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机床主轴变速箱课程设计

- 52 -
2020年4月19日
文档仅供参考

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: /01/12— -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。
0.1
5
4
3
2

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，
0.2
5
4
3
2

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。
0.2
5
4
3
2

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。
0.5
5
4
3
2

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
0.2
5
4
3
2

工作量
工作量饱满，难度适中。
0.5
5
4
3
2

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。
0.3
5
4
3
2

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 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 -
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/kw
nmax
（r·min-1）
nmin
（r·min-1）
公比
f
工件
材料
刀具
材料
5.5
1320
106
1.26
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Ⅰ轴如果安置换向摩擦离合器时，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=2×3×2。
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=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，因此此方案不宜采用，而应先择12=2×3×2。
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==7.8<8 ，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2—2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它转动比：
Ⅱ～Ⅲ～Ⅳ轴小传动比为 ∵ =
∴取 = = =
Ⅰ～Ⅱ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(k→k+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Zmin≥18～20，以避免产生根切现象。
2、 套装在轴上的小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Zmin≥1.03D/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umin≥1/4。中型机床一般取Sz=70～100，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（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，能顺利经过。
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38，38,24。
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/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，经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
ƒ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III—IV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，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II—III间Z=20的计算转速为530 r/min；
（3）同理可得，轴I—II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=η
η——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

0.5—1
1—1.5
1.5—2
对于一般的传动轴，取=1.5
传动效率 η=η1nη2mη3k
η1—直齿传动效率 取0.98
η2—V带传动效率 取0.96
η3—轴承传动效率 取0.98
I轴：= 取dI =225mm
II轴:= 取dII =26 mm
III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≈（0.75～0.85）D1 ， 取D2=84 mm
普通车床内孔直径d≈（0.55～0.6）D1 ， 取d=63 mm
由[3]表3-13，得主轴前端悬伸量a≈（0.6～1.5）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：=15～20
——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；
时，取=，当<时，取=；
==0.85 =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 ，每天12小时，由[4]式10-12和表10-21得
[σf]≈1370 Mpa
其它组齿轮材料选用20CrMn，渗碳淬火处理，工作年限为 ，每天12小时，由[4]式10-12和表10-21得
[σf]≈1750 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=3.943
圆整模数 取mfIII-IV=4
四、计算各齿轮的参数
第一组：m=2
Z
D
da
df
B
37
74
78
69
22.2
47
94
98
89
28.2
第二组：m=2
Z
D
da
df
B
42
84
88
79
25.2
42
84
88
79
25.2
第三组：m=3
Z
D
da
df
B
45
135
141
127.5
40.5
36
108
114
100.5
32.4
第四组：m=3
Z
D
da
df
B
36
108
114
100.5
32.4
45
135
141
127.5
40.5
第五组：m=3
Z
D
da
df
B
54
162
168
154.5
32.4
27
81
87
73.5
16.2
第六组：m=4
Z
D
da
df
B
43
224
232
214
51.6
27
104
112
94
32.4
第七组：m=4
Z
D
da
df
B
20
140
148
130
24
50
260
268
250
60
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=81
B空=41+17+6+1=65
B=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)<a0<2(dd1+ dd2)，初定中心距a0=600mm
带所需的基准长度

=[]=1795.26 mm
选带的基准长度Ld=1750mm
实际中心距a=a0+=600+=578mm
包角α1=180°-57.5°=180°-57.5°=167.57>120°,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 ΔP0=0.17kW ,查表8-5得Kα=0.96,查表8-2得KL=1.00,则
z==3.01535 因此，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：D<84mm， 取D=90mm
正转静负载扭矩M=974=974=7.601 kgf﹒m
中型机床取K=1.5，
正转时，离合器所能传递扭矩Mj≥Mk=7.6011.5= 11.4015kgf﹒m
取Mj=12kgf﹒m
反转静负载扭矩M=974=974
=3.04 kgf﹒m
反转时，离合器所能传递扭矩Mj≥Mk=3.041.5=4.56 kgf﹒m
取Mj=5kgf﹒m
I轴d=25mm，采用轴装式摩擦片
外片内径D1=d+5=30mm，选取φ==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 kgf﹒m
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=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，因此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，因此前轴承的精度选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，因此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进。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能够移动，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。
其它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能够用花键或者平键；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。
因此用花键连接。
十、润滑与密封:
主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常见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，形式很多，一种轴与轴承盖之间留0.1～0.3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，这样能够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可。精度较高的机床主轴考虑到热处理变形的影响，能够选用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HRC50～55。其它部分经调质处理后硬度为HB 220～250。

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
σHlim=800Mpa σFlim=320Mpa σFE=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=1.07
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，Фd=0.8，KHα=1.1，由[7]图9.1-6，得CH3=0.22
因为==28.21< 750N/mm
由[7]图9.1-7得，修正系数CK=0.7
修正CH3=0.70.22=0.154
选用齿轮箱润滑油ν50=100mm2/s，由[7]图9.1-8得，CH4=0.96
由[7]图9.1-9得，齿面工作硬化系数 ZW=1
由[7]图9.1-10得，接触强度尺寸系数 ZX=1
由[7]表9.1-30得，弹性系数 ZE=189.8
由[7]图9.1-11得，寿命系数 ZNT=1
PHP=
==14.56 kW > KAP
接触疲劳强度校验经过。

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εα=1.7 ，由[7]图9.1-15得，CF2=1.45
CF3===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=4.02
PFP=
==24.34kW > KAP
弯曲疲劳强度校验经过。

（2）第二组齿轮强度校验 取齿轮Z=54 精度7级
σHlim=1500Mpa σFlim=400Mpa σFE=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，Фd=0.8，KHα=1.1，由[7]图9.1-6，得CH3=0.1
因为==90.85< 750N/mm
由[7]图9.1-7得，修正系数CK=0.77
修正CH3=0.770.1=0.077
选用齿轮箱润滑油ν50=100mm2/s，由[7]图9.1-8得，CH4=0.96
由[7]图9.1-9得，齿面工作硬化系数 ZW=1
由[7]图9.1-10得，接触强度尺寸系数 ZX=1
由[7]表9.1-30得，弹性系数 ZE=189.8
由[7]图9.1-11得，寿命系数 ZNT=1
PHP=
==17.5 kW > KAP
接触疲劳强度校验经过。

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εα=1.7 ，由[7]图9.1-15得，CF2=1.45
CF3===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=4.32
PFP=
==14.6kW > KAP
弯曲疲劳强度校验经过。

（3）第三组齿轮强度校验 取齿轮Z=45 精度7级
σHlim=1500Mpa σFlim=400Mpa σFE=800Mpa
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，Фd=0.8，KHα=1.0，由[7]图9.1-6，得CH3=0.06
因为==101.79< 750N/mm
由[7]图9.1-7得，修正系数CK=0.74
修正CH3=0.740.06=0.044
选用齿轮箱润滑油ν50=100mm2/s，由[7]图9.1-8得，CH4=0.96
由[7]图9.1-9得，齿面工作硬化系数 ZW=1
由[7]图9.1-10得，接触强度尺寸系数 ZX=1
由[7]表9.1-30得，弹性系数 ZE=189.8
由[7]图9.1-11得，寿命系数 ZNT=1
PHP=
==9.5 kW > KAP
接触疲劳强度校验经过。

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εα=1.7 ，由[7]图9.1-15得，CF2=1.45
CF3===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=4.47
PFP=
==10.92 kW > KAP
弯曲疲劳强度校验经过。

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α=20°，齿面摩擦角ρ≈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）
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[y]≤0.0002l=0.0002500=0.1 (mm)
[θ]≤0.001(rad)
圆柱滚子轴承处 [θ]≤0.0025(rad)
向心球轴承处[θ]≤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==3.523106 mm4
综合变量η==5.67
由[3]图3-34 得=6.0
则 L0=6.0100=630 mm，L合理=(0.75～1.5)L0=450～900 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=(0.5～0.6)Dmax，Dmax为最大加工直径
ηΠ — 主传动系统总效率
则Pz==2444（N）
径向切削力Py≈0.5Pz=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
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αP=tg-1=63.43°
驱动力Q与水平坐标y轴的逆时夹角αQ=γ+90°+α+ρ=135.7°
主轴前端c点有力偶M作用下，变形后所在的象限角αM=180°
（1）计算切削力P作用在s点引起主轴前端c点的挠度ycsp
ycsp= (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=27