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机械毕业设计全套

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JC02-010@CA6140车床主轴箱的设计,机械毕业设计全套

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I 调研报告 大学四年的学习生活即将结束，大学学习生活中的最后一个环节也是最重要一个环节 毕业设计，是对所学知识和技能的综合运用和检验。 本人的毕业设计课题是对 CA6140车床主轴箱的设计，其内容包括：总体方案的确定和验证、机械部分的设计计算（伺服进给机构设计、自动转位刀架的选择或设计、编码盘安装部分的结构设计）、主运动自动变速原理等。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。虽然设计者未曾系统的学习过机床设计的课程，但通过该设计拓宽了知识面，增强了实践能力，对普通机床和数控机床都有了进一步的了解。 毕业设计作为我们在大学校园里的最后一堂课、最后一项测试，它既是一次锻炼，也是一次检验，在整个设计过程中，我获益匪浅。在此，我要衷心感谢刘老师对我的关心和细致指导。 由于毕业设计是我的第一次综合性设计，无论是设计本人的纰漏还是经验上的缺乏都难免导致设计的一些失误和不足，在 此，恳请老师和同学们给以指正。 nts II 摘 要 作为主要的车削加工机床， CA6140 机床广泛的应用于机械加工行业中，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： CA6140 机床 主轴箱 零件 传动 nts III 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 第 八 章 参考资料编目 nts 1 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 CA6140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 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） - 10 1400转 /分 nts 2 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 0.0280.054 毫米 /转 纵向（ 64种） 正常 0.081.59 毫米 /转 加大 1.716.33 毫米 /转 细化 0.0140.027 毫米 /转 横向（ 64种） 正常 0.040.79 毫米 /转 加大 0.863.16 毫米 /转 刀架快速移动速度： 纵向 - 4米 /分 横向 - 4米 /分 主电机： 功率 - 7.5千瓦 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 nts 3 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 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 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。 nts 4 nts 5 CA6140 传动系统图 nts 6 nts 7 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 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 ( 3mm ) 壁厚 (mm) 500 500 300-800 500 500 10-15 800 800 500 12-20 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： nts 8 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nts 9 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 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 dAP K P（ kW） AK 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 1 1 1 2 . 1dP k W 小带轮基准直径1dd为 130mm； 带速 v 1 1 / ( 6 0 1 0 0 0 ) 9 . 8 6 /dv d n m s v ； 大 带轮基准直径2dd为 230 mm； 初选中心距0a 1000mm, 0a由机床总体布局确定。0a过小，增加带弯曲次数；0a过大，易引起振动。 带基准长度 2210 0 1 20()2 ( ) 2 7 2 2 . 524 ddd d dddnL a d d m ma 查机床设计指导（ 任殿阁，张佩勤 主编） 表 2-7，取0dL 2800mm; 带挠曲次数 1000mv/0dL=7.04 40 1s ； 实际中心距 2a A A B 12() 1 0 8 . 748d d dL d dA 221() 12508ddddB 故 21 0 8 . 7 1 0 8 . 7 1 2 5 0 2 2 3a m m 小带轮包角 1 211 1 8 0 2 s i n 1 5 4 . 0 9 1 2 02dddd a o o onts 10 单根 V带的基本额定功率1P,查机床设计指导（ 任殿阁，张佩勤 主编） 表 2-8，取 2.28kW； 单根 V带的基本额定功率增量111(1 )b uP K n K bK 弯曲影响系数，查表 2-9，取 31.03 10 uK 传动比系数，查表 2-10，取 1.12 故1 0.16P； 带的根数11()dLPz P P K K K 包角修正系数，查表 2-11，取 0.93； LK 带长修正系数，查表 2-12，取 1.01； 故11 2 . 1 3 . 8 9( 2 . 2 8 0 . 1 6 ) 0 . 9 3 1 . 0 1z 圆整 z取 4； 单根带初拉 力20 2 . 55 0 0 ( 1 )daPF q vv z K q 带每米长质量，查表 2-13，取 0.10； 故0F 58.23N 带对轴压力 101 5 4 . 0 92 s i n 2 5 8 . 2 3 4 s i n 4 5 3 . 9 822Q F z N o nts 11 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 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/ f 20Dbp 式中 Mn 摩擦离合器所传递的扭矩（ N mm） ； Mn 955 410dN /jn 955 410 11 0.98/800 1.28 510 （ N mm） ; Nd 电动机的额定功率（ kW）； jn 安装离合器的传动轴的计算转速（ r/min） ； 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； 0D 摩擦片的平均直径（ mm） ; 0D=（ D+d） /2 67mm; b 内外摩擦片的接触宽度（ mm） ； b=（ D-d） /2=23mm； nts 12 p 摩擦片的许用压强（ N/ 2mm ） ； p 0tpvK mK zK 1.1 1.00 1.00 0.76 0.836 0tp 基本许用压强（ MPa），查机床设计指导表 2-15，取 1.1； vK 速度修正系数 pv 02Dn/6 410 =2.5（ m/s） 根据平均圆周速度pv查机床设计指导表 2-16，取 1.00； mK 接合次数修正系数，查机床设计指导表 2-17，取 1.00； zK 摩 擦结合面数修正系数，查机床设计指导表 2-18，取 0.76。 所以 Z 2MnK/ f 20Dbp 2 1.28 510 1.4/（ 3.14 0.08 267 23 0.836 11 卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗kP确定，一般取 kP 0.4dN 0.4 11 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=0tp 20DbvK(N) 1.1 3.14 267 23 1.00 3.57 510 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。 nts 13 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。 接触应力的验算公式为 1 2 3j12081 Sju K K K K NZ m u B n （ MPa） j（ 3-1） 弯曲应力的验算公式为 5 1 2 3w 22 0 8 1 1 0 ()S wjK K K K N M P aZ m B Y n （ 3-2） 式中 N-齿轮传递功率（ KW）， N=dN ； 160TOnTKmCT-齿轮在机床工作期限（ST）内的总工作时间（ h） ，对于中型机床的齿轮取ST=1500020000h，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； 1n-齿轮的最低转速（ r/min） ; OC-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； nK 速度转化系数，查表 3-2； nts 14 NK 功率利用系数，查表 3-3； QK 材料强化系数，查表 3-4； SK 的极限值maxSK，minSK见表 3-5，当SKmaxSK时，则取SK=maxSK；当S KminSK时，取SK=minSK； 1K 工作情况系数，中等冲击的主运动，取1K=1.21.6； 2K 动载荷系数，查表 3-6； 3K 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。 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 8 2 0 / m i n230dn n r 130 0 . 9 8 0 . 5 1 1230 N=dN =5.625kw 8 2 0 / m i njn n r3 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 j= 32 0 8 1 1 0 (1 . 0 5 1 ) 1 . 2 1 . 3 1 . 0 4 3 . 7 2 5 . 6 2 5 1 0 1 8 . 1 55 0 2 . 2 5 1 . 0 5 1 2 8 2 0 MP g g g g ggg j=1250MP 符合强度要求。 验算 56 2.25的齿轮： j= 32 0 8 1 1 0 (1 . 0 5 1 ) 1 . 2 1 1 . 0 4 3 . 7 2 5 . 6 2 5 9105 6 2 . 2 5 1 . 0 5 1 2 8 2 0 MP g g g g ggg j=1250MP 符合强度要求 nts 15 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（ 4mm ） 花键轴 42 4( ) ( ) ()64d b N D d D dI m m g=42 443 2 . 2 6 8 ( 3 8 3 2 . 2 ) ( 3 8 3 2 . 2 ) 7 . 4 2 1 064 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： 4jN9 5 5 1 0 ( N m m )nM g扭= 445 . 6 2 59 5 5 1 0 6 . 5 5 1 0820 N m m g式中 N 该轴传递的最大功率（ kw） ; jn 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 32 2 6 . 5 5 1 0 2 . 3 4 1 0 ND 5 6tMP 扭 nts 16 式中 D 齿轮节圆直径（ mm） ,D=mZ。 齿轮的径向力rP： ( ) / c o s ( )rtP P t g N g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 30 . 5 1 . 1 7 1 0rtPP 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： m a x228 , ( )()nj y j yM M P aD d l N K 式中 maxnM 花键传递的最大转矩（ Nmmg ）； 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； 4228 6 . 5 5 1 0 3 . 6 2 0 ( )( 3 8 3 2 . 2 ) 8 5 6 0 . 7j y j yM P a M P a 故此花键轴校核合格 nts 17 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hL的计算公式为： jhj F N nnnj5 0 0 ( ) ( )CfC f K K K l P C ( N )fL hCT h 1 0 0 0 0 1 5 0 0 0nhFNCfL T hf K K l P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）； nf 速度系数， 1003n if nin为滚动轴承的计算转速（ r/mm） nf 寿命系数，500nnLf nL 等 于 轴 承 的 工 作 期 限 ； 寿命系数，对球轴承 =3，对滚子轴承 =103； Ff 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 .1 1 .3Ff ； NK 功率利用系数，查表 3 3； nK 速度转化系数，查表 3 2； lK 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 2 4 8 6 3 nL h T2 3 2 0 0 3 nL h T3 1 9 8 5 2 nL h T故轴承校核合格 nts 18 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 1 2 3j12081 Sju K K K K NZ m u B n （ MPa） j（ 3-1） 弯曲应力的验算公式为 5 1 2 3w 22 0 8 1 1 0 ()S wjK K K K N M P aZ m B Y n （ 3-2） 式中 N-齿轮传递功率（ KW）， N=dN ； dN-电动机额定功率（ KW）； -从电动机到所计算的齿轮的机械效率； jn-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， u 1，“ +”号用于外啮合，“ -”号用于内啮合； SK-寿命系数： S T n N QK K K K KTK-工作期限系数： 160TOnTKmCT-齿轮在机床工作期限（ST）内的总工作时间（ h） ，对于中型机床的齿轮取ST=1500020000h，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； 1n-齿轮的最低转速（ r/min） ; OC-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； nK 速度转化系数，查表 3-2； NK 功率利用系数，查表 3-3； QK 材料强化系数，查表 3-4； SK 的极限值maxSK，minSK见表 3-5，当SKmaxSK时，则取SK=maxSK；当S KminSKnts 19 时，取SK=minSK； 1K 工作情况系数 ，中等冲击的主运动，取1K=1.21.6； 2K 动载荷系数，查表 3-6； 3K 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 传至 轴时的最大转速为： 1 3 0 5 61 4 5 0 1 2 0 7 . 7 8 / m i n2 3 0 3 8nr 361 3 0 5 6 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 7 6 92 3 0 3 8 m=2.25 N=dN =5.77kw 1 2 0 7 . 7 8 / m i njn n r3 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 j= 32 0 8 1 1 0 (1 . 0 5 1 ) 1 . 2 1 . 3 1 . 0 4 3 . 7 2 5 . 4 2 1 1 9 5 . 8 23 8 2 . 2 5 1 . 0 5 1 4 1 2 0 7 . 7 8 MP g g g g ggg j=1250MP 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 1 2 0 7 . 7 8 / m i njn n r3 71 3 0 5 6 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 7 6 12 3 0 3 8 N=dN =5.71kw B=14mm u=1 j= 32 0 8 1 1 0 (1 1 ) 1 . 2 1 1 . 0 4 3 . 7 2 5 . 7 1 1 0 2 7 . 9 43 9 2 . 2 5 1 1 4 1 2 0 7 . 7 8 MP g g g g ggg j=1250MP 故此齿轮合格 nts 20 验算 22 2.25的齿轮： 22 2.25齿轮采用整淬 1 2 0 7 . 7 8 / m i njn n r3 721 3 0 5 6 3 9 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 7 0 . 6 8 02 3 0 3 8 4 1 N=dN =5.1kw B=14mm u=4 j= 32 0 8 1 1 0 ( 4 1 ) 1 . 2 1 1 . 0 4 3 . 7 2 5 . 1 9 2 7 . 4 92 2 2 . 2 5 4 1 4 1 2 0 7 . 7 8 MP g g g g ggg j=1250MP 故此齿轮合格 验算 30 2.25齿轮： 30 2.25齿轮采用整淬 1 2 0 7 . 7 8 / m i njn n r3 71 3 0 5 6 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 6 8 02 3 0 3 8 N=dN =5.1kw B=14mm u=1 j= 32 0 8 1 1 0 (1 1 ) 1 . 2 1 1 . 0 4 3 . 7 2 5 . 1 1 1 3 1 . 2 43 0 2 . 2 5 1 1 4 1 2 0 7 . 7 8 MP g g g g ggg j=1250MP 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（ 4mm ） 花键轴 42 4( ) ( ) ()64d b N D d D dI m m g= 42 443 2 6 8 ( 3 6 3 2 ) ( 3 6 3 2 ) 6 . 5 3 4 1 064 mm gg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： 4jN9 5 5 1 0 ( N m m )nM g扭= 445 . 4 29 5 5 1 0 4 . 5 1 1 01 1 4 8 . 8 6 N m m g式中 N 该轴传递的最大功率（ kw） ; jn 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tP：nts 21 4 32 2 4 . 5 1 1 0N 1 . 8 0 4 1 0 ND 5 0tMP 扭 （ ） 式中 D 齿轮节圆直径（ mm） ,D=mZ。 齿轮的径向力rP： ( ) / c o s ( ) 9 0 2rtP P t g N N g式中 为齿轮的啮合角； 齿面摩擦角； 齿轮的螺旋角； 22()0 . 1 MTd m m=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： m a x228 , ( )()nj y j yM M P aD d l N K 式中 maxnM 花键传递的最大转矩（ Nmmg ）； 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； 4228 4 . 5 1 1 0 2 . 0 4 2 0 ( )( 3 6 3 2 ) 1 1 6 8 0 . 7j y j yM P a M P a gg g g故此花键轴校核合格 nts 22 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 6 6 10o BOB B AE I l CEILC C C C 式中 L。 合理跨距； C 主轴悬伸梁； ACBC 后前支撑轴承刚度 该一元三次方程求解可得为一实根： 33 212( 1 ) ( )12()( 1 )( 1 )BOBABBAO BACEIL m mCCEIC m mCCCL CCC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hL的计算公式为： nts 23 jhj F N nnnj5 0 0 ( ) ( )CfC f K K K l P C ( N )fL hCT h 1 0 0 0 0 1 5 0 0 0nhFNCfL T hf K K l P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）； nf 速度系数， 1003n if nin为滚动轴承的计算转速（ r/mm） nf 寿命系数，500nnLf nL 等 于 轴 承 的 工 作 期 限 ； 寿命系数，对球轴承 =3，对滚子轴承 =103； Ff 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 .1 1 .3Ff ； NK 功率利用系数，查表 3 3； nK 速度转化系数，查表 3 2； lK 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 2 4 8 6 3 nL h T2 3 2 0 0 3 nL h T3 1 9 8 5 2 nL h T故轴承校核合格 nts 24 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 1 2 3j12081 Sju K K K K NZ m u B n （ MPa） j（ 3-1） 弯曲应力的验算公式为 5 1 2 3w 22 0 8 1 1 0 ()S wjK K K K N M P aZ m B Y n （ 3-2） 式中 N-齿轮传递功率（ KW）， N=dN ； dN-电动机额定功率（ KW）； -从电动机到所计算的齿轮的机械效率； jn-齿轮计算转速（ r/min） ; nts 25 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； SK-寿命系数： S T n N QK K K K KTK-工作期限系数： 160TOnTKmCT-齿轮在机床工作期限（ST）内的总工作时间（ h） ，对于中型机床的齿轮取ST=1500020000h，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； 1n-齿轮的最低转速（ r/min） ; OC-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； nK 速度转化系数，查表 3-2； NK 功率利用系数，查表 3-3； QK 材料强化系数，查表 3-4； SK 的极限值maxSK，minSK见表 3-5，当SKmaxSK时，则取SK=maxSK；当S KminSK时，取SK=minSK； 1K 工作情况系数，中等冲击的主运动，取1K=1.21.6； 2K 动 载荷系数，查表 3-6； 3K 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nts 26 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： 1 3 0 5 6 3 91 4 5 0 1 1 4 8 . 8 6 / m i n2 3 0 3 8 4 1nr 3 71 3 0 5 6 3 9 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 7 2 32 3 0 3 8 4 1 N=dN =5.42kw 1 1 4 8 . 8 6 / m i njn n r3 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 j= 32 0 8 1 1 0 (1 . 0 5 1 ) 1 . 2 1 . 3 1 . 0 4 3 . 7 2 5 . 4 2 11894 1 2 . 2 5 1 . 0 5 2 0 1 1 4 8 . 8 6 MP g g g g ggg j=1250MP 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 1 1 4 8 . 8 6 / m i njn n r3 721 3 0 5 6 3 9 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 7 0 . 6 8 02 3 0 3 8 4 1 N=dN =5.1kw B=15mm u=1 j= 32 0 8 1 1 0 (1 1 ) 1 . 2 1 1 . 0 4 3 . 7 2 5 . 1 9105 0 2 . 5 1 1 5 1 1 4 8 . 8 6 MP g g g g ggg j=1250MP 故此齿轮合格 验算 63 3的齿轮： 63 3齿轮采用整淬 1 1 4 8 . 8 6 / m i njn n r3 721 3 0 5 6 3 9 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 7 0 . 6 8 02 3 0 3 8 4 1 N=dN =5.1kw B=10mm u=4 j= 32 0 8 1 1 0 ( 4 1 ) 1 . 2 1 1 . 0 4 3 . 7 2 5 . 1 5586 3 3 4 1 0 1 1 4 8 . 8 6 MP g g g g ggg j=1250MP 故此齿轮合格 nts 27 验算 44 2齿轮： 44 2齿轮采用整淬 1 1 4 8 . 8 6 / m i njn n r3 721 3 0 5 6 3 9 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 7 0 . 6 8 02 3 0 3 8 4 1 N=dN =5.1kw B=10mm u=1 j= 32 0 8 1 1 0 (1 1 ) 1 . 2 1 1 . 0 4 3 . 7 2 5 . 1 12394 4 2 1 1 5 1 1 4 8 . 8 6 MP g g g g ggg j=1250MP 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（ 4mm ） 花键轴 42 4( ) ( ) ()64d b N D d D dI m m g= 42 443 2 6 8 ( 3 6 3 2 ) ( 3 6 3 2 ) 6 . 5 3 4 1 064 mm ggnts 28 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： 4jN9 5 5 1 0 ( N m m )nM g扭= 445 . 4 29 5 5 1 0 4 . 5 1 1 01 1 4 8 . 8 6 N m m g式中 N 该轴传递的最大功率（ kw） ; jn 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tP： 4 32 2 4 . 5 1 1 0N 1 . 8 0 4 1 0 ND 5 0tMP 扭 （ ） 式中 D 齿轮节圆直径（ mm） ,D=mZ。 齿轮的径向力rP： ( ) / c o s ( ) 9 0 2rtP P t g N N g式中 为齿轮的啮合角； 齿面摩擦角； 齿轮的螺旋角； 22()0 . 1 MTd m m=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： m a x228 , ( )()nj y j yM M P aD d l N K 式中 maxnM 花键传递的最大转矩（ Nmmg ）； D、 d 花键