卧式升降台铣床主传动系统设计（30-140018级1.26,4kw).doc

课程设计说明书 题 目: 设计某卧铣床主传动系统学生姓名： 专 业： 班 级： 学 号： 指导教师： 职称 完成时间： 5全套图纸加扣3012250582摘 要本设计着重研究机床主传动系统的设计步骤和设计方法，根据已确定的运动参数以变速箱展开图的总中心距最小为目标，拟定变速系统的变速方案，以获得最优方案以及较高的设计效率。在机床主传动系统中，为减少齿轮数目，简化结构，缩短轴向尺寸，用齿轮齿数的设计方法是试算，凑算法，计算麻烦且不易找出合理的设计方案。本文通过对主传动系统中滑移齿轮传动特点的分析与研究，绘制零件工作图与主轴箱展开图及剖视图。关键词:传动系统设计,传动副，结构网，结构式，目 录摘 要2目 录4第1章 绪论61.1 课程设计的目的61.2课程设计的内容61.2.1 理论分析与设计计算61.2.2 图样技术设计61.2.3编制技术文件61.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求6第2章 铣床参数的拟定72.1铣床主参数和基本参数72.2铣床的变速范围R和级数Z72.3确定级数主要其他参数72.3.1 拟定主轴的各级转速72.3.2 主电机功率动力参数的确定72.3.3确定结构式72.3.4确定结构网92.3.5绘制转速图和传动系统图92.4 确定各变速组此论传动副齿数11第3章 传动件的计算133.1 带传动设计133.1.1计算设计功率Pd133.1.2选择带型133.1.3确定带轮的基准直径并验证带速143.1.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角153.1.5确定带的根数z153.1.6确定带轮的结构和尺寸163.1.7确定带的张紧装置163.1.8计算压轴力163.2 计算转速的计算173.3 齿轮模数计算及验算183.4 传动轴最小轴径的初定20第4章 主要零部件的选择214.1 轴承的选择214.2 键的规格214.3 零件验算214.3.1 主轴刚度214.3.2 传动轴刚度264.3.3 齿轮疲劳强度294.4.轴承校核314.5 润滑与密封31第5章 主轴箱结构设计及说明325.1 结构设计的内容、技术要求和方案325.2 展开图及其布置32结束语33参考文献34 全套图纸加扣3012250582第1章 绪论1.1 课程设计的目的课程设计是在学完本课程后，进行一次学习设计的综合性练习。通过课程设计，使学生能够运用所学过的基础课、技术基础课和专业课的有关理论知识，及生产实习等实践技能，达到巩固、加深和拓展所学知识的目的。通过课程设计，分析比较机械系统中的某些典型机构，进行选择和改进；结合结构设计，进行设计计算并编写技术文件；完成系统主传动设计，达到学习设计步骤和方法的目的。通过设计，掌握查阅相关工程设计手册、设计标准和资料的方法，达到积累设计知识和设计技巧，提高学生设计能力的目的。通过设计，使学生获得机械系统基本设计技能的训练，提高分析和解决工程技术问题的能力，并为进行机械系统设计创造一定的条件。1.2课程设计的内容机械系统设计课程设计内容由理论分析与设计计算、图样技术设计和技术文件编制三部分组成。1.2.1 理论分析与设计计算（1）机械系统的方案设计。设计方案的分析，最佳功能原理方案的确定。（2）根据总体设计参数，进行传动系统运动设计和计算。（3）根据设计方案和零部件选择情况，进行有关动力计算和校核。1.2.2 图样技术设计（1）选择系统中的主要机件。（2）工程技术图样的设计与绘制。1.2.3编制技术文件（1）对于课程设计内容进行自我经济技术评价。（2）编制设计计算说明书。1.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求题目：m卧式升降台铣床主传动设计设计某卧铣床主传动系统，已知主轴nmin=30rpm，nmax=1400rpm，=1.26。35全套图纸加扣3012250582第2章 铣床参数的拟定2.1铣床主参数和基本参数铣床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下：设计某卧铣床主传动系统，已知主轴nmin=30rpm，nmax=1400rpm，=1.26。变速级数Z正转最低转速nmin( )电机功率N（kw）公比183041.262.2铣床的变速范围R和级数Z 由公式R=，其中 =1.26，R=50.8，可以计算z=182.3确定级数主要其他参数2.3.1 拟定主轴的各级转速依据题目要求选级数Z=18， =1.26=1.064考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动。各级转速数列可直接从标准的数列表中查出，按标准转速数列为：30，37.5，47.5,60,75,95，118，150，190，235，300，375，475，600，750，950，1180，14002.3.2 主电机功率动力参数的确定合理地确定电机功率N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。根据题设条件电机功率为4KW可选取电机为：Y112M-4额定功率为4KW，满载转速为1440r/min.2.3.3确定结构式将主轴转速级数分解因子，可能的方案有：第一行 第二行 在上面的两行方案中，第一行方案是由11对传动副组成的两个变速组，这两个变速组串联构成了主轴的18级转速。这样的方案能够省掉一根轴，但有一个传动组内将出现9个传动副。假如用一个九联滑移齿轮，那么轴向尺寸会增大。假如采用若干个双联滑移齿轮与若干个三联滑移齿轮组合使用，那么，为了防止各滑移齿轮同时啮合，操纵机构必须实现互锁。综上所述，第一行中的方案一般不采用。对于第二行中的三个方案，将出现三个变速组，每个变数组中有2个或者3个传动副。我们能够采用双联或者三联滑移齿轮来变速。该行方案中总的传动副数最少，轴向尺寸较小，操纵机构也相对简单。因此，在主轴转速为18级的分级变速系统设计中，通常采用第二行中的方案。根据公式可得，传动件所传递的功率P与它的计算转速决定了传递转矩T。一般情况下，从电动机到主轴为降速传动。即所谓的“近电机高转速”，从而计算转速也较高，那么需要传递的转矩就较小，尺寸也较小。根据传动副的“前多后少”原则，即将传动副较多的变速组安排在靠近电动机处，这样可以多些小尺寸的零件，少些大尺寸的零件，不仅可以节省材料，还可以使变速箱结构紧凑。因此，对于第二行中的三种方案，我们通常采用的方案，它表示该传动系统是由3个变速组共8对传动副组成（不包含可能的定比传动副）。在方案中，由于基本组与扩大组之间的排列顺序不同，又将衍生出6种不同的方案。6种方案的结构式如下： 在这6个方案中，首先应对各个方案变速组的变速范围进行验算。在一般情况下，变速范围最大的是最后一个扩大组，所以只需要对最后一个扩大组的变速范围进行校验。设计机床的变速系统中，在降速传动时，为了避免从动齿轮的直径过大而使径向尺寸随之增大，通常使传动副的最小传动比。在升速传动中，防止产生过大的噪声与震动，通常使传动副的最大传动比。对于斜齿圆柱齿轮传动比较平稳，所以取。故，在一般情况下变速组的变速范围应满足以下条件： 在、这四种方案中，最后一个扩大组都是，其变速范围： 所以不满足传动组的极限变速范围要求。在、这两种方案中，最后一个扩大组都是，其变速范围： 满足传动组的极限变速范围要求。根据中间轴变速范围最小的原则，即“前密后疏”，方案为最佳方案，结构式为：。2.3.4确定结构网画出结构网如下：(变速系统共需4根轴，其中轴为主轴) 图1 结构网2.3.5绘制转速图和传动系统图（1）选择电动机：采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。（2）绘制转速图： 图2 转速图（3）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数，画主传动系统图如图2-3：1-2轴最小中心距：A1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)轴最小齿数和:Szmin(Zmax+2+D/m) 图3 主传动系统图2.4 确定各变速组此论传动副齿数(1)Sz100-120,中型机床Sz=70-100(2)直齿圆柱齿轮Zmin18-20（7）齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等，据设计要求Zmin1820,齿数和Sz100120，由表4.1，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表2-2。（1） 确定各变速组内齿轮齿数由以上确定的各个传动比，根据参考文献1表5-2，有： a变速组， ， 时，=，58，60，62，64，66，68，70，72，74，76，时，=，56，59，61，63，65，66，68，70，72，74，时，=57，59，60，62，65，67，70，72，73，75，可知，=70和72是共同适用的，可取=72。再由参考文献1表5-2查出各对齿轮副中小齿轮的齿数为：36、32和28。则：； b变速组， ， 时，=，70，72，74，75，77，79，81，82，83，84， 时，=，70，72，73，75，77，78，80，82，83，85， 时，=，66，67，70，71，75，79，80，83，84，87，可取=83，查出齿轮齿数为：37、32、和20。； c变速组， 时，=，80，84，85，95，96，99，100，104，105， 时，=，92，93，95，96，98，99，101，102，104，可取=99，查出齿轮齿数为：20和33。则： ；第3章 传动件的计算3.1 带传动设计输出功率P=4kW,转速n1=1440r/min,n2=750r/min3.1.1计算设计功率Pd表1 工作情况系数工作机原动机类类一天工作时间/h10161016载荷平稳液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（）；离心式压缩机；轻型运输机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（）；发电机；旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛1.11.21.31.21.31.4载荷变动较大螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机1.31.41.51.51.61.8根据V带的载荷平稳，两班工作制（16小时），查机械设计P296表4，取KA1.1。即3.1.2选择带型普通V带的带型根据传动的设计功率Pd和小带轮的转速n1按机械设计P297图1311选取。图4 V带型功率转速图根据算出的Pd4.4kW及小带轮转速n11440r/min ，查图得：dd=80100可知应选取A型V带。3.1.3确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计P298表137查得，小带轮基准直径为80100mm则取dd1=100mm ddmin.=75 mm（dd1根据P295表13-4查得）表2 V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500由机械设计P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=190mm 误差验算传动比： （为弹性滑动率）误差 符合要求 带速 满足5m/sv300mm，所以宜选用E型轮辐式带轮。总之，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择E型轮辐式结构。带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。3.1.7确定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。3.1.8计算压轴力 由机械设计P303表1312查得，A型带的初拉力F0117.83N，上面已得到=162.93o，z=3，则对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通V带两侧面间的夹角是40，为了适应V带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通V带轮槽角 为32、34、36、38（按带的型号及带轮直径确定），轮槽尺寸见表7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体。表5 普通V带轮的轮槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 轮 槽 角 32 对应的基准直径 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 极限偏差 1 0.5 V带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： （1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d时)，如图4-2a。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图4-2b。 （3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图4-2c 。 （4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图4-2d。（a） （b） （c） （d）图5 带轮结构类型根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）,大带轮选择腹板带轮如图（b）3.2 计算转速的计算（1）主轴的计算转速nj，由公式n=n得，主轴的计算转速nj=95.27r/min，取95r/min。(2). 传动轴的计算转速 轴3=118 r/min， 轴2=375 r/min，轴1=750r/min。（2）确定各传动轴的计算转速。表6 各轴计算转速轴 号 轴 轴 轴计算转速 r/min 7503751183.3 齿轮模数计算及验算（1）模数计算。一般同一变速组内的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算，即mj=16338可得各组的模数，如表8所示。表8 模数组号基本组第一扩大组第二扩大组模数 mm 445（2）基本组齿轮计算。表9 基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1 Z2Z2 Z3Z3齿数324028562448分度圆直径12816011222496192齿顶圆直径136168120232104200齿根圆直径11815010221486182 齿宽242424242424按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取240HB。计算如下： 齿面接触疲劳强度计算： 接触应力验算公式为 弯曲应力验算公式为： 式中 N-传递的额定功率（kW），这里取N为电动机功率; -计算转速（r/min）. ; m-初算的齿轮模数（mm）, m=4（mm）; B-齿宽（mm） z-小齿轮齿数 u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比 -寿命系数； = -工作期限系数； T-齿轮工作期限，这里取T=15000h.; -齿轮的最低转速（r/min） -基准循环次数，接触载荷取=，弯曲载荷取= m-疲劳曲线指数，接触载荷取m=3；弯曲载荷取m=6; -转速变化系数，查【5】2上，取=0.60 -功率利用系数，查【5】2上，取=0.78 -材料强化系数，查【5】2上， =0.60 -工作状况系数，取=1.1 -动载荷系数，查【5】2上，取=1 -齿向载荷分布系数，查【5】2上，=1 Y-齿形系数，查【5】2上，Y=0.386；-许用接触应力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；-许用弯曲应力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa =78 Mpa（3）扩大组齿轮计算。第一扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z4Z4 Z5Z5Z6Z6齿数463732512063分度圆直径18414812820480252齿顶圆直径19215613621288260齿根圆直径17413811819470242 齿宽242424242424第二扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮Z5Z5Z6Z6齿数66332079分度圆直径330165100395齿顶圆直径340175110405齿根圆直径317.5152.587.5382.5齿宽24242424按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取240HB。 同理根据基本组的计算，查文献【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3.5，=355；可求得：=619 Mpa =135Mpa 3.4 传动轴最小轴径的初定由【5】式6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算： d=1.64（mm） 或 d=91（mm）式中 d-传动轴直径（mm） Tn-该轴传递的额定扭矩（N*mm） T=9550000； N-该轴传递的功率（KW） -该轴的计算转速 -该轴每米长度的允许扭转角，=。各轴最小轴径如表10。表10 最小轴径轴 号 轴 轴最小轴径mm 3540 第4章 主要零部件的选择 4.1 轴承的选择I轴：与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号7007C 另一安装深沟球轴承6012II轴：对称布置深沟球轴承6009III轴：后端安装双列角接触球轴承代号7015C 另一安装端角接触球轴承代号7010C中间布置角接触球轴承代号7012C4.2 键的规格 I轴安装带轮处选择普通平键规格：BXL=10X56 II轴选择花键规格：N d =8X36X40X7 III轴选择键规格：BXL=14X90 4.3 零件验算4.3.1 主轴刚度4.3.1.1 主轴支撑跨距的确定前端悬伸量：主轴前端的悬伸长度，即从主轴外侧前支撑中点（滚锥轴承及向心推力轴承则是接触角法线与轴线的交点处）到主轴前端的距离。这里选定。一般最佳跨距，考虑到结构以及支承刚度会因磨损而不断降低，应取跨距比最佳支承跨距 大一些，一般是的倍，再综合考虑结构的需要，本设计取。4.3.1.2 最大切削合力P的确定最大圆周切削力须按主轴输出全功率和最大扭矩确定（4-8）其中：电动机额定功率()，；主传动系统的总效率，为各传动副、轴承的效率，总效率。由前文计算结果， 。取；主轴的计算转速，由前文计算结果，主轴的计算转速为；计算直径，对于卧式铣床，为最大端铣刀计算直径，对于工作台宽度为250mm的卧式铣床,其端铣刀的计算直径及宽度分别为，。可以得到，验算主轴组件刚度时，须求出作用在垂直于主轴轴线的平面内的最大切削合力。对于卧式升降台铣床的铣削力，一般按端铣计算。不妨假设本铣床进给系统的末端传动副有消隙机构，应采用不对称顺铣，则各切削分力、同的比值可大致认为； ； 。则，即与水平面成角，在水平面的投影与成角。4.3.1.3 切削力作用点的确定设切削力的作用点到主轴前支撑的距离为 （4-9）其中：主轴前端的悬伸长度，；对于普通升降台铣床。可以得到，4.3.1.4 齿轮驱动力Q的确定齿轮传动轴受输入扭矩的齿轮驱动力的作用而产生弯曲变形，当齿轮为直齿圆柱齿轮时，其啮合角，齿面摩擦角时，其弯曲载荷（4-10）其中：齿轮传递的全功率()，取；该齿轮的模数、齿数；该传动轴的计算工况转速。可以得到，4.3.1.5 变形量允许值的确定变形量允许值：对普通机床前端挠度的允许值，目前广泛 使用的经验数据（4-11）其中：主轴两支撑间的距离，。可以得到，4.3.1.6 主轴组件的静刚度验算图6主轴组件纵向视图力的分布图 7主轴组件横向视图力的分布选定如图的直角坐标系，求各力同时作用下，前后轴承负荷的大小及其方向角，并判定象限。建立方程组计算主轴前后支撑处的支反力。的方向：的方向：在点的水平投影：在点的垂直投影：可以得到，即，方向与轴正方向夹角。，方向与轴正方向夹角。前后轴承的负荷大小与支反力大小相同，方向相反。故前后轴承的负荷为：，方向与轴正方向夹角。，方向与轴正方向夹角。按轴承的合成负荷，计算轴承的弹性位移。滚动轴承的径向刚度是支承刚度的主要部分，支承刚度还包括轴承环与轴颈及箱体孔的配合表面间的接触刚度。预紧的滚动轴承可以提高刚度。计算时可以忽略轴承环与轴颈以及箱体孔之间的接触刚度。仅以滚动轴承的游隙为零时，承受径向载荷来计算轴承的径向刚度，圆锥滚子轴承的径向刚度（4-12）其中：滚动体列数；每列中滚动体数；滚子有效长度；轴承的径向负荷；轴承的接触角。可以得到，前后支承轴承的弹性位移，分别计算各作用力对弹性主轴前端点产生的挠度。由简单载荷下简支轴的变形公式，轴自身变形引起的轴点挠度公式（4-13） （4-14） 其中：载荷力；材料的弹性模量，钢的；分别为轴的的抗弯惯性矩 （4-15）可以得到，可以得到，共同作用下，点的挠度分解将轴承的弹性位移分解为直角坐标分量，并计算它对主轴前端点产生的相应挠度值。点：点：在水平面（方向）点产生的挠度：在垂直面（方向）点产生的挠度：可以得到，将主轴组件前端c 点在直角坐标上的各分量进行代数叠加后，再合成综合挠度值并计算其方向角。分量：合成：方向角：由综合挠度，可见，故主轴通过校核。4.3.2 传动轴刚度4.3.2.1 齿轮驱动力Q的确定齿轮传动轴同时受输入扭矩的齿轮驱动力和输出扭矩的齿轮驱动阻力的作用而产生弯曲变形，当齿轮为直齿圆柱齿轮，其啮合角，齿面摩擦角时，其弯曲载荷（4-16）其中：该齿轮传递的全功率，取； 该齿轮的模数和齿数； 该传动轴的计算工况转速； 该轴输入扭矩的齿轮计算转速； 该轴输出扭矩的齿轮计算转速。由于轴上有三种不同的驱动力和三种不同的驱动阻力，故驱动力具体的计算结果在下文讨论。4.3.2.2 变形量允许值的确定齿轮传动轴的抗弯刚度验算，包括轴的最大挠度，滚动轴承处及齿轮安装处的倾角验算。其值均应小于允许变形量及，允许变形量可由参考文献4查得。由参考文献3知，对于传动轴，仅需要进行刚度计算，无须进行强度验算。5.2.2.3 主轴组件的挠度验算图8 传动轴II载荷分布其中是变速组1的驱动力，且3个驱动力不能同时作用；是变速组2的驱动阻力，且3个驱动阻力不能同时作用。可以得到对于输出驱动阻力，由于各种情况转速不定，故应在选定校核用轴速度以后计算。为了计算上的简便，可以近似地以该轴的中点挠度代替最大挠度，其最大误差不超过3%。由参考文献4，若两支承的齿轮传动轴为实心的圆形钢轴，忽略其支承变形，在单位弯曲载荷作用下，其中点挠度（4-17）其中：两支承间的跨距，；该轴的平均直径，；（4-18） 齿轮的工作位置至较近支撑点的距离； 输入扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度； 输出扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度；其余各符号定义与前文一致。可以得到，；。可以得到故引起的中点挠度最大，在计算合成挠度时使用，进行计算。此时轴转速为。可以得到，可以得到，故引起的中点挠度最大，在计算合成挠度时使用，进行计算。由参考文献4，中点的合成挠度（4-19）其中：被验算轴的中点合成挠度；在横截面上，被验算的轴与其前、后传动轴连心线的夹角；驱动力和阻力在横截面上，两向量合成时的夹角。（4-20）可以得到可以得到由综合挠度，可见，满足要求。由参考文献4，传动轴在支承点A、B处的倾角、（4-21）可以得到，可见，满足要求，故不用计算传动轴在齿轮处的倾角。综上，传动轴通过校核。4.3.3 齿轮疲劳强度验算变速箱中齿轮强度时，选择相同模数中承受载荷最大的及齿数最小的齿轮进行接触应力和弯曲应力计算。一般对高速转动的齿轮验算齿面接触应力，对低速转动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面软芯的渗淬火齿轮，一定要验算弯曲应力。因而此处仅验算与 这对齿轮。由参考文献4，齿面接触应力（4-22）齿根弯曲应力（4-23）其中：初算得到的齿轮模数，；传递的额定功率，；齿轮的计算转速，大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，外啮合取“”号，内啮合取“”号；小齿轮的齿数；齿宽；许用接触应力，由参考文献5表13-16，齿轮材料选用45钢，高频淬火，可得；许用弯曲应力，；寿命系数；（4-24）工作期限系数；（4-25）齿轮在机床工作期限内的总工作时间，对于中型机床的齿轮，取，统一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为，为该变速组的传动副数，取，则；齿轮的最低转速基准循环次数，对于钢和铸铁件，接触载荷取，弯曲载荷取；疲劳曲线指数，接触载荷取，弯曲载荷对正火、调质及整体淬硬件取，对表面淬硬（高频、渗碳、氮化等）件取；可以得到，；功率利用系数，取；转速变化系数，取；材料强化系数，取；可以得到，；齿向载荷分布系数，取；动载荷系数，取；工作状况系数，考虑载荷冲击的影响，主运动（中等冲击）取；齿形系数，取。可以得到，可见，。综上，齿轮通过校核。4.4.轴承校核 4.5 润滑与密封 主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。 主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难。防漏的措施有两种： 1）密封圈加密封装置防止油外流。 2）疏导在适当的地方做出回油路，使油能顺利地流回到油箱。第5章 主轴箱结构设计及说明5.1 结构设计的内容、技术要求和方案设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等）、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。课程设计由