（5）三角带的计算基准长度Lo
Li.=A"D二口詈二一A
2
3.14250-126
L0=26001262501796.72mm
24600
妈吧=10.31<40V，符合要求。
（6）验算三角带的挠曲次数
Ls
⑺确定实际中心距A
L-L0
A=A00=600-（1796.72-1800）2=601.64mm
2
（8）验算小带轮包角a
二1：
1800
D2-D1M57.50=168.15°>1200,主动轮上包角合适。
A
（9）确定三角带根数Z
根据《机械设计》式8-22得
_pca
z-
（Po+Ap。
）kaki
传动比
查表8-4b,8-4a得区p0=0.17KW,p0=1.92KW
查表8-5,卜值=0.98;查表8-2,K=1.01
取Z=1根
1.2传动轴的估算
传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。
机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。
因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。
刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。
因此，必须保证传动轴有足够的刚度。
1.2.1传动轴直径的估算
〜一N一
d-914i-mm
\nj[]
其中：
N-该轴传递的功率
nj-该传动轴的计算转速。
[叩-该传动轴每米长度允许的扭转角。
本设计主轴取为1.5,其它轴取为1
计算转速nj是传动件能传递全部功率的最低转速。
各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定
取20mm
1.50.96
d〔二914mm=19.3mm
■7101
此轴径为平均轴径，设计时可相应调整。
1.3齿轮齿数的确定和模数的计算
1.3.1齿轮齿数的确定
当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。
对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。
对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和Sz及小齿轮的齿数可以从表3-6（机械制造装备设计）中选取。
一般在主传动中，最小齿数应大于18〜20。
采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：
三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4,以保证滑移是
齿轮外圆不相碰。
第一组齿轮：
传动比:
查表，齿数和Sz取72
Z『36,Z2=36,Z3=24,Z4=48,Z5=30,Z6=42;
第二组齿轮：
111传动比：
u10=1,U22=2
齿数和Sz取84:
Z7=42,Z8=42,Zg=22,Z10=62;
第三组齿轮：
111
传动比：
u1=—^1,u2=-
齿数和Sz取90:
乙1二60,乙2二30,乙3二18,乙4二72,
1.3.2齿轮模数的计算
⑴I-H齿轮弯曲疲劳的计算：
N1=Nd=1.50.96kw=1.44kw
_N_1.44
m_323；——mm=3231.11
znj\48710
（J为大齿轮的计算转速，可根据转速图确定）
齿面点蚀的计算：
A>3703/—mm=370^1^4=46.83
\m；710
取A=50,由中心距A及齿数计算出模数：
根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数
取码=1.39所以取1.5
⑵H-m齿轮弯曲疲劳的计算:
N2=1.50.960.980.98kw=1.38kw
_N_1.41
m.-323mm=323=1.81
zn.62125
齿面点蚀的计算：
A.3703Nmm=37031.41=82.98,n.125
取A=100,由中心距A及齿数计算出模数：
根据计算选取相近的标准模数，所以取m=2.5
⑶m-IV齿轮弯曲疲劳的计算:
N3=1.50.960.980.980.98kw=1.36kw
取A=100由中心距A及齿数计算出模数:
根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。
取m,.、=2.22所以取m=2.5
1.3.3齿宽确定
由公式B=^mm（^m=5~10,m为模数）得：
第一套啮合齿轮BI=5-101.5=7.5~15mm
第二套啮合齿轮BII=5-102.5=12.5~25mm
第三套啮合齿轮BIII=5-102.5=12.5~25mm
一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增
大轮齿的载荷，设计上，应使小齿轮齿宽比相齿合的另一齿轮宽一些。
所以
B=10mm,B2=15mm,B3=25mm,B4=20mm,
B5=25mm,B6=20mm,B7=20mm,B8=25mm,B9=25mm,B10=20mm,
凡=20mm,B12=25mm,B13=25mm,B（4=20mm
1.3.4齿轮结构设计
当160mmWda宅500mm时，可做成腹板式结构，但考虑到加工问题，现敲定把齿轮
全做成实心结构。
5.动力设计
5.1主轴刚度验算
5.1.1选定前端悬伸量C
参考《机械装备设计》P121,根据主轴端部的结构，前支承轴承配置和密封装置的型式和尺寸，这里选定C=120mm.
5.1.2主轴支承跨距L的确定
一般最佳跨距L=（2~3）C=240~420mm，考虑到结构以及支承刚度因磨损会不断
降低，应取跨距L比最佳支承跨距10大一些，再考虑到结构需要，这里取L=600mm
5.1.3计算C点挠度
1）周向切削力R的计算
Djnj
其中Nd=1.5KW产=0.96x0.983,最大工作直径400mm
Pr=0.45R=1.53x103N,Pf=0.35P=1.19><103N
其中
所以
N=NJ=1.50.960.983=1.35KW,z=72,m=2.5,n=31.5r/min
11.35Q
Q=2.12107=5.05103N
2.57231.5
这里选用4382900系列双列圆柱子滚子轴承
根据C=22.222父1.50.103xd0.8求得:
CA=22.2221.50.103700.8=8.48105N/mm
CB=22.2221.50.1031000.8=9.224105N/mm
E=2.1105MPa
n（D4外—D4内）54
I==1.26105mm4
64
主轴C段的惯性距Ic可近似地算:
Dj-10.5~0.6Dmax-10.5~0.6400=200~240mm,取Dj=240,nj=31.5r/min
③切削力P的作用点到主轴前支承支承的距离S=C+WV对于普通车床，W=0.4H
（H是车床中心高，设H=200mm）
则：
S=1200.4200=200mm
④根据齿轮、轴承宽度以及结构需要，取b=60mm
⑤计算切削力P作用在S点引起主轴前端C点的挠度
代入数据并计算得ycsp=0.1299mm
计算得：
ycma=-0.0026mmcimq
⑦求主轴前端C点的终合挠度yc
水平坐标Y轴上的分量代数和为ycy=ycspcosep+ycmqcos9q+ycmcosem，
其中弟=66：
%=270二&=180:
计算得：
ycy=0.0297mm.ycz=0.0928mm。
综合挠
度yc=Jycy2+ycz2=0.118mm。
综合挠度方向角Ac=arctg里=72.25：
又
ycy
[y]=0.00L20.0002=60n0m|S为1贝＜【y]，所以此轴满足要求。
5.2齿轮校验
在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触应力和弯曲应力的验算。
这里要验算的是齿轮3,齿轮9,齿轮13这三个齿轮。
齿轮13的齿数为18,模数为2.5,齿轮的应力：
1）接触应力：
c2088M1041（u-1）k0kvkaksN
C=11
zmuBnj
大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；
kp---齿向载荷分布系数；kv----动载荷系数；kA----工况系数；ks----寿命系数
查《机械设计》表10-4及图10-13及表10-2分布得3=1.42*fb=1.35;kv=1.05,kA=1.25
假定齿轮工作寿命是48000h,故应力循环次数为9
N=60njLh=60x710x1x48000=2.04x10次
查《机械设计》图10-18得Kfn=0.9,Khn=0.9,所以：
12A/c/C-CC/C“C”2
11,421.051.250.91.50.960.98
3—
=0.3810MPa
18
72
—<25710
18
2）弯曲应力:
查《金属切削机床课程设计指导书》有丫=0.378,代入公式求得：
Qw=58,7Mpa
查《机械设计》图10-21e,齿轮的材产选40Cr（渗碳）,大齿轮、小齿轮的硬度为
60HRC故有,f]=1650MPa,从图10-21e读出bw]=920MPa。
因为：
仃fc[Of|,CTw5.3轴承的校验
I轴选用的是角接触轴承7206其基本额定负荷为30.5KN
由于该轴的转速是定值n=710r/min所以齿轮越小越靠近轴承，对轴承的要求越高。
根
据设计要求，应该对I轴未端的滚子轴承进行校核
根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为
“此=809N
”2
Rv2=1076-809=267N
因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，按《机械设计》表10-5查得fp为1.2到1.8,取fD=1.3,则有：
p
P=fpX1R=1.3父809=1051.7N
P2=fpX2R2=1.3267=347.1N
轴承的寿命因为P>P2,所以按轴承1的受力大小计算:
Lh二过（C）；二上（9）10/3:
26064h60n”607101051.7
故该轴承能满足要求。
6.结构设计及说明
6.1结构设计的内容、技术要求和方案
设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮等）、主轴组件、操
纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。
课程设计由于时间的限制，一般只画展开图。
如下图所示：
6.2展开图及其布置
展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。
I轴上装的摩擦离合器和变速齿轮。
有两种布置方案，一是将两级变速齿轮和离合器做成一体。
齿轮的直径受到离合器内径的约束，齿根圆的直径必须大于离合器的外径，负责齿轮无法加工。
这样轴的间距加大。
另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上，左边部分接通，得到一级反向转动，右边接通得到三级反向转动。
这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。
我们采用第一种方案，通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。
齿轮在轴上布置很重要，关系到变速箱的轴向尺寸，减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。
6.3齿轮块设计
齿轮是变速箱中的重要元件。
齿轮同时啮合的齿数是周期性变化的。
也就是说，作用在一个齿轮上的载荷是变化的。
同时由于齿轮制造及安装误差等，不可避免要产生动载荷而引起振动和噪音，常成为变速箱的主要噪声源，并影响主轴回转均匀性。
在齿轮块设计时，应充分考虑这些问题。
齿轮块的结构形式很多，取决于下列有关因素：
1）是固定齿轮还是滑移齿轮；
2）移动滑移齿轮的方法；
3）齿轮精度和加工方法；
变速箱中齿轮用于传递动力和运动。
它的精度选择主要取决于圆周速度。
采用同一精度时，圆周速度越高，振动和噪声越大，根据实际结果得知，圆周速度会增加一倍，噪声约增大6dB。
工作平稳性和接触误差对振动和噪声的影响比运动误差要大，所以这两项精度应选高一级。
为了控制噪声，机床上主传动齿轮都要选用较高的精度。
大都是用7—6—6,圆周速度很低的，才选8—7—7。
如果噪声要求很严，或一些关键齿轮，就应选6—5—5。
当精度从7—6—6提高到6-5-5时，制造费用将显著提高。
不同精度等级的齿轮，要采用不同的加工方法，对结构要求也有所不同。
8级精度齿轮，一般滚齿或插齿就可以达到。
7级精度齿轮，用较高精度滚齿机或插齿机可以达到。
但淬火后，由于变形，精度将
下降。
因此，需要淬火的7级齿轮一般滚（插）后要剃齿，使精度高于7,或者淬火后在衍齿。
6级精度的齿轮，用精密滚齿机可以达到。
淬火齿轮，必须磨齿才能达到6级。
机床主轴变速箱中齿轮齿部一般都需要淬火。
6.4其他问题
滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿，有规定的形状和尺寸。
圆齿和倒角性质不同，加工方法和画法也不一样，应予注意。
选择齿轮块的结构要考虑毛坯形式（棒料、自由锻或模锻）和机械加工时的安装和定位基面。
尽可能做到省工、省料又易于保证精度。
齿轮磨齿时，要求有较大的空刀（砂轮）距离，因此多联齿轮不便于做成整体的，一般都做成组合的齿轮块。
有时为了缩短轴向尺寸，也有用组合齿轮的。
要保证正确啮合，齿轮在轴上的位置应该可靠。
滑移齿轮在轴向位置由操纵机构中的定位槽、定位孔或其他方式保证，一般在装配时最后调整确定。
6.5传动轴的设计
机床传动轴，广泛采用滚动轴承作支撑。
轴上要安装齿轮、离合器和制动器等。
传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。
首先传动轴应有足够的强度、刚度。
如挠度和倾角过大，将使齿轮啮合不良，轴承工作条件恶化，使振动、噪声、空载功率、磨损和发热增大；两轴中心距误差和轴芯线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。
传动轴可以是光轴也可以是花键轴。
成批生产中，有专门加工花键的铳床和磨床，工艺上并无困难。
所以装滑移齿轮的轴都采用花键轴，不装滑移齿轮的轴也常采用花键轴。
花键轴承载能力高，加工和装配也比带单键的光轴方便。
轴的部分长度上的花键，在终端有一段不是全高，不能和花键空配合。
这是加工时的
过滤部分。
一般尺寸花键的滚刀直径D刀为65〜85mm。
机床传动轴常采用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。
在温升、空载功率和噪声等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。
而且滚锥轴承对轴的刚度、支撑孔的加工精度要求都比较高。
因此球轴承用的更多。
但是滚锥轴承内外圈可以分开，装配方便，间隙容易调整。
所以有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。
选择轴承的型号和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其他结构条件。
同一轴心线的箱体支撑直径安排要充分考虑链孔工艺。
成批生产中，广泛采用定径链
刀和可调链刀头。
在箱外调整好链刀尺寸，可以提高生产率和加工精度。
还常采用同一键刀杆安装多刀同时加工几个同心孔的工艺。
下面分析几种链孔方式：
对于支撑跨距长的箱体孔，要从两边同时进行加工；支撑跨距比较短的，可以从一边（丛大孔方面进刀）伸进键杆，同时加工各孔；对中间孔径比两端大的箱体，链中间孔必须在箱内调刀，设计时应尽可能避免。
既要满足承载能力的要求，又要符合孔加工工艺，可以用轻、中或重系列轴承来达到支撑孔直径的安排要求。
两孔间的最小壁厚，不得小于5〜10mm,以免加工时孔变形。
花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的内径。
一般传动轴上轴承选用G级精度。
传动轴必须在箱体内保持准确位置，才能保证装在轴上各传动件的位置正确性，不论轴是否转动，是否受轴向力，都必须有轴向定位。
对受轴向力的轴，其轴向定位就更重要＜
回转的轴向定位（包括轴承在轴上定位和在箱体孔中定位）在选择定位方式时应注意:
1）轴的长度。
长轴要考虑热伸长的问题，宜由一端定位。
2）轴承的间隙是否需要调整。
3）整个轴的轴向位置是否需要调整。
4）在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈。
5）加工和装配的工艺性等。
6.6主轴组件设计
主轴组件结构复杂，技术要求高。
安装工件（车床）或者刀具（铳床、钻床等）的主轴参予切削成形运动，因此它的精度和性能直接影响加工质量（加工精度和表面粗糙度）设计时主要围绕着保证精度、刚度和抗振性，减少温升和热变形等几个方面考虑。
6.6.1各部分尺寸的选择
主轴形状与各部分尺寸不仅和强度、刚度有关，而且涉及多方面的因素。
1）内孔直径
车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆，必须是空心轴。
为了扩大使用范围，加大可加工棒料直径，车床主轴内孔直径有增大的趋势。
2）轴颈直径
前支撑的直径是主轴上一主要的尺寸，设计时，一般先估算或拟定一个尺寸，结构确定后再进行核算。
3）前锥孔直径
前锥孔用来装顶尖或其他工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。
4）支撑跨距及悬伸长度
为了提高刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度a。
选择适当的支撑跨距L,一般推荐取：
L/=3〜5,跨距L小时，轴承变形对轴端变形的影响大。
所以，轴承刚度小时，%应选大值，轴刚度差时，则取小值。
跨距L的大小，很大程度上受其他结构的限制，常常不能满足以上要求。
安排结构时力求接近上述要求。
6.6.2主轴轴承
1）轴承类型选择
主轴前轴承有两种常用的类型：
双列短圆柱滚子轴承。
承载能力大，可同时承受径向力和轴向力，结构比较简单，但允许的极限转速低一些。
与双列短圆柱滚子轴承配套使用承受轴向力的轴承有三种：
600角双向推力向心球轴承。
是一种新型轴承，在近年生产的机床上广泛采用。
具有承载能力大，允许极限转速高的特点。
外径比同规格的双列圆柱滚子轴承小一些。
在使用中，这种轴承不承受径向力。
推力球轴承。
承受轴向力的能力最高，但允许的极限转速低，容易发热。
向心推力球轴承。
允许的极限转速高，但承载能力低，主要用于高速轻载的机床。
2）轴承的配置
大多数机床主轴采用两个支撑，结构简单，制造方便，但为了提高主轴刚度也有用三个支撑的了。
三支撑结构要求箱体上三支撑孔具有良好的同心度，否则温升和空载功率增大，效果不一定好。
三孔同心在工艺上难度较大，可以用两个支撑的主要支撑，第三个为辅助支撑。
辅助支撑轴承（中间支撑或后支撑）保持比较大的游隙（约0.03〜0.07
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