【正文】 降速傳動比。（3）確定傳動軸的軸數(shù) 傳動軸數(shù)＝變速組數(shù)+定比傳動副數(shù)+1=6（4）繪制轉(zhuǎn)速圖先按傳動軸數(shù)及主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)格距l(xiāng)哦logφ畫出網(wǎng)格，用以繪制轉(zhuǎn)速圖。圖圖21主軸轉(zhuǎn)速圖22 傳動原理圖3主要設(shè)計零件的計算和驗算 主軸箱中有主軸、變速機(jī)構(gòu)，操縱機(jī)構(gòu)和潤滑系統(tǒng)等。箱體材料以中等強(qiáng)度的灰鑄鐵HT150及HT200為最廣泛,(長寬高),按下表選取.長寬高()壁厚(mm) 500 500 300812 500 500 300800 500 5001015 800 800 5001220 由于箱體軸承孔的影響將使扭轉(zhuǎn)剛度下降10%20%，彎曲剛度下降更多，為彌補(bǔ)開口削弱的剛度，常用凸臺和加強(qiáng)筋；并根據(jù)結(jié)構(gòu)需要適當(dāng)增加壁厚。 箱體在主軸箱中起支承和定位的作用。本設(shè)計中各軸安裝孔的位置的確定主要考慮了齒輪之間的嚙合及相互干涉的問題，根據(jù)各對配合齒輪的中心距及變位系數(shù)，并參考有關(guān)資料，箱體上軸安裝空的位置確定如下： 中心距(a)=1/2（d1+d2）+ym （式中y是中心距變動系數(shù)）中心距ⅠⅡ=（56+38）/2=中心距ⅠⅦ=（50+34）/2=中心距ⅡⅦ=（30+34）/2=72mm中心距ⅡⅢ=（39+41）/2=90mm中心距ⅢⅣ=（50+50）/2=125mm中心距ⅤⅧ=（44+44）/22=88mm中心距ⅤⅥ=（26+58）/24=168mm中心距ⅧⅨ=（58+26）/22=84mm中心距ⅨⅥ=（58+58）/22=116mm中心距ⅨⅩ=（33+33）/22=66mm中心距ⅨⅪ=（25+33）/22=5綜合考慮其它因素后，將箱體上各軸安裝空的位置確定如圖：31 箱體在床身上的安裝方式，機(jī)床類型不同，其主軸變速箱的定位安裝方式亦不同。車床主軸箱為固定式變速箱，用箱體底部平面與底部突起的兩個小垂直面定位，用螺釘和壓板固定。 箱體的顏色根據(jù)機(jī)床的總體設(shè)計確定，并考慮機(jī)床實際使用地區(qū)人們心理上對顏色的喜好及風(fēng)俗。設(shè)計功率 （kW） ——工況系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》（任殿閣，張佩勤 主編）表25，； 故小帶輪基準(zhǔn)直徑為130mm；帶速 ；大帶輪基準(zhǔn)直徑為230 mm；初選中心距＝1000mm, 由機(jī)床總體布局確定。帶基準(zhǔn)長度查《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》（任殿閣，張佩勤 主編）表27，?。?800mm。摩擦片對數(shù)可按下式計算 Z≥2MnK/fb[p]式中 Mn——摩擦離合器所傳遞的扭矩（Nmm）。 =（D+d）/2＝67mm。所以 Z≥2MnK/fb[p]＝2（23＝11 臥式車床反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗確定，一般?。剑?1＝ 最后確定摩擦離合器的軸向壓緊力Q，可按下式計算：Q=b(N)＝23＝式中各符號意義同前述。圖53 多片式摩擦離合 驗算齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)最小的齒輪，進(jìn)行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力驗算。對硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗算齒根彎曲應(yīng)力。基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)；（以下均參見《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》） m—疲勞曲線指數(shù)，—速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，—功率利用系數(shù)—材料強(qiáng)化系數(shù)，—的極限值，當(dāng)≥時，則取=；當(dāng)＜時，取=；—工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運動，取=~；—動載荷系數(shù)，—齒向載荷分布系數(shù)，Y—標(biāo)準(zhǔn)齒輪齒形系數(shù)，[]—許用接觸應(yīng)力（MPa）,[]—許用彎曲應(yīng)力（MPa），如果驗算結(jié)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(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施。驗算56：=≤[]=1250MP符合強(qiáng)度要求對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進(jìn)行強(qiáng)度校核，只進(jìn)行剛度驗算。 —該軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min）。 齒輪的徑向力： 式中 α—為齒輪的嚙合角，α＝20186。其額定壽命的計算公式為： C—滾動軸承的額定負(fù)載（N）,根據(jù)《軸承手冊》或《機(jī)床設(shè)計手冊》查取，單位用（Kgf）應(yīng)換算成（N）；—速度系數(shù)， 為滾動軸承的計算轉(zhuǎn)速（r/mm） —壽命系數(shù)， —壽命系數(shù)，對球軸承=3，對滾子軸承=；工作情況系數(shù)，對輕度沖擊和振動的機(jī)床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機(jī)床），；—功率利用系數(shù)，查表3—3；—速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3—2；—齒輪輪換工作系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計手冊》；P—當(dāng)量動載荷，按《機(jī)床設(shè)計手冊》。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應(yīng)力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲應(yīng)力。 接觸應(yīng)力的驗算公式為（MPa）≤[]（31）彎曲應(yīng)力的驗算公式為 （32）式中 N齒輪傳遞功率（KW），N=； 電動機(jī)額定功率（KW）； 從電動機(jī)到所計算的齒輪的機(jī)械效率； 齒輪計算轉(zhuǎn)速（r/min）。 B齒寬（mm） Z小齒輪齒數(shù)； u大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，u≥1，“+”號用于外嚙合，“”號用于內(nèi)嚙合； 壽命系數(shù)：工作期限系數(shù)：T齒輪在機(jī)床工作期限（）內(nèi)的總工作時間（h），對于中型機(jī)床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認(rèn)為T=/P，P為變速組的傳動副數(shù)； 齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）。如果驗算結(jié)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(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施。軸的抗彎斷面慣性矩（）花鍵軸 =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(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： =式中 N—該軸傳遞的最大功率（KW／h）。 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：式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=MZ。進(jìn)行計算，以便修改草圖，當(dāng)跨距遠(yuǎn)大于L。 《機(jī)床設(shè)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：式中 L。其額定壽命的計算公式為： C—滾動軸承的額定負(fù)載（N）,根據(jù)《軸承手冊》或《機(jī)床設(shè)計手冊》查取，單位用（kgf）應(yīng)換算成（N）；—速度系數(shù)， 為滾動軸承的計算轉(zhuǎn)速（r/mm） —壽命系數(shù)， —壽命系數(shù)，對球軸承=3，對滾子軸承=；工作情況系數(shù)，對輕度沖擊和振動的機(jī)床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機(jī)床），；—功率利用系數(shù)，—速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，—齒輪輪換工作系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計手冊》；P—當(dāng)量動載荷，按《機(jī)床設(shè)計手冊》。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應(yīng)力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲應(yīng)力。 接觸應(yīng)力的驗算公式為（MPa）≤[]（31）彎曲應(yīng)力的驗算公式為 （32）式中 N齒輪傳遞功率（KW），N=； 電動機(jī)額定功