【正文】 其次，我要感謝機械工程與自動化學院所有教師四年來對我的培養(yǎng)，是他們的辛勤汗水培養(yǎng)出了我獨立處理和解決問題的能力,并且教會我如何從不同的角度分析問題,令我受益匪淺，為我以后的工作打下良好的專業(yè)知識基礎。由于時間上的倉促，加之自身對理論知識的理解不夠，加上實踐經驗的不足，在設計過程中難免出現缺點和不足，甚至是錯誤，在此，真誠的希望各位老師和同學批評和指正，并提出您寶貴的意見！參考文獻[1] 聞邦椿. 機械設計手冊. [M] 第5版 北京:機械工業(yè)出版社,2013[2] 機械設計指導[M]. 遼寧科技大學[3] 鞏云鵬，田萬祿，張偉華，黃秋波 機械設計課程設計[M]. 北京：科學出版社，[4] 關慧貞 馮辛安. 機械制造裝備設計[M]. 北京：機械工業(yè)出版社, [5] 賈亞洲. 金屬切削機床概論. [M] 吉林大學: 機械工業(yè)出版社，致 謝本設計說明書在編寫過程中，承蒙張老師的評閱、指正，在老師的耐心指導下，經過幾個月的努力，使本人對臥式鏜床主傳動系統(tǒng)設計的相關知識進一步得到了了解和深化。但本臥式鏜床也存在著一些缺點。（2） 用矩形牙嵌式離合器做一部分控制，這樣就減小了沖擊和振動，并且能準確的嚙合和脫離，使系統(tǒng)處在較平穩(wěn)的環(huán)境下工作，提高了運轉精度；而且提高了齒輪和軸的壽命。經過大量的調查論證和翻閱大量的參考文獻與資料，充分的發(fā)揮自身主觀能動性，在有一些方面對原有TPX619B型臥式鏜床進行改造和創(chuàng)新。將以上數據帶入公式得 結論：經校核深溝球軸承能滿足工作要求。 軸承壽命計 Ⅲ軸上軸承的軸承的疲勞壽命驗 （h） (5—19）式中：——額定壽命（h）； T——滾動軸承許用壽命（h），一般取10000~15000h； C——滾動軸承的額定動負荷（N），查機械設計手冊取C=； ——速度系數， == (5—20) ——壽命系數，對于球軸承，=3； ——使用系數，—19取=1； ——功率利用系數大斜，—20取=； ——轉速變化系數，—21取=； ——齒輪轉換工作系數，—27取=； ——當量動載荷（N），—28計算。取花鍵軸Ⅳ中間的支撐軸承型號為6212的深溝球軸承，其幾何尺寸如下：dDB=6011022mm。 Ⅳ軸軸上軸承選擇由前面軸的設計，知花鍵軸d=46mm，D=54mm。 取花鍵軸Ⅲ左邊的支撐軸承型號為6209的深溝球軸承，其幾何尺寸如下：dDB=458519mm。 取花鍵軸Ⅱ右邊的支撐軸承型號為6210深溝球軸承，其幾何尺寸如下：dDB=509020mm。取花鍵軸左邊的支撐軸承型號為6208的深溝球軸承，其幾何尺寸如下：dDB=408018mm。取花鍵軸Ⅰ右邊的支撐軸承型號為6313深溝球軸承，其幾何尺寸如下：dDB=6514033mm。6 軸承的選擇及壽命的驗算 軸承的選擇 Ⅰ軸軸上軸承選擇由前面軸的設計，知花鍵軸d=26mm，D=30mm。則在左支撐即A點處產生的傾角在軸的允許傾角范圍內，故合格。 軸的傾角計算 左支撐處（A點）：在XY平面內： ` X 軸在XY平面受力圖作用下使A點產生的傾角： 作用下使A點產生的傾角： 合成、則在XZ平面內：（）作用下使A點產生的傾角： X 軸在XZ平面受力圖作用下使A點產生的傾角： 合成、：則合成、： 式中： ——軸彎曲剛度許用值（允許傾角rad）。在XZ平面內： X 軸在XZ平面受力圖使載荷點E處產生的撓度： 使載荷點E處產生的撓度： 合成、則。因此C點產生的撓度符合允許撓度要求，故合格。則合成、： 式中： ——軸彎曲剛度許用值（允許撓度mm）。由[2]—14撓度計算公式可知：使載荷點C處產生的撓度 使載荷點C處產生的撓度 合成、：。則 由軸尺寸可知：=AC=31mm；=CE=116mm；=EB=35mm；=AB=182mm。合成各軸上力得：；。則：； ：；將、： Y Z ` 徑向、圓周力圖，又由兩軸位置關系可知，則；。 （N） (5—16)式中： ——圓周力（N）； ——分度圓直徑（mm）。所在Ⅱ軸：；則 。彎曲剛度驗算只需驗算Ⅲ軸的薄弱環(huán)節(jié)的撓度和傾角，此處驗算的是Ⅲ軸載荷處的撓度，軸承處的傾角。： ； ； ； 。 （mm） (5—14)式中： ——齒寬（mm）； ——齒寬系數。 （mm） (5—12)式中： ——齒頂圓直徑（mm）； ——齒頂高系數，取=1。將上述計算參數代入到公式5—4有： 因而模數驗算結果合適，取標準系列模數m=4。 公式5—7中，=23，則 = 。 第Ⅳ、Ⅴ軸之間齒輪設計齒輪： 公式5—6中 ，、由[2]—22可查得，；t由[2]—23可查得t=25000h；；則 ；則 =，因而取 =1； 公式5—8中，由估算該齒輪時知 ，=63r/min，則 N。 公式5—7中，=17，則 = 由[2]—8可查得=1076。 第Ⅲ、Ⅳ軸之間齒輪設計齒輪： 公式5—6中 ，、由[2]—22可查得，；t由[2]—23可查得t=8700h；則 ；則 ，因而取 =1 ； 公式5—8中，由估算該齒輪時知 ，=200r/min，則 N。 由[2]—8可查得=1076。 公式5—9中，=400r/min，=20，m=4，則 。 將上述計算參數代入到公式5—4有： 因而模數驗算結果合適，取標準系列模數m=3。 公式5—9中，=27，m=3，則 。 ——許用接觸應力（）,由[2]—8可查得。 將以上數據代入公式5—3，得： =2671 =參照標準模數表，取m=4mm、第Ⅳ、Ⅴ軸之間齒輪設計按齒輪的彎曲疲勞強度： 式中：——系數，時，=1； ——載荷系數，=，取=1； ——齒輪傳遞的名義功率（kw） ——外齒輪的復合齒形系數，由[2]—11查得=； ——齒寬系數，為齒寬（mm）； ——計算轉速（r/min）； ——齒輪齒數； ——許用齒根應力（），輪齒雙向受力時， 由[2]中 —13按MQ線查取，查得=370。 將以上數據代入公式5—3，得： =2671 = 參照標準模數表，取m=3mm、第Ⅱ、Ⅲ軸之間齒輪設計按齒輪的彎曲疲勞強度： 式中：——系數，時，=1； ——載荷系數，=，取=1； ——齒輪傳遞的名義功率（kw）； ——外齒輪的復合齒形系數，由[2]—11查得=； ——齒寬系數，為齒寬（