20、即203580，選取=400mm
所以有：
由《機械設計》P293表13－2查得Ld＝1250mm
實際中心距
符合要求。
表3 包角修正系數(shù)
包角
220
210
200
190
180
150
170
160
140
130
120
110
100
90
1.20
1.15
1.10
1.05
1.00
0.92
0.98
0.95
0.89
0.86
0.82
0.78
0.73
0.68
表4 彎曲影響系數(shù)
帶型
Z
21、
A
B
C
D
E
3.1.5確定帶的根數(shù)z
查機械設計手冊，取P1=0.35KW，△P1=0.03KW
由《機械設計》P299表13－8查得，取Ka=0.95
由《機械設計》P293表13－2查得，KL＝1.16
則帶的根數(shù)
所以z取整數(shù)為3根。
3.1.6確定帶輪的結構和尺寸
根據(jù)V帶輪結構的選擇條件，電機的主軸直徑為d=28mm；
由《機械設計》P293 ，“V帶輪的結構”判斷：當3d＜dd1(90mm)＜300mm，可采用H型孔板式或者P型輻板式帶輪，這次選擇H型孔板式作為小帶輪。
由于dd2>300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪
22、。
總之，小帶輪選H型孔板式結構，大帶輪選擇E型輪輻式結構。
帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。
3.1.7確定帶的張緊裝置
選用結構簡單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。
3.1.8計算壓軸力
由《機械設計》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝117.83N，上面已得到=162.93o，z=3，則
對帶輪的主要要求是質(zhì)量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉(zhuǎn)速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安
23、裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側面間的夾角是40°，為了適應V帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角 為32°、34°、36°、38°（按帶的型號及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見表7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。
表5 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）
項目
?
符號
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
基準寬度
b p
5.3
8.5
11.0
14.0
19.0
27.0
32.0
24、
基準線上槽深
h amin
1.6
2.0
2.75
3.5
4.8
8.1
9.6
基準線下槽深
h fmin
4.7
7.0
8.7
10.8
14.3
19.9
23.4
槽間距
e
8 ± 0.3
12 ± 0.3
15 ± 0.3
19 ± 0.4
25.5 ± 0.5
37 ± 0.6
44.5 ± 0.7
第一槽對稱面至端面的距離
f min
6
7
9
11.5
16
23
28
最小輪緣厚
5
5.5
6
7.
25、5
10
12
15
帶輪寬
B
B =( z -1) e + 2 f ? z —輪槽數(shù)
外徑
d a
輪 槽 角
32°
對應的基準直徑 d d
≤ 60
-
-
-
-
-
-
34°
-
≤ 80
≤ 118
≤ 190
≤ 315
-
-
36°
60
-
-
-
-
≤ 475
≤ 600
38°
-
＞ 80
＞ 118
＞ 190
＞ 315
＞ 475
＞ 600
極限偏差
± 1
± 0.5
26、
V帶輪按腹板（輪輻）結構的不同分為以下幾種型式：
（1） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d時)，如圖4-2a。
（2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖4-2b。
（3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖4-2c 。
（4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖4-2d。
（a） （b） （c） （d）
圖5 帶輪結構類型
根據(jù)設計結果，可以得出結論：小帶輪選擇實心帶輪
27、，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）
3.2 計算轉(zhuǎn)速的計算
（1）主軸的計算轉(zhuǎn)速nj，由公式n=n得，主軸的計算轉(zhuǎn)速nj=88.92r/min，
取90r/min。
(2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速
軸3=112 r/min， 軸2=280 r/min，軸1=710r/min。
（2）確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。
表6 各軸計算轉(zhuǎn)速
軸 號
Ⅰ 軸
Ⅱ 軸
Ⅲ 軸
計算轉(zhuǎn)速 r/min
710
280
112
（3） 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。
表7 齒輪副計算轉(zhuǎn)速
序號
Z
Z
Z
Z
Z
n
28、
710
280
280
112
90
3.3 齒輪模數(shù)計算及驗算
（1）模數(shù)計算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即mj=16338可得各組的模數(shù)，如表8所示。
表8 模數(shù)
組號
基本組
第一擴大組
第二擴大組
模數(shù) mm
4
4
5
（2）齒輪計算。
表9 齒輪幾何尺寸見下表
齒輪尺寸表
齒輪
齒數(shù)
z
模數(shù)
m
分度圓
d
齒頂圓
齒根圓
齒頂高
齒根高
3
23
4
92
100
82
4
5
4
29、37
4
148
156
138
4
5
5
20
4
80
88
70
4
5
6
40
4
160
168
150
4
5
7
17
4
68
76
58
4
5
8
43
4
172
172
162
4
5
9
43
4
172
172
162
4
5
10
27
4
108
116
98
4
5
11
31
4
124
124
114
4
5
12
39
4
156
156
146
4
5
13
20
4
80
88
70
4
5
30、
14
50
4
200
208
190
4
5
15
59
3
177
183
169.5
3
3.75
16
30
3
90
96
82.5
3
3.75
17
18
4
72
80
62
4
5
18
71
4
284
292
274
4
5
按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。計算如下：
① 齒面接觸疲勞強度計算：
接觸應力驗算公式為
31、
彎曲應力驗算公式為：
式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動機功率;
-----計算轉(zhuǎn)速（r/min）. ;
m-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=4（mm）;
B----齒寬（mm）
z----小齒輪齒數(shù)
u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比
-----壽命系數(shù)；
=
----工作期限系數(shù)；
T------齒輪工作期限，這里取T=15000h.;
-
32、----齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）
----基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取=，彎曲載荷取=
m----疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6;
----轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，查【5】2上，取=0.60
----功率利用系數(shù)，查【5】2上，取=0.78
-----材料強化系數(shù)，查【5】2上， =0.60
-----工作狀況系數(shù)，取=1.1
-----動載荷系數(shù)，查【5】2上，取=1
------齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2上，=1
Y------齒形系數(shù)，
33、查【5】2上，Y=0.386；
----許用接觸應力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；
---許用彎曲應力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；
根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：
=635 Mpa
=78 Mpa
3.4 傳動軸最小軸徑的初定
由【5】式6，傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計算：
傳動軸的直徑可按下列扭轉(zhuǎn)剛度公式進行計算
取
取
由機械設計手冊3.19-3~17表知
取花鍵軸尺寸為
取
由機械設計手冊表取花鍵軸尺寸為
取
由機械設計手冊表3.19-3~17 取花鍵軸尺寸為
將計算
34、結果列成表格形式，
如：
軸號
花鍵軸尺寸
備注
Ⅰ
7.2
1410
26
35
平鍵
Ⅱ
6.77
750
30.1
45
6-423610
花鍵
Ⅲ
6.374
30
37.3
45
6-484212
花鍵
Ⅳ
6
75
52
50
6-555014
花鍵
第4章 主要零部件的選擇
4.1 主軸剛度
1 主軸支撐跨距的確定
前端懸伸量：主軸前端的懸伸長度，即從主軸外側前支撐中點（滾錐軸承及向心推力軸承則是接觸角法線與軸線的交點處）到主軸前端的距離。這里選定。
一般最佳跨距，考慮到結構以及支承
35、剛度會因磨損而不斷降低，應取跨距比最佳支承跨距 大一些，一般是的倍，再綜合考慮結構的需要，本設計取。
2 最大切削合力P的確定
最大圓周切削力須按主軸輸出全功率和最大扭矩確定
（4-8）
其中：
——電動機額定功率()，；
——主傳動系統(tǒng)的總效率，，為各傳動副、軸承的效率，總效率。由前文計算結果， 。取；
——主軸的計算轉(zhuǎn)速，由前文計算結果，主軸的計算轉(zhuǎn)速為；
——計算直徑，對于臥式銑床，為最大端銑刀計算直徑，對于工作臺寬度為320mm的臥式銑床,其端銑刀的計算直徑及寬度分別為，。
可以得到，
驗算主軸組件剛度時，須求出作用在垂直于主軸軸線的平面內(nèi)的最大切削合力
36、。對于臥式升降臺銑床的銑削力，一般按端銑計算。
不妨假設本銑床進給系統(tǒng)的末端傳動副有消隙機構，應采用不對稱順銑，則各切削分力、、同的比值可大致認為
；
；
。
則，，即與水平面成角，在水平面的投影與成角。
3 切削力作用點的確定
設切削力的作用點到主軸前支撐的距離為
（4-9）
其中：
——主軸前端的懸伸長度，；
——對于普通升降臺銑床。
可以得到，
4 齒輪驅(qū)動力Q的確定
齒輪傳動軸受輸入扭矩的齒輪驅(qū)動力的作用而產(chǎn)生彎曲變形，當齒輪為直齒圓柱齒輪時，其嚙合角，齒面摩
擦角時，其彎曲載荷
（4-10）
其中：
——齒輪傳
37、遞的全功率()，??；
——該齒輪的模數(shù)、齒數(shù)；
——該傳動軸的計算工況轉(zhuǎn)速。
可以得到，
5 變形量允許值的確定
變形量允許值：對普通機床前端撓度的允許值，目前廣泛 使用的經(jīng)驗數(shù)據(jù)
（4-11）
其中：
——主軸兩支撐間的距離，。
可以得到，
6 主軸組件的靜剛度驗算
圖6 主軸組件縱向視圖力的分布
圖 7 主軸組件橫向視圖力的分布
選定如圖的直角坐標系，求各力同時作用下，前后軸承負荷的大小及其方向角，并判定象限。建立方程組計算主軸前后支撐處的支反力。
的方向：
的方向：
在點的水平投影：
在點的垂直投影：
可以得
38、到，
，，
，，
即，方向與軸正方向夾角。
，方向與軸正方向夾角。
前后軸承的負荷大小與支反力大小相同，方向相反。故前后軸承的負荷為：
，方向與軸正方向夾角。
，方向與軸正方向夾角。
按軸承的合成負荷，計算軸承的彈性位移。
滾動軸承的徑向剛度是支承剛度的主要部分，支承剛度還包括軸承環(huán)與軸頸及箱體孔的配合表面間的接觸剛度。預緊的滾動軸承可以提高剛度。
計算時可以忽略軸承環(huán)與軸頸以及箱體孔之間的接觸剛度。僅以滾動軸承的游隙為零時，承受徑向載荷來計算軸承的徑向剛度，圓錐滾子軸承的徑向剛度
（4-12）
其中：
——滾動體列數(shù)；
——每列中滾動體數(shù)；
39、
——滾子有效長度；
——軸承的徑向負荷；
——軸承的接觸角。
可以得到，
前后支承軸承的彈性位移，
分別計算各作用力對彈性主軸前端點產(chǎn)生的撓度。
由簡單載荷下簡支軸的變形公式，軸自身變形引起的軸點撓度公式
（4-13）
（4-14）
其中：
——載荷力；
——材料的彈性模量，鋼的；
——分別為軸的的抗彎慣性矩
（4-15）
可以得到，
可以得到，
共同作用下，點的撓度分解
將軸承的彈性位移分解為直角坐標分量，并計算它對主軸前端點產(chǎn)生的相應撓度值。
點：
點：
在水
40、平面（方向）點產(chǎn)生的撓度：
在垂直面（方向）點產(chǎn)生的撓度：
可以得到，
將主軸組件前端c 點在直角坐標上的各分量進行代數(shù)疊加后，再合成綜合撓度值并計算其方向角。
分量：
合成：
方向角：
由綜合撓度，可見，故主軸通過校核。
4.2 傳動軸剛度
1 齒輪驅(qū)動力Q的確定
齒輪傳動軸同時受輸入扭矩的齒輪驅(qū)動力和輸出扭矩的齒輪驅(qū)動阻力的作用而產(chǎn)生彎曲變形，當齒輪為直齒圓柱齒輪，其嚙合角，齒面摩擦角時，其彎曲載荷.
（4-16）
其中：
——該齒輪傳遞的全功率，??；
——該齒輪的模數(shù)和齒數(shù)；
——該傳
41、動軸的計算工況轉(zhuǎn)速；
——該軸輸入扭矩的齒輪計算轉(zhuǎn)速；
——該軸輸出扭矩的齒輪計算轉(zhuǎn)速。
由于軸Ⅲ上有三種不同的驅(qū)動力和三種不同的驅(qū)動阻力，故驅(qū)動力具體的計算結果在下文討論。
2 變形量允許值的確定
齒輪傳動軸的抗彎剛度驗算，包括軸的最大撓度，滾動軸承處及齒輪安裝處的傾角驗算。其值均應小于允許變形量及，允許變形量可由參考文獻[4]查得。
由參考文獻[3]知，對于傳動軸Ⅱ，僅需要進行剛度計算，無須進行強度驗算。
3 主軸組件的撓度驗算
圖8 傳動軸II載荷分布
其中是變速組1的驅(qū)動力，且3個驅(qū)動力不能同時作用；是變速組2的驅(qū)動阻力，且3
42、個驅(qū)動阻力不能同時作用。
可以得到
對于輸出驅(qū)動阻力，由于各種情況轉(zhuǎn)速不定，故應在選定校核用軸Ⅲ速度以后計算。
為了計算上的簡便，可以近似地以該軸的中點撓度代替最大撓度，其最大誤差不超過3%。
由參考文獻[4]，若兩支承的齒輪傳動軸為實心的圓形鋼軸，忽略其支承變形，在單位彎曲載荷作用下，其中點撓度
（4-17）
其中：
——兩支承間的跨距，；
——該軸的平均直徑，；
（4-18）
——齒輪的工作位置至較近支撐點的距離；
——輸入扭矩的齒輪在軸的中點引起的撓度；
——輸出扭矩的齒輪在軸的中點引起的撓度；
其余
43、各符號定義與前文一致。
可以得到，
；
；
。
可以得到
故引起的中點撓度最大，在計算合成撓度時使用，進行計算。此時軸Ⅲ轉(zhuǎn)速為。
可以得到，
可以得到，
故引起的中點撓度最大，在計算合成撓度時使用，進行計算。
由參考文獻[4]，中點的合成撓度
（4-19）
其中：
——被驗算軸的中點合成撓度；
——在橫截面上，被驗算的軸與其前、后傳動軸連心線的夾角；
——驅(qū)動力和阻力在橫截面上，兩向量合成時的夾角。
（4-20）
可以得到
可以得到
由綜合撓度，可見，滿足要求。
由參考文獻[4]
44、，傳動軸在支承點A、B處的傾角、
（4-21）
可以得到，
可見，滿足要求，故不用計算傳動軸在齒輪處的傾角。
綜上，傳動軸Ⅱ通過校核。
4.3 齒輪疲勞強度
驗算變速箱中齒輪強度時，選擇相同模數(shù)中承受載荷最大的及齒數(shù)最小的齒輪進行接觸應力和彎曲應力計算。一般對高速轉(zhuǎn)動的齒輪驗算齒面接觸應力，對低速轉(zhuǎn)動的齒輪驗算齒根彎曲應力。對硬齒面軟芯的滲淬火齒輪，一定要驗算彎曲應力。因而此處僅驗算與 這對齒輪。
由參考文獻[4]，齒面接觸應力
（4-22）
齒根彎曲應力
（4-23）
其中：
——初算得到的齒輪模數(shù)，；
——傳遞的額定功率，；
——齒輪的計算
45、轉(zhuǎn)速，
——大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比，，外嚙合取“＋”號，內(nèi)嚙合取“－”號；
——小齒輪的齒數(shù)；
——齒寬；
——許用接觸應力，由參考文獻[5]表13-16，齒輪材料選用45鋼，高頻淬火，可得；
——許用彎曲應力，；
——壽命系數(shù)；
（4-24）
——工作期限系數(shù)；
（4-25）
——齒輪在機床工作期限內(nèi)的總工作時間，對于中型機床的齒輪，，取，統(tǒng)一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認為，為該變速組的傳動副數(shù)，取，則；
——齒輪的最低轉(zhuǎn)速
——基準循環(huán)次數(shù)，對于鋼和鑄鐵件，接觸載荷取，彎曲載荷取；
——疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取，彎曲載荷對正火、調(diào)質(zhì)及整體
46、淬硬件取，對表面淬硬（高頻、滲碳、氮化等）件取；
可以得到，
；
——功率利用系數(shù)，??；
——轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，??；
——材料強化系數(shù)，??；
可以得到，
，
；
——齒向載荷分布系數(shù)，取；
——動載荷系數(shù)，?。?
——工作狀況系數(shù)，考慮載荷沖擊的影響，主運動（中等沖擊）??；
——齒形系數(shù)，取。
可以得到，
可見，，。
綜上，齒輪通過校核。
4.4.軸承校核
4.5 潤滑與密封
主軸轉(zhuǎn)速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨的油管將油引到軸承處。
主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種：
1）密封圈——加密
47、封裝置防止油外流。。
2）疏導——在適當?shù)牡胤阶龀龌赜吐?，使油能順利地流回到油箱?
第5章 主軸箱結構設計及說明
5.1 結構設計的內(nèi)容、技術要求和方案
設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等）、主軸組件、操縱機構、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結件的結構設計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設計由于時間的限制，一0般只畫展開圖。
主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外，著重考慮以下幾個方面的問題。
精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結構工藝性，操作方便、安全、
48、可靠原則，遵循標準化和通用化的原則。
主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點，由于結構復雜，設計中不可避免要經(jīng)過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。目的是：
1 布置傳動件及選擇結構方案。
2 檢驗傳動設計的結果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時改正。
3 確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置，以確
定各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數(shù)據(jù)。
5.2 展開圖及其布置
展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個平面上。
I軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪。有兩種布置方案，一是將兩
49、級變速齒輪和離合器做成一體。齒輪的直徑受到離合器內(nèi)徑的約束，齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑，負責齒輪無法加工。這樣軸的間距加大。另一種布置方案是離合器的左右部分分別裝在同軸線的軸上，左邊部分接通，得到一級反向轉(zhuǎn)動，右邊接通得到三級反向轉(zhuǎn)動。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第一種方案，通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結構。
總布置時需要考慮制動器的位置。制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動器不要放在轉(zhuǎn)速太低軸上，以免制動扭矩太大，是制動尺寸增大。
齒輪在軸上布置很重要，關系到變速箱的軸向尺寸，減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。
結束語
1、本
50、次課程設計是針對專業(yè)課程基礎知識的一次綜合性應用設計，設計過程應用了《機械制圖》、《機械原理》、《工程力學》等。
2、本次課程設計充分應用了以前所學習的知識，并應用這些知識來分析和解決實際問題。
3、本次課程設計進一步掌握了一般設計的設計思路和設計切入點，同時對機械部件的傳動設計和動力計算也提高了應用各種資料和實際動手的能力。
4、本次課程設計進一步規(guī)范了制圖要求，掌握了機械設計的基本技能。
5、本次課程設計由于學習知識面的狹窄和對一些概念的理解不夠深刻，以及缺乏實際設計經(jīng)驗，使得設計黨中出現(xiàn)了許多不妥和錯誤之處，誠請老師給予指正和教導。
參考文獻
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