装配设计---卧式车床主轴变速箱体设计

1、目录第一章设计目的2 第二章机床主传动系统设计要求2 第三章运动设计23.1车床的设计条件23.2主运动参数23.3主传动系统运动设计3第四章动力设计104.1电动机的选择104.2各传动件的计算转速104.3确定主轴支承轴颈直径124.4估算传动轴直径124.5估算齿轮模数134.6主要传动件的验算144.7齿轮强度校核174.8各轴强度的验算20第五章结构设计235.1齿轮块设计235.2轴承的选择235.3主轴组件235.4密封装置设计23一、设计目的通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计，在拟定传动和变速的结构方案过程中，得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技

2、术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。掌握机床设计的过程和方法，使原有的知识有了进一步的加深。课程设计属于机械系统设计课的延续，通过设计实践，进一步学习掌握机械系统设计的一般方法；培养综合运用机械制图、机械设计基础、精度设计、金属工艺学、材料热处理及结构工艺等相关知识，进行工程设计的能力；培养使用手册、图册、有关资料及设计标准规范的能力；提高技术总结及编制技术文件的能力；是毕业设计教学环节实施的技术准备。二、机床主传动系统设计要求：主轴具有一定得转速和足够的转速范围、转速级数，能够实现运动的开停、变速、换向和制动

3、，以满足机床的运动要求。主电动机具有足够的功率，全部机构和元件具有足够的强度和刚度，以满足机床的动力要求；主运动的有关结构，特别是主轴组件要有足够的精度、抗振兴，温升和噪声要小，传动效率要高，以满足机床的工作性能要求；操纵灵活可靠，调整维修方便，润滑密封良好，以满足机床的使用要求；结构简单紧凑，工艺性好，成本低，以满足经济性要求。三、运动设计3.1已知某卧式车床设计条件主轴转速范围：主轴最小转速给定公比：转速级数：电动机的转速电动机的功率P电 =4kw车床功率 P车=4 kw3.2主运动参数根据机械制造装备P42设计表2-2标准数列选定主轴最小转速由，Z=12则相应转速数列可由37.5按相隔6

4、级取值，即40、56、80、112、160、224、315、450、630、900、1250、1800因此，主轴最高转速3.3主传动系统运动设计：(1)拟订结构式：1） 确定变速组的个数和传动副数。由于主轴转速为12级的变速系统，因此有两种选择：其一可用三个变速组。其中一个三联滑移齿轮变速组和两个双联滑移齿轮变速组；其二可用两个变速组，即四联和三联滑移齿轮变速组。2） 确定变速组传动副数目：实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合： A12=3*4 B. 12=4*3 C.12=3*2*2 D12=2*3*2 E.12=2*2*3 方案A、B可节省一根传动轴。但是，其中一个传动组

5、内有四个变速传动副，增大了该轴的轴向尺寸。这种方案不宜采用。但需注意采用其可能性以及相应的结构措施之后也在考虑范围之内根据传动副数目分配应“前多后少”的原则，方案B、C可取。3） 确定变速组扩大顺序：12=4*3的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有以下2种形式A.12=41*34 B. 12=43*3112=3*2*2的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有以下6种形式： A12=31*23*26 B. 12=31*26*23C12 =32*21*26 D. 12=34*21*22E12=32*26*21 F. 12=34*22*21根据级比指数分配应“前疏后密”的原则，二者均应选用第一种

6、方案。即12=41*34 12=31*23*264） 检验最后扩大组的变速范围。结构式12=41*34最后扩大组的变速范围为r1=x1(P1-1)= =1.418=168，不允许结构式12=31*23*26最后扩大组的变速范围为r1=x1(P1-1)= =1.416=8，允许因此，结构式方案确定为12=31*23*26。由此确定了变速组为三联滑移齿轮变速组5） 画结构网。根据已确定的结构方案画出结构网，如下图所示对称分部的结构网(2)绘制转速图：1）确定V带传动。.初定轴I的转速考虑I轴的转速不宜过低（结构尺寸增大），也不宜过高（带轮转动不平衡引起的振动、噪声），初定从动轴nI=900r/mi

7、n。.确定计算功率Pc 根据工作情况，由课程设计实例与机械设计参考书P32页表4-1查得，工况系数KA=1.2，因此Pc=1.2×P电=1.2×4=4.8（kW）.选择V带型号根据 Pc=4.8kW和n电=1440r/min，由课程设计实例与机械设计参考书P35页图4-1查得，选A型V带.计算传动比i i= =1.6.确定小带轮直径d1由课程设计实例与机械设计参考书P33页表4-4查得，dmin=75mm，因此选d1=125mm.确定大带轮直径d2大带轮直径d2=id1（1-），取弹性滑动率=0.02，由此d2=1.6×125×（1-0.02）=196m

8、m查表4-4得 d2=200mm实际传动比i=1.63I轴的实际转速nI=（r/min）转速误差n2= 对于带式传送装置，转速误差允许在±5%范围内.验算带速v v= 9.42（m/s）在规定的5m/s25m/s范围内，合理.初选中心距a0因为0.7（d1+d2）2（d1+d2）所以由上面数据得0.7×（125+200）2×（125+200）即227.5650选取a0=400mm.初选长度L0L0+（d1+d2）+=2×400+（125+200）+=1313.766（mm）.选择V带所需的基准长度Ld由课程设计实例与机械设计参考书P33页查表4-5得与L

9、0相近的数据Ld=1400mm.实际中心距aaa0+=400+= 443.12mm.验算小带轮包角=180°-×57.3°=180°-×57.3°=170.3°120°因此，小带轮的包角取值合理.计算单根V带的基本额定功率P0根据d1=125mm和n电=1440r/min，由课程设计实例与机械设计参考书P34页查表4-7，用插值法，取得A型V带的额定功率P0=1.91kW.额定功率的增量P0根据n电=1440r/min和i=1.6，由课程设计实例与机械设计参考书P35页查表4-8，用插值法，取得A型V带的额定功率增

10、量P0=0.148kW.计算V带根数z根据=170.3°，P33查表4-2得包角系数=0.98；根据Ld=1400mm，P34查表4-6得带长修正系数KL=0.96，因此由下列公式计算V带根数z=2.48将z圆整后取z=3根.确定单根V带的预紧力F0F0= 140.6N其中q的值由P33页表4-3查得，每米长度质量q=0.1kg/m.确定带对轴的压力FQ FQ=2zF0sin=2×3×140.6×sin=839.3N.带轮结构工作图带型号带长/mm带根数带轮直径/mm中心距/mm作用于轴上压力FQ/N大带轮小带轮A14003200125443.12839

11、.3带轮结构工作图以大带轮为例（见工程图附图）2）画转速图的格线该变速系统具有定比传动和三个变速组，如下图中的传动轴和转速格线，标定出了各轴号、主轴各转速点及电动机转速点的转速值。3）分配传动比分配第三变速组（-轴间）的传动比。由结构式12=31×23×26可知，第三变速组即第二扩大组的传动副数p2=2，几比指数x2=6.因此，现在轴上找到相距6格的两个转速点E和E1。根据传动比1/4u2，=1.14，则轴上相应主动转速点D只能有唯一位置，即uc1=-4=1.41-4=1/4，uc2=2=1.412=2。分配第二变速组（-轴间）的传动比。第二变速组即第一扩大组又两个传动副，

12、x1=3.因此，由轴上的D点可定出D1点。轴上相应主动转速点C的位置只允许在C1C1范围内选定。若选点C1点，则轴转速过低且声速传动比达到极限值；若选C1点，则轴转速速度偏高且降速传动比达极限值。综合上述问题，现选定C点位置，其传动比ub1=-3=1.41-3=1/2.8，ub2=0=1。分配第一变速组（-轴间）的传动比。第一变速组即基本组有三个传动副x0=1，故于轴上自C点向上取相邻三点C、C1、C2。其轴上相应转速点B只能在BB范围内选定，考虑结构尺寸和传动性能，以及nI=832.37m/s，选定在B点。画全传动线，绘制转速图。如下图所示4）确定齿轮齿数。在满足齿轮齿数确定的原则前提下由机

13、械制造装备设计书P62页表2-5查得A第一变速组:，时：57、60、63、66、69、72、75、78时：58、60、63、65、67、68、70、72、73、75、77、79时：58、60、62、64、66、68、70、72、74、76、78可取72,于是可得轴齿轮齿数分别为：24、30、36。于是，可得轴上的三联齿轮齿数分别为：48、42、36。B第二变速组:，时：69、72、73、76、77、80、81、84、87、88、91、92、95、96时：70、72、74、76、78、80、82、84、86、88、90、92、94、96可取84，于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为：22、42。于是

14、，得轴上两齿轮的齿数分别为：62、42。C第三变速组:,时：69、70、74、75、79、80、84、85、89、90、94、95时：72、75、78、81、84、86、87、89、90、92、93、95、96可取95.为降速传动，取轴齿轮齿数为19；为升速传动，取轴齿轮齿数为32。于是得,得轴两联动齿轮的齿数分别为19，63；得轴两齿轮齿数分别为76，32。变速组第一变速组第二变速组第三变速组齿数和S728495齿数名zz1z2z3z4z5z6z7z8z9z10z11z12z13z14齿数2448304236362262424219766332传动过程中，会采用三联滑移齿轮，为避免齿轮滑移中

15、的干涉，检验z2-z3=48-30=184，因此所选齿轮的齿数符合设计要求的三联滑移齿轮中最大和次大齿轮之间的齿数差应大于4。5）验算主轴转速误差：主轴各级实际转速值用下式计算： n= n电*(1-)ia ibic =882 ia ibic式中 ia、 ib、ic分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比。取0.02转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示：n = | |10（-1）% 其中主轴标准转速转速误差表主轴转速n1n2n3n4n5n6标准转速（m/s）405680112160224实际转速（m/s）39.0155.7378.02110.25157.5220.5转速误差%2.4

16、80.482.4751.561.561.56主轴转速n7n8n9n10n11n12标准转速（m/s）31545063090012501800实际转速（m/s）312.1445.85624.1888212601764转速误差%0.920.920.9220.82经计算10（-1）% =10×（1.41-1）%=4.1%，上述均转速误差满足要求。6）绘制传动系统图四、动力设计4.1电动机的选择根据电动机功率P电=4KW 由机械工程及自动化简明设计手册P32页表2-2查得，选用Y112M-4型三相异步电动机。由P33页表2-3查得Y系列电动机的外型尺寸机座号级数ABCDEFGHKABACAD

17、HDBBL112M2、4、6190140706082411212245230190265 1804004.2各传动件的计算转速主轴的计算转速。由机械制造装配设计课本P73页表2-6查得，主轴计算转速是第一个三分之一转速范围内的最高一级转速，即nc = nmin= n=112r/min;传动轴的计算转速轴计算转速的确定：a.轴共有6级实际工作转速160-900r/min。b.主轴在40r/min至1800r/min之间的所有转速都能传递全部功率，此时轴若经齿轮副z11/z12传动主轴，只有450-900r/min的3级转速才能传递全部功率；若经齿轮副z13/z14传动主轴，则160-900r/m

18、in的6级转速都能传递全部功率；因此，具有的6级转速都能传递全部功率。c.其中，能够传递全部功率的最低转速n=160r/min即为轴的计算转速（用黑点表示）。其余依次类推，得各传动轴的计算转速为：nI=900r/min，n=450r/min.齿轮的计算转速齿轮z13的计算转速。z13装在轴上，共有160-900r/min6级转速；经z13/z14传动，主轴所得到的6级转速315-1800r/min都能传递全部功率，故z13的这6级转速也能传递全部功率；其中最低转速160r/min即为z13的计算转速。齿轮z14的计算转速。z14装在轴上，共有315-1800r/min6级转速；它们都能传递全部

19、功率；其中在最低转速450r/min即为z14的计算转速。齿轮z11的计算转速。z11装在轴上，共有160-900r/min 6级转速；其中只有在450-900r/min的3级转速时，经z11/z12传动主轴所得到的112-224r/min3级转速才能传递全部功率，而z11在160-315 r/min3级转速时，经z11/z12传动主轴所得到的40-80r/min3级转速都低于主轴的计算转速112r/min,故不能传递全部功率，因此z11只有在450-900r/min这3级转速才能传递全部功率；其中最低转速450r/min即为z11的计算转速。齿轮z12的计算转速。z12装在轴上，共有40-2

20、24r/min6级转速，其中只有112-224r/min这3级转速才能传递全部功率；其中最低转速112r/min即为z12的计算转速。其余依次类推，各齿轮的计算转速见下表齿轮序号z1z2z3z4z5z6z7z8z9z10z11z12z13z14nc（r/min）9004509006309009004501604504504501121121604504.3确定主轴支承轴颈直径。主轴前轴颈直径D1 = 75mm，后轴颈直径D2= （0.70.85）D1，取D2 = 60 mm。选择材料，材料选用45钢正火处理。由机械设计课程设计实例与禁忌P68表5-1，材料强度极限b=600MPa；由P73页表

21、5-5，对称循环状态下的许用应力-1b=55MPa。计算基本直径dmin由机械设计课程设计实例与禁忌P73页表5-4，轴的材料及载荷系数为C=110.当轴端弯矩较小时，查机械工程及自动化简明设计手册P35页，取V带传动效率=0.96，齿轮传动效率为1=0.98，滚动轴承传动效率为2=0.99（一对）P=4×0.96×0.98×0.99×0.98×0.99×0.98×0.99=3.51dC=110×=33.45mm由于安装有键需加大4%-5%，因为主轴为空心查机械工程及自动化简明设计手册P389页表7-12估算k=d

22、/D=33.45/750.446要大，选取k=1.04，d=35.31×1.05×1.04=38.56mm；再查机械工程及自动化简明设计手册P376页表7-1选车床最大回转直径Dmax=320mm，因此主轴内孔直径d = 0.1 Dmax±10 mm ，其中Dmax为最大加工直径。取d =45 mm。4.4估算传动轴直径：（忽略各传动功率损失）按扭转刚度初步计算传动轴直径：d式中d 传动轴直径；P 该传动轴的输入功率（kW），P=P电； P电为电动机额定功率，为电动机到该轴间的传动效率，查机械工程及自动化简明设计手册P35页，取V带传动效率=0.96，齿轮传动效率

23、为1=0.98，滚动轴承传动效率为2=0.99（一对）该轴计算转速（r/min）； 该轴每米长度允许扭转角，这些轴都是一般传动轴，由机械工程及自动化简明设计手册P389页表7-12得，取=10/m。代入以上计算转速的值，计算各传动轴的直径：轴：dI=23.26mm，为了传递转矩，选用花键轴，所以dI=23.26×（1-7%）=21.63mm，圆整后取dI=30mm轴：d=27.45mm，为了传递转矩，选用花键轴，所以d=27.45×（1-7%）=25.53mm，圆整后取d=30mm轴：d=35.55mm，为了传递转矩，选用花键轴，所以d=35.55×（1-7%）=

24、33.06圆整后取d=36mm4.5估算齿轮模数(1)齿轮弯曲疲劳强度mw的估算：mw32，单位为mm；其中z ，nj应为同一齿轮的齿数和计算转速，并取znj乘积之小之代入上式，nj的单位为r/min。.第一变速组：z1n1=24×900=21600；z2n2=48×450=21600；z3n3=30×900=27000；z4n4=42×630=26460；z5n5=36×900=32400；z6n6=36×900=32400因此znj乘积中最小是21600。mw32=32×=1.82；查机械设计课程设计实例与禁忌P45页表

25、4-17，取mw=2。第二变速组：z7n7=22×450=9900；z8n8=62×160=9920；z9n9=42×450=18900；z10n10=42×450=18900因此znj乘积中最小是9900。mw32=32×=2.37；查机械设计课程设计实例与禁忌P45页表4-17，取mw=2.5。第三变速组：z11n11=19×450=8550；z12n12=76×112=8512；z13n13=63×160=10080；z14n14=32×450=14400因此znj乘积中最小是8512。mw32=3

26、2×=2.54；查机械设计课程设计实例与禁忌P45页表4-17，取mw=2.5。（2）齿轮接触疲劳强度mj的估算mj=，其中齿轮中心距A为A370，mj、A的单位均为mm；P电为驱动电动机的功率，单位为kW；nj为大齿轮的计算转速，单位为r/min；zi-1、zi分别为主动齿轮、从动齿轮的齿数。.第一变速组：z1+z2=z3+z4=z5+z6=72 ；A370=370×=76.65mmmj=2.13，查机械设计课程设计实例与禁忌P45页表4-17，取mj=2。第二变速组：z7+z8=z9+z10=84；A370=370×=108.19mm；mj=2.58，查机械设

27、计课程设计实例与禁忌P45页表4-17，取mj=2.5。第三变速组：z11+z12=z13+z14=95；A370=370×=121.85mmmj=2.57，查机械设计课程设计实例与禁忌P45页表4-17，取mj=2.5。根据估算所得mw、mj的值进行比较第一变速组：m1=2；第二变速组：m2=2.5；第三变速组：m3=2.5。4.6主要传动件的验算齿轮模数的验算因为设计的是机床,所以齿轮对强度速度及精度都应有一定的要求,齿轮应具有高强度及齿面具有高硬度；齿轮选用的是40Cr调质处理，硬度250-280HBW。验算时选相同模数中承受载荷最大齿数最小的齿轮，一般对高速传动齿轮以验算接触

28、疲劳强度为主，对低速传动的齿轮以验算弯曲疲劳强度为主，对硬齿面软齿芯的渗碳淬火齿轮，一定要验算弯曲疲劳强度。按接触疲劳强度计算齿轮模数mj（单位为mm）mj按弯曲疲劳强度计算齿轮模数mw（单位为mm）mw1）第一变速组：相同模数中承受载荷最大齿数最小的齿轮为z1。z1/z2中，取z1验算：z1位于轴属高速轴按照接触疲劳强度验算齿轮选用精度。mj其中：P被验算齿轮所传递的功率，P=Pd；P和Pd（电动机的功率）单位均为kW，为电动机到该轴间的传动效率查机械工程及自动化简明设计手册P35页，取V带传动效率=0.96，齿轮传动效率为1=0.98，滚动轴承传动效率为2=0.99（一对），第一轴P=4&

29、#215;0.96=3.84kW；K1工况系数，考虑载荷冲击的影响：轻微冲击取K1=1；K2动载荷系数，查机械工程及自动化简明设计手册P393页表7-16通常机床齿轮公差等级得K2=1.3；K3齿向载荷分布系数，查表7-17P393页K3=1；Ks寿命系数，Ks=KTKnKpKq，Ks的极限值KSmax、KSmin查表7-18P393页，当KsKSmax时，取KsKSmax，当KsKSmin时，取KsKSmin；KSmax=0.6，KSmin=0.27；KT工作期限系数，KT=，其中n为齿轮的最低转速，单位为r/min；m为交变载荷下的疲劳曲线指数，C0为基准循环次数，m和C0均查表7-19P

30、394页接触载荷m=3，C0=107；弯曲载荷m=6，C0=2×108；T为额定的齿轮工作期限，由于中型机床取T=15000h；Kn转速变化系数，查表7-20P394页Kn=0.90； Kp功率利用系数，查表7-21P394页由接触载荷Kp=0.58；由弯曲载荷Kp=0.78； Kq材料强化系数，查表7-22P394页由接触载荷Kq=0.64；由弯曲载荷Kq=0.77；所以接触Ks=×0.90×0.58×0.64=1.147KSmax=0.6，所以取Ksu大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，因为是外啮合，所以取“+”；zj、nj被计算齿轮的齿数（小齿轮）和计算转

31、速（单位为r/min）zj=24，nj=900r/minB/m=6-10，B为齿宽，m为模数，B与m的单位为mm；取=10；许用接触、弯曲应力，单位为MPa，查表7-23P395页；=650，=275Y齿形系数，查表7-24P395页。mj=16300×=2.07查机械设计课程设计实例与禁忌P45页表4-17，取mj=2。所以m1=22）第二变速组：相同模数中承受载荷最大齿数最小的齿轮为z7。按接触疲劳强度计算齿轮模数mj，u=62/22,K1=1,K2=1.3,K3=1,Ks=×0.90×0.58×0.64=0.813KSmax=0.6，所以取Ks,P

32、=3.84×0.98×0.99=3.73,取=10,；=650。zj=22，nj=450r/minmj=16300×=2.65查机械设计课程设计实例与禁忌P45页表4-17，取mj=3。按弯曲疲劳强度计算齿轮模数mw，K1=1,K2=1.3,K3=1,Ks=×0.90×0.78×0.77=0.484KSmax=0.8，（KSmin0.484。取Ks =0.484，=10,；=275。zj=22，nj=450r/min。Y=0.408mw=275=275×=1.638查机械设计课程设计实例与禁忌P45页表4-17，取mw=2。

33、所以m2=3。2）第三变速组：相同模数中承受载荷最大齿数最小的齿轮为z11。按接触疲劳强度计算齿轮模数mj，u=19/76,K1=1,K2=1.3,K3=1,Ks=×0.90×0.58×0.64=0.722KSmax=0.6，所以取Ks；P=3.73×0.98×0.99=3.61,取=10,；=650。zj=19，nj=450r/min；mj=16300×=2.81查机械设计课程设计实例与禁忌P45页表4-17，取mj=3。按弯曲疲劳强度计算齿轮模数mw，K1=1,K2=1.3,K3=1,Ks=×0.90×0.78

34、×0.77=0.48KSmax=0.8，（KSmin0.48。取Ks =0.48，=10,；=275。zj=19，nj=425r/min。Y=0.386mw=275=275×=1.73查机械设计课程设计实例与禁忌P45页表4-17，取mw=2。所以比较看m3=3。经验算和初算得结果一致！即第一变速组m1=2，第二变速组m2=3，第三变速组m3=3。z1z2z3z4z5z6z7z8z9z10z11z12z13z14齿数2448304236362262424219766332模数23 3分度圆直径489660847272661861261265722818996齿根高( ha*

35、+*c)m=1.25×2=2.53.75 3.75齿顶高haha*m=12=23 3齿顶圆直径da52100648876767219213213263234195102齿根圆直径df43915579676758.5178.5118.5118.549.5220.5181.588.5中心距 72126142.5齿宽 20 30 304.7齿轮强度校核：计算公式查机械工程及自动化简明设计手册P35页，取V带传动效率=0.96，齿轮传动效率为1=0.98，滚动轴承传动效率为2=0.99（一对）校核第一变速组齿轮校核齿数为24的即可，确定各项参数1 P=×P电=3.84kW,n=90

36、0r/min,2 定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计P194图10-8查得使用系数Kv=1.113 齿宽4 确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称,查机械设计P198图10-13得（5）定齿间载荷分配系数: 由机械设计P193表10-2查得使用系数KA=1.0由机械设计P195表10-3查得=1.2（6）定动载系数: 机械设计P200页查表 10-5 7 计算弯曲疲劳许用应力由机械设计P208图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。图10-18查得,S = 1.3，故合适。校核第二变速组齿轮校核齿数为22的即可，确定各项参数 P=P电12=0.96×4×0.98&#

37、215;0.99=3.73,n=450r/min,确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计P194图10-8查得使用系数确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称,查机械设计P198图10-13得确定齿间载荷分配系数: 由机械设计P195表10-3查得=1.2（6）定动载系数: 机械设计P200页查表 10-5 （8）计算弯曲疲劳许用应力由机械设计P208图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。图10-18查得,S = 1.3，故合适。校核第三变速组齿轮校核齿数为19的即可，确定各项参数（1）P=P电12=0.96×4×0.98×0.99×0.98

38、15;0.99=3.61kW,n=160r/min,确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计P194图10-8查得使用系数确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称,查机械设计P198图10-13得确定齿间载荷分配系数: 由机械设计P195表10-3查得=1.2（6）定动载系数: 机械设计P200页查表 10-58 计算弯曲疲劳许用应力由机械设计P208图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。图10-18查得,S = 1.25，故合适。4.8各轴的强度验算A主轴的验算：由机械设计,齿轮传递扭距和力为主轴转距，齿轮受的切向力齿轮受的径向力轴传递给主轴的功率为P=3.61kW由材料力学84页空心轴抗扭截面系数为,其中经过13-14齿轮传递时受力分析大齿轮计算转速为150r/min,则主轴转距齿轮受的切