專用支架鉆、擴(kuò)孔組合機(jī)床左多軸箱設(shè)計
專用支架鉆、擴(kuò)孔組合機(jī)床左多軸箱設(shè)計,專用,支架,擴(kuò)孔,組合,機(jī)床,軸箱,設(shè)計
本科畢業(yè)設(shè)計(論文)
題目：專用支架鉆擴(kuò)孔組合機(jī)床左多
軸箱設(shè)計
專用支架鉆擴(kuò)孔組合機(jī)床左多軸箱設(shè)計
摘 要
本文介紹了一種專用支架鉆擴(kuò)孔組合機(jī)床左多軸箱的設(shè)計，前期文中對現(xiàn)代組合機(jī)床和以后的組合機(jī)床的發(fā)展有個大概的概述，后面是主要的設(shè)計計算具體過程，主要的內(nèi)容如下，根據(jù)被加工零件的具體要求，如何確定機(jī)箱型號，確定切削量，運(yùn)動參數(shù)和動力參數(shù)，以及主軸和傳動軸的軸頸確定，然后根據(jù)各軸的位置確定出合適的傳動鏈和齒輪的選取，并計算出各軸的位置坐標(biāo)，最后校核齒輪的中心距，特殊軸和軸承的強(qiáng)度，具體步驟見下文。
關(guān)鍵詞：組合機(jī)床；多軸箱；主軸；傳動軸；齒輪
I
Special Support Drilling and Reaming Left Spindle Box of Modular Machine Tool Design
Abstract
In this paper, a special seat drilling and reaming left spindle box of modular machine tool design, the prophase of the modern combination machine tools and later a general overview of the development of modular machine tool, is behind the main design and calculation of the specific process, main content is as follows, according to the specific requirements of processed spares, how to determine the case model, determine the cutting quantity, motion parameters and dynamic parameters, as well as the journal main shaft and the shaft, then according to the position of the shaft to determine the proper selection of transmission chain and gear, and calculate the coordinates of each shaft end check gear of center distance, special shaft and bearing strength of concrete steps below.
Key words: Combination machine; Multi-axle box; Spindle; Drive shaft; Gear
I
主要符號表
n 轉(zhuǎn)速
切應(yīng)力
d 直徑
v 速度
P 功率
T 扭矩
M 彎矩
F 力
A 中心距
u 傳動比
C 載荷
m 模數(shù)
z 齒數(shù)
Lh 齒輪工作壽命
K 載荷系數(shù)
S 安全系數(shù)
ZE 彈性影響系數(shù)
Wt 抗彎截面模數(shù)
抗扭截面模數(shù)
I
目 錄
1緒論........................................................................................................1
1.1引言....................................................................................................1
1.2組合機(jī)床概論......................................................................................1
1.2.1.組合機(jī)床的特性.............................................................................1
1.3組合機(jī)床的發(fā)展趨勢...........................................................................2
1.4本課題研究內(nèi)容及目...........................................................................3
1.4.1本課題的研究內(nèi)容.........................................................................3
1.4.2本課題的研究目的.........................................................................4
2多軸箱的原始依據(jù)..............................................................................4
2.1被加工件的特點(diǎn)和設(shè)計技術(shù)要求.........................................................5
2.2切削參數(shù)的確定.................................................................................5
2.3機(jī)床動力參數(shù)的確定..........................................................................6
2.4動力部件的選取.................................................................................7
2.5軸的確定...........................................................................................8
2.6箱體型號的確定................................................................................10
3多軸箱傳動鏈設(shè)計.............................................................................11
3.1多軸箱傳動系統(tǒng)設(shè)計的準(zhǔn)則...............................................................11
3.2泵軸和手柄軸位置確定.....................................................................12
3.3方案的制定.......................................................................................12
3.4 各軸坐標(biāo)的計算...............................................................................14
3.4.1坐標(biāo)的計算..................................................................................14
3.4.2計算中心距誤差...........................................................................17
4主軸和傳動軸的校核.........................................................................18
4.1 軸的扭轉(zhuǎn)度校核...............................................................................18
4.2 軸的抗彎扭強(qiáng)度校核和軸承齒輪的強(qiáng)度校核......................................19
4.2.1強(qiáng)度校核理論..............................................................................19
4.2.2軸承的校核..................................................................................20
4.2.3 齒輪的受力析.............................................................................20
4.2.4 齒輪的校核.................................................................................21
4.3 具體計算.......................................................................................22
4.3.1 軸30及其配件的校核..................................................................22
4.3.2 齒輪的校核.................................................................................26
4.3.3 小結(jié)...........................................................................................26
結(jié)論........................................................................................................28
參考文獻(xiàn)................................................................................................29
致謝........................................................................................................29
IV
1緒論
1.1引言
組合機(jī)床是以系列化、標(biāo)準(zhǔn)化的通用部件為基礎(chǔ)，配以少量的專用部件組成的專用機(jī)床。它適宜于在大批、大量生產(chǎn)中對一種或幾種類似零件的一道或幾道工序進(jìn)行加工。這種機(jī)床既有專用機(jī)床的結(jié)構(gòu)簡單、生產(chǎn)率和自動程度較高的特點(diǎn)，又具有一定的重新調(diào)整能力，以適應(yīng)工件變化的需要。組合機(jī)床廣泛應(yīng)用于大批量生產(chǎn)的行業(yè)，如；汽車、拖拉機(jī)、電動機(jī)、內(nèi)燃機(jī)、閥門、縫紉機(jī)等制造業(yè)。
1.2組合機(jī)床概論
組合機(jī)床是隨著汽車工業(yè)的興起而發(fā)展起來的。在專用機(jī)床中某些部件因重復(fù)使用，逐步發(fā)展成為通用部件，因而產(chǎn)生了組合機(jī)床。最早的組合機(jī)床是1911年在美國制成的，用于加工汽車零件。初期，各機(jī)床制造廠都有各自的通用部件標(biāo)準(zhǔn)。為了提高不同制造廠的通用部件的互換性，便于用戶使用和維修，1953年美國福特汽車公司和通用汽車公司與美國機(jī)床制造廠協(xié)商，確定了組合機(jī)床通用部件標(biāo)準(zhǔn)化的原則，即嚴(yán)格規(guī)定各部件間的聯(lián)系尺寸，但對部件結(jié)構(gòu)未作規(guī)定。
二十世紀(jì)70年代以來，隨著可轉(zhuǎn)位刀具、密齒銑刀、鏜孔尺寸自動檢測和刀具自動補(bǔ)償技術(shù)的發(fā)展，組合機(jī)床的加工精度也有所提高。銑削平面的平面度可達(dá)0.05毫米/1000毫米，表面粗糙度可低達(dá)2.5～0.63微米；鏜孔精度可達(dá)IT7～6級，孔距精度可達(dá)0.03～0.02微米。
組合機(jī)床未來的發(fā)展將更多的采用調(diào)速電動機(jī)和滾珠絲杠等傳動，以簡化結(jié)構(gòu)、縮短生產(chǎn)節(jié)拍；采用數(shù)字控制系統(tǒng)和主軸箱、夾具自動更換系統(tǒng)，以提高工藝可調(diào)性；以及納入柔性制造系統(tǒng)等。
1.2.1.組合機(jī)床的特性：
(1) 主要用于棱體類零件和雜件的孔面加工。
(2) 生產(chǎn)率高。因為工序集中，可多面、多工位、多軸、多刀同時自動加工。
(3) 加工精度穩(wěn)定。因為工序固定，可選用成熟的通用部件，精密夾具和自動工作循環(huán)來保證加工精度的一直性。
(4) 研制周期短，便于設(shè)計，制造和使用維護(hù)，成本低。因為通用化，系列
化，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，通用零件占70%～90%，通用件可組織批量生產(chǎn)進(jìn)行預(yù)制或外購。
27
(5) 自動化程度高，勞動強(qiáng)度低。
(6) 配置靈活。因為結(jié)構(gòu)模塊化、組合化?？砂垂ぜ蚬ば蛞?，用大量通
用部件和少量專用部件靈活組成各種類型的組合機(jī)床及自動線；機(jī)床易于改裝；產(chǎn)品或工藝變化時，通用部件一般還可以重復(fù)利用。
1.3組合機(jī)床的發(fā)展趨勢
我國加入WTO 以后，制造業(yè)所面臨的機(jī)遇與挑戰(zhàn)并存、組合機(jī)床行業(yè)企業(yè)適時調(diào)整戰(zhàn)略，采取了積極的應(yīng)對策略，出現(xiàn)了產(chǎn)、銷兩旺的良好勢頭，截至2005 年4 月份，組合機(jī)床行業(yè)企業(yè)僅組合機(jī)床一項，據(jù)不完全統(tǒng)計產(chǎn)量已達(dá)1000 余臺，產(chǎn)值達(dá)3.9 個億以上，較2004 年同比增長了10%以上，另外組合機(jī)床行業(yè)增加值、產(chǎn)品銷售率、全員工資總額、出口交費(fèi)值等經(jīng)濟(jì)指標(biāo)均有不同程度的增長，新產(chǎn)品、新技術(shù)較去年年均有大幅度提高，可見行業(yè)企業(yè)運(yùn)營狀況良好。
組合機(jī)床技術(shù)的發(fā)展趨勢有以下幾點(diǎn)：
（1） 行業(yè)企業(yè)產(chǎn)品結(jié)構(gòu)的變化組合機(jī)床行業(yè)企業(yè)主要針對汽車、摩托車、內(nèi)燃機(jī)、農(nóng)機(jī)、工程機(jī)械、化工機(jī)械、軍工、能源、輕工及家電行業(yè)提供專用設(shè)備。隨著我國加入WTO 后與世界機(jī)床進(jìn)一步接軌，組合機(jī)床行業(yè)企業(yè)產(chǎn)品開始向數(shù)控化、柔性化轉(zhuǎn)變。從近兩年是企業(yè)生產(chǎn)情況來看，數(shù)控機(jī)床與加工中心的市場需求量在上升，而傳統(tǒng)的鉆、鏜、銑組合機(jī)床則有下降趨勢，中國機(jī)床工具工業(yè)學(xué)會的《機(jī)床工具行業(yè)企業(yè)主要經(jīng)濟(jì)指標(biāo)報表》是統(tǒng)計數(shù)據(jù)顯示，僅從幾個全國大型重點(diǎn)企業(yè)生產(chǎn)情況看，2003 年生產(chǎn)數(shù)控機(jī)床890 臺，產(chǎn)值16187 萬元，生產(chǎn)加工中心148 臺，產(chǎn)值5770 萬元；2004 年生產(chǎn)數(shù)控機(jī)床985 臺，產(chǎn)值25838 萬元，生產(chǎn)加工中心159 臺，產(chǎn)值7099 萬元；而2005年，截至4 月份，數(shù)控機(jī)床、加工中心、產(chǎn)值已接近2003 年全年水平，故市場在向數(shù)控、高精制造技術(shù)和成套工藝裝備方面發(fā)展。 “九五”后期，在組合機(jī)床行業(yè)企業(yè)的50 多家組合機(jī)床分會會員中，僅有兩家企業(yè)實(shí)行了股份改造，一家企業(yè)退出國有轉(zhuǎn)為民營，其余的都是國有企業(yè)。而從2001 至2002 年，不到兩年的時間，就先后有十幾家企業(yè)實(shí)行股份制改造，一些小廠幾乎全部退出國有轉(zhuǎn)為民營，現(xiàn)在一些國家重點(diǎn)國有企業(yè)也在醞釀股份制改造，轉(zhuǎn)制已勢不可檔，“民營經(jīng)濟(jì)在經(jīng)歷了從組合機(jī)床行業(yè)企業(yè)正在以股份制、民營化等多種形式快速發(fā)展。
（2） 組合機(jī)床技術(shù)裝備現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢。組合機(jī)床及其自動線是集機(jī)電于一體是綜合自動化度較高的制造技術(shù)和成套工藝裝備。它的特點(diǎn)是高效、高質(zhì)、經(jīng)濟(jì)實(shí)用，因而被廣泛應(yīng)用與工程機(jī)械、交通、能源、軍工、輕工、家電行業(yè)。
我國的傳統(tǒng)的組合機(jī)床及組合機(jī)床自動線主要采用機(jī)、電、氣、液壓控制，它的加工對象主要是生產(chǎn)批量比較大的大中型的箱體類和軸類零件（近年研制的組合機(jī)床加工連桿、板件等也占一定份額），完成鉆孔、擴(kuò)孔、鉸孔，加工各種螺紋、鏜孔、車端面和凸臺，在孔內(nèi)鏜各種形狀槽，以及銑削平面和成型面等。組合機(jī)床的種類繁多，隨著技術(shù)的不斷進(jìn)步，一種新型的組合機(jī)床——柔性組合機(jī)床越來越受人們是親昧，它應(yīng)用多工位主軸箱、可換主軸箱、編碼隨行夾具和刀具的自動更換，配以可編程序控制器（PLC）、數(shù)字控制（NC）等，能任意改變工作循環(huán)控制和驅(qū)動系統(tǒng)，并能靈活適應(yīng)多種加工的可調(diào)可變的組合機(jī)床。另外，近年來組合機(jī)床加工中心、數(shù)控組合機(jī)床、機(jī)床輔機(jī)等在組合機(jī)床行業(yè)中所占份額也越來越大。由于組合機(jī)床及其自動線是一種技術(shù)綜合性很高的高技術(shù)專用產(chǎn)品，是根據(jù)用戶特殊要求而設(shè)計的，它涉及到加工工藝、刀具、測量、控制、診斷監(jiān)控、清洗、裝配和試漏等技術(shù)。我國組合機(jī)床及其組合機(jī)床自動線總體技術(shù)水平比發(fā)達(dá)國家相對落后，國內(nèi)所需的一些高水平組合機(jī)床及自動線幾乎都從國外進(jìn)口。工藝裝備的大量進(jìn)口勢必導(dǎo)致投資規(guī)模的擴(kuò)大，并使產(chǎn)品生產(chǎn)成本提高。因此，市場要求我們不斷開發(fā)新技術(shù)、新工藝、研制新產(chǎn)品，由過去的“剛性”機(jī)床結(jié)構(gòu)，向“柔性”化方向發(fā)展，滿足用戶需要，真正成為剛?cè)峒鎮(zhèn)涞淖詣踊b備。
1.4本課題主要研究內(nèi)容及目的
機(jī)床工業(yè)是現(xiàn)代工業(yè)特別是現(xiàn)代制造業(yè)的基礎(chǔ)，在國民經(jīng)濟(jì)中占有重要的戰(zhàn)略地位。機(jī)床工業(yè)與一個國家的工業(yè)競爭力、制造業(yè)發(fā)展水平緊密相關(guān)，本國的機(jī)床工業(yè)水平越高，工業(yè)和制造業(yè)競爭力越強(qiáng)。對我國而言，機(jī)床工業(yè)不僅僅具有重要的經(jīng)濟(jì)意義，而且還具有重要的國防戰(zhàn)略意義。研究機(jī)床工業(yè)的特點(diǎn)，有助于我們了解機(jī)床工業(yè)的特殊規(guī)律，從而找到適合我國國情的機(jī)床工業(yè)發(fā)展之路。我國工業(yè)競爭力和制造業(yè)發(fā)展水平不高，一定程度上是與我國機(jī)床工業(yè)發(fā)展水平不高相聯(lián)系的，加快我國機(jī)床工業(yè)的發(fā)展，提高我國機(jī)床工業(yè)技術(shù)和管理水平，將有利于我國工業(yè)和制造業(yè)發(fā)展。所以對機(jī)床的研究設(shè)計意義是極其重大的。
畢業(yè)設(shè)計是高等教育體系中非常重要的環(huán)節(jié)，它可以檢驗自己對專業(yè)知識理解與掌握的程度，也可以提高自己綜合運(yùn)用所學(xué)知識的能力，也能在分析問題和解決問題的過程中學(xué)到更多新的知識。
1.4.1 本課題研究的內(nèi)容
（1） 被加工零件孔的直徑及相對坐標(biāo)尺寸見零件示意圖；
（2） 被加工零件的材料為HT200；
（3） 工件定位面比工作臺面高115毫米；
（4） 設(shè)計多軸箱裝配圖及主要零件圖，變位齒輪圖；
（5） 熟悉組合機(jī)床的基本形式；
（6） 確定切削用量、計算切削力、選擇動力箱型號；
（7） 工位間距350毫米，工位對稱中心線與工作臺中心重合。
1.4.2 本課題的研究目的
機(jī)床設(shè)計畢業(yè)設(shè)計，其目的在于通過機(jī)床主運(yùn)動機(jī)械變速傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計，使我們在擬定傳動和變速的結(jié)構(gòu)方案過程中，得到設(shè)計構(gòu)思、方案的分析、結(jié)構(gòu)工藝性、機(jī)械制圖、零件計算、編寫技術(shù)文件和查閱資料等方面的綜合訓(xùn)練，樹立正確的設(shè)計思想，掌握基本的設(shè)計方法，培養(yǎng)基本的設(shè)計方法，并培養(yǎng)了自己具有初步的結(jié)構(gòu)分析、結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算能力。多軸箱是組合機(jī)床的重要專用部件。它是根據(jù)加工示意圖所確定的工件加工孔的數(shù)量和位置、切削用量和主軸類型設(shè)計的傳遞各主軸運(yùn)動的動力部件。其動力來自通用的動力箱，與動力箱一起安裝于進(jìn)給滑臺，可完成鉆、擴(kuò)、鉸、鏜孔等加工工序。多軸箱一般具有多根主軸同時對一列孔系進(jìn)行加工。但也有單軸的，用于鏜孔居多。多軸箱按結(jié)構(gòu)特點(diǎn)分為通用（即標(biāo)準(zhǔn)）多軸箱和專用多軸箱兩大類。前者結(jié)構(gòu)典型，能利用通用的箱體和傳動件；后者結(jié)構(gòu)特殊，往往需要加強(qiáng)主軸系統(tǒng)剛性，而使主軸及某些傳動件必須專門設(shè)計，故專用多軸箱通常指“剛性主軸箱”，即采用不需刀具導(dǎo)向裝置的剛性主軸和用精密滑臺導(dǎo)軌來保證加工孔的位置精度。通用多軸箱則采用標(biāo)準(zhǔn)主軸，借助導(dǎo)向套引導(dǎo)刀具來保證加工孔的位置精度。通用多軸箱又大型多軸箱和小型多軸箱，這兩中多軸箱的設(shè)計方法基本相同。本課題主要設(shè)計大型通用多軸箱。大型通用多軸箱由通用零件如箱體、主軸、傳動軸、齒輪和附加機(jī)構(gòu)等組成。
2 多軸箱的原始依據(jù)
2.1 被加工件的特點(diǎn)和設(shè)計技術(shù)要求
（1） 工件材料：HT200；
（2） 材料硬度：170～220HB；
（3） 被加工件孔的直徑及相對坐標(biāo)尺寸見零件示意圖；
（4） 工件定位面比工作臺臺面高115毫米；
（5） 確定切削用量、計算切削力、選擇動力箱型號；
（6） 設(shè)計多軸箱裝配圖及主要零件圖、變?yōu)辇X輪圖。
2.2 切削參數(shù)的確定
表2.1 鉆孔推薦切削用量
加工材料
加工直徑
d(mm)
切削速度
v（m/min）
進(jìn)給量
f(mm/r)
鑄
鐵
160～200HBS
1～6
16～24
0.07～0.12
﹥6～12
﹥0.12～0.2
﹥12～22
﹥0.2～0.4
﹥22～50
﹥0.4～0.8
鉆孔的切削用量除與孔徑有關(guān)外還與鉆孔深度有關(guān)。
表2.2 深孔鉆切削用量遞減表[2]
深徑比
3d
(3～4)d
(4～5)d
切削速度v（m/min）
V
(0.8～0.9)v
(0.7～0.8)v
進(jìn)給量f （mm/r）
F
0.9f
0.9f
鉆削的孔直徑分別為12.5mm、14.5mm
由表2.1有、的鉆削參數(shù)分別如下表所示：
表2.3推薦參數(shù)
孔
切削速度v(m/min)
進(jìn)給量f(mm/r)
16～24
0.2～0.4
根據(jù)各個切削用量之間的關(guān)系，可以計算出各個主軸的轉(zhuǎn)速范圍，其計算方法為：
（2.1）
其中：v為切削速度 (mm/min)
為所鉆孔的直徑（mm）
所以：
(2.2)
(2.3)
綜上所述，整理有表2.4：
表2.4 切削參數(shù)
切削速度v(m/min)
20
20
進(jìn)給量f (mm/r)
0.2
0.2
轉(zhuǎn)速n (r/min)
509.3
439
2.4 機(jī)床動力參數(shù)的確定
組合機(jī)床的切削用量計算切削力、轉(zhuǎn)矩及功率,鉆孔時(刀具材料選用高速鋼;工件材料為灰鑄鐵)
切削力：
（N） （2.4）
切削轉(zhuǎn)矩：
（N﹒mm） （2.5）
切削功率：
(KW) （2.6）
其中：v — 切削速度（m/min）
f— 進(jìn)給量 （mm/r）
D— 加工直徑（mm）
HB —布氏硬度 ：HB=
對于
(KW)
對于
(KW)
2.5 動力部件的選?。?
動力部件的選擇主要是確定動力箱的選擇，其驅(qū)動功率主要依據(jù)多軸箱所需傳遞的切削功率來選用。在不需要精確計算多軸箱功率或多軸箱尚未設(shè)計出來之前，可按下列簡化公式進(jìn)行估算：
（2-8）
式中：
—消耗于各主軸的切削功率的總和，單位KW；
—多軸箱的傳動效率，加工黑色金屬時取0.8～0.9，加工有色金屬時取0.7～0.8；主軸多、傳動復(fù)雜時取小值，反之取大值。
必須注意：當(dāng)某一規(guī)格的動力部件的功率或進(jìn)給力不能滿足要求，但又相差不大時，不要輕易選取大一規(guī)格的動力部件，而應(yīng)該以不影響加工精度和效率為前提，適當(dāng)降低關(guān)鍵性刀具的切削用量或?qū)⒌毒咤e開順序加工，以降低功率和進(jìn)給力。[2]
對該被加工零件進(jìn)行分析，其有的孔各四個，由于該機(jī)床在鉆孔時的主軸是空轉(zhuǎn)的。分別計算鉆時所需要的功率如下：
(2.9)
用鉆削功率來估算動力箱的功率，由上邊的公式所述，由于加工的是鑄鐵且內(nèi)部傳動連復(fù)雜，所以取效率為0.8，則有：
(2.10)
考慮到傳動軸的功率損失，選取動力箱為1TD40Ⅳ型 其參數(shù)如表2.9：
表2.9 動力箱參數(shù)
電動機(jī)型號
電動機(jī)功率
L3
電動機(jī)轉(zhuǎn)速
輸出軸轉(zhuǎn)速
Y132-6
4.0 (KW)
435 （mm）
960 (r/min)
480 (r/min)
2.6 軸的確定
軸材料的選擇：軸的材料主要是碳鋼和合金鋼，由于碳鋼比合金鋼價廉，對應(yīng)力集中的敏感性較低，同時也可用熱處理或化學(xué)熱處理的辦法提高其耐磨性和抗疲勞強(qiáng)度，故采用碳鋼制造軸尤為廣泛，其中最常用的是45鋼。
軸的結(jié)構(gòu)主要以下因素：軸在機(jī)器中的安裝位置及形式，軸上安裝零件的類型、尺寸、數(shù)量以及和軸連接的方法，載荷的性質(zhì)、大小、方向及分布情況：軸的加工工藝等。軸的結(jié)構(gòu)的因素較多，且結(jié)構(gòu)形式又要隨著具體情況的不同而異，所以軸沒有標(biāo)準(zhǔn)的結(jié)構(gòu)形式，設(shè)計時，必須針對不同情況進(jìn)行具體的分析。但是，不論何種具體條件，軸的結(jié)構(gòu)都應(yīng)滿足：軸和裝在軸上的零件要有準(zhǔn)確的工作位置；軸上的零件應(yīng)便于裝拆和調(diào)整。
表2.10 各主軸的動力參數(shù)
切削功率P(KW)
0.37
0.47
切削轉(zhuǎn)矩T(Nm)
7.1
10.34
雖然在加工過程中有鉆套等輔助設(shè)備來保證加工精度但是為了更大程度的保證主軸在工作中的可靠性、提高加工精度，選用剛性主軸并有公式計算的其直徑：
（2.11）
=21.2mm (2.12)
=23.28mm (2.13)
根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)軸頸將其圓整為：
表2.11 各主軸的初選直徑
Φ12
Φ14
切削轉(zhuǎn)矩T(Nm)
7. 1
10.34
軸徑（mm）
25
25
傳動軸的直徑也參考主軸直徑而定，取直徑Φ25。
通用鉆削類主軸按支承方式可以分為三種：
（1） 滾錐軸承主軸：前后支承均為圓錐滾子軸承。這種支承可以承受較大的徑向和軸向力，且結(jié)構(gòu)簡單、裝配調(diào)整方便，廣泛應(yīng)用于擴(kuò)、鏜、鉸孔和攻螺紋等加工；當(dāng)?shù)毒哌M(jìn)退兩個方向都有軸向力切削力時常用此種結(jié)構(gòu)。
（2） 滾珠軸承主軸：前支承為推力軸承和向心球軸承、后支承為向心球軸承或圓錐滾子軸承。因推力球軸承設(shè)置在前端，能承受較大的軸向力，適應(yīng)于鉆孔加工。
（3） 滾錐軸承主軸：前后支承均采用無內(nèi)環(huán)滾針軸承和推力軸承。當(dāng)主軸間距較小時采用。
對于本設(shè)計而言，設(shè)計的是箱體鉆孔組合機(jī)床多軸箱，所以在主軸選用時按推薦的鉆削類主軸選用滾珠軸承主軸，結(jié)構(gòu)如圖2.1所示：軸承分別為33005、16005（16004）、51105（51104）。
圖2.1 主軸的支承結(jié)構(gòu)
對于傳動軸，基本上不承受軸向力，但是為提高加工精度，防止派生的軸向力影響傳動，故選用滾錐軸承的支承方式即在兩端均采用圓錐滾子軸承33005。這樣就可以通過軸承的預(yù)緊來更好的提高加工進(jìn)度,結(jié)構(gòu)如圖2.2。
圖2.2 傳動軸的支承結(jié)構(gòu)
2.7 箱體型號的確定
由任務(wù)書知，工件定位面比工作臺高115mm，工件高度h為410mm寬度B=560為毫米。
所以箱體的尺寸初步計算為：
H箱體=115+410=525
B箱體=410
其中為保證多軸箱內(nèi)有足夠安排齒輪的空間 ，故取，則
考慮到其內(nèi)部傳動連復(fù)雜、需要安裝潤滑用的油泵等設(shè)備，應(yīng)優(yōu)先考慮外部動力輸入，預(yù)定采用630×500的多軸箱箱體。由所選動力箱、和箱體，取箱體底面為坐標(biāo)的橫軸（X軸），縱軸（Y軸）通過定位銷孔，則輸入軸0位置（265，160）。
3 多軸箱傳動鏈設(shè)計
3.1多軸箱傳動鏈設(shè)計的準(zhǔn)則
3.1.1對多軸箱傳動系統(tǒng)的一般要求
(1) 在保證主軸的強(qiáng)度、剛度、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)向的條件下，力求使傳動軸和齒輪的規(guī)格、數(shù)量為最少。為此，應(yīng)盡量用一根中間軸帶動多根主軸，并將齒輪布置在同一排上。當(dāng)中心距不符合標(biāo)準(zhǔn)時，可采用變?yōu)辇X輪或略微改變傳動比的方法來解決。
(2) 盡量不使用主軸帶動主軸的方案，以免增加主軸的負(fù)荷，影響加工質(zhì)量。
(3) 為使結(jié)構(gòu)緊湊，多軸箱內(nèi)齒輪副的傳動比一般不要大于1/2，后蓋內(nèi)齒輪傳動比允許至1/3～1/3.5；盡量避免用升速傳動。但是為了使主軸上的齒輪不至于過大，最后一級經(jīng)常采用升速傳動。
(4) 用于粗加工主軸上的齒輪，應(yīng)盡量設(shè)在靠近前蓋處，以減少主軸的扭轉(zhuǎn)變形；
(5) 驅(qū)動軸直接帶動的傳動軸數(shù)不要超過兩根，以免給裝配帶來困難。
3.1.2擬定多軸箱傳動方案的基本方法
先把全部主軸中心分布在幾個同心圓上，在各個同心圓的圓心上分別設(shè)置中心傳動軸；非同心圓分布的一些主軸也已設(shè)置中間傳動軸（如一根傳動軸帶動兩根或三根主軸）；然后根據(jù)已選定的各中心傳動軸再取同心圓，并用最少的傳動軸帶動這些中心傳動軸；最后通過合攏傳動軸與動力箱驅(qū)動軸鏈接起來。將主軸劃分為各種分布類型 被加工零件上加工孔位置分布是多種多樣的，但大致可歸納為：同心圓分布、直線分布和任意分布三種類型。因此，多軸箱上主軸分布相應(yīng)分為三種。
（1） 直線分布：對這類主軸，可分別用一根中間傳動軸帶動兩根主軸。
（2） 同心圓分布：對這類主軸，可在同心圓處分別設(shè)置中心傳動軸，由其上的一個或幾個（不同排數(shù)）齒輪來帶動各主軸。
（3） 任意分布：對此類主軸可根據(jù)“三點(diǎn)共圓”原理。它是同心圓和直線分布的混合形式。
（4） 確定驅(qū)動軸轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)向及其在多軸箱上的位置 驅(qū)動軸的轉(zhuǎn)速按動力箱型號選定；當(dāng)采用動力滑臺時，驅(qū)動軸旋轉(zhuǎn)方向可任意選擇；動力箱與多軸箱連接時，應(yīng)注意驅(qū)動軸中心一般設(shè)置于多軸箱體寬度的中心線上，其中心高度
則決定于所選動力箱的型號規(guī)格。驅(qū)動軸中心位置在機(jī)床聯(lián)系尺寸圖中已經(jīng)確定。
（5） 用最少的傳動軸及齒輪把驅(qū)動軸和各主軸連接起來在多軸箱設(shè)計原始依據(jù)圖中確定了各個主軸的位置、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)向的基礎(chǔ)上，首先分析主軸位置，擬定傳動方案，選定齒輪模數(shù)（估算或類比），再通過計算、作圖或多“試湊”相結(jié)合的方法，確定齒輪齒數(shù)和中間傳動軸的位置及轉(zhuǎn)速。
3.2泵軸和手柄軸的位置確定
多軸箱常采用葉片油泵潤滑，油泵供油至分油器經(jīng)油管分送到個潤滑點(diǎn)。油泵安裝在箱體的前壁上，泵軸盡量靠近油池。通常油泵齒輪放置在靠近前蓋排；以便于維修，如結(jié)構(gòu)限制?？梢苑旁诤笊w中；當(dāng)泵體或管接頭與傳動軸端相碰時，可改用埋頭傳動軸。
由于本課題設(shè)計的是一雙面臥式兩工位移動工作臺式組合機(jī)床的右多軸箱，所以選擇對稱式的機(jī)構(gòu)以方便設(shè)計，減少工作量；只需要在轉(zhuǎn)速的調(diào)節(jié)上進(jìn)行齒輪的變換就可以了。
3.3方案的制定
由傳動方案，可得此方案的傳動路線圖如下：
圖3.1 傳動路線圖
如圖3.1，分別主軸1，2，3，4在一同心圓上，圓心處設(shè)置中心傳動軸9；并用中心傳動軸9帶動分布四周的四個主軸，由于如果在中間傳動軸與主軸5，6，7，8設(shè)置一個齒輪，則主軸5，6，7，8的轉(zhuǎn)向與1，2，3，4主軸轉(zhuǎn)向相
反，故在中間傳動軸與主軸設(shè)置兩個傳動軸。最后將軸9與動力輸入軸0相連接組成完整的傳動連鏈。
由于本次設(shè)計的多軸箱的主軸數(shù)比較多而且結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，再加上作者的實(shí)際經(jīng)驗不足，為使設(shè)計達(dá)到比較好的效果，嚴(yán)格參照齒輪設(shè)定一般的方法—試湊法。經(jīng)反復(fù)的推敲、斟酌，結(jié)合該多軸箱孔多，孔間距比較小及設(shè)計的基本原則：主軸實(shí)際轉(zhuǎn)速與設(shè)計轉(zhuǎn)速相差不超過百分之五的理論，最終確定各工位各主軸及傳動軸上的齒輪安排如下節(jié)介紹。
鉆孔的主軸的設(shè)計轉(zhuǎn)速分別為439r/min、509.3r/min,而輸入軸的轉(zhuǎn)速為480r/min?？偟膫鲃颖确謩e為：
在保證e>2m的條件下，初選齒輪模數(shù)m=2, 驅(qū)動軸上的齒輪齒數(shù)為25，中心距為95mm，則與之相連接中間傳動軸上齒輪齒數(shù)為，設(shè)在第ⅳ排；由i=1.06可知與的主軸連接的中心傳動軸齒輪齒數(shù)，設(shè)在第Ⅲ排；由可知的主軸齒數(shù)為27；由箱體尺寸、零件的尺寸及相應(yīng)的技術(shù)要求，有各主軸的坐標(biāo)（如下圖）為：
圖3.5 主軸的坐標(biāo)
根據(jù)上邊的在同心圓上分布的四個主軸坐標(biāo)計算中心傳動軸9的位置坐標(biāo)
得：
D點(diǎn)的坐標(biāo)為,
傳動軸1相對于輸入軸的距離為
255mm-160mm=95mm
查《機(jī)械設(shè)計簡明手冊》P161表7-22動力箱齒輪，為滿足總的傳動比，選用動力箱齒輪為m=2，z=25,相應(yīng)的取與之匹配的齒輪m=2，z=25，安排在第ⅰ排；
故軸9的實(shí)際轉(zhuǎn)速為
主軸1、2、3、4的轉(zhuǎn)速為
由于總的傳動比比較小，所以中心傳動軸與個主軸的傳動比均選用1：1傳動即與中間傳動軸的轉(zhuǎn)速相等為，其中心傳動軸9安排在第Ⅰ、Ⅱ排，主軸1至4安排在Ⅱ排；在由中心傳動軸向四周的主軸傳動時，由于總傳動比較小，所以都以i=1進(jìn)行傳動，只在第一級進(jìn)行變速，故傳動軸1,2,3，12,13,14,15,16,17,18,19,20,21,22,23,24的上的齒輪Z=30，m=2，安排在第4排。整理如表3.1
表3.1 鉆工位各軸上齒輪的配置
軸號
第四排
第二排
0
2-36
1
2-130
2
2-46
2-40
3
2-46
2-30
4,5,6,7
2-30
8,9,10,11
2-40
12,13,14,15
2-54
16....31
2-30
3.4 坐標(biāo)的計算
3.4.1 坐標(biāo)的計算
由傳動方案及齒輪，可以計算出各個傳動軸的坐標(biāo),計算過程如下：
對于中心傳動軸9的坐標(biāo)計算，因為其傳動軸的作用是帶動呈圓周分布的主軸，故初步設(shè)置在圓心，與四軸距離相同，視為與一軸定距的傳動軸坐標(biāo)計算。
有主軸1（265,195）作為原點(diǎn)，建立小坐標(biāo)系X,設(shè)所求傳動軸的坐標(biāo)
為B(X,Y),嚙合中心距為
由B點(diǎn)向X軸作一輔助垂線交X軸于A點(diǎn)，組成直角三角形，如下圖3.6。量出y=60mm（即AB）,則然后將所得的坐標(biāo)（0,60）換算到大的坐標(biāo)中去后為（265,255）.
圖3.6 與一軸定距0的傳動軸坐標(biāo)計算圖
對于中心傳動軸11的坐標(biāo)計算，因為其傳動軸的作用是帶動主軸，視為與一軸定距的傳動軸坐標(biāo)計算。
有主軸8（91,355）作為原點(diǎn)，建立小坐標(biāo)系X,設(shè)所求傳動軸的坐標(biāo)為C(X,Y),嚙合中心距為mm。由C點(diǎn)向X軸作一輔助垂線交X軸于A點(diǎn)，組成直角三角形，如下圖3.7。量出X=mm（即AC），則然后將所得的坐標(biāo)（53.29,）換算到大的坐標(biāo)中去后為（144.29,302.571）。傳動軸13、15、17的計算方法同傳動軸11，得傳動軸的坐標(biāo)依次為（265.290，315.571）（144.290,144.573）（265.29,144.780）
圖3.7 與一軸定距的傳動軸坐標(biāo)計算圖
對于中心傳動軸10的坐標(biāo)計算，由于該傳動軸的作用是和中心傳動軸嚙合的同時把動力傳遞給傳動軸11，故可知該軸的計算方法屬于二軸定距的傳動軸坐表計算方法。計算方法如圖3.8所示，圖中a（265,255）和b（144.29,382.571）分別為兩已知軸9和11，的嚙合中心距，即ac為，bc為，c（X,Y）為所需計算的傳動軸坐標(biāo)。為了便于計算，選取小坐標(biāo)系iaj，a點(diǎn)為其原點(diǎn)，使c點(diǎn)在小坐標(biāo)的坐標(biāo)（I,J）為正值，a、b、c按逆時針順序定出，做輔助線并標(biāo)號如圖所示，由此可導(dǎo)出c點(diǎn)的計算公式。即：
設(shè)： A ==144.29-265=120.71
=
()=126.532
J=
因為
還原到XOY坐標(biāo)系中去，則c點(diǎn)坐標(biāo)為：
X=595
Y=295
則傳動軸10的坐標(biāo)為（595,295)。同理可得其他軸的坐標(biāo)，如圖下表
圖3.8 與二軸定距的傳動軸坐標(biāo)計算圖
3.4.2 計算中心距誤差
由于在前邊的計算中均采用的是三角函數(shù)聯(lián)系設(shè)計方案及齒輪(中心距)計算而來的，所以其中心距誤差均在允許的范圍內(nèi)。而在傳動軸9與動力輸入軸0的連接上還沒有保證，所以需要對其進(jìn)行校核。多軸箱箱體上的孔是按計算的坐標(biāo)加工的，而裝配要求兩軸間齒輪能正常嚙合。因此，必須驗算根據(jù)坐標(biāo)計算確定的實(shí)際中心距A，是否符合兩軸間齒輪嚙合要求的標(biāo)準(zhǔn)中心距R，R與A之間的誤差
驗算標(biāo)準(zhǔn)：中心距允許誤差 mm
傳動軸9與動力輸入軸0的連接上還沒有保證，下邊對傳動軸9和動力輸入軸0之間的中心距進(jìn)行檢查驗算。由動力箱和箱體的聯(lián)系尺寸可知動力輸入軸0的坐標(biāo)為（265，160），由前邊的計算知傳動軸9的坐標(biāo)為（265，266），軸9相對于0的坐標(biāo)為；驗算如下：
已知m=2,則
標(biāo)準(zhǔn)中心距：
實(shí)際中心距：
中心距誤差：
由上邊知 mm 故中間傳動軸與輸入軸的中心距符合要求。
4 主軸和傳動軸的校核
4.1 軸的扭轉(zhuǎn)度校核：
驗算傳動軸的直徑 按下式計算傳動軸所承受的總扭矩：
（4-1）
式中：為作用在第n個主軸上的轉(zhuǎn)矩，單位為N·m；
為傳動軸至第n個主軸之間的傳動比。
根據(jù)整個傳動方案和的已選定的齒輪，計算各個主軸的實(shí)際轉(zhuǎn)速如下：
根據(jù)前面的計算主軸的扭矩分別為7. 110.34根據(jù)公式計算各個傳動軸的扭矩整理如下表：
表4.1 鉆工位各傳動軸的扭矩
Φ12.5
Φ14.5
總扭矩T（N·m）
1
0.83
0.83
4,5,6,7
4個
4 個
70.25
10,11,12,13
0個
4個
9.66
21,22,23,24
0個
4個
8.2
由《組合機(jī)床簡明設(shè)計手冊》[2]對各個軸的軸徑進(jìn)行校核， 式中 d為軸的直徑（mm）；T為軸所傳遞的扭矩（N·m）；B為系數(shù)。當(dāng)材料的剪切彈性模數(shù)G=81.0Gpa時，剛性主軸的B=7.3，非剛性主軸B=6.2，而傳動軸的B=5.2。故對本次次驗算的軸有。
則
=21.2mm
=23.28mm
4.2 軸的抗彎扭強(qiáng)度校核和軸承齒輪的強(qiáng)度校核：
4.2.1強(qiáng)度校核理論
通過軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，軸的主要結(jié)構(gòu)尺寸，軸上零件的位置，以及外載荷和支反力的作用位置均以確定，軸上的載荷(彎矩和扭矩)已求得，因而可按彎扭合成強(qiáng)度條件對軸進(jìn)行強(qiáng)度校核計算，一般的計算步驟如下：
(1) 做出軸的計算簡圖（即力學(xué)模型）：軸所承受的載荷是從軸上零件傳來的。計算時，常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點(diǎn)算起。通常把軸當(dāng)作置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點(diǎn)與軸承的類型和布置方式有關(guān)。在作計算簡圖時，應(yīng)先求出軸上零件的載荷（若為空間力系，應(yīng)把空間力系分解為圓周力、徑向力和軸向力，然后把他們?nèi)哭D(zhuǎn)化到軸上），并將其分解為水平分力和垂直分力，然后求出個支承處的水平反力和垂直反力。
(2) 做出彎矩圖：根據(jù)上述的簡圖，分別按水平面和垂直面計算各力產(chǎn)生Z彎矩，并按計算結(jié)果分別做出水平面說那過的彎矩圖和垂直面上的彎矩圖；然后按計算出總的彎矩并做出彎矩圖M。
(3) 做出扭矩圖。
(4) 校核軸的強(qiáng)度：已知軸的彎矩和扭矩之后，可針對某些危險截面（即彎矩和扭矩大而軸徑可能不足的截面）作彎扭合成強(qiáng)度校核計算。按第三強(qiáng)度理論，計算應(yīng)力，通常由彎矩所產(chǎn)生的彎矩應(yīng)力是對稱循環(huán)變應(yīng)力，而有扭矩所產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力則常常不是對稱循環(huán)變應(yīng)力，為了考慮兩者循環(huán)特性不同的影響，引入折合系數(shù)，則計算應(yīng)力為：式中的彎曲應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力。當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力時，?。划?dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力時，取；若扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為亦為對稱循環(huán)變應(yīng)力時，則取。對于直徑為d的圓軸，彎曲應(yīng)力,扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力,將和代入可求得：
（4-2）
式中：
—軸的計算應(yīng)力，單位為MPa；
M —軸所受的彎矩，單位為N· m；
T —軸所受的扭矩，單位為N·m；
—軸所受循環(huán)變應(yīng)力時的許用彎曲應(yīng)力
4.2.2軸承的校核
滾動軸承在工作時，軸承內(nèi)、外圈滾道和滾動體承受變化的接觸應(yīng)力，所以疲勞點(diǎn)蝕是滾動軸承的主要失效形式，軸承點(diǎn)蝕破壞后，會使軸承產(chǎn)生振動、噪聲，發(fā)熱量增大，旋轉(zhuǎn)精度下降等。
軸承的壽命是指出現(xiàn)疲勞點(diǎn)蝕前轉(zhuǎn)過的總?cè)?shù)，或在一定的轉(zhuǎn)速下總的工作小時數(shù)。軸承的額定壽命與所承受的載荷大小有關(guān)系，工作載荷越大，軸承的壽命就越短。為了表達(dá)各種軸承的承載特性，規(guī)定軸承的基本額定壽命為時，軸承所能承受的最大載荷稱為軸承的基本額定動載荷，用字母C表示。不同的軸承有不同的基本額定動載荷，它表征了不同軸承的承載特征。其值可以從機(jī)械設(shè)計手冊中查出。若載荷P和轉(zhuǎn)速n已知，并取得軸承的預(yù)期壽命為，
則所選軸承的基本額定動載荷C為:
（4-3）
式中：
為溫度因素
為載荷因素
在實(shí)際應(yīng)用中，軸承的載荷往往與實(shí)驗理論的不相符，因此，在進(jìn)行軸承壽命的計算時，應(yīng)把實(shí)際在和轉(zhuǎn)換為與實(shí)驗條件相同的載荷，轉(zhuǎn)換后的載荷是一種假定的載荷，稱為當(dāng)量載荷P，P，式中，為軸承所承受的徑向載荷（N），為軸承所承受的軸向載荷（N）；X為徑向載荷系數(shù)；Y為軸向載荷系數(shù)。X、Y的值可查表求得。
4.2.3輪齒的受力分析
進(jìn)行齒輪傳動的強(qiáng)度計算時，首先要知道齒輪上所受的力，這就需要對齒輪傳動作受理分析。當(dāng)然，對齒輪傳動進(jìn)行力分析也是計算安裝齒輪的軸及軸承時所必須的。齒輪傳動一般均加以潤滑，嚙合齒輪間的摩擦力通常很小，計算受力時，可不予考慮。
沿嚙合線作用在齒面上的法向載荷垂直于齒面，為了計算方便，將法向載荷（單位為N）在節(jié)點(diǎn)處分解為兩個相互垂直的分力，即圓周力和徑向力（單位均為N）。由此得：
（4-4）
（4-5）
（4-6）
式中： 為齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，單位為 N·m；
為齒輪的節(jié)圓直徑，對標(biāo)準(zhǔn)齒輪即為分度圓直徑，單位為mm；
為嚙合角，對標(biāo)準(zhǔn)齒輪，。
4.2.4輪齒的校核
（1） 齒根彎曲強(qiáng)度計算：假設(shè)只有一對齒嚙合，當(dāng)載荷作用于齒頂時，可將齒輪看做寬度為B的懸臂梁。按懸臂梁理論，在齒根危險截面產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力最大。若最大彎曲應(yīng)力用表示，許用彎曲應(yīng)力用表示，則在預(yù)期壽命內(nèi)保證齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的條件為：
； （4-7）
的算法為：
（4-8）
式中：
為齒輪上的圓周力，單位為 N；
b為齒寬,單位為mm；
m為齒輪的模數(shù)；
K為載荷因素；
、為齒形因素。
（2） 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算：齒面疲勞點(diǎn)蝕與齒面接觸應(yīng)力的大小有關(guān)，而齒面最大接觸應(yīng)力可以通過近似計算求得。一對齒輪的齒面接觸強(qiáng)度校核的公式為：
（4-9）
式中： 為圓周力，單位為；
K為載荷系數(shù)；
為大輪與小輪的齒數(shù)比
b為齒寬，單位為mm ；
為齒輪分度圓直徑,單位為mm ；
為區(qū)域系數(shù)，標(biāo)準(zhǔn)直齒齒輪=2.5；
為彈性影響系數(shù)。
（3） 許用應(yīng)力的計算式：
（4-10）
式中：
為實(shí)驗齒輪的接觸疲勞或齒根彎曲疲勞極限；
為齒輪接觸疲勞或彎曲疲勞安全系數(shù)，對按疲勞強(qiáng)度計算時 1,當(dāng)按彎曲疲勞強(qiáng)度計算時取1.5；
為應(yīng)力循環(huán)次數(shù)影響的系數(shù)即壽命系數(shù)。
4.3 具體計算
4.3.1軸30及其配件的校核
1）軸的強(qiáng)度校核：經(jīng)過前邊的計算及分析，傳動軸30的載荷明顯比較大，而且結(jié)構(gòu)復(fù)雜。
第一排： 圓周力
徑向力
法向力
徑向力水平分力
徑向力垂直分力
第二排： 圓周力
徑向力
法向力
徑向力水平分力
徑向力垂直分力
由以上的計算結(jié)合傳動軸9的結(jié)構(gòu)，可畫出其分別在水平面和垂直面內(nèi)的受力圖 和如圖4.2：
圖4.2 受力圖
由轉(zhuǎn)矩平衡可以計算出：
由此可知軸9在水平面和垂直面上的彎矩圖和如圖4.3：
圖4.3 彎矩圖
由可以求出各個點(diǎn)的實(shí)際彎矩：
圖4.4 彎矩合成圖
作扭矩圖（圖4.5）考慮啟動、制動的影響，取折算系數(shù)a =0.6，故
圖4.5 扭矩圖
綜上所述，最大的當(dāng)量彎矩為A點(diǎn)的彎矩即軸承支承座上的彎矩
由于軸上當(dāng)量彎矩最大在A點(diǎn)，故A為軸的危險截面。軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查機(jī)械設(shè)計[6]表15-1有=60MP。
則
所以，軸的強(qiáng)度符合要求。
2）軸9軸承的校核：
由已知條件，初選軸承9的型號為33005，查機(jī)
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