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原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 宁 X XX 学院 毕业设计(论文) 专用铣床主传动系统设计说明书 所 在 学 院 专 业 班 级 姓 名 学 号 指 导 老 师 年 月 日 摘摘 要要 本论文主要说明专用铣床设计的基本过程及要求。专用铣床是按高度集中原则设 计的，即在一台机床上可以同时完成同一种工序或多种不同工序的加工。专用铣床发展 于工业生产末期，与传统的机床相比：专用铣床具有许多优点：效率高、精度高、成本 低。它由底座、立柱、工作台、及电源一些基本部件及一些特殊部件，根据不同的工件 加工所需而设计的。 关键词：专用铣床；设计；过程；功能 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 Abstract The manipulator is a new device developed in the mechanization, automation of production process, a grasping and moving the workpiece function of automation device use. The manipulator can repeat boring to do dangerous work instead of humans, improve labor productivity, reduce labor intensity. The device covers the position control technology of programmable control technology, detection technology. The material of hydraulic manipulator this subject to the grasping be up in space objects, flexible, any changes to the relevant parameters according to the change and the movement flow requirements, but instead of manual operation in high risk areas,. Key Words: manipulator, hydraulic manipulator, crawl, enhance 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 目目 录录 摘 要 II Abstract . III 目 录 1 第 1 章 加工原理及操纵性能要求 . 2 2.1 铣床加工基本原理 . 2 2.2 操纵性能一些基本要求 2 第 2 章 运动设计 3 2.1 选定电机 3 2.2 转速的确定 3 2.2.1 速度级数 Z 的确定 3 2.2.2 确定结构式 . 3 2.3 绘制转速图 4 2.4 确定变速组齿轮传动副齿数 4 2.5 主传动系统简图 6 2.6 核算主轴转速误差 6 第 3 章 传动件的估算 8 3.1V 带传动 . 8 3.1.1 选择带的型号 . 8 3.1.2 确定从动带轮的基准直径 . 8 3.1.3 验算带速 . 8 3.1.4 确定中心距及基准长度 . 8 3.1.5 计算根数 z 9 3.2 传动轴的估算 10 3.3 确定矩形花键的尺寸 12 3.4 齿轮的计算 12 3.5 离合器的选用 . 15 3.6.传动系统的轴及轴上零件设计 15 3.6.1 齿轮的验算 . 15 3.6.2 传动轴的验算 16 3.6.3 轴承疲劳强度校核 18 3.7 传动系统的轴及轴上零件设计 . 19 3.7.1 齿轮的验算 . 19 3.7.2 传动轴的验算 . 21 3.7.3 轴组件的刚度验算 . 22 3.8 传动系统的轴及轴上零件设计 . 24 3.8.1 齿轮的验算 . 24 3.8.2 传动轴的验算 26 3.8.3 轴组件的刚度验算 28 3.9 传动系统的轴及轴上零件设计 30 3.9.1 齿轮的验算 . 30 3.9.2 传动轴的验算 . 31 2 3.9.3 轴组件的刚度验算 . 33 3.10 传动系统的轴及轴上零件设计 . 35 3.10.1 齿轮的验算 . 35 3.10.2 传动轴的验算 . 36 3.10.3 轴组件的刚度验算 . 38 3.11 主轴合理跨距的计算 . 40 3.12 轴的校核 . 41 3.13 轴承寿命校核 . 43 第 4 章 结构设计及说明 . 44 4.1 结构设计的内容、技术要求和方案 . 44 4.2 展开图及其布置 . 44 第 5 章 结构设计 . 45 5.1 结构设计的内容、技术要求和方案 45 5.2 展开图及其布置 46 5.3 I 轴（输入轴）的设计 . 46 5.4 齿轮块设计 . 47 5.4.1 齿轮块设计 . 47 5.4.2 其他问题 48 5.5 传动轴的设计 48 5.6 主轴组件设计 . 50 5.6.1 各部分尺寸的选择 50 5.6.2 主轴轴承 50 5.6.3 主轴与齿轮的连接 52 5.6.4 润滑与密封 52 5.6.5 其他问题 53 结 论 54 参考文献. 55 致 谢 56 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 绪论绪论 铣床是用铣刀对工件进行铣削加工的机床。铣床除能铣削平面、沟槽、轮齿、螺纹 和花键轴外，还能加工比较复杂的型面，效率较刨床高，在机械制造和修理部门得到广 泛应用。 最早的铣床是美国人惠特尼于 1818 年创制的卧式铣床；为了铣削麻花钻头的螺旋 槽，美国人布朗于 1862 年创制第一台万能铣床，这是升降梯铣床的雏形；1884 年前后 又出现了龙门铣床；二十世纪 20 年代出现了半自动铣床，工作台利用挡块可完成“进 给-决速”或“决速-进给”的自动转换。1950 年以后，铣床在控制系统方面发展很快， 数字控制的应用大大提高了铣床的自动化程度，尤其是 70 年代以后，微处理机的数字 控制系统和自动换刀系统在铣床上得到应用， 扩大了铣床的加工范围， 提高了加工精度 与效率。 铣床的种类很多，一般是按布局形式和适用范围加以区分，主要的有升降台铣床、 龙门铣床、单柱铣床和单臂铣床、仪表铣床、工具铣床等。 升降台铣床有万能式、卧式和 立式几种，主要用加工中小型零件，应用最广；龙 门铣镗床、龙门铣刨床和双柱铣床，均用于加工大型零件；单柱铣床的水平铣头可沿立 柱导轨移动，工作台作纵向进给；单臂铣床的立铣头可沿悬臂导轨水平移动，悬臂也可 沿立柱导轨调整高度，单柱铣床和单臂铣床均用于加工大型零件。 仪表铣床是一种小型的升降台铣床， 用于加工仪器仪表和其他小型零件； 工具铣床 主要用于模具和工具制造，配有立铣头、万能角度工作台和插头等多种附件，还可进行 钻削、镗削和插削等加工。其他铣床还有键槽铣床、凸轮铣床和曲轴铣床等，他们都是 为加工相应的工件而制造的专用铣床。 2 第第 1 章章 加工原理及操纵性能要求加工原理及操纵性能要求 2.1 铣床加工基本原理 普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。 因此， 对这些基本 知识和资料做些简要介绍。 铣床系主要用铣刀在工件上加工各种表面的机床。 通常铣刀 旋转运动为主运动，工件和铣刀的移动为进给运动。 铣削时， 铣刀切入工件时切削速度方向与工件的进给方向相反， 这种铣削方式称为 逆铣。逆铣时，刀齿的切削厚度从零逐渐增大。刀齿在开始切入时，由于切削刃钝圆半 径的影响，刀齿在工件表面上打滑，产生挤压和摩擦，使这段表面产生严重的冷硬层。 滑行到一定程度时， 刀齿方能切下一层金属层。 下一个刀齿切入时， 又在冷硬层上挤压、 滑行，使刀齿容易磨损，同时使工件表面粗糙度值增大。此外，逆铣加工时，当接触角 大于一定数值时，垂直铣削分力向上易引起振动。 铣削时， 铣刀切出工件时切削速度方向与工件的进给方向相同， 这种铣削方式称为 顺铣，顺铣时，刀齿的切削厚度从最大逐渐递减至零，避免了逆铣时的刀齿挤压、滑行 现象，已加工表面的加工硬化程度大为减轻，表面质量也较高，刀具耐用度也比逆铣时 高。同时，垂直方向的切削分力始终压向工作台，避免了工件的振动。顺铣时，铣削力 的纵向分力始终与驱动工作台移动的纵向分力方向相同。 如果丝杠与螺母传动副中存在 间隙， 当纵向铣削分力大于工作台与导轨之间的摩擦力时， 会使工作台带动丝杠出现窜 动，造成工作台振动，使工作台进给不均匀，严重时会出现打刀现象。因此，如采用顺 铣，必须要求铣床工作台进给丝杠螺母副有消除间隙的装置，宜采用逆铣加工。铣床也 可以加工平面，沟槽，加工各种曲面，齿轮等。 2.2 操纵性能一些基本要求 1)具有皮带轮卸荷装置 2）主轴的变速由摩擦离合器完成 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 第第 2 章章 运动设计运动设计 2.1 选定电机 已知该专用铣床可加工材料为碳钢和可锻铸铁的零件，查表铣削时切削速度为 660 m/min，并通过计算得到最大铣削力为 166.52 公斤力。 由公式 166.52 60 =1.63 61206120 z PV Nkw 切 电动机功率 1.63 =1.81kw 0.9 N N 切 主 机 查表选取型号 Y100L1-4 额定功率 2.2kw，额定转速 1430r/min，堵转扭矩 2.2，最 大扭矩 2.3，质量 34kg 2.2 转速的确定 由公式 1000v n d d-铣刀直径=30mm min 6/minvm max 60/minvm min 6 1000 64 /min 30 3.14 nr max 60 1000 637 /min 30 3.14 nr 2.2.1 速度级数速度级数 Z 的确定的确定 1 1 max1 min1 Z Z nn R nn lglg9.945 111 78 lglg1.41 n R Z 根据最低转速 63r/min 公比 1.41 可得 8 级转速：63 90 125 180 250 355 500 710 2.2.2 确定结构式确定结构式 级数为 Z 的变速系统由若干个顺序的变速组组成，各变速组分别有 1 Z、 2 Z等变速副。 变速副中由于结构的限制以 2 或 3 为合适， 即变速级数 Z 为 2 和 3 的因子。 因此确定结 构式为：8=2 2 2 4 2.3 绘制转速图 2.4 确定变速组齿轮传动副齿数 确定齿轮齿数的原则和要求 ： 齿轮的齿数和 Z S过大会加大两轴之间的中心距，使机床结构庞大，一般推荐 100 200 z S 最小齿轮的齿数要尽 2 可能少；但同时要考虑：最小齿轮不产生根切，机床变速箱 中标准圆柱齿轮，一般最小齿数 min 18z；受结构限制的最小齿数应大于 1820；齿 轮齿数应符合转速图上传动比的要求：实际传动比（齿数之比）与理论传动比（转 速图上要求的传动比）之间有误差，但不能过大，确定齿轮数所造成的转速误差， 一般不应超过10(1)% 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 变速组 a: 1 1 a 1.41 2 2 1 a 1.41 假设降速最大的小齿轮的最小齿数为 22，查表齿数和 min 72 z S 找出可能采用的齿数和诸数值 1 a u1.41 z S 68、70、72 2 2 1.41 a u z S 66、69、72 在具体结构允许下，选用较小的 z S为宜，现确定72 z S ， 确定各齿轮副的齿数： i=1.41 找出 1 30z 21 72 3042 z zSz i=2 找出 3 24z 43 722448 z zSz 变速组 b: 1 1b 2 2 1 1.41 b 假设降速最大的小齿轮的最小齿数为 22，查表齿数和 min 66 z S 找出可能采用的齿数和诸数值 1 b u 1 z S 66、68、70、72 2 2 1.41 b u z S 66、69、72 在具体结构允许下，选用较小的 z S为宜，现确定66 z S ， 确定各齿轮副的齿数： i=1 找出 5 33z 65 66 3333 z zSz i=2 找出 7 22z 87 662244 z zSz 变速组 c: 1 1.41c 2 3 1 1.41 c 假设降速最大的小齿轮的最小齿数为 22，查表齿数和 min 84 z S 找出可能采用的齿数和诸数值 1 c u 1.41 z S 84、86、88 2 3 1.41 c u z S 84、87、88 6 在具体结构允许下，选用较小的 z S为宜，现确定84 z S ， 确定各齿轮副的齿数： i=1.41 找出 9 35z 109 84 3549 z zSz i= 3 1.41 找出 11 22z 1211 842262 z zSz 2.5 主传动系统简图 2.6 核算主轴转速误差 齿轮齿数确定后，主轴的各级实际即确定，它与主轴的标准转速总会产生一定的误差， 应满足: n 101 =4.1% n n 理实 理 （ ） 结果见下表： 级数 计算式 n实 n理 误差 允 许 值 结论 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 1 1430/2*24/48*22/44*22/62 63.43 64 0.89% 4.1% 合格 2 1430/2*30/42*22/44*22/62 90.61 91 0.428% 4.1% 合格 3 1430/2*24/48*33/33*22/62 126.85 128 0.898% 4.1% 合格 4 1430/2*30/42*33/33*22/62 181.22 180 0.68% 4.1% 合格 5 1430/2*24/48*22/44*49/35 250.25 253 1.08% 4.1% 合格 6 1430/2*30/42*22/44*49/35 357.5 357 0.14% 4.1% 合格 7 1430/2*24/48*33/33*49/35 500.5 503 0.497% 4.1% 合格 8 1430/2*30/42*33/33*49/35 715 710 0.704% 4.1% 合格 8 第第 3 章章 传动件的估算传动件的估算 3.1V 带传动 3.1.1 选择带的型号选择带的型号 查表查得工况系数1.2 A K ,再由2.2 1.22.64 A PP KKW 带额 根据 1 =2.641430r/minPKWn 带 和查图选用确定为 A 型带 3.1.2 确定从动带轮的基准直径确定从动带轮的基准直径 1min 75ddmm 取 80mm 则实际传动比 i 为 2,从动轮的实际转速分别为： 1 2 1430 715 /min 2 n nr i 1 21 2 1430 80160 715 n ddmm n 3.1.3 验算带速验算带速 1 1 1 3.14 80 1430 5.99/ 60 100060 1000 d d n Vm s 3.1.4 确定中心距及基准长度确定中心距及基准长度 初步确定中心距 0 a可按下式： 12012 0 0 0.7()2() 0.7(80 160)2(80 160) 168480 ddadd a a 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 0 a取 300mm 22 12 0012 0 ()(16080) 2()600(80 160)982.13 2424 300 d dd Laddmm a 查表取 900mm 计算实际中心距 0 a 0 0 900982 (300)259 22 dd LL aamm 中心距的变化范围 min 0.0152590.015 1000259 15244aadmm max 0.032590.03 100025930289aadmm 所以中心距的变化范围为 244289mm 验算小带轮上的包角 1 112 57.357.3 180()180(16080)162.31 259 dd dd a 162.3190 3.1.5 计算根计算根数数 z 由 11 801430 /min d dmmr和n 查表得 0 0.81PKW 由 1 1430 /min,2nriA 和 型带，查表得 0=0.17 PKW 根据包角和带长0.950.87 L KK 查表得， 单根 V 带的额定功率P 10 00 ()(0.81 0.17) 0.95 0.870.81 L PPP K KKW 1.2 2.2 3.26 0.81 ca P z P 取 4 根 3.1.6 计算单根计算单根 V 带的初拉力的最小值带的初拉力的最小值 0min ()F 查表得 A 型带的单位长度质量 q=0.1kg/m 22 0min 2.50.952.2 1.2(2.5) ()5005000.1 5.9993.47 0.95 4 5.99 ca KP FqvN K zv 应使带的实际初拉力 00 min FF 3.1.7 计算压轴力计算压轴力 P F 压轴力的最小值为 1 0 min min 162.31 2sin2 4 93.47 sin739 22 p Fz FN 带轮结构设计略 3.2 传动轴的估算 传动轴除应满足强度要求外， 还应满足刚度的要求， 强度要求保证轴在反复载荷和 扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大的变形。 因此疲劳强度一般不是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的刚度。刚 度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 确定各传动轴及主轴的直径 查表得=0.96皮带 由轴承为滚子轴承查表得=0.98轴承 由齿轮精度为 8 级查表得=0.97齿轮 轴： 1 =2.2 0.96 0.98=2.07PPKW 额轴承皮带 1 n710 /minr 轴： 2 =2.07 0.97 0.98=1.97PPKW 额齿轮轴承 2 n357 /minr 轴： 3 =1.97 0.97 0.98=1.87PPKW 额齿轮轴承 3 n180 /minr 主轴：=1.87 0.97 0.98=1.78PPKW 主轴额齿轮轴承 n64 /minr 主轴 轴的材料为 45 号钢，键为矩形花键，查表得 0 120A 根据公式 3 0 P dA n 3 1 2.07 12017.14 710 dmm 取 26mm 查阅机械设计手册确定轴承型号为 30204 3 2 1.97 12021.2 357 dmm 取 28mm 查阅机械设计手册确定轴承型号为 30205 3 3 1.87 12026.18 180 dmm 取 32mm 12 查阅机械设计手册确定轴承型号为 30206 轴承参数如下表 30204 30205 30206 T 15.25 16.25 17.25 C 12 13 14 D 47 52 62 d 20 25 30 B 14 15 16 根据电动机额定功率 2.2KW，查表得到主轴前轴颈值径的范围 5090，取 60mm 主轴的后轴颈直径 21 0.7 0.8545DDmm 查阅机械设计手册得前轴承型号为 30212 后轴承型号为 30209 3.3 确定矩形花键的尺寸 根据各传动轴的直径查阅机械设计手册确定了矩形花键的各个参数如下表： 小径 d 规格NdD B C r 26 6 26 30 6 0.3 0.2 28 6 28 32 7 0.3 0.2 32 8 32 36 6 0.3 0.2 3.4 齿轮的计算 由于直齿圆柱齿轮具有加工和安装方便、生产效率高、生产成本低等优点，而且直 齿圆柱齿轮传动也能满足设计要求， 所以本次设计选用渐开线直齿圆柱齿轮传动； 主轴 箱中的齿轮用于传递动力和运动， 它的精度直接与工作的平稳性、 接触误差及噪声有关。 为了控制噪声，机床上主传动齿轮都选用较高的精度，但考虑到制造成本，本次设计都 选用 7-6-6 的精度。具体设计步骤如下： 1、模数的估算： 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 按接触疲劳和弯曲疲劳计算齿轮模数比较复杂， 而且有些系数只有在齿轮各参数都 已知道后方可确定，所以只在草图画完之后校核用。在画草图之前，先估算，再选用标 准齿轮模数。 齿轮弯曲疲劳的估算公式： w m332 j Zn N mm （式中N即为齿轮所传递的功率） （2.4） 齿面点蚀的估算公式： A332 j n N mm （式中N即为齿轮所传递的功率）（2.5） 其中 j n为大齿轮的计算转速，A为齿轮中心距。 由中心距A及齿数 21,Z Z求出模数： 21 2 ZZ A mj mm (2.6) 根据估算所得 w m和 j m中较大的值，选取相近的标准模数。 前面已求得各轴所传递的功率，各轴上齿轮模数估算如下： 第一对齿轮副 min/1440rnj w m35. 2 144024 99. 00 . 4 323 mm 所以，第一对齿轮副传动的齿轮模数应为 m=2.5 第二对齿轮副 min/1002rnj w m76. 2 100223 98. 099. 00 . 4 323 2 mm 所以，第二对齿轮副传动的齿轮模数应为 m=3 第三对齿轮副 min/631rnj w m06. 2 63122 98. 099. 00 . 4 323 23 mm A78. 3 631 98. 099. 00 . 4 323 23 mm 14 所以，第三对齿轮副传动的齿轮模数应为 m=4 第四对齿轮副 min/315rnj w m71. 3 31519 98. 099. 00 . 4 323 34 mm 所以，第四对齿轮副传动的齿轮模数应为 m=4 综上所述，为了降低成本，机床中各齿轮模数值应尽可能取相同，但因为轴的转 速比较小，扭矩比较大，为了增加其强度和在主轴上能起到飞轮的作用，需增加轴齿 轮的几何尺寸。所以，本次设计中在间各个齿轮模数均为在轴上就取 mmm4 2 。 材料选择 40Cr 调质 齿 轮 齿 数 n m t m 分 度 圆 直径 齿 顶 高 齿 根 高 齿顶圆 齿根圆 中心距 齿 宽 1 30 2.5 2.588 77.64 2.5 3.125 82.64 71.39 93.168 20 2 42 2.5 2.588 108.696 2.5 3.125 113.696 102.446 93.168 20 3 24 2.5 2.588 62112 2.5 3.125 67.112 55.862 93.168 20 4 48 2.5 2.588 124.224 2.5 3.125 129.224 117.974 93.168 20 5 33 3 3.105 102.465 3 3.75 108.465 94.965 102.465 24 6 33 3 3.105 102.465 3 3.75 108.465 94.965 102.465 24 7 22 3 3.105 68.31 3 3.75 74.31 60.81 102.465 24 8 44 3 3.105 136.62 3 3.75 142.62 129.12 102.465 24 9 35 4 4.141 144.935 4 5 152.935 134.935 173.922 34 10 49 4 4.141 202.909 4 5 210.909 192.909 173.922 32 11 22 4 4.141 91.102 4 5 99.102 81.102 173.922 32 12 62 4 4.141 256.742 4 5 264.742 246.742 173.922 32 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 3.5 离合器的选用 离合器在机器运转中可将传动系统随时分离或接合， 对离合器的要求有： 接合平稳， 分离迅速彻底； 调节和修理方便； 外廓尺寸小； 质量小； 耐磨性好和有足够的散热能力； 操作方便省力。离合器的类型很多，常用的可分牙嵌式和摩擦式。根据设计要求，我选 用了电磁式摩擦片离合器。根据经验值dD) 32( 1 ；dD)5 . 25 . 1 ( 2 。 摩擦片的厚度一般取 1、 1.5、1.75、2（mm） ，内外层分离时的最大间隙为 0.20.4 （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 0.30.5（mm）,淬火硬度达 HRC5262。 3.6.传动系统的轴及轴上零件设计 3.6.1 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 123 j 12081 S j uK K K K N ZmuBn （MPa） j （3-1） 弯曲应力的验算公式为 5 123 w 2 2081 10 () S w j K K K K N MPa Zm BYn （3-2） 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（ S T）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= S T/P，P 为 变速组的传动副数； 1 n-齿轮的最低转速（r/min）; 16 O C-基准循环次数；查表 3-1（以下均参见机床设计指导 ） m疲劳曲线指数，查表 3-1； n K速度转化系数，查表 3-2； N K功率利用系数，查表 3-3； Q K材料强化系数，查表 3-4； S K的极限值 maxS K， minS K见表 3-5，当 S K maxS K时，则取 S K= maxS K；当 S K minS K时，取 S K= minS K； 1 K工作情况系数，中等冲击的主运动，取 1 K=1.21.6； 2 K动载荷系数，查表 3-6； 3 K齿向载荷分布系数，查表 3-9； Y标准齿轮齿形系数，查表 3-8； j 许用接触应力（MPa）,查表 3-9； w 许用弯曲应力（MPa） ，查表 3-9。 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。 3.6.2 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 = 42 44 32.26 8 (3832.2) (3832.2) 7.42 10 64 mm 式中 d花键轴的小径（mm） ； 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 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 M 扭 = 44 5.625 955 106.55 10 820 N mm 式中 N该轴传递的最大功率（kw）; j n该轴的计算转速（r/min） 。 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 tgN 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 3 0.51.17 10 rt PPN 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 maxn M花键传递的最大转矩（N mm） ； 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； 18 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 3.6.3 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 h L的计算公式为： 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（kgf）应换算成（N） ； n f速度系数， 100 3 n i f n i n为滚动轴承的计算转速（r/mm） n f寿命系数， 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 ； F f 工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、铣床、磨床等 多数机床） ，1.11.3 F f ； N K功率利用系数，查表 33； n K速度转化系数，查表 32； l K齿轮轮换工作系数，查机床设计手册 ； 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 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 3.7 传动系统的轴及轴上零件设计 3.7.1 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 123 j 12081 S j uK K K K N ZmuBn （MPa） j （3-1） 弯曲应力的验算公式为 5 123 w 2 2081 10 () S w j K K K K N MPa Zm BYn （3-2） 式中 N-齿轮传递功率（KW） ，N= d N ； d N-电动机额定功率（KW） ； -从电动机到所计算的齿轮的机械效率； j n-齿轮计算转速（r/min）; 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； S K-寿命系数： 20 STnNQ KK K K K T K-工作期限系数： 1 60 T O nT Km C T-齿轮在机床工作期限（ S T）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= S T/P，P 为变速组 的传动副数； 1 n-齿轮的最低转速（r/min）; O C-基准循环次数；查表 3-1（以下均参见机床设计指导 ） m疲劳曲线指数，查表 3-1； n K速度转化系数，查表 3-2； N K功率利用系数，查表 3-3； Q K材料强化系数，查表 3-4； S K的极限值 maxS K， minS K见表 3-5，当 S K maxS K时，则取 S K= maxS K；当 S K minS K时，取 S K= minS K； 1 K工作情况系数，中等冲击的主运动，取 1 K=1.21.6； 2 K动载荷系数，查表 3-6； 3 K齿向载荷分布系数，查表 3-9； Y标准齿轮齿形系数，查表 3-8； j 许用接触应力（MPa）,查表 3-9； w 许用弯曲应力（MPa） ，查表 3-9。 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 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 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= d N =5.77kw 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 j = 3 2081 10(1.05 1) 1.2 1.31.04 3.72 5.42 1195.82 38 2.251.0514 1207.78 MP j =1250MP 故双联滑移齿轮符合标准 3.7.2 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 = 42 44 326 8 (3632) (3632) 6.534 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 M 扭 = 44 5.42 955 104.51 10 1148.86 N mm 式中 N该轴传递的最大功率（kw）; j n该轴的计算转速（r/min） 。 22 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。 齿轮的径向力 r P： ()/cos ()902 rt PP tgNN 式中 为齿轮的啮合角； 齿面摩擦角； 齿轮的螺旋角； 22 () 0.1 MT dmm =27.86mm 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 maxn M花键传递的最大转矩（N mm） ； 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 故此花键轴校核合格 3.7.3 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。 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 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； A C B C后前支撑轴承刚度 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 h L的计算公式为： 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（kgf）应换算成（N） ； n f速度系数， 100 3 n i f n i n为滚动轴承的计算转速（r/mm） n f寿命系数， 500 n n L f n L 等于轴承的工作期限； 24 寿命系数，对球轴承=3，对滚子轴承= 10 3 ； F f 工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、铣床、磨床等 多数机床） ，1.11.3 F f ； N K功率利用系数，查表 33； n K速度转化系数，查表 32； l K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 24863 n LhT 2 32003 n LhT 3 19852 n LhT 故轴承校核合格 3.8 传动系统的轴及轴上零件设计 3.8.1 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 123 j 12081 S j uK K K K N ZmuBn （MPa） j （3-1） 弯曲应力的验算公式为 5 123 w 2 2081 10 () S w j K K K K N MPa Zm BYn （3-2） 式中 N-齿轮传递功率（KW） ，N= d N ； 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 d N-电动机额定功率（KW） ； -从电动机到所计算的齿轮的机械效率； j n-齿轮计算转速（r/min）; 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； S K-寿命系数： STnNQ KK K K K T K-工作期限系数： 1 60 T O nT Km C T-齿轮在机床工作期限（ S T）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= S T/P，P 为 变速组的传动副数； 1 n-齿轮的最低转速（r/min）; O C-基准循环次数；查表 3-1（以下均参见机床设计指导 ） m疲劳曲线指数，查表 3-1； n K速度转化系数，查表 3-2； N K功率利用系数，查表 3-3； Q K材料强化系数，查表 3-4； S K的极限值 maxS K， minS K见表 3-5，当 S K maxS K时，则取 S K= maxS K；当 S K minS K时，取 S K= minS K； 1 K工作情况系数，中等冲击的主运动，取 1 K=1.21.6； 26 2 K动载荷系数，查表 3-6； 3 K齿向载荷分布系数，查表 3-9； Y标准齿轮齿形系数，查表 3-8； j 许用接触应力（MPa）,查表 3-9； w 许用弯曲应力（MPa） ，查表 3-9。 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： 1305639 14501148.86 /min 2303841 nr 3 7 1305639 0.98 0.990.723 2303841 N= d N =5.42kw 1148.86 /min j nnr 3 在三联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为 412.25，且齿宽为 B=12mm u=1.05 j = 3 2081 10(1.05 1) 1.2 1.31.0