中北大学课程设计说明书
5.1.4 求最佳跨距
KA/KB=15.4/12.1=1.27，初步计算时，可假定主轴的当量外径de为前、后轴承颈的平均值，de?(60?45)/2?52.5mm。故惯性矩为：
I=0.05×(0.05254-0.0484)=11.44?10?8m4
??EIKA?3?2.1?1011?11.44?1036?82116?0.12?10?6.57?10?3
查线图l0/a=0.46。计算出的l0/a与原假定不符。经过反复验算得l0/a仍接近0.46。可以看出，这是一个迭代过程，l0/a很快收敛于正确值。最佳跨距l0≥120×0.46=55.2mm。 5.2 齿轮校核
齿轮校核：应选模数相同，齿数最小的齿轮。验算齿轮5，齿轮11， 5.2.1齿轮5的齿数z=28，模数m=2 齿根弯曲强度的计算：
?F??F0YSa?KFtYFaYSabm
YSa（应力校正系数）=1.61，YFa（齿形系数）=2.55
K（载荷系数）=KAKvK?K? 式中，KA（使用系数）=1.25 Kv（动载系数）=1.4
K?（齿间载荷分配系数）=1.0 K?（齿向载荷分布系数）=1.1 K=1.925，b=20mm，m=2,则
Ft?2Td?2?19766.5928?220?2?705.95N?F?1.925?705.95?1.61?2.55
?139.48MP?[?F]符合要求。
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5.2.2齿轮11的齿数z=24,模数m=3 齿根弯曲强度计算
?F??F0YSa?KFtYFaYSabm
YFa=2.65，YSa=1.58，K=1.75，b=25
同理，Ft=1542.82N，?F=166.95MPa≤[?F] 5.3轴的校核
Ⅰ轴的校核：通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对Ⅰ轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核
T=1.35N·mm , Ft=135N, P=F=1901N
y?0.03?4?0.12mm已知：d=20mm,E=200×109Pa,??,X=330mm,b=228mm
YB????F?b?x(l?x?b)6?E?I?l222
?0.68?10?3mm
。 ?Y??y,所以合格BⅡ轴、Ⅲ轴的校核同上。 5.4花键键侧压溃应力验算 花键键侧工作表面的挤压应力为： ?jv?8Tmax22(D?d)lz??[?jv][Mpa]
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Tmax?花键传递的最大扭矩[N?mm]D,d?花键的外径和内径[mm]式中：
l?花键的工作长度[mm]
z?花键齿数??载荷分布不均匀系数，通常??0.75?jv?许用压溃应力[Mpa]?jv?1.67?[?jv] 花键热处理为
[?jv]?100~140Mpa经过验算合格。
5.5滚动轴承的验算
机床的一般传动轴用的轴承，主要是因为疲劳破坏而失效，故应进行疲劳寿命验算。滚动轴承的疲劳寿命验算：
轴承寿命LCfn?h?500(K)[h]?[T][h]
AKHPKlF 19
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??寿命指数，滚子轴承??103Kl?齿轮轮换工作系数0.75KA?使用系数，KA?1.1KHP?功率利用系数（0.8)KHn?转速变化系数（0.96)nj?轴承的计算转速（800rpm)f系数，f100n?速度n??3331003n?3?800?0.38jF?XFr?YFaF?当量动载荷Fr?径向载荷Fa?轴向载荷X?径向系数Y?轴向系数
C?滚动轴承尺寸所表示的额定动负荷（20800N）经过计算F=418.5N
L20800?0.38108h?500?(31.1?0.96?0.8?418.5)?1.29?10?T合格。 ，
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