由表12.9查得使用系数
KA?1.25
由表12.11用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承不对称布置时，
?b?2?3?KH??A?B?1?0.6()2??C?10?3b?1.17?0.16?1?0.6(0.3)?0.61?10?24?1.35??d3??
所以载荷系数K?KAKvKH?KH??1.25?1.1?1?1.35?1.86 计算齿面接触强度：式12.8
??=1.88?3.2(重合度
1111?)?1.88?3.2(?)?1.71Z13Z142665
重合度系数
Z??4???4?1.71??0.8733
ZH?2.5
由图12.16 节点区域系数
?H?ZEZHZ?2KT1u?12?1.86?3.65?1042.5?1??189.8?2.5?0.87??477MPa?[?H]?990MPa?dd133u0.3?7832.5所以齿面接触疲劳强度符合要求。
【2】大齿轮齿根弯曲强度的校核
9.55?106P29.55?106?3.58??1.71?105N?mm （1）大齿轮传递的扭矩T2?n4200（2）齿宽系数
?m?8,?d?0.3，表12.13；
（3）大齿轮d14?mz14?3?65?195mm
b24??3.56h3?2.25（4）齿宽齿高比：
b?3.56K?1.08K?1.15由h，H?查图12.14得F?且有KF??1
所以载荷系数
K?KAKvKF?KF??1.25?1.1?1.4?1?1.93
（5）计算弯曲疲劳许用应力：
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由表12.14 由图12.23c查得小齿轮的弯曲疲劳极限
?FE1?500MPa,大齿轮的弯曲疲劳极限
21
?FE2?380MPa
由图12.24查得弯曲疲劳寿命系数
KFN2?0.88
所以
??F?2?KFN2?FE20.88?380??238.8MPaS1.4
（6）查取齿形系数：由图12.21查得查取应力校正系数：由图12.22查得计算齿根弯曲强度校核：
YFa2?2.34
YSa2?1.75
?F22KT22?1.93?1.71?105??YY??1.75?2.34?87.75MPa?[?F]2?238.8MPa?dmd142F?2S?20.3?3?1852所以齿根弯曲疲劳强度复合要求。
8.2轴的校核
现对对轴II进行校核。
Ft?由圆周力
2Td可知，当扭矩T1最大时，Ft最大，所以只需对一个变速组内一个轴
上所受扭矩最大的齿轮进行校核即可。
T?9550000由式
Pn可知，在功率一定的条件下，齿轮所受的扭矩越大，轴的转速越
小，所以只要校核齿轮分度圆直径最大的齿轮即可。
8.2.1轴的受力分析
对轴进行受力分析如下图所示：
图3
8.2.2轴上力的计算
当轴上转速最低时，齿轮所受的扭矩最大，此时n=500r/min，P=3.71KW Ⅱ轴上齿轮
Z3和
Z4分别与齿轮
Z7和
Z8啮合。所以只要在校核轴时使用
Z4和
Z722
齿轮即可。 1）扭矩计算： 由公式
T?9550Pn可计算扭矩：
T?9550P3.71n?9550?500?70.86N?m2）齿轮上力的计算：
Ft4?2Td?2?70860?1074N对于齿轮
Z4：
4132
Fr4?Ft4tan??1074?tan20??391N F'?2T对于齿轮
Zt77：
d?2?70860?1125N7126
F'r7?Ft7tan??1125?tan20??409N L1?133mm;L2?112mm;L3?240mm
垂直方向：?MA?0，Ft4L1?F（t7L1?L2）?FNV（2L1?L2?L3）?0 ?MB?0，
Ft7L3?F（t4L3?L2）?FNV（1L1?L2?L3）?0
计算得:
FNV2?274N;FNV1?223N
垂直方向：?MA?0，Fr4L1?F（r7L1?L2）?FNH（2L1?L2?L3）?0 ?MB?0，
Fr7L3?F（r4L3?L2）?FNH（1L1?L2?L3）?0
计算得：
FNH2?99N;FNH1?81N
8.2.3计算弯矩
1）水平方向：0＜x＜AB,M1H（x）?FNH1x?81x
AB＜x＜AC,
M2H（x）?FNH1x?Ft4(x?L1)?52003?310x AC＜x＜AD，
M3H（x）?FNH2(L1?L2?L3?x)??48015?99x
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垂直方向：
（x）?FNV1x?223x 0＜x＜AB，M1V（x）?FNV1x?Fr4(x?L1)?29659?851x AB＜x＜AC, M2V（x）?FNV2(L1?L2?L3?x)??65760+274x AC＜x＜AD，M3V3.2.4弯矩图
由以上内容可画出弯矩图如下图所示
其中总弯矩计算：
MB?M2CH?M2CV?520032?296592?59866N?mmMC?M22DH?MDV?480152?657602?81423N?mm
8.2.5扭矩的计算
扭矩已在轴校核的最初已计算出来：T=70.86N
8.2.6按弯扭合成应力校核轴的强度
根据文献《机械设计（第四版）》 校核公式可由式（16.3）可得：
2?M2?(?T)b?W?[??1b]
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式中，W可由附录表7查得计算公式：W=0.1d=12500 α取0.3，[??1]由表16.3查得55MPa
3代入公式计算得：
?b?M2?(?T)2814232?(0.3?70860)2??6.73MPaW12500
所以?b?[??1b]，可知轴的强度符合要求。
9. 轴承的选择与校核
9.1轴承的选择
一般情况下，主轴应尽量采用滚动轴承，特别是立式主轴，用滚动轴承可以
采用脂润滑以避免漏油。角接触球轴承既可以承受径向载荷，又可以承受轴向载荷，接触角常见的有15°和25°两种。前者为7000C系列，后者为7000AC系列。为了提高刚度和承载能力，可以多个组合使用。深沟球轴承一般不能调整间隙，常用于精度和刚度要求不太高的地方，如钻床主轴。轴向载荷则有配套的推力轴承承受。
由于机床是立式钻床，所以，三根传动轴和一根主轴都需要竖直放置，虽然齿轮采用的直齿圆柱齿轮，没有附加轴向力，但是，由于轴和轴上零件自身的重力，轴承也会受到轴向作用力，所以，排除了深沟球轴承。既能承受径向力又能承受轴向力的常见轴承有圆锥滚子轴承和角接触球轴承，在这里我们选择角接触球轴承。
对于传动轴I，由于其动力是由带传动提供，靠近带轮的支撑点受力较大，所以，在靠近带轮的一侧采用两个角接触球轴承，提高其承载能力，为了增大刚度，采用背靠背的配置形式。选择轴承7004AC，轴承内径为20mm，轴承外径为47mm。 对于传动轴II，选择轴承7005C，轴承内径为25mm，轴承外径为52mm；对于传动轴III，选择轴承7006AC，轴承内径为30mm，轴承外径为62mm。
对于传动轴IV，也就是主轴，前轴颈采用一个推力轴承和两个深沟球轴承组合配置形式，后轴颈采用一个推力轴承和一个深沟球轴承组合配置形式。 主轴的轴承配置形式如下：
前轴颈的轴承选择两个6216（深沟球轴承），一个51316（单向推力球轴承），内径为80mm，外径为140mm。
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机床设计说明书--陈攀 - 图文
