C6150普通车床溜板箱设计说明书.docx

C6150溜板箱 设计说明书
C6150普通车床溜板箱设计说明书

学 院：机械工程学院
专业班级：机械1302班
学 号：1040513214
学 生 姓 名：郭志洋
指 导 教 师：纪小刚

2017 年 1 月
第一章 引言
普通车床是车床中应用最广泛的一种，约占车床类总数的65%，因其主轴以水平方式放置故称为卧式车床。
CA6150型普通车床的主要组成部件有：主轴箱、进给箱、溜板箱、刀架、尾架、光杠、丝杠和床身。
溜板箱：是车床进给运动的操纵箱，内装有将光杠和丝杠的旋转运动变成刀架直线运动的机构，通过光杠传动实现刀架的纵向进给运动、横向进给运动和快速移动，通过丝杠带动刀架作纵向直线运动，以便车削螺纹。

第二章 主要技术参数
工件最大回转直径：
在床面上…………………………………………………………………………400毫米
在床鞍上…………………………………………………………………………210毫米
工件最大长度（四种规格）………………………………… 750、1000、1500、2000毫米
主轴孔径……………………………………………………………………………… 48毫米
主轴前端孔锥度 …………………………………………………………………… 400毫米
主轴转速范围：
正传（24级）……………………………………………………………10～1400转/分
反传（12级）……………………………………………………………14～1580转/分
加工螺纹范围：
公制（44种）……………………………………………………………… 1～192毫米
英制（20种）…………………………………………………………… 2～24牙/英寸
模数（39种）…………………………………………………………… 0.25～48毫米
径节（37种）…………………………………………………………………1～96径节
进给量范围：
细化 0.028~0.054毫米/转
纵向（64种）………………………………………… 正常0.08~1.59 毫米
加大1.71~6.33 毫米/转
细化 0.014~0.027毫米/转
横向（64种）………………………………………… 正常 0.04~0.79 毫米/转
加大 0.86~3.16 毫米/转
刀架快速移动速度：
纵向…………………………………………………………………………… 4米/分
横向…………………………………………………………………………… 4米/分
主电机：
功率…………………………………………………………………………… 7.5千瓦
转速………………………………………………………………………… 1450转/分
快速电机：
功率………………………………………………………………………………370瓦
转速………………………………………………………………………… 2600转/分
冷却泵：
功率……………………………………………………………………………… 90瓦
流量…………………………………………………………………………… 25升/分
工件最大长度为1000毫米的机床：
外形尺寸（长×宽×高）……………………………………2668×1000×1190毫米
重量约……………………………………………………………………… 2000公斤

第三章 系统图的拟定
3.1 确定极限转速
已知主轴最低转速nmin为10mm/s,最高转速nmax为1400mm/s，转速调整范围为 Rn=nmax/nmin=14
3.2 确定公比
选定主轴转速数列的公比为φ＝1.12
3.3 求出主轴转速级数Z
Z=lgRn/lgφ+1= lg14/lg1.12+1=24
3.4 确定结构网或结构式
24=2×3×2×2
3.5 绘制转速图
（1）选定电动机
一般金属切削机床的驱动，如无特殊性能要求，多采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。Y系列电动机高效、节能、起动转矩大、噪声低、振动小、运行安全可靠。根据机床所需功率选择Y160M-4，其同步转速为1500r/min。
（2）分配总降速传动比
总降速传动比为uII=nmin/nd=10/1500≈6.67×10－3,nmin为主轴最低转速，考虑是否需要增加定比传动副，以使转速数列符合标准或有利于减少齿轮和及径向与轴向尺寸，并分担总降速传动比。然后，将总降速传动比按“先缓后急”的递减原则分配给串联的各变速组中的最小传动比。
（3）确定传动轴的轴数
传动轴数＝变速组数+定比传动副数+1=6
（4）绘制转速图
先按传动轴数及主轴转速级数格距lgφ画出网格，用以绘制转速图。在转速图上，先分配从电动机转速到主轴最低转速的总降速比，在串联的双轴传动间画上u(k→k+1)min.再按结构式的级比分配规律画上各变速组的传动比射线，从而确定了各传动副的传动比。
C6150 溜板箱 转速图

第四章 主要设计零件的计算和验算
4.1多片式摩擦离合器的计算
4.1.1设计多片式摩擦离合器时，首先根据机床结构确定离合器的尺寸如为轴装式时，外摩擦片的内径d应比花键轴大2～6mm，内摩擦片的外径D的确定，直接影响离合器的径向和轴向尺寸，甚至影响溜板箱内部结构布局，故应合理选择。
摩擦片对数可按下式计算
Z≥2MnK/fb[p]
式中 Mn——摩擦离合器所传递的扭矩（N·mm）；
Mn＝955×η/＝955××11×0.98/800＝1.28×（N·mm）;
Nd——电动机的额定功率（kW）；
——安装离合器的传动轴的计算转速（r/min）；
η——从电动机到离合器轴的传动效率；
K——安全系数，一般取1.3～1.5；
f——摩擦片间的摩擦系数，由于磨擦片为淬火钢，查《机床设计指导》表2-15，取f=0.08；
——摩擦片的平均直径（mm）;
=（D+d）/2＝67mm;
b——内外摩擦片的接触宽度（mm）；
b=（D-d）/2=23mm；
——摩擦片的许用压强（N/）；
＝＝1.1×1.00×1.00×0.76＝0.836
——基本许用压强（MPa），查《机床设计指导》表2-15，取1.1；
——速度修正系数
＝n/6×=2.5（m/s）
根据平均圆周速度查《机床设计指导》表2-16，取1.00；
——接合次数修正系数，查《机床设计指导》表2-17，取1.00；
——摩擦结合面数修正系数，查《机床设计指导》表2-18，取0.76。
所以 Z≥2MnK/fb[p]＝2×1.28××1.4/（3.14×0.08××23×0.836＝11 卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗确定，一般取
＝0.4＝0.4×11＝4.4
最后确定摩擦离合器的轴向压紧力Q，可按下式计算：
Q=b(N)＝1.1×3.14××23×1.00＝3.57×
式中各符号意义同前述。
摩擦片的厚度一般取1、1.5、1.75、2（mm），内外层分离时的最大间隙为0.2～0.4（mm）,摩擦片的材料应具有较高的耐磨性、摩擦系数大、耐高温、抗胶合性好等特点，常用10或15钢，表面渗碳0.3～0.5（mm）,淬火硬度达HRC52～62。

4.1.2齿轮的验算
验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。
接触应力的验算公式为
（MPa）≤[]（3-1）
弯曲应力的验算公式为
（3-2）
式中 N-齿轮传递功率（KW），N=；

T-齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮取=15000~20000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=/P，P为变速组的传动副数；
-齿轮的最低转速（r/min）;
-基准循环次数；查表3-1（以下均参见《机床设计指导》）
m—疲劳曲线指数，查表3-1；
—速度转化系数，查表3-2；
—功率利用系数，查表3-3；
—材料强化系数，查表3-4；
—的极限值，见表3-5，当≥时，则取=；当＜时，取=；
—工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.2~1.6；
—动载荷系数，查表3-6；
—齿向载荷分布系数，查表3-9；
Y—标准齿轮齿形系数，查表3-8；
[]—许用接触应力（MPa）,查表3-9；
[]—许用弯曲应力（MPa），查表3-9。
如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。
I轴上的齿轮采用整淬的方式进行热处理
传至I轴时的最大转速为：

N==5.625kw

在离合器两齿轮中齿数最少的齿轮为50×2.25，且齿宽为B=12mm
u=1.05
=≤[]=1250MP
符合强度要求。
验算56×2.25的齿轮：
=≤[]=1250MP
符合强度要求

4.1.3传动轴的验算
对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。
轴的抗弯断面惯性矩（）
花键轴 =
式中 d—花键轴的小径（mm）；
i—花轴的大径（mm）；
b、N—花键轴键宽，键数；
传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：
=
式中 N—该轴传递的最大功率（kw）;
—该轴的计算转速（r/min）。
传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力
式中 D—齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。
齿轮的径向力：

式中 α—为齿轮的啮合角，α＝20º；
ρ—齿面摩擦角，；
β—齿轮的螺旋角；β＝0
故N

4.1.4花键轴键侧挤压应力的验算
花键键侧工作表面的挤压应力为：

式中 —花键传递的最大转矩（）；
D、d—花键轴的大径和小径（mm）；
L—花键工作长度；
N—花键键数；
K—载荷分布不均匀系数，K=0.7～0.8；

故此花键轴校核合格

4.1.5轴承疲劳强度校核
机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为：

C—滚动轴承的额定负载（N）,根据《轴承手册》或《机床设计手册》查取，单位用（kgf）应换算成（N）；
—速度系数， 为滚动轴承的计算转速（r/mm） —寿命系数，
—寿命系数，对球轴承=3，对滚子轴承=；
工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、磨床等多数机床），；
—功率利用系数，查表3—3；
—速度转化系数，查表3—2；
—齿轮轮换工作系数，查《机床设计手册》；
P—当量动载荷，按《机床设计手册》。

故轴承校核合格

4.2 传动轴的验算
对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。
轴的抗弯断面惯性矩（）
花键轴 =
式中 d—花键轴的小径（mm）；
i—花轴的大径（mm）；
b、N—花键轴键宽，键数；
传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：
=
式中 N—该轴传递的最大功率（kw）;
—该轴的计算转速（r/min）。
传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力：
式中 D—齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。
齿轮的径向力：

式中 α—为齿轮的啮合角；
ρ—齿面摩擦角；
β—齿轮的螺旋角；
=27.86mm
符合校验条件
花键轴键侧挤压应力的验算
花键键侧工作表面的挤压应力为：

式中 —花键传递的最大转矩（）；
D、d—花键轴的大径和小径（mm）；
L—花键工作长度；
N—花键键数；
K—载荷分布不均匀系数，K=0.7～0.8；

故此花键轴校核合格
4.3轴组件的刚度验算
两支撑主轴组件的合理跨距
主轴组件的跨距对其刚度的影响很大，在绘制主轴组件的结构草图后，可以对合理跨距L。进行计算，以便修改草图，当跨距远大于L。时，应考虑采用三支撑结构。
《机床设计》的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部C点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加，其极值方程为：

式中 L。—合理跨距；
C —主轴悬伸梁；
﹑—后﹑前支撑轴承刚度
该一元三次方程求解可得为一实根：

机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为：

C—滚动轴承的额定负载（N）,根据《轴承手册》或《机床设计手册》查取，单位用（kgf）应换算成（N）；
—速度系数， 为滚动轴承的计算转速（r/mm） —寿命系数，
—寿命系数，对球轴承=3，对滚子轴承=；
工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、磨床等多数机床），；
—功率利用系数，查表3—3；
—速度转化系数，查表3—2；
—齿轮轮换工作系数，查《机床设计手册》；
P—当量动载荷，按《机床设计手册》。

故轴承校核合格

4.4 传动系统的Ⅲ轴及轴上零件设计
4.4.1齿轮的验算
验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。
对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。
接触应力的验算公式为
（MPa）≤[]（3-1）
弯曲应力的验算公式为
（3-2）
式中 N-齿轮传递功率（KW），N=；
-电动机额定功率（KW）；
-从电动机到所计算的齿轮的机械效率；
-齿轮计算转速（r/min）;
m-初算的齿轮模数（mm）;
B-齿宽（mm）
Z-小齿轮齿数；
u-大齿轮与小齿轮齿数之比，u≥1，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合；
-寿命系数：

-工作期限系数：

T-齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮取=15000~20000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=/P，P为变速组的传动副数；
-齿轮的最低转速（r/min）;
-基准循环次数；查表3-1（以下均参见《机床设计指导》）
m—疲劳曲线指数，查表3-1；
—速度转化系数，查表3-2；
—功率利用系数，查表3-3；
—材料强化系数，查表3-4；
—的极限值，见表3-5，当≥时，则取=；当＜时，取=；
—工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.2~1.6；
—动载荷系数，查表3-6；
—齿向载荷分布系数，查表3-9；
Y—标准齿轮齿形系数，查表3-8；
[]—许用接触应力（MPa）,查表3-9；
[]—许用弯曲应力（MPa），查表3-9。
如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。
三轴上的三联滑移齿轮采用整淬的方式进行热处理
传至三轴时的最大转速为：

N==5.42kw

在三联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为41×2.25，且齿宽为B=12mm
u=1.05
=≤[]=1250MP
故三联滑移齿轮符合标准
验算50×2.5的齿轮：
50×2.5齿轮采用整淬

N==5.1kw B=15mm u=1
=≤[]=1250MP
故此齿轮合格
验算63×3的齿轮：
63×3齿轮采用整淬

N==5.1kw B=10mm u=4
=≤[]=1250MP
故此齿轮合格
验算44×2齿轮：
44×2齿轮采用整淬

N==5.1kw B=10mm u=1
=≤[]=1250MP
故此齿轮合格

4.4.2 传动轴的验算
对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。
轴的抗弯断面惯性矩（）
花键轴 =
式中 d—花键轴的小径（mm）；
i—花轴的大径（mm）；
b、N—花键轴键宽，键数；
传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：
=
式中 N—该轴传递的最大功率（kw）;
—该轴的计算转速（r/min）。
传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力：
式中 D—齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。
齿轮的径向力：

式中 α—为齿轮的啮合角；
ρ—齿面摩擦角；
β—齿轮的螺旋角；
=27.86mm
符合校验条件
花键轴键侧挤压应力的验算
花键键侧工作表面的挤压应力为：

式中 —花键传递的最大转矩（）；
D、d—花键轴的大径和小径（mm）；
L—花键工作长度；
N—花键键数；
K—载荷分布不均匀系数，K=0.7～0.8；

故此三轴花键轴校核合格

4.4.3 轴组件的刚度验算
两支撑主轴组件的合理跨距
主轴组件的跨距对其刚度的影响很大，在绘制主轴组件的结构草图后，可以对合理跨距L。进行计算，以便修改草图，当跨距远大于L。时，应考虑采用三支撑结构。
《机床设计》的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部C点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加，其极值方程为：

式中 L。—合理跨距；
C —主轴悬伸梁；
﹑—后﹑前支撑轴承刚度
该一元三次方程求解可得为一实根：

机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为：

C—滚动轴承的额定负载（N）,根据《轴承手册》或《机床设计手册》查取，单位用（kgf）应换算成（N）；
—速度系数， 为滚动轴承的计算转速（r/mm） —寿命系数，
—寿命系数，对球轴承=3，对滚子轴承=；
工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、磨床等多数机床），；
—功率利用系数，查表3—3；
—速度转化系数，查表3—2；
—齿轮轮换工作系数，查《机床设计手册》；
P—当量动载荷，按《机床设计手册》。

故轴承校核合格

4.5传动系统的Ⅳ轴及轴上零件设计
4.5.1齿轮的验算
验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。
对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。
接触应力的验算公式为
（MPa）≤[]（3-1）
弯曲应力的验算公式为
（3-2）
式中 N-齿轮传递功率（KW），N=；
-电动机额定功率（KW）；
-从电动机到所计算的齿轮的机械效率；
-齿轮计算转速（r/min）;
m-初算的齿轮模数（mm）;
B-齿宽（mm）
Z-小齿轮齿数；
u-大齿轮与小齿轮齿数之比，u≥1，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合；
-寿命系数：

-工作期限系数：

T-齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮取=15000~20000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=/P，P为变速组的传动副数；
-齿轮的最低转速（r/min）;
-基准循环次数；查表3-1（以下均参见《机床设计指导》）
m—疲劳曲线指数，查表3-1；
—速度转化系数，查表3-2；
—功率利用系数，查表3-3；
—材料强化系数，查表3-4；
—的极限值，见表3-5，当≥时，则取=；当＜时，取=；
—工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.2~1.6；
—动载荷系数，查表3-6
—齿向载荷分布系数，查表3-9；
Y—标准齿轮齿形系数，查表3-8；
[]—许用接触应力（MPa）,查表3-9；
[]—许用弯曲应力（MPa），查表3-9。
如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。
Ⅸ轴上的直齿齿轮采用整淬的方式进行热处理
传至Ⅸ轴时的最大转速为：

N==5.42kw

齿轮的模数与齿数为33×2，且齿宽为B=20mm
u=1.05
=≤[]=1250MP
故齿轮符合标准
验算58×2的齿轮：
58×2齿轮采用整淬

N==5.1kw B=20mm u=1
=≤[]=1250MP
故此齿轮合格
4.5.2传动轴的验算
对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。
轴的抗弯断面惯性矩（）
花键轴 =
式中 d—花键轴的小径（mm）；
D—花轴的大径（mm）；
b、N—花键轴键宽，键数；
传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：
=
式中 N—该轴传递的最大功率（kw）;
—该轴的计算转速（r/min）。
传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力：
式中 D—齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。
齿轮的径向力：

式中 α—为齿轮的啮合角；
ρ—齿面摩擦角；
β—齿轮的螺旋角；

=22.32mm
符合校验条件
4.5.3花键轴键侧挤压应力的验算
花键键侧工作表面的挤压应力为：

式中 —花键传递的最大转矩（）；
D、d—花键轴的大径和小径（mm）；
L—花键工作长度；
N—花键键数；
K—载荷分布不均匀系数，K=0.7～0.8；

故此花键轴校核合格
4.5.4轴组件的刚度验算
两支撑主轴组件的合理跨距
主轴组件的跨距对其刚度的影响很大，在绘制主轴组件的结构草图后，可以对合理跨距L。进行计算，以便修改草图，当跨距远大于L。时，应考虑采用三支撑结构。
《机床设计》的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部C点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加，其极值方程为：

式中 L。—合理跨距；
C —主轴悬伸梁；
﹑—后﹑前支撑轴承刚度
该一元三次方程求解可得为一实根：

机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为：

C—滚动轴承的额定负载（N）,根据《轴承手册》或《机床设计手册》查取，单位用（kgf）应换算成（N）；
—速度系数， 为滚动轴承的计算转速（r/mm） —寿命系数，
—寿命系数，对球轴承=3，对滚子轴承=；
工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、磨床等多数机床），；
—功率利用系数，查表3—3；
—速度转化系数，查表3—2；
—齿轮轮换工作系数，查《机床设计手册》；
P—当量动载荷，按《机床设计手册》。

故轴承校核合格

4.6. 传动系统的Ⅴ轴及轴上零件设计
4.6.1齿轮的验算
验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。
对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。
接触应力的验算公式为
（MPa）≤[]（3-1）
弯曲应力的验算公式为
（3-2）
式中 N-齿轮传递功率（KW），N=；
-电动机额定功率（KW）；
-从电动机到所计算的齿轮的机械效率；
-齿轮计算转速（r/min）;
m-初算的齿轮模数（mm）;
B-齿宽（mm）
Z-小齿轮齿数；
u-大齿轮与小齿轮齿数之比，u≥1，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合；
-寿命系数：

-工作期限系数：

T-齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮取=15000~20000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=/P，P为变速组的传动副数；
-齿轮的最低转速（r/min）;
-基准循环次数；查表3-1（以下均参见《机床设计指导》）
m—疲劳曲线指数，查表3-1；
—速度转化系数，查表3-2；
—功率利用系数，查表3-3；
—材料强化系数，查表3-4；
—的极限值，见表3-5，当≥时，则取=；当＜时，取=；
—工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.2~1.6；
—动载荷系数，查表3-6；
—齿向载荷分布系数，查表3-9；
Y—标准齿轮齿形系数，查表3-8；
[]—许用接触应力（MPa查表3-9；
[]—许用弯曲应力（MPa），查表3-9。
如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。
轴上的斜齿轮采用调质处理的方式进行热处理
传至五轴时的最大转速为：

N==5.42kw

斜齿轮为26×4，且齿宽为B=35mm
u=1.05
=≤[]=1560MP
故斜齿轮符合标准
验算80×2.5的齿轮：
80×2.5齿轮采用调质热处理

N==211.39kw B=26mm u=1
=≤[]=1250MP
故此齿轮合格
验算50×2.5的齿轮：
50×2.5齿轮采用调质热处理

N==5.1kw B=10mm u=4
=≤[]=1250MP
故此齿轮合格

4.6.2传动轴的验算
对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。
轴的抗弯断面惯性矩（）
花键轴 ： =
式中 d—花键轴的小径（mm）；
i—花轴的大径（mm）；
b、N—花键轴键宽，键数；
传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：
=
式中 N—该轴传递的最大功率（kw）;
—该轴的计算转速（r/min）。
传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力：
式中 D—齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。
齿轮的径向力：

式中 α—为齿轮的啮合角；
ρ—齿面摩擦角；
β—齿轮的螺旋角；
=31.43mm
符合校验条件
花键轴键侧挤压应力的验算
花键键侧工作表面的挤压应力为：

式中 —花键传递的最大转矩（）；
D、d—花键轴的大径和小径（mm）；
L—花键工作长度；
N—花键键数；
K—载荷分布不均匀系数，K=0.7～0.8；

故此五轴花键轴校核合格

4.6.3轴组件的刚度验算
两支撑主轴组件的合理跨距
主轴组件的跨距对其刚度的影响很大，在绘制主轴组件的结构草图后，可以对合理跨距L。进行计算，以便修改草图，当跨距远大于L。时，应考虑采用三支撑结构。
《机床设计》的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部C点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加，其极值方程为：

式中 L。—合理跨距；
C —主轴悬伸梁；
﹑—后﹑前支撑轴承刚度
该一元三次方程求解可得为一实根：

机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为：

C—滚动轴承的额定负载（N）,根据《轴承手册》或《机床设计手册》查取，单位用（kgf）应换算成（N）；
—速度系数， 为滚动轴承的计算转速（r/mm） —寿命系数，
—寿命系数，对球轴承=3，对滚子轴承=；
工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、磨床等多数机床），；
—功率利用系数，查表3—3；
—速度转化系数，查表3—2；
—齿轮轮换工作系数，查《机床设计手册》；
P—当量动载荷，按《机床设计手册》。

故轴承校核合格

第五章 齿轮和滚动轴承润滑与密封方式的选择
减速器的润滑
1 齿轮的润滑：根据齿轮的圆周速度6.28 ms选择10mm润滑,润滑油粘度为 59 。

2 轴承的润滑：滚动轴承根据轴径选择脂润滑，润滑脂的装填量，润滑脂的类型为钙基2 号，钠基2号 。
3 减速器的密封：
3.1 轴伸出处密封：轴伸出处密封的作用是使滚动轴承与箱外隔绝防止润滑油（脂）漏出和箱外杂质，水基灰尘等侵入轴承室避免轴承急剧磨损和腐蚀，采用垫圈密封方式；
3.2 轴承室内侧密封：采用挡油环密封方式，其作用是防止过多的油，杂质以及啮合处的热油冲入轴承室；
3.3箱盖与箱座接合面的密封：采用密封条密封方法。

附参考资料编目
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2.付铁主编《计算机辅助机械设计实训教程》．北京理工大学出版社．
3.方世杰主编《机械优化设计》．机械工业出版社．2003年3月
4.曹桄 高学满主编 《金属切削机床挂图》．上海交通大学出版社．1984年8月
5.吴宗泽 罗圣国主编 《机械设计课程设计手册》．高等教育出版社．1982年12月
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9.李华，李焕峰副主编 《 机械制造技术 》 机械工业出版社出版
10叶伟昌 ，林岗副主编 《机械工程及自动化简明设计手册》 机械工业出版社出版
11.卜炎主编 《机械传动装置设计手册》 机械出版社出版
12.徐锦康主编 《机械设计》 高等教育出版社出版
13.大连理工大学画教研室编 《机械制图》 高等教育出版社出版
14.隋明明主编 史艺农审 《机械设计基础》 机械工业出版社出版

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