1
⑴、载荷系数K的确定：K?KAKvKF?KF??1.0?1.04?1?1.419?1.475 ⑵、弹性影响系数的ZE确定；查《机械设计》表10-6得ZE?189.8 ⑶、查《机械设计》图
10-21（d）得?Hlim?670MPa，
1.475?2181.822.82?1??528.05MPa?603MPa故齿轮7合适。
40?882.826.1.3 校核c组齿轮
??H??0.9?670?603MPa?H?2.5?189.8①弯曲疲劳强度?F?2KFtYFaYSa???F?；校核齿数为18的齿轮，确定各项参数
bm⑴P????P?0.96?0.99?0.98?0.99?0.98?0.99?3.578kW,n=355r/min,
T?9.55?106?P/n?9.55?106?3.578/355?0.963?105N?mm ⑵确定动载系数：v??dn60?1000???92.79?35560?1000?1.724m/s
齿轮精度为7级，由《机械设计》图10-8查得动载系数Kv?1.0 ⑶b?40mm
⑷确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数?d?0.5
查《机械设计》表10-4，插值法得非对称齿向载荷分布系数，KH??1.419
b/h?50/(5?2.25)?4.44,查《机械设计》图10-13得KF??1.27
2T2?0.963?105⑸确定齿间载荷分配系数: Ft???2075.65N
d92.79 由《机械设计》表10-3齿间载荷分布系数，KF??KH??1.0
⑹确定荷载系数: K?KAKvKF?KH??1.0?1.0?1.0?1.27?1.27 ⑺查表 10-5 齿形系数及应力校正系数。
YFa?2.91 YSa?1.53
⑻计算弯曲疲劳许用应力
由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE?540Mpa。
《机械设计》图10-18查得 寿命系数KN?0.9,疲劳强度安全系数S = 1.3 [?F]?[?F]3740.9?540??84， ?374Mpa
YY2.91?1.531.3FaSa
KFt1.27?2075.65??12.78?84
1bm40?5?cos14.1oKFtu?1????H? bd1u②接触疲劳强度?H?2.5ZE⑴载荷系数K的确定：K?KAKvKF?KF??1.0?1.0?1.0?1.419?1.419 ⑵弹性影响系数的ZE确定；查《机械设计》表10-6得ZE?189.8
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1
⑶查《机械设计》图10-21（d）得?Hlim?670MPa，??H??0.9?670?603MPa ?H?2.5?189.8故齿轮11合适。
1.419?2075.654?1??460.34MPa?603MPa
40?97.794 第七章 主轴组件设计
主轴的结构储存应满足使用要求和结构要求，并能保证主轴组件具有较好的工作性能。主轴结构尺寸的影响因素比较复杂，目前尚难于用计算法准确定出。通常，根据使用要求和结构要求，进行同型号筒规格机床的类比分析，先初步选定尺寸，然后通过结构设计确定下来，最后在进行必要的验算或试验，如不能满足要求可重新修改尺寸，直到满意为直。
主轴上的结构尺寸虽然很多，但起决定作用的尺寸是：外径D、孔径d、悬伸量a和支撑跨距L。
7.1 主轴的基本尺寸确定
7.1.1 外径尺寸D
主轴的外径尺寸，关键是主轴前轴颈的（前支撑处）的直径D1。D1选定后，其他部位的外径可随之而定。D1一般是通过筒规格的机床类比分析加以确定。400mm车床，P=4KW查《机械制造装备设计》表3-13，前轴颈应D1?70~105,初选D1?100mm,后轴颈
D2?(0.7~0.85)D1取D2?0.8?100?80mm,
27
1
7.1.2 主轴孔径d
中型卧式车床的主轴孔径，已由d=48mm,增大到d=60-80mm,当主轴外径一定时，增大孔径受到一下条件的限制，1、结构限制；对于轴径尺寸由前向后递减的主轴，应特别注意主轴后轴颈处的壁厚不允许过薄，对于中型机床的主轴，后轴颈的直径与孔径之差不要小于20~50mm，主轴尾端最薄处的直径不要小于10~15mm。2、刚度限制；孔径增大会削弱主轴的刚度，由材料力学知，主轴轴端部的刚度与截面惯性矩成正比，
Kd、K?空心、实心截面主轴刚度；即：
Id、I?空心、实心截面惯性矩：D0?主轴平均外径：d?主轴孔径：KdId?(D4?d4)64d4???1?() 有4KID0?D64据上式可得出主轴孔径对偶刚度影响的公式。当dD0?0.5时，KdK?0.94，说明空心
主轴的刚度降低较小。当dD0?0.7时，KdK?0.76，空心主轴刚度降低了24%，因此为了避免过多削弱主轴的刚度，一般取dD0?0.7。主轴孔径d确定后，可根据主轴的使用及加工要求选择锥孔的锥度。锥孔仅用于定心时，则锥孔应大些，若锥孔除用于定心，还要求自锁，借以传递转矩时，锥度应小些，我这里选用莫氏六号锥孔。初步设定主轴孔径d=60mm，主轴孔径与外径比为0.6。
7.1.3 主轴悬伸量a
主轴悬伸量的大小往往收结构限制，主要取决于主轴端部的结构形式及尺寸、刀具
或夹具的安装方式、前轴承的类型及配置、润滑与密封装置的结构尺寸等。主轴设计时，在满足结构的前提下，应最大限度的缩短主轴悬伸量a。根据结构,定悬伸长度
a1?120mm。
7.1.4 支撑跨距L
当前，多数机床的主轴采用前后两个支撑，结构简单，制造、装配方便，容易保证精度，但是，由于两支撑主轴的最佳支距L0一般较短，结构设计难于实现，故采用三支撑结构。要比前后支距L地影响大得多，因此，需要合理确定L1。为了使主轴组件获得很高的刚度可抗震性，前中之距L1可按两支撑主轴的最佳只距L0来选取。
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1
由于三支撑的前后支距L对主轴组件的性能影响较小，可根据结构情况适当确定。如果为了提高主轴的工作平稳性，前后支距L可适当加大，如取L?(5~6.5)D1。采用三支撑结构时，一般不应该把三个支撑处的轴承同时预紧，否则因箱孔及有关零件的制造误差，会造成无法装配或影响正常运作。因此为了保证主轴组件的刚度和旋转精度，在三支撑中，其中两个支撑需要预紧，称为紧支撑；另外一个支撑必须具有较大的间隙，即处于“浮动”状态，称为松支撑，显然，其中一个紧支撑必须是前支撑，否则前支撑即使存有微小间隙，也会使主轴组件的动态特性大为降低。试验表明，前中支撑为紧支撑、后支撑位松支撑，要比前后支撑位紧支撑、中支撑为松支撑的结构静态特性显著提高。
7.1.5 主轴最佳跨距L0的确定
⑴考虑机械效率，主轴最大输出转距T?9550P?0.85?373.22N?m. 87床身上最大加工直径约为最大回转直径的50%到60%,即加工工件直径取为200mm,则半径为0.1m. （2）计算切削力 F?373.22N?m?3732.2N
0.1mm前后支撑力分别设为FA,FB.
a?l120?360?3732.2??4976.27N l360a120 FB?F??3732.2??1244.07N
l360 FA?F?⑶轴承刚度的计算
根据式《结构设计》（方键主编）（6-1）有： Kr?dFr0..8?3.39Fr0.1la(iz)0.9cos1.9?N
umd?r 查《结构设计》（方键主编）表6-11得轴承根子有效长度、球数和列数： iAzA?2?26?52,iBzB?2?30?60 laA?12.8mm,laB?10,,
再带入刚度公式：
0.10.8 KA?3.39?4976.27?10??2?30?0.9um
0.90.10.81.9? KB?3.39?1244.07?12.8??2?26?cos0?1861.47Num
K1996.302?1.072； A?KB1861.47cos1.90??1996.302N 29
1
⑷主轴当量直径
D?d 2100?80 de??90mm；
2 de?4⑸主轴惯性矩I?0.05(de?d)
4 I?0.05?904?604?2.63?106mm4； ⑹计算最佳跨距
??6EI6?2.1?107?263 设：A???138.33cm2 4KAa1996.302?10?126EIKA6?2.1?107?2633 B? (?1)?(1.072?1)?3439.46cm4KAKB1996.302?10 查《金属切削机床设计》（3-14）L0?m(1.63t?5.46?1.34)； 式中 m?3B,t?m
a(1?KAKB) ∴m?3B?33439.46?15.095cm;t?
m17.12??0.684;
a(1?KAKB)12(1?1.072)∴L0?m(1.63t?5.46?1.34)?15.095?(1.63?0.684?5.46?1.34)?18.48cm 式中：
E?弹性模量，钢的弹性模量E?2.1?107,MPa;I?主轴的截面惯性矩，mm4;I?0.05(D4?d4);d,di?主轴的外径和孔径，mm;NKA?前轴承的刚度，NKB?后轴承的刚度，a?前悬伸量，mm;umum;;
7.2 主轴刚度验算
机床在切削加工过程中，主轴的负荷较重，而允许的变形由很小，因此决定主轴结构尺寸的主要因素是它的变形大小。对于普通机床的主轴，一般只进行刚度验算。通常能满足刚度要求的主轴，也能满足强度要求。只有重载荷的机床的主轴才进行强度验算。对于高速主轴，还要进行临界转速的验算，以免发生共振。
一弯曲变形为主的机床主轴(如车床、铣床)，需要进行弯曲刚度验算，以扭转变形
为主的机床（如钻床），需要进行扭转刚度验算。当前主轴组件刚度验算方法较多，没
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