中北大学课程设计说明书
第二套啮合齿轮B???6~10??2?12~20mm 第三套啮合齿轮BIII??6~10??3?18~30mm
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，应主动轮比小齿轮齿宽大 所以B1?20mm,B2?25mm，B3?20mm，B4?25mm，
B5?20mm,B6?25mm,B7?20mm,B8?25mm,B9?20mm,B10?25mm，
B11?25mm,B12?30mm,B13?25mm,B14?30mm
4.4 带轮结构设计
查《机械设计》P156页，当dd?300mm时,采用腹板式。D是轴承外径，查《机械零件手册》确定选用深沟球轴承6211，d=55mm,D=100mm。带轮内孔尺寸是轴承外径尺寸100mm。齿《机械设计》表8-10确定参数得：
bd?8.5,ha?2.0,hf?9.0,e?12,f?8,?min?5.5,??38?
带轮宽度：B??z?1?e?2f??5?1??8?2?7?64mm 分度圆直径：dd?280mm，
d1?1.9D?1.8?100mm?180mm,C'?5/28?B?11.4?12mm，
L?B?64mm,
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L0??2?3?C?240?420mm ，考虑到结构以及支承刚度因磨损会不断
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降低，应取跨距L比最佳支承跨距L0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Pt的计算
p2?955?104?Ndt?D
jnj其中Nd?5.5KW,??0.96?0.987,
Dj??0.5?0.6?Dmax??0.5?0.6??400?200?240mm,取D
j?240,nj?31.5r/min故p2?955?104?0.82?5.5t?240?35.5?1.15?104N，故P?1.12Pt?1.736?104N。 Pr?0.45Pt?6.98?103N,P3Nf?0.35Pt?5.43?10
1） 驱动力Q的计算
参考《车床主轴箱指导书》， Q?2.12?107Nnzn 其中
N?Nd??1.5?0.96?0.987?4.58KW,z?72,m?3,n?35.5r/min
所以
Q?2.12?107?4.584?72?35.5?1.13?104N
3）轴承刚度的计算
这里选用4382900系列双列圆柱子滚子轴承 根据C?22.222?1.50.103?d0.8求得：
CA?22.222?1.50.103?700.8?8.48?105N/mmCB?22.222?1.50.103?1000.8?9.224?105N/mm
4）确定弹性模量，惯性距I；Ic；和长度a,b,s。
①轴的材产选用40Cr，查《简明机械设计手册》P6，有
E?2.1?105MPa
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②主轴的惯性距I为：
I???D4外?D4内?64?4.27?106mm4
主轴C段的惯性距Ic可近似地算： Ic???D41?0.64D41?64?6.25?106mm4
③切削力P的作用点到主轴前支承支承的距离S=C+W，对于普通车床，W=0.4H，（H是车床中心高，设H=200mm)。
则：S?120?0.4?200?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
ycsp?3sc2?c3Lsc?L?S??L?C?sc??P????mm 22?6EI3EICLCLcAA??代入数据并计算得ycsp=0.1299mm。
⑥计算驱动力Q作用在两支承之间时，主轴前端C点子的挠度ycmq
??bc?2L?b??L?b??L?C??L?b?bc???mm ycmq?Q?22?6EILCLCLBA??计算得：ycmq=-0.0026mm
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?ycspcos?p?ycmqcos?q?ycmcos?m,
其中?p?66?,?q?270?,?m?180?，计算得：ycy=0.0297mm.ycz?0.0928mm。综合挠
度yc?ycy2?ycz2?0.118mm。综合挠度方向角?yc?arctgycz?72.25?，又ycyL2??y??0.0000.0?002?60m0。因为m0.1y2c??y?，所以此轴满足要求。
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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2，齿轮7，齿轮12这三个齿轮。 齿轮12的齿数为18，模数为4，齿轮的应力：
2088?104 1）接触应力： Qf?zm?u?1?k?kvkaksNuBnj u----大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；
k?---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《机械装备设计》表
kHB?1.15,kFB?1.20;kv?1.05,kA?1.25
10-4及图10-8及表10-2分布得
假定齿轮工作寿命是48000h，故应力循环次数为
N?60njLh?60?500?1?48000?1.44?109次
查《机械装备设计》图10-18得KFN?0.9,KHN?0.9，所以：
?72?2??1??1.15?1.05?1.25?0.9?7.5?0.96?0.98?18??1.024?103MPa
72?21?500182088?103?f?
18?42）弯曲应力： Qw?191?105k?kvkaksNzm2BYnj
查《金属切削手册》有Y=0.378，代入公式求得：Qw=158.5Mpa
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??w??920MPa。因为：
?f????f??,?w???w?，故满足要求，另外两齿轮计算方法如上，均符合要求。
5.3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
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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。
齿轮的直径 d?24?2.5?60mm
P n7.5?0.96 T?9550??59.3 Nm
7102T2?59.3 齿轮受力 Fr???1412 N
d60?103 Ⅰ轴传递的转矩 T?9550 根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为 Rv1?Frl1?1060 N l1?l2 Rv2?1412?1060?352 N
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fp?1.3，则有：
P1?fpX1R1?1.3?1062?1378 N P2?fpX2R2?1.3?352?457.6 N
轴承的寿命 因为P1?P2，所以按轴承1的受力大小计算：
106C?106172003()?()?38309.1 h Lh?60nP160?8501378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、离合器和制动器等）、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。
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