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K2=1，K1=1，m=3.5，nj=355； 可求得：
?j=619 Mpa ???j?
?w=135Mpa???w? 3.5 计算传动轴最小轴径
由【5】式6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算： d=1.644Tn???（mm）
d---传动轴直径（mm）
Tn---该轴传递的额定扭矩（N*mm） T=9550000xN/nj； N----该轴传递的功率（KW） nj----该轴的计算转速
[Φ]---该轴每米长度的允许扭转角，[Φ]==10。 各轴最小轴径如表3-3。
表3-3 最小轴径
3.6 计算主轴跨距
由于电动机功率根据【1】表3.20，前轴径应为60~90mm。初步选取d1=80mm。后轴径的d2=（0.7~0.9）d1，取d2=60mm。根据设计方案，前轴承为NN3016K型，后轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量a=120mm，主轴孔径为30mm。
轴 号 Ⅰ 轴 Ⅱ 轴 30 III 轴 45 最小轴径mm 25 主轴最大输出转矩T=9550
Pn=9550×
3=424.44N.m 80假设设该机床为车床的最大加工直径为300mm。床身上最常用的最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的50%，这里取60%，即180mm，故半径为0.09m； 切削力（沿y轴） Fc=
424.440.09=4716N
背向力（沿x轴） Fp=0.5 Fc=2358N 总作用力 F=FC2?Fp=5272.65N
2此力作用于工件上，主轴端受力为F=5272.65N。
先假设l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分别为
l?a120?240=5272.65×=7908.97N l240a120RB=F×=5272.65×=2636.325N
l240RA=F×
根据 文献【1】式3.7 得：Kr=3.39Fr0.1La0.8(iz)0.9cos1.9a得前支承的刚度：KA= 1689.69 N/?m ；KB= 785.57 N/?m；
KA1689.69==2.15 KB785.57 主轴的当量外径de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为 I=
??(0.074?0.034)64=113.8×10-8m4
2.1?1011?113.8?10?8 η===0.14 363
1689.69?0.1?10KAa
EI
查【1】图3-38 得
l0=2.0，与原假设接近，所以最佳跨距l0=120×2.0=240mm a合理跨距为（0.75-1.5）l0，取合理跨距l=360mm。
根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施 增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径D=100mm，后轴径d=80mm。前轴承 采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用背对背安装的角接触球轴承。
第4章 校核
4.1 刚度校核
（1）П轴挠度校核
单一载荷下，轴中心处的挠度采用文献【5】中的公式计算：:
L3N0.75x?x3??Y? Ya?Yb??171.394DmZn??L-----两支承的跨距； D-----轴的平均直径；
X=ai/L；ai-----齿轮工作位置处距较近支承点的距离； N-----轴传递的全功率； 校核合成挠度 Yh?Ya2?Yb?2YaYbcos???Y?
2 Ya -----输入扭距齿轮挠度； Yb-------输出扭距齿轮挠度 ????2(???) ；
? ---被演算轴与前后轴连心线夹角；?=144° 啮合角?=20°，齿面摩擦角?=5.72°。
代入数据计算得：ya2=0.026；ya3=0.084；ya1=0.160； yb5=0.205；yb4=0.088；yb6=0.025。 合成挠度Yh?ya1?yb5?2ya1yb5cos? =0.238
22 查文献【6】，带齿轮轴的许用挠度?y?=5/10000*L
即?y?=0.268。
因合成挠度小于许用挠度，故轴的挠度满足要求。
（2）П轴扭转角的校核
传动轴在支承点A，B处的倾角?A,?B可按下式近似计算： ?A???B?3yh?rad????? l将上式计算的结果代入得： ?A???B?0.00052?rad?
由文献【6】，查得支承处的???=0.001
因?A???B?0.00052〈0.001，故轴的转角也满足要求。 4.2 轴承寿命校核 ⑴、Ⅰ轴轴承的校核
Ⅰ轴选用的是深沟球轴承6206，其基本额定负荷为19.5KN, 由于该轴的转速是定值
n?800rmin，所以齿轮越小越靠近轴承，对轴承的要求越高。根据设计要求，应该对Ⅰ轴未端的滚子轴承进行校核。
①齿轮的直径 d?28?4?112mm
P n7.5?0.96 ∴ T?9550??86N?m
8002T2?86③齿轮受力 Fr???1535.7N ?3d112?10②Ⅰ轴传递的转矩 T?9550根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为: