?nj?125r/min?mw?323N2.4mm?323mm?2.45mmZnj40?125第四对齿轮副
2.4A?323mm?323mm?8.56mm125njN
mj?2A2?8.56mm?mm?0.14mm40?80Z1?Z2所以，第三对齿轮副传动的齿轮模数应为m?mw?2.45mm
综合上述，为了降低成本，机床中各齿轮模数值应尽可能取相同，但因为V轴的转速比较小，扭矩比较大，为了增加其强度和在主轴上能起到飞轮的作用，需增加V轴齿轮的几何尺寸。所以，本次设计中在Ⅰ→Ⅱ对齿轮模数均为
m?2.5mm，在Ⅱ→Ⅳ对齿轮上就取m12?3mm。
2.2.2齿轮分度圆直径的计算
根据渐开线标准直齿圆柱齿轮分度圆直径计算公式可得各个传动副中齿轮的分度圆直径为：单位（mm）
ddddddda1?19?2.5?47.5mm ?24?2.5?60mm ?30?2.5?75mm ?24?3?72mm ?42?3?126mm ?18?3?54mm ?60?3?180mm
d?a1?53?2.?513mm2. 5a2d?d?a2?48?2.?5?60?2.?51mm20 1mm50
a3a3b1d?d?b1?48?3?7mm4 ?90?3?9mm0
b2d?d?b2c1c1?72?3?21mm6 ?30?3?9mm0
c2c22.2.3 齿轮宽度B的确定
齿轮影响齿的强度，但如果太宽，由于齿轮制造误差和轴的变形，可能接触不均匀，反而容易引起振动和噪音。一般取B=（6～10）m。本次设计中，取主动轮宽度B=9m=18mm(最后一对齿轮也取B=79m=18mm)。
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2.2.4 齿轮其他参数的计算
根据《机械原理》中关于渐开线圆柱齿轮参数的计算公式及相关参数的规定，齿轮的其他参数都可以由以上计算所得的参数计算出来，本次设计中，这些参数在此不在一一计算。
2.2.5齿轮结构的设计
不同精度等级的齿轮，要采用不同的加工方法，对结构的要求也不同，七级精度的齿轮，用较高精度的滚齿机或插齿机可以达到。但淬火后，由于变形，精度将下降。因此，需要淬火的7级齿轮一般滚或插后要剃齿，使精度高于7级，或者淬火后再珩齿。6级精度的齿轮，用精密滚齿机可以达到。淬火齿轮，必须达到6级。机床主轴箱中的齿轮齿部一般都需要淬火。
2.2.6齿轮的校核（接触疲劳强度）
计算齿轮强度用的载荷系数K，包括使用系数KA，动载荷系数KV，齿间载荷分配系数K?及齿向载荷分布系数K?，即：
K?KKK?K?AV?1.25?1.07?1.1?1.12?1.65 查表得：Z??0.88，ZH?2.5，ZE?189.8
?H?Z?ZHZE2K??u?1?bd1uH2将数据代入得；??1100mpa齿轮接触疲劳强度满足，因此接触的应力小于许用的接触应力。其他齿轮也符合要求，故其余齿轮不需验算，在此略去。
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2.3 轴的设计计算
2.3.1 各传动轴轴径的估算
滚动轴承的型号是根据轴端直径确定的，而且轴的设计是在初步计算轴径的基础上进行的，因此先要初算轴径。轴的直径可按扭转强度法用下列公式进行估算。
d?对于空心轴，则 d?A03Pmm nA03n1???P4?mm
式中，P——轴传递的功率，KW； n——轴的计算转速，r/min; A0——其经验值见表 取?的值为1.5。
(1)计算各传动轴传递的功率P
根据电动机的计算选择可知，本次设计所用的电动机额定功率Nd?4kw，各传动轴传递的功率可按下式计算：
p?Nd??
???电机到传动轴之间传动效率；
由传动系统图可以看出，本次设计中采用了联轴器和齿轮传动，及轴承。则各轴传递的功率为：
?1?0.94,?2?0.94,?3?0.93,?4?0.91
所以，各传动轴传递的功率分别为：
p1?p??11?4?0.94?3.76kw ?3.76?0.94?3.53kw
p2?p??2第13页 共54页
p3?p2??3?3.53?0.94?3.29kw
4p4?p??3?3.29?0.91?2.96kw
(2) 估算各轴的最小直径
d1?115?3p n本次设计中，考虑到主轴的强度与刚度以及制造成本的经济性，初步选择主轴的材料为40Cr，其他各轴的材料均选择45钢，取A0值为115，各轴的计算转速可推算出为：
n1?1440r/min,n2?1000r/min,n3?355r/min,n4?125r/min 所以各轴的最小直径为：
d1?115?3d3?115?343.76?6.06mm d2?115?3?17.89mm 144010003.532.96?24.73mm d4?115?3?33.02mm 355125在以上各轴中，因有些轴上开有平键或花键，所以为了使键槽不影响轴的强度，应将轴的最小直径增大到5%，将增大后的直径圆整后分别取各轴的最小直径为：
d2min?20mm,d3min?25mm,d4min?30mm 对于主轴应该应用公式； d?A0?3故主轴为d?115?3P 4n?1???4?37.4mm 4125?1?0.5?考虑到轴上有花键，所以应将轴的最少直径增大5%，将增大的直径在圆整后取 d4?60mm
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2.3.2各轴段长度值的确定
各轴段的长度值，应根据主轴箱的具体结构而定，且必须满足以下的原则；应满足轴承及齿轮的定位要求。
2.3.3 轴的刚度与强度校核
1）、轴的受力分析及受力简图
由主轴箱的展开图可知，该轴的动力源由电动机通过弹性联轴器传递过来，而后通过齿轮将动力传递到下一根轴。其两端通过一对角接触轴承将力转移到箱体上去。由于传递的齿轮采用的是直齿圆柱齿轮，因此其轴向力可以忽略不计。所以，只要校核其在XZ平面和YZ平面的受力。轴所受载荷是从轴上零件传来的，计算时常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当作铰链支座上的粮，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关。其受力简图如下：
在XZ平面内：
图2.1 XZ平面受力分析
在YZ平面内：
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