贵州大学机械工程学院机制专业
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：400mm 主电机功率：4KW 主轴最高转速：1400r/min 主轴最低转速：31.5r/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：2012年01月02日 结束：2012年01月13 日
学生姓名：胡志恒 指导教师：闫建伟
一、传动设计
1.1电机的选择
（1）床身上最大回转直径：400mm （2）主电机功率：4KW （3）主轴最高转速：1400r/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Y132S-4型三相异步电动机。
1.2运动参数
变速范围 Rn=
vmaxZ-1
＝1400/31.5=44.4＝ϕ vmin
对于中型车床， 此处取ϕ＝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：1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5r/min。
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：
12=3⨯2⨯2 12=2⨯2⨯3 12=2⨯3⨯2
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12=2⨯2⨯3是可取的。 1.3.2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： A、12=21×22×36 B、12=21×24×32
C、12 =23×21×36 E、12=22×24×31
D、12=26×21×33
F、12=26×22×31
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：
ⅠⅡ
ⅠⅡ
Ⅰ
Ⅱ
① 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Ⅰ轴上的齿轮直径不能太小，Ⅱ轴上的齿轮则会成倍增大。这样，不仅使Ⅰ-Ⅱ轴间中心距加大，而且Ⅱ-Ⅲ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。
② 如果第一变速组采用升速传动（图b），则Ⅰ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 =23×31×26（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
1.4.1验算传动组变速范围
检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组：
R2=ϕ⨯X2⨯(P2-1) 其中ϕ=1.41，X2=6，P2=2
所以 R2=1.41⨯6⨯1=8.46≤8~10，合适。
所以转速图拟定如下：
传动系统的转速图
1.5确定齿轮齿数
查《金属切削机床》表8－1各种传动比的适用齿数求出各传动组齿轮齿数如下表：
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。
1.6确定带轮直径
1.6.1确定计算功率Pca
由《机械设计》表8－7查得工作情况系数KA=1.1故
Pca ＝KAP＝1.1×4＝4.4KW
1.6.2选择V带类型
据Pca、nE的值由《机械设计》图8－10选择A型带。 1.6.3确定带轮直径并验算带速V
由《机械设计》表8－6、表8－8，取基准直径d1＝112mm。
验算带速V V ＝πd1nE/(60×1000)＝π×90×1440/(60×1000)＝8.44m/s 因为5m/s＜V＜30m/s,所以带轮合适。 定大带轮直径d2
d2＝id1（1－ε）＝（1440/630）×112×（1－0.02）＝250.88mm ε――带的滑动系数，一般取0.02 据《机械设计》表8－8，取基准直径d2＝250mm。
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-ε)
d1
u1 u2 u3 d2
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 ；ε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 n'
△ n = | '|≤10（Φ-1）%10×（1.41－1）%=4.1%
n
其中n主轴理想转速
把数据依次代入公式得出下表
'
转速误差满足要求，数据可用。
1.8绘制传动系统图
φ250
24
42
24
19
60
48
18
48
42
53
3072
φ112
1440r/min
5.5KW
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 = nminϕ
Z-13
=78.4r/min 即n4=80r/min;
2.1.2各传动轴计算转速
轴Ⅲ可从主轴为80r/min按18/72的传动副找上去，似应为315r/min。但是由于轴Ⅲ上的最低转速112r/min经传动组c可使主轴得到28r/min和224r/min两种转速。224r/min要传递全部功率，所以轴Ⅲ的计算转速应为112r/min。轴Ⅱ的计算转速可按传动副b推上去，得315r/min。轴Ⅰ的计算转速为630r/min。 各轴的计算转速列表如下
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
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2.3－2，取主轴前轴颈直径D1 = 80mm，后轴颈直径D2 = （0.7～0.85）D1，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 = 91
N
nj[ϕ]
式中d —— 传动轴危险截面处直径； N —— 该轴传递功率（KW）； N=Ndη；
η——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；
nj——该轴计算转速（r/min）；
[ϕ]—— 该轴每米长度允许扭转角
这些轴都是一般传动轴，据《设计指导》P32取[ϕ]=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
对Ⅰ轴
d＝ 91
N
nj[ϕ]
＝91
4
＝31mm
630⨯⨯1
1000
对Ⅱ轴
d＝ 91
N
nj[ϕ]
＝91
4
＝35mm
600315⨯⨯1
1000
对Ⅲ轴
d＝ 91
N
nj[ϕ]
＝91
4
＝46mm
740112⨯⨯1
1000
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2.3－1取d1＝32mm，花键规格N×d×D×B(键数×小径×大径×键宽)＝8×32×36×6；d2＝42mm，花键规格N×d×D×B(键数×小径×大径×键宽)＝8×42×46×8；d3＝46mm，花键规格N×d×D×B(键数×小径×大径×键宽)＝8×46×50×9。 综上对传动轴直径估算结果如下
2.3估算传动齿轮模数
参考《设计指导》P36中齿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
按齿面点蚀的估算
A ≥ 370
N
njZ
mm
N
nj
mm
mj =
2A
*
zi+zi
式中 N —— 该轴传递功率（KW）；
N=Ndη；
η——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）； nj——大齿轮的计算转速（r/min）；
Z —— 所算齿轮的齿数； 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η＝0.96 传动组a中
按齿轮弯曲疲劳的估算
mN
w ≥ 32
nmm = 32
4⨯0.96
jZ
630⨯24
＝2.03mm
按齿面点蚀的估算
A ≥ 370 N
.96
n mm＝3704⨯0j
315
＝85.2mm
m2A2⨯85.2
j＝
z*
mm＝ ＝2.36mm 1+z1
72取标准模数m＝3mm 传动组b中
按齿轮弯曲疲劳的估算
mN
96⨯0.97
w≥ 32
n mm = 32
4⨯0.jZ
315⨯19
＝2.73 mm
按齿面点蚀的估算
A ≥ 370 N
4⨯0.96⨯0.97
n mm＝370j
112
＝119.0mm
m2A2⨯119.0
j＝
z*
mm＝ ＝3.30mm 3+z3
72取标准模数m＝4mm 传动组c中
按齿轮弯曲疲劳的估算
mw ≥ 32
按齿面点蚀的估算
N
njZ
mm = 32
4⨯0.96⨯0.97⨯0.98
＝2.75 mm
315⨯18
A ≥ 370
mj＝
取标准模数m＝3mm
N
nj
mm＝3704⨯0.96⨯0.97⨯0.98
＝132.22mm
80
2A2⨯132.22
mm＝ ＝2.64mm *
100z6+z6
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d0
结构为轴装式，则外摩擦片的内径d0比安装轴的轴径D大2～6 mm有 d0＝D+(2～6)＝36+(2～6) ＝38～42mm 取d0＝42mm 2.4.2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设计摩擦片的尺寸如图所示
外摩擦片
厚度 1.5
内摩擦片
2.4.3计算摩擦面对数Z
KzZ=
12MnK⨯103
πf［p］(D-d)KvKm
3
3
式中Mn――额定动扭矩；Mn＝9550
N4＝9550×⨯0.96＝80.04N·m nj630
K＝1.3～1.5；取 K＝1.3；
f——摩擦片间的摩擦系数；查《设计指导》表12 f＝0.08（摩擦片材料10钢，油润）
[P]——摩擦片基本许用比压；查《设计指导》表12 [P]＝0.8MPa（摩擦片材料10钢，油润）；
D——摩擦片内片外径 mm；
d0――外摩擦片的内径mm；
KV——速度修正系数；根据平均圆周速度（1.62m/s）查《设计指导》表13近似取为1.2；
Km——结合次数修正系数；查《设计指导》表13取为0.84；
Kz――接合面修正系数；
把数据代入公式得KzZ＝10.8 查《设计指导》表13取Z＝14 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＝
π2
(D2-d0)［p］Kv 40π＝(902-422)×0.8×1.2 40
＝478N
2.5V带的选择及计算
2.5.1初定中心距a0
由前面部分V带轮直径的选择结合公式有
a0＝（0.6～2）（d1＋d2）
＝（0.6～2）×（112＋250） ＝217.2～724 mm 取a0＝700 mm
2.5.2确定V带计算长度L及内周长LN
(d2-d1)2π
L0＝2a0＋(d1+d2)+
24a0
2
＝2×700＋π2(112+250)+(250-112)4⨯700
＝1975.4 mm
据《设计指导》P30表计算长度取L＝2050 mm，内周长LN＝2000 mm。 2.5.3验算V带的挠曲次数
μ＝
1000mv
L
≤40次/s 式中m――带轮个数；
把数据代入上式得μ＝8.23≤40次/s，数据可用。 2.5.4确定中心距a a＝aL-L00＋
2＝700＋2050-1975.4
2
＝737.3 mm 取a＝737 mm 2.5.5验算小带轮包角α1 αo
d2-d1
1≈180－a
⨯57.3o ＝180o
－
250-112
⨯57.3o737
＝169.3o≥120o
满足要求。 2.5.6计算单根V带的额定功率Pr
由d1＝112min和n1＝1440r/min,查《机械设计》表8－4a得P0=1.6KW；
据n1＝1440r/min和i＝2.23和A型带，查《机械设计》表8－4b得△P0=0.17KW；查《机械设计》表8－5得Kα＝0.98；
查《机械设计》表8－2得 《机械设计》表8－5得KL＝1.06； 有 Pr＝（P0＋△P0）KαKL
＝（1.6＋0.17）×0.98×1.06 ＝1.84 2.5.7计算V带的根数
Z＝Pca/Pr=6.05/1.84＝3.3 取Z＝4根
三、结构设计
3.1带轮的设计
根据V带计算，选用4根A型V带。由于Ⅰ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，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Ⅰ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Ⅰ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Ⅱ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
3.3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Ⅲ，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。
3.4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,Ⅰ～Ⅲ轴间传动齿轮精度为8－7－7Dc，Ⅲ～Ⅳ轴间齿轮精度为7－6－6 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Ⅱ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,各齿轮参数如下表
3.5轴承的选择
为了方便安装，Ⅰ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，Ⅱ、Ⅲ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d＝37mm。 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
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
3.6.1.5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/a＝3.24，由头部
尺寸取a＝100mm则L＝324mm。 3.6.2主轴轴承的选择
为提高刚度，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js6，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
Ⅰ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
Ⅰ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
T2＝T1=9.55×106
N4 0.966
＝9.55×10×＝58210 N·mm n630
齿轮受到的径向力 Fr＝2T2tanα/d1＝2×58210×tan20/96＝441.4 N
对于传动轴Ⅰ主要验算轴上装齿轮和轴承处的挠度y和倾角θ。Ⅰ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。Ⅰ轴平均直径求的d＝31mm，则
o
πd4π⨯3144
截面惯性矩I＝＝＝45333.2mm
6464
按《设计指导》P34有关公式计算 对B点 y＝Frab/3EIl
2
2
606.9⨯3202⨯1682
＝ 8
3⨯2.1⨯10⨯45333.2⨯488
＝1.28×10
查《设计指导》P33表
对一般传动轴许用挠度[Y]＝（0.0003～0.0005）l＝（0.0003～0.0005）×448＝0.1464～0.244 mm；
对装有齿轮的轴许用挠度[Y]＝（0.01～0.03）m＝（0.01～0.03）×4＝0.04～0.12 mm； 满足要求。
－3
mm
θB＝
Fab
b-a）
3EIl
6606.9⨯320⨯168⨯（168－320）＝
3⨯2.1⨯108⨯45333.2⨯488
＝－3.56×10
-7
rad
查《设计指导》P33表许用[θ]＝0.001rad 满足要求。 对A点 θA＝
Fab(a+2b)
6EIl
6606.9⨯320⨯168⨯（320+2⨯168）＝ 8
6⨯2.1⨯10⨯45333.2⨯488
＝7.44×10
-9
rad
对C点 θA＝－
Fab(b+2a)
6EIl
6606.9⨯320⨯168⨯（168+2⨯320）＝
6⨯2.1⨯108⨯45333.2⨯488
＝－9.46×10
-9
rad
查《设计指导》P33表许用[θ]＝0.001rad 满足要求。 综上，Ⅰ轴的刚度满足要求。
4.2键的验算
4.2.1花键的验算
花键键侧工作表面的挤压应力为 σ
jy
=
8Tmax
≤[σjy] 22
(D-d)lzϕ
式中：σjy――计算挤压应力；Mp
Tmax ——花键传递的最大扭矩；N·m m Tmax
9.55⨯106N＝，N――该轴传递的最大功率，nj――该轴的计算转速；
nj
D、d —— 花键的外径和内径；mm z —— 花键的齿数； l――工作长度；mm
ϕ —— 载荷分布不均匀系数，ϕ＝0.7～0.8；取ϕ＝0.75
[σjy]――许用挤压应力，查《机械设计》表6－3，[σjy]＝100～140Mp，取[σjy]
＝130 Mp；
对Ⅰ轴花键 Tmax
9.55⨯106⨯4⨯0.96＝＝58210 N·m m
630
对Ⅰ轴装离合器处花键
D＝36mm d＝32 mm z＝8 l＝18 mm 则
σjy＝
8⨯58210(36-32)⨯18⨯8⨯0.75
2
2
＝15.8 Mp≤[σjy] 满足要求。 对Ⅰ轴装带轮处花键
D＝30mm d＝26mm z＝6 l＝40 mm 则
σjy＝
8⨯58210(30-26)⨯40⨯6⨯0.75
2
2
＝9.23Mp≤[σjy] 满足要求。
所以Ⅰ轴花键满足要求。 对Ⅱ轴花键 Tmax
9.55⨯106⨯4⨯0.96⨯0.97＝＝112927N·m m
315
D＝46mm d＝42mm z＝8 l＝76 mm 则
σjy＝
8⨯112927(46-42)⨯78⨯8⨯0.75
2
2
＝5.6Mp≤[σjy] 满足要求。
对Ⅲ轴花键 Tmax
9.55⨯106⨯4⨯0.96⨯0.97⨯0.98＝＝311254 N·m m
112
D＝50mm d＝46mm z＝8 l＝126mm 则
σjy＝
8⨯311254(50-46)⨯126⨯8⨯0.75
2
2
＝8.6Mp≤[σjy] 满足要求。
4.2.2平键的验算 普通平键的强度条件
2T⨯103
σp＝≤[σp]
kld
式中：σp――计算挤压应力；Mp
T ——传递的转矩；N·m
k—— 键与轮毂槽的接触高度，k＝0.5h，此处h为键的高度；mm l—— 键的工作长度；mm d――轴的直径；mm
[σp]――键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，查《机械设计》表6－2，此处
键、轴、轮毂三者材料都是钢[σp]＝100～120M Mp，取[σp]＝110 Mp；
对Ⅱ轴三联齿轮出A型平键
T＝155.274 N·m k＝0.5h＝0.5×4＝2 mm l＝46 mm d＝53 mm 则
2⨯155.274⨯103
σp＝
2⨯46⨯53
＝31.8 Mp≤[σp] 满足要求。
对Ⅲ轴三联齿轮出A型平键
T＝427.974 N·m k＝0.5h＝0.5×7＝3.5mm l＝62mm d＝63 mm 则
2⨯427.974⨯103
σp＝
3.5⨯62⨯63
＝62.6 Mp≤[σp] 满足要求。
对Ⅳ轴三联齿轮出A型平键
9.55⨯103⨯4⨯0.96⨯0.97⨯0.98⨯
T＝＝1220N·m k＝0.5h＝0.5×14＝7mm
28
l＝78mm d＝75 mm 则
2⨯1220⨯103
σp＝
7⨯78⨯75
＝59.6Mp≤[σp] 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mj
mj = 16300(i±1)Kd⋅Kc⋅KbKs⋅N
mm
ϕmz12i[σj]2nj
式中：N —— 传递的额定功率KW； nj —— 计算转速（小齿轮）；r/min ϕm —— 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“+”;
Ks—— 寿命系数： Ks = KTK nKNKq
KT —— 工作期限系数： KT =
60n⋅T
c0
T——预定的齿轮工作期限，对中型机床 T = 15000～20000h； 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 = 1.2～1.6； 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； [σj]—— 许用接触应力，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 = 275Kd⋅Kc⋅KbKs⋅N
ϕmz1[σw]njY
其中 Y —— 齿形系数由《设计指导》表10查得；
[σw] —— 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
齿轮按弯曲疲劳强度验算齿轮模数
综上，估算的模数值可用。
4.4轴承寿命的验算
Lh=500(
Cfn
)ε≥[T]
KAKHpKHnKlP
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；N
fn—— 速度系数， fn=
100
； 3nj
KA —— 使用系数；查《设计指南》表2.4－19；
ε—— 寿命系数，对于球轴承：ε= 3 ；对于滚子轴承：ε=10/3； KH――功率利用系数；查《设计指南》表2.4－20；
p
KH―― 转速变化系数；查《设计指南》表2.4－21；
n
Kl —— 齿轮轮换工作系数，查《设计指南》表2.4－27；
P —— 当量动载荷N ;
T ——滚动轴承许用使用寿命，一般取10000～15000h； 对Ⅰ轴的6406轴承受力如下图
Fr1＝
320Fr320⨯441.4
＝＝289.4N 488488168Fr168⨯441.4
＝＝142.7N 488488
Fr2＝
附加轴向力 S1＝0.2Fr1＝57.9N S1＝0.2Fr2＝28.5N 轴向载荷 Fa1＝S1＝57.9N Fa2＝S1＝28.5N
Fa1/Fr1＝0.2
查《机械设计》表13－5 X＝1 Y＝0 查《机械设计》表13－6 fp＝1.5 得 P1＝fp（XFr1＋YFa1） ＝1.5×289.4
＝434N 同理得 P2＝214N
按P1计算 查表及计算有 C＝47500N fn＝0.375 KA＝1.1 KH＝0.80 ε＝3
p
KH＝0.97 Kl＝0.85 代入公式得
n
Lh＝34769756h≥[T] 满足要求 对Ⅱ轴的30208轴承受力如下图
通过分析计算有 Fr01＝588.7N Fr02＝1487.2N F-142)Fr01
r11＝
(443443＝400N
F164Fr02
r12＝
443
＝550.6N 则 F2
2
r1＝Fr11+Fr12＝680.6N 同理 Fr2＝955.4N
附加轴向力 S1＝0.4Fr1＝272.2N S1＝0.4Fr2＝382.2N 轴向载荷 Fa1＝S1＝272.2N Fa2＝S1＝382.2N
Fa1/Fr1＝0.4
查《机械设计》表13－5 X＝1 Y＝0 查《机械设计》表13－6 fp＝1.5 得 P1＝fp（XFr1＋YFa1） ＝1.5×680.6 ＝1020.9N 同理得 P2＝1433.1N
按P2计算 查表及计算有 C＝63000N fn＝0.5098 且两者相互垂直 KA＝1.1 KHp
＝0.80
ε＝10/3 KH＝0.97 Kl＝0.85 代入公式得
n
Lh＝78259622h≥[T] 满足要求 同理对Ⅲ轴的30208轴承满足要求。
对主轴轴承当主（垂直）切削力Fz与齿轮传递的力Fr01在同一平面内且同向时主轴前轴承受力最大，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。
由 108Fr01 ＋424 Fz ＝324 Fr2 得 Fr2＝4632.9N
附加轴向力 S1＝0.4Fr2＝1853.16N＝Fa2 对32316型轴承C＝388000N e=0.35 Y=1
查《机械设计》表13－5 X＝0.4 Y＝1
查《机械设计》表13－6 fp＝1.5
得 P2＝fp（XFr2＋YFa2） ＝1.5×(0.4×4632.9＋1853.16) ＝5559.48N
查表及计算有 fn＝0.769 KA＝1.1 KHp
＝0.80
ε＝10/3 KHn
＝0.97 Kl＝0.85 代入公式得
Lh＝879306355h≥[T] 满足要求
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问题查阅资料、相互讨论、向老师请教等大大扩展了我们的知识面，培养了我们在本学科方面的兴趣及实际动手能力，对将来我们在此方面的发展起了一个重要的作用。本次课程设计是我们对所学知识运用的一次尝试，是我们在金属切削机床知识学习方面的一次有意义的实践。
在本次课程设计中，我独立完成了自己的设计任务，通过这次设计，弄懂了一些以前书本中难以理解的内容，对以前所学知识的进行了巩固。在设计中，通过老师的指导，使自己在设计思想、设计方法和设计技能等方面都得到了一次良好的训练。
六、参考文献
1.《机床主轴变速箱设计指导》 曹金榜 张玉峰等 编
2.《机械制造工艺金属切削机床设计指南》 李洪 主编 东北工学院出版社 1989.3 3.《实用机床设计手册》
4.《机床设计手册》 机床设计手册编写组 编 机械工业出版社 1978.12 5.《金属切削机床》 戴曙 主编 机械工业出版社 2008.4 6.《机械设计》 濮良贵 纪名刚 主编 高等教育出版社 2008.4 7.《机械制图》 王兰美 主编 高等教育出版社 2006.2 8.《材料力学》 刘鸿文 主编 高等教育出版社 2003.3
9.《机械设计课程设计》 周元康等 主编 重庆大学出版社 2007.2 10.《机械原理》 孙桓 陈作模 葛文杰 主编 高等教育出版社 2005.12 11.《机床设计图册》 上海纺织工学院编 1979.6