CA6140的三维建模及运动仿真毕业论文.doc

河北工程大学毕业设计说明书CA6140的三维建模及运动仿真毕业论文目录摘要IabstractII第一章 绪论1第二章 机床的规格和用途 22.1机床的布局2第三章 传动方案和传动系统图的拟定33.1确定极限转速33.2确定公比33.3求出主轴转速级数33.4确定结构网或结构式33.5绘制转速图33.5.1选定电动机33.5.2分配总降速传动比33.5.3确定传动轴的轴数33.5.4绘制转速图43.6主传动系统的结构设计43.6.1主传动系统的布局及变速机构的类型43.6.2齿轮的布置43.6.3主传动系统的开停装置43.6.4主传动系统的制动装置43.6.5主传动系统的换向装置4第四章 主要设计零件的计算和验算54.1 主轴箱的箱体 54.2传动系统的I轴及轴上零件设计54.2.1 普通V带传动的计算54.2.2 多片式摩擦离合器的计算74.2.3 齿轮的验算94.2.4 传动轴的验算114.2.5 轴承疲劳强度校核124.3 传动系统的II轴及轴上零件设计144.3.1 齿轮的验算144.3.2 传动轴的验算164.3.3 轴组件的刚度验算184.4 传动系统的III轴及轴上零件设计204.4.1 齿轮的验算204.4.2 传动轴的验算234.4.3 轴组件的刚度验算244.5 传动系统的IV轴及轴上零件设计264.5.1 齿轮的验算264.5.2 传动轴的验算294.5.3 轴组件的刚度验算314.6 传动系统的V轴及轴上零件设计334.6.1 齿轮的验算334.6.2 传动轴的验算364.6.3 轴组件的刚度验算37第五章 运动分析405.1纵向进给系统的设计计算405.1.1 设计参数405.1.2纵向进给切削力的确定405.1.3 纵向进给滚珠丝杠螺母副的计算和选型405.1.4纵向进给减速齿轮的设计与校核435.1.5纵向进给步进电动机的计算和选型455.2横向进给系统的设计计算475.2.1横向进给切削力的确定475.2.2横向进给切削力的确定475.2.3 横向进给滚珠丝杠螺母副的计算和选型485.2.4横向进给减速齿轮的设计与校核495.2.5横向进给步进电动机的计算和选型525.3 滚珠丝杠的安装545.3.1滚珠丝杠的安装形式545.3.2滚珠丝杠轴承的校核54第六章：计算机辅助设计SolidWorks586.1 SolidWork简介586.2 SolidWorks装配及造型：58结论63参考资料编目64致谢6565河北工程大学毕业设计说明书第1章 绪论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、光杆、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，不用丝杆。溜板箱：是车床进给运动操纵箱，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2章 机床的规格和用途2.1工艺范围CA6140型卧式车床的工艺范围很广，它适用于加工各种轴类、套筒类和盘类零件上的回转表面，如车削内外圆柱面、圆锥面、环槽及成型面；车削端面及各种常用螺纹；还可以进行钻孔、扩孔、绞孔和滚花等工艺。CA6140型卧式车床的万能性较大，但结构复杂而且自动化程度低，在加工形状比较复杂的工件时，换到比较麻烦，加工过程中辅助时间比较长，生产率低，适应于单件、小批生产机维修车间。2.2机床的布局卧式车床主要加工轴类和直径不太大的盘、套类零件，故采用卧式布局。主轴水平安装，刀具在水平面内作纵、横向进给运动。机床的主要部件有：主轴箱、进给箱、溜板箱、光杠、丝杠、刀架、尾座、床身和床腿等机构。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）101400转/分反转（12级）141580转/分加工螺纹范围：公制（44种）1192毫米英制（20种）224牙/英寸模数（39种）0.2548毫米径节（37种）196径节进给量范围：纵向（64种）0.0286.33毫米/转横向（64种）0.0143.16毫米/转主电机：功率7.5千瓦转速1450转/分第三章 传动方案和传动系统图的拟定3.1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=nmin/nmax=143.2确定公比选定主轴转速数列的公比为=1.123.3求出主轴转速级数Z=lgRn/lg +1=lg14/lg1.12+1=243.4确定结构网或结构式24=23223.5绘制转速图3.5.1选定电动机一般金属切削机床的驱动，如无特殊的性能要求，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、震动小、运行安全可靠。根据机床所需功率选择Y160M4，其同步转速为1500r/min。3.5.2分配总降速传动比 总降速传动比，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较少齿轮和径向与轴向尺寸，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。3.5.3确定传动轴的轴数 传动轴数=变速组数+定比传动副数+1=63.5.4绘制转速图先按传动轴数及主轴转速级数格局，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。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。3.6主传动系统的结构设计3.6.1主传动系统的布局及变速机构的类型主传动的布局形式取决于机床的用途、类型和尺寸等因素。CA6140型车床采用集中传动式，优点是：结构紧凑，便于实现集中操纵，箱体数少。CA6140型车床主传动系统，大部分变速组采用滑移齿轮变速机构，而在传动链的末端，为使主轴运转平稳，采用了斜齿轮圆柱齿轮；为了分支传动的需要，还采用了齿轮式离合器变速机构。3.6.2齿轮的布置应尽量使较小的齿轮成为滑移齿轮，并布置在主轴上；为避免同一滑移齿轮变速组内的两对齿轮同时啮合，两个固定齿轮的间距，应大于滑移齿轮的宽度b；齿轮在轴向位置的排列，如没有特殊情况，应尽量缩短轴向尺寸。3.6.3主传动系统的开停装置CA6140型车床采用片式摩擦离合器进行机床的开停。片式摩擦离合器可用于高速运转的离合，离合过程比较平稳，并能兼起过载保护的作用。3.6.4主传动系统的制动装置CA6140型车床采用闸带式制动器。闸带式制动器结构简单，轴向尺寸小，操纵方便。3.6.5主传动系统的换向装置CA6140型车床采用机械换向，多片摩擦式离合器式换向机构可以在高速运转中平稳的换向。 第四章 主要设计零件的计算和验算4.1 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（mm3）壁厚（mm） 500500300-80050050010-15 80080050012-20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。如中型车床的前支撑壁一般取25mm左右，后支撑壁取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撑和定位的左右。CA6140主轴箱中共有6根轴，轴的定位要靠箱体上安装的位置来保证，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，并参考了有关资料，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-=（32+62）/22=94mm中心距-=（34+68）/22=102mm中心距-=（76+48）/23=186mm中心距-=（67+50）/21.5=87.75mm中心距-=（50+90）/21.5=105mm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。4.2传动系统的I轴及轴上零件设计4.2.1 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，同时要有足够疲劳强度，以满足一定的使用寿命。 设计功率 工况系数，查机床设计指导表25，取1.1； 故 小带轮基准直径为130； 带速 v ； 大带轮基准直径为230； 初选中心距，由机床总体布局确定。过小，增加带弯曲次数；过大，易引起振动。 带基准长度； 查机床设计指导（任殿阁，张佩勤 主编） 表27，取； 带挠曲次数； 实际中心 故； 小带轮包角单根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28，取2.28kw；单根V带的基本额定功率增量 弯曲影响系数，查表29，取1.03 传动比系数，查表210，取1.12 故； 带的根数 包角修正系数，查表211，取0.93； 带长修正系数，查表212，取1.01； 故 圆整z取4； 单根带初拉力 q带每米长质量，查表213，取0.10； 故 带对轴压力图4-1 带传动4.2.2 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。摩擦片对数可按下式计算 式中Mn摩擦离合器所传递的扭矩（）； Nd电动机的额定功率（kw）; 安装离合器的传动轴的计算转速（） ； 从电动机到离合器轴的传动效率； 安全系数，一般取1.31.5； 摩擦片间的摩擦系数，由于摩擦片为淬火钢，差机床设计指导表215，取f =0.08； 摩擦片的平均直径（）； mm； b内外摩擦片的接触宽度（mm）； ； p摩擦片的许用压强（）； 基本许用压强（） ，查机床设计指导表215，取1.1； 速度修正系数 根据平均圆周速度 查机床设计指导表216，取1.00； 接合次数修正系数， 查机床设计指导表217，取1.00； 摩擦结合面数修正系数，查机床设计指导表218，取0.76； 所以 卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率耗损确定，一般取 最后确定摩擦离合器的轴向压紧力Q，可按下式计算； 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（），内外层分离时的最大间隙为0.20.4（），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号钢，表面渗碳0.30.5（），淬火硬度达HRC5262。图4-2 多片式摩擦离合器4.2.3 齿轮的验算 验算齿轮强度，应选择相同模数承载荷最大的齿数，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 弯曲应力的验算公式为 （32）式中N齿轮传递功率（KW），； 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=1500020000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为，P为变速组的传动副数； 齿轮的最低转速（r/min）；基准循环次数；查表31（以下均参见机床设计指导 ） m疲劳曲线指数，查表31；速度转化系数，查表32；功率利用系数，查表33；材料强化系数，查表34；极限值，见表35，当时，则取=，当时，取=； 工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.21.6；动载荷系数，查表36；齿向载荷分布系数，查表39； 标准齿轮齿形系数，查表38；许用接触应力（MPa），查表39；许用弯曲应力（MPa），查表39。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：在离合器两齿轮中齿数最小的齿数为322，且齿宽为B=12mm u=1.05 =1018.15MP=1250MP符合强度要求。验算562的齿轮： =910MP=1250MP符合强度要求验算452的齿轮： =1018MP=1250MP符合强度要求。图4-3一轴齿轮4.2.4 传动轴的验算 对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行校核，只进行刚度验算。轴的抗弯矩断面惯性矩（）花键轴=式中d花键轴的小径（mm）； D花键轴的大径（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： =955式中N该轴传递的最大功率（kw）； 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 式中D齿轮节圆直径（mm），D=mZ。 齿轮的径向力： （N）式中为齿轮的啮合角，=； 齿轮的螺旋角，=0； 故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： 式中花键传递的最大转矩（N）； 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； 故此花键轴校核合格图4-4 传 动 轴 4.2.5 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。其额定寿命的计算公式： 或按计算负荷的计算公式进行计算： 式中额定寿命（h）； 计算动载荷； T工作期限（h），对一般机床取1000015000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）； 寿命系数， 等于轴承的工作期限； 寿命系数，对球轴承=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、钻床、磨床等多数机床），=1.11.3； 功率利用系数，查表33； 速度转化系数，查表32； 齿轮转换工作系数，查机床设计手册； P当量动载荷，按机床设计手册。 =24863 =32003 =19852 故轴承校核合格4.3 传动系统的II轴及轴上零件设计 4.3.1 齿轮的验算 验算齿轮强度，应选择相同模数承载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 弯曲应力的验算公式为 （32） 式中N齿轮传递功率（KW），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； 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，“+”号用于外啮合，“”号用于内啮合； 寿命系数； 工作期限系数； 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=1500020000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为，P为变速组的传动副数； 齿轮的最低转速（r/min）； 基准循环次数；查表31（以下均参见机床设计指导 ） m疲劳曲线指数， 查表31； 速度转化系数，查表32； 功率利用系数，查表33； 材料强化系数，查表34； 极限值，见表35，当时，则取=，当时，取=； 工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.21.6； 动载荷系数，查表36； 齿向载荷分布系数，查表39； Y标准齿轮齿形系数，查表38； 许用接触应力（MPa），查表39； 许用弯曲应力（MPa），查表39； 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，如仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。 II轴上的双联滑移齿轮采用整淬的方式进行热处理 传至 II轴时的最大转速为： =1450=1207.78r/min =0.98=0.769 m=2.25 N=5.77kw =1207.78r/min 在三联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为272，且齿宽为B=14mm，u=1.05 =1195.82MP=1250MP 故三联滑移齿轮符合标准 验算602的齿轮； 602齿轮采用整淬 =1207.78r/min =0.761 N=5.71kw B=14mm u=1 =1027.94MP=1250MP 故此齿轮合格 验算342的齿轮： 342齿轮采用整淬 =1207.78r/min =0.680 N=5.71kw B=14mm u=4 =927.49MP=1250MP故此齿轮合格验算302齿轮：302齿轮采用整淬 =1207.78r/min =0.680 N=5.71kw B=14mm u=1 =1131.24MP=1250MP 故此齿轮合格 4.3.2 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（） 花键轴 =6.534 式中d花键轴的小径（mm）； D花键轴的大径（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： =9.55=4.51N 式中N该轴传递的最大功率（kw)； 该轴的计算转速（r/min）； 传动轴上的弯矩载荷由输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力、齿轮的圆周力为； =1.804N 式中D齿轮节圆的啮合角； 齿轮的径向力： （N）=902N 式中齿轮的螺旋角； =27.68mm 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： 式中花键传递的最大扭矩（N）； 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； 2.04MPa=20（MPa） 故此花键轴校核合格 图4-5 轴花键4.3.3 轴组件的刚度验算 两支撑主轴的合理跨距 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。 机床设计指导的教科书中的主轴组件柔度方程式在主轴端部C点加在主轴和轴承两相柔度的迭加，其极值方程为： 式中合理跨距；C主轴悬伸梁；、后、前支撑轴承刚度；该一元三次方程求解可得为一实根； 并且 机床传动轴用滚动轴承，主要是因为疲劳破坏而失态，故应进行疲劳验算，其额定寿命的计算公式为： =500或按计算负荷的计算公式进行计算： 式中额定寿命（h）； 计算动载荷； T工作期限（h），对一般机床取1000015000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/min）； 寿命系数，等于轴承的工作期限； 寿命系数，对球轴承=3，对于滚子轴承=； 工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、磨床等多数机床），=1.11.3； 齿轮轮换工作系数，查机床设计手册 ； 功率利用系数，查表33； 速度转化系数，查表32； P当量动载荷，按机床设计手册 。 故轴承校核合格 图4-6 轴上零件4.4 传动系统的III轴及轴上零件设计4.4.1 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，对低转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 弯曲应力的验算公式为 （32） 式中N齿轮传递功率（KW），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； 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，“+”号用于外啮合，“”号用于内啮合； 寿命系数； 工作期限系数； 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=1500020000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为，P为变速组的传动副数； 齿轮的最低转速（r/min）； 基准循环次数；查表31（以下均参见机床设计指导 ） m疲劳曲线指数， 查表31； 速度转化系数，查表32； 功率利用系数，查表33； 材料强化系数，查表34； 极限值，见表35，当时，则取=，当时，取=； 工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.21.6； 动载荷系数，查表36； 齿向载荷分布系数，查表39； Y标准齿轮齿形系数，查表38； 许用接触应力（MPa），查表39； 许用弯曲应力（MPa），查表39； 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： =1450 = 验算682的齿轮 682的齿轮采用整淬 故此齿轮合格验算602齿轮602齿轮采用整淬 B=10mm u=4 =558MP故此齿轮合格验算752齿轮：752齿轮采用整淬 B=10mm u=1 =1239MP故此齿轮合格验算762齿轮：762齿轮采用整淬 B=10mm u=4 =558MP故此齿轮合格图4-7 轴齿轮4.4.2 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（） 花键轴 =6.534 式中d花键轴的小径（mm）； D花键轴的大径（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： =9.55=4.51N 式中N该轴传递的最大功率（kw)； 该轴的计算转速（r/min）； 传动轴上的弯矩载荷由输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力、齿轮的圆周力为； =1.804N 式中D齿轮节圆的啮合角； 齿轮的径向力： （N）=902N 式中齿轮的螺旋角； =27.68mm 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： 式中花键传递的最大扭矩（N）； 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； 2.04MPa=20（MPa） 故此三轴花键轴校核合格 4.4.3 轴组件的刚度验算 两支撑主轴的合理跨距 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。 机床设计指导的教科书中的主轴组件柔度方程式在主轴端部C点加在主轴和轴承两相柔度的迭加，其极值方程为： 式中合理跨距；C主轴悬伸梁；、后、前支撑轴承刚度；该一元三次方程求解可得为一实根； 并且 机床传动轴用滚动轴承，主要是因为疲劳破坏而失态，故应进行疲劳验算，其额定寿命的计算公式为： =500或按计算负荷的计算公式进行计算： 式中额定寿命（h）； 计算动载荷； T工作期限（h），对一般机床取1000015000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/min）； 寿命系数，等于轴承的工作期限； 寿命系数，对球轴承=3，对于滚子轴承=； 工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、磨床等多数机床），=1.11.3； 齿轮轮换工作系数，查机床设计手册 ； 功率利用系数，查表33； 速度转化系数，查表32； P当量动载荷，按机床设计手册 。 故轴承校核合格4.5 传动系统的IV轴及轴上零件设计4.5.1 齿轮的验算 验算齿轮强度，应选择相同模数承载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 弯曲应力的验算公式为 （32） 式中N齿轮传递功率（KW），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； 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，“+”号用于外啮合，“”号用于内啮合； 寿命系数； 工作期限系数； 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=1500020000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为，P为变速组的传动副数； 齿轮的最低转速（r/min）； 基准循环次数；查表31（以下均参见机床设计指导 ） m疲劳曲线指数， 查表31； 速度转化系数，查表32； 功率利用系数，查表33； 材料强化系数，查表34； 极限值，见表35，当时，则取=，当时，取=； 工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.21.6； 动载荷系数，查表36； 齿向载荷分布系数，查表39； Y标准齿轮齿形系数，查表38； 许用接触应力（MPa），查表39； 许用弯曲应力（MPa），查表39； 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，如仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。 IV轴上的直齿齿轮采用整淬的方式进行热处理 传至 IV轴时的最大转速为： =1450=1400r/min =0.98=0.723 N=5.47kw =1400r/min 在双联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为382.25，且齿宽为B=20mm，u=1.05 =1201MP=1250MP 故齿轮符合标准 验算671.5的齿轮； 671.5齿轮采用整淬 =1400r/min =0.680 N=5.1kw B=20mm u=1 =1135MP=1250MP 故此齿轮合格 验算483的齿轮： 483齿轮采用整淬 =1400r/min =0.680 N=5.1kw B=20mm u=1 =1135MP=1250MP故此齿轮合格验算913的齿轮： 913齿轮采用整淬 =1400r/min =0.680 N=5.1kw B=20mm u=1 =1022.24MP=1250MP故此齿轮合格图4-8 轴齿轮 4.5.2 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（） 花键轴 =3.377 式中d花键轴的小径（mm）； D花键轴的大径（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： =9.55=5.18N 式中N该轴传递的最大功率（kw)； 该轴的计算转速（r/min）； 传动轴上的弯矩载荷由输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力、齿轮的圆周力为； =2.35N 式中D齿轮节圆的啮合角； 齿轮的径向力： （N）=1003N 式中齿轮的螺旋角； =22.32mm 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： 式中花键传递的最大扭矩（N）； 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； 14.6MPa=20（MPa） 故此花键轴校核合格图4-9 轴上花键 4.5.3 轴组件的刚度验算 两支撑主轴的合理跨距 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。 机床设计指导的教科书中的主轴组件柔度方程式在主轴端部C点加在主轴和轴承两相柔度的迭加，其极值方程为： 式中合理跨距；C主轴悬伸梁；、后、前支撑轴承刚度；该一元三次方程求解可得为一实根； 并且 机床传动轴用滚动轴承，主要是因为疲劳破坏而失态，故应进行疲劳验算，其额定寿命的计算公式为： =500或按计算负荷的计算公式进行计算： 式中额定寿命（h）； 计算动载荷； T工作期限（h），对一般机床取1000015000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/min）； 寿命系数，等于轴承的工作期限； 寿命系数，对球