普通车床主轴箱设计
根据【1】表3-10，主轴的计算转速为
znj?nmin?3?112?25?1.413?1?70.5r/min
?、各变速轴的计算转速：
①轴Ⅲ的计算转速可从主轴71r/min按72/18的变速副找上去，轴Ⅲ的计算转速
nj3为
100r/min；
②轴Ⅱ的计算转速nj2为400r/min； ③轴Ⅰ的计算转速nj1为800r/min。
?、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。
① 变速组c中，22/86只需计算z = 22 的齿轮，计算转速为280r/min； ② 变速组b计算z = 18的齿轮，计算转速为400r/min； ③ 变速组a应计算z = 28的齿轮，计算转速为800r/min。 ?、核算主轴转速误差
∵ n实?1440??126/?224?35/49?45/45?72/36?1157.14r/min n标?1120r/min
∴
(n实?n标)n标?100%?(1157?1120)1120?100%?4.3%?5%
所以合适。
6.2.2传动轴直径的估算：确定各轴最小直径
Pnj???根据【5】公式（7-1），d?914mm，并查【5】表7-13得到???取1.
①Ⅰ轴的直径：取?1?0.96,n1j?800r/min
d?9147.5?nj???4?917.5?0.96800?1?28.03mm
②Ⅱ轴的直径：取?2??1?0.98?0.99?0.99?0.922,nj2?400r/min
d?9147.5?nj???4?917.5?0.922400?1?33.61mm
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③Ⅲ轴的直径：取?3??2?0.98?0.99?0.89,nj3?100r/min
d?9147.5?nj??4?917.5?0.89100?1?46.25mm
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【5】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，矩形花键的定心方式为小径定心。查【15】表5-3-30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；???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：
d?????d???????d????V??(z1?z2)m2?(28?56)?42?168(mm)；
(18?72)?52(22?86)?52cos15.42o?225(mm)； ?280.082(mm)；
6.2.3 键的选择
查【4】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。
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6.3 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d1进行计算，
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【5】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。 6.3.1 传动轴的校核
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?10?P/n?9.55?10?7.5?0.96/800?86N?mFr?2?T/d?2?86/(112?10?366)?1535.7N
最大挠度：
?max???F?b3l?4b48EI?22?2?1535.7?426?3?46448?210?10?9??4?42642???10??34??3064
?10??3?4?110.68?10式中；?3mmE?材料弹性模量；I?轴的；I?E?2.1?10MPa;?3.14?306449
4?d644?39740.6mm;查【1】表3-12许用挠度?y??0.03?4?0.12mm；
YB??y?,所以合格。
②Ⅱ轴、Ⅲ轴的校核同上。
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6.3.2 键的校核
键和轴的材料都是钢，由【4】表6-2查的许用挤压应力[?p]?100~120MPa,取其中间值，[?p]?110MPa。键的工作长度l?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【4】式（6-1）可得
?2T?103p?kld?2?86?1033.5?16?30MPa?102.3MPa?[?p]?110MPa
式中：
T?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，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【4】表6?2；可见连接的挤压强度足够了，键的标记为：键10?8GBT1096?2003
6.4 各变速组齿轮模数的确定和校核
6.4.1 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【5】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。
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【4】表10-8齿轮精度选用7级精度，再由【4】表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS：
根据【5】表7-17；有公式：
①齿面接触疲劳强度：m(??1)H?16020KP3?22mnjz?HP?
②齿轮弯曲疲劳强度：mKPF?4303?mnjz?
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?、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?16020其中: ?-公比 ；? = 2；
P-齿轮传递的名义功率；P = 0.96?7.5=7.2KW； ?m-齿宽系数?m=bm?5?10；
?HP-齿轮许允接触应力?HP?0.9?Hlim，?Hlim由【5】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，
KP(??1)3?mnjz?22HP?
?HP?650MPa?0.9?585MPa
∴mH1?1602031.2?7.2?38?28?2?58522?800?3.14mm
根据【6】表10-4将齿轮模数圆整为4mm 。
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?7.5=7.2KW； ?m-齿宽系数?m=bm?5?10；
?FP-齿轮许允齿根应力?FP?1.4?Flim，?Flim由【5】图7-11按MQ线查取；
nj-计算齿轮计算转速;
K-载荷系数取1.2。
?Flim?300MPa，
∴?FP?300MPa?1.4?420MPa ∴mF1?43031.2?7.28?800?28?420?2.1mm
根据【6】表10-4将齿轮模数圆整为2.5mm 。 ∵mH1?mF1所以m1?4mm
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