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ca6140 机床 主轴 设计 说明书 仿单 cad

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河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 I 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 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 , 广泛的应用于机械加工行业中。本文首先介绍了金属切削机床在国内外的研究状况，以及国内外发展差距。然后系统的介绍了 后详细的阐述了本论文的研究内容，思路、主要方法及进 度。 关键词 金属切削机床 主轴箱 。 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 s a in of is of of of of d as a in in in of of of of 南理工大学万方科技学院本科毕业论文 1 前 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。 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。 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 2 1 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。 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 3 2 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 转 纵向（ 64 种 ) 米 /转 加大 米 /转 细化 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 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 4 横向 4米 /分 主电机： 功率 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） 2668 1000 1190 毫米 重量约 2000公斤 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 5 3 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 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 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 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 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 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 6 图 3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 制 速 度 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 的双轴传动间画上 u(k k+1)组 的传动比射线，从而确定了各传动副的传动比 。 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 7 4 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 . 表 4体的长宽高和壁厚选择 由于箱体轴承 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右，后支承壁取22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。 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： 长宽高 ( 3 壁厚 (500 500 300 500 500 10 800 800 500 12南理工大学万方科技学院本科毕业论文 8 中心距 (a)=1/2（ d1+ （式中 中心距 - =（ 56+38） /2 心距 - =（ 50+34） /2 心距 - =（ 30+34） /2 2心距 - =（ 39+41） /20心距 - =（ 50+50） /225心距 - =（ 44+44） /22=88心距 - =（ 26+58） /24=168心距 - =（ 58+26） /22=84心距 - =（ 58+58） /22=116心距 - =（ 33+33） /22=66心距 - =（ 25+33） /22=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 图 4 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 9 图 4上图中 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。 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。 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 10 动系统的 I 轴及轴上零件设计 通 V 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 (4 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 ； (4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 (4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 (412() 1 0 8 . 748d d dL d (4221() 12508(4河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 11 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 (4单根 机床设计指导（ 任殿阁，张佩勤 主编） 表 2 单根 )b n K (4 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 (4K 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 (4 q 带每米长质量，查表 2 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 12 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 (4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 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 Z2 f 20Dbp (4式中 ， 摩擦离合器所传递的扭矩（ N 955 410955 410 1100 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=（ ； 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 13 p 摩擦片的许用压强（ N/ 2； p 0vK mK (4 0 基本许用压强（ 查机床设计指导表 2 速度修正系数 02410 =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 67 23 11 (4 卧式车床反向离合器所传递的扭矩 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) 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 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 14 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 (4弯曲应力的验算公式为 51 2 3w 22 0 8 1 1 0 ()S K K N M P aZ m B Y n (4式中 ， N=； 1604T）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 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 15 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。 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： 1 130 8 2 0 / m i n r 130 0 . 9 8 0 . 5 1 1230 N= 8 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=河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 16 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 齿轮 如下图 4示 ： 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 图 46 齿轮的剖面图 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 17 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（ 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4 32 2 6 . 5 5 1 0 2 . 3 4 1 0 6 扭 (4式中 ， D 齿轮节圆直径（ ,D= 齿轮的径向力 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 18 ( ) / 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 (4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 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 19 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 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； 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 20 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 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 (4 弯曲应力的验算公式 51 2 3w 22 0 8 1 1 0 ()S K K N M P aZ m B Y n (4式中 ， N= r/; ; 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 21 u 1，“ +”号用于外啮合，“ -”号用于内啮合； S T n N K K K 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=， P 为变速组的传动副数； 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=SK取SK= 1K 工作情况系数，中等冲击的主运动，取1K= 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 22 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= 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验算 39 齿轮： 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 23 39 轮采用整淬 1 2 0 7 . 7 8 / m i n r371 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验算 22 齿轮： 22 轮采用整淬 1 2 0 7 . 7 8 / m i n r3721 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验算 30 轮： 30 轮采用整淬 1 2 0 7 . 7 8 / m i n r371 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 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 24 j=1250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（ 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 4 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= 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 25 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= (4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 (4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 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，应河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 26 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： 3 6 6 10o l C C (4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： 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河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 27 取，单位用（ 换算成（ N）； 速度系数， 1003n if n动轴承的计算转速（ r/ 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(42 3 2 0 0 3 nL h T(43 1 9 8 5 2 nL h T(4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。 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 28 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 弯曲应力的验算公式为 51 2 3w 22 0 8 1 1 0 ()S K K N M P aZ m B Y n 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 1604T）内的总工作时间（ h） ，对于中型机床河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 29 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。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为： 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 30 1 3 0 5 6 3 91 4 5 0 1 1 4 8 . 8 6 / m i 0 3 8 4 1 371 3 0 5 6 3 9 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 7 2 32 3 0 3 8 4 1 N= = 1 4 8 . 8 6 / m i n r3在三联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为 41 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 . 4 2 11894 1 2 . 2 5 1 . 0 5 2 0 1 1 4 8 . 8 6 j=1250验算 50 齿轮： 50 轮采用整淬 1 1 4 8 . 8 6 / m i n r3721 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=15u=1 (4j= 32 0 8 1 1 0 (1 1 ) 1 . 2 1 1 . 0 4 3 . 7 2 5 . 1 9105 0 2 . 5 1 1 5 1 1 4 8 . 8 6 j=1250验算 63 3的齿轮： 63 3齿轮采用整淬 1 1 4 8 . 8 6 / m i n r3721 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 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 31 N=B=10u=4 j= 32 0 8 1 1 0 ( 4 1 ) 1 . 2 1 1 . 0 4 3 . 7 2 5 . 1 5586 3 3 4 1 0 1 1 4 8 . 8 6 j=1250验算 44 2齿轮 ，如下图 4 44 2齿轮采用整淬 1 1 4 8 . 8 6 / m i n r3721 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=10u=1 j= 32 0 8 1 1 0 (1 1 ) 1 . 2 1 1 . 0 4 3 . 7 2 5 . 1 12394 4 2 1 1 5 1 1 4 8 . 8 6 j=1250此齿轮合格 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 32 图 44 2 齿轮的剖面图 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（ 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（ ； 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 33 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 4 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 (4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 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 34 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 故此三轴花键轴校核合格 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 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： 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 35 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，对滚河南理工大学万方科技学院 本科毕业设计（论文）中期检查表 指导教师： 周 龙 职称： 副教授 所在院（系）： 机械与动力工程学院 教研室（研究室）： 机械设计教研室 题 目 床主轴箱的设计 学生姓名 徐岭南 专业班级 08 机制 4 班 学号 0828050040 一、选题质量：（主要从以下四个方面填写： 1、选题是否符合专业培养目标，能否体现综合训练要求； 2、题目难易程度； 3、题目工作量； 4、题目与生产、科研、经济、社会、文化及实验室建设等实际的结合程度） 该 毕业设计的题目是 床主轴箱的设计 ，与本科学习过程中的 互换性技术和机械制造技术基础 密切相关。 本次设计就是在所学知识的基础上通过查阅资料而进行的初步设计，其中涉及到大量文献的查阅，文献的归纳总结和数据的计算处理等方面的内容。既可以培养学生对资料的利用能力，又可以锻炼学生的实际动手能力，同时考察学生在设计中对信息的综合和处理能力。能很好的体现 对 机械设计与制造专业学生综合素质的培养。 本次 设计虽然是初 步设计，但在设计中需要考虑的因素非常多。具体要结合 机床设计手册分析，运用公差配合与测量技术分析零部件的尺寸。 工作量很大 ， 需要花费很大精力 做设计。题目难易程度适中， 适合本科水平选作毕业设计课题。 目前 床 被广泛应用于许多工业生产领域 ， 是 大批量机械产品实现高效、 高质量和经济性生产 的关键装备，在大批量生产的机械工业部门，大量采用的设备是 床 。 研究组合该 机床的 主轴箱 结构并进行设计，可以锻炼自己分析解决问题的能力，也为以后的工作打下良好的基础。 该毕业设计题目与机械 设计制造及其自动化的专业 知识 都 联系 紧密，现实意义十分重大 2 二、 开题报告完成情况： 1、 已完成 开题报告编写工作 ，前期所需文献资料也已完成 。 2、 完成了 对所查阅的资料和课本知识进行分析 和处理 。 三、阶段性成果： 1、完成了资料文献的分析 和处理工作。 2、 完成设计说明书 大纲的拟定 ，且进行部分 内容的编写。 3、巩固和提高了计算机绘图能力。 3 四、存在主要问题： 1、对 床主轴箱 的 设计理解不够深入，对该机床 的整体结构把握不够 。 2、对 机械 设计中的 理论和 公差配合与测量技术 知 识掌握的不牢固，知识和能力有待进一步提高 3、对 主轴箱中轴承和齿轮 零部件不是很熟悉，在绘图 过程中遇到不少困难。 五、指导教师对学生在毕业实习中，劳动、学习纪律及毕业设计（论文）进展等方面的评语 指导教师： （签名） 年 月 日 附录 ： 外文资料与中文翻译 外文资料 ： of t in at to to is we be to of in n of to in a We in in of is to of in of to as we to is on a a of is an If a of in of a is a of a If we on an on an is an of is a of of 1 a a as In of is to of in is of It is of of to to at to or it be to A is to of by on or on of be so as to or in of to as in of is on a a in in A of a a In of is be as if to or a of to is a is a A 2 to a at is a is to of in to of a of is as or A is in or A in of a is of of of a of as on is on of it is to on is of on a 90to be to of is a 0 be be or be as In a of is of be a on of in in is to to in if As in of at 3 In it is to go to is of As in of a It is as in of to to of is a of a in of A is a or of it be to or or in to to be a be to at as is a or to A is a or of a be to be on of is if is so is it is be by no it is to so he as or be 4 to is to in of it to it is a of a or of a in a of in by as it is to or is in to of of In a of a or 1 2 at 1 2, of be in of to be to by or at is in a In of we be in is to of of or is in to be is to be to of or of is of be as 1. . . 5 4. or . . he of of 1. or of on 2. a at . of to a) (b) c) as A of a of of To a of be or a or be so by or on of to of do is as or to to a An of is so as to at a is is is to be a An or of a 6 is or of of of or an an is by is to a an of or is a is a An is in By to of be a to a be 7 中文翻译 ： 齿轮和轴的介绍 摘 要 : 在传统机械和现代机械中齿轮和轴的重要地位是不可动摇的。齿轮和轴主要安装在主轴箱来传递力的方向。通过加工制造它们可以分为许多的型号，分别用于许多的场合。所以我们对齿轮和轴的了解和认识必须是多层次多方位的。 关键词 : 齿轮 轴 在直齿圆柱齿轮的受力分析中，是假定各力作用在单一平面的。我们将研究作用力具有三维坐标的齿轮。因此，在斜齿轮的情况下，其齿向是不平行于回转轴线的。而在锥齿轮的情况中各回转轴线互相不平行。像我们要讨论的那样，尚有 其他道理需要学习，掌握。 斜齿轮用于传递平行轴之间的运动。倾斜角度每个齿轮都一样，但一个必须右旋斜齿，而另一个必须是左旋斜齿。齿的形状是一溅开线螺旋面。如果一张被剪成平行四边形（矩形）的纸张包围在齿轮圆柱体上，纸上印出齿的角刃边就变成斜线。如果我展开这张纸，在血角刃边上的每一个点就发生一渐开线曲线。 直齿圆柱齿轮轮齿的初始接触处是跨过整个齿面而伸展开来的线。斜齿轮轮齿的初始接触是一点，当齿进入更多的啮合时，它就变成线。在直齿圆柱齿轮中，接触是平行于回转轴线的。在斜齿轮中，该先是跨过齿面的对角线。它是齿轮逐渐 进行啮合并平稳的从一个齿到另一个齿传递运动，那样就使斜齿轮具有高速重载下平稳传递运动的能力。斜齿轮使轴的轴承承受径向和轴向力。当轴向推力变的大了或由于别的原因而产生某些影响时，那就可以使用人字齿轮。双斜齿轮（人字齿轮）是与反向的并排地装在同一轴上的两个斜齿轮等效。他们产生相反的轴向推力作用，这样就消除了轴向推力。当两个或更多个单向齿斜齿轮被在同一轴上时，齿轮的齿向应作选择，以便产生最小的轴向推力。 交错轴斜齿轮或螺旋齿轮，他们是轴中心线既不相交也不平行。交错轴斜齿轮的齿彼此之间发生点接触，它随着齿轮的磨合而 变成线接触。因此他们只能传递小的载荷和主要用于仪器设备中，而且肯定不能推荐在动力传动中使用。交错轴斜齿轮与斜齿轮之间在被安装后互相捏合之前是没有任何区别的。它们是以同样的方法进行制造。 8 一对相啮合的交错轴斜齿轮通常具有同样的齿向，即左旋主动齿轮跟右旋从动齿轮相啮合。在交错轴斜齿设计中，当该齿的斜角相等时所产生滑移速度最小。然而当该齿的斜角不相等时，如果两个齿轮具有相同齿向的话，大斜角齿轮应用作主动齿轮。 蜗轮与交错轴斜齿轮相似。小齿轮即蜗杆具有较小的齿数，通常是一到四齿，由于它们完全缠绕在节圆柱上，因此它们被 称为螺纹齿。与其相配的齿轮叫做蜗轮，蜗轮不是真正的斜齿轮。蜗杆和蜗轮通常是用于向垂直相交轴之间的传动提供大的角速度减速比。蜗轮不是斜齿轮，因为其齿顶面做成中凹形状以适配蜗杆曲率，目的是要形成线接触而不是点接触。然而蜗杆蜗轮传动机构中存在齿间有较大滑移速度的缺点，正像交错轴斜齿轮那样。 蜗杆蜗轮机构有单包围和双包围机构。单包围机构就是蜗轮包裹着蜗杆的一种机构。当然，如果每个构件各自局部地包围着对方的蜗轮机构就是双包围蜗轮蜗杆机构。着两者之间的重要区别是，在双包围蜗轮组的轮齿间有面接触，而在单包围的蜗轮组的轮齿 间有线接触。一个装置中的蜗杆和蜗轮正像交错轴斜齿轮那样具有相同的齿向，但是其斜齿齿角的角度是极不相同的。蜗杆上的齿斜角度通常很大，而蜗轮上的则极小，因此习惯常规定蜗杆的导角，那就是蜗杆齿斜角的余角；也规定了蜗轮上的齿斜角，该两角之和就等于 90 度的轴线交角。 当齿轮要用来传递相交轴之间的运动时，就需要某种形式的锥齿轮。虽然锥齿轮通常制造成能构成 90 度轴交角，但它们也可产生任何角度的轴交角。轮齿可以铸出，铣制或滚切加工。仅就滚齿而言就可达一级精度。在典型的锥齿轮安装中，其中一个锥齿轮常常装于支承的外侧。这意味着 轴的挠曲情况更加明显而使在轮齿接触上具有更大的影响。 另外一个难题，发生在难于预示锥齿轮轮齿上的应力，实际上是由于齿轮被加工成锥状造成的。 直齿锥齿轮易于设计且制造简单，如果他们安装的精密而确定，在运转中会产生良好效果。然而