普通车床主轴箱设计
?、确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数?d?1.0
查【4】表10-4，插值法得非对称齿向载荷分配系数KH??1.419
b/h?48/(5?2.25)?4.267,查【4】图10-13得KF??1.27
?、确定齿间载荷分配系数:
由【4】表10-2查的使用KA?1.0 ；Ft?2Td?2?1.65?10905?3666.67N
由【4】表10-3查得齿间载荷分配系数KH??KF??1
?、确定动载系数: K?KAKvKH?KH??1.0?1.04?1?1.27?1.32 ?、查【4】表 10-5齿形系数及应力校正系数
YFa?2.91、FSa?1.53
?、计算弯曲疲劳许用应力
由【4】图10-20(c)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE?540Mpa。 【4】图10-18查得 寿命系数KN?0.9,疲劳强度安全系数S = 1.3
[?F]?0.9?5401.3?374Mpa
[?F]YFaYSa?3742.91?1.53?83.14，
KFtbm?1.32?3666.6740?5?24.2?83.14
②接触疲劳强度?H?2.5ZEKFtbd1?u?1u???H?
?、载荷系数K的确定：K?KAKvKF?KF??1.0?1.04?1?1.419?1.475 ?、弹性影响系数的ZE确定；查【4】表10-6得ZE?189.8
?、查【4】图10-21（d）得?Hlim?670MPa，??H??0.9?670?603MPa ?H?2.5?189.8 故齿轮8合适。
1.475?3666.6740?90?4?14?585.23MPa?603MPa
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6.7.3 校核c变速组齿轮
2KFtYFaYSabm①弯曲疲劳强度?F????F?；校核齿数为22的齿轮，确定各项参数
?、P????P?0.96?0.99?0.98?0.99?0.98?0.99?6.71kW,n=280r/min,
T?9.55?10?P/n?9.55?10?6.71/280?2.28?10N?mm665
?、确定动载系数：v??dn60?1000???114.12?28060?1000?1.672m/s
齿轮精度为7级，由【4】图10-8查得动载系数Kv?1.0 ?、b?48mm
?、确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数?d?1.0
查【4】表10-4，插值法得非对称齿向载荷分布系数，KH??1.419
b/h?48/(5?2.25)?4.267,查【4】图10-13得KF??1.27
2Td?2?2.28?10114.125?、确定齿间载荷分配系数: Ft??3995.8N
由【4】表10-3齿间载荷分布系数，KF??KH??1.0
?、确定荷载系数: K?KAKvKF?KH??1.0?1.0?1.0?1.27?1.27 ?、查表 10-5 齿形系数及应力校正系数。
YFa?2.72 YSa?1.57
?、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。
【4】图10-18查得 寿命系数KN?0.9,疲劳强度安全系数S = 1.3
[?F]?0.9?5401.3?374Mpa
[?F]YFaYSaKFtbm?3742.72?1.57?87.58，
?1.27?3995.840?5?1cos15.42o?24.46?87.58
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②接触疲劳强度?H?2.5ZEKFtbd1?u?1u???H?
?、载荷系数K的确定：K?KAKvKF?KF??1.0?1.0?1.0?1.419?1.419 ?、弹性影响系数的ZE确定；查【4】表10-6得ZE?189.8
?、查【4】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?3995.840?114.12?4?14?591.25MPa?603MPa
6.8 轴承的选用与校核
6.8.1 各轴轴承的选用
①主轴 前支承：NN3022K；中支承：NN3020K；后支撑N219E ②Ⅰ轴 离合器及齿轮处支承均用：6206;带轮处支承：6210 ③Ⅱ轴 前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207 ④Ⅲ轴 前支承：30208;后支承：30208 6.8.2 各轴轴承的校核
?、Ⅰ轴轴承的校核
Ⅰ轴选用的是深沟球轴承6206，其基本额定负荷为19.5KN, 由于该轴的转速是定值n?800rmin，所以齿轮越小越靠近轴承，对轴承的要求越高。根据设计要求，应该对Ⅰ轴未端的滚子轴承进行校核。 ①齿轮的直径 d?28?4?112mm ②Ⅰ轴传递的转矩 T?9550 ∴ T?9550?③齿轮受力 Fr?dPn
8002?86?86N?m7.5?0.96
2T?112?10?3?1535.7N根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为:
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在水平面：
FAH?Fr?l3l2?l3?1535.7?42638?426?1410N
在水平面：
FAV?F0?(l1?l2?l3)l2?l322?1563.26?54638?426?1839.5N
∴FA?FAH?FAV?14102?1839.52?2317.7N
④因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，【4】表13-6查得载荷系数fp，取fp?1.2，则有：
P?fpFA?1.2?2317.7?2781.24N
⑤轴承的寿命计算:所以按轴承的受力大小计算寿命 Lh?10660nP1(C)??10660?800(195002781.24)?71803.8h?58400h
3故该轴承6206能满足要求。
?、其他轴的轴承校核同上，均符合要求。
7.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
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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。320mm车床，P=7.5KW查【1】表3-13，前轴颈应D1?110~145,初选D1?110mm,后轴颈D2?(0.7~0.85)D1取D2?95mm, 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， 即：
KdK?IdI??(D?d)64?D44464?1?(dD0)4
式中：
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