12级机床变速箱设计(50—1300rpm).doc

机械制造装备课程设计

题目名称

专业班级

学生姓名

学 号

指导教师

附 件

机械与电子工程系

二○一四年 月 日

蚌埠学院机械制造装备课程设计任务书

层次： 本科 专业：11机械设计制造与自动化本2
学生姓名

学号

指导教师

课题类别
装备设计
设计时间
2014年12月22日至2015年1月5日
课题名称
12级机床变速箱设计（50—1300rpm）
一、机械制造学课程设计的主要内容与要求
机械制造装备课程设计是其在校学习阶段的一个重要教学环节。机械制造装备课程设计的目的是培养学生综合运用所学的基础和专业理论知识，独立解决本专业一般工程技术问题的能力，树立正确的设计思想和工作作风。本课题主要让学生进行12级机床变速箱设计，绘制主轴箱装配图、编写设计说明书。本课题可使学生受到充分运用所学知识解决实际问题的锻炼，能够培养学生的计算能力、绘图能力、文字表述能力、文献检索能力以及综合分析能力，能够使学生的工程意识和技术素质得到显著提高。
二、课程设计工作量要求
1. 主轴箱装配图 （1张）
2. 主轴零件图 （1张）
3. 编写设计说明书1份
三、应收集的资料及主要参考文献
机械设计手册 徐灏
机械制造装备设计课程设计指导书 机械工业出版社
四、进度计划及指导安排
第1天：下达设计任务，查阅收集资料。
第2-3天：进行传动方案设计，绘制转速图。
第4-5天：合理分配传动比，进行相关设计计算和强度校核。
第6-8天：绘制传动系统装配图，撰写课程设计说明书。
第9天：整理设计资料，撰写课程设计总结，提交设计资料。
任务书审定日期 年 月 日 指导教师（签字）
任务书下达日期 年 月 日 学 生 （签字）

蚌埠学院本科课程设计评阅表
机械与电子工程系 2014级 机械设计制造及自动化专业（班级）： 班
学生姓名
张飞
学 号
51111301013
课题名称

指导教师评语：

指导教师（签名）：
2014年 月 日
评定成绩

- 55 -

目录
1、 设计要求及用途 - 5 -
1.1 要求 - 5 -
1.2 用途 - 6 -
2、 设计意义 - 6 -
3、 设计内容 - 6 -
3.1 传动设计 - 6 -
3.1.2 确定结构式、结构网 - 6 -
3.1.3 绘制转速图 - 8 -
3.1.4 绘制传动系统图 - 13 -
3.2 动力设计 - 13 -
3.3 带传动设计 - 15 -
3.4 齿轮传动设计 - 19 -
3.4.1 第一变速组齿轮的结构设计 - 19 -
3.4.2 第二变速组齿轮的结构设计 - 22 -
3.4.3 第三变速组齿轮的结构设计 - 26 -
3.5 轴的设计 - 30 -
3.5.1 Ⅰ轴的设计 - 30 -
3.5.2 Ⅱ轴的设计 - 33 -
3.5.3 Ⅲ轴的设计 - 37 -
3.5.4 主轴的设计 - 39 -
3.6 轴承的校核 - 43 -
3.6.1 Ⅰ轴上轴承的校核 - 43 -
3.6.2 Ⅱ轴上轴承的校核 - 44 -
3.6.3 Ⅲ轴上轴承的校核 - 45 -
3.6.4 主轴上轴承的校核 - 45 -
3.7 键的选用及其强度校核 - 46 -
3.7.1 Ⅰ轴上键的选用及其强度校核 - 46 -
3.7.2 Ⅱ轴上键的选用及其强度校核 - 47 -
3.7.3 Ⅲ轴上键的选用及其强度校核 - 47 -
3.7.4 主轴上键的选用及其强度校核 - 48 -
3.8 轴承端盖的结构 - 49 -
3.8.1 Ⅰ轴轴承端盖的结构 - 49 -
3.8.2 Ⅱ、Ⅲ轴轴承端盖的结构 - 49 -
3.8.3 主轴轴承端盖的结构 - 50 -
4、机座与箱体的结构设计 - 52 -
4.1 机座的结构 - 52 -
4.2 箱体的机构 - 53 -
4.2.1 箱体的材料 - 53 -
4.2.2 箱体的设计 - 53 -
5、 润滑 - 55 -
5.1 润滑剂 - 55 -
5.2 普通车床主轴箱润滑剂的选择 - 56 -
5.3 防止机床漏油的措施 - 56 -
6、 总结 - 56 -
致 谢 - 57 -
参 考 文 献 - 58 -

摘 要:传动系统是指将动力机的运动和动力传递给执行机构或执行末端件的中间装置。组成传动系统的一系列传动件称为传动链，所有传动链及它们之间的相互联系组成传动系统。而机床传动系统的现状及发展趋势由整体机床表现出来，我国现今企业机械加工机床大多数还是以普通车床为主，但数控机床占有率逐年上升，且在大中企业已有较多的使用，在中小企业甚至个体企业中也使用。但除少量机床以FMS 模式集成使用外，大都处于单机运行状态，并且有相当的一部分使用效率并不高。而世界上许多国家机床的发展正向着高速、精密、复合、智能和绿色的数控机床发展。本课题是以普通车床传动系统为研究目标，从其主传动系统结构入手，对其系统结构设计、结构组成分析、分级变速分析、传动件的计算分析等几个方面进行研究。为优化传动系统结构和改善传动系统的精度及稳定特性提供必要的理论依据。通过本课题的研究，使机床结构更加紧凑，性能更加优越，生产加工更加精密。
关键词:传动链；传动系统；数控机床；FMS。

Abstract : Transmission refers to the movement of the power machine and power passed to the implementing agencies or the implementation of the end of the intermediate device. Up the drive links a series of drive known as the drive chain of transmission chains and their inter-linkages between the transmission systems. Situation and development trend of the machine drive system overall machine performance, our present most of the enterprise machining machine tool or an ordinary lathe-based, but the CNC machine tools market share increased year by year, and more use in large and medium enterprises, is also used in small and medium enterprises and even individual companies. Apart from a small amount of machine tools to integrated use of the FMS mode, mostly in the stand-alone operation status, and a considerable part in the inefficient use of backward, management status. The development of many countries, machine tools in the world! High-speed, precision, complex, intelligent and green is the general trend of the CNC machine tool technology development. This topic is a variable speed lathe drive system for the study objectives, starting from the structure of the main transmission system, system architecture design, structure, grading, several aspects of the calculation of the transmission study. In order to optimize the transmission system and to improve the accuracy and stability characteristics of the transmission system to provide the necessary theoretical basis for the research of this subject, to make the machine more compact, more superior, more sophisticated production and processing
Keywords: transmission chain; transmission;CNC; FMS.

1、 设计要求及用途
1.1 要求
级数，最低转速，最高转速
本课题主要的参考机床：CA6140
1.2 用途
普通车床适用于各套筒类、轴类以及盘类零件上的回转体表面的加工。也可用于车削端面、内外圆锥面、外圆柱面，孔类加工（钻孔、扩孔、铰孔、镗孔），各种常用的螺纹以及滚花等，加工范围较广。由于机床结构复杂，自动化程度不高，故常用于单件、小批量生产。
2、 设计意义
通过对普通车床主轴变速系统的优化设计，从而更加深入的了解了机床的结构，以及国内外机床的发展趋势。基本了解机床的设计构思、方案分析、工艺性分析，巩固了AutoCAD软件，并且学会了编写技术文件、查阅相关技术资料，为以后的学习工作打下了坚实的基础。
3、 设计内容
3.1 传动设计
[1] 转速范围：，
[2] 转速级数：
[3] 确定公比及最终极限转速：
根据公式可知：公比。根据我国机床专业标准规定的标准公比，圆整后取。由此，最优化的选择出机床主轴最低、高转速分别为：，。
3.1.2 确定结构式、结构网
将主轴转速级数分解因子，最好的扩大顺序方案为：
×2
变速组的扩大顺序与传动顺序一致，及基本组在最前面，依次为第一扩大组，第二扩大组，各变速组变速范围逐渐扩大。
根据公式可得，传动件所传递的功率P与它的计算转速决定了传递转矩T。一般情况下，从电动机到主轴为降速传动。即所谓的“近电机高转速”，从而计算转速也较高，那么需要传递的转矩就较小，尺寸也较小。根据传动副的“前多后少”原则，即将传动副较多的变速组安排在靠近电动机处，这样可以多些小尺寸的零件，少些大尺寸的零件，不仅可以节省材料，还可以使变速箱结构紧凑。因此，对已这一扩大方案，我们通常采用的方案，它表示该传动系统是由3个变速组共7对传动副组成（不包含可能的定比传动副）。
在方案中，由于基本组与扩大组之间的排列顺序不同，又将衍生出6种不同的方案。6种方案的结构式如下：

在这6个方案中，首先应对各个方案变速组的变速范围进行验算。在一般情况下，变速范围最大的是最后一个扩大组，所以只需要对最后一个扩大组的变速范围进行校验。
设计机床的变速系统中，在降速传动时，为了避免从动齿轮的直径过大而使径向尺寸随之增大，通常使传动副的最小传动比。在升速传动中，防止产生过大的噪声与震动，通常使传动副的最大传动比。对于斜齿圆柱齿轮传动比较平稳，所以取。故，在一般情况下变速组的变速范围应满足以下条件：

在、、这两种方案中，最后一个扩大组都是，其变速范围：

所以不满足传动组的极限变速范围要求。
在这两种方案中，最后一个扩大组都是23，其变速范围：

满足传动组的极限变速范围要求。根据中间轴变速范围最小的原则，即“前密后疏”，方案6为最佳方案，结构式为：。
画出结构网如下：(变速系统共需4根轴，其中Ⅳ轴为主轴)

Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ

图3-1 结构网
3.1.3 绘制转速图
（1） 选择电动机类型
根据已知的工作条件和要求，我们通常选用一般用途的Y型系列鼠笼式三相异步电动机，卧式封闭结构。
（2） 机械传递效率的计算

式中为传动装置中各传动副（带、链、蜗轮、齿轮）、轴承和齿轮的效率。
则上述效率可改写成

式中分别为带传动、轴承和齿轮的传动效率。
根据参考文献[3]表5-1查取：
（齿轮8级精度）。有：

（3） 确定电动机型号
根据已知条件，选择Y132S1-2三相鼠笼异步电动机，参数如下表：
表3-1 Y132S1-2电机基本参数
电机型号
额定功率/kW
轴径/mm
电机转速/(r/min)
同步转速
满载转速
Y132S1-2
5.5
38
3000
2900

（4） 选定电动机转速
在相同的额定功率下，普通交流异步电动机的同步转速有（2级）、（4级）、（6级）、1400r/min(12级)和（8级）等几种。在无特殊要求是，我们通常优先选用价格低的2级或者4级电机，并且尽量使所选电机的同步转速和主轴的最高转速想接近，故，所取电动机的同步转速为（满载时为）。
（5） 电动机的输出功率

其中： ——电动机的额定功率，kW ；
——工作机所需的输入功率，kW ；
——电动机与工作机之间总的传动效率。
有：
（6） 分配降速比
在分配传动系统的降速比时，其实质是根据极限传动比：、（直齿圆柱齿轮传动）的要求，对各变速组的传动比进行分配，以确定各轴的转速。
由上知：、、、，根据参考文献[1]表2-5查得，主轴的各级转速为：31.5、45、63、90、125、180、250、355、500、710、1000、1400。
将Ⅰ-Ⅱ轴、Ⅱ-Ⅲ轴、Ⅲ-Ⅳ轴间的各变速组命名为a、b、c。对于变速组c的变速范围有：

所以，变速组c的两对传动副的传动比只能是极限传动比。即：

于是，确定了Ⅲ-Ⅳ轴间的传动为：向右上方升三格的升速，向右下方降六格的降速。同时也确定了Ⅲ轴的最低转速是250。
对于变速组b，其级比指数。分配降速比时，在满足极限传动比的条件下，应遵守“前慢后快”原则，即要求。因此，Ⅱ轴的最低转速可以是：355（，，）、500（，，）、710（，，）。为了避免升速，并满足降速递减原则，可取Ⅱ轴的最低转速为355。即
， ，
在Ⅰ-Ⅱ轴之间的变速组是基本组a，它有三对传动副，级比指数。同样道理，可取Ⅰ轴的转速为710，此时，
， ，
于是确定了各个轴的转速分别为：
Ⅰ轴的转速：710
Ⅱ轴的转速：355、500、710
Ⅲ轴的转速：125、180、250、355、500、710
从而确定了电动机轴与Ⅰ轴间的定传动比。
（7） 确定各变速组内齿轮齿数
由以上确定的各个传动比，根据参考文献[1]表5-2，有：
a变速组
， ，
时，=…，58，60，62，64，66，68，70，72，74，76，…
时，=…，56，59，61，63，65，66，68，70，72，74，…
时，=…57，59，60，62，65，67，70，72，73，75，…
可知，=70和72是共同适用的，可取=72。再由参考文献[1]表5-2查出各对齿轮副中小齿轮的齿数为：36、30和24。则：
；；
b变速组
， ，
时，=…，70，72，74，75，77，79，81，82，83，84，…
时，=…，70，72，73，75，77，78，80，82，83，85，…
时，=…，66，67，70，71，75，79，80，83，84，87，…
可取=83，查出齿轮齿数为：42、30、和22。则：
；
c变速组
，
时，=…，80，84，85，95，96，99，100，104，105，…
时，=…，92，93，95，96，98，99，101，102，104，…
可取=99，查出齿轮齿数为：18和30。则：
；
（8） 拟定转速图
由以上推理计算，可得如图3-2转速图：

图3-2 转速图
3.1.4 绘制传动系统图
根据上述分析推理，画出3-3所示的传动系统图

图3-3 传动系统图

3.2 动力设计
（1） 主轴计算转速的确定
根据参考文献[2]表2-2知，主轴的计算转速为：

有：
（2） 其余各轴的计算转速
主轴的计算转速是Ⅲ轴经30/60的传动副获得的，这时Ⅲ轴的对应转速为710r/min。但变速组c有两个传动副，当Ⅲ轴取最低转速125 r/min时，通过传动副72/18可使主轴获得500 r/min的转速，此时500 r/min>200 r/min，能够传递全部功率，故Ⅲ轴的计算转速为250r/min；Ⅲ轴的计算转速是通过Ⅱ轴的最低转速355r/min获得的，所以Ⅱ轴的计算转速为355 r/min；同样的道理，Ⅰ轴的计算转速为1400 r/min。
（3） 各齿轮副的计算转速
c变速组中，18/72产生主轴的计算转速，则主动齿轮z18的的计算转速为710 r/min；60/30的主动齿轮z60的计算转速为355 r/min；
可以知道，b变速组中的三对传动副主动齿轮z18、z32、z60的计算转速为710 r/min；a变速组中的主动齿轮的计算转速为1400 r/min。
（4） 主轴转速误差的校核

算出转速误差：

所以适合。
（5） 计算各轴的功率

（6） 计算各轴的最大转矩

3.3 带传动设计
已知电动机功率kW，转速，传动比，两班制，一天运转16小时，工作10年。
（1） 确定计算功率
根据参考文献[4]表8-7，查得工作情况系数,则

（2） 选择V带的带型
根据、，由参考文献[4]图8-11选用A型带。
（3） 确定带轮的基准直径并验算带速
初选小带轮的基准直径。由参考文献[4]表8-6和表8-8，选取小带轮的基准直径。
验算带速。由公式得：

由于，故带速适合。
计算大带轮的基准直径。由公式得：

根据参考文献[4]表8-8，圆整为。
（4） 确定V带的中心距a和基准长度
根据公式

初定中心距。
由公式计算基准长度

由参考文献[4]表8-2选择V带的基准长度。
计算实际的中心距。根据以下公式：

有：

中心距的变化范围公式如下

算出中心距的变化范围是：420～483 mm 。
（5） 验算小带轮上的包角

（6） 计算带的根数
计算单根V带的额定功率。
由上知、，根据参考文献[4]表8-4a得。根据、和A带型，查参考文献[4]表8-4b得。查参考文献[4]表8-5得，表8-2得,于是得到单根V带的额定功率：

计算V带的根数。

取3根。
（7） 计算单根V带的处拉力的最小值
根据参考文献[4]表8-3得A带单位长度的质量，则

应使带的实际拉力。
（8） 计算压力轴
压力轴的最小值为

（9） 带轮结构设计
以下对小带轮进行结构设计。由表3-1知，电动机的轴径为，小带轮的基准直径，所以采用腹板式（图3-4）。

为了使带轮轴与Ⅰ轴能以任何速度随时结合与分离，在大带轮与Ⅰ轴之间用多片摩擦离合器连接（如图3-5）。

图3-4 V带轮结构图

图3-5 多片摩擦离合器
3.4 齿轮传动设计
3.4.1 第一变速组齿轮的结构设计
已知输入功率，主动轮转速，最大齿数比。工作平稳，单向回转，由电动机驱动，工作寿命15年（每年工作300天），两班制。
（一） 选定齿轮类型、材料及精度等级
（1） 按图3-3所示的传动方案，选择直齿圆柱齿轮传动。
（2） 根据参考文献[4]表10-1，小齿轮选用40Cr（调质），硬度达280 HBS，大齿轮选用45钢（调质），硬度达250 HBS，两者材料硬度差为40 HBS。
（3） 为一般工作机器，初选8级精度（根据参考文献[3]表5-1）。
（二） 按齿面接触强度设计齿轮
计算公式为（参考文献[4]10-9a）：

（1） 确定公式内各个计算数值
选取载荷系数。
计算小齿轮（主动轮）传动的转矩。

根据参考文献[4]表10-7，选择齿宽系数。
根据参考文献[4]表10-6查得材料的弹性影响系数。
根据参考文献[4]图10-21d，查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限为。
计算应力循环次数。

根据参考文献[4]图10-19，选取接触疲劳寿命系数；。
计算接触疲劳许用应力。
选失效概率为1%，安全系数S=1，则：

（2） 计算
初算小齿轮分度圆直径。
在带入接触疲劳需用应力时，取中较小的一个。

取。
计算圆周速度。

（三） 几何尺寸计算
（1）第一对齿轮（28/44）
模数

计算分度圆直径

计算齿顶圆直径

计算齿根圆直径

计算中心距

计算齿轮宽度

取。
（2）第二对齿轮（32/40）
计算分度圆直径

计算齿顶圆直径

计算齿根圆直径

计算齿轮宽度

取。
（3）第三对齿轮（36/36）
计算分度圆直径

计算齿顶圆直径

计算齿根圆直径

计算齿轮宽度

取。
（四） 按齿根弯曲强度校核
（1）由参考文献[4]图10-20c查取，小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限。
（2）由参考文献[4]图10-18，查取弯曲疲劳寿命系数。
（3）计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数，有：

（4）根据参考文献[4]表10-5查取齿形系数及应力校正系数。

（5）计算实际弯曲疲劳应力。

所以，符合要求。
3.4.2 第二变速组齿轮的结构设计
已知输入功率，主动轮最低转速，最大齿数比。工作平稳，单向回转，由电动机驱动，工作寿命15年（每年工作300天），两班制。
（一） 选定齿轮类型、材料及精度等级
（1） 按图3-3所示的传动方案，选择直齿圆柱齿轮传动。
（2） 根据参考文献[4]表10-1，小齿轮选用45钢（正火处理），硬度达450HBS，大齿轮选用45钢（正火处理），硬度达410 HBS，两者材料硬度差为40 HBS。
（3） 为一般工作机器，初选8级精度（根据参考文献[3]表5-1）。
（二） 按齿面接触强度设计齿轮
计算公式为（参考文献[4]10-9a）：

（1） 确定公式内各个计算数值
选取载荷系数。
计算小齿轮（主动轮）传动的转矩。

根据参考文献[4]表10-7，选择齿宽系数。
根据参考文献[4]表10-6查得材料的弹性影响系数。
根据参考文献[4]图10-21d，查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限为。
计算应力循环次数。

根据参考文献[4]图10-19，选取接触疲劳寿命系数；。
计算接触疲劳许用应力。
选失效概率为1%，安全系数S=1，则：

（2） 计算
初算小齿轮分度圆直径。
在带入接触疲劳需用应力时，取中较小的一个。

取。
计算圆周速度。

（三） 几何尺寸计算
（1）第一对齿轮（20/63）
模数

计算分度圆直径

计算齿顶圆直径

计算齿根圆直径

计算中心距

计算齿轮宽度

取。
（2）第二对齿轮（32/51）
计算分度圆直径

计算齿顶圆直径

计算齿根圆直径

计算齿轮宽度

取。
（3）第三对齿轮（46/37）
计算分度圆直径

计算齿顶圆直径

计算齿根圆直径

计算齿轮宽度

取。
（四） 按齿根弯曲强度校核
（1）由参考文献[4]图10-20c查取，小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限。
（2）由参考文献[4]图10-18，查取弯曲疲劳寿命系数。
（3）计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数，有：

（4）根据参考文献[4]表10-5查取齿形系数及应力校正系数。

（5）计算实际弯曲疲劳应力。

所以，符合要求。
3.4.3 第三变速组齿轮的结构设计
已知输入功率，主动轮最低转速，齿数比。工作平稳，单向回转，由电动机驱动，工作寿命15年（每年工作300天），两班制。
（一） 选定齿轮类型、材料及精度等级
（1） 按图3-3所示的传动方案，选择直齿圆柱齿轮传动。
（2） 根据参考文献[4]表10-1，小齿轮选用45钢（高频淬火），硬度达550 HBS，大齿轮选用45钢（高频淬火），硬度达520 HBS，两者材料硬度差为30 HBS。
（3） 为一般工作机器，初选8级精度（根据参考文献[3]表5-1）。
（二） 按齿面接触强度设计齿轮
计算公式为（参考文献[4]10-9a）：

（1） 确定公式内各个计算数值
选取载荷系数。
计算小齿轮（主动轮）传动的转矩。

根据参考文献[4]表10-7，选择齿宽系数。
根据参考文献[4]表10-6查得材料的弹性影响系数。
根据参考文献[4]图10-21d，查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限为。
计算应力循环次数。

根据参考文献[4]图10-19，选取接触疲劳寿命系数；。
计算接触疲劳许用应力。
选失效概率为1%，安全系数S=1，则：

（2） 计算
初算小齿轮分度圆直径。
在带入接触疲劳需用应力时，取中较小的一个。

取。
计算圆周速度。

（三） 几何尺寸计算
（1）第一对齿轮（20/79）
模数

计算分度圆直径

计算齿顶圆直径

计算齿根圆直径

计算中心距

计算齿轮宽度

取。
（2）第二对齿轮（66/33）
计算分度圆直径

计算齿顶圆直径

计算齿根圆直径

计算齿轮宽度

取。
（四） 按齿根弯曲强度校核
（1）由参考文献[4]图10-20c查取，小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限。
（2）由参考文献[4]图10-18，查取弯曲疲劳寿命系数。
（3）计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数，有：

（4）根据参考文献[4]表10-5查取齿形系数及应力校正系数。

（5）计算实际弯曲疲劳应力。

所以，符合要求。
3.5 轴的设计
3.5.1 轴的设计
（1） 材料的选取
由参考文献[4]表15-1选45号钢，正火回火，硬度达170～217HBS，抗拉强度极限，屈服强度极限，弯曲疲劳极限，剪切疲劳极限，许用弯曲应力。
（2） 按扭转强度条件试算轴径
由参考文献[4]式（15-2），有（参考文献[4]表15-3，取）

考虑到键槽，应将轴径增大5%，则：

取。输出轴需安装多片摩擦离合器。
（3） 确定各段轴的长度和直径
Ⅰ-Ⅱ段 ,（离合器及套筒总长）。
Ⅱ-Ⅲ段 （根据轴径，初步选取30205圆锥滚子轴承，其尺寸参数为），（轴承宽度及套筒长度）。
Ⅲ-Ⅳ段 ，（所安装的齿轮宽度及变速时齿轮的滑移距离）。
Ⅳ-Ⅴ段 （30205圆锥滚子轴承），（轴承宽度及套筒长度）。
总长。（结构如图5-1）

图 5-1 Ⅰ轴结构图
（4） 轴的强度校核
同一根轴上，只要受力最大时轴不断裂即可。由上知，齿轮直径，该轴转矩,。得出圆周力和径向力。

支持力

xy平面内的弯矩得

支持力

xz平面内的弯矩得

合成弯矩

由图5-2知，危险截面为B面，故对B面进行校核。转矩产生的剪力按脉动循环变化，取。则B截面处的当量弯矩为：

对B截面强度校核

故，该轴合格。
图 5-2 Ⅰ轴载荷分析图
3.5.2 Ⅱ轴的设计
（1） 材料的选取
由参考文献[4]表15-1选45号钢，正火回火，硬度达170～217HBS，抗拉强度极限，屈服强度极限，弯曲疲劳极限，剪切疲劳极限，许用弯曲应力。
（2） 按扭转强度条件试算轴径
由参考文献[4]式（15-2），有（参考文献[4]表15-3，取）

考虑到键槽，应将轴径增大5%，则：

圆整后取。
（3） 确定各段轴的长度和直径
Ⅰ-Ⅱ段 （根据轴径，初步选取30205圆锥滚子轴承，其尺寸参数为），（轴承宽度及套筒长度）。
Ⅱ-Ⅲ段 段与相应的齿轮连接属于花键连接，初选花键型号为，所以，（a、b传动组滑移齿轮滑动距离，中间轴承选用双列圆柱滚子轴承NN3006E——）。
Ⅲ-Ⅳ段 ，（选用30205圆锥滚子轴承）。
总长。（结构如图5-3）

图5-3 Ⅱ轴结构图

（4） 轴的强度校核
同一根轴上，只要受力最大时轴不断裂即可。由上知，齿轮直径，该轴转矩,。得出圆周力和径向力。

支持力

xy平面内的弯矩得

支持力

xz平面内的弯矩得

合成弯矩

由图5-4知，危险截面为B面，故对B面进行校核。转矩产生的剪力按脉动循环变化，取。则B截面处的当量弯矩为：

对B截面强度校核

故，该轴合格。

图5-4 Ⅱ轴载荷分析图
3.5.3 Ⅲ轴的设计
（1） 材料的选取
由参考文献[4]表15-1选45号钢，调质处理，硬度达217～255HBS，抗拉强度极限，屈服强度极限，弯曲疲劳极限，剪切疲劳极限，许用弯曲应力。
（2） 按扭转强度条件试算轴径
由参考文献[4]式（15-2），有（参考文献[4]表15-3，取）

考虑到键槽，应将轴径增大5%，则：

圆整后取。
（3） 确定各段轴的长度和直径
Ⅰ-Ⅱ段 （根据轴径，初步选取30207圆锥滚子轴承，其尺寸参数为），（轴承宽度及套筒长度）。
Ⅱ-Ⅳ段 段上有固定齿轮，上属于花键连接。初选花键型号为，所以，（滑移齿轮的滑移距离以及固定齿轮间的距离）。
Ⅳ-Ⅴ段 ，（选用30207圆锥滚子轴承）。
总长。（结构如图5-5）
图5-5 Ⅲ轴结构图

（4） 轴的强度校核
同一根轴上，只要受力最大时轴不断裂即可。由上知，齿轮直径，该轴转矩,。得出圆周力和径向力。

支持力

xy平面内的弯矩得

支持力

xz平面内的弯矩得

合成弯矩

由图5-6知，危险截面为B面，故对B面进行校核。转矩产生的剪力按脉动循环变化，取。则B截面处的当量弯矩为：

对B截面强度校核

故，该轴合格。

图5-6 Ⅲ轴载荷分析图

3.5.4 主轴的设计
（1） 材料的选取
为了节省材料，主轴选用空心轴，承受的扭矩也较大，所以选用38SiMnMo，调质处理，由参考文献[4]表15-1知，硬度229～286HBS，抗拉强度极限，屈服强度极限，弯曲疲劳极限，剪切疲劳极限，许用弯曲应力。
（2） 按扭转强度条件试算轴径
由参考文献[4]式（15-2），有（参考文献[4]表15-3，取）

考虑到键槽且为空心，应将轴径增大75%，则：

圆整后取。
（3） 确定各段轴的长度和直径
Ⅰ-Ⅱ段 ，。
Ⅱ-Ⅲ段 ，（密封和端盖总距离）。
Ⅲ-Ⅳ段 该段是一带锥度的轴（锥度为1:12），（选用双列圆柱滚子轴承NN30103E--）。
Ⅳ-Ⅴ段 ，。
Ⅴ-Ⅵ段 外螺纹，（选用双列圆柱滚子轴承NN30106E--）。
Ⅵ-Ⅶ段 ，；带锥度轴（锥度为1:12）；，；，（安装端盖以及挡油环等）。
Ⅶ-Ⅷ段 ，；，（安装卡盘等）。
总长。（结构如图5-7）
（4） 轴的强度校核
已知，该轴的转矩,，齿轮直径，得出圆周力和径向力。

支持力