機(jī)床主軸箱課程設(shè)計(jì)

機(jī)床主軸箱課程設(shè)計(jì),機(jī)床,主軸,課程設(shè)計(jì) 151 機(jī)床主要技術(shù)參數(shù)：（1） 尺寸參數(shù)：床身上最大回轉(zhuǎn)直徑： 400mm刀架上的最大回轉(zhuǎn)直徑： 200mm主軸通孔直徑： 40mm主軸前錐孔： 莫式6號(hào)最大加工工件長(zhǎng)度： 1000mm（2） 運(yùn)動(dòng)參數(shù)：根據(jù)工況，確定主軸最高轉(zhuǎn)速有采用YT15硬質(zhì)合金刀車削碳鋼工件獲得，主軸最低轉(zhuǎn)速有采用W16Cr4V高速鋼刀車削鑄鐵件獲得。 nmax=圖表 1= 25r/min nmin= =1120r/min 根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列數(shù)值表，選擇機(jī)床的最高轉(zhuǎn)速為1120/min，最低轉(zhuǎn)速為25/min 公比取1.41，轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)Z=12。 （3） 動(dòng)力參數(shù)：電動(dòng)機(jī)功率4KW 選用Y112M-4型電動(dòng)機(jī)2 確定結(jié)構(gòu)方案：（1） 主軸傳動(dòng)系統(tǒng)采用V帶、齒輪傳動(dòng)；（2） 傳動(dòng)形式采用集中式傳動(dòng)；（3） 主軸換向制動(dòng)采用雙向片式摩擦離合器和帶式制動(dòng)器；（4） 變速系統(tǒng)采用多聯(lián)滑移齒輪變速。3 主傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)：（1） 擬訂結(jié)構(gòu)式：1） 確定變速組傳動(dòng)副數(shù)目：實(shí)現(xiàn)12級(jí)主軸轉(zhuǎn)速變化的傳動(dòng)系統(tǒng)可以寫成多種傳動(dòng)副組合： A12=3*4 B. 12=4*3 C。12=3*2*2 D12=2*3*2 E。12=2*2*3 方案A、B可節(jié)省一根傳動(dòng)軸。但是，其中一個(gè)傳動(dòng)組內(nèi)有四個(gè)變速傳動(dòng)副，增大了該軸的軸向尺寸。這種方案不宜采用。根據(jù)傳動(dòng)副數(shù)目分配應(yīng)“前多后少”的原則，方案C是可取的。但是，由于主軸換向采用雙向離合器結(jié)構(gòu)，致使軸尺寸加大，此方案也不宜采用，而應(yīng)選用方案D2） 確定變速組擴(kuò)大順序：12=2*3*2的傳動(dòng)副組合，其傳動(dòng)組的擴(kuò)大順序又可以有以下6種形式： A12=21*32*26 B。12=21*34*22 C12 =23*31*26 D。12=26*31*23 E22*34*21 F。12=26*32*21根據(jù)級(jí)比指數(shù)非陪要“前疏后密”的原則，應(yīng)選用第一種方案。然而，對(duì)于所設(shè)計(jì)的機(jī)構(gòu)，將會(huì)出現(xiàn)兩個(gè)問(wèn)題：圖表 2 第一變速組采用降速傳動(dòng)（圖1a）時(shí)，由于摩擦離合器徑向結(jié)構(gòu)尺寸限制，使得軸上的齒輪直徑不能太小，軸上的齒輪則會(huì)成倍增大。這樣，不僅使-軸間中心距加大，而且-軸間的中心距也會(huì)加大，從而使整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)尺寸增大。這種傳動(dòng)不宜采用。 如果第一變速組采用升速傳動(dòng)（圖1b），則軸至主軸間的降速傳動(dòng)只能由后兩個(gè)變速組承擔(dān)。為了避免出現(xiàn)降速比小于允許的極限值，常常需要增加一個(gè)定比降速傳動(dòng)組，使系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜。這種傳動(dòng)也不是理想的。如果采用方案C，即12 =23*31*26，則可解決上述存在的問(wèn)題（見圖1c）。其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖2所示。圖表 3（2） 繪制轉(zhuǎn)速圖：1） 驗(yàn)算傳動(dòng)組變速范圍：第二擴(kuò)大組的變速范圍是R2 = =8，符合設(shè)計(jì)原則要求。2） 分配降速比：該車床主軸傳動(dòng)系統(tǒng)共設(shè)有四個(gè)傳動(dòng)組，其中有一個(gè)是帶傳動(dòng)。根據(jù)降速比分配應(yīng)“前慢后快”的原則及摩擦離合器的工作速度要求，確定各傳動(dòng)組最小傳動(dòng)比。U=圖表 4 = = = 3） 繪制轉(zhuǎn)速圖：（見附圖1）（3） 確定齒輪齒數(shù)：利用查表法求出各傳動(dòng)組齒輪齒數(shù)如下表：變速組第一變速組第二變速組第三變速組齒數(shù)和7272106齒輪z1z2z3z4z5z6z7z8z9z10z11z12z13z14齒數(shù)2448423019532448304218726030傳動(dòng)過(guò)程中，會(huì)采用三聯(lián)滑移齒輪，為避免齒輪滑移中的干涉，三聯(lián)滑移齒輪中最大和次大齒輪之間的齒數(shù)差應(yīng)大于4。所選齒輪的齒數(shù)符合設(shè)計(jì)要求。（4） 驗(yàn)算主軸轉(zhuǎn)速誤差： 主軸各級(jí)實(shí)際轉(zhuǎn)速值用下式計(jì)算： n = nE*圖表 5(1-)u1 u2 u3 式中 u1 u2 u3 分別為第一、第二、第三變速組齒輪傳動(dòng)比。 取0.05 轉(zhuǎn)速誤差用主軸實(shí)際轉(zhuǎn)速與標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速相對(duì)誤差的絕對(duì)值表示： n = | |10（-1）%其中主軸標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)速誤差表主軸轉(zhuǎn)速n1n2n3n4n5n6標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速26.537.55375106150實(shí)際轉(zhuǎn)速27.337.7553.9375.78105.7151轉(zhuǎn)速誤差%3.00.71.81.00.30.67主軸轉(zhuǎn)速n7n8n9n10n11n12標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速2123004256008501180實(shí)際轉(zhuǎn)速216.53302431.43606.3845.61208轉(zhuǎn)速誤差%2.10.671.51.10.52.3 轉(zhuǎn)速誤差滿足要求。（5） 繪制傳動(dòng)系統(tǒng)圖：（見附圖2） 4 估算傳動(dòng)件參數(shù)，確定其結(jié)構(gòu)尺寸：（1） 確定傳動(dòng)件計(jì)算轉(zhuǎn)速：1） 主軸：主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速是第一個(gè)三分之一轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的最高一級(jí)轉(zhuǎn)速，即nj = nmin圖表 6=74.3r/min 即n4=75r/min;2） 各傳動(dòng)軸： 軸可從主軸為75r/min按72/18的傳動(dòng)副找上去，似應(yīng)為300r/min。但是由于軸上的最低轉(zhuǎn)速106r/min經(jīng)傳動(dòng)組C可使主軸得到26.5r/min和212r/min兩種轉(zhuǎn)速。212r/min要傳遞全部功率，所以軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速應(yīng)為106r/min。軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速可按傳動(dòng)副B推上去，得300r/min。3） 各齒輪：傳動(dòng)組C中，18/72只需計(jì)算z =18 的齒輪，計(jì)算轉(zhuǎn)速為300r/min；60/30的只需計(jì)算z = 30 的齒輪，計(jì)算轉(zhuǎn)速為212r/min。這兩個(gè)齒輪哪個(gè)的應(yīng)力更大一些，較難判斷。同時(shí)計(jì)算，選擇模數(shù)較大的作為傳動(dòng)組C齒輪的模數(shù)。傳動(dòng)組B中應(yīng)計(jì)算z =19的齒輪，計(jì)算轉(zhuǎn)速為300r/min。傳動(dòng)組A中，應(yīng)計(jì)算z = 24的齒輪，計(jì)算轉(zhuǎn)速為600r/min。（2） 確定主軸支承軸頸直徑：參考金屬切削機(jī)床課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書表2，取通用機(jī)床鋼質(zhì)主軸前軸頸直徑D1 = 80mm，后軸頸直徑D2 = （0.70.85）D1，取D2 = 65 mm，主軸內(nèi)孔直徑d = 0.1 Dmax 10 mm ，其中Dmax為最大加工直徑。取d = 40mm。（3） 估算傳動(dòng)軸直徑：（忽略各傳動(dòng)功率損失）按扭轉(zhuǎn)剛度初步計(jì)算傳動(dòng)軸直徑： d = 圖表 7式中d 傳動(dòng)軸直徑； N 該軸傳遞功率（KW）； 該軸計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）； 該軸每米長(zhǎng)度允許扭轉(zhuǎn)角這些軸都是一般傳動(dòng)軸，取=10/m。 代入以上計(jì)算轉(zhuǎn)速的值，計(jì)算各傳動(dòng)軸的直徑： 軸：d1 = 26mm； 軸：d2 = 31mm； 軸：d3 = 40mm；（4） 估算傳動(dòng)齒模數(shù)：（忽略各傳動(dòng)功率損失）參考金屬切削機(jī)床課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書中齒輪模數(shù)的初步計(jì)算公式初定齒輪的模數(shù)： m = 32 式中 N 該齒輪傳遞的功率（KW）； Z 所算齒輪的齒數(shù)； 該齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）。同一變速組中的齒輪取同一模數(shù)，故?。ǎ┳钚〉凝X輪進(jìn)行計(jì)算，然后取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)值作為該變速組齒輪的模數(shù)。 傳動(dòng)組C中：m = 2.9 mm ,取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=3 mm； 傳動(dòng)組B中：m = 2.8 mm，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=3 mm； 傳動(dòng)組A中：m = 2.1mm，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=2.5 mm。（5） 離合器的選擇與計(jì)算：1） 確定摩擦片的徑向尺寸：摩擦片的外徑尺寸受到外形輪廓的限制，內(nèi)徑又由安裝它的軸徑d來(lái)決定，而內(nèi)外徑的尺寸決定著內(nèi)外摩擦片的環(huán)形接觸面積的大小，直接影響離合器的結(jié)構(gòu)與性能。表示這一特性系數(shù)是外片內(nèi)徑D1與內(nèi)片外徑D2之比，即一般外摩擦片的內(nèi)徑可?。篋1=d+(26)=26+6=32mm;機(jī)床上采用的摩擦片值可在0.570.77范圍內(nèi)，此處取=0.6，則內(nèi)摩擦片外徑D2圖表 8=53.3mm。2） 按扭矩確定摩擦離合面的數(shù)目Z：Z其中T為離合器的扭矩 T=955*104=955*104*=5.1*104Nmm； K安全系數(shù)，此處取為1.3； P摩擦片許用比壓，取為1.2MPa； f摩擦系數(shù)，查得f=0.08； S內(nèi)外片環(huán)行接觸面積，S（D22 D12）=1426.98mm2; 誘導(dǎo)摩擦半徑，假設(shè)摩擦表面壓力均勻分布，則=21.77mm；KV速度修正系數(shù)，根據(jù)平均圓周速度查表取為1.3；結(jié)合次數(shù)修正系數(shù)，查表為1.35；摩擦結(jié)合面數(shù)修正系數(shù)， 查表取為1；將以上數(shù)據(jù)代入公式計(jì)算得Z12.67圓整為整偶數(shù)14，離合器內(nèi)外摩擦片總數(shù)i=Z+1=15。3） 計(jì)算摩擦離合器的軸向壓力Q： Q=SPKV =1426.98*1.2*1.3 = 2226.1（N）4） 摩擦片厚度b = 1，1.5，1.75，2毫米，一般隨摩擦面中徑增大而加大。內(nèi)外片分離時(shí)的最小間隙為（0.20.4）mm。5） 反轉(zhuǎn)時(shí)摩擦片數(shù)的確定：普通車床主軸反轉(zhuǎn)時(shí)一般不切削，故反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗確定。普通車床主軸高速空轉(zhuǎn)功率Pk一般為額定功率Pd的2040%，取Pk = 0.4Pd，計(jì)算反轉(zhuǎn)靜扭矩為Pk = 1.6KW，代入公式計(jì)算出Z5.1，圓整為整偶數(shù)6，離合器內(nèi)外摩擦片總數(shù)為7。（6） 普通V帶的選擇與計(jì)算：1） 確定計(jì)算功率Pc ,選擇膠帶型號(hào)： Pc = KAP 式中 P 額定功率（KW）； KA 工作情況系數(shù)，此處取為1.2。 帶入數(shù)據(jù)計(jì)算得PC = 4.8 （KW），根據(jù)計(jì)算功率PC和小輪轉(zhuǎn)數(shù)n1,即可從三角膠帶選型圖上選擇膠帶的型號(hào)。此次設(shè)計(jì)選擇的為A型膠帶。2） 選取帶輪節(jié)圓直徑、驗(yàn)算帶速：為了使帶的彎曲應(yīng)力b1不致過(guò)大， 應(yīng)使小輪直徑d1dmin, d1也不要過(guò)大，否則外輪廓尺寸太大。此次設(shè)計(jì)選擇d1 = 140mm。大輪直徑d2 由計(jì)算按帶輪直徑系列圓整為315mm。驗(yàn)算帶速，一般應(yīng)使帶速v在525m/s的范圍內(nèi)。 v=圖表 9=10.5m/s，符合設(shè)計(jì)要求。3） 確定中心距a、帶長(zhǎng)L、驗(yàn)算包角：中心距過(guò)大回引起帶的顫動(dòng)，過(guò)小則單位時(shí)間內(nèi)帶的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)過(guò)多，疲勞壽命降低；包角減小，帶的傳動(dòng)能力降低。一般按照下式初定中心距a0 0.75(d1+d2)a02(d1+d2),此次設(shè)計(jì)定為450mm。由幾何關(guān)系按下式初定帶長(zhǎng)L0: L02 a0+0.5 (d1+d2)+ (mm) 按相關(guān)資料選擇與L0較接近的節(jié)線長(zhǎng)度LP 按下式計(jì)算所需中心距， aa0+ 考慮安裝、調(diào)整和補(bǔ)償初拉力的需要，中心距a的變動(dòng)范圍為 （a-0.015 a+0.03） 由以上計(jì)算得中心距a = 434.14mm，帶長(zhǎng)為1600mm。驗(yàn)算包角：= 1800-圖表 10*57.30 = 156.91200，符合設(shè)計(jì)要求. 4） 計(jì)算膠帶的彎曲次數(shù)u ： u=s-140s-1 式中：m 帶輪的個(gè)數(shù)； 代入相關(guān)的數(shù)據(jù)計(jì)算得：u = 13.125s-140s-1 符合設(shè)計(jì)要求。5） 確定三角膠帶的根數(shù)Z：根據(jù)計(jì)算功率PC和許用功率P0，可求得膠帶根數(shù)Z， 帶入各參數(shù)值計(jì)算，圓整結(jié)果為3，即需用3根膠帶。6） 確定初拉力F0和對(duì)軸的壓力Q：查機(jī)床課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書表15知，A型膠帶的初拉力 F0 的范圍為100150N ,此處確定為120 N。作用在軸上的壓力Q = 2 F0zsin圖表 11=705.4N。5 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：（1） 帶輪設(shè)計(jì)：根據(jù)V帶計(jì)算，選用3根A型V帶。由于軸安裝摩擦離合器及傳動(dòng)齒輪，為了改善它們的工作條件，保證加工精度，采用卸荷式帶輪結(jié)構(gòu)。（2） 主軸換向與制動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)： 本機(jī)床是適用于機(jī)械加工車間和維修車間的普通車床。主軸換向比較頻繁，才用雙向片式摩擦離合器。這種離合器由內(nèi)摩擦片、外摩擦片、止推片、壓塊和空套齒輪組成。離合器左右兩部門結(jié)構(gòu)是相同的。左離合器傳動(dòng)主軸正轉(zhuǎn)，用于切削加工。需要傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，片數(shù)較多。右離合器用來(lái)傳動(dòng)主軸反轉(zhuǎn)，主要用于退回，片數(shù)較少。這種離合器的工作原理是，內(nèi)摩擦片的花鍵孔裝在軸的花鍵上，隨軸旋轉(zhuǎn)。外摩擦片的孔為圓孔，直徑略大于花鍵外徑。外圓上有4個(gè)凸起，嵌在空套齒輪的缺口之中。內(nèi)外摩擦片相間安裝。用桿通過(guò)銷向左推動(dòng)壓塊時(shí)，將內(nèi)片與外片相互壓緊。軸的轉(zhuǎn)矩便通過(guò)摩擦片間的摩擦力矩傳遞給齒輪，使主軸正傳。同理，當(dāng)壓塊向右時(shí)，使主軸反轉(zhuǎn)。壓塊處于中間位置時(shí)，左、右離合器都脫開，軸以后的各軸停轉(zhuǎn)。 制動(dòng)器安裝在軸，在離合器脫開時(shí)制動(dòng)主軸，以縮短輔助時(shí)間。此次設(shè)計(jì)采用帶式制動(dòng)器。該制動(dòng)器制動(dòng)盤是一個(gè)鋼制圓盤，與軸用花鍵聯(lián)接，周邊圍著制動(dòng)帶。制動(dòng)帶是一條剛帶，內(nèi)側(cè)有一層酚醛石棉以增加摩擦。制動(dòng)帶的一端與杠桿連接。另一端與箱體連接。為了操縱方便并保證離合器與制動(dòng)器的聯(lián)鎖運(yùn)動(dòng)，采用一個(gè)操縱手柄控制。當(dāng)離合器脫開時(shí)，齒條處于中間位置，將制動(dòng)帶拉緊。齒條軸凸起的左、右邊都是凹槽。左、右離合器中任一個(gè)結(jié)合時(shí)，杠桿都按順時(shí)針?lè)较驍[動(dòng)，使制動(dòng)帶放松。（3） 齒輪塊設(shè)計(jì)：機(jī)床的變速系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速機(jī)構(gòu)。根據(jù)各傳動(dòng)軸的工作特點(diǎn)，基本組、第一擴(kuò)大組以及第二擴(kuò)大組的滑移齒輪均采用了整體式滑移齒輪。所有滑移齒輪與傳動(dòng)軸間均采用花鍵聯(lián)接。從工藝角度考慮，其他固定齒輪（主軸上的齒輪除外）也采用花鍵聯(lián)接。由于主軸直徑較大，為了降低加工成本而采用了單鍵聯(lián)接。各軸采用的花鍵分別為：軸：623266 軸：626306 軸：836407軸間傳動(dòng)齒輪精度為8778b，軸間齒輪精度為7667b。（4） 軸承的選擇：為了方便安裝，軸上傳動(dòng)件的外徑均小于箱體左側(cè)支承孔直徑，均采用深溝球軸承。為了便于裝配和軸承間隙調(diào)整，、軸均采用圓錐滾子軸承。滾動(dòng)軸承均采用E級(jí)精度。（5） 主軸組件：本車床為普通精度級(jí)的輕型機(jī)床，為了簡(jiǎn)化結(jié)構(gòu)、主軸采用了軸向后端定位的兩支承主軸組件。前支承采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用角接觸球軸承和單向推力球軸承。為了保證主軸的回轉(zhuǎn)精度，主軸前后軸承均采用壓塊式防松螺母調(diào)整軸承的間隙。主軸前端采用短圓錐定心結(jié)構(gòu)型式。前軸承為C級(jí)精度，后軸承為D級(jí)精度（6） 潤(rùn)滑系統(tǒng)設(shè)計(jì)：主軸箱內(nèi)采用飛濺式潤(rùn)滑，油面高度為65mm左右，甩油環(huán)浸油深度為10mm左右。潤(rùn)滑油型號(hào)為：IIJ30。卸荷皮帶輪軸承采用脂潤(rùn)滑方式。潤(rùn)滑脂型號(hào)為：鈣質(zhì)潤(rùn)滑脂。（7） 密封裝置設(shè)計(jì)： 軸軸頸較小，線速度較低，為了保證密封效果，采用皮碗式接觸密封。而主軸直徑大、線速度較高，則采用了非接觸式密封。卸荷皮帶輪的潤(rùn)滑采用毛氈式密封，以防止外界雜物進(jìn)入。 6 傳動(dòng)件驗(yàn)算： （1）軸的強(qiáng)度驗(yàn)算 由于機(jī)床主軸箱中各軸的應(yīng)力都比較小，驗(yàn)算時(shí)，通常用復(fù)合應(yīng)力公式進(jìn)行計(jì)算： Rb = 圖表 12Rb MPa Rb 許用應(yīng)力，考慮應(yīng)力集中和載荷循環(huán)特性等因素。 W 軸的危險(xiǎn)斷面的抗彎斷面系數(shù)； 花鍵軸的抗彎斷面系數(shù)W = + 其中 d 花鍵軸內(nèi)徑； D 花鍵軸外徑； b 花鍵軸鍵寬； z 花鍵軸的鍵數(shù)。 T 在危險(xiǎn)斷面上的最大扭矩 T = 955*104 N 該軸傳遞的最大功率； 該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速； M 該軸上的主動(dòng)被動(dòng)輪的圓周力、徑向力所引起的最大彎矩。 齒輪的圓周力：Pt = 2T/D,D為齒輪節(jié)圓直徑。 直齒圓柱齒輪的徑向力Pr = 0.5 Pt. 求得齒輪的作用力，即可計(jì)算軸承處的支承反力，由此得到最大彎矩。 對(duì)于軸、，由表29得Rb = 70MPa； 對(duì)于軸 ，Rb = 65MPa 由上述計(jì)算公式可計(jì)算出： 軸，Rb=53.6MPaRb； 軸，Rb=48.3MPaRb； 軸，Rb=61.1MPaRb。 故傳動(dòng)軸的強(qiáng)度校驗(yàn)符合設(shè)計(jì)要求 （2）驗(yàn)算花鍵鍵側(cè)壓應(yīng)力 花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為： 圖表 13 MPa 式中： 花鍵傳遞的最大扭矩； D、d 花鍵的外徑和內(nèi)徑； z 花鍵的齒數(shù)； 載荷分布不均勻系數(shù)，通常取為0.75。 使用上述公式對(duì)三傳動(dòng)軸上的花鍵校核，結(jié)果符合設(shè)計(jì)要求。 （3）滾動(dòng)軸承驗(yàn)算： 機(jī)床的一般傳動(dòng)軸用的滾動(dòng)軸承，主要是由于疲勞破壞而失效，故應(yīng)對(duì)軸承進(jìn)行疲勞壽命驗(yàn)算。下面對(duì)按軸頸尺寸及工作狀況選定的滾動(dòng)軸承型號(hào)進(jìn)行壽命驗(yàn)算： Lh=500T 式中，Lh 額定壽命； C 滾動(dòng)軸承尺寸表所示的額定動(dòng)負(fù)荷N； 速度系數(shù)， = ； 工作情況系數(shù)；由表36可取為1.1； 壽命系數(shù)，對(duì)于球軸承：= 3 ；對(duì)于滾子軸承：=10/3； 軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速，為各軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速； Ks 壽命系數(shù)，不考慮交變載荷對(duì)材料的強(qiáng)化影響時(shí)：Ks = KNKnKT； KN 功率利用系數(shù)，查表為0.58； Kn 轉(zhuǎn)速變化系數(shù)；查表37得0.82；KT 工作期限系數(shù)，按前面的工作期限系數(shù)計(jì)算；Kl 齒輪輪換工作系數(shù)，可由表38查得；P 當(dāng)量動(dòng)載荷N ; 使用上述公式對(duì)各軸承進(jìn)行壽命校核，所選軸承均符合設(shè)計(jì)要求。（4）直齒圓柱齒輪的強(qiáng)度計(jì)算： 在驗(yàn)算主軸箱中的齒輪強(qiáng)度時(shí)，選擇相同模數(shù)中承受載荷最大的、齒數(shù)最小的齒輪進(jìn)行接觸和彎曲疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算。一般對(duì)高速傳動(dòng)齒輪主要驗(yàn)算接觸疲勞強(qiáng)度，對(duì)低速傳動(dòng)齒輪主要驗(yàn)算彎曲疲勞強(qiáng)度。 根據(jù)以上分析，現(xiàn)在對(duì)軸上齒數(shù)為24的齒輪驗(yàn)算接觸疲勞強(qiáng)度，對(duì)軸上齒數(shù)為30的齒輪驗(yàn)算彎曲疲勞強(qiáng)度。 對(duì)于齒數(shù)為24的齒輪按接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算齒輪模數(shù)mj： mj = 16338*mm 式中：N 傳遞的額定功率KW（此處忽略齒輪的傳遞效率）； 計(jì)算轉(zhuǎn)速； 齒寬系數(shù) ，此處值為6 ； z1 為齒輪齒數(shù)； i 大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，“+”用于外嚙合，“”用于內(nèi)嚙合，此處為外嚙合，故取“+”; 壽命系數(shù)： = KTK nKNKq KT 工作期限系數(shù)： KT = T 齒輪在機(jī)床工作期限內(nèi)的總工作時(shí)間，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時(shí)間近似的為Ts / P,P為該變速組的傳動(dòng)副數(shù)；查機(jī)床課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書表17得Ts = 18000，故得T = 9000h； n1 齒輪的最低轉(zhuǎn)速，此處為600r/min； c0 基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，由表16得c0 = ； m 疲勞曲線指數(shù)，由表16 得m = 3； K n 轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，由表19得K n = 0.71； KN 功率利用系數(shù)，由表18得KN = 0.58； Kq 材料強(qiáng)化系數(shù)，由表20得Kq = 0.64； Kc 工作狀況系數(shù)，考慮載荷沖擊的影響，取Kc = 1.2； Kd 動(dòng)載荷系數(shù)，由表23得 = 1.2； Kb 齒向載荷分布系數(shù)，由表24得Kb = 1 ； 許用接觸應(yīng)力，由表26得 = 1100MPa； 代入以上各數(shù)據(jù)計(jì)算得 mj = 2.0mm ,故所選模數(shù)2.5 mm 滿足設(shè)計(jì)要求。 對(duì)于齒數(shù)為30的齒輪按彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算齒輪模數(shù)mw mw = 267 其中 Y 齒形系數(shù)，從表25查得0.444； 許用彎曲應(yīng)力，由表26得 = 320； 其余各參數(shù)意義同上，代入數(shù)據(jù)計(jì)算得 mw =2.79，所選模數(shù)為3，符合設(shè)計(jì)要求。用相同方法驗(yàn)算其他齒輪均符合設(shè)計(jì)要求。