機床課程設計說明書.doc

第一部分 傳動設計1.1電機的選擇（1）床身上最大回轉直徑：400mm（2）主電機功率：5.5KW（3）主軸最高轉速：1500r/min參考機床主軸變速箱設計指導（以下簡稱設計指導）P16選擇Y132S-4型三相異步電動機。1.2運動參數(shù)變速范圍 Rn=1500/33.5=44.78對于中型車床，1.26或1.41 此處取1.41 得轉速級數(shù)Z=12。查設計指導P6標準數(shù)列表得轉速系列為：33.5、47.5、67、95、132、190、265、375、530、750、1060、1500。1.3確定結構式和擬定結構網 1.3.1 確定變速組傳動副數(shù)目實現(xiàn)12級主軸轉速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副組合：1、1234 12432、12322 12232 12223 在上列兩行方案中，第一行方案可以節(jié)省傳動軸，缺點是有一個傳動組內有四個傳動副。如用一個四聯(lián)滑移齒輪，則會增加軸向尺寸；如果用兩個雙聯(lián)滑移齒輪，操縱機構必須互鎖以防止兩個雙聯(lián)滑移齒輪同時嚙合，所以在機床設計中應該少用。根據(jù)傳動副數(shù)目分配應“前多后少”的原則，但在選擇傳動組安排方式時，要考慮到機床主軸變速箱的具體機構、裝配和性能。在軸如果安置換向摩擦離合器時，為減小軸向尺寸，第一傳動組的傳動副數(shù)不能太多，以2為宜。故一般應選用方案12232。1.3.2擬定結構式12=232的傳動副組合，其傳動組的擴大順序又可以有以下6種形式： A、12=213226 B、12=213422 C、12 =233126 D、12=263123 E、12=223421 F、12=263221根據(jù)級比指數(shù)要“前疏后密”的原則，不宜選用方案D、F，可選用順序擴大方案A。然而，對于所設計的機構，將會出現(xiàn)兩個問題： 第一變速組采用降速傳動（圖a）時，由于摩擦離合器徑向結構尺寸限制，在結構上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑，使得軸上的齒輪直徑不能太小，軸上的齒輪則會成倍增大。這樣，不僅使-軸間中心距加大，而且-軸間的中心距也會加大，從而使整個傳動系統(tǒng)結構尺寸增大。這種傳動不宜采用。 如果第一變速組采用升速傳動（圖b），則軸至主軸間的降速傳動只能由后兩個變速組承擔。為了避免出現(xiàn)降速比小于允許的極限值，常常需要增加一個定比降速傳動組，使系統(tǒng)結構復雜。這種傳動也不是理想的。由于軸裝有摩擦離合器，在結構上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器直徑，因而采用方案C、12 =233126（圖c） 則可解決軸裝配工藝的結構的問題。1.3.3描繪結構網 其結構網如下圖所示：圖1-11.4 擬定轉速圖1.4.1驗算傳動組變速范圍第二擴大組的變速范圍R28，符合設計原則要求，方案可用。由第二擴大組的變速范圍R28可知第二擴大組兩個傳動副的傳動必然是傳動比的極限值。所以轉速圖擬定如下：圖1-21.5確定齒輪齒數(shù)查金屬切削機床表81各種傳動比的適用齒數(shù)求出各傳動組齒輪齒數(shù)如下表：變速組第一變速組a第二變速組b第三變速組c齒數(shù)和727290齒輪Z1齒數(shù)2448423019532448304260301872傳動過程中，會采用三聯(lián)滑移齒輪，為避免齒輪滑移中的干涉，三聯(lián)滑移齒輪中最大和次大齒輪之間的齒數(shù)差應大于4。所選齒輪的齒數(shù)符合設計要求。1.6確定帶輪直徑1.6.1確定計算功率Pca 由機械設計表87查得工作情況系數(shù)=1.1故Pca P1.15.56.05KW1.6.2選擇V帶類型 據(jù)Pca、的值由機械設計圖810選擇A型帶。1.6.3確定帶輪直徑并驗算帶速V由機械設計表86、表88，取基準直徑133mm。驗算帶速V V /(601000)1331440/(601000)9.95m/s因為5m/sV30m/s,所以帶輪合適。定大帶輪直徑 i（1）（1440/750）133（10.02）250.25mm 帶的滑動系數(shù)，一般取0.02據(jù)機械設計表88，取基準直徑250mm。1.7驗算主軸轉速誤差 主軸各級實際轉速值用下式計算： n = nE(1-)u1u2u3 式中 u1 u2 u3 分別為第一、第二、第三變速組齒輪傳動比； nE 為電機的滿載轉速 ；取0.02。 轉速誤差用主軸實際轉速與標準轉速相對誤差的絕對值表示： n = | |100%5%其中主軸理想轉速把數(shù)據(jù)依次代入公式得出下表主軸轉速n1n2n3n4n5n6理想轉速33.547.56795132190實際轉速33.5164766.794.5132.3187.7轉速誤差%0.481.050.450.530.231.2主軸轉速n7n8n9n10n11n12理想轉速26537553075010601500實際轉速268.1375.4532.4750.81058.71501.1轉速誤差%1.170.120.450.110.120.7轉速誤差滿足要求，數(shù)據(jù)可用。 1.8繪制傳動系統(tǒng)圖圖1-3傳動系統(tǒng)圖第二部分 估算主要傳動件并確定其結構尺寸2.1 V帶的選擇及計算2.1.1 初定中心距由前面部分V帶輪直徑的選擇結合公式有（0.62）（） （0.62）（133250） 229.8766 mm取700 mm2.1.2 確定V帶計算長度L及內周長227002006.5 mm據(jù)設計指導P30表計算長度取L2025 mm，內周長2000 mm。2.1.3 驗算V帶的撓曲次數(shù)u40次/s式中m帶輪個數(shù)；把數(shù)據(jù)代入上式得u8.2340次/s，數(shù)據(jù)可用。2.1.4確定中心距a a700709.25mm 取a710 mm2.1.5驗算小帶輪包角 滿足要求。2.1.6計算單根V帶的額定功率 由133mm和1440r/min,查機械設計表84a得=1.6KW；據(jù)1440r/min和i1.92和A型帶，查機械設計表84b得=0.17KW；查機械設計表85得0.98；查機械設計表82得機械設計表85得1.06；有 （） （1.60.17）0.981.06 1.842.1.7計算V帶的根數(shù) Z/=6.05/1.843.3 取Z4根2.2 確定傳動件計算轉速2.2.1主軸計算轉速主軸計算轉速是第一個三分之一轉速范圍內的最高一級轉速，即nj = nmin=93.8r/min 即n4=95r/min;由此可從轉速圖上推知各軸的計算轉速列表如下軸計算轉速nj750375132952.2.2各齒輪計算轉速齒輪Z1齒數(shù)2448423019532448304260301872nj7503757501060375132375190375265132265375952.3 初估軸直徑2.3.1確定主軸支承軸頸直徑據(jù)電機的功率參考機械制造工藝金屬切削機床設計指南（以下簡稱設計指南）表2.32，取主軸前軸頸直徑D1 = 80mm，后軸頸直徑D2 = （0.70.85）D1，取D2 = 60 mm。2.3.2初估傳動軸直徑按扭轉剛度初步計算傳動軸直徑 d = 式中d 傳動軸危險截面處直徑； N 該軸傳遞功率（KW）； N=；從電機到該傳動軸間傳動件的傳動效率（不計軸承上的效率），對估算傳動軸直徑影響不大可忽略； 該軸計算轉速（r/min）； 該軸每米長度允許扭轉角這些軸都是一般傳動軸，據(jù)設計指導P32取=1deg/m。 根據(jù)傳動系統(tǒng)圖上的傳動件布置情況初步估計各軸長度如下表軸長度725500800945對軸d 29.8mm對軸d 36mm對軸d 44.3mm考慮到軸是花鍵軸所以軸直徑作為花鍵軸小徑,據(jù)設計指南附表2.31取d132mm，花鍵規(guī)格NdDB(鍵數(shù)小徑大徑鍵寬)832366；d242mm，花鍵規(guī)格NdDB(鍵數(shù)小徑大徑鍵寬)842468；d346mm，花鍵規(guī)格NdDB(鍵數(shù)小徑大徑鍵寬)846509。綜上對傳動軸直徑估算結果如下軸直徑324246花鍵8323668424688465092.4估算傳動齒輪模數(shù)參考設計指導P36中齒輪模數(shù)的初步計算公式初定齒輪的模數(shù) 按齒輪彎曲疲勞的估算 mw 32 mm 按齒面點蝕的估算A 370 mm mj = 式中 N 該軸傳遞功率（KW）； N=；從電機到該傳動軸間傳動件的傳動效率（不計軸承上的效率）； 大齒輪的計算轉速（r/min）；Z 所算齒輪的齒數(shù)；A齒輪中心距。同一變速組中的齒輪取同一模數(shù)，按工作負荷最重（通常是齒數(shù)最?。┑凝X輪進行計算，然后取標準模數(shù)值作為該變速組齒輪的模數(shù)。據(jù)設計指導P32取每兩傳動軸間傳動件的傳動效率0.96傳動組a中 按齒輪彎曲疲勞的估算 mw 32 mm = 32 2.13mm 按齒面點蝕的估算A 370 mm37089.3mm mj mm 2.48mm取標準模數(shù)m3mm傳動組b中 按齒輪彎曲疲勞的估算 mw 32 mm = 32 3.01 mm 按齒面點蝕的估算A 370 mm370125.3mm mj mm 3.48mm取標準模數(shù)m4mm傳動組c中 按齒輪彎曲疲勞的估算 mw 32 mm = 32 2.9 mm 按齒面點蝕的估算A 370 mm370138.8mm mj mm 3.1mm取標準模數(shù)m4mm綜合考慮中心距及各個齒輪的可靠性取各齒輪模數(shù)均為m=4mm2.5片式摩擦離合器的選擇及計算 2.5.1決定外摩擦片的內徑 結構為軸裝式，則外摩擦片的內徑比安裝軸的軸徑D大26 mm有 D+(26)36+(26) 3842mm 取42mm2.5.2選擇摩擦片尺寸 參考設計指導P41表摩擦片尺寸及花鍵規(guī)格自行設計摩擦片的尺寸如圖所示圖2-12.5.3計算摩擦面對數(shù)ZZ式中Mn額定動扭矩；Mn9550955067.232Nm K1.31.5；取 K1.3； f摩擦片間的摩擦系數(shù)；查設計指導表12 f0.08（摩擦片材料10鋼，油潤）P摩擦片基本許用比壓；查設計指導表12 P0.8MPa（摩擦片材料10鋼，油潤）；D摩擦片內片外徑 mm；外摩擦片的內徑mm； 速度修正系數(shù)；根據(jù)平均圓周速度（1.62m/s）查設計指導表13近似取為1.2；結合次數(shù)修正系數(shù)；查設計指導表13取為0.84；接合面修正系數(shù)；把數(shù)據(jù)代入公式得0.78 查設計指導表13取Z102.5.4計算摩擦片片數(shù)摩擦片總片數(shù)（Z1）11片2.5.5計算軸向壓力Q QpKv0.81.2478N第三部分 結構設計3.1帶輪軸軸端結構的設計根據(jù)V帶計算，選用4根A型V帶。由于軸安裝摩擦離合器及傳動齒輪，為了改善它們的工作條件，保證加工精度，采用卸載式帶輪結構輸入。帶輪支承在軸承外圓上，而兩軸承裝在與箱體固定的法蘭盤上，扭矩從端頭花鍵傳入，而整個裝置需用油脂潤滑。結構設計如圖所示圖3-13.2主軸換向機構的設計主軸換向頻率較高，故采用雙向片式摩擦離合器。這種離合器由內摩擦片、外摩擦片、滑動套筒、螺母、鋼球和空套齒輪等組成。離合器左右兩部門結構是相同的。左離合器傳動主軸正轉，用于切削加工。需要傳遞的轉矩較大，片數(shù)較多。右離合器用來傳動主軸反轉，主要用于退回，片數(shù)較少。這種離合器的工作原理是，內摩擦片的花鍵孔裝在軸的花鍵上，隨軸旋轉。外摩擦片的孔為圓孔，直徑略大于花鍵外徑。外圓上有4個凸起，嵌在空套齒輪的缺口之中。內外摩擦片相間安裝。移動套筒時，鋼球沿斜面向中心移動并使滑塊、螺母向左移動，將內片與外片相互壓緊。軸的轉矩便通過摩擦片間的摩擦力矩傳遞給齒輪，使主軸正傳。同理，當滑塊、螺母向右時，使主軸反轉。處于中間位置時，左、右離合器都脫開，軸以后的各軸停轉。摩擦片的間隙可通過放松銷和螺母來進行調整。摩擦片的軸向定位是由兩個帶花鍵孔的圓盤實現(xiàn)。其中一個圓盤裝在花鍵上，另一個裝在花鍵軸的一個環(huán)形溝槽里，并轉過一個花鍵齒，和軸上的花鍵對正，然后用螺釘把錯開的兩個圓盤連接起來。結構如下圖所示圖3-23.3制動機構的設計根據(jù)制動器的設計原理，將其安裝在靠近主軸的較高轉速的軸，在離合器脫開時制動主軸，以縮短輔助時間。此次設計采用帶式制動器。該制動器制動盤是一個鋼制圓盤，與軸用花鍵聯(lián)接，周邊圍著制動帶。制動帶是一條剛帶，內側有一層酚醛石棉以增加摩擦。制動帶的一端與杠桿連接。另一端與箱體連接。為了操縱方便并保證離合器與制動器的聯(lián)鎖運動，采用一個操縱手柄控制。當離合器脫開時，齒條處于中間位置，將制動帶拉緊。齒條軸凸起的左、右邊都是凹槽。左、右離合器中任一個結合時，杠桿都按順時針方向擺動，使制動帶放松。3.4齒輪塊的設計機床的變速系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速機構。根據(jù)各傳動軸的工作特點，基本組(傳動組b)滑移齒輪采用平鍵聯(lián)接裝配式齒輪，固定齒輪用獨立式；第一擴大組(傳動組a)的滑移齒輪采用了整體式滑移齒輪；第二擴大組(傳動組c)傳動轉矩較大用平鍵聯(lián)接裝配式齒輪，此時平鍵傳遞轉矩，彈性擋圈軸向固定，簡單、工藝性好、結構方便。所有滑移齒輪與傳動軸間均采用花鍵聯(lián)接。從工藝角度考慮，其他固定齒輪（主軸上的齒輪除外）也采用花鍵聯(lián)接。由于主軸直徑較大，為了降低加工成本而采用了單鍵聯(lián)接。由各軸的圓周速度參考設計指導P53,軸間傳動齒輪精度為877Dc，軸間齒輪精度為766 Dc。齒輪材料為45鋼，采用整體淬火處理。根據(jù)前面初估的模數(shù)計算齒輪直徑由于軸基本組的大齒輪會和離合器相干涉（相碰），因而對第一擴大組的齒輪模數(shù)進行調整，調為m=4mm,各齒輪參數(shù)如下表齒輪Z1齒數(shù)24484230195324nj7503757501060375132375分度圓直徑961921681207621296齒頂圓直徑10420017612884220104齒底圓直徑861821581106620286齒輪寬32303032323032齒輪齒數(shù)48304260301872nj19037526513226537595分度圓直徑19212016824012072288齒頂圓直徑20012817624812880296齒底圓直徑18211015823011062278 齒輪寬303230303233303.5軸承的選擇為了方便安裝，軸上傳動件的外徑均小于箱體左側支承孔直徑，均采用深溝球軸承。為了便于裝配和軸承間隙調整，、軸均采用圓錐滾子軸承。滾動軸承均采用E級精度。3.6 主軸組件的設計 3.6.1 各部分尺寸的選擇3.6.1.1 主軸通孔直徑 參考設計指導P5，取主軸通孔直徑d50mm。3.6.1.2 軸頸直徑 據(jù)前面的估算主軸前軸頸直徑D1 = 80mm，后軸頸直徑D2 =60mm。3.6.1.3前錐孔尺寸 據(jù)車床最大回轉直徑400mm，參考設計指導P61表莫氏錐度號選5；其標準莫氏錐度尺寸如下簡圖莫氏號大端直徑D錐度長度544.3991：19.0221303.6.1.4 頭部尺寸的選擇 采用短圓錐式的頭部結構，懸伸短，剛度好。參考設計指導P63的圖及P64表的主軸頭部尺寸如下圖所示圖3-33.6.1.5支承跨距及懸伸長度 為了提高剛度，應盡量縮短主軸的懸伸長度a，適當選擇支承跨距L。取L/a3.24，由頭部尺寸取a100mm則L324mm。3.6.2主軸軸承的選擇為提高剛度，主軸采用三支承，前支承和中支承為主要支承，后支承為輔助支承。這是因為主軸上的傳動齒輪集中在前部；容易滿足主軸的最佳跨距要求；箱體上前、中支承的同軸度加工容易保證，尺寸公差也易控制。前軸承選用一個型號為32316的圓錐滾子軸承，中軸承選一個用型號為30214的圓錐滾子軸承，后軸承選用一個型號為6312深溝球軸承。前軸承D級精度，中軸承E級精度，后軸承E級精度。前軸承內圈配合為k5，外圈配合為M6；中軸承內圈配合為js5，外圈配合為K6；后軸承內圈配合為js6，外圈配合為H7。3.7潤滑系統(tǒng)的設計主軸箱內采用飛濺式潤滑，油面高度為65mm左右，甩油環(huán)浸油深度為10mm左右。潤滑油型號為：IIJ30。卸荷皮帶輪軸承采用脂潤滑方式。潤滑脂型號為：鈣質潤滑脂。3.8密封裝置的設計軸軸頸較小，線速度較低，為了保證密封效果，采用皮碗式接觸密封。而主軸直徑大、線速度較高，則采用了非接觸式密封。卸荷皮帶輪的潤滑采用毛氈式密封，以防止外界雜物進入。詳見展開圖。第四部分 傳動件的驗算4.1傳動軸的驗算 軸的剛度較低，故而在此處進行驗算。其受力簡化如下圖所示圖4-1=9.559.5567323Nmm齒輪受到的徑向力 2tan/267323tan/96606.9 N對于傳動軸主要驗算軸上裝齒輪和軸承處的撓度y和傾角。軸上有一段為花鍵軸，但長度在軸上的比例不大，全軸按圓軸算。軸平均直徑求的d31mm，則截面慣性矩I45333.2按設計指導P34有關公式計算對B點 y/3EI1.28mm 查設計指導P33表對一般傳動軸許用撓度Y（0.00030.0005）（0.00030.0005）4480.14640.244 mm；對裝有齒輪的軸許用撓度Y（0.010.03）m（0.010.03）40.040.12 mm；滿足要求。 3.56rad查設計指導P33表許用0.001rad滿足要求。對A點 7.44rad對C點 9.46rad查設計指導P33表許用0.001rad 滿足要求。綜上，軸的剛度滿足要求。4.2鍵的驗算4.2.1花鍵的驗算花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為 式中：計算擠壓應力；Mp 花鍵傳遞的最大扭矩；Nm m，N該軸傳遞的最大功率，該軸的計算轉速； D、d 花鍵的外徑和內徑；mm z 花鍵的齒數(shù)； 工作長度；mm 載荷分布不均勻系數(shù)，0.70.8；取0.75許用擠壓應力，查機械設計表63，100140Mp，取130 Mp； 對軸花鍵 80038 Nm m對軸裝離合器處花鍵 D36mm d32 mm z8 18 mm 則 21.8 Mp 滿足要求。對軸裝帶輪處花鍵D30mm d26mm z6 40 mm 則 12.7Mp 滿足要求。所以軸花鍵滿足要求。對軸花鍵 155274 Nm m D46mm d42mm z8 76 mm 則 7.7Mp 滿足要求。對軸花鍵 427974 Nm m D50mm d46mm z8 126mm 則 11.8Mp 滿足要求。4.2.2平鍵的驗算普通平鍵的強度條件式中：計算擠壓應力；Mp 傳遞的轉矩；Nm 鍵與輪轂槽的接觸高度，0.5h，此處h為鍵的高度；mm 鍵的工作長度；mm 軸的直徑；mm鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力，查機械設計表62，此處鍵、軸、輪轂三者材料都是鋼100120M Mp，取110 Mp；對軸三聯(lián)齒輪出A型平鍵 155.274 Nm 0.5h0.542 mm 46 mm 53 mm 則31.8 Mp 滿足要求。對軸三聯(lián)齒輪出A型平鍵 427.974 Nm 0.5h0.573.5mm 62mm 63 mm 則62.6 Mp 滿足要求。對軸三聯(lián)齒輪出A型平鍵 1677Nm 0.5h0.5147mm 78mm 75 mm 則81.9Mp 滿足要求。4.3齒輪模數(shù)的驗算按接觸疲勞強度計算齒輪模數(shù)mj mj = 16300mm 式中：N 傳遞的額定功率KW； 計算轉速（小齒輪）；r/min 齒寬系數(shù)； z1 計算齒輪齒數(shù)； i 大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，“+”用于外嚙合，“”用于內嚙合，此處為外嚙合，故取“+”; 壽命系數(shù)： = KTK nKNKq KT 工作期限系數(shù)： KT = T預定的齒輪工作期限，對中型機床 T = 1500020000h； n 齒輪的最低轉速；r/min c0 基準循環(huán)次數(shù)，查設計指導表3； m 疲勞曲線指數(shù)，查設計指導表3； K n 轉速變化系數(shù)，查設計指導表4； KN 功率利用系數(shù)，查設計指導表5； Kq 材料強化系數(shù)，查設計指導表6； Kc 工作狀況系數(shù)，中等沖擊主運動，Kc = 1.21.6； Kd 動載荷系數(shù)，查設計指導表8； Kb 齒向載荷分布系數(shù)，查設計指導表9； 許用接觸應力，查設計指導表11；Mp 齒輪按彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù)mw mw = 275 其中 Y 齒形系數(shù)由設計指導表10查得； 許用彎曲應力，查設計指導表11；Mp 驗算結果如下表按接觸疲勞強度驗算算齒輪模數(shù)參數(shù)傳動組a傳動組b傳動組cN5.285.125.02 7503751327.57.57.5z1241918i22.84m333n750375132T150001500015000KT3.843.05 2.161.440.880.81c0K n0.850.680.89KN0.580.580.58Kq0.760.730.73Kc 1.21.21.2Kd1.31.41.2Kb1.021.041.04110011001100mj2.023.553.29結論估算值可用估算值可用估算值可用齒輪按彎曲疲勞強度驗算齒輪模數(shù)參數(shù)傳動組a傳動組b傳動組cN5.285.125.02 7503751327.57.57.5z1241918m666n750375132T150001500015000KT2.562.281.920.90.90.9c0K n0.950.850.86KN0.780.780.78Kq0.770.750.75Kc 1.21.21.2Kd1.31.41.2Kb1.021.041.04320320320Y0.420.3860.378mw1.833.093.01結論估算值可用估算值可用估算值可用注：模數(shù)m估算值為4mm綜上，估算的模數(shù)值可用。4.4軸承壽命的驗算 Lh=500T 式中，Lh 額定壽命；h C 滾動軸承的額定動負荷；查機械設計課程設計第五章第三節(jié)常用滾動軸承部分；N 速度系數(shù)， = ； 使用系數(shù)；查設計指南表2.419； 壽命系數(shù)，對于球軸承：= 3 ；對于滾子軸承：=10/3； 功率利用系數(shù)；查設計指南表2.420； 轉速變化系數(shù)；查設計指南表2.421； 齒輪輪換工作系數(shù)，查設計指南表2.427；P 當量動載荷N ; T 滾動軸承許用使用壽命，一般取1000015000h；對軸的6406軸承受力如下圖圖4-2398N 208.9N附加軸向力 0.279.6N 0.241.78N 軸向載荷 79.6N 41.78N/0.2查機械設計表135 X1 Y0查機械設計表136 1.5 得 （XY） 1.5398 597N同理得 312N按計算 查表及計算有 C47500N 0.375 1.1 0.80 3 0.97 0.85 代入公式得 Lh34769756hT 滿足要求對軸的30208軸承受力如下圖圖4-3通過分析計算有 588.7N 1487.2N 且兩者相互垂直 400N 550.6N則 680.6N同理 955.4N附加軸向力 0.4272.2N 0.4382.2N 軸向載荷 272.2N 382.2N/0.4查機械設計表135 X1 Y0查機械設計表136 1.5 得 （XY） 1.5680.6 1020.9N同理得 1433.1N按計算 查表及計算有 C63000N 0.5098 1.1 0.80 10/3 0.97 0.85 代入公式得 Lh78259622hT 滿足要求同理對軸的30208軸承滿足要求。對主軸軸承當主（垂直）切削力與齒輪傳遞的力在同一平面