毕业设计（论文）-CA6140车床主轴箱的设计.doc

毕 业 论 文 课题名称ca6140 车床主轴箱的设计 系/专 业 机械工程/机电一体化 班 级 学 号 学生姓名 指导教师： 2010 年 月 日 毕业设计（论文）报告纸 装 订 线 ca6140ca6140 车床主轴箱设计车床主轴箱设计 摘要摘要 ca6140 车床作为主要的车削加工机床，广泛的应用于机械加工行业中，适用于车削内外圆 柱面，圆锥面及其它旋转面，车削各种公制、英制、模数和径节螺纹，并能进行钻孔，铰孔和 拉油槽等工作。床身宽于一般车床，具有较高的刚度，导轨面经中频淬火，经久耐用。机床主 轴孔径大，操作灵便集中，溜板设有快移机构。机床结构刚度与传动刚度均比较高，功率利用 率也比较高，适于强力高速切削。其主轴箱是车床的动力源将动力和运动传递给机床主轴的基 本环节。本设计主要针对 ca6140 机床的主轴箱进行设计，设计的内容主要有车床运动参数的 确定、传动方案和传动系统图的拟定、主要设计零件的验算。 关键词关键词：ca6140 机床 主轴箱 零件 abstract ca6140 lathe as a major turning processing machine, widely used in mechanical processing industry, suitable for cutting yuanzhumian inside taper surface and other rotation, face, cutting various metric, imperial, module and thread, and diameter drilling, reaming and heaming work. in general, lathe bed width with high stiffness, guide surface by frequency quenching and durable. spindle aperture, centralized operation spirit, has moved fast. machine structure stiffness and stiffness are relatively high, transmission power utilization rate is high, suitable for high speed cutting power. it is the power source of the lathe spindle box will force and motion to the spindle of basic link. this design is mainly for the spindle box ca6140 machine design, design is the main content of lathe movement parameters, transmission scheme and transmission system graph and the main design parts. keywords: ca6140 spindle box parts 毕业设计（论文）报告纸 装 订 线 目录目录 第一章 绪论1 1.1 引言.1 1.2 车床的规格和用途1 1.2.1 车床的规格1 1.2.2 车床的用途.1 2.1 确定极限转.2 2.2 确定公比2 2.3 求出主轴转速级数 z 2 2.4 确定结构式.2 第三章 传动方案和传动系统图的拟定2 3.1 绘制传动系统图.2 3.1.1 选定电动机.2 3.1.2 分配总降速传动比.2 3.1.3 确定传动轴的轴数.2 3.1.4 绘制转速图.2 3.2 传动路线图.5 3.2.1 传动系统可用传动路线表达式.5 3.2.2 车削米制螺纹时传动链的传动路线.5 3.2.3 加工螺纹时的传动路线表达式归纳总结.6 第四章 主要设计零件的验算6 4.1 主轴箱的箱体6 4.2 传动系统的 i 轴及轴上零件设计 8 4.2.1 普通 v 带选择与计算8 4.2.2 离合器的选择与计算.11 4.2.3 齿轮的验算.12 4.2.4 传动轴的验算.15 4.2.5 轴承疲劳强度校核.16 4.3.传动系统的轴及轴上零件设计17 4.3.1 齿轮的验算.17 4.3.2 传动轴的验算.20 4.3.3 轴组件的刚度验算.21 4.4 传动系统的轴及轴上零件设计.23 毕业设计（论文）报告纸 装 订 线 4.4.1 齿轮的验算.23 4.4.2 传动轴的验算26 4.4.3 轴组件的刚度验算28 致谢31 参考文献32 毕业设计（论文）报告纸 共 32 页 第 1 页 装 订 线 第一章第一章 绪论绪论 1.1 引言引言 车削加工是由车床、车刀、车床夹具和工件共同构成的车削工艺系统中完成的。车床有许 多不同的类型，如卧式车床、专用车床以及数控车床等。 加工过程中，车床的主要作用是加工工艺系统提供必需的动力，按加工要求准确地实现切 削运动，保证工件和刀具之间的正确位置。 卧式车床使用非常普遍，其轴以水平方式放置。ca6140 型卧式车床是一种通用性强、工艺 范围广泛的车床。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。 主轴箱安装在床身的左上端，内装主传动系统和主轴部件。主轴的端部可安装卡盘，用以夹 持工件，带动工件旋转，实现主运动。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。 通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计，在拟定传动和变速的结构方案过程中，得 到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术文件和查阅技术资料等 方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并具有初步的结构分析、结构 设计和计算能力。 1.2 车床的规格和用途车床的规格和用途 1.2.1 车床的规格车床的规格 ca6140 车床可以加工各种轴类、套筒类和盘类工作；车削米制、英制、模数制、径节制 4 种螺纹；还可以利用车床上的尾座进行钻孔、扩孔、套螺纹等。 1.2.2 车床的用途车床的用途 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。 第二章第二章 车床运动参数的确定车床运动参数的确定 毕业设计（论文）报告纸 共 32 页 第 2 页 装 订 线 2.1 确定极限转确定极限转 最低转速 nmin 为 10mm/s,最高转速 nmax 为 1400mm/s，转速调整范围为 rn=nmax/nmin=1 2.2 确定公比确定公比 选定主轴转速数列的公比为 1.12 2.3 求出主轴转速级数求出主轴转速级数 z z=lgrn/lg+1= lg14/lg1.12+1=24 2.4 确定结构式确定结构式 24=2322 第三章第三章 传动方案和传动系统图的拟定传动方案和传动系统图的拟定 3.1 绘制传动系统图绘制传动系统图 3.1.1 选定电动机选定电动机 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 y160m-4，其同步转速为 1500r/min，功率 11kw。 3.1.2 分配总降速传动比分配总降速传动比 总降速传动比为 uii=nmin/nd=10/15006.67103,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。 3.1.3 确定传动轴的轴数确定传动轴的轴数 传动轴数变速组数+定比传动副数+1=6 3.1.4 绘制转速图绘制转速图 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 u(kk+1)min.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。转速图如下图 3-1 所示： 毕业设计（论文）报告纸 共 32 页 第 3 页 装 订 线 图 3-1 ca6140 转速图 传动系统图见图 3-2 所示： 毕业设计（论文）报告纸 共 32 页 第 4 页 装 订 线 图 3-2 ca6140 传动系统图 毕业设计（论文）报告纸 共 32 页 第 5 页 装 订 线 3.2 传动路线图传动路线图 3.2.1 传动系统可用传动路线表达式传动系统可用传动路线表达式 传动路线表示如下： 图 3-3 ca6140 传动路线表达式 3.2.2 车削米制螺纹时传动链的传动路线车削米制螺纹时传动链的传动路线 车削米制螺纹时传动链的传动路线表达式： 图 3-4 车削米制螺纹时传动链的传动路线表达式 毕业设计（论文）报告纸 共 32 页 第 6 页 装 订 线 3.2.3 加工螺纹时的传动路线表达式归纳总结加工螺纹时的传动路线表达式归纳总结 加工螺纹时的传动路线表达式归纳总结 图 3-5 加工螺纹时的传动路线表达式归纳总结 第四章第四章 主要设计零件的验算主要设计零件的验算 4.1 主轴箱的箱体主轴箱的箱体 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 ht20-40.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() 3 mm 壁厚(mm) 500 500 300-800 500 50010-15 800 800 50012-20 由于箱体轴承孔的影响将使扭转刚度下降 10%-20%，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+d2）+ym （式中 y 是中心距变动系数） 中心距-=（56+38）/22.25=105.75mm 中心距-=（50+34）/22.25=94.5mm 中心距-=（30+34）/22.25=72mm 中心距-=（39+41）/22.25=90mm 中心距-=（50+50）/22.5=125mm 中心距-=（44+44）/22=88mm 中心距-=（26+58）/24=168mm 中心距-=（58+26）/22=84mm 中心距-=（58+58）/22=116mm 中心距-=（33+33）/22=66mm 中心距-=（25+33）/22=58mm 综合考虑其它因素后，将箱体上各轴安装空的位置确定如下图 4-1： 图 4-1 箱体零件图 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。 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。 毕业设计（论文）报告纸 共 32 页 第 8 页 装 订 线 91 150 15097 i 1537572 21.536.5 70 115 534 1480.3 55 91.5 24.5 126 15120 60+0.3 0 53 1 94.5 0.06 105.7 0.06 72 0.05 90 0.05 1270.07 88 0.06 84 0.05 66 0.05 58 0.05 116 0.06 170 0.07 xii iv vi xi x ix viii iii v ii vii xiii g g r m o h h 74 49.7 4.2 传动系统的传动系统的 i 轴及轴上零件设计轴及轴上零件设计 4.2.1 普通普通 v 带选择与计算带选择与计算 普通 v 带的选择应保证带传动不打滑的前提下能传递最大功率，同时要有足够的疲劳强度， 以满足一定的使用寿命。 1) 确定计算功率 pc ,选择胶带型号： pc = kap 式中 p 额定功率（kw） ； ka 工作情况系数，此处取为 1.1。 带入数据计算得 pc = 12.1（kw） ，根据计算功率 pc 和小轮转数 n1,即可从三角胶带选型图 上选择胶带的型号。此次设计选择的为 a 型胶带。 2)选取带轮节圆直径、验算带速： 小带轮基准直径为 130mm，大带轮基准直径为 230 mm； 1 d d 2 d d 验算带速，一般应使带速 v 在 525m/s 的范围内。 v=9.86m/s，符合设计要求。 1 1 1000*60 d n 3)确定中心距 a、带长 l、验算包角： 中心距过大回引起带的颤动，过小则单位时间内带的应力循环次数过多，疲劳寿命降低； 包角 减小，带的传动能力降低。一般按照下式初定中心距 a0 0.75(d1+d2)a02(d1+d2),此次设计定为 1000mm。 毕业设计（论文）报告纸 共 32 页 第 9 页 装 订 线 由几何关系按下式初定带长 l0: l02 a0+0.5 (d1+d2)+ (mm) 0 2 12 4 )( a dd 按相关资料选择与 l0 较接近的节线长度 lp 按下式计算所需中心距， aa0+ 2 0 llp 考虑安装、调整和补偿初拉力的需要，中心距 a 的变动范围为 （a-0.015 a+0.03） p l p l 由以上计算得中心距 a = 223mm，带长为 2722.5mm，查表，取2800mm; 验算包角：= 1800-*57.30 =154.0901200，符合设计要求. a dd 12 4)计算胶带的弯曲次数 u ： u=s-140s-1 l mv1000 式中：m 带轮的个数； 代入相关的数据计算得：u = 13.125s-140s-1 符合设计要求。 5)确定三角胶带的根数 z：根据计算功率 pc 和许用功率，可求得胶带根数 z， 单根 v 带的基本额定功率 pc,查表，取 2.28kw； 单根 v 带的基本额定功率增量 11 1 (1) b u pk n k 弯曲影响系数，取 b k 3 1.03 10 传动比系数，取 1.12 u k 故； 1 0.16p 带的根数 11 () d l p z pp k k 包角修正系数，查表，取 0.93； k 带长修正系数，查表，取 1.01； l k 故 1 12.1 3.89 (2.280.16) 0.93 1.01 z 圆整 z 取 4,即需用 4 根胶带。 6) 确定初拉力 f0 和对轴的压力 q： 毕业设计（论文）报告纸 共 32 页 第 10 页 装 订 线 单根带初拉力 2 0 2.5 500(1) d a p fqv vz k q带每米长质量，查表，取 0.10； 故58.23n 0 f 作用在轴上的压力 q = 2 f0zsin=453.98n。 2 1 图 4-2 v 形带剖视图 4.2.2 离合器的选择与计算离合器的选择与计算 设计离合器时，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。 确定摩擦片的径向尺寸： 摩擦片的外径尺寸受到外形轮廓的限制，内径又由安装它的轴径 d 来决定，而内外径的尺 寸决定着内外摩擦片的环形接触面积的大小，直接影响离合器的结构与性能。表示这一特性系 毕业设计（论文）报告纸 共 32 页 第 11 页 装 订 线 数是外片内径 d1 与内片外径 d2 之比，即 2 1 d d 一般外摩擦片的内径可取：d1=d+(26)=84+6=90mm; 机床上采用的摩擦片值可在 0.470.67 范围内，此处取=0.5，则内摩擦片外径 d2 =90/0.5=44mm。 1 d 按扭矩确定摩擦离合面的数目 z： z zmvf kkkrsfp tk 其中 t 为离合器的扭矩 t=955*104=955*104*11/800*0.98=1.28*nmm； j d n p 5 10 k安全系数，此处取为 1.4； p摩擦片许用比压，取为 0.836mpa； f摩擦系数，查得 f=0.08； s内外片环行接触面积， s （d22 d12）=4841.2mm2; 4 诱导摩擦半径，假设摩擦表面压力均匀分布，则 f r =34.82mm； f r )d( 3 )( 2 1 2 2 3 1 3 2 d dd kv速度修正系数，根据平均圆周速度查表取为 1.0； 结合次数修正系数，查表为 1.0； m k 摩擦结合面数修正系数， 查表取为 0.76； z k 将以上数据代入公式计算得 z10.13 圆整为整偶数 11，离合器内外摩擦片总数 i=z+1=12。 计算摩擦离合器的轴向压力 q： q=spkv =3.57 5 10 摩擦片厚度 b = 1，1.5，1.75，2 毫米，一般随摩擦面中径增大而加大。内外片分离时的最 小间隙为（0.20.4）mm。 毕业设计（论文）报告纸 共 32 页 第 12 页 装 订 线 4.2.3 齿轮的验算齿轮的验算 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）（3-1） 123 j 12081 s j uk k k k n zmubn j 弯曲应力的验算公式为 （3-2） 5 123 w 2 2081 10 () s w j k k k k n mpa zm byn 式中 n-齿轮传递功率（kw） ，n=； d n 1 60 t o nt km c t-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 s t =1500020000h，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 s t s t 传动副数； -齿轮的最低转速（r/min）; 1 n -基准循环次数；查表（以下均参见机床设计手册 ） o c m疲劳曲线指数，查表； 速度转化系数，查表； n k 功率利用系数，查表； n k 材料强化系数，查表； q k 的极限值，见表，当时，则取=；当 s k maxs k mins k s k maxs k s k maxs k s k 时，取=； mins k s k mins k 工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.21.6； 1 k 1 k 动载荷系数，查表； 2 k 齿向载荷分布系数，查表； 3 k y标准齿轮齿形系数，查表； 许用接触应力（mpa）,查表； j 许用弯曲应力（mpa） ，查表。 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，如仍不满足 j w 毕业设计（论文）报告纸 共 32 页 第 13 页 装 订 线 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： 1 130 820 /min 230 d nnr 130 0.980.511 230 n=5.625kw d n 820 /min j nnr 3 在离合器两齿轮中齿数最少的齿轮为 502.25，且齿宽为 b=12mm u=1.05 =1250mp j 3 2081 10(1.05 1) 1.2 1.31.04 3.72 5.625 1018.15 50 2.251.05 12 820 mp aaaaa a a j 符合强度要求。 验算 562.25 的齿轮： =1250mp j 3 2081 10(1.05 1) 1.2 11.04 3.72 5.625 910 56 2.251.05 12 820 mp aaaaa a a j 符合强度要求 图 4-3 i 轴的齿轮 毕业设计（论文）报告纸 共 32 页 第 14 页 装 订 线 4.2.4 传动轴的验算传动轴的验算 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（） 4 mm 花键轴 = 42 4 ()() () 64 db n dddd imm a 42 44 32.26 8 (3832.2) (3832.2) 7.42 10 64 mm 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： = 4 j n 955 10(n mm) n ma 扭 44 5.625 955 106.55 10 820 n mma 式中 n该轴传递的最大功率（kw）; 该轴的计算转速（r/min） 。 j n 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 3 22 6.55 10 2.34 10 n d56 t m p 扭 式中 d齿轮节圆直径（mm）,d=mz。 齿轮的径向力： r p ()/cos () rt pp tgna 式中 为齿轮的啮合角，20； 齿面摩擦角，；5.72 齿轮的螺旋角；0 故n 3 0.51.17 10 rt pp 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： 毕业设计（论文）报告纸 共 32 页 第 15 页 装 订 线 max 22 8 ,() () n jyjy m mpa ddlnk 式中 花键传递的最大转矩（） ； maxn mn mma d、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，k=0.70.8； 4 22 8 6.55 10 3.620() (3832.2 ) 85 6 0.7 jyjy mpampa 故此花键轴校核合格 图 4-4 花键轴 4.2.5 轴承疲劳强度校核轴承疲劳强度校核 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 h l 计算公式为： 毕业设计（论文）报告纸 共 32 页 第 16 页 装 订 线 j h jfnn n n j 500() ( ) c f cf k k klpc(n) f lh c th1000015000 n h fn cf lth f k klp 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） n f 100 3 n i f n i n 寿命系数， n f 500 n n l f n l 等于轴承的工作期限； 寿命系数，对球轴承=3，对滚子轴承=； 10 3 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） ， f f ；1.11.3 f f 功率利用系数，查表； n k 速度转化系数，查表； n k 齿轮轮换工作系数，查机床设计手册 ； l k p当量动载荷，按机床设计手册 。 1 24863 n lht 2 32003 n lht 3 19852 n lht 故轴承校核合格 4.3.传动系统的传动系统的轴及轴上零件设计轴及轴上零件设计 4.3.1 齿轮的验算齿轮的验算 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 毕业设计（论文）报告纸 共 32 页 第 17 页 装 订 线 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）（3-1） 123 j 12081 s j uk k k k n zmubn j 弯曲应力的验算公式为 （3-2） 5 123 w 2 2081 10 () s w j k k k k n mpa zm byn 式中 n-齿轮传递功率（kw） ，n=； d n -电动机额定功率（kw） ； d n -从电动机到所计算的齿轮的机械效率； -齿轮计算转速（r/min）; j n m-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： s k stnnq kk k k k -工作期限系数： t k 1 60 t o nt km c t-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 s t =1500020000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为 t=/p，p 为变速组的传动 s t s t 副数； -齿轮的最低转速（r/min）; 1 n -基准循环次数；查表（以下均参见机床设计指导 ） o c m疲劳曲线指数，查表； 速度转化系数，查表； n k 功率利用系数，查表； n k 材料强化系数，查表； q k 的极限值，见表，当时，则取=；当 s k maxs k mins k s k maxs k s k maxs k s k 时，取=； mins k s k mins k 工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.21.6； 1 k 1 k 毕业设计（论文）报告纸 共 32 页 第 18 页 装 订 线 动载荷系数，查表； 2 k 齿向载荷分布系数，查表； 3 k y标准齿轮齿形系数，查表； 许用接触应力（mpa）,查表； j 许用弯曲应力（mpa） ，查表。 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，如仍不满足 j w 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： 13056 14501207.78 /min 23038 nr 3 6 13056 0.98 0.990.769 23038 m=2.25 n=5.77kw d n 1207.78 /min j nnr 3 在双联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为 382.25，且齿宽为 b=14mm u=1.05 =1250mp j 3 2081 10(1.05 1) 1.2 1.31.04 3.72 5.42 1195.82 38 2.251.05 14 1207.78 mp aaaaa a a j 故双联滑移齿轮符合标准 验算 392.25 的齿轮： 392.25 齿轮采用整淬 1207.78 /min j nnr 3 7 13056 0.98 0.990.761 23038 n=5.71kw b=14mm u=1 d n =1250mp j 3 2081 10(1 1) 1.2 11.04 3.72 5.71 1027.94 39 2.25114 1207.78 mp aaaaa a a j 故此齿轮合格 验算 222.25 的齿轮： 222.25 齿轮采用整淬 毕业设计（论文）报告纸 共 32 页 第 19 页 装 订 线 1207.78 /min j nnr 3 72 1305639 0.98 0.990.970.680 2303841 n=5.1kw b=14mm u=4 d n =1250mp j 3 2081 10(4 1) 1.2 11.04 3.72 5.1 927.49 22 2.254 14 1207.78 mp aaaaa a a j 故此齿轮合格 验算 302.25 齿轮： 302.25 齿轮采用整淬 1207.78 /min j nnr 3 7 13056 0.98 0.990.680 23038 n=5.1kw b=14mm u=1 d n =1250mp j 3 2081 10(1 1) 1.2 11.04 3.72 5.1 1131.24 30 2.25114 1207.78 mp aaaaa a a j 故此齿轮合格 4.3.2 传动轴的验算传动轴的验算 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（） 4 mm 花键轴 = 42 4 ()() () 64 db n dddd imm a 42 44 326 8 (3632) (3632) 6.534 10 64 mm aa 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： = 4 j n 955 10(n mm) n ma 扭 44 5.42 955 104.51 10 1148.86 n mma 式中 n该轴传递的最大功率（kw）; 该轴的计算转速（r/min） 。 j n 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： t p 4 3 22 4.51 10 n1.804 10 n d50 t m p 扭 （） 式中 d齿轮节圆直径（mm）,d=mz。 毕业设计（论文）报告纸 共 32 页 第 20 页 装 订 线 齿轮的径向力： r p ()/cos ()902 rt pp tgnna 式中 为齿轮的啮合角； 齿面摩擦角； 齿轮的螺旋角； =27.86mm 22 () 0.1 mt dmm 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： max 22 8 ,() () n jyjy m mpa ddlnk 式中 花键传递的最大转矩（） ； maxn mn mma d、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，k=0.70.8； 4 22 8 4.51 10 2.0420() (3632 ) 116 8 0.7 jyjy mpampa a aa a 故此花键轴校核合格 图 4-5 花键轴 毕业设计（论文）报告纸 共 32 页 第 21 页 装 订 线 4.3.3 轴组件的刚度验算轴组件的刚度验算 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： 3 66 10 ob o bba eilcei l c ccc 式中 l。合理跨距； c 主轴悬伸梁； 后前支撑轴承刚度 a c b c 该一元三次方程求解可得为一实根： 3 3 2 12 (1)() 12 () (1) (1) b o ba b b a ob a cei lmm cc ei cmm c c c lc cc 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 h l 计算公式为： j h jfnn n n j 500() ( ) c f cf k k klpc(n) f lh c th1000015000 n h fn cf lth f k klp 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 毕业设计（论文）报告纸 共 32 页 第 22 页 装 订 线 （kgf）应换算成（n） ； 速度系数， 为滚动轴承的计算转速（r/mm） n f 100 3 n i f n i n 寿命系数， n f 500 n n l f n l 等于轴承的工作期限； 寿命系数，对球轴承=3，对滚子轴承=； 10 3 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） ， f f ；1.11.3 f f 功率利用系数，查表 33； n k 速度转化系数，查表 32； n k 齿轮轮换工作系数，查机床设计手册 ； l k p当量动载荷，按机床设计手册 。 1 24863 n lht 2 32003 n lht 3 19852 n lht 故轴承校核合格 4.4 传动系统的传动系统的轴及轴上零件设计轴及轴上零件设计 4.4.1 齿轮的验算齿轮的验算 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）（3-1） 123 j 12081 s j uk k k k n zmubn j 弯曲应力的验算公式为 （3-2） 5 123 w 2 2081 10 () s w j k k k k n mpa zm byn 毕业设计（论文）报告纸 共 32 页 第 23 页 装 订 线 式中 n-齿轮传递功率（kw） ，n=； d n -电动机额定功率（kw） ； d n -从电动机到所计算的齿轮的机械效率； -齿轮计算转速（r/min）; j n m-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： s k stnnq kk k k k -工作期限系数： t k 1 60 t o nt km c t-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 s t =1500020000h，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 s t s t 传动副数； -齿轮的最低转速（r/min）; 1 n -基准循环次数；查表（以下均参见机床设计手册 ） o c m疲劳曲线指数，查表； 速度转化系数，查表； n k 功率利用系数，查表； n k 材料强化系数，查表； q k 的极限值，见表，当时，则取=；当 s k maxs k mins k s k maxs k s k maxs k s k 时，取=； mins k s k mins k 工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.21.6； 1 k 1 k 动载荷系数，查表； 2 k 齿向载荷分布系数，查表； 3 k y标准齿轮齿形系数，查表； 许用接触应力（mpa）,查表； j 许用弯曲应力（mpa） ，查表。 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，如仍不满足 j w 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 毕业设计（论文）报告纸 共 32 页 第 24 页 装 订 线 传至三轴时的最大转速为： 1305639 14501148.86 /mi