Cj6140机床主轴箱的设计论文.doc

摘摘 要要 对普通车床主轴箱的设计符合我国国情 即适合我国目前的经济水平 教育水平和生产水平 又是国内许多企业提高生产设备自动化水平和精密程 度的主要途径 在我国有着广阔的市场 从另一个角度来说 该设计既有机 床结构方面内容 又有机加工方面内容 有利于将大学所学的知识进行综合 运用 作为最普遍的车削加工机床 Cj6140 机床广泛的应用于机械加工行业 中 本设计主要针对 Cj6140 车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 以及对主要零件进行设计和处理 关键词关键词 Cj6140 车床 主轴箱 传动 零件 Abstract For ordinary lathe spindle box design conforms to our country national condition namely suitable for China s current economic level education level and production level and many domestic enterprises to improve production equipment automation level and the precision degree of main ways in our country has wide market From another point of view this design both machine structure content and organic processing aspect content learned knowledge will benefit to university comprehensive use As the most common turning processing machine Cj6140 machine widely used in mechanical processing industries this design mainly aimed at Cj6140 lathe spindle box design design is the main content of machine main parameter is determined transmission scheme and transmission system graph the main parts worked was calculated and checked and to the major parts design and processing Keywords Cj6140 lathe spindle box transmission parts 目录目录 摘 要 I Abstract II 目录 III 第一章 引言 1 第二章 机床的规格和用途 1 第三章 主要技术参数 2 第四章 传动方案和传动系统图的拟定 4 第五章 主要设计零件的计算和验算 9 5 1 主轴箱的箱体 9 5 2 传动系统的 I 轴及轴上零件设计 11 5 2 1 普通 V 带传动的计算 11 5 2 2 多片式摩擦离合器的计算 12 5 2 3 齿轮的验算 14 5 2 4 传动轴的验算 16 5 2 5 轴承疲劳强度校核 18 5 3 传动系统的 轴及轴上零件设计 18 5 3 1 齿轮的验算 18 5 3 2 传动轴的验算 21 5 3 3 轴组件的刚度验算 22 5 4 传动系统的 轴及轴上零件设计 25 5 4 1 齿轮的验算 25 5 4 2 传动轴的验算 28 5 4 3 轴组件的刚度验算 30 5 5 传动系统的 轴及轴上零件设计 32 5 5 1 齿轮的验算 32 5 5 2 传动轴的验算 35 5 5 3 轴组件的刚度验算 36 5 6 传动系统的 轴及轴上零件设计 1 5 6 1 齿轮的验算 1 5 6 2 传动轴的验算 4 5 6 3 轴组件的刚度验算 6 第六章 结论 1 第七章 参考资料编目 1 第八章 致谢 1 第一章第一章 引言引言 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 Cj6140 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 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 第二章第二章 机床的规格和用途机床的规格和用途 Cj6140 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 第三章第三章 主要技术参数主要技术参数 工件最大回转直径 在床身上 400 毫米 在刀架上 210 毫米 工件最大长度 1000 毫米 车削最大长度 900 毫米 主轴孔径 48 毫米 主轴中心至床身平面导轨距离 205 毫米 主轴孔前端锥度 莫氏 6 号 顶尖的锥度 莫氏 5 号 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 0 25 48 毫米 径节 37 种 1 96 径 节 进给量范围 细化 0 028 0 054 毫米 转 纵向 64 种 正常 0 08 1 59 毫米 转 加大 1 71 6 33 毫米 转 细化 0 014 0 027 毫米 转 横向 64 种 正常 0 04 0 79 毫米 转 加大 0 86 3 16 毫米 转 刀架快速移动速度 纵向 4 米 分 横向 2 米 分 主电机 功率 11 千瓦 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 第四章第四章 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 1 确定极限转速 已知主轴最低转速 nmin 为 10mm s 最高转速 nmax 为 1400mm s 转速调整范围为 Rn nmax nmin 14 2 确定公比 选定主轴转速数列的公比为 1 12 3 求出主轴转速级数 Z Z lgRn lg 1 lg14 lg1 12 1 24 4 确定结构网或结构式 24 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 Y160M 4 其同步转速为 1500r min 2 分配总降速传动比 总降速传动比为 uII nmin nd 10 1500 6 67 10 3 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 确定传动轴的 先按传动轴数及主轴转轴数 传动轴数 变速组数 定比传动副数 1 6 4 绘制转速图速级数格距 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 k k 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 Cj6140 传动系统图 第五章第五章 主要设计零件的计算和验算主要设计零件的计算和验算 5 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 Cj6140 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 2 2 25 105 75mm 中心距 50 34 2 2 25 94 5mm 中心距 30 34 2 2 25 72mm 中心距 39 41 2 2 25 90mm 中心距 50 50 2 2 5 125mm 中心距 44 44 2 2 88mm 中心距 26 58 2 4 168mm 中心距 58 26 2 2 84mm 中心距 58 58 2 2 116mm 中心距 33 33 2 2 66mm 中心距 25 33 2 2 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 上图中 XIV XV 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 传动系统的传动系统的I轴及轴上零件设计轴及轴上零件设计 5 2 1普通普通V带传动的计算带传动的计算 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 kW dA PKP 工况系数 查 机床设计指导 任殿阁 张佩勤 主编 表 2 5 A K 取 1 1 故 1 1 1112 1 d PkW 小带轮基准直径为 130mm 1 d d 带速 v 1 1 60 1000 9 86 d vd nm sv 大带轮基准直径为 230 mm 2 d d 初选中心距 1000mm 由机床总体布局确定 过小 增加带弯曲次数 过 0 a 0 a 0 a 0 a 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 2800mm 0d L 带挠曲次数 1000mv 7 0440 0d L 1 s 实际中心距 2 aAAB 12 108 7 48 ddd Ldd A 2 21 1250 8 dd dd B 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 查 机床设计指导 任殿阁 张佩勤 主编 表 2 8 1 P 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 查表 2 9 取 b K 3 1 03 10 传动比系数 查表 2 10 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 2 11 取 0 93 K 带长修正系数 查表 2 12 取 1 01 L K 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 13 取 0 10 故 58 23N 0 F 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 6mm 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 2MnK fb p 2 0 D 式中 Mn 摩擦离合器所传递的扭矩 N mm Mn 955 955 11 0 98 800 1 28 N mm 4 10d N j n 4 10 5 10 Nd 电动机的额定功率 kW 安装离合器的传动轴的计算转速 r min j 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 15 取 f 0 08 摩擦片的平均直径 mm 0 D D d 2 67mm 0 D b 内外摩擦片的接触宽度 mm b D d 2 23mm 摩擦片的许用压强 N p 2 mm 1 1 1 00 1 00 0 76 0 836 p 0 t p v K m K z K 基本许用压强 MPa 查 机床设计指导 表 2 15 取 1 1 0 t p 速度修正系数 v K n 6 2 5 m s p v 0 2 D 4 10 根据平均圆周速度查 机床设计指导 表 2 16 取 1 00 p v 接合次数修正系数 查 机床设计指导 表 2 17 取 1 00 m K 摩擦结合面数修正系数 查 机床设计指导 表 2 18 取 0 76 z K 所以 Z 2MnK fb p 2 1 28 1 4 3 14 0 08 23 0 836 11 2 0 D 5 10 2 67 卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗确定 一般取 k P 0 4 0 4 11 4 4 k P d N 最后确定摩擦离合器的轴向压紧力 Q 可按下式计算 Q b N 1 1 3 14 23 1 00 3 57 0 t p 2 0 D v K 2 67 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 75 2 mm 内外层分离时的最大间隙为 0 2 0 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 3 0 5 mm 淬火硬度达 HRC52 62 5 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 15000 20000h 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 3 1 以下均参见 机床设计指导 O C m 疲劳曲线指数 查表 3 1 速度转化系数 查表 3 2 n K 功率利用系数 查表 3 3 N K 材料强化系数 查表 3 4 Q K 的极限值 见表 3 5 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 2 1 6 1 K 1 K 动载荷系数 查表 3 6 2 K 齿向载荷分布系数 查表 3 9 3 K Y 标准齿轮齿形系数 查表 3 8 许用接触应力 MPa 查表 3 9 j 许用弯曲应力 MPa 查表 3 9 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 j w 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 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 50 2 25 且齿宽为 B 12mm u 1 05 1250MP j MP15 1018 8201205 1 625 5 72 3 04 1 3 12 1105 1 25 2 50 102081 3 j 符合强度要求 验算 56 2 25 的齿轮 1250MP j MP910 8201205 1 625 5 72 3 04 1 2 1105 1 25 2 56 102081 3 j 符合强度要求 5 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 M A 扭 44 5 625 955 106 55 10 820 N mm A 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 NtgPP tr cos 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 max 22 8 n jyjy M MPa DdlNK 式中 花键传递的最大转矩 maxn M N 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 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 命的计算公式为 h L j h jFNn n n j 500 C f Cf K K KlP C 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 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 寿命系数 对球轴承 n f 500 n n L f n L 等于轴承的工作期限 3 对滚子轴承 工作情况系数 对轻度冲击和振动的机床 车床 铣床 10 3F f 钻床 磨床等多数机床 1 1 1 3 F f 功率利用系数 查表 3 3 速度转化系数 查表 3 2 N K n 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 l K 1 24863 n LhT 2 32003 n LhT 3 19852 n LhT 故轴承校核合格 5 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 5 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 u 1 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 15000 20000h 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 3 1 以下均参见 机床设计指导 O C m 疲劳曲线指数 查表 3 1 速度转化系数 查表 3 2 n K 功率利用系数 查表 3 3 N K 材料强化系数 查表 3 4 Q K 的极限值 见表 3 5 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 2 1 6 1 K 1 K 动载荷系数 查表 3 6 2 K 齿向载荷分布系数 查表 3 9 3 K Y 标准齿轮齿形系数 查表 3 8 许用接触应力 MPa 查表 3 9 j 许用弯曲应力 MPa 查表 3 9 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 j w 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 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 38 2 25 且齿宽为 B 14mm u 1 05 1250MP j MP82 1195 78 12081405 1 42 5 72 3 04 1 3 12 1105 1 25 2 38 102081 3 j 故双联滑移齿轮符合标准 验算 39 2 25 的齿轮 39 2 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 MP94 1207 78 1207141 71 5 72 3 04 1 2 111 25 2 39 102081 3 j 故此齿轮合格 验算 22 2 25 的齿轮 22 2 25 齿轮采用整淬 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 MP49 927 78 1207144 1 572 3 04 1 2 114 25 2 22 102081 3 j 故此齿轮合格 验算 30 2 25 齿轮 30 2 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 MP24 1131 78 1207141 1 572 3 04 1 2 111 25 2 30 102081 3 j 故此齿轮合格 5 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 M A 扭 44 5 42 955 104 51 10 1148 86 N mm A 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 齿轮的径向力 r P cos 902 rt PP tgNN A 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 M N 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 7 0 8 MPaMP jyjy 2004 2 7 081163236 1051 4 8 22 4 故此花键轴校核合格 5 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 命的计算公式为 h L j h jFNn n n j 500 C f Cf K K KlP C 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 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 F f 床 1 1 1 3 F f 功率利用系数 查表 3 3 N K 速度转化系数 查表 3 2 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 5 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 5 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 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 u 1 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 15000 20000h 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 3 1 以下均参见 机床设计指导 O C m 疲劳曲线指数 查表 3 1 速度转化系数 查表 3 2 n K 功率利用系数 查表 3 3 N K 材料强化系数 查表 3 4 Q K 的极限值 见表 3 5 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 2 1 6 1 K 1 K 动载荷系数 查表 3 6 2 K 齿向载荷分布系数 查表 3 9 3 K Y 标准齿轮齿形系数 查表 3 8 许用接触应力 MPa 查表 3 9 j 许用弯曲应力 MPa 查表 3 9 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 j w 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 5 42kw d N 1148 86 min j nnr 3 在三联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为 41 2 25 且齿宽为 B 12mm u 1 05 1250MP j MP1189 86 11482005 1 42 5 72 3 04 1 3 12 1105 1 25 2 41 102081 3 j 故三联滑移齿轮符合标准 验算 50 2 5 的齿轮 50 2 5 齿轮采用整淬 1148 86 min j nnr 3 72 1305639 0 98 0 990 970 680 2303841 N 5 1kw B 15mm u 1 d N 1250MP j MP910 86 1148151 1 572 3 04 1 2 111 5 250 102081 3 j 故此齿轮合格 验算 63 3 的齿轮 63 3 齿轮采用整淬 1148 86 min j nnr 3 72 1305639 0 98 0 990 970 680 2303841 N 5 1kw B 10mm u 4 d N 1250MP j MP558 86 1148104 1 572 3 04 1 2 114 363 102081 3 j 故此齿轮合格 验算 44 2 齿轮 44 2 齿轮采用整淬 1148 86 min j nnr 3 72 1305639 0 98 0 990 970 680 2303841 N 5 1kw B 10mm u 1 d N 1250MP j MP1239 86 1148151 1 572 3 04 1 2 111 244 102081 3 j 故此齿轮合格 5 4 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 4 2 4 64 mm dDdDNbd I 44 2 4 10534 6 64 323632368632 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 mmN n M j N 10955 4 扭 mmN 64 1051 4 86 1148 42 5 10955 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 齿轮的径向力 r P NNtgpp tr 902cos 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 M mmN 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 7 0 8 MPaMP jyjy 2004 2 7 081163236 1051 4 8 22 4 故此三轴花键轴校核合格 5 4 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 命的计算公式为 h L j h jFNn n n j 500 C f Cf K K KlP C 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 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 F f 床 1 1 1 3 F f 功率利用系数 查表 3 3 N K 速度转化系数 查表 3 2 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 5 5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 5 5 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 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 u 1 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 15000 20000h 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 3 1 以下均参见 机床设计指导 O C m 疲劳曲线指数 查表 3 1 速度转化系数 查表 3 2 n K 功率利用系数 查表 3 3 N K 材料强化系数 查表 3 4 Q K 的极限值 见表 3 5 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 2 1 6 1 K 1 K 动载荷系数 查表 3 6 2 K 齿向载荷分布系数 查表 3 9 3 K Y 标准齿轮齿形系数 查表 3 8 许用接触应力 MPa 查表 3 9 j 许用弯曲应力 MPa 查表 3 9 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 j w 满足时 就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施 轴上的直齿齿轮采用整淬的方式进行热处理 传至 轴时的最大转速为 130512220202658 14501400 min 230435880805858 nr 3 7 130512220202658 0 98 0 990 723 230435880805858 N 5 42kw d N A 1400 min j nnr 3 齿轮的模数与齿数为 33 2 且齿宽为 B 20mm u 1 05 1250MP j 3 2081 10 1 05 1 1 2 1 3 1 04 3 72 5 42 1201 33 21 05 20 10 MP j 故齿轮符合标准 验算 58 2 的齿轮 58 2 齿轮采用整淬 1400 min j nnr 3 72 130512220202658 0 98 0 990 970 680 230435880805858 N 5 1kw B 20mm u 1 d N 1250MP j 3 2081 10 1 1 1 2 1 1 04 3 72 5 1 1135 58 21 15 10 MP j 故此齿轮合格 5 5 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 44 266 6 3226 3226 3 377 10 64 mm A 式中 d 花键轴的小径 mm D 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 A 扭 46 5 42 955 105 18 10 10 N mm A 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 6 5 22 5 18 10 N2 35 10 N D32 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 1003 rt PP tgNN A 式中 为齿轮的啮合角 齿面摩擦角 齿轮的螺旋角 22 32mm 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 M N 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 7 0 8 6 22 8 5 18 10 14 620 3226 116 8 0 7 jyjy MPaMPa 故此花键轴校核合格 5 5 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 命的计算公式为 h L j h jFNn n n j 500 C f