(整理)卧式车床主轴变速箱体设计.

目录
第一章设计目的••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••2
第二章机床主传动系统设计要求•••••••••••••••••••••••••••2
第三章运动设计•••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••2
3.1车床的设计条件•••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••2
3.2主运动参数•••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••2
3.3 主传动系统运动设计••••••••••••••••••••••••••••••••••••3
第四章动力设计••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••10
4.1电动机的选择••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••10
4.2各传动件的计算转速••••••••••••••••••••••••••••••••••••10
4.3确定主轴支承轴颈直径••••••••••••••••••••••••••••••••••12
4.4估算传动轴直径•••••••••••••••••••••••••••••••••••••••12
4.5估算齿轮模数•••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••13
4.6主要传动件的验算•••••••••••••••••••••••••••••••••••••14
4.7齿轮强度校核•••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••17
4.8各轴强度的验算••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••20
第五章结构设计••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••23
5.1齿轮块设计•••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••23
5.2轴承的选择•••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••23
5.3主轴组件•••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••23
5.4密封装置设计•••••••••••••••••••••••••••••••••••••••••23
一、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。

掌握机床设计的过程和方法，使原有的知识有了进一步的加深。

①课程设计属于机械系统设计课的延续，通过设计实践，进一步学习掌握机械系统设计的一般方法；②培养综合运用机械制图、机械设计基础、精度设计、金属工艺学、材料热处理及结构工艺等相关知识，进行工程设计的能力；③培养使用手册、图册、有关资料及设计标准规范的能力；④提高技术总结及编制技术文件的能力；⑤是毕业设计教学环节实施的技术准备。

二、机床主传动系统设计要求：
①主轴具有一定得转速和足够的转速范围、转速级数，能够实现运动的开停、变速、换向和制动，以满足机床的运动要求。

②主电动机具有足够的功率，全部机构和元件具有足够的强度和刚度，以满足机床的动力要求；
③主运动的有关结构，特别是主轴组件要有足够的精度、抗振兴，温升和噪声要小，传动效率要高，以满足机床的工作性能要求；
④操纵灵活可靠，调整维修方便，润滑密封良好，以满足机床的使用要求； ⑤结构简单紧凑，工艺性好，成本低，以满足经济性要求。

三、运动设计
3.1已知某卧式车床设计条件
①主轴转速范围：主轴最小转速m in /40min r n = ②给定公比：41.1=ϕ ③转速级数：12Z = ④电动机的转速
⑤电动机的功率P 电 =4kw ⑥车床功率 P 车=4 kw 3.2主运动参数
根据机械制造装备P 42设计表2-2标准数列选定主轴最小转速m in /40min r n =由
606.141.1==ϕ ，Z=12则相应转速数列可由37.5按相隔6级取值，即40、56、80、112、160、224、315、450、630、900、1250、1800因此，主轴最高转速m in /1800max r n = 3.3主传动系统运动设计：
(1)拟订结构式： 1）
确定变速组的个数和传动副数。

由于主轴转速为12级的变速系统，因此有两种选择：其一可用三个变速组。

其中一个三联滑移齿轮变速组和两个双联滑移齿轮变速组；其二可用两个变速组，即四联
和三联滑移齿轮变速组。

2）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：
A．12=3*4 B. 12=4*3 C.12=3*2*2
D．12=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。

但需注意采用其可能性以及相应的结构措施之后也在考虑范围之内
根据传动副数目分配应“前多后少”的原则，方案B、C可取。

3）确定变速组扩大顺序：
12=4*3的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有以下2种形式
A.12=41*34
B. 12=43*31
12=3*2*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=31*23*26 B. 12=31*26*23
C．12 =32*21*26 D. 12=34*21*22
E．12=32*26*21 F. 12=34*22*21
根据级比指数分配应“前疏后密”的原则，二者均应选用第一种方案。

即12=41*34 12=31*23*26
4）检验最后扩大组的变速范围。

结构式12=41*34最后扩大组的变速范围为r1=ϕx1(P1-1)= =1.418=16＞8，不允许
结构式12=31*23*26最后扩大组的变速范围为r1=ϕx1(P1-1)= =1.416=8，允许
因此，结构式方案确定为12=31*23*26。

由此确定了变速组为三联滑移齿轮变速组5）画结构网。

根据已确定的结构方案画出结构网，如下图所示
对称分部的结构网
(2)绘制转速图：
1）确定V带传动。

ａ.初定轴I的转速
考虑I轴的转速不宜过低（结构尺寸增大），也不宜过高（带轮转动不平衡引起的振动、噪声），初定从动轴n I=900r/min。

ｂ.确定计算功率Pc
根据工作情况，由课程设计实例与机械设计参考书P32页表4-1查得，工况系数K A=1.2，因此Pc=1.2×P电=1.2×4=4.8（kW）
ｃ.选择V带型号
=1440r/min，由课程设计实例与机械设计参考书P35页图4-1根据Pc=4.8kW和n
电
查得，选A型V带
ｄ.计算传动比i
i===1.6
ｅ.确定小带轮直径d1
由课程设计实例与机械设计参考书P33页表4-4查得，d min=75mm，因此选d1=125mm
ｆ.确定大带轮直径d2
大带轮直径d2=id1（1-ε），取弹性滑动率ε=0.02，
由此d2=1.6×125×（1-0.02）=196mm查表4-4得d2=200mm
实际传动比i==1.63
I轴的实际转速n I==（r/min）
转速误差Δn2=
对于带式传送装置，转速误差允许在±5%范围内
ｇ.验算带速v
v==9.42（m/s）在规定的5m/s25m/s范围内，合理
ｈ.初选中心距a0
因为0.7（d1+d2）2（d1+d2）所以由上面数据得0.7×（125+200）
2×（125+200）即227.5650
选取a0=400mm
ｉ.初选长度L0
L0+（d1+d2）+=2×400+（125+200）+=1313.766（mm）
ｊ.选择V带所需的基准长度L d
由课程设计实例与机械设计参考书P33页查表4-5得与L0相近的数据L d=1400mm ｋ.实际中心距a
a a0+=400+= 443.12mm
ｌ.验算小带轮包角
=180°-×57.3°=180°-×57.3°=170.3°120°因此，小带轮的包角取值合理
ｍ.计算单根V带的基本额定功率P0
根据d1=125mm和n电=1440r/min，由课程设计实例与机械设计参考书P34页查表4-7，用插值法，取得A型V带的额定功率P0=1.91kW
ｎ.额定功率的增量ΔP0
=1440r/min和i=1.6，由课程设计实例与机械设计参考书P35页查表4-8，根据n
电
用插值法，取得A型V带的额定功率增量ΔP0=0.148kW
ｏ.计算V带根数z
根据=170.3°，P33查表4-2得包角系数=0.98；根据L d=1400mm，P34查表4-6得带长修正系数K L=0.96，因此由下列公式计算V带根数
z===2.48
将z圆整后取z=3根
ｐ.确定单根V带的预紧力F0
F0=== 140.6N其中q的值由P33页表4-3查得，每米长度质量q=0.1kg/m
ｑ.确定带对轴的压力F Q
F Q=2zF0sin=2×3×140.6×sin=839.3N
ｒ.带轮结构工作图
带轮结构工作图以大带轮为例（见工程图附图）
2）画转速图的格线
该变速系统具有定比传动和三个变速组，如下图中的传动轴和转速格线，标定出了各轴号、主轴各转速点及电动机转速点的转速值。

3）分配传动比
①分配第三变速组（Ⅲ-Ⅳ轴间）的传动比。

由结构式12=31×23×26可知，第三变速组即第二扩大组的传动副数p2=2，几比指数x2=6.因此，现在Ⅳ轴上找到相距6格的两个转速点E和E 1。

根据传动比1/4≤u≤2，=1.14，则Ⅲ轴上相应主动转速点D只能有唯一位置，即u c1=-4=1.41-4=1/4，u c2=2=1.412=2。

②分配第二变速组（Ⅱ-Ⅲ轴间）的传动比。

第二变速组即第一扩大组又两个传动副，x1=3.因此，由Ⅲ轴上的D点可定出D1点。

Ⅱ轴上相应主动转速点C的位置只允许在C1——C1ˊ范围内选定。

若选点C1ˊ点，则Ⅱ轴转速过低且声速传动比达到极限值；若选C1点，则Ⅱ轴转速速度偏高且降速传动比达极限值。

综合上述问题，现选定C点位置，其传动比u b1=-3=1.41-3=1/2.8，u b2=0=1。

③分配第一变速组（Ⅰ-Ⅱ轴间）的传动比。

第一变速组即基本组有三个传动副x0=1，故于Ⅱ轴上自C点向上取相邻三点C、C1、C2。

其Ⅰ轴上相应转速点B只能在Bˊ——B＂范围内选定，考虑结构尺寸和传动性能，以及n I=832.37m/s，选定在B点。

④画全传动线，绘制转速图。

如下图所示
4）确定齿轮齿数。

在满足齿轮齿数确定的原则前提下由机械制造装备设计书P62页表2-5查得 A 第一变速组:
2/1/1u 21a ==ϕ，41.1/1/1u 2a ==ϕ，1/1u 3a =
2/1/1u 21a ==ϕ时：=z S ……57、60、63、66、69、72、75、78……
41.1/1/1u 2a ==ϕ时：=z S ……58、60、63、65、67、68、70、72、73、75、77、
79……
1/1u 3a =时：=z S ……58、60、62、64、66、68、70、72、74、76、78……
可取=z S 72,于是可得轴Ⅰ齿轮齿数分别为：24、30、36。

于是48/241=a i ，42/302=a i ，36/363=a i 可得轴Ⅱ上的三联齿轮齿数分别为：48、42、36。

B ．第二变速组:
8.2/1/1u 3b1==ϕ，1/1u 2b =
8.2/1/1u 3b1==ϕ时：=z S ……69、72、73、76、77、80、81、84、87、88、91、
92、95、96……
1/1u 2b =时：=z S ……70、72、74、76、78、80、82、84、86、88、90、92、
94、96……
可取 =z S 84，于是可得轴Ⅱ上两联齿轮的齿数分别为：22、42。

于是 62/22i 1b =，42/42i 2b =，得轴Ⅲ上两齿轮的齿数分别为：62、42。

C ．第三变速组:
4/1u 1c =,2u 2=c
4/1u 1c =时：=z S ……69、70、74、75、79、80、84、85、89、90、94、95…… 2u 2=c 时： =z S ……72、75、78、81、84、86、87、89、90、92、93、95、96……
可取 =z S 95.
4/1u 1c =为降速传动，取轴Ⅲ齿轮齿数为19；2u 2=c 为升速传动，取轴Ⅳ齿轮齿数
为32。

于是得76/19i 1c =,32/632=c i
得轴Ⅲ两联动齿轮的齿数分别为19，63；得轴Ⅳ两齿轮齿数分别为76，32。

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，检验z 2-z 3=48-30=184，因此所选齿轮的齿数符合设计要求的三联滑移齿轮中最大和次大齿轮之间的齿数差应大于4。

5）验算主轴转速误差：
主轴各级实际转速值用下式计算： n = n 电*
2
1
d d (1-ε)i a i b i c =882 i a i b i c 式中 i a 、 i b 、i c 分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比。

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 n -|≤10（Φ-1）% 其中'n 主轴标准转速 转速误差表
经计算10（Φ-1）% =10×（1.41-1）%=4.1%，上述均转速误差满足要求。

6）绘制传动系统图
四、动力设计
4.1电动机的选择
根据电动机功率P
=4KW 由机械工程及自动化简明设计手册P32页表2-2查得，电
选用Y112M-4型三相异步电动机。

由P33页表2-3查得Y系列电动机的外型尺寸
4.2各传动件的计算转速
①主轴的计算转速。

由机械制造装配设计课本P73页表2-6查得，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n c = n min 13
-Z ϕ
= n Ⅳ=112r/min;
②传动轴的计算转速
Ⅲ轴计算转速的确定：a. Ⅲ轴共有6级实际工作转速160-900r/min 。

b.主轴在40r/min 至1800r/min 之间的所有转速都能传递全部功率，此时Ⅲ轴若经齿轮副z 11/z 12传动主
轴，只有450-900r/min的3级转速才能传递全部功率；若经齿轮副z13/z14传动主轴，则160-900r/min的6级转速都能传递全部功率；因此，Ⅲ具有的6级转速都能传递
=160r/min即为Ⅲ轴的计算转速全部功率。

c.其中，能够传递全部功率的最低转速n
Ⅲ
（用黑点表示）。

其余依次类推，得各传动轴的计算转速为：n I=900r/min，nⅡ=450r/min.
③齿轮的计算转速
⑴齿轮z13的计算转速。

z13装在Ⅲ轴上，共有160-900r/min6级转速；经z13/z14传动，主轴所得到的6级转速315-1800r/min都能传递全部功率，故z13的这6级转速也能传递全部功率；其中最低转速160r/min即为z13的计算转速。

⑵齿轮z14的计算转速。

z14装在Ⅳ轴上，共有315-1800r/min6级转速；它们都能传递全部功率；其中在最低转速450r/min即为z14的计算转速。

⑶齿轮z11的计算转速。

z11装在Ⅲ轴上，共有160-900r/min 6级转速；其中只有在450-900r/min的3级转速时，经z11/z12传动主轴所得到的112-224r/min3级转速才能传递全部功率，而z11在160-315 r/min3级转速时，经z11/z12传动主轴所得到的40-80r/min3级转速都低于主轴的计算转速112r/min,故不能传递全部功率，因此z11只有在450-900r/min这3级转速才能传递全部功率；其中最低转速450r/min即为z11的计算转速。

⑷齿轮z12的计算转速。

z12装在Ⅳ轴上，共有40-224r/min6级转速，其中只有112-224r/min这3级转速才能传递全部功率；其中最低转速112r/min即为z12的计算转速。

其余依次类推，各齿轮的计算转速见下表
4.3确定主轴支承轴颈直径。

主轴前轴颈直径D1 = 75mm，后轴颈直径D2 = （0.7～0.85）D1，取D2 = 60 mm。

①选择材料，材料选用45钢正火处理。

由机械设计课程设计实例与禁忌P68表5-1，材料强度极限b=600MPa；由P73页表5-5，对称循环状态下的许用应力[-1b]=55MPa。

②计算基本直径d min由机械设计课程设计实例与禁忌P73页表5-4，轴的材料及载荷系数为C=110.当轴端弯矩较小时，查机械工程及自动化简明设计手册P35页，取V 带传动效率=0.96，齿轮传动效率为
1
=0.98，滚动轴承传动效率为2=0.99（一对）PⅣ=4×0.96×0.98×0.99×0.98×0.99×0.98×0.99=3.51
dⅣC=110×=33.45mm
由于安装有键需加大4%-5%，因为主轴为空心查机械工程及自动化简明设计手册P389页表7-12估算k=d/D=33.45/750.446要大，选取k=1.04，dⅥ=35.31×1.05×1.04=38.56mm；
再查机械工程及自动化简明设计手册P376页表7-1选车床最大回转直径D max=320mm，因此主轴内孔直径d = 0.1 D max±10 mm ，其中D max为最大加工直径。

取d =45 mm。

4.4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；
P ——该传动轴的输入功率（kW），P=P
电η； P
电
为电动机额定功率，η
为电动机到该轴间的传动效率，查机械工程及自动化简明设计手册P35页，取V带传动效率=0.96，齿轮传动效率为1=0.98，滚动轴承传动效率为2=0.99（一对）
j
n——该轴计算转速（r/min）；
[β]——该轴每米长度允许扭转角，这些轴都是一般传动轴，由机械工程及自动化简明设计手册P389页表7-12得，取[β]=10/m。

代入以上计算转速的值，计算各传动轴的直径：
Ⅰ轴：d I=23.26mm，为了传递转矩，选用花键轴，所以d I=23.26×（1-7%）=21.63mm，圆整后取d I=30mm
Ⅱ轴：d
Ⅱ
=27.45mm，为了
传递转矩，选用花键轴，所以d
Ⅱ=27.45×（1-7%）=25.53mm，圆整后取d
Ⅱ
=30mm
Ⅲ轴：d
Ⅲ
=35.55mm，为了
传递转矩，选用花键轴，所以d
Ⅲ=35.55×（1-7%）=33.06圆整后取d
Ⅲ
=36mm
4.5估算齿轮模数
(1)齿轮弯曲疲劳强度m w的估算：m w32，单位为mm；其中z ，n j应为同一齿轮的齿数和计算转速，并取zn j乘积之小之代入上式，n j的单位为r/min。

.①第一变速组：z1n1=24×900=21600；z2n2=48×450=21600；z3n3=30×900=27000；z4n4=42×630=26460；z5n5=36×900=32400；z6n6=36×900=32400因此zn j乘积中最
小是21600。

m w32=32×=1.82；查机械设计课程设计实例与禁忌P45页表4-17，取m w=2。

②第二变速组：z7n7=22×450=9900；z8n8=62×160=9920；z9n9=42×450=18900；
z10n10=42×450=18900因此zn j乘积中最小是9900。

m w32=32×=2.37；查机械设计课程设计实例与禁忌P45页表4-17，取m w=2.5。

③第三变速组：z11n11=19×450=8550；z12n12=76×112=8512；z13n13=63×160=10080；
z14n14=32×450=14400因此zn j乘积中最小是8512。

m w32=32×=2.54；查机械设计课程设计实例与禁忌P45页表4-17，取m w=2.5。

（2）齿轮接触疲劳强度m j的估算m j=，其中齿轮中心距A为A370，m j、A 为驱动电动机的功率，单位为kW；n j为大齿轮的计算转速，单的单位均为mm；P
电
位为r/min；z i-1、z i分别为主动齿轮、从动齿轮的齿数。

.①第一变速组：z1+z2=z3+z4=z5+z6=72 ；A370=370×=76.65mm
m j==2.13，查机械设计课程设计实例与禁忌P45页表4-17，取m j=2。

②第二变速组：z7+z8=z9+z10=84；A370=370×=108.19mm；
m j==2.58，查机械设计课程设计实例与禁忌P45页表4-17，取m j=2.5。

③第三变速组：z11+z12=z13+z14=95；A370=370×=121.85mm
m j==2.57，查机械设计课程设计实例与禁忌P45页表4-17，取m j=2.5。

根据估算所得m w、m j的值进行比较第一变速组：m1=2；第二变速组：m2=2.5；第三变速组：m3=2.5。

4.6主要传动件的验算
①齿轮模数的验算
因为设计的是机床,所以齿轮对强度速度及精度都应有一定的要求,齿轮应具有高强度及齿面具有高硬度；齿轮选用的是40Cr调质处理，硬度250-280HBW。

验算时选相同模数中承受载荷最大齿数最小的齿轮，一般对高速传动齿轮以验算接触疲劳强度为主，对低速传动的齿轮以验算弯曲疲劳强度为主，对硬齿面软齿芯的渗碳淬火齿轮，一定要验算弯曲疲劳强度。

按接触疲劳强度计算齿轮模数m j（单位为mm）
m j
按弯曲疲劳强度计算齿轮模数m w（单位为mm）
m w
1）第一变速组：相同模数中承受载荷最大齿数最小的齿轮为z1。

z1/z2中，取z1验算：z1位于Ⅰ轴属高速轴按照接触疲劳强度验算齿轮选用精度。

m j
其中：P——被验算齿轮所传递的功率，P=P d；P和P d（电动机的功率）单位均为kW，η为电动机到该轴间的传动效率查机械工程及自动化简明设计手册P35页，取
=0.98，滚动轴承传动效率为2=0.99（一
V带传动效率=0.96，齿轮传动效率为
对），第一轴P=4×0.96=3.84kW；
K1——工况系数，考虑载荷冲击的影响：轻微冲击取K1=1；
K2——动载荷系数，查机械工程及自动化简明设计手册P393页表7-16通常机床齿轮公差等级得K2=1.3；
K3——齿向载荷分布系数，查表7-17P393页K3=1；
K s——寿命系数，K s=K T K n K p K q，K s的极限值K Smax、K Smin查表7-18P393页，当K s K Smax时，取K s K Smax，当K s K Smin时，取K s K Smin；K Smax=0.6，K Smin=0.27；K T——工作期限系数，K T=，其中n为齿轮的最低转速，单位为r/min；
m‘为交变载荷下的疲劳曲线指数，C0为基准循环次数，m‘和C0均查表7-19P394页接触载荷m’=3，C0=107；弯曲载荷m’=6，C0=2×108；T为额定的齿轮工作期限，由于中型机床取T=15000h；
K n——转速变化系数，查表7-20P394页K n=0.90；
K p——功率利用系数，查表7-21P394页由接触载荷K p=0.58；由弯曲载荷K p=0.78；
K q——材料强化系数，查表7-22P394页由接触载荷K q=0.64；由弯曲载荷K q=0.77；
所以接触K s=×0.90×0.58×0.64=1.147K Smax=0.6，所以取K s
u——大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，因为是外啮合，所以取“+”；
z j、n j——被计算齿轮的齿数（小齿轮）和计算转速（单位为r/min）z j=24，n j=900r/min
B/m=6-10，B为齿宽，m为模数，B与m的单位为mm；取=10；
[][]——许用接触、弯曲应力，单位为MPa，查表7-23P395页；=650，=275 Y——齿形系数，查表7-24P395页。

m j
=16300×=2.07查机械设计课程设计实例与禁忌P45页表4-17，取m j=2。

所以m1=2
2）第二变速组：相同模数中承受载荷最大齿数最小的齿轮为z7。

按接触疲劳强度计算齿轮模数m j，u=62/22, K1=1, K2=1.3, K3=1,
K s=×0.90×0.58×0.64=0.813 K Smax=0.6，所以取K s,P=3.84×0.98×0.99=3.73, 取=10, ；=650。

z j=22，n j=450r/min m j
=16300×=2.65查机械设计课程设计实例与禁忌P45页表4-17，取m j=3。

按弯曲疲劳强度计算齿轮模数m w，K1=1, K2=1.3, K3=1, K s=×0.90×0.78×0.77=0.484K Smax=0.8，（K Smin0.484。

取K s =0.484，=10, ；=275。

z j=22，n j=450r/min。

Y=0.408
m w=275=275×=1.638查机械设计课程设计实例与禁忌P45页表4-17，取m w=2。

所以m2=3。

2）第三变速组：相同模数中承受载荷最大齿数最小的齿轮为z11。

按接触疲劳强度计算齿轮模数m j，u=19/76, K1=1, K2=1.3, K3=1,
K s=×0.90×0.58×0.64=0.722 K Smax=0.6，所以取K s；P=3.73×0.98×0.99=3.61, 取=10, ；=650。

z j=19，n j=450r/min；
m j =16300×=2.81查机械设计课程设计实例与禁忌P45页表4-17，取m j =3。

按弯曲疲劳强度计算齿轮模数m w ，K 1=1, K 2=1.3, K 3=1, K s =×0.90×0.78×0.77=0.48K Smax =0.8，（K Smin 0.48。

取K s =0.48，
=10, ；
=275。

z j =19，
n j =425r/min 。

Y=0.386
m w
=275=275
×=1.73查机械设计课程设计实例与禁忌
P45页表4-17，取m w =2。

所以比较看m 3=3。

经验算和初算得结果一致！即第一变速组m 1=2，第二变速组m 2=3，第三变速组m 3=3。

4.7齿轮强度校核：计算公式bm
Y Y KT Sa
Fa F 12=
σ查机械工程及自动化简明设计手册P35
页，取V 带传动效率=0.96，齿轮传动效率为1=0.98，滚动轴承传动效率为2=0.99
（一对）
①校核第一变速组齿轮
校核齿数为24的即可，确定各项参数 ⑴ P=×P 电=3.84kW,n Ⅰ=900r/min,
m N n P T ⋅⨯=⨯⨯=⨯⨯=46Ⅰ6101.4900/84.31055.9/1055.9
⑵ 定动载系数：s m dn v /26.21000
60900
481000
60I
=⨯⨯⨯=
⨯=
ππ
齿轮精度为7级，由《机械设计》P194图10-8查得使用系数K v =1.11 ⑶ 齿宽mm m b 202101m =⨯=⨯=ψ
⑷ 确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数1=d ϕ
非对称()2231.120.1810.60.2310H d d K b βφφ-=+++⨯ 41.1201023.0)6.01(18.012.13=⨯⨯++⨯+=-
4.4)2
5.2/(20/=+=h b ,查《机械设计》P198图10-13得3.1=βF K
（5）定齿间载荷分配系数: N d T F t 170848
101.4224
=⨯⨯==由《机械设计》P193表10-2查得使用系数K A =1.0
m N b F K t A /100＜42.8520
1708
0.1=⨯=由机械设计P195表10-3查得==1.2
（6）定动载系数: 73.13.12.111.10.1F =⨯⨯⨯==βαK K K K K F v A 机械设计P200页查表 10-5
65.2=Fa Y 58.1Y =Sa
⑺ 计算弯曲疲劳许用应力
由机械设计P208图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限a FE Mp 500=σ。

图10-18查得 9.0=N K ,S = 1.3
a F Mp 3463
.1500
9.0][=⨯=
σ 6.8258
.165.2346
][=⨯=Sa Fa F Y Y σ， 6.823.87172
2008
1773.1<=⨯⨯=bm KF t 故合适。

② 校核第二变速组齿轮
校核齿数为22的即可，确定各项参数 ⑴ P=P 电
1
2=0.96×4×0.98×0.99=3.73,n Ⅱ=450r/min,
mm N n P T ⋅⨯=⨯⨯=⨯⨯=46Ⅱ6107.92504/73.31055.9/1055.9
⑵确定动载系数：s m dn
v /55.11000
6050
4661000
60=⨯⨯⨯=
⨯=
ππ
齿轮精度为7级，由《机械设计》P194图10-8查得使用系数0.1=v K ⑶mm m b m 30310=⨯=⨯=ψ
⑷确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数1=d ϕ 非对称()2231.120.1810.60.2310H d d K b βφφ-=+++⨯ 41.1301023.0)6.01(18.012.13=⨯⨯+++=-
4.4)37
5.3/(30/=+=h b ,查《机械设计》P198图10-13得3.1=βF K
⑸确定齿间载荷分配系数: N d T F t 400266
107.92224
=⨯⨯== m N b F K t A /1000830
400
20.1＜=⨯=由机械设计P195表10-3查得==1.2
（6）定动载系数: 56.13.12.10.10.1F =⨯⨯⨯==βαK K K K K F v A ⑺机械设计P200页查表 10-5
72.2=Fa Y 57.1Y =Sa
（8）计算弯曲疲劳许用应力
由机械设计P208图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限a FE Mp 500=σ。

图10-18查得 9.0=N K ,S = 1.3
a F Mp 3463
.1500
9.0][=⨯=
σ 02.8157
.172.2346
][=⨯=Sa Fa F Y Y σ， 02.811.643
30400
256.1<=⨯⨯=bm KF t 故合适。

③校核第三变速组齿轮
校核齿数为19的即可，确定各项参数
（1）P=P 电12=0.96×4×0.98×0.99×0.98×0.99=3.61kW ,n Ⅲ=160r/min,
mm N n P T ⋅⨯=⨯⨯=⨯⨯=56Ⅲ61016.2061/61.31055.9/1055.9 ⑵确定动载系数：s m dn v /48.01000600
6157100060Ⅲ
=⨯⨯⨯=⨯=ππ
齿轮精度为7级，由《机械设计》P194图10-8查得使用系数0.1=v K ⑶mm m b m 30310=⨯=⨯ψ=
⑷确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数1=d ϕ
非对称()2231.120.1810.60.2310H d d K b βφφ-=+++⨯
41.1301023.0)6.01(18.012.13=⨯⨯+++=-
4.4)37
5.3/(30/=+=h b ,查《机械设计》P198图10-13得3.1=βF K
⑸确定齿间载荷分配系数: N d T F t 757957
1016.2225
=⨯⨯== m N b F K t A /10052.623075790.1＞=⨯=由机械设计P195表10-3查得==1.2
（6）定动载系数: 56.13.12.10.10.1F =⨯⨯⨯==βαK K K K K F v A
⑺机械设计P200页查表 10-5
85.2=Fa Y 54.1Y =Sa
⑻ 计算弯曲疲劳许用应力
由机械设计P208图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限a FE Mp 690=σ。

图10-18查得 2.1=N K ,S = 1.25
a F Mp 4.66225
.16902.1][=⨯=σ 9.15054
.185.24.662][=⨯=Sa Fa F Y Y σ，
9.150131.43
30757956.1＜=⨯⨯=bm KF t 故合适。

4.8各轴的强度验算
A 主轴的验算：
由《机械设计》,齿轮传递扭距和力为
主轴转距n P T /1055.96⨯=，
齿轮受的切向力 d T F t /2=
齿轮受的径向力αtan t n F F =
Ⅲ轴传递给主轴的功率为P=3.61kW
由《材料力学》84页空心轴抗扭截面系数为
)1(1643
απ-=D W ,其中D
d =α 经过13-14齿轮传递时受力分析
大齿轮计算转速为150r/min,则
主轴转距mm N n P T ∙⨯=⨯⨯=⨯=5661030.2150/61.31055.9/1055.9
齿轮受的切向力N d T F t 2434189/1030.22/25=⨯⨯==
齿轮受的径向力N F F t 88620tan 2434tan 0r =⨯==α
查机械工程及自动化简明设计手册P400，F c 与F f 、F p 之间有一定关系，取F p =0.4F c ，F f =0.25F c 。

主轴最大转矩求切削力F c ===2872.96N
切削力平移到主轴端部，随之在垂直平面和水平平面内产生一个附加弯矩M c ，M p ，把切削力作用点取离主轴夹头端面（1/2~1/3）l 件处，l 件见表7-26
M c =（2/3）F c l 件=2/3×2872.96×0.12=229.8388N ·m
M p =（2/3）F p l 件=2/3×0.4×2872.96×0.12=91.9347 N ·m
M f =（1/2）F f l 件=1/2×0.25×2872.96×0.12=43.0944 N ·m
M p -M f =91.9347-43.0944=48.84 N ·m
由手册P387滑移齿轮的轴向排布、手册P400表7-27、手册P404P405表7-33和图7-11、手册P526P524轴承的选用、机械设计课程设计实例与禁忌P137轴承端盖的选用，以及机床设计手册3部件机构及总体设计P83求出悬伸量a和最佳跨距l如下图弯矩图和扭矩图所示：
B
由上述内力图，可以判定轴的危险截面为截面B，在截面B上扭矩
T=230N·m
弯矩M==458.47N ·m
很明显,齿轮处受弯扭最大,且该处抗扭截面系数没有相对其它处大很多,所以校核该处.
由第三强度,危险截面强度为
MPa W T M 19.91058.523047.4585222
2=⨯+=+=-σ
(因为））（543
343
1058.5]70451[16)1070()1(16--⨯=-⨯⨯⨯=-=παπD W
小于40Cr 许用应力要求，符合要求
B 同理Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴的强度校核均符合要求。

五、 结构设计
5.1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：Ⅰ轴：6×26×30×6
Ⅱ轴：6×26×30×6
Ⅲ轴：8×32×36×6
Ⅰ～Ⅲ轴间传动齿轮精度为877—8b ，Ⅲ～Ⅳ轴间齿轮精度为766—7b 。

5.2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。

5.3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
5.4密封装置设计：
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。