CA6140机床主轴箱设计毕业论文正文【毕业论文+CAD图纸全套】

买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 优秀设计 床主轴箱的设计 姓 名 班 级 专 业 所 在 系 机电工程系 指导老师 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 学生毕业设计（论文）选题表 所在系 机电 姓 名 赵厚喜 专 业 机设 选题 类型 规定题目 否 自拟题目 是 题 目 床主轴箱的设计 本设计 (论文 )产生背景及相关目标要点（ 300字） 作为主要的车削加工机床， 中，本设计主要针对 计的内容主要有机床主要参数的确定，传动方案和传动系统图的拟定，对主要零件 进行了计算和验算，利用三维画图软件进行了零件的设计和处理 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。 轴箱、进给箱、溜板箱、刀架、尾架、光杠、丝杠和床身。 。 已有的准备工作： 通过网络途径查找与 轴箱 相关技术资料 、机械设计手册、机械制造工艺手册，机床改 造设计手册、非标手册、数控改造相关资料。 参考资料： 机械零件简明设计手册。 实用机械设计手册。 机械设计手册。 机械制造技术 。 机械传动装置设计手册 等。 指导教师意见： 同意选题。 签 名：王其松 2010年 12 月 30日 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 毕业设计（论文）任务书 学 生 姓 名 专业 班级 联系方式 指 导 教 师 职称 工作 单位 联系方式： 电话及计（论文）题目： 床主轴箱的设计 任务、目的与要求： 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。 参考资料： 普通车床 主轴箱 相关技术资料 、机械设计手册、机械制造工艺手册，机床改造设计手册、非标手册、数控改造相关资料。 进度安排： 自 2010年 12月 30 日起至 2011年 6月 20日止 ，共计 26周。具体安排如下： 1、调研、搜集资料，论文提纲或设计方案确定 2010年 12月 30日 1月 15日 2、完成论文初稿或初步设计，通过第二次检查 2011年 1月 15日 3月 2日 3、修改并完善毕业设计（论文），通过第三次检查，定稿、装订 4月 20日 4、通过毕业设计（论文）审核，准备答辩 6 月 20日 5、其他 教研室审核 系审核 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 毕业论文开题报告书 机电系 机设 专业 学 号 姓 名 专 业 指导 老师 开题日期 填表日期 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 毕业论文题目 床主轴箱的设计 课题简介以及设计内容 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。 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。 已知主轴最低转速 10mm/s,最高转速 1400mm/s，转速调整范围为 Rn=4 选定主轴转速数列的公比为 Z=1= =24 结构网或结构式 24=2 3 2 2 （ 1）选定电动机 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 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。 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 同步转速为 1500r/ （ 2）分配总降速传动比 总降速传动比为 0/1500 10 3,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 +1=6 （ 4）绘制转速图 先按传动轴数及主轴转速级数格距 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 u(k k+1)而确定了各传动副的传动比。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 毕业设计（论文）过程检查情况 记录表 题目： 床主轴箱的设计 指导老师 检查指导顺序 检查指导内容 检查指导意见 指导教师 签 名 检查指导 日 期 第一次 （开题检查） 检查学生的设计开题方案或论文提纲，并对是否同意开题提出意见 第二次 （初稿检查） 审阅学生论文初稿或初步设计，提出修改意见 第三次 （论文设计 完善） 审阅学生完成的设计（论文）对二稿提出修改、完善意见 第四次 （正稿核定） 审核学生的设计（论文）正稿，提出定稿意见 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 摘 要 作为主要的车削加工机床， 床广泛的应用于机械加工行业中，本设计主要针对 床的主轴箱进行设计，设计的内容主要有机床主要参数的确定，传动方案和传动系统图的拟定，对主要零件 进行了计算和验算 ，利用三维画图软件进行了零件的设计和处理 。 关键词： 床 主轴箱 零件 传动 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 目 录 第一章 机床的规格和用途 第二章 机床主要参数的确定 第三章 传动放案和传动系统图的拟定 第四章 主要设计零件的计算和验算 第 五 章 结论 第 六 章 参考资料编目 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第一章 机床的规格和用途 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。 第二章 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） 10 1400转 /分 反传（ 12级） 14 1580转 /分 加工螺纹范围： 公制（ 44种） 1 192毫米 英制（ 20种） 2 24牙 /英寸 模数（ 39种） 48毫米 径节（ 37种） 1 96径节 进给量范围： 细化 米 /转 纵向（ 64种） 正常 米 /转 加大 米 /转 细化 米 /转 横向（ 64种） 正常 米 /转 加大 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 转速 1450转 /分 快速电机： 功率 370瓦 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 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） 2668 1000 1190毫米 重量约 2000公斤 第三章 传动方案和传动系统图的拟定 已知主轴最低转速 0mm/s,最高转速 400mm/s，转速调整范围为 Rn=4 选定主轴转速数列的公比为 Z=1= =24 24=2 3 2 2 （ 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 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 同步转速为 1500r/ （ 2）分配总降速传动比 总降速传动比为 0/1500 10 3,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 +1=6 （ 4）绘制转速图 先按传动轴数及主轴转速级数格距 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 u(k k+1)而确定了各传动副的传动比。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 第四章 主要设计零件的计算和验算 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 本设计选用材料为 长宽高 ),按下表选取 . 长宽高 ( 3 壁厚 (500 500 300 500 500 10 800 800 500 12于箱体轴承孔的影响将使扭转刚度下降 10%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 25支承壁取 22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。 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的位置的确定主要考虑了齿轮之间的啮合及相互干涉的问题，根据各对配合齿轮的中心距及变位系数，并参考有关资料，箱体上轴安装空的位置确定如下： 中心距 (a)=1/2（ d1+ （式中 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 中心距 - =（ 56+38） /2 心距 - =（ 50+34） /2 心距 - =（ 30+34） /2 2心距 - =（ 39+41） /2 0心距 - =（ 50+50） /2 25心距 - =（ 44+44） /2 2=88心距 - =（ 26+58） /2 4=168心距 - =（ 58+26） /2 2=84心距 - =（ 58+58） /2 2=116心距 - =（ 33+33） /2 2=66心距 - =（ 25+33） /2 2=58合考虑其它因素后，将箱体上各轴安装空的位置确 定如下图： 上图中 设计的箱体外观形状如下图： 箱体在床身上的安装方式，机床类型不同，其主轴变速箱的定位安装方式亦不同。有固定式、移动式两种。车床主轴箱为固定式变速箱，用箱体底部平面与底部突起的两个小垂直面定位，用螺钉和压板固定。本主轴箱箱体为一体式铸造成型，留有安装结构，并对箱体的底部为安装进行了相应的调整。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 箱体的颜色根据机床的总体设计确定，并考虑机床实际使用地区人们心理上对颜色的喜好及风俗。 箱体中预留了润滑油路 的安装空间和安装螺纹孔及油沟，具体表达见箱体零件图。 轴 及轴上零件设计 带传动的计算 普通 时要有足够的疲劳强度，以满足一定的使用寿命。 设计功率 P（ 工况系数，查机床设计指导（ 任殿阁，张佩勤 主编） 表 2 故 1 . 1 1 1 1 2 . 1dP k W 小带轮基准直径130 带速 v 1 1 / ( 6 0 1 0 0 0 ) 9 . 8 6 /dv d n m s v ； 大 带轮基准直径230 初选中心距0a 10000加 带弯曲次数；0引起振动。 带基准长度 2210 0 1 20()2 ( ) 2 7 2 2 . 524 d a d d m 查机床设计指导（ 任殿阁，张佩勤 主编） 表 202800带挠曲次数 100040 1s ； 实际中心距 2a A A B 12() 1 0 8 . 748d d dL d 221() 12508故 21 0 8 . 7 1 0 8 . 7 1 2 5 0 2 2 3a m m 小带轮包角 1 211 1 8 0 2 s i n 1 5 4 . 0 9 1 2 02a 单根 机床设计指导（ 任殿阁，张佩勤 主编） 表 2文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 取 单根 )b n K 弯曲影响系数，查表 2 0 传动比系数，查表 2 1 ； 带的根数11() P K K K 包角修正系数，查表 2 带长修正系数，查表 2 故11 2 . 1 3 . 8 9( 2 . 2 8 0 . 1 6 ) 0 . 9 3 1 . 0 1z 圆整 ； 单根带初拉力20 2 . 55 0 0 ( 1 )q vv z K q 带每米长质量，查表 2 故0F 对轴压力 101 5 4 . 0 92 s i n 2 5 8 . 2 3 4 s i n 4 5 3 . 9 822Q F z N 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 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 2 6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 Z 2 f 20Dbp 式中 摩擦离合器 所传递的扭矩（ N ； 955 410955 410 11 00 510 （ N ; 电动机的额定功率（ 安装离合器 的传动轴的计算转速（ r/； 从电动机到离合器轴的传动效率； K 安全系数，一般取 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 2 f= 0D 摩擦片的平均直径（ ; 0D=（ D+d） /2 67b 内外摩擦片的接触宽度（ ； b=（ ； 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 p 摩擦片的许用压强（ N/ 2 ； p 0vK mK 基本许用压强（ 查机床设计指导表 2 速度修正系数 02 410 =m/s） 根 据平均圆周速度床设计指导表 2 接合次数修正系数，查机床设计指导表 2 摩擦结合面数修正系数，查机床设计指导表 2 所以 Z 2 f 20Dbp 2 510 267 23 11 卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗般取 11 最后确定摩擦离合器的 轴向压紧力 Q，可按下式计算： Q=0 20) 267 23 510 式中各符号意义同前述。 摩擦片的厚度一般取 1、 2（ ，内外层分离时的最大间 隙为 ,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 ,淬火硬度达 62。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 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 1 2 3 K K K NZ m u B n （ j（ 3 弯曲应力的验算公式为 5 1 2 3w 22 0 8 1 1 0 ()S K K N M P aZ m B Y n （ 3 式中 N=； 160T）内的总工作时间（ h） ，对于中 型机床的齿轮取500020000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为 T=， 1r/; 表 3下均参见机床设计指导） m 疲劳曲线指数，查表 3 速度转化系数，查表 3 功率利用系数，查表 3 材料强化系数，查表 3 的极限值SK 取SK=S KSK= 1K 工作情况系数，中等冲击的主运动，取1K= 2K 动载荷系数，查表 3 3K 齿向载荷分布系数，查表 3 Y 标准齿轮齿形系数，查表 3 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 j 许用接触应力（ ,查表 3 w 许用弯曲 应力（ ，查表 3 如果验算结果j或w不 合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。 传至 1 130 8 2 0 / m i n r 130 0 . 9 8 0 . 5 1 1230 N= 2 0 / m i n r3 在离合器两齿轮中齿数最少的齿轮为 50 齿宽为 B=12mm u=j= 32 0 8 1 1 0 (1 . 0 5 1 ) 1 . 2 1 . 3 1 . 0 4 3 . 7 2 5 . 6 2 5 1 0 1 8 . 1 55 0 2 . 2 5 1 . 0 5 1 2 8 2 0 j=1250合强度要求。 验算 56 j= 32 0 8 1 1 0 (1 . 0 5 1 ) 1 . 2 1 1 . 0 4 3 . 7 2 5 . 6 2 5 9105 6 2 . 2 5 1 . 0 5 1 2 8 2 0 j=1250合强度要求 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 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（ 4 花键轴 42 4( ) ( ) ()64d b N D d D dI m m =42 443 2 . 2 6 8 ( 3 8 3 2 . 2 ) ( 3 8 3 2 . 2 ) 7 . 4 2 1 064 式中 d 花键轴的小径（ ； i 花轴的大径（ ； 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： 4 5 1 0 ( N m m )扭= 445 . 6 2 59 5 5 1 0 6 . 5 5 1 0820 N m m 式中 N 该轴传递的最大功率（ ; 该轴的计算转速（ r/。 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，齿轮的圆周力买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 4 32 2 6 . 5 5 1 0 2 . 3 4 1 0 6 扭 式中 D 齿轮节圆直径（ ,D= 齿轮的径向力 ( ) / c o s ( ) t g N 式中 为齿轮的啮合角， 20； 齿面摩擦角， ； 齿轮的螺旋角； 0 故 30 . 5 1 . 1 7 1 0 N 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： m a ( )()nj y j P aD d l N K 式中 花键传递的最大转矩（ ； D、 d 花键轴的大径和小径（ ； L 花键工作长度； N 花键键数； K 载荷分布不均匀系数， K= 4228 6 . 5 5 1 0 3 . 6 2 0 ( )( 3 8 3 2 . 2 ) 8 5 6 0 . 7j y j a M P a 故此花键轴校核合格 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 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 N 0 ( ) ( )f K K K l P C ( N )fL h 1 0 0 0 0 1 5 0 0 0 K l P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（ 换算成（ N）； 速度系数， 1003n if nr/ 寿命系数，500 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）， 1 1 ； 功率利用系数，查表 3 3； 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 速度转化系数，查表 3 2； 齿轮轮换工作系数，查机床设计手册； P 当量动载荷，按机床设计手册。 1 2 4 8 6 3 nL h T2 3 2 0 0 3 nL h T3 1 9 8 5 2 nL h T故轴承校核合格 及轴上零件设计 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 1 2 3 K K K NZ m u B n （ j（ 3 弯曲应力的验算公式为 5 1 2 3w 22 0 8 1 1 0 ()S K K N M P aZ m B Y n （ 3 式 中 N=； r/; ; u 1， “ +”号用于外啮合，“ -”号用于内啮合； S T n N K K K 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 160T）内的总工作时间（ h） ，对于中型机床的齿轮取500020000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为 T=， 1r/; 表 3下均参见机床设计指导） m 疲劳曲线指数，查表 3 速度转化系数，查表 3 功率利用系数，查表 3 材料强化系数，查表 3 的极限值SK取SK=SKSK= 1K 工作情况系数，中等冲击的主运动，取1K= 2K 动载荷系数，查表 3 3K 齿向载荷分布系数，查表 3 Y 标准齿轮齿形系数，查表 3 j 许用接触应力（ ,查表 3 w 许用弯曲应力（ ，查表 3 如果验算结果j或w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： 1 3 0 5 61 4 5 0 1 2 0 7 . 7 8 / m i 0 3 8 361 3 0 5 6 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 7 6 92 3 0 3 8 m=文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 1 2 0 7 . 7 8 / m i n r3 在双联滑移齿轮中齿 数最少的齿轮为 38 齿宽为 B=14mm u=j= 32 0 8 1 1 0 (1 . 0 5 1 ) 1 . 2 1 . 3 1 . 0 4 3 . 7 2 5 . 4 2 1 1 9 5 . 8 23 8 2 . 2 5 1 . 0 5 1 4 1 2 0 7 . 7 8 j=1250双联滑移齿轮符合标准 验算 39 39 1 2 0 7 . 7 8 / m i n r3 71 3 0 5 6 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 7 6 12 3 0 3 8 N=B=14u=1 j= 32 0 8 1 1 0 (1 1 ) 1 . 2 1 1 . 0 4 3 . 7 2 5 . 7 1 1 0 2 7 . 9 43 9 2 . 2 5 1 1 4 1 2 0 7 . 7 8 j=1250此齿轮合格 验算 22 22 1 2 0 7 . 7 8 / m i n r3 721 3 0 5 6 3 9 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 7 0 . 6 8 02 3 0 3 8 4 1 N=B=14u=4 j= 32 0 8 1 1 0 ( 4 1 ) 1 . 2 1 1 . 0 4 3 . 7 2 5 . 1 9 2 7 . 4 92 2 2 . 2 5 4 1 4 1 2 0 7 . 7 8 j=1250此齿轮合格 验算 30 30 1 2 0 7 . 7 8 / m i n r3 71 3 0 5 6 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 6 8 02 3 0 3 8 N=B=14u=1 j= 32 0 8 1 1 0 (1 1 ) 1 . 2 1 1 . 0 4 3 . 7 2 5 . 1 1 1 3 1 . 2 43 0 2 . 2 5 1 1 4 1 2 0 7 . 7 8 j=1250文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 故此齿轮合格 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（ 4 花键轴 42 4( ) ( ) ()64d b N D d D dI m m = 42 443 2 6 8 ( 3 6 3 2 ) ( 3 6 3 2 ) 6 . 5 3 4 1 064 式中 d 花键轴的小径（ ； i 花轴的大径（ ； 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： 4 5 1 0 ( N m m )扭= 445 . 4 29 5 5 1 0 4 . 5 1 1 01 1 4 8 . 8 6 N m m 式中 N 该轴传递的最大功率（ ; 该轴的计算转速（ r/。 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 32 2 4 . 5 1 1 0N 1 . 8 0 4 1 0 0 扭 （ ） 式中 D 齿轮节圆直径（ ,D= 齿轮的径向力 ( ) / c o s ( ) 9 0 2 t g N N 式中 为齿轮的啮合角； 齿面摩擦角； 齿轮的螺旋角； 22()0 . 1 m m=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： m a ( )()nj y j P aD d l N K 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 式中 花键传递的最大转矩（ ； D、 d 花键轴的大径和小径（ ； L 花键工作长度； N 花键键数； K 载荷分布不均匀系数， K= 4228 4 . 5 1 1 0 2 . 0 4 2 0 ( )( 3 6 3 2 ) 1 1 6 8 0 . 7j y j a M P a 故此花键轴校核合格 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 极值方程为： 3 6 6 10o l C C 式中 L。 合理跨距； C 主轴悬伸梁； C 后前支撑轴承刚度 该一元三次方程求解可得为一实根： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 33 212( 1 ) ( )12()( 1 )( 1 )m m 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 N 0 ( ) ( )f K K K l P C ( N )fL h 1 0 0 0 0 1 5 0 0 0 K l P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（ 换算成（ N）； 速度系数， 1003n if nr/ 寿命系数，500 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），1 1 ； 功率利用系数，查表 3 3； 速度转化系数，查表 3 2； 齿轮轮换工作 系数，查机床设计手册； P 当量动载荷，按机床设计手册。 1 2 4 8 6 3 nL h T买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 2 3 2 0 0 3 nL h T3 1 9 8 5 2 nL h T故轴承校核合格 动系统的轴及轴上零件设计 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 1 2 3 K K K NZ m u B n （ j（ 3 弯曲应力的验算公式为 5 1 2 3w 22 0 8 1 1 0 ()S K K N M P aZ m