1【毕业设计论文】CA6140车床主轴箱的设计【有对应的CAD图】

XX 大学 毕业设计(论文) 毕业设计（论文）题目 所 在学 院 专业 班级 姓名 学号 指 导老 师 年月日 声明 本人郑重声明：所呈交的毕业设计是我在导师的指导下独立进行研究本人郑重声明：所呈交的毕业设计是我在导师的指导下独立进行研究 所取得的研究成果。据我所知，除了文中特别加以注明引用的内容外，本所取得的研究成果。据我所知，除了文中特别加以注明引用的内容外，本 设计不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的研究成果，对本设计设计不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的研究成果，对本设计 的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中作了明确说明，并表示了的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中作了明确说明，并表示了 谢意。本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。谢意。本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。 作者签名：日期：年作者签名：日期：年 月月 日日 毕业设计版权使用授权书 本设计作者完全了解学院有关保留、使用毕业设计的规定，同意学院本设计作者完全了解学院有关保留、使用毕业设计的规定，同意学院 保留并向国家有关部门或资料库送交毕业设计的纸质版和电子版，允许毕保留并向国家有关部门或资料库送交毕业设计的纸质版和电子版，允许毕 业设计进入学院图书馆被查阅和借阅，本人授权闽南理工学院可以将我的业设计进入学院图书馆被查阅和借阅，本人授权闽南理工学院可以将我的 毕业设计的全部或者部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、毕业设计的全部或者部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、 缩印或者扫描等复制手段保存和汇编本毕业设计。缩印或者扫描等复制手段保存和汇编本毕业设计。 保密保密在年解密后适用本授权书；在年解密后适用本授权书； 本设计属于：本设计属于： 不保密不保密。 （请在以上相应的方框内打（请在以上相应的方框内打“” ） 作者签名：日期：年月日作者签名：日期：年月日 指导教师签名：日期：年月日指导教师签名：日期：年月日 毕业设计答辩小组成员名单 姓名职称单位备注 机械设计服务(有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 组长 注：样稿，论文不完整，勿抄袭 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 毕业设计说明书 C A 6 1 4 0 车床主轴箱的设计 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 摘 要 作为主要的车削加工机床，C A 6 1 4 0 机床广泛的应用于机械加工行业中， 本设计主要针对 C A 6 1 4 0 机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：C A 6 1 4 0 机床 主轴箱 零件 传动 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 第八章 参考资料编目 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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 C A 6 1 4 0 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 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 工件最大回转直径： 在床面上- - - - - 4 0 0 毫米 在床鞍上- - - - - 2 1 0 毫米 工件最大长度（四种规格）- - - - 7 5 0 、1 0 0 0 、1 5 0 0 、2 0 0 0 毫米 主轴孔径- - - - - 4 8 毫米 主轴前端孔锥度 - - - - - 4 0 0 毫米 主轴转速范围： 正传（2 4 级）- - - - 1 0 1 4 0 0 转/ 分 反传（1 2 级）- - - - 1 4 1 5 8 0 转/ 分 加工螺纹范围： 公制（4 4 种）- - - - 1 1 9 2 毫米 英制 （2 0 种） - - - - 2 2 4 牙/ 英寸 模数 （3 9 种） - - - - 0 . 2 5 4 8 毫米 径节（3 7 种）- - - - 1 9 6 径节 进给量范围： 细化 0 . 0 2 8 0 . 0 5 4 毫米/ 转 纵向（6 4 种） 正常 0 . 0 8 1 . 5 9 毫米/ 转 加大 1 . 7 1 6 . 3 3 毫米/ 转 细化 0 . 0 1 4 0 . 0 2 7 毫米/ 转 横向（6 4 种） 正常 0 . 0 4 0 . 7 9 毫米/ 转 加大 0 . 8 6 3 . 1 6 毫米/ 转 刀架快速移动速度： 纵向- - - - - - - 4 米/ 分 横向 - - - - - - - - 4 米/ 分 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 主电机： 功率- - - - 7 . 5 千瓦 转速- - - - 1 4 5 0 转/ 分 快速电机： 功率- - - - 3 7 0 瓦 转速- - - - - - - - 2 6 0 0 转/ 分 冷却泵： 功率- - - - 9 0 瓦 流量- - - - 2 5 升/ 分 工件最大长度为 1 0 0 0 毫米的机床： 外形尺寸（长宽高）- - - - - 2 6 6 8 1 0 0 0 1 1 9 0 毫米 重量约- - - - 2 0 0 0 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nm i n 为 1 0 m m / s , 最高转速nm a x 为 1 4 0 0 m m / s ，转速调整范围 为 R n =nm a x /nm i n = 1 4 2 . 确定公比 选定主轴转速数列的公比为1 . 1 2 3 . 求出主轴转速级数 Z Z = l g R n / l g + 1 = l g 1 4 / l g 1 . 1 2 + 1 = 2 4 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 4 . 确定结构网或结构式 2 4 = 2 3 2 2 5 . 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 Y 1 6 0 M - 4 ，其同步转速为 1 5 0 0 r / m i n 。 （2 ）分配总降速传动比 总降速传动比为uI I=nm i n/nd= 1 0 / 1 5 0 0 6 . 6 7 1 0 3 , nm i n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+ 1 = 6 （4 ）绘制转速图 先按传动轴数及主轴转速级数格距 l g 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( k k + 1 ) m i n. 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。 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 C A 6 1 4 0 传动系统图 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 第五章 主要设计零件的计算和验算 5 . 1 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H T 1 5 0 及H T 2 0 0 为最广泛, 本设计选用材料为H T 2 0 - 4 0 . 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( m m ) 5 0 0 5 0 0 3 0 0 - 8 0 0 5 0 0 5 0 0 1 0 - 1 5 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 8 0 0 8 0 0 5 0 0 1 2 - 2 0 由于箱体轴承孔的影响将使扭转刚度下降 1 0 % - 2 0 % ，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 2 5 m m 左右， 后支承壁取 2 2 m m 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。C A 6 1 4 0主轴箱中共有 1 5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 （d 1 + d 2 ）+ y m （式中 y 是中心距变动系数） 中心距- = （5 6 + 3 8 ）/ 2 2 . 2 5 = 1 0 5 . 7 5 m m 中心距- = （5 0 + 3 4 ）/ 2 2 . 2 5 = 9 4 . 5 m m 中心距- = （3 0 + 3 4 ）/ 2 2 . 2 5 = 7 2 m m 中心距- = （3 9 + 4 1 ）/ 2 2 . 2 5 = 9 0 m m 中心距- = （5 0 + 5 0 ）/ 2 2 . 5 = 1 2 5 m m 中心距- = （4 4 + 4 4 ）/ 2 2 = 8 8 m m 中心距- = （2 6 + 5 8 ）/ 2 4 = 1 6 8 m m 中心距- = （5 8 + 2 6 ）/ 2 2 = 8 4 m m 中心距- = （5 8 + 5 8 ）/ 2 2 = 1 1 6 m m 中心距- = （3 3 + 3 3 ）/ 2 2 = 6 6 m m 中心距- = （2 5 + 3 3 ）/ 2 2 = 5 8 m m 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： 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 上图中 X I V 、X V 轴的位置没有表达清楚具体位置参见零件图。 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。 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。 5 . 2 . 传动系统的 I 轴及轴上零件设计 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 5 . 2 . 1 普通 V 带传动的计算 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。 设计功率 d A PKP=（k W ） A K 工况系数，查机床设计指导（任殿阁，张佩勤 主编）表 2 - 5 ， 取 1 . 1 ； 故1.1 1112.1 d PkW= 小带轮基准直径 1 d d为 1 3 0 m m ； 带速 v 1 1/(60 1000) 9.86/ d vd nm sv=； 大带轮基准直径 2 d d为 2 3 0 m m ； 初选中心距 0 a 1 0 0 0 m m , 0a 由机床总体布局确定。 0 a 过小，增加带弯曲次数； 0 a 过 大，易引起振动。 带基准长度 2 21 0012 0 () 2()2722.5 24 dd ddd ddn Laddmm a =+= 查机床设计指导（任殿阁，张佩勤 主编）表 2 - 7 ，取 0d L2 8 0 0 m m ; 带挠曲次数1 0 0 0 m v / 0d L= 7 . 0 4 4 0 1 s； 实际中心距 2 aAAB=+ 12 () 108.7 48 ddd Ldd A + = 2 21 () 1250 8 dd dd B = 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 故 2 108.7108.71250223amm=+= 小带轮包角 1 21 1 1802sin154.09120 2 dd dd a = ? 单根 V 带的基本额定功率 1 P , 查机床设计指导（任殿阁，张佩勤 主编）表 2 - 8 ， 取 2 . 2 8 k W ； 单根 V 带的基本额定功率增量 11 1 (1) b u PK n K = b K 弯曲影响系数，查表 2 - 9 ，取 3 1.03 10 u K 传动比系数，查表 2 - 1 0 ，取 1 . 1 2 故 1 0.16P=； 带的根数 11 () d L P z PP K K = + K包角修正系数，查表 2 - 1 1 ，取 0 . 9 3 ； L K 带长修正系数，查表 2 - 1 2 ，取 1 . 0 1 ； 故 1 12.1 3.89 (2.280.16) 0.93 1.01 z = + 圆整 z 取 4 ； 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 2 - 1 3 ，取 0 . 1 0 ； 故 0 F 5 8 . 2 3 N 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 带对轴压力 1 0 154.09 2sin2 58.23 4 sin453.98 22 QF zN = ? 5 . 2 . 2 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 2 6 m m ，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 Z 2 M n K /f 2 0 Db p 式中 M n 摩擦离合器所传递的扭矩（N m m ）； 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 M n 9 5 5 4 10 d N / j n9 5 5 4 101 1 0 . 9 8 / 8 0 0 1 . 2 8 5 10（N m m ）; N d 电动机的额定功率（k W ）； j n安装离合器的传动轴的计算转速（r / m i n ）； 从电动机到离合器轴的传动效率； K 安全系数，一般取 1 . 3 1 . 5 ； 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 - 1 5 ， 取 f = 0 . 0 8 ； 0 D 摩擦片的平均直径（m m ）; 0 D = （D + d ）/ 2 6 7 m m ; b 内外摩擦片的接触宽度（m m ）； b = （D - d ）/ 2 = 2 3 m m ； p摩擦片的许用压强（N / 2 mm）； p 0 t p v K m K z K 1 . 1 1 . 0 0 1 . 0 0 0 . 7 6 0 . 8 3 6 0 t p 基本许用压强（M P a ），查机床设计指导表 2 - 1 5 ，取 1 . 1 ； v K 速度修正系数 pv 0 2 Dn / 6 4 10= 2 . 5 （m / s ） 根据平均圆周速度 p v查机床设计指导表 2 - 1 6 ，取 1 . 0 0 ； m K 接合次数修正系数，查机床设计指导表 2 - 1 7 ，取 1 . 0 0 ； z K 摩擦结合面数修正系数，查机床设计指导表 2 - 1 8 ，取 0 . 7 6 。 所以 Z 2 M n K /f 2 0 Db p 2 1 . 2 8 5 101 . 4 / （3 . 1 4 0 . 0 8 2 672 3 0 . 8 3 6 1 1 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗 k P 确定，一般取 k P 0 . 4 d N 0 . 4 1 1 4 . 4 最后确定摩擦离合器的轴向压紧力 Q ，可按下式计算： Q = 0 t p 2 0 Db v K ( N ) 1 . 1 3 . 1 4 2 672 3 1 . 0 0 3 . 5 7 5 10 式中各符号意义同前述。 摩擦片的厚度一般取 1 、1 . 5 、1 . 7 5 、2 （m m ），内外层分离时的最大间隙为 0 . 2 0 . 4 （m m ）, 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 1 0 或 1 5 钢，表面渗碳 0 . 3 0 . 5 （m m ）, 淬火硬度达 H R C 5 2 6 2 。 5 . 2 . 3 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。 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 接触应力的验算公式为 () 123 j 12081 S j uK K K K N ZmuBn 3 10 =（M P a ） 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（K W ），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 = 1 5 0 0 0 2 0 0 0 0 h ，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为 T =ST / P ，P 为变 速组的传动副数； 1 n - 齿轮的最低转速（r / m i n ）; 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； 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 1 K 工作情况系数，中等冲击的主运动，取 1 K = 1 . 2 1 . 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（M P a ）, 查表 3 - 9 ； w 许用弯曲应力（M P a ），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。 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 =0.96= N = d N = 5 . 6 2 5 k w 820 /min j nnr= 3 在离合器两齿轮中齿数最少的齿轮为 5 0 2 . 2 5 ，且齿宽为 B = 1 2 m m u = 1 . 0 5 j = 3 2081 10(1.051)1.21.31.043.725.625 1018.15 502.251.0512820 MP + = iiiii ii j = 1 2 5 0 M P 符合强度要求。 验算 5 6 2 . 2 5 的齿轮： 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 j = 3 2081 10(1.05 1)1.211.043.725.625 910 562.251.0512820 MP + = ii iii ii j = 1 2 5 0 M P 符合强度要求 5 . 2 . 4 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 + = i = 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 42 44 32.26 8 (3832.2)(3832.2) 7.42 10 64 mm + + 式中 d 花键轴的小径（m m ）； i 花轴的大径（m m ）； 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=i 扭 = 44 5.625 955 106.55 10 820 N mmi 式中 N 该轴传递的最大功率（k w ）; j n该轴的计算转速（r / m i 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（m m ）, D = m Z 。 齿轮的径向力 r P ： ()/cos ( ) rt PP tgN=+i 式中 为齿轮的啮合角，2 0 o ； 齿面摩擦角，5.72 ； 齿轮的螺旋角；0 故 3 0.51.17 10 rt PP=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： max 22 8 ,() () n jyjy M MPa DdlNK = 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 式中 maxn M花键传递的最大转矩（N mmi）； D 、d 花键轴的大径和小径（m m ）； L 花键工作长度； N 花键键数； K 载荷分布不均匀系数，K = 0 . 7 0 . 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 5 . 2 . 5 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： 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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（k g f ）应换算成（N ）； n f 速度系数， 100 3 n i f n = in 为滚动轴承的计算转速（r / m m ） 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、钻床、磨床等多 数机床），1.11.3 F f=； N K 功率利用系数，查表 3 3 ； n K 速度转化系数，查表 3 2 ； 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= 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 2 32003 n LhT= 3 19852 n LhT= 故轴承校核合格 5 . 3 . 传动系统的轴及轴上零件设计 5 . 3 . 1 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 3 10 =（M P a ） 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（K W ），N = d N ； d N - 电动机额定功率（K W ）； - 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 / m i n ）; m - 初算的齿轮模数（m m ）; B - 齿宽（m m ） Z - 小齿轮齿数； u - 大齿轮与小齿轮齿数之比，u 1 ，“+ ”号用于外啮合，“- ”号用于内啮合； S K - 寿命系数： STnNQ KK K K K= 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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 = 1 5 0 0 0 2 0 0 0 0 h ，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为 T =ST / P ，P 为变速组的 传动副数； 1 n - 齿轮的最低转速（r / m i n ）; 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 . 2 1 . 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（M P a ）, 查表 3 - 9 ； w 许用弯曲应力（M P a ），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 传至轴时的最大转速为： 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 13056 14501207.78 /min 23038 nr= 3 6 13056 0.98 0.990.769 23038 = m = 2 . 2 5 N = d N = 5 . 7 7 k w 1207.78 /min j nnr= 3 在双联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为 3 8 2 . 2 5 ，且齿宽为 B = 1 4 m m u = 1 . 0 5 j = 3 2081 10(1.051)1.21.31.043.725.42 1195.82 382.251.05141207.78 MP + = iiiii ii j = 1 2 5 0 M P 故双联滑移齿轮符合标准 验算 3 9 2 . 2 5 的齿轮： 3 9 2 . 2 5 齿轮采用整淬 1207.78 /min j nnr= 3 7 13056 0.98 0.990.761 23038 = N = d N = 5 . 7 1 k w B = 1 4 m m u = 1 j = 3 2081 10(1 1)1.211.043.725.71 1027.94 392.251141207.78 MP + = ii iii ii j = 1 2 5 0 M P 故此齿轮合格 验算 2 2 2 . 2 5 的齿轮： 2 2 2 . 2 5 齿轮采用整淬 1207.78 /min j nnr= 3 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 72 1305639 0.98 0.990.970.680 2303841 = N = d N = 5 . 1 k w B = 1 4 m m u = 4 j = 3 2081 10(41)1.211.043.725.1 927.49 222.254141207.78 MP + = ii iii ii j = 1 2 5 0 M P 故此齿轮合格 验算 3 0 2 . 2 5 齿轮： 3 0 2 . 2 5 齿轮采用整淬 1207.78 /min j nnr= 3 7 13056 0.98 0.990.680 23038 = N = d N = 5 . 1 k w B = 1 4 m m u = 1 j = 3 2081 10(1 1)1.211.043.725.1 1131.24 302.251141207.78 MP + = ii iii ii j = 1 2 5 0 M P 故此齿轮合格 5 . 3 . 2 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 + = i = 42 44 326 8 (3632)(3632) 6.534 10 64 mm + + = ii 式中 d 花键轴的小径（m m ）； i 花轴的大径（m m ）； 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： 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 4 j N 955 10(N mm) n M=i 扭 = 44 5.42 955 104.51 10 1148.86 N mm=i 式中 N 该轴传递的最大功率（k w ）; j n该轴的计算转速（r / m i 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（m m ）, D = m Z 。 齿轮的径向力 r P： ()/cos()902 rt PP tgNN=+=i 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 + = 2 7 . 8 6 m m 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 mmi）； D 、d 花键轴的大径和小径（m m ）； 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 L 花键工作长度； N 花键键数； K 载荷分布不均匀系数，K = 0 . 7 0 . 8 ； 4 22 8 4.51 10 2.0420() (3632 ) 116 8 0.7 jyjy MPaMPa = = i ii i 故此花键轴校核合格 5 . 3 . 3 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 o B O BBA EIlCEI L C CCC += 式中 L 。合理跨距； 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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（k g f ） 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 / m m ） 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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、钻床、磨床等多数机床）， 1.11.3 F f=； N K功率利用系数，查表 3 3 ； n K速度转化系数，查表 3 2 ； 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 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 5 . 4 传动系统的轴及轴上零件设计 5 . 4 . 1 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 3 10 =（M P a ） j （3 - 1 ） 弯曲应力的验算公式为 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 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（K W ），N = d N ； d N - 电动机额定功率（K W ）； - 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 / m i n ）; m - 初算的齿轮模数（m m ）; B - 齿宽（m m ） Z - 小齿轮齿数； u - 大齿轮与小齿轮齿数之比，u 1 ，“+ ”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