金屬切削機床課程設計車床主軸箱設計【全套圖紙】

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1、中北大學課程設計說明書 中北大學 課 程 設 計 說 明 書 學生姓名： 學 號： 學 院： 機械工程與自動化學院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 題 目：《金屬切削機床》課程設計 （車床主軸箱設計） 指導教師： 職稱: 講師 2007年1月17日 中北大學 課程設計任務書 全

2、套圖紙，加153893706 06/07 學年第 一 學期 學 院： 機械工程與自動化學院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學 生 姓 名： 學 號： 課程設計題目： 《金屬切削機床》課程設計 （車床主軸箱設計） 起 迄 日 期： 1 月 4 日～ 1 月

3、 17 日 課程設計地點： 機械工程與自動化學院 指 導 教 師： 講師 系 主 任： 下達任務書日期: 2006年1月4日 課 程 設 計 任 務 書 1．設計目的： 通過本課程設計的訓練，使學生初步掌握機床的運動設計（包括主軸箱、變速箱傳動鏈），動力計算（包括確定電機型號，主軸、傳動軸、齒輪的計算轉速），以及關鍵零部件的強度校核，獲得工程師必備設計能力的初步訓練。同時鞏

4、固《金屬切削機床》課程的基本理論和基本知識。 1．運用所學的理論及實踐知識，進行機床設計的初步訓練，培養(yǎng)學生的綜合設計能力； 2．掌握機床設計（主軸箱或變速箱）的方法和步驟； 3．掌握設計的基本技能，具備查閱和運用標準、手冊、圖冊等有關技術資料的能力； 4．基本掌握繪圖和編寫技術文件的能力 2．設計內容和要求（包括原始數(shù)據、技術參數(shù)、條件、設計要求等）： 1．機床的類型、用途及主要參數(shù) 車床，工作時間：一班制，電動機功率：，主軸最高、最低轉速如下： ， 變速級數(shù)：z=12。 2．工件材料：45號

5、鋼 刀具材料：YT15 3．設計部件名稱：主軸箱 3．設計工作任務及工作量的要求〔包括課程設計計算說明書(論文)、圖紙、實物樣品等〕： 設計任務 1．運動設計：根據所給定的轉速范圍及變速級數(shù)，，確定公比，繪制結構網、轉速圖、計算齒輪齒數(shù)。 2．動力計算：選擇電動機型號及轉速，確定傳動件的計算轉速、對主要零件（如皮帶、齒輪、主軸、軸承等）進行計算（初算和驗算）。 設計工作量要求： 1．主軸箱展開圖、剖面圖各一張； 2、I號軸零件圖一張； 3．機床傳動系統(tǒng)圖一張； 4．編寫課程設計說明書一份。（A4>15頁）

6、 課 程 設 計 任 務 書 4．主要參考文獻： 1 陳易新.金屬切削機床課程設計指導書.北京:機械工業(yè)出版社,1987.7 2 范云漲.金屬切削機床設計簡明手冊. 北京:機械工業(yè)出版社,1994.7 5．設計成果形式及要求： 圖紙和說明書 6．工作計劃及進度： 2007年 1 月 4 日 ~ 1 月 5 日 調查階段 1 月 6 日 ~ 1 月14日 設計階段 1月15 日 ~

7、1 月16日 考核階段 1月17日 最終答辯 答辯或成績考核 系主任審查意見： 簽字： 年 月 日 目 錄 1. 機床運動參數(shù)的確定……………………………………………………………7 1.1 運動參數(shù) …………………………………………………………………………7 1.1.1 確定公比φ及Rn ………………………………………………………………7 1.1.2 求出轉速系列 …………………

8、………………………………………………7 1.2 動力參數(shù) …………………………………………………………………………7 2. 運動設計……………………………………………………………………………7 2.1 傳動組、傳動副的確定 …………………………………………………………7 2.2 確定變速組的擴大順序 …………………………………………………………8 2.3 繪制轉速圖 ………………………………………………………………………9 2.3.1 驗算傳動組變速范圍……………………………………………………………9 2.3.2 繪制轉速圖 …………………………………………

9、…………………………9 2.4 確定齒輪齒數(shù) ……………………………………………………………………10 2.5 確定帶輪直徑 ……………………………………………………………………10 2.6 驗算主軸轉速誤差 ………………………………………………………………11 2.7 繪制傳動系統(tǒng)圖 …………………………………………………………………11 3. 傳動零件的初步計算…………………………………………………………12 3.1 確定傳動件的計算轉速 …………………………………………………………12 3.1.1 分析軸的計算轉速………………………………………………………………

10、12 3.1.2 用表列出各傳動件的計算轉速…………………………………………………12 3.2 確定主軸支承軸頸尺寸 …………………………………………………………13 3.3 估算傳動軸直徑 …………………………………………………………………13 3.4 估算傳動齒輪模數(shù) ………………………………………………………………13 3.5 離合器的選擇與計算 ……………………………………………………………14 3.6 普通V帶的選擇與計算 …………………………………………………………15 4. 結構設計…………………………………………………………………………12 4.1

11、 帶輪設計 …………………………………………………………………………15 4.2 主軸轉停機構設計 ………………………………………………………………16 4.3 齒輪塊設計 ………………………………………………………………………16 4.4 軸承的選擇………………………………………………………………………16 4.5 主軸組件…………………………………………………………………………16 4.6 潤滑系統(tǒng)設計……………………………………………………………………16 4.7 密封裝置設計……………………………………………………………………16 4.8 主軸箱箱體設計……

12、……………………………………………………………17 5. 主要零件的驗算………………………………………………………………17 5.1 齒輪的驗算………………………………………………………………………17 5.1.1 驗算公式 ……………………………………………………………………17 5.1.2 列表驗算 ……………………………………………………………………17 5.2 驗算軸的彎曲剛度………………………………………………………………18 5.2.1受力分析及計算 ………………………………………………………………18 5.2.2計算撓度、傾角………………………………

13、…………………………………19 5.3 驗算花鍵側擠壓力（以Ⅱ軸為例） ……………………………………………22 5.3.1 計算公式 ………………………………………………………………………22 5.3.2 確定式中參數(shù) …………………………………………………………………22 5.3.3 計算 ……………………………………………………………………………22 5.4 滾動軸承驗算 …………………………………………………………………22 5.4.1 支反力計算 ……………………………………………………………………22 5.4.2 列表驗算 ……………………………………

14、…………………………………22 參考文獻…………………………………………………………………………… 24 1. 機床運動參數(shù)的確定 1.1 運動參數(shù) 1.1.1 確定公比φ及Rn 已知 ：最低轉速nmin=160rpm，最高轉速nmax=2000rpm，變速級數(shù)Z=12， 則公比： Φ = （nmax/nmin）1/（Z－1） =（2000rpm/160rpm）1/（12－1） ≈1.26 轉速調整范圍：

15、 Rn=nmax/nmin=12.5 1.1.2 求出轉速系列 根據最低轉速nmin=160rpm，最高轉速nmax=2000rpm，公比φ=1.26，按《機床課程設計指導書》（陳易新編）表5選出標準轉速數(shù)列： 2000 1600 1280 1008 800 640 504 400 320 256 200 160 1.2 動力參數(shù) 已知電動機功率為N=4kw，根據《金屬切削機床課程設計指導書》（陳易新編）附錄2選擇主電動機為

16、Y112M-4，其主要技術數(shù)據見下表1： 表1 Y112M-2技術參數(shù) 轉速（r/min） 額定功率 （kw） 滿載時 堵轉電流 堵轉轉矩 最大轉矩 同步轉速 （r/min） 級數(shù) 電流 （A） 效率 （%） 功率因數(shù) 額定電流 （倍） 額定轉矩 （倍） 額定轉矩 （倍） 2890 4.0 8.8 84.5 0.82 7.0 2.2 2.2 3000 4 2.運動設計 2.1傳動組、傳動副的確定 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） 12=43 2） 12=

17、34 3） 12=223 4） 12=322 5） 12=232 分析得： 方案1）和2）的設計可以節(jié)省一根傳動軸。但是，由于一個傳動組內有四個變速傳動副，增大了該軸的軸向尺寸。這種方案不宜采用。 根據傳動副數(shù)目分配應“前多后少”的原則，方案4）是可取的。但是，由于主軸轉停采用片式摩擦離合器結構，致使Ⅰ軸尺寸增大，此方案也不宜采用，而應選用方案5）。 2.2 確定變速組的擴大順序 12=232的傳動副組合，其傳動組的順序又可有以下六種形式： 1） 12=213226 2） 12=213422 3） 12=233126

18、 4） 12=263123 5） 12=223421 6） 12=263221 根據級比指數(shù)分配要“前密后疏”的原則，應選用第一種方案。然而，對于我們所設計的結構會 圖1 方案比較 （1）若第一變速組采用升速傳動（圖1b），則軸至主軸間的降速傳動職能由后兩個變速組承擔，降速傳動比回較大，不宜采用。如果采用方案3）即可解決上述問題（見圖1c），其結構網見圖2。 （2）若第一變速組采用降速傳動（圖1a），由于摩擦離合器徑向尺寸限制，使得軸上的齒輪直徑不能太小，依次傳動，這樣會使得整個傳動系統(tǒng)結構尺寸增大。所以這種傳動不宜采用。 圖

19、2 結構網 2.3 繪制轉速圖 2.3.1 驗算傳動組變速范圍 第二擴大組的變速范圍是 符合設計原則要求。 2.3.2 繪制轉速圖 本題目所選定的結構式共有三個傳動組，變速機構共需4軸，加上電動機軸共5軸，故轉速圖需5條豎線；主軸共12種轉速，故需12條橫線。主軸的各級轉速，電動機轉速及傳動比分配都可見轉速圖（圖3）。 圖3 轉速圖 2.4確定齒輪齒數(shù) 利用查表法由《機床課程設計指導書》（陳易新編）表9，求出各傳動組齒輪齒數(shù)（表2）： 表2 各傳動組齒輪齒數(shù) 變

20、速組 第一變速組 第二變速組 第三變速組 齒數(shù)和 89 95 106 齒輪 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14 齒數(shù) 35 54 49 40 37 59 48 47 43 52 40 66 77 29 2.5確定帶輪直徑 由《機床課程設計指導書》（陳易新編）表11，查取小帶輪基準直徑： dd1=50mm 大帶輪直徑由公式求得：

21、 dd2=50*4.6=230mm 與帶輪基準直徑系列相比較，?。? dd2=230mm。 2.6 驗算主軸轉速誤差 主軸各級實際轉速值用下式計算： 式中，，分別為第一、二、三變速組齒輪傳動比。 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： 表3 轉速誤差表 主軸轉速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 n10

22、 n11 n12 標準轉速 r/min 160 200 256 320 400 504 640 800 1008 1280 1600 2000 實際轉速 r/min 158 198 251 313 393 493 624 780 986 1260 1579 1982 轉速誤差 % 1 0.8 1.9 2 1.6 2.2 2.5 2.4 1.9 1 1.5 2.1 經檢驗（如上表3），轉速誤差滿足要求。 2.7 繪制傳動系統(tǒng)圖 圖4 傳動系統(tǒng)圖

23、 3. 傳動零件的初步計算 3.1 確定傳動件的計算轉速 3.1.1 分析軸的計算轉速 主軸 根據《金屬切削機床》表8-2，中型機床主軸的計算轉速是第一個三分之一轉速范圍內的最高一級轉速，此即為n=320r/min。 各傳動軸 軸Ⅲ可以從主軸為320r/min向上查出，好象是640r/min，但其實軸Ⅲ通過400r/min便可以傳遞全功率，所以軸Ⅲ的計算轉速為400r/min；同樣，軸Ⅱ的計算轉速為640r/min，軸Ⅰ的計算轉速為1008r/min。 3.1.2 用表列出各傳動件的計算轉 表4 傳動件計算轉速 傳動件 軸 齒輪 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Z1

24、 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14 計算轉速 1008 640 400 320 1008 640 1008 800 640 400 640 640 640 504 640 400 320 400 3.2 確定主軸支承軸頸尺寸 參照《機床課程設計指導書》（陳易新編）表3選取前支承軸頸直徑： D1=90mm 后支承軸頸直徑：D2=（0.7～0.85） D1=63～77mm 選取D2=70mm

25、 3.3 估算傳動軸直徑 參照《機床課程設計指導書》（陳易新編）計算得： 表5 傳動軸直徑的估算 計算公式 軸 號 計算 轉速 nc r/min 電機至該軸 傳動效率 η 輸入 功率 P kw 允許 扭轉 角 deg/m 傳動 軸的 直徑 mm 傳動軸的 長度 mm 花鍵軸尺寸 NdDB Ⅰ 1008 0.96 3.84 1.5 25.6 400 625347 Ⅱ 640 0.960.995 3.82 1.5 28.5 400 828386 Ⅲ 400 0.960.9950.99 3.79

26、 1.5 32.1 500 832427 3.4 估算傳動齒輪模數(shù) 參照《機械設計》(濮良貴 紀名剛主編)中齒輪傳動設計及《機械制造工藝、金屬切削機床設計指導》（李洪主編）表2.4-17計算各傳動組最小齒輪的模數(shù)： 表6 齒輪模數(shù)的估算 估算公式 傳 動 組 小 齒 輪 齒數(shù) 比 u≥1 齒寬系數(shù) Ψm 傳遞功率P 載荷系數(shù)K 許用接觸應力σHP 許用齒根應力σFP 計算轉速 nc 系數(shù)YFS 模數(shù)mH 模數(shù)mF 選擇模數(shù)m 按齒面接觸疲勞強度 按齒輪彎曲疲勞強度 第一變速組 z1 35 1.57 8 3.84

27、 1 1100 518 630 4.28 1.48 1.48 2 第二變速組 z5 37 1.59 9 3.82 1 1100 518 400 4.26 1.60 1.62 2 第三變速組 z14 29 2.68 7 3.79 1 1100 518 250 4.38 2.2 2.2 3 3.5 離合器的選擇與計算 根據車床工作特點，選擇片式摩擦離合器。通過查《機械制造工藝、金屬切削機床設計指導》（李洪主編）表2.4-34、表2.4-35、表2.4-36、表2.4-37和計算得： 表7 離合器計算 計算公式

28、 傳遞轉矩Nm 安全系數(shù)k 摩擦系數(shù)f 外片內徑d mm 內片外徑D mm 接觸寬度b mm 基本許用壓強 ［P0」 MPa 次數(shù)修正系數(shù)km 面數(shù)修正系數(shù)kx 速度修正系數(shù)kv 許用壓強［P0」 MPa 片數(shù) 外片 內片 58209.5 1.3 0.08 36 72 18 1.1 1 0.79 1.02 0.886 5 6 軸向壓緊力Q=[p]πD0bkv=0.853.1454181.02=2646 3.6 普通V帶的選擇與計算 以下各圖表均在《機械制造工藝、金屬切削機床設計指導》（李洪主編）中： 表8 V帶的

29、計算 計算內容 符號 單位 計算公式或圖表 計算過程 結果 設計功率 Pd kW Pd=KAP，表2.4-2 P d=1.04 4 帶型選擇 圖2.4-1 A型 初選中心距 a0 mm 700 計算帶的基準產長度 Ld0 mm Ld0=2a0+π（dd1+dd2）/2+ （dd2-dd1）2/（4a0） Ld0=2700+π（100+224）/2+（224-100）2/（4400） 1918 選擇帶的基準長度 Ld mm 表2.4-4 1800 實際中心距 a mm 643 小帶輪包角

30、α1 o 175合格 帶速 v m/s 7.54合格 帶的撓度次數(shù) u s-1 m為帶輪的個數(shù) 8.4合格 帶的根數(shù) Z 表2.4-6 表2.4-9 表2.4-10 3.44取4 4. 結構設計 4.1 帶輪設計 根據V帶計算，選用4根A型V 帶。由于Ⅰ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，采用了《金屬切削機床》中介紹的卸荷帶輪結構。 4.2 主軸轉停機構設計 本機床屬于普通機床，實用于機械加工車間。采用單向片式離合器,其結構圖見《金屬切削機床》課本。該離合器的工作原理是，

31、移動滑套，鋼球沿斜面向中心移動使滑塊、螺母左移，壓緊摩擦片，實現(xiàn)離合器嚙合。 4.3 齒輪塊設計 機床的變速系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速機構。根據各傳動組的工作特點，第一擴大組的滑移齒輪采用了表2.5-4C所示的銷釘連接裝配式結構?；窘M采用了表2.5-3所示的整體式滑移齒輪。第二擴大組，由于傳動轉距較大，則采用了表2.5-4a所示的鍵連接裝配式齒輪。 從工藝的角度考慮，其它固定齒輪（主軸上的齒輪除外）也采用花鍵聯(lián)結。由于主軸直徑較大，為了降低加工成本而采用單鍵聯(lián)結。 Ⅰ--Ⅱ軸傳動齒輪精度為877-8b，Ⅲ--Ⅳ軸間齒輪精度為766-7b。 4.4 軸承的選擇 為了裝配方便，Ⅰ軸上

32、傳動件（齒輪、摩擦離合器等）的外徑均小于箱體左側支承孔直徑，并采用205型向心球軸承。為了便于裝配和軸承間隙調整，Ⅱ軸采用了7206型圓錐滾子軸承，軸Ⅲ采用7207型圓錐滾子軸承。 滾動軸承均采用E級精度。 4.5 主軸組件 本機床功率為中型功率，為了簡化結構，主軸采用了軸向后端定位的兩支承主軸組件。前支承采用3182118型雙列圓柱滾子軸承，后支承采用46214型角接觸球軸承和8215型單向推力球軸承。為了保證主軸回轉精度，主軸前后軸承均用防松螺母調整軸承的間隙。主軸前端采用短圓錐定心結構。 前軸承為C級精度，后軸承為D級精度。 注：以上軸承型號均采用舊國標，從《金屬切削機床設計

33、簡明手冊》（范云漲 陳兆年 主編）中查出；4.中各表、圖均指《機械制造工藝、金屬切削機床設計指導》（李洪主編）書中的表、圖。 4.6 潤滑系統(tǒng)設計 主軸箱內采用飛濺式潤滑。油面高度為65mm左右，甩油輪浸油深度為10mm左右。潤滑油型號為：HJ30。 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。 4.7 密封裝置設計 Ⅰ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。 4.8 主軸箱箱體設計 箱體外形采用了各面間直角連接方式，使箱提線條簡單、明快。

34、 5. 主要零件的驗算 5.1 齒輪的驗算 此節(jié)參照《機床設計指導》（任殿閣 張佩勤 主編）第三章 機床零件驗算中的齒輪驗算步驟。此節(jié)所查各表均屬此書。 5.1.1 驗算公式 接觸應力的驗算公式為： 彎曲應力的驗算公式為： 5.1.2 列表驗算 根據計算轉速的大小及齒數(shù)多少，只需要驗算Z5=39，Z14=31兩齒輪即可，列表： 表9 齒輪驗算 齒輪 齒輪傳遞的功率N kw 齒輪的計算轉速nj r/min 初算齒輪模數(shù)m mm 齒寬B mm 齒數(shù)Z 大齒輪與小齒輪齒數(shù)比 u 壽命系數(shù)Ks 工作情況系數(shù)K1 動載荷

35、系數(shù) K2 齒向載荷分布系數(shù)K3 標準齒輪齒型系數(shù)Y 接觸應力σj MPa 彎曲應力σw MPa Z5 3.82 640 2 18 37 1.59 1.75 （0.9） 1.2 1.4 1 0.470 440 260 Z14 3.79 400 3 21 29 2.68 1.75 （0.9） 1.2 1.2 1 0.444 819 157 注： u——“+”號用于外嚙合，“-”號用于內嚙合； K1——中等沖擊的主運動，取1.2～1.6； K2——查表3-6； K3——查表3-7；

36、Y——查表3-8； [σj]——查表3-9，取1100MPa； [σw]——查表3-9，取320MPa； Ks——公式：Ks=KTKnKNKq，其中KT= 用下表計算Ks：（表中（）內為計算彎曲應力時所用系數(shù)，（）外為計算接觸應力時所用系數(shù)） 表10 Ks計算 齒輪 疲勞曲線指數(shù)m 齒輪的最低轉速 n1 r/min 齒輪總工作時間 T h 基準循環(huán)次數(shù)C0 工作期限系數(shù)KT 速度轉化系數(shù)Kn 功率利用系數(shù)KN 材料強化系數(shù)Kq 壽命系數(shù)Ks Z5 3（6） 640 4000 107 （2106） 2.43 （1.71）

37、 0.74 （0.88） 0.58 （0.78） 0.73 （0.75） 0.76 （0.88） Z14 3（6） 400 9000 107 （2106） 2.38 （1.69） 0.93 （0.92） 0.58 （0.78） 0.73 （0.75） 0.94 （0.9） 經驗算Z5、Z14用45鋼整淬即可滿足要求。 5.2驗算軸的彎曲剛度 5．2．1 受力分析及計算 以Ⅱ軸為例進行分析，Ⅱ軸上的齒輪為滑移齒輪。通常，選擇主軸處于計算轉速時（200r/min）齒輪的嚙合位置為計算時的位置。根據本車床齒輪排列特點，主軸為250r/min時

38、，Ⅱ軸受力變形大于前者，故采用此時的齒輪位置為計算位置。圖5為齒輪軸向位置示圖。 圖5 圖5中F1為齒輪Z4（齒數(shù)為42）上所受的切向力Ft1，徑向力Fr1的合力。F2為齒輪Z9（齒數(shù)45）上所受的切向力Ft2，徑向力Fr2的合力。 各傳動力空間角度如圖6所示，根據表11的公式計算齒輪的受力。 圖6 軸Ⅱ空間受力分析 表11 齒輪的受力計算 傳遞功率P kw 轉 速 n r/min 傳動 轉矩 T Nmm 齒輪壓力角 α 齒面摩擦角 γ 齒輪Z4 齒輪Z9 切向力 Ft1 N 合力 F1 N F1 在 X

39、 軸投影Fz1 N F1 在 Z 軸投影Fz1 N 分度圓直徑d1 mm 切向力 Ft2 N 合力 F2 N F1 在 X 軸投影Fz2 N F1 在 Z 軸投影Fz2 N 分度圓直徑d2 mm 3．82 1280 45601.25 20 6 1112．2 1237．4 168．4 1226 84 90 1013．4 1127．5 -623.9 -939.1 5.2.2 計算撓度、傾角 從表11計算結果看出，Ⅱ軸在X、Z兩個平面上均受到兩個方向相反力的作用。根據圖7所示的軸向位置，分別計算出各平面撓度

40、、傾角，然后進行合成。根據《機械制造工藝、 金屬切削機床設計指導》（李洪主編）書中的表2.4-14,表2.4-15計算結果如下: 分析計算 a=68 b=202 c=102.5 f=167.5 l=270 E=2.1105MPa n=l-x=151.25 （1）xoy平面內撓度 （2）zoy平面內撓度 （3）撓度合成 查表得其

41、許用應力為0.03，則撓度合格。 （4）左支承傾角計算和分析 a. xoy平面力作用下的傾角 b. zoy平面力作用下的傾角 c. 傾角合成 查表得其許用傾角值為0.0006，則左支承傾角合格。 （5）右支承傾角計算和分析 a. xoy平面力作用下的傾角 b. zoy平面力作用下的傾角 c. 傾角合成

42、 查表得其許用傾角值為0.0006，則右支承傾角合格。 5.3 驗算花鍵側擠壓力（以Ⅱ軸為例） 5.3.1 計算公式： 5.3.2 確定式中參數(shù) 最大轉矩91202.5Nmm； 花鍵軸小徑d=25mm； 花鍵軸大徑D=36mm； 花鍵數(shù)N=8； 載荷系數(shù)k=0.8； 工作長度l=70mm； 許用擠壓應力=30MPa； 5.3.3 計算 經過檢驗計算花鍵側擠壓應力合格。 5.4 滾動軸承驗算 根據表11所示的Ⅱ軸受力狀態(tài)，分別計算出左（A端）、右（B端）兩支承端支反力。 在xoy平面內：

43、 在zoy平面內： 左、端支反力為： 兩支承軸承受力狀態(tài)相同，但左端受力大，所以只驗算左端軸承。 6 參考文獻： [1] 機械設計課程設計手冊 吳宗澤 羅圣國 高等教育出版社 1992年 [2] 機床設計指導 任殿閣 張佩勤 遼寧科學技術出版社 1991年 [3] 機床課程設計指導書 陳易新 機械工業(yè)出版社 1987年 [4] 機械制造工藝、金屬切削機床設計指導 李洪 東北工學院出版社 1989年 [5] 金屬切削機床 戴曙 機械工業(yè)出版社 1993年 [6] 機床課程設計指導書 陳易新 哈爾濱工業(yè)大學 1981年 [7] 金屬切削機床設計簡明手冊 范云漲 機械工業(yè)出版社 1994年 [8] 機械設計 濮良貴 紀名剛 高等教育出版社 2001年 - 25 -