普通车床的主动传动系统设计
轮槽工作表面的粗糙度为R1.6或R3.2。 ⑷V带轮的技术要求
铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有傻眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补；转速高于极限转速的带轮要做静平衡，反之做动平衡。其他条件参见GBT13575.1?92中的规定。
5.2传动轴的直径估算
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。
5.3确定各轴转速
⑴确定主轴计算转速：
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。 根据《机械制造装备设计》表3-10，主轴的计算转速为
nj?nminz?13?12?1345?1.41??126.1r/min
⑵各变速轴的计算转速：
①轴Ⅲ的计算转速可从主轴125r/min按72/18的变速副找上去，轴Ⅲ的计算转速nj3为 160r/min；
②轴Ⅱ的计算转速nj2为450r/min； ③轴Ⅰ的计算转速nj1为900r/min。 ⑶各齿轮的计算转速
各变速组内一般只计算组内最小齿轮，也是最薄弱的齿轮，故也只需确定最小齿轮的计算转速。
变速组c中，18/72只需计算z = 18 的齿轮，计算转速为500r/min； 变速组b计算z = 22的齿轮，计算转速为500r/min； 变速组a应计算z = 24的齿轮，计算转速为1000r/min。 ⑷核算主轴转速误差
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∵ n实?1440??140/?200?36/36?42/42?60/30?2044r/min
n标?2000r/min
∴
(n实?n标)n标?100%?(2000?2044)?100%?2.2%?5%
2000 所以合适。
5.4传动轴直径的估算：确定各轴最小直径
根据《机械设计手册》p6?20表7-13，d?914床设计》表7-13得到???取1.
①Ⅰ轴的直径：取?1?0.96,n1j?800r/min
11?d?914?91nj???4Pnj???mm，并查《金属切削机
7.5?0.96?29.17mm
1000?1 ②Ⅱ轴的直径：取?2??1?0.98?0.99?0.99?0.922,nj2?500r/min
11?d?914?91nj???411?0.922?34.34mm
500?1 ③Ⅲ轴的直径：取?3??2?0.98?0.99?0.89,nj3?180r/min
11?d?914?91nj???411?0.89?43.95mm
180?1其中：P-电动机额定功率（kW）；
?-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；
nj-该传动轴的计算转速（rmin）；
???-传动轴允许的扭转角（om）。
当轴上有键槽时，d值应相应增大4～5%;当轴为花键轴时，可将估算的d值减小7%为花键轴的小径;空心轴时，d需乘以计算系数b，b值见《机械设计手册》表7-12。Ⅰ和Ⅳ为由键槽并且轴Ⅳ为空心轴，Ⅱ和Ⅲ为花键轴。根据以上原则各轴的直径取值：d??30mm，d?和d???在后文给定，?轴采用光轴，??轴和???轴因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴。因为矩形花键定心精度高，定心稳定性好，能用磨削的方法消除热处理变形，定心直径尺寸公差和位置公差都能获得较高的精度，故我采用矩形花键连接。按GBT1144?1987规定，矩形花
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键的定心方式为小径定心。查《机械设计手册》轴花键轴的规格N?d?D?B为8?42?48?8。 ④各轴间的中心距的确定：
p6?1?22
的矩形花键的基本尺寸系列，??轴花键轴的规格N?d?D?B为8?36?42?7；???d?????(z1?z2)m(36?36)?5??180(mm)； 22d??????? d????V?(42?42)?5?210(mm)； 2(18?72)?5??231.96(mm)； 2cos14.1o5.5键的选择、传动轴、键的校核
查《机械设计手册》表6-1选择轴?上的键，根据轴的直径d?22~30，键的尺寸选择键宽b?键高h取8?7，键的长度L取22。主轴处键的选择同上，键的尺寸为键宽b?键高h取28?16，键的长度L取100。
7.传动轴的校核
需要验算传动轴薄弱环节处的倾角荷挠度。验算倾角时，若支撑类型相同则只需验算支反力最大支撑处倾角；当此倾角小于安装齿轮处规定的许用值时，则齿轮处倾角不必验算。验算挠度时，要求验算受力最大的齿轮处，但通常可验算传动轴中点处挠度（误差<%3）。
当轴的各段直径相差不大，计算精度要求不高时，可看做等直径，采用平均直径d1进行计算，计算花键轴传动轴一般只验算弯曲刚度，花键轴还应进行键侧挤压验算。弯曲刚度验算；的刚度时可采用平均直径d1或当量直径d2。一般将轴化为集中载荷下的简支梁，其挠度和倾角计算公式见《金属切削机床设计》表7-15.分别求出各载荷作用下所产生的挠度和倾角，然后叠加，注意方向符号，在同一平面上进行代数叠加，不在同一平面上进行向量叠加。
①Ⅰ轴的校核：通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对Ⅰ轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核
T?9.55?106?P/n?9.55?106?11?0.96/1000?100.8N?mFr?2?T/d?2?100.8/(120?10)?1680.8N?3
最大挠度：
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?max?F?b3l2?4b2?48EI???????4?1680.8?440?3?4402?4?4002?10?3?449??3048?210?10??10?364?109.29?10?3mm?
式中；E?材料弹性模量；E?2.1?109MPa;3.14?304I?轴的；I???39740.6mm4;6464查《机械制造装备设计》表3-12许用挠度 ?y??0.03?4?0.12mm；
YB??y?,所以合格。
?d4 ②Ⅱ轴、Ⅲ轴的校核同上。
键和轴的材料都是钢，由《机械设计》表6-2查的许用挤压应力。键的工作长度[?p]?100~120MPa,取其中间值，[?p]?11M0Pal?L?b?22mm?8mm?16mm，键与轮榖键槽的接触高度
k?0.5h?0.5?7mm?3.5mm。由《机械设计》式（6-1）可得
2T?1032?86?103 ?p??MPa?102.3MPa?[?p]?110MPa 式中：kld3.5?16?30T?传递的转矩,N?m;k?键与轮毂键槽的接触高度,k?0.5h,此处h为键的高度,mml?键的工作长度，mm，圆头平键l?L?b,L为键的公称长度，mm,b为键的宽度，mm；d?键的直径，mm；[?p]?键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，MPa,键《机械设计》表6?2；可见连接的挤压强度足够了，键的标记为：键10?8GBT1096?2003
6.各变速组齿轮模数的确定和校核
6.1齿轮模数的确定：
齿轮模数的估算。通常同一变速组内的齿轮取相同的模数，如齿轮材料相同
时，选择负荷最重的小齿轮，根据齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条件按《金属切削机床设计》表7-17进行估算模数mH和mF，并按其中较大者选取相近的标准模数，为简化工艺变速传动系统内各变速组的齿轮模数最好一样，通常不超过2～3种模数。
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先计算最小齿数齿轮的模数，齿轮选用直齿圆柱齿轮及斜齿轮传动，查《机械设计》表10-8齿轮精度选用7级精度，再由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS：
根据《金属切削机床设计》表7-17；有公式： ①齿面接触疲劳强度：mH?160203KP(??1) 2?mnjz2?HP?②齿轮弯曲疲劳强度：mF?4303KP
?mnjz?FP⑴、a变速组：分别计算各齿轮模数，先计算最小齿数28的齿轮。 ①齿面接触疲劳强度：mH?160203其中: ?-公比 ；? = 2；
P-齿轮传递的名义功率；P = 0.96?11=10.56KW； ?m-齿宽系数?m=bm?5?10；
KP(??1) 22?mnjz?HP??Hlim由 ?HP-齿轮许允接触应力?HP?0.9?Hlim，《金属切削机床设计》图7-6按MQ线查取;
nj-计算齿轮计算转速;
K-载荷系数取1.2。
?Hlim=650MPa，
?HP?650MPa?0.9?585MPa
3 ∴mH1?160201.2?10.56?3?4.6mm 228?24?2?585?1000 根据《画法几何及机械制图》表10-4将齿轮模数圆整为5mm 。
②齿轮弯曲疲劳强度：mF?4303KP
?mnjz?FP其中: P-齿轮传递的名义功率；P = 0.96?11=10.56KW； ?m-齿宽系数?m=bm?5?10；
?FP-齿轮许允齿根应力?FP?1.4?Flim，?Flim由《金属切削机床设计》图7-11按MQ线查取；
nj-计算齿轮计算转速;
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