16、0
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. 彎曲影響系數(shù)
帶型
Z
A
B
C
D
E
3.5確定帶的根數(shù)z
查機械設(shè)計手冊，取P1=0.35KW，△P1=0.03KW
由《機械設(shè)計》P299表13－8查得，取Ka=0.95
由《機械設(shè)計》P293表13－2查得，KL＝1.16
則帶的根數(shù)
所以z取整數(shù)為3根。
3.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸
17、
根據(jù)V帶輪結(jié)構(gòu)的選擇條件，電機的主軸直徑為d=28mm；
由《機械設(shè)計》P293 ，“V帶輪的結(jié)構(gòu)”判斷：當3d＜dd1(90mm)＜300mm，可采用H型孔板式或者P型輻板式帶輪，這次選擇H型孔板式作為小帶輪。
由于dd2>300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。
總之，小帶輪選H型孔板式結(jié)構(gòu)，大帶輪選擇E型輪輻式結(jié)構(gòu)。
帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。
3.7確定帶的張緊裝置
選用結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。
3.8計算壓軸力
由《機械設(shè)計》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝130.31N，上面已得到=153.36o，
18、z=3，則
對帶輪的主要要求是質(zhì)量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉(zhuǎn)速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應(yīng)力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側(cè)面間的夾角是40，為了適應(yīng)V帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角 為32、34、36、38（按帶的型號及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見表7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。
表 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘
19、自GB/T13575.1-92）
項目
符號
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
基準寬度
b p
5.3
8.5
11.0
14.0
19.0
27.0
32.0
基準線上槽深
h amin
1.6
2.0
2.75
3.5
4.8
8.1
9.6
基準線下槽深
h fmin
4.7
7.0
8.7
10.8
14.3
19.9
23.4
槽間距
e
8 0.3
12 0.3
15 0.3
19 0.4
20、
25.5 0.5
37 0.6
44.5 0.7
第一槽對稱面至端面的距離
f min
6
7
9
11.5
16
23
28
最小輪緣厚
5
5.5
6
7.5
10
12
15
帶輪寬
B
B =( z -1) e + 2 f z —輪槽數(shù)
外徑
d a
輪 槽 角
32
對應(yīng)的基準直徑 d d
≤ 60
-
-
-
-
-
-
34
-
≤ 80
≤ 118
≤ 190
≤ 315
-
-
36
21、60
-
-
-
-
≤ 475
≤ 600
38
-
＞ 80
＞ 118
＞ 190
＞ 315
＞ 475
＞ 600
極限偏差
1
0.5
V帶輪按腹板（輪輻）結(jié)構(gòu)的不同分為以下幾種型式：
（1） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d時)，如圖7 -6a。
（2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖7-6b。
（3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖7 -6c 。
（4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞
22、 500mm 時)，如圖7-6d。
（a） （b） （c） （d）
圖7-6 帶輪結(jié)構(gòu)類型
根據(jù)設(shè)計結(jié)果，可以得出結(jié)論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）
3.2 計算轉(zhuǎn)速的計算
（1）.主軸的計算轉(zhuǎn)速
由表3-2中的公式
＝56 ＝156.98r/min
結(jié)合變速數(shù)據(jù) 取主軸的計算轉(zhuǎn)速為160r/min
(2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速
在轉(zhuǎn)速圖上，軸Ⅲ在最低轉(zhuǎn)速56r/min時經(jīng)過傳動組傳動副，。這個轉(zhuǎn)速高于主軸計算轉(zhuǎn)速，在恒功率區(qū)間內(nèi)
23、，因此軸Ⅲ的最低轉(zhuǎn)速為該軸的計算轉(zhuǎn)速即nⅢj=630/min,軸Ⅰ計算轉(zhuǎn)速為=900 r/min
（2）確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速
由機械設(shè)計知識可知，一對嚙合齒輪只需要校核危險的小齒輪，因此只需求出危險小齒輪的計算轉(zhuǎn)速這轉(zhuǎn)速都在恒功率區(qū)間內(nèi)，即都要求傳遞最大功率所以齒輪Z38的計算轉(zhuǎn)速為這3轉(zhuǎn)速的最小值即=630/min
各計算轉(zhuǎn)速入表3-1。
表3-1 各軸計算轉(zhuǎn)速
軸 號
Ⅰ 軸
Ⅱ 軸
Ⅲ 軸
計算轉(zhuǎn)速 r/min
900
630
160
（3） 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。齒輪裝在主軸其中只有160r/min傳遞全功率，
24、故Zj=160r/min。依次可以得出其余齒輪的計算轉(zhuǎn)速，如表3-2。
表3-2 齒輪副計算轉(zhuǎn)速
序號
Z
Z
Z
Z
n
900
900
630
160
3.3 齒輪模數(shù)計算及驗算
模數(shù)計算，一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即mj=16338可得各組的模數(shù)，如表3-3所示。
45號鋼整體淬火，
按接觸疲勞計算齒輪模數(shù)m
1軸由公式mj=16338可得mj=2.34mm，取m=3mm
2軸由公式mj=16338可得mj=2.31mm，取m=3
25、mm
3軸由公式mj=16338可得mj=3.21mm，取m=3.5mm
由于一般同一變速組內(nèi)的齒輪盡量取同一模數(shù)，所以為了統(tǒng)一和方便如下?。?
表3-3 模數(shù)
組號
基本組
第一擴大組
第二擴大組
模數(shù) mm
3
3
3.5
（2）基本組齒輪計算。
基本組齒輪幾何尺寸見下表
齒輪
Z1
Z1`
Z2
Z2`
齒數(shù)
47
34
27
54
分度圓直徑
141
102
81
162
齒頂圓直徑
147
108
87
168
齒根圓直徑
133.5
26、94.5
73.5
154.5
齒寬
24
24
24
24
按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。計算如下：
① 齒面接觸疲勞強度計算：
接觸應(yīng)力驗算公式為
彎曲應(yīng)力驗算公式為：
式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動機功率，N=4kW;
-----計算轉(zhuǎn)速（r/min）. =160（r/min）;
m-----初
27、算的齒輪模數(shù)（mm）, m=3（mm）;
B----齒寬（mm）;B=24（mm）;
z----小齒輪齒數(shù)；z=27;
u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=1.78;
-----壽命系數(shù)；
=
----工作期限系數(shù)；
T------齒輪工作期限，這里取T=15000h.;
-----齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）, =500（r/min）
----基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取=，彎曲載荷取=
m----疲勞曲線指數(shù)
28、，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6;
----轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，查【5】2上，取=0.60
----功率利用系數(shù)，查【5】2上，取=0.78
-----材料強化系數(shù)，查【5】2上， =0.60
-----工作狀況系數(shù)，取=1.1
-----動載荷系數(shù)，查【5】2上，取=1
------齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2上，=1
Y------齒形系數(shù)，查【5】2上，Y=0.386；
----許用接觸應(yīng)力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；
---許用彎曲應(yīng)力（MPa），查【
29、4】，表4-7，取=275 Mpa；
根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：
=635 Mpa
=78 Mpa
（3）第一擴大組齒輪計算。
第一擴大組齒輪幾何尺寸見下表
齒輪
Z3
Z3`
Z4
Z4`
Z5
Z5`
齒數(shù)
41
29
35
35
29
41
分度圓直徑
123
87
105
105
87
123
齒頂圓直徑
129
93
111
111
93
129
齒根圓直徑
115
79.5
97.5
97.5
79.5
115
齒寬
24
24
24
24
24
24
30、
按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。
同理根據(jù)基本組的計算，
查文獻【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，
=1，=1，m=3，=355；
可求得：
=619 Mpa
=135Mpa
（3）第二擴大組齒輪計算。
第二擴大組齒輪幾何尺寸見下表
齒輪
Z6
Z6`
Z7
Z7`
齒數(shù)
87
43
26
104
分度圓直徑
304.5
150.5
91
36
31、4
齒頂圓直徑
311.5
157.5
98
371
齒根圓直徑
297.75
141.75
82.25
355.25
齒寬
28
28
28
28
按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。
同理根據(jù)基本組的計算，
查文獻【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，
=1，=1，m=3，=355；
可求得：
=619 Mpa
=135Mpa
3.5 主軸合理跨距的計算
主軸：選擇
32、主軸前端直徑，后端直徑
對于普通車床，主軸內(nèi)孔直徑,故本例之中，主軸內(nèi)孔直徑取為
支承形式選擇兩支撐，初取懸伸量，支撐跨距。
選擇平鍵連接，
由于電動機功率P=4KW，根據(jù)【1】表3.20，前軸徑應(yīng)為60~90mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的d2=（0.7~0.9）d1，取d2=60mm。根據(jù)設(shè)計方案，前軸承為NN3016K型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量a=120mm，主軸孔徑為30mm。
軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩T=9550=9550=424.44N.m
假設(shè)該機床為車床的最大加工直徑為300mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的50%
33、，這里取60%，即180mm，故半徑為0.09m；
切削力（沿y軸） Fc==4716N
背向力（沿x軸） Fp=0.5 Fc=2358N
總作用力 F==5272.65N
此力作用于工件上，主軸端受力為F=5272.65N。
先假設(shè)l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分別為
RA=F=5272.65=7908.97N
RB=F=5272.65=2636.325N
根據(jù) 文獻【1】式3.7 得：Kr=3.39得前支承的剛度：KA= 1689.69 N/ ；KB= 785.57 N/；==2.15
34、
主軸的當量外徑de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為
I==113.810-8m4
η===0.14
查【1】圖3-38 得 =2.0，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距=1202.0=240mm
合理跨距為（0.75-1.5），取合理跨距l(xiāng)=360mm。
根據(jù)結(jié)構(gòu)的需要，主軸的實際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施
增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑D=100mm，后軸徑d=80mm。前軸承
采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。
第4章 主要零部件的選擇
4.1電動機的選擇
轉(zhuǎn)速n＝1430r/min，
35、功率P＝3kW
選用Y系列三相異步電動機
4.2 軸承的選擇
I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝深溝球軸承6012
II軸：對稱布置深溝球軸承6009
III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C
另一安裝端角接觸球軸承代號7010C
中間布置角接觸球軸承代號7012C
4.3變速操縱機構(gòu)的選擇
選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。
第5章 校核
5.1 軸的校核
（a） 主軸的前端部撓度
（b） 主軸在前軸承處的傾角
（c） 在安裝齒輪處的傾角
E取為，
，
由于小齒
36、輪的傳動力大，這里以小齒輪來進行計算
將其分解為垂直分力和水平分力
由公式
可得
主軸載荷圖如下所示：
由上圖可知如下數(shù)據(jù)：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm
計算（在垂直平面）
,,
，，
，，
計算（在水平面）
,,
，，
，，
合成：
5.2 軸承壽命校核
由П軸最小軸徑可取軸承為7008C角接觸球軸承,ε=3；P=XFr+YFaX=1，Y=0。
對Ⅱ軸受力分析
得：前支承的徑向力Fr=2642.32N。
由軸承壽命的計算公式：預(yù)期的使用壽命 [L10h]=150
37、00h
L10h===h≥[L10h]=15000h
軸承壽命滿足要求。
第6章 結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明
6.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案
設(shè)計主軸變速箱的結(jié)構(gòu)包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等）、主軸組件、操縱機構(gòu)、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結(jié)件的結(jié)構(gòu)設(shè)計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設(shè)計由于時間的限制，一0般只畫展開圖。
主軸變速箱是機床的重要部件。設(shè)計時除考慮一般機械傳動的有關(guān)要求外，著重考慮以下幾個方面的問題。
精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結(jié)構(gòu)工藝性，操作方便、安全
38、、可靠原則，遵循標準化和通用化的原則。
主軸變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計時整個機床設(shè)計的重點，由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜，設(shè)計中不可避免要經(jīng)過反復(fù)思考和多次修改。在正式畫圖前應(yīng)該先畫草圖。目的是：
1 布置傳動件及選擇結(jié)構(gòu)方案。
2 檢驗傳動設(shè)計的結(jié)果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時改正。
3 確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置，以確
定各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數(shù)據(jù)。
6.2 展開圖及其布置
展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個平面上。
I軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪。有兩種布置方案，一是將
39、兩級變速齒輪和離合器做成一體。齒輪的直徑受到離合器內(nèi)徑的約束，齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑，負責齒輪無法加工。這樣軸的間距加大。另一種布置方案是離合器的左右部分分別裝在同軸線的軸上，左邊部分接通，得到一級反向轉(zhuǎn)動，右邊接通得到三級反向轉(zhuǎn)動。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第一種方案，通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結(jié)構(gòu)。
總布置時需要考慮制動器的位置。制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動器不要放在轉(zhuǎn)速太低軸上，以免制動扭矩太大，是制動尺寸增大。
齒輪在軸上布置很重要，關(guān)系到變速箱的軸向尺寸，減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。
結(jié) 論
分級變速主傳動系統(tǒng)設(shè)計的
40、結(jié)構(gòu)及部分計算，到這里基本結(jié)束了，由于筆者水平有限，加之時間倉促，僅對分級變速主傳動系統(tǒng)主要部分進行設(shè)計和校核，定有許多地方處理不夠妥當，有些部分甚至可能存在錯誤，望老師多提寶貴意見。
經(jīng)過這次課程設(shè)計，使我對機械系統(tǒng)設(shè)計這門課當中許多原理公式有了進一步的了解，并且對設(shè)計工作有了更深入的認識。在設(shè)計過程中，得到XX老師的精心指導和幫助，在此表示衷心的感謝。
參考文獻
【1】候珍秀..哈爾濱工業(yè)大學出版社，修訂版；
【2】、于惠力 主編 《機械設(shè)計》 科學出版社 第一版
【3】、戴 曙 主編 《金
41、屬切削機床設(shè)計》 機械工業(yè)出版社
【4】、戴 曙 主編 《金屬切削機床》 機械工業(yè)出版社 第一版
【4】、趙九江 主編 《材料力學》 哈爾濱工業(yè)大學出版社 第一版
【6】、鄭文經(jīng) 主編 《機械原理》 高等教育出版社 第七版
【7】、于惠力 主編 《機械設(shè)計課程設(shè)計》 科學出版社
致 謝
在設(shè)計成過程中，感謝很多人的幫助和指點，首先我要感謝我的母校的辛勤培育，感謝院系各位老師四年來的諄諄教誨，感謝他們默默的栽培我。
本次設(shè)計是在我的導師XX教授的親切關(guān)懷和悉心指導下完成的。他嚴肅的科學態(tài)度，嚴謹?shù)闹螌W精神，精益求精的工作作風，深深地感染和激勵著我。從課題的選擇到項目的最終完成，老師都始終給予我細心的指導和不懈的支持，在此，謹向教師表示衷心的感謝和崇高的敬意！。
此外，在畢業(yè)設(shè)計過程中，也得到了其他老師和同學的幫助，設(shè)計任務(wù)一直在很好的氛圍中進行，在這里，也向他們表示真誠的感謝！
再次向設(shè)計中所有提供過幫助的人表示感謝！
主軸箱設(shè)計【公比1.41電機功率4KW最低轉(zhuǎn)速56Z=12】【含CAD圖紙全套】
