大齿轮的弯曲强度极限 ， 并查取弯曲疲劳寿命;
4）计算疲劳弯曲许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4 ， 则载荷系数K约为1.315由机械设计表10-5查得齿形系数YFa1=2. 。

23、72,YFa2=2.272;
应力校正系数YSa1=1.57,YSa2=1.734.模数第三变速组：相同模数承受载荷最大 ， 齿数最小的齿轮为Z11 。
Z11位于III轴1）小齿轮传递的转矩T1=2）计算应力循环次数N1=60n1jLh=601601（1530028）=6.9108N2=1.36109/4=3.41083）由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;
大齿轮的弯曲强度极限 ， 并查取弯曲疲劳寿命;
4）计算疲劳弯曲许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4 ， 则载荷系数K约为1.310由机械设计表10-5查得齿形系数YFa1=2.85,YFa2=2.228;
应力校正系数YSa1=1.54,Y 。

24、Sa2=1.762.模数为了使主轴变速箱中的齿轮采用12个模数 ， 选取模数依次为2mm,3mm,3mm.3.5齿轮齿宽确定由公式得：第一变速组齿宽BI=（610）2=1220mm第二变速组齿宽BII=（610）3=1830mm第三变速组齿宽BIII=（610）3=1830mm一对啮合齿轮 ， 为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷 ， 设计上 ， 应使主动轮比小齿轮齿宽大综上所述 ， 齿轮的基本参数如下表所示z1z2z3z4z5z6z7 z8z9z10z11z12z13z14齿数2448304236362262424219766332模数233分度圆直径489660847272 。

25、661861261265722818996齿根高 hf2.53.753.75齿顶高ha233齿顶圆直径da52100648876767219213213263234195102齿根圆直径df43915579676758.5178.5118.5118.549.5220.5181.588.5中心距72126142.5齿宽2030304 传动件结构设计4.1齿轮结构设计当200da500mm时 ， 可做成腹板式结构如图4-1-1所示 ， 其余做成实心结构如图4-1-2所示 ， 再考虑到加工问题 ， 腹板式结构齿轮计算如下：图4-1-1腹板式结构齿轮图d11.6dhl=(1.2-1.5)BD1=da-10mnD0=0 。

26、.5(D1+d1)d0=0.25(D1-d1)C=0.3BC1=(0.2-0.3)Bn=0.5mnn1根据轴过渡圆角确定 ， r5mm实心式结构齿轮计算如下：当键槽上端面距齿根圆的距离2.5mn时用实心式结构齿轮 ， d11.6dhl=(1.2-1.5) BD1=da-10mnD0=0.5(D1+d1)d0=0.25(D1-d1)10 mm（d0较小时不钻孔）n=0.5mnn1根据轴过渡圆角确定,当键槽上端面距齿根圆的距离2.5mn时做成齿轮轴图4-1-2实心式结构齿轮图4.2 带轮结构设计机床带传动选用A型V带 ， 其直径分别为因此分别采用腹板式V带轮（结构图如图4-2-1所示）和轮辐式带轮（结构图如图 。

27、4-2-2所示） 。
图4-2-1腹板式V带轮结构图图4-2-2轮辐式V带轮结构图dd=,da=320.5mm,d=30 mm,d1=(1.8-2)d=54-60mm,取=60 mmL=(1.5-2)d=45-60mm,取L=45 mmB=(Z-1)e+2f=(3-1)15+210=50mm,其中Z为带的根数 。
h1=,其中 ， 传递的功率P=30.96=2.88KW ， 带轮的转速n=315r/min,轮辐数ZA=4h2=0.8h1=30.4 mm,b1=0.4h1=15.2mm,b2=0.8b1=12.16mmf1=0.2h1=7.6 mm,f2=0.2h2=6.08 mm4.3 主轴强度校核由机械设计 。

28、,齿轮传递扭距和力为主轴转距 ， 齿轮受到的切向力 齿轮受到的径向力轴传递给主轴的功率为P=2.43kW由材料力学84页空心轴抗扭截面系数为,其中经过11-12齿轮传递时受力分析 ， 大齿轮计算转速为40r/min,则主轴转矩T=9.55106P/n=9.551062.43/40=5.8105Nmm=580Nm齿轮受到的切向力Ft=2T/d=25.8105/189=6138N齿轮受到的法向力Fr=Ftan=2234N法向载荷Fn=Ft/cos=6532N作轴的空间受力简图 ， 如图 4-3-1所示图 4-3-1轴的空间受力简图FNHA=181Ft / (149+181)=3367N;
FNHB=Ft-FN 。

29、VA=2771NFNVB=149Fr / (149+181)=1008N;
FNVA=1226NMH=181FNHA=609.4Nm;
MV=181FNVA=221.9Nm做出水平面弯矩MH图 ， 如图4-3-2所示；做出垂直面弯矩MV图 ， 如图4-3-3所示图4-3-2水平面弯矩MH图图4-3-3垂直面弯矩MV图合成转矩M=648.5Nm按弯矩合成应力校核轴的强度 ， 校核截面由D=54mm ， 得轴的材料为45号钢正火 ， HBS200 ， 故安全 。
5 传动件组件设计5.1齿轮块设计主轴组件结构复杂 ， 技术要求高 。
安装工件（车床）或者刀具（铣床、钻床等）的主轴参予切削成形运动 ， 因此它的精度和性能直接影响加工质量（ 。

30、加工精度和表面粗糙度） ， 设计时主要围绕着保证精度、刚度和抗振性 ， 减少温升和热变形等几个方面考虑 。
机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构 。
根据各传动轴的工作特点 ， 基本组、第一扩大组以及第二扩大组的滑移齿轮均采用了整体式滑移齿轮 。
所有滑移齿轮与传动轴间均采用花键联接 。
从工艺角度考虑 ， 其他固定齿轮为了降低加工成本而采用了单键联接 。
各轴采用的花键分别为：轴：623266轴：626306轴：8364075.2轴承的选择（1）主轴前轴承有两种常用的类型：双列短圆柱滚子轴承 。
承载能力大 ， 可同时承受径向力和轴向力 ， 结构比较简单 ， 但允许的极限转速低一些 。

稿源：(未知)

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标题：机械制造|机械制造装备课程设计卧式机床主轴箱的结构设计( 四 )