-1

34、5得，CF2=1.45CF3=0.0052由7图9.1-18和图9.1-16得，CF4=111=1 ，寿命系数YNT=1按Z1=45 Z2=36 ，由7图9.1-18得，YFs=4.47PFP= =10.92 kW KAP弯曲疲劳强度校验通过。二、主轴的弯曲刚度验算 （一）主轴上的弯曲载荷齿轮传动轴同时受输入扭矩的齿轮驱动力Qa和输出扭矩的齿轮驱动阻力Qb的作用而产生弯曲变形。当齿轮为直齿圆柱齿轮，其啮合角齿面摩擦角=20，齿面摩擦角5.72时则： Qa (或Qb)=2.12107 (N) 式中 N 该齿轮传递的全功率（kW） m、z 该齿轮的模数（mm）、齿数 n 该传动轴入扭矩的齿轮计算转

35、速（r/min） Z=36的 Qa=2.12107=9756.5N)（二）验算两支承传动轴的弯曲变形 机床齿轮变速箱里的传动轴，如果抗弯刚度不足，将破坏轴及齿轮、轴承的正常工作条件，引起轴的横向振动，齿轮的轮齿偏载，轴承内、外圈相互倾斜，加剧零件的磨损，降低寿命。齿轮传动轴的抗弯刚度验算，包括轴的最大挠度、滚动轴承处及齿轮安装处的倾角的验算。由8表6-1-42查得，主轴y0.0002l=0.0002500=0.1 (mm) 0.001(rad) 圆柱滚子轴承处 0.0025(rad) 向心球轴承处0.005(rad) 在单一弯曲载荷作用下，其中点挠度为： ya=8.0810-6Qa式中 l 两

36、支承间的跨距（mm） D 该轴的平均直径（mm） x=ai/l，ai 齿轮的工作位置至较近支承点的距离（mm） 由展开图可知，l=500mm , a1=70mm , a2=150mm , D=102mm 则 ya=8.0810-69756.5=0.031 mm ya y ，即主轴设计满足要求。三、主轴组件的静刚度验算 （一）求两支承主轴组件的最佳支承距 最大加工直径为400mm，主轴前轴颈直径D1=105 mm主轴后轴颈直径D2 =84 mm普通车床内孔直径d=63 mm主轴前端悬伸量a=105 mm主轴平均直径D=94.5 mm由有：取材料的弹性模量E=2105 N/mm轴惯性矩I=3.52

37、3106 mm4综合变量=5.67由3图3-34 得=6.0则 L0=6.0100=630 mm，L合理=(0.751.5)L0=450900 mm主轴跨距在合理的跨距范围内。（二）切削力的确定 Pz= （N） 式中 Nd 电动机额定功率（kW） nj 主轴的计算转速（r/min） Dj 计算直径，车床Dj=(0.50.6)Dmax，Dmax为最大加工直径 主传动系统总效率 则Pz=2444（N） 径向切削力Py0.5Pz=0.52444=1222（N） 合成P=2732 （N）（三）切削力作用点 设切削力P的作用点到主轴前支承的距离为s，则 s=c+w (mm) 式中 c 主轴前端的悬伸长度

38、 w 对于普通车床 w=0.4H，H为车床中心高 则 s=105+0.4200=185 mm（四）两支承主轴组件的静刚度验算 计算主轴组件前端挠度yc 切削合力P与水平坐标y轴的逆时夹角P=tg-1=63.43 驱动力Q与水平坐标y轴的逆时夹角Q=+90+=135.7主轴前端c点有力偶M作用下，变形后所在的象限角M=180（1）计算切削力P作用在s点引起主轴前端c点的挠度ycspycsp= (mm) = =0.0263mm（2）计算力偶M作用在主轴前端c点产生的挠度ycsM M=Pw=273285=232220 N.mycsM= (mm) = =0.0116 mm（3）计算驱动力Q作用在两支承

39、之间时，主轴前端c点的挠度ycmQ齿轮传动轴同时受输入扭矩的齿轮驱动力Qa和输出扭矩的齿轮驱动阻力Qb的作用而产生弯曲变形。当齿轮为直齿圆柱齿轮，其啮合角齿面摩擦角=20，齿面摩擦角5.72时则： Qa (或Qb)=2.12107 (N) 式中 N 该齿轮传递的全功率（kW） m、z 该齿轮的模数（mm）、齿数 n 该传动轴入扭矩的齿轮计算转速（r/min）ycmQ=2385.5 =-0.002 mm（4）求主轴前端c点的综合挠度yc 将各载荷分别作用下，主轴前端c点产生的挠度按简图在直角坐标上进行分解后叠加。水平坐标y轴上的分量代数和为 ycy= ycspcosP+ ycmQcosQ+ ycsMcosM =0.0263cos63.43-0.002cos135.7+0.0116cos180 =0.0012 mm ycz= ycspsinP+ ycmQs