毕业设计：12级车床主轴箱设计.doc

12级车床主轴箱设计1.总论1.1机床概述 金属切削机床( Meal cutting machine tools ) 是用切削的方法将金属毛坏加工成机床零件的机器，它是制造机器的机器，所以又成“工作机”或“母机”，习惯上简称机床。在现代机械制造工业中，加工机器零件的方法有多种，如铸造，锻造，焊接，切削加工和各种加工等。切削加工是将金属毛坯加工成具有较高精度的形状，尺寸和较高表面质量零件的主要加工方法。在加工精密零件时，目前主要还是依靠切削加工机器零件的主要设备，它所担负的工作量，约占机器总制造工作的40%60%。机床的技术水平直接影响机械制造工业的产品质量和劳动生产率。机床的”母机“属性决定了它在国民经济中的重要地位，机床工业为各种类型地机械制造厂提供先进地制造技术与优质高效地机床设备，促进机械制造工业地生产能力和工艺水平地提高。机械制造工业肩负着为国民经济各部门提供现代化技术装备地任务，即为工业，农业，交通运输业，科研和国防等部门提各种机器，仪器，和工具为适应现代化建设地需要，必须大力发展机械制造工业，机械制造工业是国民经济各部门赖以发展的基础。机床工业则是机械制造工业的基础。一个国家机床工业水平，在很大程度上标准着这个国家的工业生产能力和科学水平。显然，金属切削机床在国民经济现代化建设中起着重大的作用。金属切削机床是人类在改造自然的长期生产实践中，不断改进生产工具的基础上产生和发展起来的。最原始的机床是依靠双手的往复运动，在工件上钻孔。最初的加工对象是木料。为加工回转体，出现了依靠人力使工件往复回转的原始车床，在原始加工阶段，人既是提供机床的动力，又是操纵者。当加工对象由木料逐步过渡到金属时，车圆.钻孔等要求增大动力。于是就是逐渐出现了水力，风力和畜力等驱动的机床。随着生产发展的需要，1516世纪出现了铣床和磨床。本次重点设计车床。1.2车床种类及功用 车床的种类很多，按其结构和用途，主要分为以下几类：卧式车床和落地车床立式车床转塔车床单轴和多轴自动和半自动车床仿型车床和多刀车床数控车床和车削中心各种专门化车床。卧式车床地工艺范围很广，能进行多种表面地加工：各种轴类.套类和盘类零件上地回转表面，如车削内外圆柱面，圆锥面.环槽及成形回转面；车削螺纹还可以进行钻孔.扩孔.铰孔和滚花等工作。 1.3车床的传动系统中型车床的传动动系统较为复杂，传动原理可通过传动框图进一步具体化。电动机经主换向机构、主变速机构拖动主轴。主换向机构主要用于切削螺纹：一刀切削结束，换向机构使主轴连同刀架一起换向，回到切削起点处，再切削第二刀。主变速机构用于变速，也是本次设计的题目，电动机经过卸荷带轮、齿轮传动至主轴。图1-1卧式车床传动框图2.机床的初步设计2.1机床初步设计的主要内容 机床的初步设计主要包括：机床工艺方案的拟定；机床运动方案；机床技术参数的确定；机床总体布局的确定及方案对比；该设计主要完成机床运动方案的拟定和技术参数的确定等工作。2.2机床技术参数机床技术参数包括主参数和基本参数，基本参数指机床的尺寸参数，运动参数及动力参数。 2.2.1机床尺寸参数一般指机床的主要结构尺寸大小。机床的主要尺寸参数可查阅机床参数标准，一般尺寸可根据使用要求，参考同类型同规格机床，加以确定，设计机床的尺寸参数如下表工件最大回转直径 D(mm)刀架最大工件回转直径D1主轴通孔d 最大工件长度 320 160405001000表2-1中型卧式车床尺寸参数2.2.2机床运动参数一般指成形运动和主要辅助运动的参数主轴最高转速(r/min) =1800；主轴最低转速(r/min) =40转速级数 Z=12(1)转速范围 R(2)公比确定：考虑到设计的结构复杂，程序要适中，故采用常规的扩大传动，回转级数 Z=12由公式 R = ，得45 =，得=1.41查标准公比数列，取公比为1.41(3)主轴各级转速各级转速数列可直接从标准数列表中查出，标准数列给出了以 =1.06的从110000的数值，因此 =1.41=从标准数列表中找到=40r/min,就可每隔5个数值取出一个数。查标准数列表，可得到各级转速分别为：40，56，80，112，160，224，315，450，630，900，1250，1800 共12个2.2.3机床动力参数动力参数指动力源得大小，主要是选择电动功率和转速目前，确定机床电动机功率的常用方法有：类比法：对同类型机床使用的功率实际情况进行调查，进行分析对比。估算法：按机床典型加工条件(工艺种类，加工材料，刀具，切削用量)进行估算。试验测定法：根据、典型的起决定作用的加工条件，在同类(或相似)机床上进行切削试验，直接测定电机功率。一般采用估算类比法相结合方法确定通用机床电机功率(1)功率估算计算公式：主(垂直)切削力: 切削功率： 电机功率： 中型车床的切削参数值推荐数据如下表：表2-2中型卧式车床切削参数背吃刀量进给量切削速度30.2575 代入数据可得：主切削力： 切削功率： 电机功率： 参考济南一机床C616选择电机功率为4kw,转速为1500r/min，型号为：Y112M-4。 3.机床传动设计3.1带轮直径选择(1)小带轮直径得确定 确定设计功率： （工况系数 =1.3 (查设计手册) =1.34=5.2kw确定带轮直径：由和转速 n=1500/min,查普通V带选型图，可知：=80100 取带轮标准直径=100(2)确定大带轮直径要求在120的条件下，传动比可取,对于中型机床=12.5为宜，取 i=1.5, 设弹性滑动率：=2%故 查设计手册，大带轮直径=170，带轮比3.2传动方案设计机床主传动链的设计任务是：根据选定的运动参数.动力参数.和传动方案，设计出经济合理，性能先进的传动链，其设计内容是: 拟定结构式合结构网，拟定转速图。3.2.1拟定结构式(1)拟定结构式合结构网的步骤： 确定变速组的数目合传动副数，采用滑移齿轮变速组，通常传动副数为2个或3个； 确定传动顺序方案，一般应考虑传动副“前多后少”的原则； 确定扩大顺序方案，一般考虑传动路线“前密后疏”的原则； 检验最后扩大组的变速范围； 绘制结构网。此次设计要求12级转速。主轴最高转速围1800r/min.最低转速为40r/min,以此拟定结构式。(2)确定变速组的数目和传动副数：由于转速12级，传动组可以为两组，也可以为三组，有以下几种方案：12=43 12=3412=322 12=232 12=223在上述5种方案中，第一行的优点是可省掉一根轴，缺点是采用四对变速齿轮，如用一个四联滑移齿轮，则操纵机构必须互锁，结构复杂，故不采用,第二行的三个方案，可根据下述原则选择一个最优点。在三个方案所用的电机功率相同的前提下，当转速高时，扭矩就小，零件尺寸可以小一些。由于电动机的转速要比主轴大部分转速高，从电动机到主轴一般为降速传动，因此传动副较多的传动变速组放在前面，小尺寸的零件多些，就可以节省材料了。所以三个方案以“12=322”的传动方案为最优。(3)确定扩大顺序： 采用12=322顺序，由于基本组与扩大的顺序不同，共有6种结构式： 现比较选择几种较为合理的结构式并绘制相应的结构网，由于主传动任一变速组的最大变速范围在检查变速组的变速范围时，只需检查最后一个扩大组。即 其中：级比指数，：传动组的传动副数对于方案： ，故方案不合理;对于方案： ，所以方案较合理。(4)绘制结构网： 结构式： 结构式： 结构网： 结构网: 结构式： 结构式： 结构网： 结构网： 3.2.2绘制转速图(1)确定最佳传动方案：在前四种可行方案，还要进行比较最佳方案，原则是选择中间传动轴(本次设计中为，轴)变速范围最小方案，因为如果各方案同号传动轴的最高转速相同，则变速范围小的，最低转速高，转矩较小，传动件的尺寸也就可以小些，比较四种传动方案。方案的中间轴变速范围最小，故方案最佳。最佳传动方案： (2)绘制转速图： 分配传动比:带传动比:i=1.7 ,表现在转速图上为降1.7格。 齿轮传动的传动比的分配原则： 在齿轮传动的传动比的分配原则：在升速传动中，最大传动比，如果传动比过大，容易引起振动和噪声；在降速传动中，最下传动比 ，如果传动比过小，则使主动齿轮与从动齿轮的直径相差太大，将导致结构庞大。主轴中共有四根轴，依此为轴轴，轴，轴(主轴)。设计-轴为传动组a；-轴为传动组b; -轴(主)轴，为传动组c;-传动组a齿轮传动比：该传动组有3对齿轮，将从动齿轮做成三联滑移齿轮，其传动比依此为： 表现在转速图上为-轴之间有三条连线，分别为降1格、降2格、降3格。-传动组b齿轮传动比:该传动组有2对齿轮，将主动齿轮做成双联滑移齿轮，其传动比初定为： 表现在转速图上为-轴之间有两条连线，分别为升1格、降2格。-轴传动组c齿轮传动比:该传动组有2个传动副，将主动齿轮做成双联齿轮，其传动比初定为： 表现在转速图上为升2格，降4格。 根据上述传动比及电动机转速为1500r/min.绘制转速图如下：图3-1转速图4.机床主轴箱零部件设计主轴箱内部结构较为复杂，零部件数目繁多，本设计就一些主要零部件进行设计。4.1传动轴功率和直径计算(1)传动轴功率轴功率：由传动路线知，电机经带传动至轴，轴功率： 查设计手册：齿轮的效率： 轴承的效率：=3.73kw轴功率：=3.62kw轴(主)轴功率： =3.44kw(2)初估各轴直径： 传动轴的直径按扭转刚度计算：=轴的材料为45号钢，查表=110轴直径: 该轴功率为：kw, 该轴计算转速 900r/min ，查手册取标准值 轴的直径。该轴功率为：kw, 该轴计算转速 315r/mind，取标准值，轴直径：该轴功率为：kw, 该轴计算转速 160r/min，取标准值, =35轴(主)轴直径： 该轴功率为：kw, 该轴计算转速 112r/min，取标准值, 4.2齿轮齿数确定(1)传动组a各齿轮齿数确定： 该传动组的传动比： 查设计手册，常用传动比的齿数和,其结果如下：=73,75,77,79,80,82,84,85,87,89,90：=78,81,84,87,89,90,92,93：=73,76,77,80,81,84,87,88以上三行中可挑出，=84是共同适用的。从表中查出小齿轮齿数分别为35，28，22，而对三联滑移齿轮 ，即： 62-49=134 合理。故传动组a 的齿轮齿数为： = = =(2)变速组b各齿轮齿数为：该变速组的传动比为： 查设计手册，常用传动比的齿数和,其结果如下：85,87,89,90,91,92：=87,89,90取90从表中查知小齿轮齿数分别为37，30即传动组b的齿轮齿数： ，(3)传动组c的齿数确定：该传动组的传动比： 查设计手册，常用传动比的齿数和。：92,93,95,96,98,99 ： =90,93,94,99,100取99从表中查知，小齿轮齿数分别为33，20即传动组c齿轮齿数： = =4.3计算转速计算转速是传动件传递全部功率时的最低转速，计算转速包括主轴的计算转速和齿轮的计算转速，主轴的计算转速为主轴从最低转速算起，第一个转速范围内的最高级转速。（1）主轴的计算转速：根据转速图及计算转速的定义可知：主轴的计算转速：112r/min(2) 其它传动轴的计算公转速轴可以为112r/min的传动副找上去应为450r/min,但由于轴上的最低转速为160r/min,经传动组c可使主轴得到40r/min、315r/min两种转速，315r/min要传递全部功率,所以轴=160r/min.同理可得：轴得计算转速。315r/min,轴得计算转速。900r/min.将上述数据列表：表4-1各轴的计算转速轴号（r/min）900315160112(3)传动组c 各齿轮计算转速。该传动组中两对齿轮，即和。齿轮的计算转速：从转速图上可知：20的齿轮的计算转速，450r/min79的齿轮的计算转速，=112r/min.齿轮的计算转速：从转速图上可知：66的齿轮的计算转速，1600r/min33的齿轮的计算转速，=315r/min(4)传动组b各计算转速。该传动组中有两对齿轮，即和。齿轮的计算转速。从转速图上可知：30的齿轮的计算转速，315r/min.60的齿轮的计算转速，=160r/min.齿轮的计算转速。53的齿轮的计算转速，315r/min.37的齿轮的计算转速，=450r/min.(5)传动组a各计算转速。该传动组中有三对齿轮：即，。齿轮的齿轮的计算转速。35的齿轮的计算转速，900r/min.49的齿轮的计算转速，=63r/min.齿轮的齿轮的计算转速。=28的齿轮的计算转速，=900r/min.=56的齿轮的计算转速，=450r/min.齿轮的齿轮的计算转速。=22的齿轮的计算转速，=900r/min.=62的齿轮的计算转速，=315r/min.4.4齿轮设计4.4.1估算齿轮模数(1)选材：齿轮材料选择45号优质碳素结构钢，调质处理，其硬度220250HBS,主轴齿轮材料选择45号优质碳素结构钢，高频淬火，其硬度为5257HRC。查设计手册可知：该材料做齿轮，调质处理时其接触许用应力，弯曲许用应力，高频淬火时其接触许用应力，弯曲许用应力。(2)计算模数：按齿面接触疲劳强度估算中心矩：其中：传动比 u=，=2.49查手册知：弹性系数 ，初取， 传动组a的齿轮模数：该组有三对齿轮，分别为：(a)齿轮模数计算.由转速图可读出主动齿轮的计算转速900r/min.该齿轮传递的功率：kw故该齿轮传递的扭矩：N按齿面接触疲劳强度估算中心矩，代入数据得： =71.9初取：a=72.估算：m=查设计手册取标准值，m=2.25。(b)齿轮模数估算：由转速图可读出主动齿轮的计算转速，=900r/min,所以该齿轮传递的扭矩=40747Nmm。按齿面接触疲劳强度估算中心矩，代入数据得：=79.7初取：a=80, 估算 = =1.90查手册，取标准模数 m=2.25(c)齿轮模数估算：由转速图可读出主动齿轮的计算转速，=900r/min 该齿轮传递的扭矩=40747Nmm.按齿面接触疲劳强度计算模数：代入数据： =90.5初取： a=91, m= 查手册，取标准模数。 m=2.25mm.(2)传动组b齿轮模数估算：该组有两对齿轮：，(a)齿轮模数估算：主动齿轮的计算转速=315r/min,轴传递的功率：P =3.73kw, 该齿轮传递的扭矩：=9.55=113084Nmm.按齿面接触疲劳强度计算模数,代入数据： =90.1mm初取a=91mm, m= 查手册取标准表模数：m=2.5.(b) 齿轮模数估算： 主动齿轮的计算转速，=315r/min，该齿轮传递的扭矩:113084Nmm按齿面接触疲劳强度估算中心矩,代入数据：初取 a=109mm, m= 取设计手册取标准模数 m=2.5mm(3)传动组c齿轮模数估算：该组有两对齿轮：， (a)齿轮模数估算：主动齿轮计算转速，=450r/min,轴的功率p=3.62kw,该齿轮传递的扭矩: =9.55=76824Nmm.按齿面接触疲劳强度估算中心矩,代入数据：=130.3mm初取 a=132mm m= 查设计手册，取标准值m=3mm(b)齿轮模数估算;主动齿轮计算转速，=160r/min, ,该齿轮传递的扭矩：按齿面接触疲劳强度估算中心矩,代入数据：初取 a=112mm, 查设计手册,取标准模数 m=3.0mm4.4.2计算齿轮几何尺寸(1)传动组a的齿轮几何尺寸 该组有三对齿轮，即， 模数: m=2.25mm，齿宽系数，中心矩：a=。齿轮几何直径： 分度圆直径： = 齿顶圆直径: 齿根圆直径: 齿宽： 齿轮几何尺寸分度圆直径： =282.25=63mm =562.25=126mm齿顶圆直径： =63+21.02.25=67.5mm =126+22.02.25=130.5mm齿根圆直径:=63-2(1.0+0.25)2.25=53.375mm =126-2(1.0+0.25)2.25=120.375mm齿宽： 齿轮几何尺寸分度圆直径： =2.2522=49.5mm =2.2562=139.5mm齿顶圆直径： =49.5+21.02.25=54mm =139.5+21.02.25=144mm齿根圆直径:=49.5-2(1.0+0.25)2.25=43.875mm =139.5-2(1.0+0.25)2.25=133.875mm齿宽： (2)传动组b的齿轮几何尺寸。 该组中有两对齿轮：和，模数 m=2.5mm，齿宽系数， 中心矩： a=齿轮几何尺寸:分度圆直径：=2.553=132.5mm =2.537=92.5mm齿顶圆直径：=132.5+21.02.5=137.5mm =92.5+21.02.5=97.5mm齿根圆直径：=132.5-2(1.0+0.25)2.5=126.25mm =92.5-2(1.0+0.25)2.5=86.25mm齿宽： 齿轮几何尺寸:分度圆直径：=2.530=75mm =2.560=150mm齿顶圆直径：=75+21.02.5=80mm =150+21.02.5=155mm齿根圆直径：=75-2(1.0+0.25)2.5=68.75mm =150-2(1.0+0.25)2.5=143.75mm齿宽： (3)传动组c的齿轮几何尺寸： 该组有两对齿轮： ，模数 m=3.0mm，齿宽系数中心矩： 齿轮几何尺寸:分度圆直径：=3.020=60mm =3.079=237mm齿顶圆直径：=60+21.03.0=66mm =237+21.03.0=243mm齿根圆直径：=60-2(1.0+0.25)3=52.5mm =237-2(1.0+0.25)3=229.5mm齿宽： 齿轮几何尺寸:分度圆直径：=3.066=198mm =3.033=99mm齿顶圆直径：=198+21.03=204mm =99+21.03=105mm齿根圆直径：=198-2(1.0+0.25)3=190.5mm =99-2(1.0+0.25)3=91.5mm齿宽： 4.5离合器、制动器选择计算离合器，制动器是机床主传动中比较重要部件，它们的工作性能对机床的工作效率有很大的影响。(1)离合器的选择：离合器的选择机械方式摩擦离合器，其特点是靠内外摩擦片间的摩擦力传动扭矩，能在高速下实现结合，结合平稳，增加摩擦片数可增大传递转矩，径向尺寸较小，但有相对滑动，发热较大，操纵机构有机械式，液压式和电磁式三种。机械操纵机构动作可靠，检修方便，但结构复杂，要占据一定空间。适用于经常离合的场合，多用于主传动系统中，其结构如下图：p1001(参照国内外同类机床，其尺寸如下)图4-1离合器结构片数计算：摩擦面对数 (Y应取偶数)其中：工作贮备系数 K=1.3，扭矩 T=40747Nmm=40.7Nm.摩擦系数 u=0.06. P：许用比压 P=1.2速度修正系数： 摩擦片修正系数： 按合次修正系数： 由其结构图知：，故： 片内外总片数: Z=Y+1=12+1=13片。(2)制动器选择片式机械制动器，其地点是制动平稳可靠，调整维护简便，手动操作时，制动转矩和制动时间，可在一定范围内由操作者灵活控制，但湿式需要，充分润滑冷却，干式摩擦片要定期更换，机械操纵系统比较复杂，笨重，难于实现自动化。通常与片式机械离合器互锁制动。制动器的安装位置应根据具体结构，使用条件，综合全面考虑来确定，一般情况下，力争将制动器安放在靠近主轴，且转速较高，变速范围较小的轴上，可达到制动时间短，冲击小，制动灵敏，结构尺寸小，(制动转矩小)的综合效果。4.6主轴组件设计主轴组件包括主轴，主轴支承和安装在主轴上的传动件，密封件等。因为主轴带动工件或刀具直接参加工件表面成形运动，所以它的工作性能对加工质量和生产率：产生直接影响。是机床上最重要的部件之一。4.6.1主轴组件的设计要求主轴组件包括主轴，主轴支承和安装在主轴上的传动件，密封件等。因为主轴带动工件或刀具直接参加工作表面成形运动，所以它的工作性能对加工质量和生产率产生直接影响，是机床上重要的部件之一。为此，对主轴提出如下要求：（1）旋转精度高；（2）高度要好；（3）抗振性要好；（4）温升和热变形小；（5）耐磨性高。4.6.2主轴轴承的配置形式(1)此主轴采用前，中，后三支承轴承配置方式，其中前，中支承为主支承，后支承为辅助支承，这样可增加主轴刚度。(2)传动件的轴向布置，对主轴的刚度也有影响。为了增加刚度，传动件应尽可能靠近高的前轴承，有两个齿轮时，传递大扭矩的齿轮应更靠近前轴承，对于传递进给运动的齿轮，也应靠近相应的轴承位置，传动件空间布置，目的是使主轴前端在对加工精度影响最大的方向上变形最小，当然还应考虑结构上实现的可能性。(3)主轴轴承选择：主轴轴承的选择是本节的重点，主轴轴承的配置形式，选择的是三支承，前支承用双列圆柱滚子轴承和双向推力角接触球轴承。中支承为双列圆柱滚子轴承，后支承为深沟球轴承。前支承轴承型号：双列圆柱滚子轴承 NN3015K 双向推力角接触球轴承 234415B中支承轴承型号：双列圆柱滚子轴承 NN3013K 后支承轴承型号： 深沟球轴承 62104.6.3主轴的结构设计(1)主轴轴径的确定：前面计算时初选为40mm，由于主轴为中空的，应将直径加大，参照设计手册，取前轴颈直径，后轴颈直径中间通孔 ,但d 过小，棒料不方便通过，故,取中间通孔直径d=35mm.(2)其他轴的轴承选择圆锥滚子轴承，具体型号(内径)应根据相应轴径来选择。(3)主轴前端部形状选择： 查设计手册选择C型，主轴前端形状及各部尺寸及形状如下：图4-2主轴头部形状(4）主轴支承跨距的确定： 如果悬伸量a 为已定，则存在着一个最佳跨距 , 通常=23.5初选悬伸量 a=90mm ，最佳跨距： =(23.5)90= 初选：=200mm4.6.4主轴组件的润滑及密封(1)主轴组件的润滑：主轴轴承采用脂润滑，钙基润滑脂,其填量不超过轴承间的1/2,齿轮采用油润滑，选择30号机械油(HJ30)。 润滑方式采用飞溅润滑，齿轮在旋转过程中将油甩到需润滑的表面进行飞溅润滑。(2)主轴组件的密封。 为了防止润滑到从主轴组件及传动部件中泄漏，保护工业环境，防止外部污染物进入主轴箱内，对主轴组件进行密封保护。采用皮碗式密封装置和挡油圈密封二者结合，其密封效果好，且密封件寿命长等优点。4.7箱体及润滑系统设计除了传动设计及主轴变速器内的零部件设计外，还有主轴箱体的设计，及整个主轴箱内润滑系统的设计和说明。(1)箱体设计及说明。箱体材料选择HT200, 采用铸造结构，时效处理，外层涂漆防止腐蚀。箱体结构采用分箱式，主要分为两个室，中间由隔板分开，以便主轴采用三支承方式，另外设有安装操纵手柄的结构，箱体的壁厚要适中，选择1525mm即可。箱体底部，凸起有两个垂直小平面与床身内侧垂直面和箱体床身水平面定位，用螺钉压板固定。(2)润滑系统的设计及说明。主轴变速箱选择压力循环润滑，这种是比较完善的润滑方法。对于发热量较大或防止温升过高的某些摩擦表面，需用油泵供油进行强制循环润滑，将摩擦面所产生的润滑油带走，进行冷却，油泵可由高速轴轴驱动，在机床启动前供油，由手动泵油。油泵选择柱塞泵; 工作压力 , 最大流量 Q=1.5r/min.油池容易 V=(37)1.5= 选择 V=8L，油箱的容积超过V值的30%，选择其容积为15L。箱体上开有放油孔，并安装有油标尺。5.刚度、强度、寿命计算在装配图完成后，各种尺寸便随之确定，便可进行主轴刚度，齿轮强度和轴承寿命计算。5.1主轴刚度验算由装配可知：主轴的悬伸量 a=84,主轴轴承的跨距=193，由此可绘出主轴的计算简图：图5-1主轴的计算简图(1)轴承刚度计算：由前面的计算可知，主轴的功率为P=3.44kw,计算转速为，所以主轴输出转矩为。床身上最大的加工直径约为最大回转直径的60%，即0.6x320=192mm，半径为96mm(0.096m)。 所以： 切削力（沿y轴方向） 背向力（沿x轴方向）总作用力所以前后轴承的支反力、分别为： 根据公式：求解轴承刚度，式中： R：轴承径向支反力，：滚子有效长度， :滚动体的列数和每列的滚动体数。查设计手册得到如下数据：前轴承：=8，=50后轴承：=8，=48代入数据得前后轴承的刚度分别为： (2)计算最佳跨矩：主轴轴承刚度比为：前后轴颈直径的平均值，主轴通孔直径为d=35mm=0.035m。主轴惯性矩为：综合变量查“主轴最佳跨距计算线图”可知，当=0.27时，最佳跨距与悬伸量的比为（实际的），计算出的值与实际基本一致，不必修正。(3)主轴端部挠度校核：查设计手册，对于中型卧式车床（），主轴端部挠度许用值为=0.0002L=0.0002x193=0.0386mm（L为主轴跨距）。主轴端部挠度的计算公式为：式中：F=3417N，E=210Gma,I=代入数据的=0.015mm=0.0386mm,所以主轴刚度满足要求。5.2齿轮强度验算结构确定以后，齿轮得工作条件，空间安排，材料和精度等级都以确定，故可进行齿轮的强度校核。主轴齿轮材料选择45号优质碳素结构钢，高频淬火，其硬度为5257HRC。查设计手册可知，该材料高频淬火时其接触许用应力，弯曲许用应力。在前面章节中我们已对齿轮模数进行估算，现对齿轮强度进行校核，以便及时修正。第二扩大组齿轮强度校核：该扩大组油两对齿轮，即：， ，其模数m=3.0mm 。(1)齿轮强度校核：验算齿面接触强度：按公式： 式中：节点区域系数=2.49， 弹性系数=188.9由前面章节计算知： =76824Nmm, b=18mm, =60mm,传动比 载荷系数：查手册： 工况系数=1.25, 动载系数=1.06,齿向载荷分布系数 =1.08,齿间载荷分配系数 =1.0=1.251.061.081.0=1.43 重合度系数 其中所以 代入数据得： =853Mpa=1370Mpa 安全验算齿根弯曲强度：其中： K=1.43, =76824Nmm, b=18mm, =60mm, m=3.0mm齿形系数 =2.81 =2.28应力修正系数 =1.55， =1.77重合度系数 =207Mpa=283Mpa 安全=192Mpa=283Mpa 安全所以该齿轮副安全。(2)齿轮强度校核：验算齿面接触疲劳强度： 按公式： 式中：节点区域系数=2.49， 弹性系数=188.9， m=3mm, b=18mm, 载荷系数： 查设计手册:工况系数 =1.25， 动载荷系数 =1.1 齿向载荷分布系数 =1.04 齿间载荷分配系数 =1.0=1.251.11.041.0=1.43重合度 重合度系数 所以 =2.49188.90.87=664Mpa=1370Mpa 安全验算齿根弯曲疲劳强度： 式中：K=1.43, , b=18mm, , m=3.0mm查设计手册： 齿形系数 应力修正系数 重合度系数 =2.591.630.69 =169Mpa=283Mpa 安全 =2.321.730.69=160Mpa=283Mpa 安全所以该齿轮副安全。5.3 轴承寿命计算现计算第一轴轴承寿命,该轴的轴径为25mm,其上装有一对圆锥滚子轴承，其型号为30205。装配图可知该对轴承两作用点间的距离为295.8mm,且两轴承中间有3个齿轮。在传递相同扭矩的情况下，其作用力不同，我们只需计算作用力最大的一组。三个齿轮中，尺寸最小的齿轮作用在其上的力最大，所以只需按Z=24的齿轮啮合时计算轴承的寿命。由前面计算可知：该轴传递的扭矩T=40747Nmm, Z=24 的齿轮的分度圆直径d=63mm齿轮所受的圆周力：径向力：(1)计算轴承径向支反力： 平方向支反力：受力简图: 图5-2水平方向受力简图由得：由得： 铅垂方向支反力:受力简图： 图5