畢業(yè)設(shè)計（論文）-普通車床C620-1傳動系統(tǒng)設(shè)計

··普通車床C620-1傳動系統(tǒng)設(shè)計PAGE1全套圖紙加V信153893706或扣3346389411普通車床C620-1傳動系統(tǒng)設(shè)計摘要C620-1型普通車床是我國車床史上比較典型的型號之一，是金屬切削加工領(lǐng)域?qū)嵱眯郧也僮餍暂^好耐用的機床。本次課題的主要內(nèi)容為普通車床C620-1傳動系統(tǒng)的設(shè)計，通過本次設(shè)計可以深刻掌握該機床主傳動系統(tǒng)的設(shè)計方法和一般步驟。根據(jù)設(shè)計內(nèi)容首先根據(jù)相關(guān)資料查詢了解了金屬切削機床的國內(nèi)外的發(fā)展趨勢以及目前該類機床與國外的差距，進行了該機床的概述及相關(guān)資料的查閱；進行傳動系統(tǒng)的設(shè)計，擬定主傳動系統(tǒng)方案及選定傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)形式，繪制轉(zhuǎn)速圖，進行主軸箱等重要零部件的設(shè)計和校核，進行相關(guān)部件的有限元的受力分析，最終通過三維建模最終得出真實可靠的數(shù)據(jù)。關(guān)鍵詞：C620-1車床；傳動系統(tǒng)設(shè)計；校核；受力分析OrdinarylatheC620-1drivesystemdesignAbstractOrdinarylatheC620-1isoneoftypicalmodelinthehistoryofourlathe,isagoodmetalcuttingprocessingfieldpracticabilityandoperabilityofmachinetool.ThemaincontentofthistopicforordinarylatheC620-1thedesignofthedrivesystem,throughthedesigncanbegraduallymasterthemachinetoolmaindrivesystemdesignmethodandgeneralsteps.Accordingtotherelevantinformationqueryfirstunderstandthedevelopmenttrendofmetalcuttingmachinetoolsathomeandabroadandthecurrentthiskindofmachinetoolandgapinforeigncountries,theoverviewofthemachinetoolandrelateddataaccess;Forthedesignoftransmissionsystem,proposedthemaintransmissionsystemandtheselecteddrivesystemstructure,maprotationspeed,forthedesignofspindlebox,andotherimportantpartsandcheck,relevantpartsofthefiniteelementstressanalysis,throughthethree-dimensionalmodelingfinallyrealandreliabledataareobtained.Keywords:LatheC620-1;iThetransmissionsystemdesign;check;Stressanalysis目錄緒論TOC\o\h\z\u 11.1金屬切削機床國內(nèi)外發(fā)展趨勢TOC\o\h\z\u 21.2國內(nèi)外機床的差距TOC\o\h\z\u 31.3C620-1主軸箱概述TOC\o\h\z\u 41.4課題任務(wù)及目標TOC\o\h\z\u 52傳動系統(tǒng)設(shè)計TOC\o\h\z\u 72.1確定電機主功率TOC\o\h\z\u 82.2擬定主傳動方案TOC\o\h\z\u 102.3確定皮帶直徑和齒輪齒數(shù)的確定以及轉(zhuǎn)速圖TOC\o\h\z\u 122.4轉(zhuǎn)速圖擬定TOC\o\h\z\u 142.5主軸轉(zhuǎn)速系列驗算TOC\o\h\z\u 182.6傳動系統(tǒng)圖的擬定TOC\o\h\z\u 203主軸箱及主要零件的設(shè)計及校核TOC\o\h\z\u 223.2I軸各主要零件的設(shè)計TOC\o\h\z\u 253.3II軸各主要零件的設(shè)計TOC\o\h\z\u 303.4III軸各主要零件的設(shè)計TOC\o\h\z\u 353.5Iv軸各主要零件的設(shè)計TOC\o\h\z\u 403.6v軸各主要零件的設(shè)計TOC\o\h\z\u 463.7vi軸各主要零件的設(shè)計TOC\o\h\z\u 504關(guān)鍵部件有限元分析TOC\o\h\z\u 514.1傳動軸II受力分析TOC\o\h\z\u 554.2皮帶輪受力分析TOC\o\h\z\u 564.3II軸齒輪受力分析TOC\o\h\z\u 574.4傳動軸V受力分析TOC\o\h\z\u 60總結(jié)TOC\o\h\z\u 61參考文獻TOC\o\h\z\u 62致謝TOC\o\h\z\u 63緒論車床是用于軸類圓形部件，圓盤類部件等具有可回轉(zhuǎn)表面的工件的加工設(shè)備，其是使用最普遍和最廣泛的機床之一。機床的機型和加工的尺寸性能等兩大因素是衡量機床驅(qū)動系統(tǒng)的重要標準，也常用此來命名。車床的精度等一些參數(shù)決定著其加工能力范疇。經(jīng)濟合理的方法是設(shè)計每一種機床產(chǎn)品的準則，具體機床問題要具體分析，主要的還是要在設(shè)計時確保機床的運動性能，使其能夠滿足加工時候的變速系列。設(shè)計普通車床的主傳動系統(tǒng)，首先要擬定一些加工過程的對象和參數(shù)，熟悉其加工過程的要求，以此才確定機床的相關(guān)參數(shù)。本次設(shè)計主要是根據(jù)C620-1機床的一些參數(shù)以及加工能力來進行相關(guān)問題參數(shù)的擬定和解決，同時結(jié)合以往資料，才會設(shè)計出合理且經(jīng)濟的機床主傳動系統(tǒng)。1.1金屬切削機床國內(nèi)外發(fā)展趨勢機床伴隨著社會進步已逐步成為人類生產(chǎn)勞動的重要工具，同時也是社會生產(chǎn)力發(fā)展水平的重要衡量指標。追溯一下，普通車床已經(jīng)歷了近二百年的歷史。又隨著電子技術(shù)，計算機技術(shù)與自動化技術(shù)的長足進步，精密機械和測量技術(shù)也運用到了機床本身且都有了一定的發(fā)展，所以機電一體化生產(chǎn)的新型機床數(shù)控機床孕育而生。使用數(shù)控機床后續(xù)表明了其獨特的優(yōu)勢和強大的活力，很多原來人工操作無法解決的很多問題，都找到科學解決的方法。數(shù)控機床是一種通過數(shù)字信息控制，控制機床根據(jù)程序給定的軌跡，自動加工的機電一體化的加工設(shè)備，此種機床經(jīng)過半個世紀的發(fā)展，成為了現(xiàn)代制造業(yè)的重要標志，中國制造行業(yè)中，數(shù)控機床的應(yīng)用變得越來越廣泛，同時也是企業(yè)實力的綜合體現(xiàn)。金屬切削機床是人類由手工作業(yè)轉(zhuǎn)變?yōu)闄C械作業(yè)的新工具，是生產(chǎn)工具進步和發(fā)展的產(chǎn)物。鉆孔，打磨外形最原始的方法起初是依靠雙手來實現(xiàn)。一般情況的操作對象還都是木頭類。隨后隨著金屬等材料的出現(xiàn)，一些原始的加工方法不足以滿足加工的需要，所以就出現(xiàn)了人力的回轉(zhuǎn)車的雛形。在初始社會，由于生產(chǎn)工具的缺乏，木材材料和金屬材料在加工方向相比金屬材料要難于木材材料。同時加工金屬類型的材料是人力所無法完成的。隨著生產(chǎn)技術(shù)的革新，一些新的動力的出現(xiàn)改變了金屬加工能力。比如說蒸汽機，液壓動力，氣動等。同時在最近一段時間，電子控制計算機技術(shù)和信息技術(shù)等一些技術(shù)的優(yōu)越性體現(xiàn)出來，機床有發(fā)生了翻天覆地的變化，其精度和生產(chǎn)效率變得越來越高，特點也越發(fā)明顯，同時使用也是比較方便。機床開發(fā)有兩個基本方向，一個是需要不斷提高生產(chǎn)率，另外一個是提高自身自動化程度。近期，機床行業(yè)設(shè)計開發(fā)走向了新趨勢，一種無人手動操作的機床發(fā)展迅猛，它是通過人員事先編制好的程序，通過程序自動走完整個加工周期，比人員手動操作方便靈活了許多，節(jié)約了用人成本。此種趨勢的明顯奠定了未來機床的發(fā)展方向。1.2國內(nèi)機床與國外機床的差距國內(nèi)機床行業(yè)由于國內(nèi)政策的放寬從而有所進步，但是從加工能力和精度來講，還與世界先進的生產(chǎn)水平和能力相比，有一定的差距。主要針對以下幾個方面的不足：多部分精度高的和超高精密的機械性能好的機床由于制造，精密穩(wěn)定性差不足以滿足使用要求，尤其是高效的自動化生產(chǎn)和批量的生產(chǎn)的一致性，其技術(shù)水平和質(zhì)量要明顯落后西方。在中國常用的機床基本上屬于上中型車床，高精度的機床一般來與進口，所以國內(nèi)對各種類型的機床的需求量較大。多種行業(yè)包括特殊軍工等行業(yè)也都需要各種類型的專用精度高的機床，但有些目前依然是空白。在技術(shù)層面上，整機性能差距也非常明顯，據(jù)資料顯示目前國外高性能機床可以實現(xiàn)15-19軸聯(lián)動，可實現(xiàn)分辨率0.01微米，而中國制造的目前的水平只能做到了5-6軸的聯(lián)動，且分辨率只有1微米。所以說目前看國產(chǎn)產(chǎn)品的質(zhì)量和可靠性還不夠穩(wěn)定，特別是在先進的數(shù)控系統(tǒng)研發(fā)方向也需要進一步的努力且需取得長足的進步發(fā)展。為此，中國機床行業(yè)人才短缺，必須不斷拓展整體行業(yè)的技術(shù)層次的隊伍，整體提高人員技術(shù)素質(zhì)，通過學習和引進國外的先進科技，才能制勝，只有大力多方面開展科學方面研究，才能趕上世界先進的水平。1.3C620-1主軸箱概述C620-1普通車床。具體參數(shù)如下表：表1.1C620-1普通車床參數(shù)項目參數(shù)工件最大回轉(zhuǎn)直徑在床面上400毫米在床鞍上210毫米工件最大加工長度1400或1900毫米主軸轉(zhuǎn)速范圍正轉(zhuǎn)（21級）11.5~1200轉(zhuǎn)/分反轉(zhuǎn)(12級)18~1520轉(zhuǎn)/分主軸孔徑41毫米主軸前端孔錐度莫氏5號加工螺紋范圍公制（19種）1~192毫米英制（20種）2~24牙/英寸模數(shù)0.5~48毫米徑節(jié)1~96徑節(jié)進給量范圍縱向0.08~1.59毫米/轉(zhuǎn)橫向0.027~0.52毫米/轉(zhuǎn)主電機功率7.5千瓦轉(zhuǎn)速1440轉(zhuǎn)/分冷卻泵電機功率0.125千瓦轉(zhuǎn)速2850轉(zhuǎn)/分機床外形尺寸（中心距離1400毫米）長*寬*高3049*1513*1210毫米1.4課題任務(wù)及目標課題任務(wù)：通過結(jié)合現(xiàn)實資料，根據(jù)選定的參數(shù)，經(jīng)過合理的計算以及適當?shù)哪Ｐ蛢?yōu)化，完成機床主傳動系統(tǒng)的機械部分設(shè)計。使用三維繪圖軟件來完成機床傳動系統(tǒng)的總裝圖的三維模型及工程圖和各種零件圖，進行受力分析及仿真。目標：本課題研究的目的是理順和鞏固自己大學階段所學的知識，同時提高自己另一方面解決實際問題的能力，又可以受到本專業(yè)相關(guān)技術(shù)和研究工作的基礎(chǔ)訓練，促使我從計算機繪圖、數(shù)據(jù)的分析處理、外文文獻資料的翻譯、使用設(shè)計手冊的方法等得到訓練與提高。由此掌握了機床主傳動系統(tǒng)部件設(shè)計過程和方法，其包含了進行相關(guān)參數(shù)的擬定，進行主傳動系統(tǒng)的參數(shù)設(shè)計與演算，抓住關(guān)鍵零部件的計算以及整體結(jié)構(gòu)的設(shè)計分析等，進而培養(yǎng)了自己對機械結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計的能力。2、傳動系統(tǒng)的設(shè)計進行資料參數(shù)整理，提出任務(wù)書參數(shù)要求，確定給定的設(shè)計參數(shù)并開始設(shè)計。傳動系統(tǒng)的設(shè)計第一步首先要確定主傳動的方案，進行分配傳動比，計算分析得出主傳動系統(tǒng)圖，進而計算各傳動齒輪的相關(guān)參數(shù)和校核，同時要兼顧考慮傳動效率是否合理等問題。此外還需要針對主要零件進行SW分析，尤其是對主軸的剛度和強度等進行結(jié)構(gòu)的設(shè)計計算和驗算和模擬。2.1確定主電機功率已知：主軸轉(zhuǎn)速=11.5轉(zhuǎn)/分，=1200轉(zhuǎn)/分。主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)Z=21功率估算法的計算公式[1]。其中f=0.35主切削力Fz=1900aPf0.75N（2.1）=19003.50.350.75=3026.06N切削功率P切=（2.2）==4.45kW估算重電機功率P=（2.3）=（2.3）式中：根據(jù)計算P=6.35kW根據(jù)我國生產(chǎn)的標準的Y系列的額定功率取如下；采用Y系列封閉式三相異步電動機，型號為Y-132M-4型，具體參數(shù)如下：額定功率：7.5KW轉(zhuǎn)速：1450r/min2.2主傳動方案的擬定確定傳動方案，主要確定的是傳動類型的選擇和整個傳動系統(tǒng)。傳動方式和類型與結(jié)構(gòu)的復雜程度密切相關(guān)，同時與性能也相關(guān)。因此，要確定傳動方案和類型，應(yīng)從結(jié)構(gòu)性，技術(shù)層次，性能和經(jīng)濟等方面統(tǒng)一考慮。有各種且多種形式的傳動方案，其中主要的幾大類型有：主軸變速箱的集中傳動，主軸箱和變速箱的獨立傳動;擴展速度范圍可以用來增加傳動組的數(shù)量，也可以使用掛輪結(jié)構(gòu)，分支驅(qū)動等;變速可采用多速的電機，也可用于更換齒輪，滑動齒輪，普通齒輪等。2.2.1確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目 1.主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)Z和公比轉(zhuǎn)速范圍R==104.3（2.4）Φ=（2.5）求出主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)Z=22級2.2.2分配總降速比總體降速傳動比為,其中為主軸的最低轉(zhuǎn)速，一般情況下采用標準轉(zhuǎn)速序列，使用標準轉(zhuǎn)速得到的減速比可以直接減少齒輪的外形尺寸，進而得到更大的空間。由“先緩后急”的遞減后逐一分配給各個變速組。（2）傳動軸的軸數(shù)的計算傳動軸數(shù)目為變速的組數(shù)和定比傳動副的數(shù)目之和再加一所以計算得出傳動軸的數(shù)目為62.3皮帶直徑和齒輪齒數(shù)的確定以及轉(zhuǎn)速圖的確定2.3.1確定皮帶輪直徑(1)選擇三角帶的型號Ni=KwNdK—工作情況系數(shù)Nd—電機額定功率車床工作載荷時穩(wěn)定的，取Nd=1.1Nj=7.51.1=8.25kw(2)帶輪直徑D1D2計算小帶輪直徑D1，選取小帶輪直徑D1不能過小，其要大于許用值，所以Dmin=130，D1DminD1由表得取260mm大帶輪計算直徑D2通過傳動比u和滑動率ε確定D大。降速帶傳動時：D大=D?。?.7）或D大=（2.8）（2.7）（2.8）式中：n1——小帶輪轉(zhuǎn)速r/minn2——大帶輪轉(zhuǎn)速r/minε——帶的滑動系數(shù)，一般取0.02取D2=260mm三角膠帶的滑動率=2%2.3.2確定齒輪齒數(shù)齒輪齒數(shù)的確定應(yīng)該注意以下幾點：1）為了避免加大中心距使機床結(jié)構(gòu)龐大，選取的齒輪的齒數(shù)不應(yīng)過大，一般選取的齒輪數(shù)和SZ為60～100；2）不產(chǎn)生根切最小齒輪Zmin18～20；3）為了保證強度和防止熱處理變形過，大齒輪的齒根園到鍵槽的壁厚一般取為2mm。2.4轉(zhuǎn)速圖擬定圖2.1C620-1機床主傳動系統(tǒng)的轉(zhuǎn)速圖主傳動系統(tǒng)的工作過程是由電機經(jīng)V帶傳動傳至主軸箱中的軸=1\*ROMANI，軸=1\*ROMANI上裝有雙向多片式的摩擦離合器，M1的作用是通過其離合來實現(xiàn)主軸正傳、反轉(zhuǎn)或停止。在傳動軸=2\*ROMANI，I=3\*ROMANII，I=6\*ROMANV上都裝有用于變速的滑移齒輪，同時主軸=6\*ROMANVI上也裝有離合器M2,它主要用于控制主軸獲得高速檔或低速檔的轉(zhuǎn)速。當離合器M2左移，電動機經(jīng)V帶輪傳給軸I，由M1帶動的齒輪傳至II軸和III軸上的相關(guān)的傳動齒輪，最后直接傳動主軸=6\*ROMANVI，從而獲得六級的高速。操作控制是由手柄通過偏心滑塊，用凸輪以及連桿機構(gòu)進行控制變速，當M2右移合時，此時運動由軸III經(jīng)軸=3\*ROMANI=6\*ROMANV上的兩個雙聯(lián)滑移齒輪傳遞給軸V，之后再傳至主軸=6\*ROMANVI，從而獲得18級低速，由于高速和低速間的三級轉(zhuǎn)速是近似的，所以該機床主軸只有21級轉(zhuǎn)速。2.5主軸轉(zhuǎn)速系列的驗算由于確定的齒輪所得出的實際轉(zhuǎn)速與傳動設(shè)計理論值不盡相同，所以需要驗算主軸的個級轉(zhuǎn)速，其最大誤差為不得超過(2.9)Nn實際=Ni皮iaibic==10(-1)%=0.0262.6傳動系統(tǒng)圖的擬定圖2.2傳動系統(tǒng)圖3、主軸箱內(nèi)主要零件的設(shè)計與校核3.1箱設(shè)計體尺寸箱體材料采用強度為中等強度的灰色鑄鐵的比較多，一般選擇灰鑄鐵HT150及HT200,本課題選用的材料為HT200材料.箱體在鑄造加工過程時的最小壁厚需要根據(jù)其整體外形輪廓尺寸(長×寬×高)確定,一般根據(jù)輪廓尺寸表3.1來選取。表3.1輪廓尺寸外形尺寸：長×寬×高()壁厚尺寸(mm)小于500×500×3008-12大于500×500×300-800×500×50010-15大于800×800×50012-20箱體中用于安裝軸承的孔會使箱體內(nèi)部扭轉(zhuǎn)的剛度下降10％-20％，孔多彎曲剛度降低的就比較多，所以為了補充這部分剛度的不足，采用部位加凸臺和加強筋的辦法或者增加壁厚。經(jīng)驗表明，中型車床前部支撐墻一般需要25mm左右，后部支撐墻厚約22mm左右，軸承孔上的凸臺同時也要滿足軸承安裝時調(diào)整的需要。箱體主要用于支撐和定位各傳動部件。軸的定位取決于在箱體上空的部位，為了保持精度，安裝孔的部位要確保其精度及公差。該設(shè)計中要考慮每個軸安裝孔主要考慮齒輪嚙合與相互干擾，需要根據(jù)中心距離和每對齒輪的位移系數(shù)及相關(guān)信息來確定和設(shè)計。3.2=1\*ROMANI軸及主要零件的設(shè)計與校核3.2.1I軸軸徑的初步估算已知：轉(zhuǎn)速：根據(jù)參考文獻[3]取效率：則功率：(kw)根據(jù)參考文獻[3]計算軸徑公式：（3.1）取得出3.2.2V帶輪的設(shè)計計算1）計算V帶傳動功率=（3.2）根據(jù)參考文獻[4]得取=1.1已知=7.5kw計算得==7.51.1=8.25(kw)2）V帶的選型由上式計算=8.25KW且小帶輪的轉(zhuǎn)速為r/min，根據(jù)參考文獻[4]，選取該傳動V帶的帶型為A型3）算出帶輪的基準直徑，之后驗算帶速1）根據(jù)參考資料[4]選取小帶輪的基準直徑已知帶型為A型，根據(jù)參考文獻[3]選取小帶輪的的基準直徑，取=132mm，取整后成=130(mm)（2）驗算帶速值（3.3）取整得=10m/s（3)計算查取大帶輪的基準直徑根據(jù)圖2-1，帶輪傳動比為=2,=130(mm)所以：=260(mm)4）計算中心距a，進行V帶的基準長度的選擇（1）結(jié)合帶傳動的限制條件和其對中心距的要求，根據(jù)參考文獻[4]確定中心距++即選取中心距=450(mm)（2)計算帶長++（3.4）=(mm)園整且根據(jù)參考文獻[4]標準值選取=1600(mm)（3)計算實際中心距及可變化范圍傳動的實際中心距可由下列公式計算（3.5）=(mm)帶輪在制造過程中存在制造誤差，存在一定的帶長誤差和帶還具有一定的彈性變形，所以帶的松緊等尺寸變化都會影響傳動，所以需要計算中心距的可變化范圍：=451.6-0.0151600=427.6(mm)=427.6+0.031600=475.6(mm)5）小帶輪包角大小帶輪的包角不同，大帶輪上的包角要大于小帶輪上的包角，即大帶輪上的總的摩擦力大于小帶輪上的摩擦力，因此只要是出現(xiàn)打滑現(xiàn)象，就只能發(fā)生在小帶輪上，為了提高帶傳動的工作效率，計算包角所以：（3.6）根據(jù)文獻公式計算帶的根數(shù)（3.7）查參考文獻[4]選取=1.1，=1.94，=0.15，=0.98，=0.99所以得出取整=4（根）7）初拉力計算參考文獻[4]最小初拉力計算公式為：（3.8）=137.595（N）8)帶傳動的壓軸力的計算據(jù)參考文獻[4]：（N）（3.9）圖3.1V帶輪的CAD結(jié)構(gòu)圖3.2.3多片式摩擦離合器的選型和計算根據(jù)機床的結(jié)構(gòu)尺寸來確定離合器的尺寸的大小，當設(shè)計選取多片的摩擦離合器型號要注意尺寸是否合適。例如，當為軸上安裝時，花鍵軸小于外摩擦板的內(nèi)徑d。選型時候只需要參考確定影響離合器的徑向和軸向等尺寸參數(shù)的內(nèi)摩擦板的外徑D即可。有些尺寸大的離合器可能會影響主軸在箱體內(nèi)的布局，進而影響整體結(jié)構(gòu)，所以需要一個合理的選擇。計算摩擦片的級數(shù)：（3.10）式中T為摩擦片式離合器所傳遞的扭矩值得大小（）為主軸電機的額定功率（kw）(Nmm)（3.11）為I軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min）為從電機到I軸的傳動效率大小K為安全系數(shù)，K=1.3f為摩擦片間的摩擦系數(shù)的大小，淬火鋼材質(zhì)的摩擦片f=0.08為多片摩擦片的平均直徑的大小（mm）mm（3.12）b為內(nèi)外摩擦片的接觸寬度的大?。╩m）mm（3.13）為摩擦片的允許許用壓強（單位）為基本允許許用壓強，查資料，取1.1為速度修正系數(shù)（3.14）(m/s)（3.15）根據(jù)資料表對平均圓周速度取值=1.00取0.76取1.00所以（3.16）取整空載功率損耗和離合器反向時所傳遞的扭矩相等，按經(jīng)驗一般取。計算離合器的軸向壓緊力Q為：（3.17）摩擦片的厚度已經(jīng)形成了標準，一般值為1、1.5、1.75、2（mm），離合時的最大間隙可為0.2—0.4（mm），通常其材料選擇常用10#或15#鋼，其特點是高耐磨性、大摩擦系數(shù)。表面處理方式為表面滲碳0.3—0.5（mm），且要求淬火硬度達HRC52—62。圖3.2多片式摩擦離合器結(jié)構(gòu)3.2.4計算軸=1\*ROMANI上的一對齒輪的1）初步選擇小齒輪的齒數(shù)為34，齒輪精度等級為7級，根據(jù)傳動比則相嚙合的大齒輪齒數(shù)應(yīng)為z2=56（1）選取載荷系數(shù)（2）計算齒輪傳遞的扭矩據(jù)參考文獻[4]（3.18）其中：r/min，kw代入得出(Nmm)（2）據(jù)參考文獻[4]，取齒寬系數(shù)（3）據(jù)參考文獻[4]，選取材料的彈性影響系數(shù)，（4）據(jù)參考文獻[4]得,（5）據(jù)參考文獻[4]應(yīng)計算力循環(huán)次數(shù)：（3.31）（3.32）（6）據(jù)參考文獻[4]，取，（7）據(jù)參考文獻[4]式10-12，計算接觸疲勞許用應(yīng)力的大小，先取失效概率值為1%，安全系數(shù)S=1，得：MPa（3.33）MPa（3.34）2)據(jù)參考文獻[4]計算小齒輪的分度圓直徑，，（3.35）代入2得出：(mm)（3.36）(1)計算齒輪的圓周速度V：據(jù)參考文獻[4]：（3.37）即圓周速度(m/s)(2）計算齒輪的齒寬b：據(jù)參考文獻[4]：齒寬(mm)（3.38）(3)計算齒寬高之比：據(jù)參考文獻[4]：齒輪模數(shù)（3.39）齒高(mm)所以齒高比(4）載荷系數(shù)的計算：已知參數(shù)：等級為7級精度的齒輪，據(jù)參考文獻[4]圖10-8選取，（動載荷系數(shù)），據(jù)參考文獻[4]表10-2取，；據(jù)參考文獻[4]表10-4，根據(jù)齒輪等級為7級精度插值法取得，，由，及據(jù)參考文獻[4]圖10-13查出計算載荷系數(shù)(5）分度圓直徑的校正，由計算出的載荷系數(shù)校正：據(jù)參考文獻[4]10-10a得：（3.40）(mm)(6）模數(shù)m的確定：（3.41）3）校核齒根彎曲強度：據(jù)參考文獻[4]10-5的彎曲強度設(shè)計公式（3.42）其中：（1）取彎曲強度極限，（2）為彎曲疲勞壽命系數(shù)，取，（3）彎曲疲勞許用應(yīng)力根據(jù)據(jù)參考文獻[4]公式10-12計算：S為彎曲疲勞安全系數(shù)：(MPa)（3.43）(MPa)（3.44）（4）計算出載荷系數(shù)：（3.45）（5）查取齒輪齒形系數(shù)：根據(jù)據(jù)參考文獻[4]表10-5查出齒形系數(shù)為：，（6）查取應(yīng)力校正系數(shù)：根據(jù)據(jù)參考文獻[4]表10-5查取應(yīng)力校正系數(shù)，（7）大和小齒輪的值：經(jīng)計算分析得出大齒輪的值比小齒輪大（8)根據(jù)公式計算齒輪模數(shù):根據(jù)上述公式和相關(guān)選取的參數(shù)數(shù)據(jù)進行計算得出：，取整數(shù)，根據(jù)模數(shù)m=2計算齒輪的齒數(shù)分別為：，整圓成4）齒輪相關(guān)幾何尺寸的計算：(1）計算齒輪的分度圓直徑d(mm)（3.47）(mm)計算齒輪間中心距a(mm)（3.48）(3）計算齒輪寬度(mm)（3.49）(mm)3.2.5齒輪的相關(guān)校核根據(jù)據(jù)參考文獻[4]齒輪的校核公式：，（3.50）對=1\*ROMANI軸上齒數(shù)為51模數(shù)為2.25的的齒輪進行校核圓周力計算帶入數(shù)據(jù)得計算齒輪的：二者進行比較得出：所以該齒輪相關(guān)參數(shù)數(shù)據(jù)尺寸合格。經(jīng)過計算和校核，在軸=1\*ROMANI上齒數(shù)為50，模數(shù)為2.25的齒輪，相關(guān)參數(shù)數(shù)據(jù)尺寸合格。圖3.3齒輪結(jié)構(gòu)示意圖3.2.6I軸的校核主軸箱體里的I軸屬于傳動軸，不承載重載荷，所以本次設(shè)計只校核該傳動軸的剛度。而該軸的危險截面在花鍵處，所以校核花鍵軸部分即可。計算花鍵軸的抗彎斷面慣性矩（）花鍵軸（3.51）=式中d為花鍵軸的小徑40（mm）；D為花軸的大徑50（mm）；b、N分別為花鍵軸鍵寬6，鍵數(shù)8；計算危險斷面上的最大扭矩：=（Nmm）（3.52）式中P1=7.2KW,I軸所傳遞的最大功率; =819.565,I軸最小轉(zhuǎn)速（r/min）。經(jīng)分析加載在傳動軸上的彎矩載荷有三種：徑向力，輸入和輸出扭矩齒輪的圓周力、以及齒輪的圓周力：（3.53）D為齒輪節(jié)圓直徑56（mm）（3.52）式中α為齒輪的嚙合角，取α＝20o；ρ為齒面摩擦角，??；β為齒輪的螺旋角；直齒齒輪所以取β＝0帶入數(shù)據(jù)得出：(N)（3.53）根據(jù)參考文獻擠壓應(yīng)力計算公式為：(MPa)（3.54）式中為花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（）； D為花鍵軸的大徑值d為小徑值（mm）L為花鍵軸工作長度（mm）； N為花鍵的鍵數(shù)量； K為載荷分布不均勻系數(shù)，一般取K=0.7～0.8；帶入數(shù)據(jù)得出：(MPa)所以該花鍵合格。圖3.4I軸花鍵軸示意圖3.2.7I軸軸承的選擇根據(jù)軸承的不同摩擦特性將軸承分為兩大類，分別為滑動軸承和滾動軸承。摩擦系數(shù)小的滾動軸承應(yīng)用較為廣泛，其型號，選型參數(shù)，維修更換等一系列都形成了標準化極為方便。滾動軸承是機械設(shè)備部件不可缺少的關(guān)鍵器件，工作原理是通過它之間的滾珠的滾動接觸來支撐整體旋轉(zhuǎn)部件旋轉(zhuǎn)。滾動軸承的結(jié)構(gòu)是由：軸承內(nèi)圈，軸承外圈，滾動體的滾珠和保持架等四個部分組成，內(nèi)圈的作用是和軸的組裝，外圈是用于和軸承座的組裝。內(nèi)圈和軸頸旋轉(zhuǎn),外圈是固定的,但也可以用于外圈旋轉(zhuǎn)和內(nèi)圈,或內(nèi)圈和外圈。當內(nèi)圈和外圈相對于外圈旋轉(zhuǎn)時,滾動元件在滾動元件之間滾動。軸承內(nèi)圈和外圈滾道具有限制軸向滾動元件的位移的效果。選擇的軸承類型時，以下因素必須要考慮：(1）軸承的轉(zhuǎn)速多少速度對軸承有一定的影響,軸承滾子軸承可以以較高的極限速度使用,因此在高速旋轉(zhuǎn)情況下,應(yīng)選擇滾珠軸承。此外,它應(yīng)滿足小外徑、大直徑軸承的特點,用于低速重載。(2）載荷軸承的尺寸、方向和性能是選擇軸承類型的主要依據(jù)。簡單的軸向載荷使用更多的推力軸承。推力球軸承可以使用較小的徑向載荷;推力球軸承可以承受較大的徑向載荷。對于徑向載荷,使用更多的是深溝球軸承、圓柱滾子軸承或滾針軸承。重要官員在軸向載荷,沒有軸向載荷,應(yīng)選擇深溝球軸承或角關(guān)節(jié)軸承或圓錐滾子軸承;當徑向載荷較大時,圓錐滾子軸承或圓錐滾子軸承的接觸角或徑向軸承和推力軸承的結(jié)構(gòu)應(yīng)分別承受徑向和軸向載荷。(3）自動調(diào)心性能擋因軸受力而彎曲或傾斜時，造成軸的中心線和軸承座的中心線不重合，所以會使軸承的內(nèi)、外圈軸線發(fā)生一定的偏斜。偏斜就會造成軸承磨損量大，一般情況下滾子軸承在此時的狀態(tài)下的承載能力要低于球軸承。(4）安裝和拆卸當軸承安裝在結(jié)構(gòu)比較長的軸上時，為了方便好拆卸，便可使用內(nèi)圈孔為1﹕12的帶圓錐孔的軸承，同時安裝在緊定襯套上，這樣會拆卸方便。所選軸承型號為：軸=1\*ROMANI深溝球軸承6208(2個)6208（1個）3.2.8軸承的校核根據(jù)據(jù)參考文獻[4]軸承的校核公式為：其中為滾動軸承的額定壽命；為額定負載大小；為工作時限（h小時）,一般取小于20000小時；為當量動載荷大??；，深溝球軸承取。根據(jù)參考資料[4]得（3.55）式中為速度因數(shù)；為溫度因數(shù)；為壽命因數(shù)；為力矩載荷因數(shù)，小載荷取，大載荷??；—沖擊載荷因數(shù)。將上述公式代入中：軸=1\*ROMANI上的6208深溝球軸承的校核計算為：(h)由于所以故該軸承合格求。圖3.5軸=1\*ROMANI裝配示意圖3.3=2\*ROMANII軸相關(guān)主要零件的設(shè)計校核3.3.1驗算初選軸徑已知：轉(zhuǎn)速：(r/min)根據(jù)參考文獻[3]取效率角接觸球軸承效率=0.96，直齒圓柱齒輪效率=0.98（kw）根據(jù)參考文獻[3]計算軸徑公式：17.85∴?。╩m）3.3.2部分齒輪的校核根據(jù)據(jù)參考文獻[4]齒輪的校核公式：，對=1\*ROMANII軸上齒數(shù)為28模數(shù)為2.25的的齒輪進行校核帶入數(shù)據(jù)得計算齒輪的：二者進行比較得出：所以該齒輪相關(guān)參數(shù)數(shù)據(jù)尺寸合格。經(jīng)過計算和校核，在軸=1\*ROMANII上齒數(shù)為34，模數(shù)為2.25的齒輪，齒數(shù)為28、20、36模數(shù)為2.25的齒輪進行校核，相關(guān)參數(shù)數(shù)據(jù)尺寸合格。3.3.3II傳動軸的校核主軸箱體里的II軸屬于傳動軸，不承載重載荷，所以本次設(shè)計只校核該傳動軸的剛度。而該軸的危險截面在花鍵處，所以校核花鍵軸部分即可。計算花鍵軸的抗彎斷面慣性矩（）式中 D和d為花鍵軸的大徑值和小徑值（mm）b為花鍵鍵寬（mm）； N為花鍵鍵數(shù)量； 校核危險斷面上的最大扭矩：=(Nmm)式中P2為該軸所傳遞的最大功率值（kw）; 為該軸的計算最小轉(zhuǎn)速（r/min）。存在于傳動軸上的彎矩載荷有三種：輸入和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力以及齒輪的圓周力：D為齒輪節(jié)圓直徑50（mm）（3.52）式中α為齒輪的嚙合角，取α＝20o；ρ為齒面摩擦角，取；β為齒輪的螺旋角；直齒齒輪所以取β＝0帶入數(shù)據(jù)得出：根據(jù)參考文獻擠壓應(yīng)力計算公式為：(MPa)（3.54）式中為花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（）； D和d為花鍵軸的大徑值和小徑值（mm）L為花鍵工作長度（mm）； N為花鍵鍵數(shù)量； K為載荷分布不均勻系數(shù)，一般取K=0.7～0.8； (MPa)所以該花鍵校核后合格。圖3.6軸=2\*ROMANII裝配結(jié)構(gòu)示意圖3.3.4軸承的校核根據(jù)尺寸等實際軸徑要求，軸=2\*ROMANII選擇的軸承為圓錐滾子軸承32304(1對)可根據(jù)I軸軸承計算公式：計算校核該軸承對軸=2\*ROMANII上的圓錐滾子軸承的校核并帶入相關(guān)參數(shù)如下：(h)所得數(shù)據(jù)所以軸II上的軸承校核符合要求。3.4=3\*ROMANIII軸及主要零件的設(shè)計校核3.4.1驗算初選軸徑已知：轉(zhuǎn)速：（r/min）根據(jù)參考文獻[3]取效率圓錐滾子軸承效率=0.98直齒圓柱齒輪效率=0.98功率：（kw）根據(jù)參考文獻[3]計算軸徑公式：（mm）?。╩m）3.4.2部分齒輪的校核根據(jù)據(jù)參考文獻[4]齒輪的校核公式：，對=1\*ROMANIII軸上齒數(shù)為63模數(shù)為2.25的的齒輪進行校核帶入數(shù)據(jù)得計算齒輪的：二者進行比較得出：所以該齒輪相關(guān)參數(shù)數(shù)據(jù)尺寸合格。經(jīng)過計算和校核，在軸=1\*ROMANIII上齒數(shù)為44、52、36模數(shù)為2.25，齒輪進行校核，相關(guān)參數(shù)數(shù)據(jù)尺寸合格。圖3.7三聯(lián)滑移齒輪圖3.4.3軸III的校核主軸箱體里的II軸屬于傳動軸，不承載重載荷，所以本次設(shè)計只校核該傳動軸的剛度。而該軸的危險截面在花鍵處，所以校核花鍵軸部分即可。計算花鍵軸的抗彎斷面慣性矩（）=式中 D和d為花鍵軸的大徑值和小徑值（mm）b為花鍵鍵寬（mm）； N為花鍵鍵數(shù)量； 校核危險斷面上的最大扭矩：=(Nmm)式中P3為該軸所傳遞的最大功率值（kw）; n3為該軸的計算最小轉(zhuǎn)速（r/min）。存在于傳動軸上的彎矩載荷有三種：輸入和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力以及齒輪的圓周力：D為齒輪節(jié)圓直徑50（mm）（3.52）式中α為齒輪的嚙合角，取α＝20o；ρ為齒面摩擦角，??；β為齒輪的螺旋角；直齒齒輪所以取β＝0帶入數(shù)據(jù)得出：根據(jù)參考文獻擠壓應(yīng)力計算公式為：(MPa)（3.54）式中為花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（）； D和d為花鍵軸的大徑值和小徑值（mm）L為花鍵工作長度（mm）； N為花鍵鍵數(shù)量； K為載荷分布不均勻系數(shù)，一般取K=0.7～0.8； (MPa)所以該花鍵校核后合格。3.4.4軸承的校核根據(jù)軸徑等要求，軸=3\*ROMANIII所選軸承從左至右分別為30307(1對)中間深溝球軸承可根據(jù)I軸軸承計算公式：計算校核該軸承對軸=2\*ROMANIII上的圓錐滾子軸承的校核并帶入相關(guān)參數(shù)如下：軸=3\*ROMANIII上深溝球軸承的校核：(h)軸=3\*ROMANIII上圓錐滾子軸承30307的校核：(h)所得數(shù)據(jù)所以軸=3\*ROMANIII上的軸承校核符合要求。圖3.8軸=3\*ROMANIII裝配圖3.5傳動軸=4\*ROMANIV及主要零件的設(shè)計3.5.1驗算初選擇軸徑已知：轉(zhuǎn)速：(r/min)根據(jù)參考文獻[3]取效率圓錐滾子軸承效率=0.98直齒圓柱齒輪效率=0.98功率：(kw)根據(jù)參考文獻[3]計算軸徑公式：(mm)取(mm)3.5.2部分齒輪的校核根據(jù)據(jù)參考文獻[4]齒輪的校核公式：，對=4\*ROMANIV軸上齒數(shù)為50模數(shù)為2.25的的齒輪進行校核帶入數(shù)據(jù)得計算齒輪的：二者進行比較得出：所以該齒輪相關(guān)參數(shù)數(shù)據(jù)尺寸合格。經(jīng)過計算和校核，在軸IV上齒數(shù)為80,50模數(shù)為2.5，齒數(shù)為20、50模數(shù)為2.5進行校核，相關(guān)參數(shù)數(shù)據(jù)尺寸合格。3.5.3軸IV的校核主軸箱體里的IV軸屬于傳動軸，不承載重載荷，所以本次設(shè)計只校核該傳動軸的剛度。而該軸的危險截面在花鍵處，所以校核花鍵軸部分即可。計算花鍵軸的抗彎斷面慣性矩（）=式中 D和d為花鍵軸的大徑值和小徑值（mm）b為花鍵鍵寬（mm）； N為花鍵鍵數(shù)量； 校核危險斷面上的最大扭矩：=（Nmm）式中P4為該軸所傳遞的最大功率值（kw）; N4為該軸的計算最小轉(zhuǎn)速（r/min）。存在于傳動軸上的彎矩載荷有三種：輸入和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力以及齒輪的圓周力：(N)D為齒輪節(jié)圓直徑32（mm）（3.52）式中α為齒輪的嚙合角，取α＝20o；ρ為齒面摩擦角，取；β為齒輪的螺旋角；直齒齒輪所以取β＝0帶入數(shù)據(jù)得出：(N)根據(jù)參考文獻擠壓應(yīng)力計算公式為：(MPa)（3.54）式中為花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（）； D和d為花鍵軸的大徑值和小徑值（mm）L為花鍵工作長度（mm）； N為花鍵鍵數(shù)量； K為載荷分布不均勻系數(shù)，一般取K=0.7～0.8； (MPa)所以該花鍵校核后合格。3.5.4軸承的校核根據(jù)軸徑等要求，軸=4\*ROMANIV所選軸承從左至右分別為31305(1對)62081個可根據(jù)I軸軸承計算公式：計算校核該軸承對軸=2\*ROMANIV上的圓錐滾子軸承的校核并帶入相關(guān)參數(shù)如下：軸=4\*ROMANIV上的角接觸球軸承31305的校核：(h)軸=4\*ROMANIV上的圓柱軸承6208的校核：(h)所得數(shù)據(jù)所以軸IV上的軸承校核符合要求。圖3.9軸=4\*ROMANIV裝配示意圖3.6傳動軸=5\*ROMANV和其主要零件的設(shè)計3.6.1驗算初選軸頸已知：轉(zhuǎn)速：(r/min)根據(jù)參考文獻[3]取效率圓錐滾子軸承效率=0.98直齒圓柱齒輪效率=0.98（kw）根據(jù)參考文獻[3]計算軸徑公式：（mm）?。╩m）3.6.2部分齒輪的校核根據(jù)據(jù)參考文獻[4]齒輪的校核公式：，對=4\*ROMANV軸上齒數(shù)為50模數(shù)為2.25的的齒輪進行校核帶入數(shù)據(jù)得計算齒輪的：二者進行比較得出：所以該齒輪相關(guān)參數(shù)數(shù)據(jù)尺寸合格。經(jīng)過計算和校核，在軸V上齒數(shù)為32模數(shù)為3.25，齒數(shù)為80,50模數(shù)為2.5的進行校核，相關(guān)參數(shù)數(shù)據(jù)尺寸合格。3.6.3軸V的校核主軸箱體里的V軸屬于傳動軸，不承載重載荷，所以本次設(shè)計只校核該傳動軸的剛度。而該軸的危險截面在花鍵處，所以校核花鍵軸部分即可。計算花鍵軸的抗彎斷面慣性矩（）=式中 D和d為花鍵軸的大徑值和小徑值（mm）b為花鍵鍵寬（mm）； N為花鍵鍵數(shù)量； 校核危險斷面上的最大扭矩：=(Nmm)式中P5為該軸所傳遞的最大功率值（kw）; N5為該軸的計算最小轉(zhuǎn)速（r/min）。存在于傳動軸上的彎矩載荷有三種：徑向力，輸入和輸出扭矩齒輪的圓周力、以及齒輪的圓周力：(N)D為齒輪節(jié)圓直徑32（mm）（3.52）式中α為齒輪的嚙合角，取α＝20o；ρ為齒面摩擦角，??；β為齒輪的螺旋角；直齒齒輪所以取β＝0帶入數(shù)據(jù)得出：(N)根據(jù)參考文獻擠壓應(yīng)力計算公式為：(MPa)（3.54）式中為花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（）； D為花鍵軸的大徑值；d為小徑值（mm）；L為花鍵工作長度（mm）； N為花鍵鍵數(shù)量； K為載荷分布不均勻系數(shù)，一般取K=0.7～0.8； (MPa)所以該花鍵校核后合格。3.6.4軸承的校核根據(jù)軸徑等要求，軸=4\*ROMANV所選軸承從左至右分別為30307(1對)可根據(jù)I軸軸承計算公式：計算校核該軸承對軸V上的圓錐滾子軸承30307的校核并帶入相關(guān)參數(shù)如下：(h)所得數(shù)據(jù)所以軸V上的軸承校核符合要求。圖3.10軸=5\*ROMANV示意圖3.7傳動軸=6\*ROMANVI及主要零件的設(shè)計3.7.1驗算初選軸直徑已知：轉(zhuǎn)速：(r/min)根據(jù)參考文獻[3]取效率圓錐滾子軸承效率=0.98直齒圓柱齒輪效率=0.98kw根據(jù)參考文獻[3]計算軸徑公式：(mm)取(mm)3.7.2計算主軸上一對齒輪的1）初步選擇小齒輪的齒數(shù)為32，齒輪精度等級為7級，根據(jù)傳動比則相嚙合的大齒輪齒數(shù)應(yīng)為z2=64（1）選取載荷系數(shù)（2）計算齒輪傳遞的扭矩據(jù)參考文獻[4]其中：n=11.5r/minkw代入得出(Nmm)（2）據(jù)參考文獻[4]，取齒寬系數(shù)（3）據(jù)參考文獻[4]，選取材料的彈性影響系數(shù)，（4）據(jù)參考文獻[4]得,（5）據(jù)參考文獻[4]應(yīng)計算力循環(huán)次數(shù)：（6）據(jù)參考文獻[4]，取，（7）據(jù)參考文獻[4]式10-12，計算接觸疲勞許用應(yīng)力的大小，先取失效概率值為1%，安全系數(shù)S=1，得：(MPa)(MPa)2)據(jù)參考文獻[4]計算小齒輪的分度圓直徑，，代入2得出：(mm)(1)計算齒輪的圓周速度V：據(jù)參考文獻[4]：即圓周速度(r/min)(2）計算齒輪的齒寬b：據(jù)參考文獻[4]：齒寬(mm)(3)計算齒寬高之比：據(jù)參考文獻[4]：齒輪模數(shù)齒高(mm)所以齒高比(4）載荷系數(shù)的計算：已知參數(shù)：等級為7級精度的齒輪，，據(jù)參考文獻[4]圖10-8選取，（動載荷系數(shù)），據(jù)參考文獻[4]表10-2取，；據(jù)參考文獻[4]表10-4，根據(jù)齒輪等級為7級精度插值法取得，，由，及據(jù)參考文獻[4]圖10-13查出計算載荷系數(shù)分度圓直徑的校正，由計算出的載荷系數(shù)校正：據(jù)參考文獻[4]10-10a得：(mm)(6）模數(shù)m的確定：3）校核齒根彎曲強度：據(jù)參考文獻[4]10-5的彎曲強度設(shè)計公式其中：（1）取彎曲強度極限，（2）為彎曲疲勞壽命系數(shù)，取，（3）彎曲疲勞許用應(yīng)力根據(jù)據(jù)參考文獻[4]公式10-12計算：S為彎曲疲勞安全系數(shù)：(MPa)(MPa)（4）計算出載荷系數(shù)：（5）查取齒輪齒形系數(shù)：根據(jù)據(jù)參考文獻[4]表10-5查出齒形系數(shù)為：，（6）查取應(yīng)力校正系數(shù)：根據(jù)據(jù)參考文獻[4]表10-5查取應(yīng)力校正系數(shù)，（7）大和小齒輪的值：經(jīng)計算分析得出大齒輪的值比小齒輪大（8)根據(jù)公式計算齒輪模數(shù):根據(jù)上述公式和相關(guān)選取的參數(shù)數(shù)據(jù)進行計算得出：取整數(shù)，根據(jù)模數(shù)m=5.75計算齒輪的齒數(shù)分別為：，整圓成4）齒輪相關(guān)幾何尺寸的計算：(1）計算齒輪的分度圓直徑d(mm)(mm)計算齒輪間中心距a(mm)(3）計算齒輪寬度(mm)(mm)3.7.3齒輪的校核根據(jù)據(jù)參考文獻[4]齒輪的校核公式：，對VI軸上齒數(shù)50模數(shù)的齒輪進行校核帶入數(shù)據(jù)得計算齒輪的：二者進行比較得出：所以該齒輪相關(guān)參數(shù)數(shù)據(jù)尺寸合格。經(jīng)過計算和校核，在軸VI上齒數(shù)為64模數(shù)為3.25的，齒輪進行校核，相關(guān)參數(shù)數(shù)據(jù)尺寸合格。3.7.4傳動軸VI的校核主軸箱體里的VI軸屬于傳動軸，不承載重載荷，所以本次設(shè)計只校核該傳動軸的剛度。而該軸的危險截面在花鍵處，所以校核花鍵軸部分即可。計算花鍵軸的抗彎斷面慣性矩（）=式中 D花鍵軸的大徑值；d為小徑值（mm）；b為花鍵鍵寬（mm）； N為花鍵鍵數(shù)量； 校核危險斷面上的最大扭矩：=(Nmm)式中P6為該軸所傳遞的最大功率值（kw）; N6為該軸的計算最小轉(zhuǎn)速（r/min）。存在于傳動軸上的彎矩載荷有三種：輸入和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力以及齒輪的圓周力：(N)D為齒輪節(jié)圓直64（mm）（3.52）式中α為齒輪的嚙合角，取α＝20o；ρ為齒面摩擦角，??；β為齒輪的螺旋角；直齒齒輪所以取β＝0帶入數(shù)據(jù)得出：(N)根據(jù)參考文獻擠壓應(yīng)力計算公式為：(MPa)（3.54）式中為花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（）； D為花鍵軸的大徑值（mm）；d為小徑值