【文章內容簡介】 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。軸的抗彎斷面慣性矩（）花鍵軸 = （527） 式中 d—花鍵軸的小徑（mm）；i—花軸的大徑（mm）；b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數；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： （528）式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）。 —該軸的計算轉速（r/min）。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 （529）式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。 齒輪的徑向力： （530）式中 α—為齒輪的嚙合角，α＝20186。；ρ—齒面摩擦角，；β—齒輪的螺旋角；β＝0故N花鍵軸鍵側擠壓應力的驗算花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為： （531）式中 —花鍵傳遞的最大轉矩（）； D、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L—花鍵工作長度； N—花鍵鍵數； K—載荷分布不均勻系數，K=～； （532）故此花鍵軸校核合格 圖56 機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進行疲勞驗算。其額定壽命的計算公式為： （533） C—滾動軸承的額定負載（N）,根據《軸承手冊》或《機床設計手冊》查取，單位用（kgf）應換算成（N）；—速度系數， 為滾動軸承的計算轉速（r/mm） —壽命系數， —壽命系數，對球軸承=3，對滾子軸承=；工作情況系數，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數機床），；—功率利用系數，查表3—3；—速度轉化系數，查表3—2；—齒輪輪換工作系數，查《機床設計手冊》；P—當量動載荷，按《機床設計手冊》。 故軸承校核合格Ⅱ軸及軸上零件設計 驗算齒輪強度，應選擇相同模數承受載荷最大的齒數最小的齒輪，進行接觸應力和彎曲應力驗算。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲應力。對硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗算齒根彎曲應力。 接觸應力的驗算公式為（MPa）≤[]（31） （534）彎曲應力的驗算公式為 （535）式中 N齒輪傳遞功率（KW），N=； 電動機額定功率（KW）； 從電動機到所計算的齒輪的機械效率； 齒輪計算轉速（r/min）。 m初算的齒輪模數（mm）。 B齒寬（mm） Z小齒輪齒數； u大齒輪與小齒輪齒數之比，u≥1，“+”號用于外嚙合，“”號用于內嚙合； 壽命系數： （536）工作期限系數： （537）T齒輪在機床工作期限（）內的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數； 齒輪的最低轉速（r/min）?；鶞恃h(huán)次數；查表31（以下均參見《機床設計指導》） m—疲勞曲線指數，查表31；—速度轉化系數，查表32；—功率利用系數，查表33；—材料強化系數，查表34；—的極限值，見表35，當≥時，則取=；當＜時，取=；—工作情況系數，中等沖擊的主運動，取=~；—動載荷系數，查表36；—齒向載荷分布系數，查表39；Y—標準齒輪齒形系數，查表38；[]—許用接觸應力（MPa）,查表39；[]—許用彎曲應力（MPa），查表39。如果驗算結果或不合格時，可以改變初算時選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時，就得采取調整齒寬或重新選擇齒數及模數等措施。Ⅱ軸上的雙聯滑移齒輪采用整淬的方式進行熱處理傳至Ⅱ軸時的最大轉速為： （538） （539）m=N== （540）在雙聯滑移齒輪中齒數最少的齒輪為38，且齒寬為B=14mmu==≤[]=1250MP （541）故雙聯滑移齒輪符合標準驗算39：39N== B=14mm u=1 =≤[]=1250MP（542）故此齒輪合格驗算22：22N== B=14mm u=4 （543）=≤[]=1250MP （544）故此齒輪合格驗算30：30N== B=14mm u=1 （545）=≤[]=1250MP （546）故此齒輪合格 圖57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。軸的抗彎斷面慣性矩（）花鍵軸 （547）式中 d—花鍵軸的小徑（mm）；i—花軸的大徑（mm）；b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數；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： (548）式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）。 —該軸的計算轉速（r/min）。 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： （549）式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。 齒輪的徑向力： （550）式中 α—為齒輪的嚙合角；ρ—齒面摩擦角；β—齒輪的螺旋角；= （551）符合校驗條件花鍵軸鍵側擠壓應力的驗算花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為： （552）式中 —花鍵傳遞的最大轉矩（）； D、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L—花鍵工作長度； N—花鍵鍵數； K—載荷分布不均勻系數，K=～； (553）故此花鍵軸校核合格 圖58兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件的跨距對其剛度的影響很大，在繪制主軸組件的結構草圖后，可以對合理跨距L。進行計算，以便修改草圖，當跨距遠大于L。時，應考慮采用三支撐結構。 《機床設計》的教科書中的主軸組件柔度方程系在主軸端部C點家在時主軸和軸承兩相柔度的迭加，其極值方程為： （554）式中 L?！侠砜缇?； C —主軸懸伸梁； ﹑—后﹑前支撐軸承剛度 該一元三次方程求解可得為一實根： （555） 機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進行疲勞驗算。其額定壽命的計算公式為： （556）C—滾動軸承的額定負載（N）,根據《軸承手冊》或《機床設計手冊》查取，單位用（kgf）應換算成（N）；—速度系數， 為滾動軸承的計算轉速（r/mm） —壽命系數， —壽命系數，對球軸承=3，對滾子軸承=；工作情況系數，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數機床），；—功率利用系數，查表3—3；—速度轉化系數，查表3—2；—齒輪輪換工作系數，查《機床設計手冊》；P—當量動載荷，按《機床設計手冊》。 （557） （558） （559）故軸承校核合格 圖58 傳動系統的Ⅲ軸及軸上零件設計 驗算齒輪強度，應選擇相同模數承受載荷最大的齒數最小的齒輪，進行接觸應力和彎曲應力驗算。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲應力。對硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗算齒根彎曲應力。 接觸應力的驗算公式為（MPa）≤[] （560）彎曲應力的驗算公式為 （561）式中 N齒輪傳遞功率（KW），N=； 電動機額定功率（KW）； 從電動機到所計算的齒輪的機械效率； 齒輪計算轉速（r/min）。 m初算的齒輪模數（mm）。 B齒寬（mm） Z小齒輪齒數； u大齒輪與小齒輪齒數之比，u≥1，“+”號用于外嚙合，“”號用于內嚙合； 壽命系數：工作期限系數： （562）T齒輪