车床主轴箱CA6140的设计

摘 要伴随着国民经济的快速发展，机械行业的市场呈现出一片光明的景象，国外的先进技术和经验我们通过消化吸收，将其优点转化成我们的优势资源，利用其优点我们将在制造业中占有一席之地。主轴箱是机床中的重要零部件，它承担着整台机床动力传动的任务，机床的工作效率也受主轴箱的好坏影响，由此可见主轴箱的重要程度。在机械行业中，CA6140 机床为主体的切割机，已广泛应用于零件加工行业，这样的设计主要是为 CA6140 车床主轴箱设计，设计内容包括确定主参数，传输方案及驱动系统图，主要部分是通过使用二维绘图软件设计和零部件加工计算。关键词: CA6140； 机床； 主轴箱； 零件AbstractWith the rapid development of machinery industry, the market is bright, through the digestion and absorption of foreign advanced technology and experience to the advantage of our resources into, and thus a place in the manufacturing sector. Machine tool spindle box is an important component, it bears the entire power transmission task machine tools, spindle box also directly affects good and bad machines efficiency, can be imagined importance spindle box.In machinery industry, the CA6140 machine as the main cutting machine, has been widely applied in the industry of parts processing, this design is mainly for CA6140 lathe spindle box design, determination of main parameters design content including machine tools, transmission scheme and drive system chart of the main parts is calculated by using two-dimensional drawing software to design and parts processing Key words: CA6140; Mahine tools; Spindle box; parts目 录第一章 引言 .1第二章 机床的规格和用途 .2第三章 主要技术参数 .3第四章 拟定传动方案和传动系统图 .54.1 极限转速的确定 .54.2 公比的确定 .54.3 主轴转速级数 Z 的求算 .54.4 结构网或结构式的确定 .54.5 转速图的绘制 .5第五章 计算和验算主要设计零件 .75.1 主轴箱的箱体 .75.2. 设计 I 轴及轴上零件 .85.2.1 计算普通 V 带传动 .85.2.2 计算多片式摩擦离合器 .105.2.3 验算齿轮 .125.2.4 验算传动轴 .145.2.5 疲劳强度校核 轴承 .165.3. 设计轴及轴上零件 .175.3.1 验算齿轮 .175.3.2 验算传动轴 .205.3.3 验算轴组件的刚度 .22 5.4 轴及轴上零件设计 .245.4.1 验算齿轮 .245.4.2 验算传动轴 .275.4.3 验算轴组件的刚度 .295.5 设计轴及轴上零件 .325.5.1 验算齿轮 .325.5.2 验算传动轴 .355.5.3 验算轴组件的刚度 .365.6. 设计轴及轴上零件 .365.6.1 验算齿轮 .375.6.2 验算传动轴 .385.6.3 验算轴组件的刚度 .39总结 .40参考文献 .41致谢 .42沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第一章 引言1第一章 引言普通车床又称为卧式车床，因其主轴以水平方式放置的缘故，而被称为卧式车床，是车床中应用最广泛的一种，约占总数的 65%。主要部件有：主轴箱、进给箱、溜板箱、刀架、尾架、光杠、丝杠和床身。主轴箱：主电机旋转经过一系列的变速机构，从一开始转正，负 2 种不同转向，使主轴得到需要，在同一时间进给箱接收主轴箱分离的力量，是主轴箱的任务。主轴是主轴箱的关键部件。直接影响工件的加工质量是在轴承运行稳定性是主要因素，减小主轴的旋转精度，是减少使用机床的价值。进给箱：被安装在进给箱中的变速机构，是调节进给运动的，其馈送或间距可以通过变速机构来调节，刀架接收通过光杠或丝杠传递的运动。溜板箱：作为车床进给运动控制箱实际上是滑板箱，被固定在刀架底部，可以和刀架一同进行做纵向、横向进给、快速移动或螺纹加工。为了方便操作机床，各种操作手柄和按钮被装在溜板箱上。沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第二章 机床的规格和用途2第二章 机床的规格和用途主轴箱、进给箱、溜板箱、刀架、尾架、光杠、丝杠和床身是组成 CA6140 车床的组成部。滚动轴承作为的主轴三支撑；双轴滑移共用齿轮机构作为进给系统；用十字手柄操作纵向与横向进给，伴有快速电机。刚性强，功率高，操作简洁是此机床的特点。CA6140 机床广泛的应用于机械加工行业中。加工公制、英制、模数和径节螺纹均可用 CA6140 车床进行。沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第三章 主要技术参数3第三章 技术参数工件最大回转直径：在床面上 m40在床鞍上 21工件最大长度： m20157主轴孔径： 48主轴前端孔锥度： 主轴转速范围：正传 min/r140反传 58加工螺纹范围：公制 192模数 480.5径节 径节6进给量范围：细化 r/m0.54.28 纵向正常 19加大 r/6.37细化 024横向正常 r/ .9 加大 m316.8刀架快速移动速度：纵向 in/4横向主电机：功率 kw7.5转速 min/r140沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第三章 主要技术参数4快速电机：功率 w370转速 min/r26冷却泵：功率 90流量 L/in25工件最大长度为 的机床：10外形尺寸毫米 mm968重量约 kg2沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第四章 拟定传动方案和传动系统图5第四章 拟定传动方案和传动系统图4.1 极限转速为主轴最小转速（ ）, 1400mm/s 为最大转速（ ），10m/smin maxn转速调整范围。4=nRiax4.2 公比是主轴转速数列的公比1.24.3 主轴转速级数 Z24=1+lgRn/Z4.4 结构式2434.5 画转速图（1）所选电动机无特殊要求，用 Y 系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机，来作为金属切削机床的驱动。Y 系列电动机效率高，节能，噪声小，振动小，起动转矩大，运行安全，选择 Y160M - 4 是根据机床来确定，1500 转/ 分的同步转速。（2）总降速传动比是总降速传动比，主轴最低转速 nmin，通过增加定比传3106.7/n=uIdmi动副，来减少齿轮和及径向与轴向尺寸，从而使总降速传动比分担开来。串联的各变速组中的最小传动比是由总降速传动比按“先缓后急”的递减原则分配来的。（3）传动轴轴数沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第四章 拟定传动方案和传动系统图6传动轴数 6=（4）画转速图画转速图可用传动轴数、主轴转速级数格距。在图上，电动机转速到主轴最低转速的总降速比是先分配的， 在串联的双轴传动间. 各变速组的传1)min+ku(动比射线按结构式的级比分配规律画上，传动副的传动比就确定了。见图1，CA6140 主轴运动转速图。沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第四章 拟定传动方案和传动系统图7图 1 CA6140 主轴运动转速 图沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 计算和验算主要设计零件8第五章 计算和验算主要设计零件5.1 箱体 主轴箱中包含主轴、变速机构、操作机构和润滑系统等。确保运动参数和较高的传动效率是主轴箱应该做到的，充足的强度，较低噪声，操作方便，良好的工艺性传动件是传动件应具备的特性。这种设计材料的选择中等强度，灰铸铁 HT150 及 HT200 最为最广泛, HT200 为选用材料，根据其外形轮廓尺寸(长宽 高)选取最小壁厚，体积小于 500500300 ，壁厚选取 8-12mm；3m体积大于 500500 300-800500500 ，壁厚选取 10-15mm；3体积大于 800800500 ，壁厚选取 12-20mm。3扭转刚度下降 10%-20%是受到箱体轴承孔的影响，导致弯曲刚度大幅下降，通过用凸台和加强筋来补足因开口而受到削弱的刚度；还可适当增加壁厚来进一步保证。支撑和定位的作用是身在主轴箱。在主轴箱中，有通过安装孔位置可以完成 15根轴的定位，从而，确定盒体上的安装孔的位置是非常重要的。考虑到安装之间的齿轮啮合并相互干扰是决定轴孔的位置，在箱主体的主要问题由轴安装孔的位置测定每个以适应齿轮和变位系数的中心距来画，计算公式为：) （5-1) ym+d21(/=a)05.7.3856(-94=/402.(-05/1+39=m.05(-8=2/4166(-4/+58=2(-沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 计算和验算主要设计零件96m=2/3+(=-585因此得出箱体上各轴安装孔的位置，见图 2，安装孔位置图图 2 安装孔位置图不同类型的机床，定位安装主轴传动方式也有所不同，是固定的，移动的。在箱上的两个小垂直平面座的平面底部的盒子，以及压力板的底部固定有螺栓，称为固定式。单件式铸造成型是其轴箱体，由于安装的需要进行了相应的调整，以在箱体的底部。通过床的整体设计、使用喜好颜色的人，以确定框的颜色，框具有保留详见身体部位在图中的空间。5.2. 设计 I 轴及轴上零件5.2.1 计算普通 V 带传动普通 V 带应保证带传动不打滑和能够提供的最大功率和疲劳强度、寿命必须满足 沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 计算和验算主要设计零件10设计功率 （kW）， （5-2）dAPK其中 ，工况系数A通过机床设计指导，得 1.1；1.2.dkW130mm；1带速 1/(60)9.86/dvnmsv230 mm；2d1000mm 初选中心距， 表示, 可从总体布局的。 过小，带弯曲数增加；0a00a相反，易振动。(5-3)210120()2()7.54dddnL ma通过机床设计指导得,带基准长度 ;8F40 为带挠曲次数， 表示；7.4=1mv/1s实际中心距 2aAB1()08.74ddL2158dB故 20.7.03am小带轮包角 1211sin54.092da 通过机床设计指导得,单根 V 带的基本额定功率 ；.8kW=P1V 带基本额定功率增量 1()buPK其中 ，弯曲影响系数,bK3.0，传动比系数,1.12u故 ；10.6P带的根数 1()dLPzK沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 计算和验算主要设计零件11其中 ，包角修正系数，0.93；K，带长修正系数，1.01；L故 12.3.89(.806)91.0z圆 z 取 4；单根带初拉力 （5-20.5()daPFqvvzK4）q 是带每米重量，0.10；由上得 0F58.23N轴受带的压力，见图 3，带对轴压力图图 3 带对轴压力图（5-10 154.092sin258.sin3.82QFz N5）5.2.2 计算多片式摩擦离合器对于片式摩擦离合器的设计，首先根据机床结构选择离合器的尺寸，确定为轴沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 计算和验算主要设计零件12装式时，外摩擦片的内径 d 比小 26mm，而离合器的径向和轴向尺寸由内部摩擦片整体直径 d 确定，d 会影响主轴箱内部布局结构都会，所以应正确选取。计算摩擦片对数bp （5-2MnK/fZ20D6）其中 Mn，扭矩；Mn955 / 1.28 ;410dNjn510Nd，额定功率；，计算转速；jn，传动效率；K，安全系数，取 1.31.5；f，摩擦系数，磨擦片材质是淬火钢，通过机床设计指导得，f=0.08；，平均直径;0D；67m/2d+(=B，接触宽度；3/-b，许用压强；p 0tvKmz0.86，基本许用压强，通过机床设计指导，得 1.1；0t，速度修正系数。v p02Dn/641)/s5(.=平均圆周速度 ，通过 机床设计指导得 1.00；v，接合次数修正系数，通过机床设计指导 得 1.00；mK，摩擦结合面数修正系数，通过机床设计指导 得 0.76。zbp11 2Mn/fZ20D按空载功率损耗 可确定卧式车床反向离合器所传递的扭矩，kP0.4 4.4 kdN摩擦离合器的轴向压紧力 Q 可最后确定，计算如下：沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 计算和验算主要设计零件13Q= b (N)3.570tp2DvK510符号意义同上。选择所述衬里的厚度通常为 1、1.5、1.75、2（mm），0.20.4（mm），用于内外层分离的最大间隙，常用 10 或 15 钢摩擦片材料，衬里应该已高耐磨损性，较大的摩擦系数，良好的耐高温性，0.30.5（mm）的表面渗碳,及 HRC5262 的淬火硬度。图 4 多片式摩擦离合器图。5.2.3 齿轮的验算检查齿轮的强度，应选择相同的模承载的最大最小齿轮，接触应力的齿数和弯曲应力计算。通用齿轮齿面接触应力计算的高速传输，齿轮齿根弯曲应力计算低速驱动。在硬齿面，软核渗碳齿轮淬火，一定要检查齿根弯曲应力验算接触应力的公式如下 （5-123j2081SjuKNZmBnMPaj7）验算弯曲应力的公如下（5-5123w208()SwjKNPaZBYn沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 计算和验算主要设计零件148）其中 N，传递功率， ；=dN（5-160TOnKmC9）T，工作期限（ ）内齿轮总工作时间（ h）， ，同一变速S ST20h15=组 总工作时间 。 ，/PsP，传动副数； ，最低转速；1n，基准循环次数；（以下均参见机床设计指导 ）OCM，疲劳曲线指数；，速度转化系数；nK，功率利用系数；N，材料强化系数；Q是 极限值， ，当 时， = ；当 时，maxSSminSKaxSSKSmaxinSK S= ；in，工作情况系数，中等冲击主运动， ；1K1.62，动载荷系数；2，齿向载荷分布系数；3Y，标准齿轮齿形系数； ，许用接触应力；j ，许用弯曲应力）。w验算， 或 不合格时，最初选择的材料或热处理方法可以改变，也不能满足，jw齿宽再次调整或齿模数的选择。采用整淬的方式对 I 轴上的齿轮进行热处理。传至 I 轴时最大转速：13082/mindnr.9.51沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 计算和验算主要设计零件15=Nd5.62kw80/minjnr3离合器两齿轮，齿数最少 为，齿宽.51.05=u2mB=j32081(.01).23.0475.68.5. 8MPAAjMP符合要求。验算 的齿轮：2.56= j3081(.01).2043.7562910. 8MPAAj1250P=符合强度要求，见图 5，齿轮图。图 5 齿轮图5.2.4 验算传动轴传动轴的方面，除了过载轴，强度，其他不必，通常仅刚度检查。计算花轴键轴抗弯断面惯性矩 I7.42*10 4mm4 (5-10） 424()()6dbNDdI mA沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 计算和验算主要设计零件16其中 d，小径；I，大径；b，键宽；N，键数；计算弯曲载荷，最大扭矩通常采取的险段：= （5-4j9510(Nm)nMA扭 445.62910.108NmA11）其中 N，最大功率；，计算转速；jn齿轮的输入扭矩和齿轮圆周力和径向力的输出转矩，齿轮圆周力是在轴弯曲载荷 （5-4326.5102.NDtMP扭12）其中 D，直径 。mZ=径向力 ：rP（5-()/cos()rtgNA13）其中 ，啮合角 ；20，齿面摩擦角 ；5.7，螺旋角 0故 3.1.rtPN验算侧挤压应力挤压应力为：（5-max28,()()njy jyMPaDdlNK14）其中 ，传递的最大转矩；maxn沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 计算和验算主要设计零件17D，大径；D，小径；L，工作长度，；N，键数；K，载荷分布不均匀系数 ； 0.874286.513.620()(3)jy jyMPaPa故合格，见图 6，花键轴图图 6 花键轴图5.2.5 疲劳强度校核轴承滚动轴承为传动轴，导致无法工作的原因是疲劳破坏，所以需要疲劳验算。计算额定寿命 的公式：hL2 （5-）（ KlPf50NFnCk)(hT15） 或按计算符合 Cj 的计算公式进行计算：（5-)(nlfNFhj 16）其中 Ln，定寿命；沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 计算和验算主要设计零件18Cj，计算动载荷；T，工作期限，取 10000-15000 小时。C，额定负载,，速度系数， ， ，计算转速 nf 103nifin，寿命系数， ，nf 5nLfn等 于 轴 承 的 工 作 期 限 ；，寿命系数，球轴承 等于 3，滚子轴承 等于 ；103，工作情况系数， ；Ff 1.Ff，功率利用系数；NK，速度转化系数；n齿轮轮换工作系数；l当量动载荷用；P124863nLhT0395n故合格。5.3. 设计轴及轴上零件5.3.1 验算齿轮检查齿轮的强度，应选择相同的模承载的最大最小齿轮，接触应力的齿数和弯曲应力计算。通用齿轮齿面接触应力计算的高速传输，齿轮齿根弯曲应力计算低速驱动。在硬齿面，软核渗碳齿轮淬火，一定要检查齿根弯曲应力验算接触应力: （MPa） （5-123j2081SjuKNZmBn j17）验算弯曲应力：沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 计算和验算主要设计零件19（5-5123w208()SwjKNMPaZmBYn18） ；=NdU，齿数之比（大齿轮与小齿轮），当 u 大于等于 1，“+”号外啮合，“-”号内啮合；， 寿命系数：SKTnNQK其中 代表工作期限系数：（5-160TOmC19）T，工作期限（ ）内齿轮总工作时间（ h）， ，同一变速S ST20h15=组 总工作时间 /Ps是 极限值， ，当 时， = ；当 时，maxSKSminSKaxSSKSmaxinSK S= ；in验算， 或 不合格时，最初选择的材料或热处理方法可以改变，也不能满足，jw齿宽再次调整或齿模数的选择。采用整淬的方式对双联滑移齿轮热处理。传至轴时最大转速为：13056427.8/minnr36.90.9208.5=m=5.77kwNd1207.8/injnr3双联滑移齿轮，齿数最少 ，齿宽 2.5314m=B.05u沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 计算和验算主要设计零件20 j32081(.051).23.04725.19.82. 8MPAAj1250P=符合标准。验算齿轮 ：.39采用整淬 1207.8/minjnr3756.90.61=Ndkw4=Bu j32081().23.57102.949.5108MPAAj1250P=齿轮合格。验算齿轮 ：.采用整淬 1207.8/minjnr372569.0.90.684=Ndkw1=Bu4j32081().3.51927.542078MPAAj1250P=齿轮合格。验算齿轮 ：.3采用整淬 1207.8/minjnr3756.90.68=Ndkw14=Buj32081().23.51.24.5078MPAAj1250P=齿轮合格。沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 计算和验算主要设计零件215.3.2 验算传动轴传动轴的方面，除了过载轴，强度，其他不必，通常仅刚度检查。计算花轴键的轴抗弯断面惯性矩 I 如下7.42*10 4mm4 （5-424()()6dbNDdI mA20） 计算弯曲载荷，最大扭矩通常采取的险段：（5-4j9510(N)nMA扭 445.2910.1086NmA21）齿轮的输入扭矩和齿轮圆周力和径向力的输出转矩，齿轮圆周力是在轴弯曲载荷 （5-432.510.81DtP扭 （ ）22）齿轮的径向力 ：r（5-()/cos()902rtPgNA23）（5-22()0.1MTdm7.86=24）符合条件。验算侧挤压应力侧表面的挤压应力：（5-max28,()()njy jyMPaDdlNK25）428.5102.20()(36)7jy jyMaPaA故合格，见图 7，花键轴图沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 计算和验算主要设计零件22图 7 花键轴图5.3.3 验算轴组件的刚度具有在主轴部件的刚度有很大的影响是跨度，画主轴组件的结构后，计算合理跨距 L。，对图的修改更加有力，L。远小于跨距时，三支撑结构应被考虑。主轴组件的灵活性式系统在主井和灵活性的轴承两相叠加主轴终点 C，极值公是（5-3610oBOBAEIlCL26）其中 L。，合理跨距；C ，主轴悬伸梁；，后支撑轴承刚度；A，前支撑轴承刚度；B求解可得一实根：3321()()1BOABAOEILmCLC并 且沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 计算和验算主要设计零件23滚动轴承为传动轴，导致无法工作的原因是疲劳破坏，所以需要疲劳验算。计算额定寿命 的公式：hL（5-）（ KlPf50NFnCk27） 按符合 的公式计算：j（5-)(CnlfCNFhj 28）124863nLT0h395n故合格，见图 8，轴承图图 8 轴承图5.4 设计轴及轴上零件沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 计算和验算主要设计零件245.4.1 验算齿轮.1 验算齿轮检查齿轮的强度，应选择相同的模承载的最大最小齿轮，接触应力的齿数和弯曲应力计算。通用齿轮齿面接触应力计算的高速传输，齿轮齿根弯曲应力计算低速驱动。在硬齿面，软核渗碳齿轮淬火，一定要检查齿根弯曲应力。验算接触应力： （5-29）123j2081SjuKNZmBnMPaj验算弯曲应力：（5-5123w208()SwjaYn30）U 齿数之比，当 u 大于等于 1，“+”号外啮合，“-”号内啮合；STnNQK（5-160OmC31），同一变速组 ，总工作时间ST20h15= /PT=s是 极限值， ，当 时， = ；当 时，maxKSminSKaxSSKSmaxinSK S= ；Sin验算， 或 不合格时，最初选择的材料或热处理方法可以改变，也不能满足，jw齿宽再次调整或齿模数的选择。采用整淬的方式对三联滑移齿轮热处理传至三轴时的最大转速为：1305694148.6/min2nr37.0.238=Nd54kw沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 计算和验算主要设计零件25148.6/minjnr3三联滑移齿轮，齿数最少 ，齿宽 2.5112m=B1.05uj320(.0)3.0475.8941.5.86MPAAj120P=符合标准。验算 齿轮：.5齿轮采用整淬20148.6/minjnr372590.0.9.682=Ndkw15=Buj381().43.190502.86MPAAj1250P=故合格。验算 齿轮：36齿轮采用整淬148.6/minjnr372059.0.90.682=Ndkw 1=B4uj32081(4).2043.75186186MPAAj1250P故合格验算 齿轮：4齿轮采用整淬218.6/minjnr372059.0.90.6824=Ndkw1=B沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 计算和验算主要设计零件261=uj3208(1).2043.75129486MPAAj1250P=故合格，见图 9，齿轮图。图 9 齿轮图5.4.2 验算传动轴传动轴的方面，除了过载轴，强度，其他不必，通常仅刚度检查。计算花轴键的轴抗弯断面惯性矩 I 424()()6dbNDdI mA（5-=4 2432.83.83.7.10m32）计算弯曲载荷，最大扭矩通常采取的险段：（5-4jN9510(m)nMA扭 445.2910.1086NA33）齿轮的输入扭矩和齿轮圆周力和径向力的输出转矩，齿轮圆周力是在轴弯曲载沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 计算和验算主要设计零件27荷 （5-432.510N.81NDtMP扭 （ ）34）齿轮的径向力 ：r()/cos()902rtPgA（5-220.1MTdm7.86=35）符合条件。验算侧挤压应力侧表面的挤压应力：（5-max28,()()njy jyMPaDdlNK36）K 取 0.70.8; 428.5102.20()(36)7jy jyMPaPaA故合格，见图 10，三轴花键图。沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 计算和验算主要设计零件28图 10 三轴花键图5.4.3 验算轴组件的刚度具有在主轴部件的刚度有很大的影响是跨度，画主轴组件的结构后，计算合理跨距 L。，对图的修改更加有力，L。远小于跨距时，三支撑结构应被考虑。主轴组件的灵活性式系统在主井和灵活性的轴承两相叠加主轴终点 C，极值公是（5-3610oBOBAEIlCL37） 求解可得一实根：3321()()1BOABAOCEILmLC并 且滚动轴承为传动轴，导致无法工作的原因是疲劳破坏，所以需要疲劳验算。计算额定寿命 的公式：h（5-）（ KlPf50NFnCLk38） 或按符合 Cj 的公式计算：（5-)(nlfNFhj 39）；hT150；.3Ff12486nLT沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 计算和验算主要设计零件29230nLhT1985故合格，见图 11，轴承图。图 11 轴承图5.5 设计轴及轴上零件5.5.1 验算齿轮检查齿轮的强度，应选择相同的模承载的最大最小齿轮，接触应力的齿数和弯曲应力计算。通用齿轮齿面接触应力计算的高速传输，齿轮齿根弯曲应力计算低速驱动。在硬齿面，软核渗碳齿轮淬火，一定要检查齿根弯曲应力。验算接触应力： （5-123j2081SjuKNZmBn)MPa(j40）验算弯曲应力：沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 计算和验算主要设计零件30（5-5123w208()SwjKNMPaZmBYn41）U，齿数之比，当 u 大于等于 1，“+”号外啮合，“-”号内啮合；寿命系数用 表示：SKTnNQ其中 代表工作期限系数：(5-42)160TOKmC取 =1500020000h，同一变速组，总工作时间 ，S =TS/P是 极限值， ，当 时， = ；当 时，maxminSaxSKSmaxKinS SK= ；SKin为中等冲击主运动， =1.21.6；1 1验算， 或 不合格时，最初选择的材料或热处理方法可以改变，也不能满足，jw齿宽再次调整或齿模数的选择。采用整淬方式直齿齿轮热处理传至轴时的最大转速为140/min8n r37.9.232=NdA5.4kw10/minjnr3模数与齿数为 齿轮，齿宽 220=B1.05=uj38(.51).3.472MPj20MP=符合标准。验算 齿轮：58沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 计算和验算主要设计零件31齿轮采用整淬258140/minjnr3725202658.90.90.688=Nd.kw =B 1uj3201()1.2.4325.3580MPj1250P=故合格，见图 12，齿轮图。图 12 齿轮图5.5.2 验算传动轴传动轴的方面，除了过载轴，强度，其他不必，通常仅刚度检查。计算花轴键的轴抗弯断面惯性矩 I 如下424()()6dbNDdI mA（5-4 242363.710mA43）计算弯曲载荷，最大扭矩通常采取的险段：沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 计算和验算主要设计零件32= （5-4jN9510(m)nMA扭 465.2910.180NmA44）齿轮的输入扭矩和齿轮圆周力和径向力的输出转矩，齿轮圆周力是在轴弯曲载荷 （5-6525.180N2.31NDtP扭 （ ）45）齿轮径向力 ：r（5-()/cos()103rtPgA46）=22.32mm （5-22()0.1MTdm47）符合条件。验算花键轴键侧挤压应力工作在花键键侧表面的挤压应力：（5-max28,()()njy jyMPaDdlNK48）K 取 0.70.8； 6285.1014.20()(3).7jy jyPaMPa故合格，见图 13，花键轴图,沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 计算和验算主要设计零件33图 13 花键轴图5.5.3 轴组件的刚度验算具有在主轴部件的刚度有很大的影响是跨度，画主轴组件的结构后，计算合理跨距 L。，对图的修改更加有力，L。远小于跨距时，三支撑结构应被考虑。主轴组件的灵活性式系统在主井和灵活性的轴承两相叠加主轴终点 C，极值公是（5-3610oBOBAEIlCL49）其中 ，后支撑轴承刚度；AC，前支撑轴承刚度；B求解可得一实根：沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 计算和验算主要设计零件343321()()1BOABAOCEILmLC并 且滚动轴承为传动轴，导致无法工作的原因是疲劳破坏，所以需要疲劳验算。计算额定寿命 的公式：h（5-）（ KlPf50NFnCLk50） 或按符合 Cj 的公式计算：（5-)(nlfNFhj 51）150-=T；.3Ff126nLh05T387n故合格，见图 14，轴承图沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 计算和验算主要设计零件35图 14 轴承图5.6. 传动系统的轴及轴上零件设计5.6.1 齿轮的验算检查齿轮的强度，应选择相同的模承载的最大最小齿轮，接触应力的齿数和弯曲应力计算。通用齿轮齿面接触应力计算的高速传输，齿轮齿根弯曲应力计算低速驱动。在硬齿面，软核渗碳齿轮淬火，一定要检查齿根弯曲应力。验算接触应力： （5-52） 123j2081SjuKNZmBn )MPa(j验算弯曲应力：（5-5123w208()SwjaYn53） U 代表齿数之比（大齿轮与小齿轮），当 u 大于等于 1，“+”号外啮合，“-”号内啮合；寿命系数用 表示：SKTnNQ沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 计算和验算主要设计零件36其中 代表工作期限系数：TK（5-160OnmC54）取 = ，同一变速组，总工作时间 ，ST20h15 =TS/P是 极限值， ，当 时， = ；当 时，maxKminSKaxSSKSmaxinK S= ；Sin；1.62验算， 或 不合格时，最初选择的材料或热处理方法可以改变，也不能满足，jw齿宽再次调整或齿模数的选择。采用调质处理的方式对轴上的斜齿轮进行热处理传至五轴时的最大转速为：130569051448.6/min284n r39.0.723=Nd5.kw1486/minjnr3斜齿轮，齿宽 263=B1.05=uj30(.05)1.24372.413048.6MPAAj1560P=故符合标准，见图 15，斜齿轮图沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 计算和验算主要设计零件37图 15 斜齿轮图齿轮验算：2.580采用调质热处理对 802.5 齿轮148.6/minjnr39205902.80.70.1842=Nd.kw 6=Bu=j3081()1.243.56052.58MPAAj1250P=故合格，见图 16，斜齿轮图，图 16 斜齿轮图齿轮,验算 齿轮：2.502.50沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 计算和验算主要设计零件38采用调质热处理对 齿轮2.501486/minjnr3929.80.70.68205=Nd.kw 1=B4uj32081(4).2043.7518.5186MPAAj1250P=齿轮合格。见图 17，齿轮图。图 17 齿轮图5.6.2 传动轴的验算传动轴的方面，除了过载轴，强度，其他不必，通常仅刚度检查。计算花轴键的轴抗弯断面惯性矩 I 如下，424()()6dbNDdI mA(5-4 26435125351.0mA53）计算弯曲载荷，最大扭矩通常采取的险段：沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 计算和验算主要设计零件39（5-4jN9510(m)nMA扭 4615290.108.NmA54）其中 N，最大功率；，计算转速；jn齿轮的输入扭矩和齿轮圆周力和径向力的输出转矩，齿轮圆周力是在轴弯曲载荷 （5-55）6421.20N5.1NDtMP扭 （ ）其中 D