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1、設(shè) 計(jì) 說(shuō) 明 書(shū) CA6140機(jī)床主軸箱設(shè)計(jì) The Design of Headstock of Engine lathe-CA6140 系（院）名稱： 專業(yè)班級(jí)： 學(xué)生姓名： 指導(dǎo)教師姓名： 指導(dǎo)教師職稱： 年 月 CA6140機(jī)床主軸箱設(shè)計(jì) 摘要 作為主要的車(chē)削加工機(jī)床，CA6140機(jī)床廣泛的應(yīng)用于機(jī)械加工行業(yè)中，本設(shè)計(jì)主要針對(duì)CA6140機(jī)床的主軸箱進(jìn)行設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)的內(nèi)容主要有機(jī)床主要參數(shù)的確定，傳動(dòng)統(tǒng)圖的方案和傳動(dòng)系擬定，對(duì)主要零件進(jìn)行了計(jì)算和驗(yàn)算，利用三維畫(huà)圖軟件進(jìn)行了零件的設(shè)計(jì)和處理。關(guān)鍵詞：CA6140機(jī)床 主軸箱 零件 傳動(dòng) The Design of Headstock o

2、f Engine lathe-CA6140 Abstract As a major turning machine, CA6140 machine tool widely used in mechanical processing industries,it is mainly for the design of the CA6140 machine headstock , the content of the design has the main parameters of machine tools, transmission and the plans of drive system

3、of the formulation , The main parts of the calculated and checked, using three-dimensional drawing software to design and handle parts.Key words CA6140 Machine Tool Headstock Part Transmission 目 錄引言1第一章 傳動(dòng)方案和傳動(dòng)系統(tǒng)圖的擬定31.1主要技術(shù)參數(shù)31.2確定極限轉(zhuǎn)速31.3確定公比31.4求出主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)Z31.5確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)或結(jié)構(gòu)式41.6繪制轉(zhuǎn)速圖41.6.1選定電動(dòng)機(jī)41.6.2分配總降

4、速傳比41.6.3確定傳動(dòng)軸的軸數(shù)41.6.4繪制轉(zhuǎn)速圖41.6.5傳動(dòng)方案擬定6第二章 主要設(shè)計(jì)零件的計(jì)算和驗(yàn)算82.1主軸箱的箱體82.2傳動(dòng)系統(tǒng)的軸及軸上零件設(shè)計(jì)102.2.1普通V帶傳動(dòng)的計(jì)算102.2.2多片式摩擦離合器的計(jì)算122.2.3齒輪的驗(yàn)算142.2.4傳動(dòng)軸的驗(yàn)算162.2.5軸承疲勞強(qiáng)度校核182.3傳動(dòng)系統(tǒng)的軸及軸上零件設(shè)計(jì)192.3.1齒輪的驗(yàn)算192.3.2傳動(dòng)軸的驗(yàn)算222.3.3軸組件的剛度驗(yàn)算242.4傳動(dòng)系統(tǒng)的軸及軸上零件設(shè)計(jì)262.4.1齒輪的驗(yàn)算262.4.2傳動(dòng)軸的驗(yàn)算302.4.3軸組件的剛度驗(yàn)算322.5傳動(dòng)系統(tǒng)的軸及軸上零件設(shè)計(jì)332.5.1齒

5、輪的驗(yàn)算332.5.2傳動(dòng)軸的驗(yàn)算372.5.3軸組件的剛度驗(yàn)算382.6傳動(dòng)系統(tǒng)的軸及軸上零件的設(shè)計(jì)402.6.1齒輪的驗(yàn)算402.6.2傳動(dòng)軸的驗(yàn)算432.6.3軸組件的剛度驗(yàn)算45結(jié)論47致謝48參考文獻(xiàn) 4950引言中世紀(jì)有人設(shè)計(jì)出了用腳踏板旋轉(zhuǎn)曲軸并帶動(dòng)飛輪，再傳動(dòng)到主軸使其旋轉(zhuǎn)的“腳踏車(chē)床”。16世紀(jì)中葉，法國(guó)有一個(gè)叫貝松的設(shè)計(jì)師設(shè)計(jì)了一種用螺絲杠使刀具滑動(dòng)的車(chē)螺絲用的車(chē)床。時(shí)間到了18世紀(jì)，又有人設(shè)計(jì)了一種用腳踏板和連桿旋轉(zhuǎn)曲軸，可以把轉(zhuǎn)動(dòng)動(dòng)能貯存在飛輪上的車(chē)床上，并從直接旋轉(zhuǎn)工件發(fā)展到了旋轉(zhuǎn)床頭箱，床頭箱是一個(gè)用于夾持工件的卡盤(pán)。這些就是最早的機(jī)床，但是還沒(méi)有形成主軸箱的雛形。

6、1800年，莫茲利在他自己的車(chē)間里制造了一臺(tái)更加完善的車(chē)床，上面的齒輪可以互相更換，可改變進(jìn)給速度和被加工螺紋的螺距。1817年，另一位英國(guó)人羅伯茨采用了四級(jí)帶輪和背輪機(jī)構(gòu)來(lái)改變主軸轉(zhuǎn)速。不久，更大型的車(chē)床也問(wèn)世了，為蒸汽機(jī)和其他機(jī)械的發(fā)明立下了汗馬功勞。至此機(jī)床主軸箱有了大概的輪廓和發(fā)展方向。為了提高機(jī)械化自動(dòng)化程度，1845年，美國(guó)的菲奇發(fā)明轉(zhuǎn)塔車(chē)床；1848年，美國(guó)又出現(xiàn)回輪車(chē)床；1873年，美國(guó)的斯潘塞制成一臺(tái)單軸自動(dòng)車(chē)床，不久他又制成三軸自動(dòng)車(chē)床 ；20世紀(jì)初出現(xiàn)了由單獨(dú)電機(jī)驅(qū)動(dòng)的帶有齒輪變速箱的車(chē)床。由于高速工具鋼的發(fā)明和電動(dòng)機(jī)的應(yīng)用，車(chē)床不斷完善，終于達(dá)到了高速度和高精度的現(xiàn)代水

7、平。此后主軸箱的設(shè)計(jì)研究有了飛速的發(fā)展。隨著技術(shù)的發(fā)展，機(jī)床主軸箱的設(shè)計(jì)會(huì)向較高的速度精度，而且要求連續(xù)輸出的高轉(zhuǎn)矩能力和非常寬的恒功率運(yùn)行范圍。另外還會(huì)改善機(jī)床的動(dòng)平衡，避免震動(dòng)、污染和噪音等。本設(shè)計(jì)為CA6140機(jī)床的主軸箱。 作為主要的車(chē)削加工機(jī)床，CA6140機(jī)床廣泛的應(yīng)用于機(jī)械加工行業(yè)中。CA6140機(jī)床主軸箱的作用就是把運(yùn)動(dòng)源的恒定轉(zhuǎn)速改變?yōu)橹鬟\(yùn)動(dòng)執(zhí)行件（主軸、工作臺(tái)、滑枕等）所需的各種速度；傳遞機(jī)床工作時(shí)所需的功率和扭矩；實(shí)現(xiàn)主運(yùn)動(dòng)的起動(dòng)、停止、換向和制動(dòng)。主軸箱通常主要由下列裝置和機(jī)構(gòu)組成：齒輪變速裝置；定比傳動(dòng)副；換向裝置；起動(dòng)停止裝置；制動(dòng)裝置；操縱裝置；密封裝置；主軸部件

8、和箱體。根據(jù)機(jī)床的用途和性能不同，有的機(jī)床主軸箱可以只包括其中的部分裝置和部件。主軸箱是支承主軸并安裝主軸的傳動(dòng)變速裝置，使主軸獲得各種不同轉(zhuǎn)速，以實(shí)現(xiàn)主切削運(yùn)動(dòng)。該機(jī)床主軸箱剛性好、功率大、操作方便。CA6140機(jī)床可進(jìn)行各種車(chē)削工作，并可加工公制、英制、模數(shù)和徑節(jié)螺紋。主軸三支撐均采用滾動(dòng)軸承；進(jìn)給系統(tǒng)用雙軸滑移共用齒輪機(jī)構(gòu)；縱向與橫向進(jìn)給由十字手柄操縱，并附有快速電機(jī)。該機(jī)床剛性好、功率大、操作方便。從本設(shè)計(jì)的選題、構(gòu)思過(guò)程中，主要搜集大量的資料進(jìn)行整理，向?qū)I(yè)人士請(qǐng)教。在課題設(shè)計(jì)過(guò)程中，經(jīng)查閱圖書(shū)館的理論知識(shí)，從而得出寶貴的經(jīng)驗(yàn)，同時(shí)參閱了大量關(guān)于現(xiàn)代新型技術(shù)方面、機(jī)床方面的書(shū)籍和通過(guò)

9、網(wǎng)絡(luò)工具，最后綜合加以設(shè)計(jì)。具體方案：1、了解企業(yè)生產(chǎn)狀況，對(duì)機(jī)床主軸箱的使用進(jìn)行跟蹤調(diào)查，了解該企業(yè)對(duì)車(chē)削工藝的需要，發(fā)現(xiàn)原來(lái)設(shè)備中的不足和原來(lái)設(shè)備的使用局限性。2、對(duì)CA6140機(jī)床主軸箱整體結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析，了解主軸箱功能，查閱資料了解CA6140機(jī)床在工廠中的用途。3、和同組同學(xué)分工協(xié)作，提出設(shè)計(jì)思路，并擬出解決方案，解決設(shè)計(jì)CA6140機(jī)床主軸箱出現(xiàn)的問(wèn)題。4 、通過(guò)對(duì)CA6140機(jī)床的進(jìn)一步了解，確定主軸箱的整體設(shè)計(jì)；5、充分利用相關(guān)知識(shí)對(duì)機(jī)床主軸箱進(jìn)行具體設(shè)計(jì)；6、檢查并完善本設(shè)計(jì)課題。 第一章 傳動(dòng)方案和傳動(dòng)系統(tǒng)圖的擬定1.1 主要技術(shù)參數(shù)主要技術(shù)參數(shù)如表1-1 表1-1工件最大回

10、轉(zhuǎn)直徑在床面上400毫米在床鞍上210毫米工件最大長(zhǎng)度（四種規(guī)格）750、1000、1500、2000毫米主軸孔徑48毫米主軸前端孔錐度400毫米主軸轉(zhuǎn)速范圍正傳101400轉(zhuǎn)/分反傳141580轉(zhuǎn)/分刀架快速移動(dòng)速度縱向4米/分橫向4米/分主電機(jī)功率7.5千瓦轉(zhuǎn)速1400轉(zhuǎn)/分工件最大長(zhǎng)度為1000毫米的機(jī)床外形尺寸（長(zhǎng)寬高）266810001190毫米1.2 確定極限轉(zhuǎn)速 已知主軸最低轉(zhuǎn)速為10mm/s,最高轉(zhuǎn)速為1400mm/s，轉(zhuǎn)速調(diào)整范圍為 = /=141.3 確定公比 選定主軸轉(zhuǎn)速數(shù)列的公比為1.121.4 求出主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)Z 由圖1-2及系統(tǒng)傳動(dòng)路線可以看出，當(dāng)主軸正轉(zhuǎn)時(shí)，由第一

11、條傳動(dòng)路線（-軸）使主軸獲得23=6級(jí)正轉(zhuǎn)，由第二條路線（-軸）又使主軸獲得2322=24級(jí)正轉(zhuǎn)，這樣可獲得30級(jí)正轉(zhuǎn)。當(dāng)主軸反轉(zhuǎn)時(shí)，可獲得3+32215級(jí)反轉(zhuǎn)。但由于軸-間的四種傳動(dòng)比為: 其中和基本相等，所以實(shí)際上主軸只能獲得23（221）=18級(jí)正轉(zhuǎn)，這樣主軸實(shí)際獲得6+18=24級(jí)正轉(zhuǎn)。同理主軸只有3+3（221）=12級(jí)反轉(zhuǎn)。1.5 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)或結(jié)構(gòu)式 由公式Z=（）（）（） （1-1）其中Z為主軸轉(zhuǎn)速級(jí)，為按傳動(dòng)順序的各變速組傳動(dòng)副數(shù)，為各變速組的級(jí)比指數(shù)。故結(jié)構(gòu)式24=23221.6 繪制轉(zhuǎn)速圖 1.6.1選定電動(dòng)機(jī) 一般金屬切削機(jī)床的驅(qū)動(dòng)，如無(wú)特殊性能要求，多采用Y系列封閉自扇

12、冷式籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。Y系列電動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、起動(dòng)性能好、工作可靠、價(jià)格低廉、維護(hù)方便、高效、節(jié)能、起動(dòng)轉(zhuǎn)矩大、噪聲低、振動(dòng)小、運(yùn)行安全可靠。因主電機(jī)功率要求為7.5千瓦轉(zhuǎn)速1400r/min，故選擇Y132M-4，其同步轉(zhuǎn)速為1440r/min。 1.6.2分配總降速傳動(dòng)比 總降速傳動(dòng)比為=/ =10/14406.67103, 為主軸最低轉(zhuǎn)速，考慮是否需要增加定比傳動(dòng)副，以使轉(zhuǎn)速數(shù)列符合標(biāo)準(zhǔn)或有利于減少齒輪和及徑向與軸向尺寸，并分擔(dān)總降速傳動(dòng)比。然后，將總降速傳動(dòng)比按“先緩后急”的遞減原則分配給串聯(lián)的各變速組中的最小傳動(dòng)比。 1.6.3確定傳動(dòng)軸的軸數(shù) 傳動(dòng)軸數(shù)變速組數(shù)+定比傳動(dòng)副數(shù)+1=6

13、 1.6.4繪制轉(zhuǎn)速圖先按傳動(dòng)軸數(shù)及主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)格距l(xiāng)g畫(huà)出網(wǎng)格，用以繪制轉(zhuǎn)速圖。在轉(zhuǎn)速圖上，先分配從電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速到主軸最低轉(zhuǎn)速的總降速比，在串聯(lián)的雙軸傳動(dòng)間畫(huà)上u(kk+1)min.再按結(jié)構(gòu)式的級(jí)比分配規(guī)律畫(huà)上各變速組的傳動(dòng)比射線，從而確定了各傳動(dòng)副的傳動(dòng)比。 圖1-1 轉(zhuǎn)速圖 圖1-2 CA6140傳動(dòng)系統(tǒng)圖1.6.5 傳動(dòng)方案擬定當(dāng)雙向多片摩擦離合器M1左結(jié)合時(shí)，軸的運(yùn)動(dòng)經(jīng)M1左部的摩擦片及齒輪副或傳給軸。當(dāng)M1右結(jié)合時(shí)軸的運(yùn)動(dòng)經(jīng)M1右部摩擦片及齒輪Z50傳給軸上的齒輪Z34，然后傳給軸上的齒輪Z30。軸的運(yùn)動(dòng)分別可分別通過(guò)三對(duì)齒輪副、傳給軸。軸的運(yùn)動(dòng)可分為兩路傳給主軸：（1）當(dāng)主軸上的滑

14、動(dòng)齒輪Z50處于左端位置時(shí)，軸運(yùn)動(dòng)經(jīng)齒輪副直接傳給主軸，使主軸高速運(yùn)轉(zhuǎn)。（2）當(dāng)主軸上的滑動(dòng)齒輪Z50處于左端位置時(shí)，使齒輪式離合器M2接合，則軸的運(yùn)動(dòng)經(jīng)-的背輪機(jī)構(gòu)傳給主軸，使主軸獲得中低轉(zhuǎn)速。 第二章 主要設(shè)計(jì)零件的計(jì)算和驗(yàn)算2.1主軸箱的箱體 主軸箱中有主軸、變速機(jī)構(gòu)，操縱機(jī)構(gòu)和潤(rùn)滑系統(tǒng)等。主軸箱除應(yīng)保證運(yùn)動(dòng)參數(shù)外，還應(yīng)具有較高的傳動(dòng)效率，傳動(dòng)件具有足夠的強(qiáng)度或剛度，噪聲較低，振動(dòng)要小，操作方便，具有良好的工藝性，便于檢修，成本較低，防塵、防漏、外形美觀等。箱體材料以中等強(qiáng)度的灰鑄鐵HT150及HT200為最廣泛,本設(shè)計(jì)選用材料為HT20-40.箱體鑄造時(shí)的最小壁厚根據(jù)其外形輪廓尺寸(長(zhǎng)

15、寬高),按下表選取. 表2-1長(zhǎng)寬高()壁厚(mm) 500 500 300-800 500 50010-15 800 800 50012-20由于箱體軸承孔的影響將使扭轉(zhuǎn)剛度下降10%-20%，彎曲剛度下降更多，為彌補(bǔ)開(kāi)口削弱的剛度，常用凸臺(tái)和加強(qiáng)筋；并根據(jù)結(jié)構(gòu)需要適當(dāng)增加壁厚。如中型車(chē)床的前支承壁一般取25mm左右，后支承壁取22mm左右，軸承孔處的凸臺(tái)應(yīng)滿足安裝調(diào)整軸承的需求。 箱體在主軸箱中起支承和定位的作用。CA6140主軸箱中共有15根軸，軸的定位要靠箱體上安裝空的位置來(lái)保證，因此，箱體上安裝空的位置的確定很重要。本設(shè)計(jì)中各軸安裝孔的位置的確定主要考慮了齒輪之間的嚙合及相互干涉的問(wèn)

16、題，根據(jù)各對(duì)配合齒輪的中心距及變位系數(shù)，并參考有關(guān)資料，箱體上軸安裝空的位置確定如下：中心距(a)=1/2（d1+d2）+ym （式中y是中心距變動(dòng)系數(shù)）中心距-=（56+38）/22.25=105.75mm中心距-=（50+34）/22.25=94.5mm中心距-=（30+34）/22.25=72mm中心距-=（39+41）/22.25=90mm中心距-=（50+50）/22.5=125mm中心距-=（44+44）/22=88mm中心距-=（26+58）/24=168mm中心距-=（58+26）/22=84mm中心距-=（58+58）/22=116mm中心距-=（33+33）/22=66mm

17、中心距-=（25+33）/22=58mm綜合考慮其它因素后，將箱體上各軸安裝空的位置確定如下圖： 圖2-1上圖中XIV、XV軸的位置沒(méi)有表達(dá)清楚具體位置參見(jiàn)零件圖。設(shè)計(jì)的箱體外觀形狀如下圖： 圖2-2 箱體在床身上的安裝方式，機(jī)床類型不同，其主軸變速箱的定位安裝方式亦不同。有固定式、移動(dòng)式兩種。車(chē)床主軸箱為固定式變速箱，用箱體底部平面與底部突起的兩個(gè)小垂直面定位，用螺釘和壓板固定。本主軸箱箱體為一體式鑄造成型，留有安裝結(jié)構(gòu)，并對(duì)箱體的底部為安裝進(jìn)行了相應(yīng)的調(diào)整。 箱體的顏色根據(jù)機(jī)床的總體設(shè)計(jì)確定，并考慮機(jī)床實(shí)際使用地區(qū)人們心理上對(duì)顏色的喜好及風(fēng)俗。箱體中預(yù)留了潤(rùn)滑油路的安裝空間和安裝螺紋孔及油

18、溝，具體表達(dá)見(jiàn)箱體零件圖。2.2傳動(dòng)系統(tǒng)的I軸及軸上零件設(shè)計(jì) 2.2.1普通V帶傳動(dòng)的計(jì)算普通V帶的選擇應(yīng)保證帶傳動(dòng)不打滑的前提下能傳遞最大功率，同時(shí)要有足夠的疲勞強(qiáng)度，以滿足一定的使用壽命。設(shè)計(jì)功率 (kW） （2-1）工況系數(shù)，查機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)（任殿閣，張佩勤 主編）表2-5，取1.1； 故小帶輪基準(zhǔn)直徑為130mm；帶速 ； （2-2）大帶輪基準(zhǔn)直徑為230 mm；初選中心距1000mm, 由機(jī)床總體布局確定。過(guò)小，增加帶彎曲次數(shù)；過(guò)大，易引起振動(dòng)。帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度 （2-3）查機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)（任殿閣，張佩勤 主編）表2-7，取2800mm;帶撓曲次數(shù)1000mv/=7.0440； （2-5）實(shí)際

19、中心距 （2-6） （2-7）故小帶輪包角 （2-8）單根V帶的基本額定功率,查機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)（任殿閣，張佩勤 主編）表2-8，取2.28kW；單根V帶的基本額定功率增量 （2-9） 彎曲影響系數(shù)，查表2-9，取 傳動(dòng)比系數(shù)，查表2-10，取1.12故；帶的根數(shù) （2-10） 包角修正系數(shù)，查表2-11，取0.93； 帶長(zhǎng)修正系數(shù)，查表2-12，取1.01；故 z取4；單根帶初拉力 （2-11） q帶每米長(zhǎng)質(zhì)量，查表2-13，取0.10； 故58.23N帶對(duì)軸壓力 （2-12） 圖2-3 2.2.2多片式摩擦離合器的計(jì)算設(shè)計(jì)多片式摩擦離合器時(shí)，首先根據(jù)機(jī)床結(jié)構(gòu)確定離合器的尺寸，如為軸裝式時(shí)，外摩

20、擦片的內(nèi)徑d應(yīng)比花鍵軸大26mm，內(nèi)摩擦片的外徑D的確定，直接影響離合器的徑向和軸向尺寸，甚至影響主軸箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)布局，故應(yīng)合理選擇。摩擦片對(duì)數(shù)可按下式計(jì)算 Z2MnK/fbp （2-13）式中 摩擦離合器所傳遞的扭矩（Nmm）；955/955110.98/8001.28（）;（2-14） 電動(dòng)機(jī)的額定功率（kW）； 安裝離合器的傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）； 從電動(dòng)機(jī)到離合器軸的傳動(dòng)效率； K安全系數(shù)，一般取1.31.5； f摩擦片間的摩擦系數(shù)，由于磨擦片為淬火鋼，查機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)表取f=0.08； 摩擦片的平均直徑（mm）; =（D+d）/267mm; （2-16） b內(nèi)外摩擦片的接觸寬度（

21、mm）； b=（D-d）/2=23mm； （2-17） 摩擦片的許用壓強(qiáng)（N/）；1.11.001.000.760.836 （2-18） 基本許用壓強(qiáng)（MPa），查機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)表2-15，取1.1； 速度修正系數(shù) n/6=2.5（m/s） （2-19） 根據(jù)平均圓周速度查機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)表2-16，取1.00； 接合次數(shù)修正系數(shù)，查機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)表2-17，取1.00； 摩擦結(jié)合面數(shù)修正系數(shù)，查機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)表2-18，取0.76。所以 Z2MnK/fbp21.281.4/（3.140.08230.83611 臥式車(chē)床反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗確定，一般取0.40.4114.4 最后確定摩

22、擦離合器的軸向壓緊力Q，可按下式計(jì)算：Q=b(N)1.13.14231.003.57 （2-20）式中各符號(hào)意義同前述。摩擦片的厚度一般取1、1.5、1.75、2（mm），內(nèi)外層分離時(shí)的最大間隙為0.20.4（mm）,摩擦片的材料應(yīng)具有較高的耐磨性、摩擦系數(shù)大、耐高溫、抗膠合性好等特點(diǎn)，常用10或15鋼，表面滲碳0.30.5（mm）,淬火硬度達(dá)HRC5262。 圖2-42.2.3齒輪的驗(yàn)算 驗(yàn)算齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)最小的齒輪，進(jìn)行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力驗(yàn)算。一般對(duì)高速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力，對(duì)低速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。對(duì)硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗(yàn)算齒根彎

23、曲應(yīng)力。 接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為（MPa）（3-1） （2-21）彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 （2-22）式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； （2-23）T-齒輪在機(jī)床工作期限（）內(nèi)的總工作時(shí)間（h），對(duì)于中型機(jī)床的齒輪取=1500020000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時(shí)間可近似地認(rèn)為T(mén)=/P，P為變速組的傳動(dòng)副數(shù)； -齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）;-基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)；查表3-1（以下均參見(jiàn)機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)） m疲勞曲線指數(shù)，查表3-1；速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3-2；功率利用系數(shù)，查表3-3；材料強(qiáng)化系數(shù)，查表3-4；的極限值，見(jiàn)表3-5，當(dāng)時(shí)，則取=；當(dāng)時(shí)，取=；工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運(yùn)動(dòng)，取=1.2

24、1.6；動(dòng)載荷系數(shù)，查表3-6；齒向載荷分布系數(shù)，查表3-9；Y標(biāo)準(zhǔn)齒輪齒形系數(shù)，查表3-8；許用接觸應(yīng)力（MPa）,查表3-9；許用彎曲應(yīng)力（MPa），查表3-9。如果驗(yàn)算結(jié)果或不合格時(shí)，可以改變初算時(shí)選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時(shí)，就得采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施。I軸上的齒輪采用整淬的方式進(jìn)行熱處理傳至I軸時(shí)的最大轉(zhuǎn)速為：N=5.625kw （2-24）在離合器兩齒輪中齒數(shù)最少的齒輪為502.25，且齒寬為B=12mm u=1.05=1250MP（2-25）符合強(qiáng)度要求。驗(yàn)算562.25的齒輪：=1250MP （2-26）符合強(qiáng)度要求 圖2-52.2.4傳動(dòng)軸的驗(yàn)算對(duì)于傳

25、動(dòng)軸，除重載軸外，一般無(wú)須進(jìn)行強(qiáng)度校核，只進(jìn)行剛度驗(yàn)算。軸的抗彎斷面慣性矩（）花鍵軸 = （2-27） 式中 d花鍵軸的小徑（mm）；i花軸的大徑（mm）；b、N花鍵軸鍵寬，鍵數(shù)；傳動(dòng)軸上彎曲載荷的計(jì)算，一般由危險(xiǎn)斷面上的最大扭矩求得： （2-28）式中 N該軸傳遞的最大功率（kw）; 該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）。傳動(dòng)軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力 （2-29）式中 D齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力： （2-30）式中 為齒輪的嚙合角，20；齒面摩擦角，；齒輪的螺旋角；0故N花鍵軸鍵側(cè)擠壓應(yīng)力的驗(yàn)算花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為： （2-

26、31）式中 花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（）； D、d花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L花鍵工作長(zhǎng)度； N花鍵鍵數(shù)； K載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.70.8； （2-32）故此花鍵軸校核合格 圖2-62.2.5軸承疲勞強(qiáng)度校核機(jī)床傳動(dòng)軸用滾動(dòng)軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應(yīng)進(jìn)行疲勞驗(yàn)算。其額定壽命的計(jì)算公式為： （2-33） C滾動(dòng)軸承的額定負(fù)載（N）,根據(jù)軸承手冊(cè)或機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)查取，單位用（kgf）應(yīng)換算成（N）；速度系數(shù)， 為滾動(dòng)軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/mm） 壽命系數(shù)， 壽命系數(shù)，對(duì)球軸承=3，對(duì)滾子軸承=；工作情況系數(shù)，對(duì)輕度沖擊和振動(dòng)的機(jī)床（車(chē)床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機(jī)床），；功率利用系數(shù)，查表

27、33；速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表32；齒輪輪換工作系數(shù)，查機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)；P當(dāng)量動(dòng)載荷，按機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)。 故軸承校核合格2.3傳動(dòng)系統(tǒng)的軸及軸上零件設(shè)計(jì)2.3.1齒輪的驗(yàn)算 驗(yàn)算齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)最小的齒輪，進(jìn)行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力驗(yàn)算。一般對(duì)高速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力，對(duì)低速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。對(duì)硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。 接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為（MPa）（3-1） （2-34）彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 （2-35）式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； -電動(dòng)機(jī)額定功率（KW）； -從電動(dòng)機(jī)到所計(jì)算的齒輪的機(jī)械效率； -齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min

28、）; m-初算的齒輪模數(shù)（mm）; B-齒寬（mm） Z-小齒輪齒數(shù)； u-大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，u1，“+”號(hào)用于外嚙合，“-”號(hào)用于內(nèi)嚙合； -壽命系數(shù)： （2-36）-工作期限系數(shù)： （2-37）T-齒輪在機(jī)床工作期限（）內(nèi)的總工作時(shí)間（h），對(duì)于中型機(jī)床的齒輪取=1500020000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時(shí)間可近似地認(rèn)為T(mén)=/P，P為變速組的傳動(dòng)副數(shù)； -齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）;-基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)；查表3-1（以下均參見(jiàn)機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)） m疲勞曲線指數(shù)，查表3-1；速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3-2；功率利用系數(shù)，查表3-3；材料強(qiáng)化系數(shù)，查表3-4；的極限值，見(jiàn)表3-5，當(dāng)時(shí)，則取=；

29、當(dāng)時(shí)，取=；工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運(yùn)動(dòng)，取=1.21.6；動(dòng)載荷系數(shù)，查表3-6；齒向載荷分布系數(shù)，查表3-9；Y標(biāo)準(zhǔn)齒輪齒形系數(shù)，查表3-8；許用接觸應(yīng)力（MPa）,查表3-9；許用彎曲應(yīng)力（MPa），查表3-9。如果驗(yàn)算結(jié)果或不合格時(shí)，可以改變初算時(shí)選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時(shí)，就得采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施。軸上的雙聯(lián)滑移齒輪采用整淬的方式進(jìn)行熱處理傳至軸時(shí)的最大轉(zhuǎn)速為： （2-38） （2-39）m=2.25N=5.77kw （2-40）在雙聯(lián)滑移齒輪中齒數(shù)最少的齒輪為382.25，且齒寬為B=14mmu=1.05=1250MP（2-41）故雙聯(lián)滑移齒輪符合標(biāo)準(zhǔn)

30、驗(yàn)算392.25的齒輪：392.25齒輪采用整淬N=5.71kw B=14mm u=1 =1250MP（2-42）故此齒輪合格驗(yàn)算222.25的齒輪：222.25齒輪采用整淬N=5.1kw B=14mm u=4 （2-43）=1250MP （2-44）故此齒輪合格驗(yàn)算302.25齒輪：302.25齒輪采用整淬N=5.1kw B=14mm u=1 （2-45）=1250MP （2-46）故此齒輪合格 圖2-72.3.2傳動(dòng)軸的驗(yàn)算對(duì)于傳動(dòng)軸，除重載軸外，一般無(wú)須進(jìn)行強(qiáng)度校核，只進(jìn)行剛度驗(yàn)算。軸的抗彎斷面慣性矩（）花鍵軸 （2-47）式中 d花鍵軸的小徑（mm）；i花軸的大徑（mm）；b、N花鍵軸

31、鍵寬，鍵數(shù)；傳動(dòng)軸上彎曲載荷的計(jì)算，一般由危險(xiǎn)斷面上的最大扭矩求得： （2-48）式中 N該軸傳遞的最大功率（kw）; 該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）。傳動(dòng)軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力： （2-49）式中 D齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力： （2-50）式中 為齒輪的嚙合角；齒面摩擦角；齒輪的螺旋角；=27.86mm （2-51）符合校驗(yàn)條件花鍵軸鍵側(cè)擠壓應(yīng)力的驗(yàn)算花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為： （2-52）式中 花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（）； D、d花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L花鍵工作長(zhǎng)度； N花鍵鍵數(shù)； K載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.7

32、0.8； （2-53）故此花鍵軸校核合格 圖2-82.3.3軸組件的剛度驗(yàn)算兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件的跨距對(duì)其剛度的影響很大，在繪制主軸組件的結(jié)構(gòu)草圖后，可以對(duì)合理跨距L。進(jìn)行計(jì)算，以便修改草圖，當(dāng)跨距遠(yuǎn)大于L。時(shí)，應(yīng)考慮采用三支撐結(jié)構(gòu)。機(jī)床設(shè)計(jì)的教科書(shū)中的主軸組件柔度方程系在主軸端部C點(diǎn)家在時(shí)主軸和軸承兩相柔度的迭加，其極值方程為： （2-54）式中 L。合理跨距； C 主軸懸伸梁； 后前支撐軸承剛度 該一元三次方程求解可得為一實(shí)根： （2-55）機(jī)床傳動(dòng)軸用滾動(dòng)軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應(yīng)進(jìn)行疲勞驗(yàn)算。其額定壽命的計(jì)算公式為： （2-56）C滾動(dòng)軸承的額定負(fù)載（N）,根據(jù)軸

33、承手冊(cè)或機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)查取，單位用（kgf）應(yīng)換算成（N）；速度系數(shù)， 為滾動(dòng)軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/mm） 壽命系數(shù)， 壽命系數(shù)，對(duì)球軸承=3，對(duì)滾子軸承=；工作情況系數(shù)，對(duì)輕度沖擊和振動(dòng)的機(jī)床（車(chē)床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機(jī)床），；功率利用系數(shù)，查表33；速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表32；齒輪輪換工作系數(shù)，查機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)；P當(dāng)量動(dòng)載荷，按機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)。 （2-57） （2-58） （2-59）故軸承校核合格 圖2-82.4 傳動(dòng)系統(tǒng)的軸及軸上零件設(shè)計(jì)2.4.1齒輪的驗(yàn)算 驗(yàn)算齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)最小的齒輪，進(jìn)行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力驗(yàn)算。一般對(duì)高速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力，對(duì)低速傳動(dòng)的

34、齒輪驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。對(duì)硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。 接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為（MPa） （2-60）彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 （2-61）式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； -電動(dòng)機(jī)額定功率（KW）； -從電動(dòng)機(jī)到所計(jì)算的齒輪的機(jī)械效率； -齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）; m-初算的齒輪模數(shù)（mm）; B-齒寬（mm） Z-小齒輪齒數(shù)； u-大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，u1，“+”號(hào)用于外嚙合，“-”號(hào)用于內(nèi)嚙合； -壽命系數(shù)：-工作期限系數(shù)： （2-62）T-齒輪在機(jī)床工作期限（）內(nèi)的總工作時(shí)間（h），對(duì)于中型機(jī)床的齒輪取=1500020000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時(shí)

35、間可近似地認(rèn)為T(mén)=/P，P為變速組的傳動(dòng)副數(shù)； -齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）;-基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)；查表3-1（以下均參見(jiàn)機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)） m疲勞曲線指數(shù)，查表3-1；速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3-2；功率利用系數(shù)，查表3-3；材料強(qiáng)化系數(shù)，查表3-4；的極限值，見(jiàn)表3-5，當(dāng)時(shí)，則取=；當(dāng)時(shí)，取=；工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運(yùn)動(dòng)，取=1.21.6；動(dòng)載荷系數(shù)，查表3-6；齒向載荷分布系數(shù)，查表3-9；Y標(biāo)準(zhǔn)齒輪齒形系數(shù)，查表3-8；許用接觸應(yīng)力（MPa）,查表3-9；許用彎曲應(yīng)力（MPa），查表3-9。如果驗(yàn)算結(jié)果或不合格時(shí)，可以改變初算時(shí)選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時(shí)，就得采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒

36、數(shù)及模數(shù)等措施。三軸上的三聯(lián)滑移齒輪采用整淬的方式進(jìn)行熱處理傳至三軸時(shí)的最大轉(zhuǎn)速為：N=5.42kw （2-63）在三聯(lián)滑移齒輪中齒數(shù)最少的齒輪為412.25，且齒寬為B=12mm u=1.05=1250MP（2-64）故三聯(lián)滑移齒輪符合標(biāo)準(zhǔn)驗(yàn)算502.5的齒輪：502.5齒輪采用整淬N=5.1kw B=15mm u=1 （2-65） =1250MP （2-66）故此齒輪合格驗(yàn)算633的齒輪：633齒輪采用整淬N=5.1kw B=10mm u=4 （2-67）=1250MP （2-68）故此齒輪合格驗(yàn)算442齒輪：442齒輪采用整淬N=5.1kw B=10mm u=1 （2-69）=1250M

37、P （2-70）故此齒輪合格 圖2-92.4.2 傳動(dòng)軸的驗(yàn)算對(duì)于傳動(dòng)軸，除重載軸外，一般無(wú)須進(jìn)行強(qiáng)度校核，只進(jìn)行剛度驗(yàn)算。軸的抗彎斷面慣性矩（）花鍵軸 （2-71）式中 d花鍵軸的小徑（mm）；i花軸的大徑（mm）；b、N花鍵軸鍵寬，鍵數(shù)；傳動(dòng)軸上彎曲載荷的計(jì)算，一般由危險(xiǎn)斷面上的最大扭矩求得：= （2-72）式中 N該軸傳遞的最大功率（kw）; 該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）。傳動(dòng)軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力： （2-73）式中 D齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力： （2-74）式中 為齒輪的嚙合角；齒面摩擦角；齒輪的螺旋角；=27.8

38、6mm （2-75）符合校驗(yàn)條件花鍵軸鍵側(cè)擠壓應(yīng)力的驗(yàn)算花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為： （2-76）式中 花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（）； D、d花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L花鍵工作長(zhǎng)度； N花鍵鍵數(shù)； K載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.70.8； （2-77）故此三軸花鍵軸校核合格 圖2-102.4.3 軸組件的剛度驗(yàn)算兩支撐主軸組件的合理跨距：主軸組件的跨距對(duì)其剛度的影響很大，在繪制主軸組件的結(jié)構(gòu)草圖后，可以對(duì)合理跨距L。進(jìn)行計(jì)算，以便修改草圖，當(dāng)跨距遠(yuǎn)大于L。時(shí)，應(yīng)考慮采用三支撐結(jié)構(gòu)。機(jī)床設(shè)計(jì)的教科書(shū)中的主軸組件柔度方程系在主軸端部C點(diǎn)家在時(shí)主軸和軸承兩相柔度的迭加，其極值方程為： （2-78）

39、式中 L。合理跨距； C 主軸懸伸梁； 后前支撐軸承剛度 該一元三次方程求解可得為一實(shí)根： （2-79）機(jī)床傳動(dòng)軸用滾動(dòng)軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應(yīng)進(jìn)行疲勞驗(yàn)算。其額定壽命的計(jì)算公式為： （2-80）C滾動(dòng)軸承的額定負(fù)載（N）,根據(jù)軸承手冊(cè)或機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)查取，單位用（kgf）應(yīng)換算成（N）；速度系數(shù)， 為滾動(dòng)軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/mm） 壽命系數(shù)， 壽命系數(shù)，對(duì)球軸承=3，對(duì)滾子軸承=；工作情況系數(shù)，對(duì)輕度沖擊和振動(dòng)的機(jī)床（車(chē)床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機(jī)床），；功率利用系數(shù)，查表33；速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表32；齒輪輪換工作系數(shù)，查機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)；P當(dāng)量動(dòng)載荷，按機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)。 故軸承校核合格

40、圖2-112.5傳動(dòng)系統(tǒng)的軸及軸上零件設(shè)計(jì)2.5.1齒輪的驗(yàn)算 驗(yàn)算齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)最小的齒輪，進(jìn)行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力驗(yàn)算。一般對(duì)高速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力，對(duì)低速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。對(duì)硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。 接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為（MPa） （2-81）彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 （2-82）式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； -電動(dòng)機(jī)額定功率（KW）； -從電動(dòng)機(jī)到所計(jì)算的齒輪的機(jī)械效率； -齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）; m-初算的齒輪模數(shù)（mm）; B-齒寬（mm） Z-小齒輪齒數(shù)； u-大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，u1，“+

41、”號(hào)用于外嚙合，“-”號(hào)用于內(nèi)嚙合； -壽命系數(shù)： （2-83）-工作期限系數(shù)： （2-84） T-齒輪在機(jī)床工作期限（）內(nèi)的總工作時(shí)間（h），對(duì)于中型機(jī)床的齒輪取=1500020000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時(shí)間可近似地認(rèn)為T(mén)=/P，P為變速組的傳動(dòng)副數(shù)； -齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）;-基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)；查表3-1（以下均參見(jiàn)機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)） m疲勞曲線指數(shù)，查表3-1；速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3-2；功率利用系數(shù)，查表3-3；材料強(qiáng)化系數(shù)，查表3-4；的極限值，見(jiàn)表3-5，當(dāng)時(shí)，則取=；當(dāng)時(shí)，取=；工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運(yùn)動(dòng)，取=1.21.6；動(dòng)載荷系數(shù)，查表3-6；齒向載荷分布系數(shù)，查表

42、3-9；Y標(biāo)準(zhǔn)齒輪齒形系數(shù)，查表3-8；許用接觸應(yīng)力（MPa）,查表3-9；許用彎曲應(yīng)力（MPa），查表3-9。如果驗(yàn)算結(jié)果或不合格時(shí)，可以改變初算時(shí)選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時(shí)，就得采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施。軸上的直齒齒輪采用整淬的方式進(jìn)行熱處理傳至軸時(shí)的最大轉(zhuǎn)速為：N=5.42kw （2-85）齒輪的模數(shù)與齒數(shù)為332，且齒寬為B=20mm u=1.05=1250MP（2-86）故齒輪符合標(biāo)準(zhǔn)驗(yàn)算582的齒輪：582齒輪采用整淬N=5.1kw B=20mm u=1 （2-87） =1250MP （2-88）故此齒輪合格 圖2-122.5.2傳動(dòng)軸的驗(yàn)算對(duì)于傳動(dòng)軸，除重

43、載軸外，一般無(wú)須進(jìn)行強(qiáng)度校核，只進(jìn)行剛度驗(yàn)算。軸的抗彎斷面慣性矩（）花鍵軸 （2-89）式中 d花鍵軸的小徑（mm）；D花軸的大徑（mm）；b、N花鍵軸鍵寬，鍵數(shù)；傳動(dòng)軸上彎曲載荷的計(jì)算，一般由危險(xiǎn)斷面上的最大扭矩求得：= （2-90）式中 N該軸傳遞的最大功率（kw）; 該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）。傳動(dòng)軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力： （2-91）式中 D齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力： （2-92）式中 為齒輪的嚙合角；齒面摩擦角；齒輪的螺旋角；=22.32mm （2-93）符合校驗(yàn)條件花鍵軸鍵側(cè)擠壓應(yīng)力的驗(yàn)算花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓

44、應(yīng)力為： （2-94）式中 花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（）； D、d花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L花鍵工作長(zhǎng)度； N花鍵鍵數(shù)； K載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.70.8； （2-95）故此花鍵軸校核合格 圖2-132.5.3軸組件的剛度驗(yàn)算兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件的跨距對(duì)其剛度的影響很大，在繪制主軸組件的結(jié)構(gòu)草圖后，可以對(duì)合理跨距L。進(jìn)行計(jì)算，以便修改草圖，當(dāng)跨距遠(yuǎn)大于L。時(shí)，應(yīng)考慮采用三支撐結(jié)構(gòu)。機(jī)床設(shè)計(jì)的教科書(shū)中的主軸組件柔度方程系在主軸端部C點(diǎn)家在時(shí)主軸和軸承兩相柔度的迭加，其極值方程為： （2-95）式中 L。合理跨距； C 主軸懸伸梁； 后前支撐軸承剛度 該一元三次方程求解可得為一實(shí)根： （2-96）機(jī)床傳動(dòng)軸用滾動(dòng)軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應(yīng)進(jìn)行疲勞驗(yàn)算。其額定壽命的計(jì)算公式為： （2-97） C滾動(dòng)軸承的額定負(fù)載（N）,根據(jù)軸承手冊(cè)或機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)查取，單位用（kgf）應(yīng)換算成（N）；速度系數(shù)， 為滾動(dòng)軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/mm） 壽命系數(shù)，