最大加工直径320mm的卧式车床的主运动系统设计【5.5KW-1.26-10级】.doc

课程设计报告

320mm的卧式车床的主运动系统设计

5

设计任务书
车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下：
完成最大加工直径 320 mm 的卧式车床的主运动系统设计，主要参数如下：
转速级数 Z=10
公比 1.26
最低转速 nmin=85转/分

工件最大回转直径
D(mm)
正转最低转速
nmin( )
转速级数
公比
320
85
10
1.26

目 录
设计任务书 2
目 录 4
第1章 设计要求及目的 6
第2章 机床主参数的确定 8
2.1 确定转速范围 8
2.2 确定电动机型号 8
2.3拟定机床传动方案 9
2.3.1 传动系统扩大顺序的安排 10
2.3.2 绘制结构网 10
2.3.3 传动组的变速范围的极限值 11
2.3.4最大扩大组的选择 11
2.4 绘制转速图和传动系统图 12
2.5 确定各变速组此论传动副齿数 13
第3章 传动件的计算 14
3.1 带传动设计 14
3.2选择带型 15
3.3确定带轮的基准直径并验证带速 15
3.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 16
3.5确定带的根数z 17
3.6确定带轮的结构和尺寸 17
3.7确定带的张紧装置 17
3.8 验算主轴转速误差 19
3.9 计算转速的计算 20
3.10 齿轮模数计算及验算 21
3.11 传动轴最小轴径的初定 26
第4章 主要零件的设计与验算 30
4.1齿轮强度的校核验算 30
4.2 轴的校核 31
4.3 轴承寿命校核 33
参考文献 35

全套图纸加扣扣 401339828

第1章 设计要求及目的
一、设 计 任 务：
完成最大加工直径 320 mm 的卧式车床的主运动系统设计，主要参数如下：
转速级数 Z=10
公比 1.26
最低转速 nmin=85转/分
二、设 计 要 求：
1.完成传动系统设计：方案合理，运动设计和动力计算正确；
2.完成主轴箱草图和展开图设计（计算机打印A0）：布局合理、结构紧凑，内容表达完整、正确，图纸规范整洁。
3.完成1张主轴箱的剖面图（A1）：能综合反映各轴的空间位置，操纵机构安排合理、表达清楚，主轴中心高适当；
4.完成主轴零件图设计（A1）：结构合理，形位公差和表面粗糙度等技术要求标注合理，尺寸标注完整正确。
5.完成计算说明书一份（25页）：包括目录、设计任务书、总论或前言（概述）、参数、运动设计的分析和拟定、动力计算、结构的选择和分析及必要的说明、设计心得体会、参考文献（书目前排列序号，以便正文引用）。要求条理清楚，计算、分析准确。
机床技术参数有主参数和基本参数，他们是运动传动和结构设计的依据，影响到机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据，如车床的最大加工直径，一般在设计题目中给定，基本参数是一些加工件尺寸、机床结构、运动和动力特性有关的参数，可归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数。
通用车床工艺范围广，所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬质合金刀具又用高速钢刀具。因此，必须对所设计的机床工艺范围和使用情况做全面的调研和统计，依据某些典型工艺和加工对象，兼顾其他的可能工艺加工的要求，拟定机床技术参数，拟定参数时，要考虑机床发展趋势和同国内外同类机床的对比，使拟定的参数最大限度地适应各种不同的工艺要求和达到机床加工能力下经济合理。
机床主传动系因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应满足的基本要求有：满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床主轴油足够的转速范围和转速级数；满足机床传递动力的要求。主电动机和传动机构能提供足够的功率和转矩，具有较高的传动效率；满足机床工作性能要求。主传动中所有零部件有足够的刚度、精度和抗震性，热变形特性稳定；满足产品的经济性要求。传动链尽可能简短，零件数目要少，以便节约材料，降低成本。

36

第2章 机床主参数的确定
2.1 确定转速范围
根据=1.26
因为已知 ，
查标准数列表取最大转速
因为=1.26=1.064，根据【1】表3-6标准数列。首先找到最小极限转速85，再每跳过3个数取一个转速，即可得到公比为1.26的数列： 85，106，132，170，212，265，335，425，530，670
2.2 确定电动机型号
合理地确定电机功率N，使用的功率实际情况既能充分的发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。
目前，确定机床电机功率的常用方法很多，而本次设计中采用的是：估算法，它是一种按典型加工条件（工艺种类、加工材料、刀具、切削用量）进行估算。根据此方法，中型车床典型切削条件下的用量：
1）主（垂直）切削力：

2）切削功率： N切 =
3）估算主电动机功率：
根据以上条件，选定主电机：
a.电机功率N：
根据机床切削能力的要求确定电机功率。但电机产品的功率已经标准化，因此，按要求应选取相近的标准值。
N=5.5kw
b.电机转速n
电机的转速选择的是：
n=1440r/min
这个选择是根据电机的转速与主轴最高转速nmax和Ⅰ轴的转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。
c.电机的安装和外形
根据电机不同的安装和使用的需要，有四种不同的外形结构，用的最多的有底座式和法兰式两种。本次设计的机床所需选用的是外行安装尺寸之一。具体的安装图可由手册查到。
d.常用电机的资料
根据常用电机所提供的资料，选用：
Y132S-4
2.3拟定机床传动方案
级数为Z的传动系统由若干个顺序的传递组组成，各传动组分别有Z1、Z2、Z3、…个传动副.即
Z=Z1Z2Z3…
传动副数为使结构尽量简单以2或3为适合，即变速级数Z应为2和3的因子：
即
Z=2a3b
实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副的组合:
1) 12=3×4 2) 12=4×3
3) 12=3×2×2 4) 12=2×3×2
5) 12=2×2×3
方案1）和方案2)可省掉一根轴。但有一个传动组有四个传动副。若用一个四联滑移齿轮，则将大大增加其轴向尺寸；若用两个双联滑移齿轮，则操纵机构必须互锁以防止两个滑移齿轮同时啮合。将使得结构比较复杂。故在此不予采用。
按照传动副“前）多后少”的原则选择Z=3×2×2这一方案，但主轴换向采用双向片式摩擦离合器结构，致使Ⅰ轴的轴向尺寸过大，所以此方案不宜采用，加之主轴对加工精度、表面粗超度的影响最大。因此在主轴的传动副不宜太多，故方案5）亦不采用。而应先择12=2×3×2。
综上所述： 方案4） 12=2×3×2 是比较合理的
2.3.1 传动系统扩大顺序的安排
12=2×3×2的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有6种形式：
1) 12=21×32×26 2) 12=21×34×22
3) 12=23×31×26 4) 12=26×31×23
5) 12=22×34×21 6) 12=26×32×21
以上各种结构式方案中，由于传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围的限制，一般升速时。极限变速范围。
检查传动组的变速范围时，只需检查最后一个扩大组。因其他传动组的变速范围都比他小。由式

对于方案2）和 方案5）有：,则对于方案2）和 方案5）不予考虑。
对于其余方案有：。然而在可行的结构式方案1）、3）、4）、6）中，为了使中间轴变速范围最小，在各方案同号传动轴的最高转速相同时，变速范围越小，最低转速越高，转矩越小，传动件尺寸也就越小。比较方案1）、3）、4）、6），方案1）的中间传动轴变速范围最小，方案1）最佳。但由于Ⅰ轴装有摩擦离合器，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径因而采用方案3）12=23×31×26 最佳
2.3.2 绘制结构网
由上选择的结构式12=23×31×26 画其结构图如下：

图2.1结构网
2.3.3 传动组的变速范围的极限值
齿轮传动最小传动比Umin1/4,最大传动比Umax,决定了一个传动组的最大变速范围rmax=umax/umin。
因此，要按照下表，淘汰传动组变速范围超过极限值的所有传动方案。
极限传动比及指数X,X,值为：
表2.1
公比
极限传动比指数

1.41
X值：Umin==1/4
4
X'值：Umax=x, =2
2
(X+ X')值：rmin=x+x｀=8
6
2.3.4最大扩大组的选择
正常连续的顺序扩大组的传动的传动结构式为：
Z=Z1[1]Z2[Z1]Z3[Z1Z2]
最后扩大组的变速范围
按照r原则，导出系统的最大级数Z和变速范围Rn为：
表2.2
Z3

2
3
1.41
Z=12
Rn=44
Z=9
Rn=15.6
最后扩大组的传动副数目Z3=2时的转速范围远比Z3=3时大
因此，在机床设计中，因要求的R较大，最后扩大组应取2更为合适。
同时，最后传动组与最后扩大组往往是一致的。安装在主轴与主轴前一传动轴的具有极限或接近传动比的齿轮副承受最大扭距，在结构上可获得较为满意的处理，这也就是最后传动组的传动副经常为2的另一原因。
2.4 绘制转速图和传动系统图
（1）选择电动机：采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。
（2）绘制转速图：

（3）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数，画主传动系统图如图2-3：
1-2轴最小中心距：A1_2min>1/2(Zmaxm+2m+D)
轴最小齿数和:Szmin>(Zmax+2+D/m)
2.5 确定各变速组此论传动副齿数
(1)Sz100-124,中型机床Sz=70-100
(2)直齿圆柱齿轮Zmin18-24,m4

图2-3 主传动系统图
（7）齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等，据设计要求Zmin≥18~24,齿数和Sz≤100～124，由表4.1，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表2-2。
表2-2 齿轮齿数
传动比
基本组
第一扩大组
第二扩大组
1:1.26
1:2
1:3.16
1:1.26
1:1.58
1.58:1
1：1.58
代号
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z’
Z5
Z5’
Z
Z
Z7
Z7’
齿数
33
42
25
50
18
57
30
38
26
42
61
38
38
61

第3章 传动件的计算
3.1 带传动设计
输出功率P=5.5kW,转速n1=1440r/min,n2=670r/min
计算设计功率Pd

表4 工作情况系数
工作机
原动机
ⅰ类
ⅱ类
一天工作时间/h

10~16

10~16

载荷
平稳
液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（）；离心式压缩机；轻型运输机
1.0
1.1
1.2
1.1
1.2
1.3
载荷
变动小
带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（）；发电机；旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛
1.1
1.2
1.3
1.2
1.3
1.4
载荷
变动较大
螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械
1.2
1.3
1.4
1.4
1.5
1.6
载荷
变动很大
破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机
1.3
1.4
1.5
1.5
1.6
1.8
根据V带的载荷平稳，两班工作制（16小时），查《机械设计》P296表4，
取KA＝1.1。即
3.2选择带型
普通V带的带型根据传动的设计功率Pd和小带轮的转速n1按《机械设计》P297图13－11选取。

根据算出的Pd＝6.05kW及小带轮转速n1＝1440r/min ，查图得：dd=80～100可知应选取A型V带。
3.3确定带轮的基准直径并验证带速
由《机械设计》P298表13－7查得，小带轮基准直径为80～100mm
则取dd1=100mm> ddmin.=75 mm（dd1根据P295表13-4查得）
表3 V带带轮最小基准直径
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E

20
50
75
125
200
355
500

由《机械设计》P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=224mm
① 误差验算传动比： （为弹性滑动率）
误差 符合要求
② 带速
满足5m/s<v<25~30m/s的要求，故验算带速合适。
3.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角
由式
可得0.7（100+224）2（100+224）
即226.8648，选取=340mm
所以有：

由《机械设计》P293表13－2查得Ld＝1250mm
实际中心距

符合要求。
表4. 包角修正系数
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5. 弯曲影响系数
带型

Z

A

B

C

D

E

3.5确定带的根数z
查机械设计手册，取P1=0.35KW，△P1=0.03KW
由《机械设计》P299表13－8查得，取Ka=0.95
由《机械设计》P293表13－2查得，KL＝1.16
则带的根数
所以z取整数为4根。
3.6确定带轮的结构和尺寸
根据V带轮结构的选择条件，电机的主轴直径为d=28mm；
由《机械设计》P293 ，“V带轮的结构”判断：当3d＜dd1(90mm)＜300mm，可采用H型孔板式或者P型辐板式带轮，这次选择H型孔板式作为小带轮。
由于dd2>300mm，所以宜选用E型轮辐式带轮。
总之，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择E型轮辐式结构。
带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。
3.7确定带的张紧装置
选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。
对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通V带两侧面间的夹角是40°，为了适应V带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通V带轮槽角 为32°、34°、36°、38°（按带的型号及带轮直径确定），轮槽尺寸见表7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体。
表 普通V带轮的轮槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）

项目

符号
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
基准宽度
b p
5.3
8.5
11.0
14.0
19.0
27.0
32.0
基准线上槽深
h amin
1.6
2.0
2.75
3.5
4.8
8.1
9.6
基准线下槽深
h fmin
4.7
7.0
8.7
10.8
14.3
19.9
23.4
槽间距
e
8 ± 0.3
12±0.3
15±0.3
19±0.4
25.5 ± 0.5
37± 0.6
44.5 ± 0.7
第一槽对称面至端面的距离
f min
6
7
9
11.5
16
23
28
最小轮缘厚

5
5.5
6
7.5
10
12
15
带轮宽
B
B =( z -1) e + 2 f   z —轮槽数
外径
d a

轮 槽 角
32°
对应的基准直径 d d
≤ 60
-
-
-
-
-
-
34°
-
≤ 80
≤ 118
≤ 190
≤ 315
-
-
36°
60
-
-
-
-
≤ 475
≤ 600
38°
-
＞ 80
＞ 118
＞ 190
＞ 315
＞ 475
＞ 600
极限偏差
± 1
± 0.5
V带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式：
（1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd≤(2.5～3)d时)，如图7 -6a。 
（2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd≤ 300mm 时)，如图7-6b。
（3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮((dd－d)＞ 100 mm 时)，如图7 -6c 。
（4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd＞ 500mm 时)，如图7-6d。

（a） （b） （c） （d）
图7-6 带轮结构类型
根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）,大带轮选择腹板带轮如图（b）
3.8 验算主轴转速误差
由于确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计的理论转速难以完全相符，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过±10(ψ-1)%。
主轴各级实际转速值用下式计算
n实=nd×(1-ε)×u1×u2×u3×u4
其中：
ε—滑移系数ε=0.2
u1、 u2 、u3 、u4分别为各级的传动比
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(ψ-1)%
实际转速及转速误差如下:
表2.5各级传动组的转速误差
主轴转速
n1
n2
n3
n4
n5
n6
n7
n8
n9
n10
理论转速
85
106
132
170
212
265
335
425
530
670
实际转速
85.8
107.2
134.5
173.2
214.6
266.4
336.4
418.5
535.6
674.3
转速误差 （%）
0.7
0.4
0.2
0.32
0.17
0.32
0.32
0.46
0.27
0.3
故转速误差满足要求。
3.9 计算转速的计算
（1）主轴的计算转速nj，由公式n=n得，主轴的计算转速nj=198.305r/min，
取212r/min。
(2). 传动轴的计算转速
轴3=132 r/min 轴2=212 r/min，轴1=670r/min。
（2）确定各传动轴的计算转速。各计算转速入表3-1。
表3-1 各轴计算转速
轴 号
Ⅰ 轴
Ⅱ 轴
Ⅲ 轴
计算转速 r/min
670
212
132

（3） 确定齿轮副的计算转速。齿轮Z装在主轴上其中只有212r/min传递全功率，故Zj=212r/min。
依次可以得出其余齿轮的计算转速，如表3-2。
表3-2 齿轮副计算转速
序号
Z
Z
Z
Z
Z
n
670
212
212
132
212
3.10 齿轮模数计算及验算
（1）模数计算。一般同一变速组内的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算，即mj=16338可得各组的模数，如表3-3所示。
根据和计算齿轮模数，根据其中较大值取相近的标准模数：
=16338=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：=15～24
——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=ŋ
——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；
：工作期限 ， =；
==3.49
==1.8
=0.84 =0.58
=0.90 =0.55 =0.72
=3.49 0.84 0.58 0.55=0.94
=1.80.84 0.90 0.72=0.99
时，取=，当<时，取=；
==0.85 =1.5；
=1.2 =1 =0.378
许用弯曲应力，接触应力，()
=354 =1750
按接触疲劳计算齿轮模数m
1轴由公式mj=16338可得mj=2.34mm，取m=3mm
2轴由公式mj=16338可得mj=2.31mm，取m=3mm
3轴由公式mj=16338可得mj=2.83mm，取m=3mm
根据有关文献，也为了便于统一，在这里传动齿轮统一取m=3
表3-3 模数

组号
基本组
第一扩大组
第二扩大组
模数 mm
3
3
3

（2）基本组齿轮计算。
基本组齿轮几何尺寸见下表
齿轮
Z1
Z1`
Z2
Z2`
Z3
Z3`
齿数
33
42
25
50
18
57
分度圆直径
99
126
75
150
54
171
齿顶圆直径
105
132
91
156
60
177
齿根圆直径
91.5
118.5
67.5
142.5
46.5
163.5
齿宽
24
24
24
24
24
24
按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB～246HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB～246HB，平均取240HB。计算如下：
① 齿面接触疲劳强度计算：
接触应力验算公式为

弯曲应力验算公式为：

式中 N----传递的额定功率（kW），这里取N为电动机功率，N=5kW;
-----计算转速（r/min）. =212（r/min）;
m-----初算的齿轮模数（mm）, m=3（mm）;
B----齿宽（mm）;B=24（mm）;
z----小齿轮齿数；z=18;
u----小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=3.16;
-----寿命系数；
=
----工作期限系数；

T------齿轮工作期限，这里取T=15000h.;
-----齿轮的最低转速（r/min）, =500（r/min）
----基准循环次数，接触载荷取=，弯曲载荷取=
m----疲劳曲线指数，接触载荷取m=3；弯曲载荷取m=6;
----转速变化系数，查【5】2上，取=0.60
----功率利用系数，查【5】2上，取=0.78
-----材料强化系数，查【5】2上， =0.60
-----工作状况系数，取=1.1
-----动载荷系数，查【5】2上，取=1
------齿向载荷分布系数，查【5】2上，=1
Y------齿形系数，查【5】2上，Y=0.386；
----许用接触应力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；
---许用弯曲应力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；
根据上述公式，可求得及查取值可求得：
=635 Mpa
=78 Mpa
（3）第一扩大组齿轮计算。
扩大组齿轮几何尺寸见下表
齿轮
Z4
Z4`
Z5
Z5`
齿数
30
38
26
42
分度圆直径
90
114
78
126
齿顶圆直径
96
120
84
132
齿根圆直径
82.5
106.5
70.5
118.5
齿宽
24
24
24
24
（4）第二扩大组齿轮计算。
扩大组齿轮几何尺寸见下表
齿轮
Z5
Z5`
Z6
Z6`
齿数
61
38
38
61
分度圆直径
183
114
114
183
齿顶圆直径
189
120
120
189
齿根圆直径
175.5
106.5
106.5
175.5
齿宽
24
24
24
24
按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB～246HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB～246HB，平均取240HB。
同理根据基本组的计算，
查文献【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，
=1，=1，m=3.5，=355；
可求得：
=619 Mpa
=135Mpa
3.11 传动轴最小轴径的初定
传动轴直径按扭转刚度用下列公式估算传动轴直径：
mm
其中：N—该传动轴的输入功率
KW
Nd—电机额定功率；
—从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积
—该传动轴的计算转速r/min
—每米长度上允许的扭转角(deg/m),可根据传动轴的要求选取如表3.2所示：
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

0.5—1
1—1.5
1.5—2
对于一般的传动轴，取=1.5。取估算的传动轴长度为500mm。
对Ⅰ轴有： KW
=670r/min

预取mm
对Ⅱ轴有：KW
=1120 r/min
mm
预取
对Ⅲ轴有： KW
=140 mm
预取
采用花键轴结构，即将估算的传动轴直径d减小7%为花键轴的直径，在选相近的标准花键。
=32×0.93=29.76
=38×0.93=35.34
=46×0.93=42.78
查表可以选取花键的型号其尺寸分别为
轴取 6-30×26×6
轴取 6-38×33×10
轴取 6-43×40×12
最脆弱轴的计算校核
对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。
轴的抗弯断面惯性矩（）
花键轴 =
式中 d—花键轴的小径（mm）；
i—花轴的大径（mm）；
b、N—花键轴键宽，键数；
传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：
=
式中 N—该轴传递的最大功率（kw）;
—该轴的计算转速（r/min）。
传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆
周力

式中 D—齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。
齿轮的径向力：

式中 α—为齿轮的啮合角，α＝20º；
ρ—齿面摩擦角，；
β—齿轮的螺旋角；β＝0
故N
花键轴键侧挤压应力的验算
花键键侧工作表面的挤压应力为：

式中 —花键传递的最大转矩（）；
D、d—花键轴的大径和小径（mm）；
L—花键工作长度；
N—花键键数；
K—载荷分布不均匀系数，K=0.7～0.8；

故此花键轴校核合格
轴承疲劳强度校核
机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为：

C—滚动轴承的额定负载（N）,根据《轴承手册》或《机床设计手册》查取，单位用（kgf）应换算成（N）；
—速度系数， 为滚动轴承的计算转速（r/mm） —寿命系数，
—寿命系数，对球轴承=3，对滚子轴承=；
工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、磨床等多数机床），；
—功率利用系数，查表3—3；
—速度转化系数，查表3—2；
—齿轮轮换工作系数，查《机床设计手册》；
P—当量动载荷，按《机床设计手册》。

故轴承校核合格

第4章 主要零件的设计与验算
4.1齿轮强度的校核验算
① 齿面接触疲劳强度计算：
接触应力验算公式为

弯曲应力验算公式为：

式中 N----传递的额定功率（kW），这里取N为电动机功率，N=5kW;
-----计算转速（r/min）. =212（r/min）;
m-----初算的齿轮模数（mm）, m=3（mm）;
B----齿宽（mm）;B=24（mm）;
z----小齿轮齿数；z=18;
u----小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=3.16;
-----寿命系数；
=
----工作期限系数；

T------齿轮工作期限，这里取T=15000h.;
-----齿轮的最低转速（r/min）, =500（r/min）
----基准循环次数，接触载荷取=，弯曲载荷取=
m----疲劳曲线指数，接触载荷取m=3；弯曲载荷取m=6;
----转速变化系数，查【5】2上，取=0.60
----功率利用系数，查【5】2上，取=0.78
-----材料强化系数，查【5】2上， =0.60
-----工作状况系数，取=1.1
-----动载荷系数，查【5】2上，取=1
------齿向载荷分布系数，查【5】2上，=1
Y------齿形系数，查【5】2上，Y=0.386；
----许用接触应力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；
---许用弯曲应力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；
根据上述公式，可求得及查取值可求得：
=635 Mpa
=78 Mpa
4.2 轴的校核
（a） 主轴的前端部挠度
（b） 主轴在前轴承处的倾角
（c） 在安装齿轮处的倾角

E取为，

，
由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算

将其分解为垂直分力和水平分力
由公式
可得

主轴载荷图如下所示：

由上图可知如下数据：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm
计算（在垂直平面）
,,

，，

，，

计算（在水平面）
,,

，，

，，

合成：

4.3 轴承寿命校核
由П轴最小轴径可取轴承为7008C角接触球轴承,ε=3；P=XFr+YFaX=1，Y=0。
对Ⅱ轴受力分析

得：前支承的径向力Fr=2642.32N。
由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命 [L10h]=15000h
L10h=×=×=h≥[L10h]=15000h
轴承寿命满足要求。

参考文献
1.段铁群.《主轴箱设计》，科学出版社；
2.于惠力，向敬忠，张春宜.《机械设计》，科学出版社；
3.潘承怡，苏相国. 《机械设计课程设计》，哈尔滨理工大学；
4.戴署.《金属切削机床设计》，机械工业出版社；
5.陈易新，《金属切削机床课程设计指导书》；
6、机床主轴、变速箱设计简明手册
7、机械设计课程设计
8、金属切削机床设计
9、机械制造装备等

1. 基于C8051F单片机直流电动机反馈控制系统的设计与研究
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