【正文】 可選用推力球軸承；較大的純軸向載荷可選用推力球軸承。高速時宜選用相同內(nèi)徑而外徑較小的軸承。 (4）軸承的安裝和拆卸 軸承在長軸上安裝時，為便于裝拆，可用內(nèi)圈孔為 1﹕ 12 的圓錐孔的軸承， 用以安裝在緊定襯套上。 3563326圖 軸 I 裝配示意圖 傳動軸 II各主要零件的設計 軸徑的估算 參考《實用機床設計手冊》表 — 2得： 3(100 ~ 120)cPd n? ，查《實用機床設計手冊》表 — 10 得： V?帶 = ， 取3105cPd n? 由轉(zhuǎn)速圖可得：12 3856i ? ∴ 轉(zhuǎn)速： 12 12 / 56nn i? ? ?(r/min) 1212 / 51nn i? ? ? ?? (r/min) 效率： 212 1 2? ? ??? 查《實用機床設計手冊》表 — 10 得： 角接觸球軸承效率 1? = ，直齒圓柱齒輪效率 2? = 功率： 22 1 1 2 7 . 2 0 . 9 9 0 . 9 8 6 . 9 1 5 6PP ?? ? ? ? ? ?（ kw） 由軸徑確定的公式可知：轉(zhuǎn)速越小軸徑越大，所以只要滿足轉(zhuǎn)速小的地方的軸徑要求，整個軸都可以滿足要求。 傳動軸的校核 對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。齒輪的徑向力 rP ：( ) / c o s 9 0 2rtP P t g? ? ? ? ? ? ?(N) 式中 α — 為齒輪的嚙合角； ρ — 齒面摩擦角； β — 齒輪的螺旋角； 22()0 .1[MTd m m??? ??=20mm，故校核符合要求。 傳動軸 III 各主要零件的設計 軸徑的估算 參考《實用機床設計手冊》表 — 2得： 3(100 ~ 120)cPd n? ，查《實用機床設計手冊》表 — 10 得： V?帶 = ， 取3105cPd n? 由轉(zhuǎn)速圖可得：min235822i ? ∴ 轉(zhuǎn)速： 23 23 9 6 9 .6 7 0 3 6 7 .8 0 65 8 / 2 2nn i? ? ?（ r/min） 效率： 223 3 2? ? ??? 查《實用機床設計手冊》表 — 10 得：圓錐滾子軸承效率 3? = 功率： 23 2 2 3 6 . 9 1 5 6 0 . 9 8 0 . 9 8 6 . 5 0 8 9PP ?? ? ? ? ? ?（ kw） ∴ 3 33336 . 5 0 8 91 0 5 1 0 5 2 7 . 3 6 73 6 7 . 8 0 6Pd n? ? ? ? ?（ mm） 取 min3 28d ? （ mm） 齒輪的校核 由《機械設計》得校核齒輪即滿足： ? ?FtFa SaKFbm Y Y?? ， 2t TF d? 對軸 III 上齒數(shù)為 63 的齒輪進行校核 42 2 5 .4 1 1 0126t TF d ???? ∴ 56 . 8 9 2 2 0 . 5 4 1 1 0 2 3 . 4 91 1 2 6 1 2 6 2tKFbm ? ? ?????? 又由計算齒輪時的數(shù)據(jù)得： ? ? 2 6 3 . 5 6 6 . 9 2 52 . 2 6 8 1 . 7 3 6FF a S aYY? ??? 比較得： ? ?FtFa SaKFbm Y Y?? 故該齒輪符合要求。 軸的抗彎斷面慣性矩（ 4mm ） 花鍵軸 42( ) ( )64d b N D d D dI ? ? ? ? ?? = 42 443 2 6 8 ( 3 6 3 2 ) ( 3 6 3 2 ) 6 . 5 3 4 1 064 mm? ? ? ? ? ? ? ? ?? 式中 d— 花鍵軸的 小徑（ mm） ； D— 花軸的大徑（ mm） ； b、 N— 花鍵軸鍵寬，鍵數(shù)； 傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得： 4 3395 5 10 nPM ??扭 = 10 ? ? ? ?(Nmm) 式中 N— 該軸傳遞的最大功率（ kw） 。 花鍵軸鍵側(cè)擠壓應力的驗算 花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應力為： m a x228()njy jyMD d lN K ??? ? ? ???? 式中 maxnM — 花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（ N mm? ）； D、 d— 花鍵軸的大徑和小徑（ mm） ； L— 花鍵工作長度； N— 花鍵鍵數(shù)； K— 載荷分布不均勻系數(shù)， K=～ ； 4228 1 6 . 9 1 0 7 . 6 5 2 0( 3 6 3 2 ) 1 1 6 8 0 . 7j y j yM P a?? ??? ? ? ? ? ???? ? ? ?(MPa) 故此花鍵軸校核合格。 圖 軸 III 裝配示意圖 傳動軸 IV各主要零件的設計 軸徑的估算 參考《實用機床設計手冊》表 — 2 得： 3(100 ~ 120)cPd n? ，查《實用機床設計手冊》表 — 10 得： V?帶 = ， 取3105cPd n? 由轉(zhuǎn)速圖可得：min348020i ? ∴ 轉(zhuǎn)速： 34 34 3 6 7 .8 0 6 9 1 .9 5 28 0 / 2 0nn i? ? ?(r/min) 效率： 234 3 2 1? ? ? ?? ? ? 功率： 24 3 3 4 6 . 5 0 8 9 0 . 9 8 0 . 9 8 0 . 9 9 6 . 0 6PP ?? ? ? ? ? ? ?(kw) ∴ 4 33446 . 0 61 0 5 1 0 5 4 2 . 4 1 29 1 . 9 5 2Pd n? ? ? ? ?(mm) 取 min4 43d ? (mm) 齒輪的校核 由《機械設計》得校核齒輪即滿足： ? ?FtFa SaKFbm Y Y?? ， 2t TF d? 對軸 IV 上齒數(shù)為 50 的齒輪進行校核 42 2 5 .0 4 1 0100t TF d ???? ∴ 53 . 5 5 4 2 0 . 5 0 4 1 0 1 7 . 9 11 1 0 0 1 0 0 2tKFbm ? ? ?????? 又由計算齒輪時的數(shù)據(jù)得： ? ? 2 4 3 . 5 6 6 1 . 7 52 . 3 2 1 . 7 0FF a S aYY? ??? 比較得： ? ?FtFa SaKFbm Y Y?? 故該齒輪符合要求。 軸的抗彎斷面慣性矩（ 4mm ） 花鍵軸 42( ) ( )64d b N D d D dI ? ? ? ? ?? = 42 442 6 6 6 ( 3 2 2 6 ) ( 3 2 2 6 ) 3 . 3 7 7 1 064 mm? ? ? ? ? ? ? ?? 式中 d— 花鍵軸的小徑（ mm） ； D— 花軸的大徑（ mm） ； b、 N— 花鍵軸鍵寬，鍵數(shù)； 傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得 ： 4 4495 5 10 nPM ? ? ?扭 = 456. 0695 5 10 6. 29 1091 .9 52? ? ? ?（ Nmm） 式中 N— 該軸傳遞的最大功率（ kw） 。 花鍵軸鍵側(cè)擠壓 應力的驗算 花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應力為： m a x228()njy jyMD d lN K ??? ? ? ???? 式中 maxnM — 花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（ Nmm）； D、 d— 花鍵軸的大徑和小徑（ mm） ； L— 花鍵工作長度； N— 花鍵鍵數(shù)； K— 載荷分布不均勻系數(shù)， K=～ ； 5228 6 . 2 9 1 0 9 . 0 8 2 0( 3 2 2 6 ) 1 1 6 8 0 . 7j y j yM P a?? ??? ? ? ? ? ???? ? ? ?(MPa) 故此花鍵軸校核合格。 圖 軸 IV 裝配示意圖 傳動軸 V 各主要零件的設計 軸徑的估算 參考《實用機床設計手冊》表 — 2得： 3(100 ~ 120)cP。 式中 10hL — 額定壽命， C — 額定負載， P — 當量動載荷， ??壽 命 系 數(shù) ，對于球軸承 3?? ，對于滾子軸承 103?? 。 傳動軸上的彎矩載荷有輸入扭矩 齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的 圓周力 tP ： 5 42 2 6 . 2 9 1 0N 3 . 9 3 1 0D 3 2t MP ??? ? ? ?扭 （ ）(N) 式中 D— 齒輪節(jié)圓直徑（ mm） ,D=mZ。 綜上軸 IV上的雙聯(lián)滑移齒輪 80、 50，和雙聯(lián)滑移齒 輪 51都符合要求。 式中 10hL — 額定壽命， C — 額定負載， P — 當量動載荷， ??壽 命 系 數(shù) ，對于球軸承 3?? ，對于滾子軸承 103?? 。 傳動軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力 tP ： ? ?4 32 2 1 6 . 9 1 0 6 . 6 7 1 0 ND 5 0t MP ??? ? ? ?扭 式中 D— 齒輪節(jié)圓直徑（ mm） ,D=mZ。 綜上軸 III 上的三聯(lián)滑移齒輪 4 5 50，符合要求，其余三個齒輪也符合要求。 式中 10hL — 額定壽命， C — 額定負載， P — 當量動載荷， ??壽 命 系 數(shù) ，對于球軸承 3?? ，對于滾子軸承 103?? 。 jn — 該軸的最小轉(zhuǎn)速（ r/min） 。 同理對軸 II 上齒數(shù)為 38模數(shù)為 2，齒數(shù)為 3 2 30模數(shù)為 的齒輪經(jīng)行校核，齒輪都符合要求。 式中 10hL — 額定壽命， C — 額定負載， P — 當量動載荷， ??壽 命 系 數(shù) ，對于球軸承 3?? ，對于滾子軸承 103?? 。 (3）軸承的調(diào)心性能 軸的中心線與軸承座的中心線不重合時，或因軸受力而彎曲或傾斜時，會造成軸承的內(nèi)、外圈軸線發(fā)生偏斜。當軸承在承受徑向載荷的同時，還有不打的軸向載荷時，可選用深溝球軸承或接觸角不大的角接觸球軸承或圓錐滾子軸承；當軸向載荷較大的時，可選用接觸角較大的角接觸球軸承或圓錐滾子軸承，或選用向心軸承和推力軸承組合在一起的結(jié)構(gòu)，分別承擔徑向和軸向載荷。 選擇軸承類型時應考慮以下的因素： (1）軸承所受的載荷 軸承所受載荷的大小、方向和 性質(zhì)，是選擇軸承類型的主要依據(jù)。 滾動軸承由：內(nèi)圈、外圈、滾動體、保持架等四部分組成，內(nèi)圈用來和軸頸裝配，外圈用來和軸承座孔裝配。滾動軸承由于摩擦系數(shù)小，起動阻力 小，而且它已標準化，選用、潤滑、維護都很方便，因此在一般機器中應用較廣。 1n — 該軸的計算最小轉(zhuǎn)速（ r/min） 。 同理校核軸 I上齒數(shù)為 56，模數(shù)為 2 的齒輪經(jīng)行校核，該齒輪符合要求。摩擦片對數(shù) 可按下式計算： 02 []TKZ fD b P?? （ ） 式中 T—— 摩擦離合器所傳遞的扭矩（ N mm? ） dN —— 電動機的額定功率（ kw） 4 4 4dj9 5 5 1 0 / n 9 5 5 1 0 7 . 5 0 . 9 8 / 8 1 9 . 5 6 5 8 . 5 6 1 0TN ?? ? ? ? ? ? ? ?(Nmm) （ ） jn —— 安裝離合器的傳動軸的計算轉(zhuǎn)速（ r/min） ? —— 從電動機到離合器軸的傳動效率 K—— 安全系數(shù)，一般取 f—— 摩擦片間的摩擦系數(shù)，由摩擦片為淬火鋼，查《機床設計指導》表215，取 f= mD —— 摩擦片的平均直徑（ mm） ( ) / 2 ( 8 1 3 9 ) / 2 6 0mD D d? ? ? ? ?mm （ ） b—— 內(nèi)外摩擦片的接觸寬度（ mm） ( ) / 2 ( 8 1 3 9 ) / 2 2 3b D d? ? ? ? ? mm （ ） []P —— 摩擦片的許用壓強（ 2/N mm ） 0[]P —— 基本許用壓強，查《機床設計指導》表 215，取 1K —— 速度修正系數(shù) 0 1 3 2[ ] [ ] 1 . 1 1 . 0 0 1 . 0 0 0 . 7 6 0 . 8 3 6p p K K K? ? ? ? ? ? （ ） 240 / 6 1 0 2 .5pv D