毕业设计（论文）-卧式升降台铣床主传动系统设计.doc

宁XX大学毕业设计(论文) 卧式升降台主传动系统设计所在学院专 业班 级姓 名学 号指导老师 年 月 日V摘 要本设计着重研究卧式铣床主传动系统的设计步骤和设计方法，根据已确定的运动参数以变速箱展开图的总中心距最小为目标，拟定变速系统的变速方案，以获得最优方案以及较高的设计效率。在机床主传动系统中，为减少齿轮数目，简化结构，缩短轴向尺寸，用齿轮齿数的设计方法是试算，凑算法，计算麻烦且不易找出合理的设计方案。本文通过对主传动系统中三联滑移齿轮传动特点的分析与研究，绘制零件工作图与主轴箱展开图及剖视图。关键词:传动系统设计,传动副，结构网，结构式AbstractThe design focuses on the design steps and design method for horizontal milling machine main drive system, according to the movement determined parameters to the gearbox developed view of the total center distance as the objective, to develop the program shift transmission system to obtain the optimal solution as well as more high design efficiency. In the machine tool main drive in order to reduce the number of gear structure is simplified, shorter axial dimension, with the gear design approach is a spreadsheet, hash algorithm to calculate cumbersome and difficult to find a reasonable design. Based on the main drive system features triple sliding gear analysis and research, working drawings and drawing parts headstock developed view and a sectional view.Keywords: transmission system design, transmission deputy, network architecture, structure目 录摘 要IIAbstractIII目 录IV第1章 绪论1第2章 铣床参数的拟定22.1铣床主参数和基本参数22.2确定级数主要其他参数22.2.1 拟定主轴的各级转速22.2.2 主电机功率动力参数的确定22.2.3确定结构式22.2.4确定结构网42.2.5绘制转速图和传动系统图42.3 确定各变速组此论传动副齿数6第3章 传动件的计算93.1 带传动设计93.1.1计算设计功率Pd93.1.2选择带型103.1.3验证带速并确定带轮的基准直径103.1.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角113.1.5确定带的根数z123.1.6确定带轮的结构和尺寸123.1.7确定带的张紧装置123.1.8计算压轴力133.2 计算转速的计算143.3 齿轮模数计算及验算153.4 传动轴最小轴径的初定18第4章 主要零部件的选择204.1 轴承的选择204.2 键的规格204.3 主轴弯曲刚度校核204.4 轴承校核214.5 润滑与密封21第5章 摩擦离合器(多片式)的计算225.1 结构设计235.1.1 展开图设计235.1.2 截面图及轴的空间布置245.2 零件验算245.2.1 主轴刚度245.2.2 传动轴刚度295.2.3 齿轮疲劳强度32第6章 主轴箱结构设计及说明356.1 结构设计的内容、技术要求和方案356.2 展开图及其布置35结束语36参考文献37 第1章 绪论机床技术参数有主参数和基本参数，他们是运动传动和结构设计的依据，影响到机床是否满足所需要的基本功能要求，参数拟定就是机床性能设计。主参数是直接反映机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据，如车床的最大加工直径，一般在设计题目中给定，基本参数是一些加工件尺寸、机床结构、运动和动力特性有关的参数，可归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数。通用车床工艺范围广，所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬质合金刀具又用高速钢刀具。因此，必须对所设计的机床工艺范围和使用情况做全面的调研和统计，依据某些典型工艺和加工对象，兼顾其他的可能工艺加工的要求，拟定机床技术参数，拟定参数时，要考虑机床发展趋势和同国内外同类机床的对比，使拟定的参数最大限度地适应各种不同的工艺要求和达到机床加工能力下经济合理。机床主传动系因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应满足的基本要求有：满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床主轴油足够的转速范围和转速级数；满足机床传递动力的要求。主电动机和传动机构能提供足够的功率和转矩，具有较高的传动效率；满足机床工作性能要求。主传动中所有零部件有足够的刚度、精度和抗震性，热变形特性稳定；满足产品的经济性要求。传动链尽可能简短，零件数目要少，以便节约材料，降低成本。题目：卧式升降台主传动系统设计参数（规格尺寸）和基本参数如下：1、 X6132万能升降台铣床主轴箱设计，电机额定功率p=4kw,nmin=33.5r/min,nmax=1320r/min转速级数z=17,电动机转速no=1440r/min,公比=1.26。 37全套图纸加153893706第2章 铣床参数的拟定2.1铣床主参数和基本参数铣床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下：2、 X6132万能升降台铣床主轴箱设计，电机额定功率p=4kw,nmin=33.5r/min,nmax=1320r/min转速级数z=17,电动机转速no=1440r/min,公比=1.26。 2.2确定级数主要其他参数2.2.1 拟定主轴的各级转速依据题目要求选级数Z=17， =1.26=1.064考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动。各级转速数列可直接从标准的数列表中查出，按标准转速数列为：33.5,42.5,53,67,85,106,132.5,170,212,267，335，425，535，670，850，1060，13202.2.2 主电机功率动力参数的确定合理地确定电机功率N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。根据题设条件电机功率为4KW可选取电机为：Y112M-4额定功率为4KW，满载转速为1440r/min.2.2.3确定结构式对于Z=17可按照将主轴转速级数分解因子，可能的方案有：第一行 第二行 在上面的两行方案中，第一行方案是由11对传动副组成的两个变速组，这两个变速组串联构成了主轴的17级转速。这样的方案能够省掉一根轴，但有一个传动组内将出现9个传动副。假如用一个九联滑移齿轮，那么轴向尺寸会增大。假如采用若干个双联滑移齿轮与若干个三联滑移齿轮组合使用，那么，为了防止各滑移齿轮同时啮合，操纵机构必须实现互锁。综上所述，第一行中的方案一般不采用。对于第二行中的三个方案，将出现三个变速组，每个变数组中有2个或者3个传动副。我们能够采用双联或者三联滑移齿轮来变速。该行方案中总的传动副数最少，轴向尺寸较小，操纵机构也相对简单。因此，在主轴转速为18级的分级变速系统设计中，通常采用第二行中的方案。根据公式可得，传动件所传递的功率P与它的计算转速决定了传递转矩T。一般情况下，从电动机到主轴为降速传动。即所谓的“近电机高转速”，从而计算转速也较高，那么需要传递的转矩就较小，尺寸也较小。根据传动副的“前多后少”原则，即将传动副较多的变速组安排在靠近电动机处，这样可以多些小尺寸的零件，少些大尺寸的零件，不仅可以节省材料，还可以使变速箱结构紧凑。因此，对于第二行中的三种方案，我们通常采用的方案，它表示该传动系统是由3个变速组共8对传动副组成（不包含可能的定比传动副）。在方案中，由于基本组与扩大组之间的排列顺序不同，又将衍生出6种不同的方案。6种方案的结构式如下： 在这6个方案中，首先应对各个方案变速组的变速范围进行验算。在一般情况下，变速范围最大的是最后一个扩大组，所以只需要对最后一个扩大组的变速范围进行校验。设计机床的变速系统中，在降速传动时，为了避免从动齿轮的直径过大而使径向尺寸随之增大，通常使传动副的最小传动比。在升速传动中，防止产生过大的噪声与震动，通常使传动副的最大传动比。对于斜齿圆柱齿轮传动比较平稳，所以取。故，在一般情况下变速组的变速范围应满足以下条件： 在、这四种方案中，最后一个扩大组都是，其变速范围： 所以不满足传动组的极限变速范围要求。在、这两种方案中，最后一个扩大组都是，其变速范围： 满足传动组的极限变速范围要求。根据中间轴变速范围最小的原则，即“前密后疏”，方案为最佳方案，结构式为：。2.2.4确定结构网画出结构网如下：(变速系统共需4根轴，其中轴为主轴) 图3-1 结构网2.2.5绘制转速图和传动系统图（1）选择电动机：采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。（2）绘制转速图： （3）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数，画主传动系统图如图2-3：1-2轴最小中心距：A1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)轴最小齿数和:Szmin(Zmax+2+D/m) 图2-3 主传动系统图2.3 确定各变速组此论传动副齿数(1)Sz100-120,中型机床Sz=70-100(2)直齿圆柱齿轮Zmin18-20（7）齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等，据设计要求Zmin1820,齿数和Sz100120，由表4.1，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表2-2。（1） 确定各变速组内齿轮齿数由以上确定的各个传动比，根据参考文献1表5-2，有： a变速组， ， 时，=，58，60，62，64，66，68，70，72，74，76，时，=，56，59，61，63，65，66，68，70，72，74，时，=57，59，60，62，65，67，70，72，73，75，可知，=70和72是共同适用的，可取=72。再由参考文献1表5-2查出各对齿轮副中小齿轮的齿数为：36、32和28。则：； b变速组， ， 时，=，70，72，74，75，77，79，81，82，83，84， 时，=，70，72，73，75，77，78，80，82，83，85， 时，=，66，67，70，71，75，79，80，83，84，87，可取=83，查出齿轮齿数为：37、32、和20。； c变速组， 时，=，80，84，85，95，96，99，100，104，105， 时，=，92，93，95，96，98，99，101，102，104，可取=99，查出齿轮齿数为：24和33。则： ；第3章 传动件的计算3.1 带传动设计输出功率P=4kW,转速n1=1440r/min,n2=670r/min3.1.1计算设计功率Pd表3-3 工作情况系数工作机原动机类类一天工作时间/h10161016载荷平稳液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（）；离心式压缩机；轻型运输机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（）；发电机；旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛1.11.21.31.21.31.4载荷变动较大螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机1.31.41.51.51.61.8根据V带的载荷平稳，两班工作制（16小时），查机械设计P296表4，取KA1.1。即3.1.2选择带型普通V带的带型根据传动的设计功率Pd和小带轮的转速n1按机械设计P297图1311选取。图3-2根据算出的Pd4.4kW及小带轮转速n11440r/min ，查图得：d d=80100可知应选取A型V带。3.1.3验证带速并确定带轮的基准直径由机械设计P298表137查得，小带轮基准直径为80100mm则取dd1= 100mm ddmin.=75 mm（dd1根据P295表13-4查得）表3-4 V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500由机械设计查“V带轮的基准直径”，得=200mm 误差验算传动比： （为弹性滑动率）误差 符合要求 带速 满足5m/sv300mm，所以宜选用E型轮辐式带轮。总之，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择E型轮辐式结构。带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。3.1.7确定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。3.1.8计算压轴力 由机械设计P303表1312查得，A型带的初拉力F0123.31N，上面已得到=165.17o，z=3，则对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通V带两侧面间的夹角是40，为了适应V带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通V带轮槽角 为32、34、36、38（按带的型号及带轮直径确定），轮槽尺寸见表7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体。项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 轮 槽 角 32 对应的基准直径 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 极限偏差 1 0.5 表3-7 普通V带轮的轮槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）V带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： （1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d时)，如图3-2a。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图3-2b。 （3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图3-3c 。 （4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图3-3d。（a） （b） （c） （d）图3-3 带轮结构类型根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）,大带轮选择腹板带轮如图（b）3.2 计算转速的计算（1）主轴的计算转速nj，由公式n=n得，主轴的计算转速nj=127.031r/min，取100r/min。(2). 传动轴的计算转速 轴3=400 r/min， 轴2=630 r/min，轴1=800r/min。（2）确定各传动轴的计算转速。表3-1 各轴计算转速轴 号 轴 轴 轴计算转速 r/min 800630400（3） 确定齿轮副的计算转速。3-2。 表3-2 齿轮副计算转速序号ZZZZZn8008006306304003.3 齿轮模数计算及验算（1）模数计算。一般同一变速组内的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算，即mj=16338可得各组的模数，如表3-3所示。表3-3 模数组号基本组第一扩大组第二扩大组模数 mm 333.5（2）基本组齿轮计算。 基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1 Z2Z2 Z3Z3齿数324028562448分度圆直径961208416872144齿顶圆直径1021269017478150齿根圆直径88.5112.576.5160.564.5136.5 齿宽242424242424按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取240HB。计算如下： 齿面接触疲劳强度计算： 接触应力验算公式为 弯曲应力验算公式为： 式中 N-传递的额定功率（kW），这里取N为电动机功率; -计算转速（r/min）. ; m-初算的齿轮模数（mm）, m=3（mm）; B-齿宽（mm） z-小齿轮齿数 u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比 -寿命系数； = -工作期限系数； T-齿轮工作期限，这里取T=15000h.; -齿轮的最低转速（r/min） -基准循环次数，接触载荷取=，弯曲载荷取= m-疲劳曲线指数，接触载荷取m=3；弯曲载荷取m=6; -转速变化系数，查【5】2上，取=0.60 -功率利用系数，查【5】2上，取=0.78 -材料强化系数，查【5】2上， =0.60 -工作状况系数，取=1.1 -动载荷系数，查【5】2上，取=1 -齿向载荷分布系数，查【5】2上，=1 Y-齿形系数，查【5】2上，Y=0.386；-许用接触应力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；-许用弯曲应力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa =78 Mpa（3）扩大组齿轮计算。第一扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z4Z4 Z5Z5Z6Z6齿数463732512063分度圆直径1381119615360189齿顶圆直径14411710215966195齿根圆直径130.5103.588.5145.552.5181.5 齿宽242424242424第二扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮Z5Z5Z6Z6齿数66332475分度圆直径231115.584262.5齿顶圆直径238122.591269.5齿根圆直径222.25106.7575.25253.75齿宽24242424按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取240HB。 同理根据基本组的计算，查文献【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3.5，=355；可求得：=619 Mpa =135Mpa 3.4 传动轴最小轴径的初定由【5】式6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算： d=1.64（mm） 或 d=91（mm）式中 d-传动轴直径（mm） Tn-该轴传递的额定扭矩（N*mm） T=9550000； N-该轴传递的功率（KW） -该轴的计算转速 -该轴每米长度的允许扭转角，=。各轴最小轴径如表3-3。 表3-3 最小轴径轴 号 轴 轴最小轴径mm 3540 第4章 主要零部件的选择 4.1 轴承的选择I轴：与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号7007C 另一安装深沟球轴承6012II轴：对称布置深沟球轴承6009III轴：后端安装双列角接触球轴承代号7015C 另一安装端角接触球轴承代号7010C中间布置角接触球轴承代号7012C4.2 键的规格 I轴安装带轮处选择普通平键规格：BXL=10X56 II轴选择花键规格：N d =8X36X40X7 III轴选择键规格：BXL=14X90 4.3 主轴弯曲刚度校核（1）主轴刚度符合要求的条件如下：a主轴的前端部挠度b主轴在前轴承处的倾角c在安装齿轮处的倾角(2)计算如下：前支撑为双列圆柱滚子轴承，后支撑为角接触轴承架立放圆柱滚子轴承跨距L=450mm.当量外径 de=主轴刚度：因为di/de=25/285=0.0880.7,所以孔对刚度的影响可忽略；ks=2kN/mm刚度要求：主轴的刚度可根据机床的稳定性和精度要求来评定4.4 轴承校核 4.5 润滑与密封 主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。 主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难。防漏的措施有两种： 1）密封圈加密封装置防止油外流。 2）疏导在适当的地方做出回油路，使油能顺利地流回到油箱。第5章 摩擦离合器(多片式)的计算设计多片式摩擦离合器时，首先根据机床结构确定离合器的尺寸，如为轴装式时，外摩擦片的内径d应比花键轴大26mm，内摩擦片的外径D的确定，直接影响离合器的径向和轴向尺寸，甚至影响主轴箱内部结构布局，故应合理选择。摩擦片对数可按下式计算 Z2MnK/fbp式中 Mn摩擦离合器所传递的扭矩（Nmm）； Mn955/95530.98/8001.28（Nmm）; Nd电动机的额定功率（kW）； 安装离合器的传动轴的计算转速（r/min）； 从电动机到离合器轴的传动效率； K安全系数，一般取1.31.5； f摩擦片间的摩擦系数，由于磨擦片为淬火钢，查机床设计指导表2-15，取f=0.08； 摩擦片的平均直径（mm）; =（D+d）/267mm; b内外摩擦片的接触宽度（mm）； b=（D-d）/2=23mm； 摩擦片的许用压强（N/）；1.11.001.000.760.836 基本许用压强（MPa），查机床设计指导表2-15，取1.1； 速度修正系数 n/6=2.5（m/s） 根据平均圆周速度查机床设计指导表2-16，取1.00； 接合次数修正系数，查机床设计指导表2-17，取1.00； 摩擦结合面数修正系数，查机床设计指导表2-18，取0.76。所以 Z2MnK/fbp21.281.4/（3.140.08230.83611 卧式铣床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗确定，一般取0.40.4114.4 最后确定摩擦离合器的轴向压紧力Q，可按下式计算：Q=b(N)1.13.14231.003.57式中各符号意义同前述。摩擦片的厚度一般取1、1.5、1.75、2（mm），内外层分离时的最大间隙为0.20.4（mm）,摩擦片的材料应具有较高的耐磨性、摩擦系数大、耐高温、抗胶合性好等特点，常用10或15钢，表面渗碳0.30.5（mm）,淬火硬度达HRC5262。 图3-5 多片摩擦离合器5.1 结构设计5.1.1 展开图设计5.1.1.1 齿轮布置主传动系统采用集中传动方式，将全部传动和变速机构集中在同一个主轴箱内，结构紧凑，便于实现集中操纵，安装调整方便。电机轴与电动机采用弹性柱销联轴器连接，可一定程度降低定心精度要求，隔离点击震动。5.1.1.2 主轴组件设计圆锥滚子轴承能同时承受径向和轴向载荷，成对使用具有轴承数量少、支撑结构简单、轴承间隙调整方便的特点。主轴采用单列圆锥滚子轴承的前中支承为主端深沟球轴承的尾端支承为辅的三支撑结构。用中支撑左侧的螺母同时调整前中两个轴承的间隙。5.1.2 截面图及轴的空间布置由于滑移齿轮轴心离箱体壁距离较大，且滑移行程较长，故采用拨叉沿导向杆滑动来操纵滑移齿轮。摆动拨叉通过滑块与滑动拨叉尾端的槽接触，滑块做圆弧运动转化为拨叉的滑动，实现滑移。使用钢球弹簧作为定位的手柄座可以使操作杆拨动到指定位置即停下并锁紧，方便工人操作。5.2 零件验算5.2.1 主轴刚度5.2.1.1 主轴支撑跨距的确定前端悬伸量：主轴前端的悬伸长度，即从主轴外侧前支撑中点（滚锥轴承及向心推力轴承则是接触角法线与轴线的交点处）到主轴前端的距离。这里选定。一般最佳跨距，考虑到结构以及支承刚度会因磨损而不断降低，应取跨距比最佳支承跨距 大一些，一般是的倍，再综合考虑结构的需要，本设计取。5.2.1.2 最大切削合力P的确定最大圆周切削力须按主轴输出全功率和最大扭矩确定（4-8）其中：电动机额定功率()，；主传动系统的总效率，为各传动副、轴承的效率，总效率。由前文计算结果， 。取；主轴的计算转速，由前文计算结果，主轴的计算转速为；计算直径，对于卧式铣床，为最大端铣刀计算直径，对于工作台面积为的卧式铣床,其端铣刀的计算直径及宽度分别为，。可以得到，验算主轴组件刚度时，须求出作用在垂直于主轴轴线的平面内的最大切削合力。对于卧式升降台铣床的铣削力，一般按端铣计算。不妨假设本铣床进给系统的末端传动副有消隙机构，应采用不对称顺铣，则各切削分力、同的比值可大致认为； ； 。则，即与水平面成角，在水平面的投影与成角。5.2.1.3 切削力作用点的确定设切削力的作用点到主轴前支撑的距离为 （4-9）其中：主轴前端的悬伸长度，；对于普通升降台铣床。可以得到，5.2.1.4 齿轮驱动力Q的确定齿轮传动轴受输入扭矩的齿轮驱动力的作用而产生弯曲变形，当齿轮为直齿圆柱齿轮时，其啮合角，齿面摩擦角时，其弯曲载荷（4-10）其中：齿轮传递的全功率()，取；该齿轮的模数、齿数；该传动轴的计算工况转速。可以得到，5.2.1.5 变形量允许值的确定变形量允许值：对普通机床前端挠度的允许值，目前广泛 使用的经验数据（4-11）其中：主轴两支撑间的距离，。可以得到，5.2.1.6 主轴组件的静刚度验算图 4-4主轴组件纵向视图力的分布图 4-5主轴组件横向视图力的分布选定如图的直角坐标系，求各力同时作用下，前后轴承负荷的大小及其方向角，并判定象限。建立方程组计算主轴前后支撑处的支反力。的方向：的方向：在点的水平投影：在点的垂直投影：可以得到，即，方向与轴正方向夹角。，方向与轴正方向夹角。前后轴承的负荷大小与支反力大小相同，方向相反。故前后轴承的负荷为：，方向与轴正方向夹角。，方向与轴正方向夹角。按轴承的合成负荷，计算轴承的弹性位移。滚动轴承的径向刚度是支承刚度的主要部分，支承刚度还包括轴承环与轴颈及箱体孔的配合表面间的接触刚度。预紧的滚动轴承可以提高刚度。计算时可以忽略轴承环与轴颈以及箱体孔之间的接触刚度。仅以滚动轴承的游隙为零时，承受径向载荷来计算轴承的径向刚度，圆锥滚子轴承的径向刚度（4-12）其中：滚动体列数；每列中滚动体数；滚子有效长度；轴承的径向负荷；轴承的接触角。可以得到，前后支承轴承的弹性位移，分别计算各作用力对弹性主轴前端点产生的挠度。由简单载荷下简支轴的变形公式，轴自身变形引起的轴点挠度公式（4-13） （4-14） 其中：载荷力；材料的弹性模量，钢的；分别为轴的的抗弯惯性矩 （4-15）可以得到，可以得到，共同作用下，点的挠度分解将轴承的弹性位移分解为直角坐标分量，并计算它对主轴前端点产生的相应挠度值。点：点：在水平面（方向）点产生的挠度：在垂直面（方向）点产生的挠度：可以得到，将主轴组件前端c 点在直角坐标上的各分量进行代数叠加后，再合成综合挠度值并计算其方向角。分量：合成：方向角：由综合挠度，可见，故主轴通过校核。5.2.2 传动轴刚度5.2.2.1 齿轮驱动力Q的确定齿轮传动轴同时受输入扭矩的齿轮驱动力和输出扭矩的齿轮驱动阻力的作用而产生弯曲变形，当齿轮为直齿圆柱齿轮，其啮合角，齿面摩擦角时，其弯曲载荷（4-16）其中：该齿轮传递的全功率，取； 该齿轮的模数和齿数； 该传动轴的计算工况转速； 该轴输入扭矩的齿轮计算转速； 该轴输出扭矩的齿轮计算转速。由于轴上有三种不同的驱动力和三种不同的驱动阻力，故驱动力具体的计算结果在下文讨论。5.2.2.2 变形量允许值的确定齿轮传动轴的抗弯刚度验算，包括轴的最大挠度，滚动轴承处及齿轮安装处的倾角验算。其值均应小于允许变形量及，允许变形量可由参考文献4查得。由参考文献3知，对于传动轴，仅需要进行刚度计算，无须进行强度验算。5.2.2.3 主轴组件的挠度验算图5-4 传动轴II载荷分布其中是变速组1的驱动力，且3个驱动力不能同时作用；是变速组2的驱动阻力，且3个驱动阻力不能同时作用。可以得到对于输出驱动阻力，由于各种情况转速不定，故应在选定校核用轴速度以后计算。为了计算上的简便，可以近似地以该轴的中点挠度代替最大挠度，其最大误差不超过3%。由参考文献4，若两支承的齿轮传动轴为实心的圆形钢轴，忽略其支承变形，在单位弯曲载荷作用下，其中点挠度（4-17）其中：两支承间的跨距，；该轴的平均直径，；（4-18） 齿轮的工作位置至较近支撑点的距离； 输入扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度； 输出扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度；其余各符号定义与前文一致。可以得到，；。可以得到故引起的中点挠度最大，在计算合成挠度时使用，进行计算。此时轴转速为。可以得到，可以得到，故引起的中点挠度最大，在计算合成挠度时使用，进行计算。由参考文献4，中点的合成挠度（4-19）其中：被验算轴的中点合成挠度；在横截面上，被验算的轴与其前、后传动轴连心线的夹角；驱动力和阻力在横截面上，两向量合成时的夹角。（4-20）可以得到可以得到由综合挠度，可见，满足要求。由参考文献4，传动轴在支承点A、B处的倾角、（4-21）可以得到，可见，满足要求，故不用计算传动轴在齿轮处的倾角。综上，传动轴通过校核。5.2.3 齿轮疲劳强度验算变速箱中齿轮强度时，选择相同模数中承受载荷最大的及齿数最小的齿轮进行接触应力和弯曲应力计算。一般对高速转动的齿轮验算齿面接触应力，对低速转动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面软芯的渗淬火齿轮，一定要验算弯曲应力。因而此处仅验算与 这对齿轮。由参考文献4，齿面接触应力（4-22）齿根弯曲应力（4-23）其中：初算得到的齿轮模数，；传递的额定功率，；齿轮的计算转速，；大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，外啮合取“”号，内啮合取“”号；小齿轮的齿数；齿宽；许用接触应力，由参考文献5表13-16，齿轮材料选用45钢，高频淬火，可得；许用弯曲应力，；寿命系数；（4-24）工作期限系数；（4-25）齿轮在机床工作期限内的总工作时间，对于中型机床的齿轮，取，统一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为，为该变速组的传动副数，取，则；齿轮的最低转速，取；基准循环次数，对于钢和铸铁件，接触载荷取，弯曲载荷取；疲劳曲线指