ca6140车床主轴箱的设计 毕业论文

调研报告大学四年的学习生活即将结束，大学学习生活中的最后一个环节也是最重要一个环节毕业设计，是对所学知识和技能的综合运用和检验。本人的毕业设计课题是对CA6140车床主轴箱的设计，其内容包括总体方案的确定和验证、机械部分的设计计算（伺服进给机构设计、自动转位刀架的选择或设计、编码盘安装部分的结构设计）、主运动自动变速原理等。对普通车床主轴箱的设计符合我国国情，即适合我国目前的经济水平、教育水平和生产水平，又是国内许多企业提高生产设备自动化水平和精密程度的主要途径，在我国有着广阔的市场。从另一个角度来说，该设计既有机床结构方面内容，又有机加工方面内容，有利于将大学所学的知识进行综合运用。虽然设计者未曾系统的学习过机床设计的课程，但通过该设计拓宽了知识面，增强了实践能力，对普通机床和数控机床都有了进一步的了解。毕业设计作为我们在大学校园里的最后一堂课、最后一项测试，它既是一次锻炼，也是一次检验，在整个设计过程中，我获益匪浅。在此，我要衷心感谢刘老师对我的关心和细致指导。由于毕业设计是我的第一次综合性设计，无论是设计本人的纰漏还是经验上的缺乏都难免导致设计的一些失误和不足，在此，恳请老师和同学们给以指正。目录第一章引言第二章机床的规格和用途第三章机床主要参数的确定第四章传动放案和传动系统图的拟定第五章主要设计零件的计算和验算第六章结论第七章致谢第八章参考资料编目第一章引言普通车床是车床中应用最广泛的一种，约占车床类总数的65，因其主轴以水平方式放置故称为卧式车床。CA6140型普通车床的主要组成部件有主轴箱、进给箱、溜板箱、刀架、尾架、光杠、丝杠和床身。主轴箱又称床头箱，它的主要任务是将主电机传来的旋转运动经过一系列的变速机构使主轴得到所需的正反两种转向的不同转速，同时主轴箱分出部分动力将运动传给进给箱。主轴箱中等主轴是车床的关键零件。主轴在轴承上运转的平稳性直接影响工件的加工质量，一旦主轴的旋转精度降低，则机床的使用价值就会降低。进给箱又称走刀箱，进给箱中装有进给运动的变速机构，调整其变速机构，可得到所需的进给量或螺距，通过光杠或丝杠将运动传至刀架以进行切削。丝杠与光杠用以联接进给箱与溜板箱，并把进给箱的运动和动力传给溜板箱，使溜板箱获得纵向直线运动。丝杠是专门用来车削各种螺纹而设置的，在进行工件的其他表面车削时，只用光杠，不用丝杠。同学们要结合溜板箱的内容区分光杠与丝杠的区别。溜板箱是车床进给运动的操纵箱，内装有将光杠和丝杠的旋转运动变成刀架直线运动的机构，通过光杠传动实现刀架的纵向进给运动、横向进给运动和快速移动，通过丝杠带动刀架作纵向直线运动，以便车削螺纹。第二章机床的规格和用途CA6140机床可进行各种车削工作，并可加工公制、英制、模数和径节螺纹。主轴三支撑均采用滚动轴承；进给系统用双轴滑移共用齿轮机构；纵向与横向进给由十字手柄操纵，并附有快速电机。该机床刚性好、功率大、操作方便。第三章主要技术参数工件最大回转直径在床面上400毫米在床鞍上210毫米工件最大长度（四种规格）750、1000、1500、2000毫米主轴孔径48毫米主轴前端孔锥度400毫米主轴转速范围正传（24级）101400转/分反传（12级）141580转/分加工螺纹范围公制（44种）1192毫米英制（20种）224牙/英寸模数（39种）02548毫米径节（37种）196径节进给量范围细化00280054毫米/转纵向（64种）正常008159毫米/转加大171633毫米/转细化00140027毫米/转横向（64种）正常004079毫米/转加大086316毫米/转刀架快速移动速度纵向4米/分横向4米/分主电机功率75千瓦转速1450转/分快速电机功率370瓦转速2600转/分冷却泵功率90瓦流量25升/分工件最大长度为1000毫米的机床外形尺寸（长宽高）266810001190毫米重量约2000公斤第四章传动方案和传动系统图的拟定1确定极限转速已知主轴最低转速NMIN为10MM/S,最高转速NMAX为1400MM/S，转速调整范围为RNNMAX/NMIN142确定公比选定主轴转速数列的公比为1123求出主轴转速级数ZZLGRN/LG1LG14/LG1121244确定结构网或结构式2423225绘制转速图（1）选定电动机一般金属切削机床的驱动，如无特殊性能要求，多采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。Y系列电动机高效、节能、起动转矩大、噪声低、振动小、运行安全可靠。根据机床所需功率选择Y160M4，其同步转速为1500R/MIN。（2）分配总降速传动比总降速传动比为UIINMIN/ND10/1500667103,NMIN为主轴最低转速，考虑是否需要增加定比传动副，以使转速数列符合标准或有利于减少齿轮和及径向与轴向尺寸，并分担总降速传动比。然后，将总降速传动比按“先缓后急”的递减原则分配给串联的各变速组中的最小传动比。（3）确定传动轴的轴数传动轴数变速组数定比传动副数16（4）绘制转速图先按传动轴数及主轴转速级数格距LG画出网格，用以绘制转速图。在转速图上，先分配从电动机转速到主轴最低转速的总降速比，在串联的双轴传动间画上UKK1MIN再按结构式的级比分配规律画上各变速组的传动比射线，从而确定了各传动副的传动比。CA6140传动系统图第五章主要设计零件的计算和验算51主轴箱的箱体主轴箱中有主轴、变速机构，操纵机构和润滑系统等。主轴箱除应保证运动参数外，还应具有较高的传动效率，传动件具有足够的强度或刚度，噪声较低，振动要小，操作方便，具有良好的工艺性，便于检修，成本较低，防尘、防漏、外形美观等。箱体材料以中等强度的灰铸铁HT150及HT200为最广泛,本设计选用材料为HT2040箱体铸造时的最小壁厚根据其外形轮廓尺寸长宽高,按下表选取长宽高3M壁厚MM50050030080050050010158008005001220由于箱体轴承孔的影响将使扭转刚度下降1020，弯曲刚度下降更多，为弥补开口削弱的刚度，常用凸台和加强筋；并根据结构需要适当增加壁厚。如中型车床的前支承壁一般取25MM左右，后支承壁取22MM左右，轴承孔处的凸台应满足安装调整轴承的需求。箱体在主轴箱中起支承和定位的作用。CA6140主轴箱中共有15根轴，轴的定位要靠箱体上安装空的位置来保证，因此，箱体上安装空的位置的确定很重要。本设计中各轴安装孔单根V带的基本额定功率,查机床设计指导（任殿阁，张佩勤主编）表28，1P取22522多片式摩擦离合器的计算设计多片式摩擦离合器时，首先根据机床结构确定离合器的尺寸，如为轴装式时，外摩擦片的内径D应比花键轴大26MM，内摩擦片的外径D的确定，直接影响离合器的径向和轴向尺寸，甚至影响主轴箱内部结构布局，故应合理选择。摩擦片对数可按下式计算Z2MNK/FBP20D式中MN摩擦离合器所传递的扭矩（NMM）；MN955/95511098/800128（NMM）41DNJN410510ND电动机的额定功率（KW）；安装离合器的传动轴的计算转速（R/MIN）；JN从电动机到离合器轴的传动效率；K安全系数，一般取1315；F摩擦片间的摩擦系数，由于磨擦片为淬火钢，查机床设计指导表215，取F008；摩擦片的平均直径（MM）0D（DD）/267MM0DB内外摩擦片的接触宽度（MM）；B（DD）/223MM；摩擦片的许用压强（N/）；P2M1110010007608360TVKMZ基本许用压强（MPA），查机床设计指导表215，取11；0T速度修正系数VN/625（M/S）P02D41根据平均圆周速度查机床设计指导表216，取100；PV接合次数修正系数，查机床设计指导表217，取100；MK摩擦结合面数修正系数，查机床设计指导表218，取076。Z所以Z2MNK/FBP212814/（3140082308361120D510267卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗确定，一般取KP04041144KPDN最后确定摩擦离合器的轴向压紧力Q，可按下式计算QBN11314231003570TP2DVK267510式中各符号意义同前述。摩擦片的厚度一般取1、15、175、2（MM），内外层分离时的最大间隙为0204（MM）,摩擦片的材料应具有较高的耐磨性、摩擦系数大、耐高温、抗胶合性好等特点，常用10或15钢，表面渗碳0305（MM）,淬火硬度达HRC5262。523齿轮的验算验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。接触应力的验算公式为（MPA）（31）123J2081SJUKNZMBNJ弯曲应力的验算公式为（32）5123WSWJMPAY式中N齿轮传递功率（KW），N；DN160TONKMCT齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（H），对于中型机床的齿轮取ST1500020000H，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T/P，P为变SST速组的传动副数；齿轮的最低转速（R/MIN）1N基准循环次数；查表31（以下均参见机床设计指导）OCM疲劳曲线指数，查表31；速度转化系数，查表32；NK功率利用系数，查表33；NK材料强化系数，查表34；Q的极限值，见表35，当时，则取；当SMAXSINSKSKMAXSKMAXS时，取；MINKIN工作情况系数，中等冲击的主运动，取1216；11动载荷系数，查表36；2齿向载荷分布系数，查表39；3KY标准齿轮齿形系数，查表38；许用接触应力（MPA）,查表39；J许用弯曲应力（MPA），查表39。W如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不JW满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。I轴上的齿轮采用整淬的方式进行热处理传至I轴时的最大转速为13082/MINDNR951N5625KWDN820/INJNR3在离合器两齿轮中齿数最少的齿轮为50225，且齿宽为B12MMU1051250MPJ3208105123047256108558MPAAJ符合强度要求。验算56225的齿轮1250MPJ3208105120437562910568PAAJ符合强度要求524传动轴的验算对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（）4M花键轴4246DBNDDIA42432683283710M式中D花键轴的小径（MM）；I花轴的大径（MM）；B、N花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得4J9510MNMA扭44562910108NMA式中N该轴传递的最大功率（KW）该轴的计算转速（R/MIN）。JN传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力43265102NDTP扭式中D齿轮节圆直径（MM）,DMZ。齿轮的径向力RP/COSRTGNA式中为齿轮的啮合角，20；齿面摩擦角，；572齿轮的螺旋角；0故N3510RTP花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为MAX28,NJYJYMPADDLNK式中花键传递的最大转矩（）；AXNNMAD、D花键轴的大径和小径（MM）；L花键工作长度；N花键键数；K载荷分布不均匀系数，K0708；4286510362037JYJYMPAPA故此花键轴校核合格525轴承疲劳强度校核机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为HLJHJFNNNJ50CFKLPLHT105NFFTHL或按计算负荷的计算公式进行计算式中额定寿命（计算动载荷工作期限（,对一般机床取小时。C滚动轴承的额定负载（N）,根据轴承手册或机床设计手册查取，单位用（KGF）应换算成（N）；速度系数，为滚动轴承的计算转速（R/MM）NF103NIFI寿命系数，NF50NNLF等于轴承的工作期限；寿命系数，对球轴承3，对滚子轴承；103工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、磨床等多FF数机床），；13功率利用系数，查表33；NK速度转化系数，查表32；N齿轮轮换工作系数，查机床设计手册；LP当量动载荷，按机床设计手册。124863NLHT0395N故轴承校核合格53传动系统的轴及轴上零件设计531齿轮的验算验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。接触应力的验算公式为（MPA）（31）123J2081SJUKNZMBNJ弯曲应力的验算公式为（32）5123WSWJMPAY式中N齿轮传递功率（KW），N；D电动机额定功率（KW）；DN从电动机到所计算的齿轮的机械效率；齿轮计算转速（R/MIN）JNM初算的齿轮模数（MM）B齿宽（MM）Z小齿轮齿数；U大齿轮与小齿轮齿数之比，U1，“”号用于外啮合，“”号用于内啮合；寿命系数SKTNNQ工作期限系数160TOMCT齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（H），对于中型机床的齿轮取ST1500020000H，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T/P，P为变速组的SST传动副数；齿轮的最低转速（R/MIN）1N基准循环次数；查表31（以下均参见机床设计指导）OCM疲劳曲线指数，查表31；速度转化系数，查表32；NK功率利用系数，查表33；N材料强化系数，查表34；Q的极限值，见表35，当时，则取；当SMAXSINSKSKMAXSKMAXS时，取；MINSKSMINK工作情况系数，中等冲击的主运动，取1216；11K动载荷系数，查表36；2齿向载荷分布系数，查表39；3Y标准齿轮齿形系数，查表38；许用接触应力（MPA）,查表39；J许用弯曲应力（MPA），查表39。W如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不JW满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。轴上的双联滑移齿轮采用整淬的方式进行热处理传至轴时的最大转速为130564278/MINNR369928M225N577KWDN12078/MINJNR3在双联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为38225，且齿宽为B14MMU1051250MPJ32081051230472519828MPAAJ故双联滑移齿轮符合标准验算39225的齿轮39225齿轮采用整淬12078/MINJNR37569061N571KWB14MMU1DN1250MPJ320812437510279495108MPAAJ故此齿轮合格验算22225的齿轮22225齿轮采用整淬12078/MINJNR372569090684N51KWB14MMU4DN1250MPJ320811243751924508MPAAJ故此齿轮合格验算30225齿轮30225齿轮采用整淬12078/MINJNR37569068N51KWB14MMU1DN1250MPJ32081124375124508MPAAJ故此齿轮合格532传动轴的验算对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（）4M花键轴4246DBNDDIMA424326835310式中D花键轴的小径（MM）；I花轴的大径（MM）；B、N花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得4J9510MNMA扭44529101086NMA式中N该轴传递的最大功率（KW）该轴的计算转速（R/MIN）。JN传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力TP432510N81NDTMP扭（）式中D齿轮节圆直径（MM）,DMZ。齿轮的径向力RP/COS902RTGNA式中为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；2786MM2201MTDM符合校验条件花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为MAX28,NJYJYMPADDLNK式中花键传递的最大转矩（）；AXNMMAD、D花键轴的大径和小径（MM）；L花键工作长度；N花键键数；K载荷分布不均匀系数，K0708；428510220367JYJYMPAPAA故此花键轴校核合格533轴组件的刚度验算两支撑主轴组件的合理跨距主轴组件的跨距对其刚度的影响很大，在绘制主轴组件的结构草图后，可以对合理跨距L。进行计算，以便修改草图，当跨距远大于L。时，应考虑采用三支撑结构。机床设计的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部C点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加，其极值方程为3610OBOBAEILCL式中L。合理跨距；C主轴悬伸梁；后前支撑轴承刚度AB该一元三次方程求解可得为一实根33211BOABAOEILMCLC并且机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公HL式为JHJFNNNJ50CFKLPLHT105NHFFLTHL或按计算负荷的计算公式进行计算式中额定寿命（计算动载荷工作期限（,对一般机床取小时。C滚动轴承的额定负载（N）,根据轴承手册或机床设计手册查取，单位用（KGF）应换算成（N）；速度系数，为滚动轴承的计算转速（R/MM）NF103NIFI寿命系数，NF50NNLF等于轴承的工作期限；寿命系数，对球轴承3，对滚子轴承；103工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、磨床等多数机床），FF；13F功率利用系数，查表33；NK速度转化系数，查表32；N齿轮轮换工作系数，查机床设计手册；LP当量动载荷，按机床设计手册。124863NLHT0395N故轴承校核合格54传动系统的轴及轴上零件设计541齿轮的验算验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。接触应力的验算公式为（MPA）（31）123J2081SJUKNZMBNJ弯曲应力的验算公式为（32）5123WSWJMPAY式中N齿轮传递功率（KW），N；DN电动机额定功率（KW）；DN从电动机到所计算的齿轮的机械效率；齿轮计算转速（R/MIN）JNM初算的齿轮模数（MM）B齿宽（MM）Z小齿轮齿数；U大齿轮与小齿轮齿数之比，U1，“”号用于外啮合，“”号用于内啮合；寿命系数SKTNNQ工作期限系数160TOKMCT齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（H），对于中型机床的齿轮取ST1500020000H，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T/P，P为变SST速组的传动副数；齿轮的最低转速（R/MIN）1N基准循环次数；查表31（以下均参见机床设计指导）OCM疲劳曲线指数，查表31；速度转化系数，查表32；NK功率利用系数，查表33；N材料强化系数，查表34；Q的极限值，见表35，当时，则取；当SKMAXSINSKSKMAXSKMAXS时，取；MININ工作情况系数，中等冲击的主运动，取1216；11动载荷系数，查表36；2K齿向载荷分布系数，查表39；3Y标准齿轮齿形系数，查表38；许用接触应力（MPA）,查表39；J许用弯曲应力（MPA），查表39。W如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不JW满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。三轴上的三联滑移齿轮采用整淬的方式进行热处理传至三轴时的最大转速MIN2NR370238N542KWDN146/INJNR3在三联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为41225，且齿宽为B12MMU1051250MPJ320810512304725189486MPAAJ故三联滑移齿轮符合标准验算5025的齿轮5025齿轮采用整淬1486/MINJNR372059090682N51KWB15MMU1DN1250MPJ30811243751905286MPAAJ故此齿轮合格验算633的齿轮633齿轮采用整淬1486/MINJNR372059090682N51KWB10MMU4DN1250MPJ30814124375186086MPAAJ故此齿轮合格验算442齿轮442齿轮采用整淬1486/MINJNR372059090682N51KWB10MMU1DN1250MPJ30811243751294286MPAAJ故此齿轮合格542传动轴的验算对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（）4M花键轴4246DBNDDIA4243268365310MA式中D花键轴的小径（MM）；I花轴的大径（MM）；B、N花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得4J9510MNMA扭44529101086NMA式中N该轴传递的最大功率（KW）该轴的计算转速（R/MIN）。JN传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力TP43251081NDT扭（）式中D齿轮节圆直径（MM）,DMZ。齿轮的径向力RP/COS902RTGNA式中为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；2786MM2201MTDM符合校验条件花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为MAX28,NJYJYMPADDLNK式中花键传递的最大转矩（）；AXNMNMAD、D花键轴的大径和小径（MM）；L花键工作长度；N花键键数；K载荷分布不均匀系数，K0708；428510220367JYJYMPAPAA故此三轴花键轴校核合格543轴组件的刚度验算两支撑主轴组件的合理跨距主轴组件的跨距对其刚度的影响很大，在绘制主轴组件的结构草图后，可以对合理跨距L。进行计算，以便修改草图，当跨距远大于L。时，应考虑采用三支撑结构。机床设计的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部C点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加，其极值方程为3610OBOBAEILCL式中L。合理跨距；C主轴悬伸梁；后前支撑轴承刚度AB该一元三次方程求解可得为一实根33211BOABAOCEILMLC并且机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为HLJHJFNNNJ50CFKLPLHT105NFFTHL或按计算负荷的计算公式进行计算式中额定寿命（计算动载荷工作期限（,对一般机床取小时。C滚动轴承的额定负载（N）,根据轴承手册或机床设计手册查取，单位用（KGF）应换算成（N）；速度系数，为滚动轴承的计算转速（R/MM）NF103NIFI寿命系数，NF50NNLF等于轴承的工作期限；寿命系数，对球轴承3，对滚子轴承；103工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、磨床等多FF数机床），；13功率利用系数，查表33；NK速度转化系数，查表32；N齿轮轮换工作系数，查机床设计手册；LP当量动载荷，按机床设计手册。124863NLHT0395N故轴承校核合格54传动系统的轴及轴上零件设计541齿轮的验算验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。接触应力的验算公式为（MPA）（31）123J2081SJUKNZMBNJ弯曲应力的验算公式为（32）5123WSWJMPAY式中N齿轮传递功率（KW），N；DN电动机额定功率（KW）；DN从电动机到所计算的齿轮的机械效率；齿轮计算转速（R/MIN）JNM初算的齿轮模数（MM）B齿宽（MM）Z小齿轮齿数；U大齿轮与小齿轮齿数之比，U1，“”号用于外啮合，“”号用于内啮合；寿命系数SKTNNQ工作期限系数160TOKMCT齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（H），对于中型机床的齿轮取ST1500020000H，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T/P，P为变SST速组的传动副数；齿轮的最低转速（R/MIN）1N基准循环次数；查表31（以下均参见机床设计指导）OCM疲劳曲线指数，查表31；速度转化系数，查表32；NK功率利用系数，查表33；N材料强化系数，查表34；Q的极限值，见表35，当时，则取；当SKMAXSINSKSKMAXSKMAXS时，取；MININ工作情况系数，中等冲击的主运动，取1216；11动载荷系数，查表36；2K齿向载荷分布系数，查表39；3Y标准齿轮齿形系数，查表38；许用接触应力（MPA）,查表39；J许用弯曲应力（MPA），查表39。W如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不JW满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。轴上的直齿齿轮采用整淬的方式进行热处理传至轴时的最大转速为13052026584140/MIN8NR379232N542KWDNA140/MINJNR3齿轮的模数与齿数为332，且齿宽为B20MMU1051250MPJ320810512304725101MPJ故齿轮符合标准验算582的齿轮582齿轮采用整淬140/MINJNR37252026589090688N51KWB20MMU1DN1250MPJ3201124372513580MPJ故此齿轮合格542传动轴的验算对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（）4M花键轴4246DBNDDIA42426323710M式中D花键轴的小径（MM）；D花轴的大径（MM）；B、N花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得4JN9510MNMA扭4652910180NMA式中N该轴传递的最大功率（KW）该轴的计算转速（R/MIN）。JN传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力TP6525180231NDT扭（）式中D齿轮节圆直径（MM）,DMZ。齿轮的径向力RP/COS103RTGNA式中为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；2232MM2201MTDM符合校验条件花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为MAX28,NJYJYMPADDLNK式中花键传递的最大转矩（）；AXNMNMAD、D花键轴的大径和小径（MM）；L花键工作长度；N花键键数；K载荷分布不均匀系数，K0708；628510142037JYJYMPAPA故此花键轴校核合格543轴组件的刚度验算两支撑主轴组件的合理跨距主轴组件的跨距对其刚度的影响很大，在绘制主轴组件的结构草图后，可以对合理跨距L。进行计算，以便修改草图，当跨距远大于L。时，应考虑采用三支撑结构。机床设计的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部C点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加，其极值方程为3610OBOBAEILCL式中L。合理跨距；C主轴悬伸梁；后前支撑轴承刚度AB该一元三次方程求解可得为一实根33211BOABAOCEILMLC并且机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为HJHJFNNNJ50CFKLPLHT105NHFFLTHL或按计算负荷的计算公式进行计算式中额定寿命（计算动载荷工作期限（,对一般机床取小时。C滚动轴承的额定负载（N）,根据轴承手册或机床设计手册查取，单位用（KGF）应换算成（N）；速度系数，为滚动轴承的计算转速（R/MM）NF103NIFI寿命系数，NF50NNLF等于轴承的工作期限；寿命系数，对球轴承3，对滚子轴承；103工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、磨床等多FF数机床），；13功率利用系数，查表33；NK速度转化系数，查表32；N齿轮轮换工作系数，查机床设计手册；LP当量动载荷，按机床设计手册。1265NLHT3087N故轴承校核合格55传动系统的轴及轴上零件设计551齿轮的验算验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。接触应力的验算公式为（MPA）（31）123J2081SJUKNZMBNJ弯曲应力的验算公式为（32）5123WSWJMPAY式中N齿轮传递功率（KW），N；DN电动机额定功率（KW）；DN从电动机到所计算的齿轮的机械效率；齿轮计算转速（R/MIN）JNM初算的齿轮模数（MM）B齿宽（MM）Z小齿轮齿数；U大齿轮与小齿轮齿数之比，U1，“”号用于外啮合，“”号用于内啮合；寿命系数SKTNNQ工作期限系数160TOKMCT齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（H），对于中型机床的齿轮取ST1500020000H，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T/P，P为变SST速组的传动副数；齿轮的最低转速（R/MIN）1N基准循环次数；查表31（以下均参见机床设计指导）OCM疲劳曲线指数，查表31；速度转化系数，查表32；NK功率利用系数，查表33；N材料强化系数，查表34；Q的极限值，见表35，当时，则取；当SKMAXSINSKSKMAXSKMAXS时，取；MININ工作情况系数，中等冲击的主运动，取1216；11动载荷系数，查表36；2K齿向载荷分布系数，查表39；3Y标准齿轮齿形系数，查表38；许用接触应力（MPA）,查表39；J许用弯曲应力（MPA），查表39。W如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不JW满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。轴上的斜齿轮采用调质处理的方式进行热处理传至五轴时的最大转速为1305690514486/MIN284NR390723N542KWDN1486/MINJNR3斜齿轮为264，且齿宽为B35MMU1051560MPJ32081051230472153406486MPAAJ故斜齿轮符合标准验算8025的齿轮8025齿轮采用调质热处理1486/MINJNR3920590280701842N21139KWB26MMU1DN1250MPJ308112432956052586MPAAJ故此齿轮合格验算5025的齿轮5025齿轮采用调质热处理1486/MINJNR3921305690280768284N51KWB10MMU4DN1250MPJ3011243518825086MPAAJ故此齿轮合格552传动轴的验算对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（）4M花键轴4246DBNDDIMA42643512653510式中D花键轴的小径（MM）；I花轴的大径（MM）；B、N花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得4J9510MNMA扭4615290108NMA式中N该轴传递的最大功率（KW）该轴的计算转速（R/MIN）。JN传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力TP64212051NDT扭（）式中D齿轮节圆直径（MM）,DMZ。齿轮的径向力RP/COS1450RTGNA式中为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；3143MM2201MTDM符合校验条件花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为MAX28,NJYJYMPADDLNK式中花键传递的最大转矩（）；AXNMNMAD、D花键轴的大径和小径（MM）；L花键工作长度；N花键键数；K载荷分布不均匀系数，K0708；428510762043JYJYMPAPAA故此五轴花键轴校核合格553轴组件的刚度验算两支撑主轴组件的合理跨距主轴组件的跨距对其刚度的影响很大，在绘制主轴组件的结构草图后，可以对合理跨距L。进行计算，以便修改草图，当跨距远大于L。时，应考虑采用三支撑结构。机床设计的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部C点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加，其