CA6140机床主轴箱的设计

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。 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）- 101400 转/分 反传（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：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）-266810001190 毫米重量约-2000 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 nmin 为 10mm/s,最高转速 nmax 为 1400mm/s，转速调整范围为 Rn=nmax/nmin=142.确定公比选定主轴转速数列的公比为 1.123.求出主轴转速级数 ZZ=lgRn/lg+1= lg14/lg1.12+1=244.确定结构网或结构式24=23225.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=10/15006.6710 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(kk+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。CA6140 传动系统图 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( )3m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：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）/22.25=105.75mm中心距-=（50+34）/22.25=94.5mm中心距-=（30+34）/22.25=72mm中心距-=（39+41）/22.25=90mm中心距-=（50+50）/22.5=125mm中心距-=（44+44）/22=88mm中心距-=（26+58）/24=168mm中心距-=（58+26）/22=84mm中心距-=（58+58）/22=116mm中心距-=（33+33）/22=66mm中心距-=（25+33）/22=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 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 （kW）dAPK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 1.2.dkW小带轮基准直径 为 130mm；1d带速 ；v 1/(60)9.86/nmsv大带轮基准直径 为 230 mm；2d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0a0a0a0a大，易引起振动。带基准长度210120()2()7.54dddnL m查机床设计指导（任殿阁，张佩勤 主编）表 2-7，取 2800mm;0dL带挠曲次数 1000mv/ =7.04 40 ；0d1s实际中心距 2aAB12()8.74ddL21508d故 210.7.3am小带轮包角 121180sin54.092da 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 2-8，1P取 2.28kW；单根 V 带的基本额定功率增量 1()buKn弯曲影响系数，查表 2-9，取bK31.0传动比系数，查表 2-10，取 1.12u故 ；10.6P带的根数 1()dLzK包角修正系数，查表 2-11，取 0.93；带长修正系数，查表 2-12，取 1.01；L故 12.3.89(.806)91.0z圆整 z 取 4；单根带初拉力 20.5()daPFqvvzKq带每米长质量，查表 2-13，取 0.10；故 58.23N0带对轴压力 10 154.092sin258.3sin3.82QFz N5.2.2 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 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Z2MnK/ f bp20D式中 Mn摩擦离合器所传递的扭矩（Nmm）；Mn955 / 955 110.98/8001.28 （Nmm）;41dNjn410510Nd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）；jn从电动机到离合器轴的传动效率；K安全系数，一般取 1.31.5；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）;0D=（D+d）/267mm;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/ ）；p2m 1.11.001.000.760.8360tvKmz基本许用压强（MPa），查机床设计指导表 2-15，取 1.1；0t速度修正系数v n/6 =2.5（m/s）p02D41根据平均圆周速度 查机床设计指导表 2-16，取 1.00；pv接合次数修正系数，查机床设计指导表 2-17，取 1.00；mK摩擦结合面数修正系数，查机床设计指导表 2-18，取 0.76。z所以 Z2MnK/ f bp21.28 1.4/（3.140.08 230.83611 20D510267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kP0.4 0.4114.4 kPdN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)1.13.14 231.003.570tp2DvK267510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0.20.4（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 0.30.5（mm）,淬火硬度达 HRC5262。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（MPa） （3-1）123j2081SjuKNZmBn j弯曲应力的验算公式为（3-2）5123w()SwjMPaY式中 N-齿轮传递功率（KW），N= ；dN160TOnKmCT-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ST=1500020000h，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S ST速组的传动副数； -齿轮的最低转速（r/min）;1n-基准循环次数；查表 3-1（以下均参见机床设计指导）OCm疲劳曲线指数，查表 3-1；速度转化系数，查表 3-2；nK功率利用系数，查表 3-3；NK材料强化系数，查表 3-4；Q的极限值 ， 见表 3-5，当 时，则取 = ；当 SmaxSinSKSKmaxSKmaxS时，取 = ；minKin工作情况系数，中等冲击的主运动，取 =1.21.6；1 1动载荷系数，查表 3-6；2齿向载荷分布系数，查表 3-9；3KY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jw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：13082/mindnr.9.51N= =5.625kwdN820/injnr3在离合器两齿轮中齿数最少的齿轮为 502.25，且齿宽为 B=12mmu=1.05= =1250MPj32081(.051).23.04725.6108.55. 8MPAAj符合强度要求。验算 562.25 的齿轮：= =1250MPj32081(.051).2043.756291056. 8PAAj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（ ）4m花键轴 =424()()6dbNDdIA4 2432.68(32.)(83.7.10m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：=4j9510(m)nMA扭 445.62910.108NmA式中 N该轴传递的最大功率（kw）;该轴的计算转速（ r/min）。jn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 4326.5102.NDtP扭式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力 ：rP()/cos()rtgNA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 N3.51.0rtP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： max28,()()njy jyMPaDdlNK式中 花键传递的最大转矩（ ）；axn NmAD、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；4286.5103.620()(3)7jy jyMPaPa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。其额定寿命的计算公式为：hLjhjFNnnj50()()CfKlP() Lh T105nFfThl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） nf 103nifi寿命系数， nf 50nnLf等 于 轴 承 的 工 作 期 限 ；寿命系数，对球轴承 =3，对滚子轴承 = ；103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Ff数机床）， ；1.3功率利用系数，查表 33；NK速度转化系数，查表 32；n齿轮轮换工作系数，查机床设计手册；lP当量动载荷，按机床设计手册。124863nLhT0395n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（MPa） （3-1）123j2081SjuKNZmBn j弯曲应力的验算公式为（3-2）5123w()SwjMPaY式中 N-齿轮传递功率（KW），N= ；d-电动机额定功率（KW）；dN-从电动机到所计算的齿轮的机械效率；-齿轮计算转速（r/min）;jnm-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，u1，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合；-寿命系数：SKTnNQ-工作期限系数： 160TOmCT-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ST=1500020000h，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 ST传动副数； -齿轮的最低转速（r/min）;1n-基准循环次数；查表 3-1（以下均参见机床设计指导）OCm疲劳曲线指数，查表 3-1；速度转化系数，查表 3-2；nK功率利用系数，查表 3-3；N材料强化系数，查表 3-4；Q的极限值 ， 见表 3-5，当 时，则取 = ；当 SmaxSinSKSKmaxSKmaxS时，取 = ；minSKSminK工作情况系数，中等冲击的主运动，取 =1.21.6；1 1K动载荷系数，查表 3-6；2齿向载荷分布系数，查表 3-9；3Y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jw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： 13056427.8/minnr36.98.92m=2.25N= =5.77kwdN1207.8/minjnr3在双联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为 382.25，且齿宽为 B=14mmu=1.05= =1250MPj32081(.051).23.04725.19.82. 8MPAAj故双联滑移齿轮符合标准验算 392.25 的齿轮：392.25 齿轮采用整淬1207.8/minjnr3756.90.61N= =5.71kw B=14mm u=1 dN= =1250MPj32081().243.751027.949.5108MPAAj故此齿轮合格验算 222.25 的齿轮：222.25 齿轮采用整淬1207.8/minjnr372569.0.90.684N= =5.1kw B=14mm u=4dN= =1250MPj32081()1.243.75192.4.508MPAAj故此齿轮合格验算 302.25 齿轮：302.25 齿轮采用整淬1207.8/minjnr3756.90.68N= =5.1kw B=14mm u=1dN= =1250MPj32081()1.243.751.24.508MPAAj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（ ）4m花键轴 =424()()6dbNDdI mA4 243268(3)().5310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：=4j9510(m)nMA扭 445.2910.1086NmA式中 N该轴传递的最大功率（kw）;该轴的计算转速（ r/min）。jn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 ：tP432.510N.81NDtMP扭 （ ）式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力 ：rP()/cos()902rtgNA式中 为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；=27.86mm22()0.1MTdm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： max28,()()njy jyMPaDdlNK式中 花键传递的最大转矩（ ）；axnMmAD、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；428.5102.20()(36)7jy jyMPaPaA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： 3610oBOBAEIlCL式中 L。合理跨距；C 主轴悬伸梁； 后前支撑轴承刚度AB该一元三次方程求解可得为一实根：3321()()1BOABAOEILmCLC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hL式为： jhjFNnnj50()()CfKlP() Lh T105nhFfLThl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） nf 103nifi寿命系数， nf 50nnLf等 于 轴 承 的 工 作 期 限 ；寿命系数，对球轴承 =3，对滚子轴承 = ；103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），Ff；1.3f功率利用系数，查表 33；NK速度转化系数，查表 32；n齿轮轮换工作系数，查机床设计手册；lP当量动载荷，按机床设计手册。124863nLhT0395n故轴承校核合格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（MPa） （3-1）123j2081SjuKNZmBn j弯曲应力的验算公式为（3-2）5123w()SwjMPaY式中 N-齿轮传递功率（KW），N= ；dN-电动机额定功率（KW）；dN-从电动机到所计算的齿轮的机械效率；-齿轮计算转速（r/min）;jn 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，u1，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合；-寿命系数：SKTnNQ-工作期限系数： 160TOKmCT-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ST=1500020000h，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S ST速组的传动副数； -齿轮的最低转速（r/min）;1n-基准循环次数；查表 3-1（以下均参见机床设计指导）OCm疲劳曲线指数，查表 3-1；速度转化系数，查表 3-2；nK功率利用系数，查表 3-3；N材料强化系数，查表 3-4；Q的极限值 ， 见表 3-5，当 时，则取 = ；当 SKmaxSinSKSKmaxSKmaxS时，取 = ；minin工作情况系数，中等冲击的主运动，取 =1.21.6；1 1动载荷系数，查表 3-6；2K齿向载荷分布系数，查表 3-9；3Y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jw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： 1305694148.6/min2nr3 7.0238N= =5.42kwdN14.6/injnr3在三联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为 412.25，且齿宽为 B=12mmu=1.05= =1250MPj32081(.051).23.04725.1894. 86MPAAj故三联滑移齿轮符合标准验算 502.5 的齿轮：502.5 齿轮采用整淬148.6/minjnr372059.0.90.682N= =5.1kw B=15mm u=1 dN= =1250MPj3081()1.243.7519052.86MPAAj故此齿轮合格验算 633 的齿轮：633 齿轮采用整淬 148.6/minjnr372059.0.90.682N= =5.1kw B=10mm u=4dN= =1250MPj3081(4)1.243.75186086MPAAj故此齿轮合格验算 442 齿轮：442 齿轮采用整淬 148.6/minjnr372059.0.90.682N= =5.1kw B=10mm u=1dN= =1250MPj3081()1.243.751294286MPAAj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（ ）4m花键轴 =424()()6dbNDdIA4 243268(3)(6).5310mA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：=4j9510(m)nMA扭 445.2910.1086NmA式中 N该轴传递的最大功率（kw）;该轴的计算转速（ r/min）。jn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 ：tP432.510.81NDt 扭 （ ）式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力 ：rP()/cos()902rtgNA式中 为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；=27.86mm22()0.1MTdm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： max28,()()njy jyMPaDdlNK式中 花键传递的最大转矩（ ）；axnMNmAD、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；428.5102.20()(36)7jy jyMPaPaA故此三轴花键轴校核合格5.4.3 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： 3610oBOBAEIlCL式中 L。合理跨距；C 主轴悬伸梁； 后前支撑轴承刚度AB该一元三次方程求解可得为一实根：3321()()1BOABAOCEILmLC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：hLjhjFNnnj50()()CfKlP() Lh T105nFfThl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） nf 103nifi寿命系数， nf 50nnLf等 于 轴 承 的 工 作 期 限 ；寿命系数，对球轴承 =3，对滚子轴承 = ；103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Ff数机床）， ；1.3功率利用系数，查表 33；NK速度转化系数，查表 32；n齿轮轮换工作系数，查机床设计手册；lP当量动载荷，按机床设计手册。124863nLhT0395n故轴承校核合格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（MPa） （3-1）123j2081SjuKNZmBn j弯曲应力的验算公式为（3-2）5123w()SwjMPaY式中 N-齿轮传递功率（KW），N= ；dN -电动机额定功率（KW）；dN-从电动机到所计算的齿轮的机械效率；-齿轮计算转速（r/min）;jnm-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，u1，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合；-寿命系数：SKTnNQ-工作期限系数： 160TOKmCT-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ST=1500020000h，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S ST速组的传动副数； -齿轮的最低转速（r/min）;1n-基准循环次数；查表 3-1（以下均参见机床设计指导）OCm疲劳曲线指数，查表 3-1；速度转化系数，查表 3-2；nK功率利用系数，查表 3-3；N材料强化系数，查表 3-4；Q的极限值 ， 见表 3-5，当 时，则取 = ；当 SKmaxSinSKSKmaxSKmaxS时，取 = ；minin工作情况系数，中等冲击的主运动，取 =1.21.6；1 1动载荷系数，查表 3-6；2K齿向载荷分布系数，查表 3-9；3Y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jw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：140/min8n r3 7.9.232N= =5.42kwdNA140/minjnr3齿轮的模数与齿数为 332，且齿宽为 B=20mmu=1.05= =1250MPj32081(.051).23.04725.101MPj故齿轮符合标准验算 582 的齿轮：582 齿轮采用整淬 140/minjnr3 725202658.90.90.688N= =5.1kw B=20mm u=1 dN= =1250MPj3201()1.2.43725.13580MPj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（ ）4m花键轴 =424()()6dbNDdIA4 2426(32)()3.710m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：=4jN9510(m)nMA扭 465.2910.180NmA式中 N该轴传递的最大功率（kw）;该轴的计算转速（ r/min）。jn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 ：tP6525.1802.31NDt 扭 （ ）式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力 ：rP()/cos()103rtgNA式中 为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；=22.32mm22()0.1MTdm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： max28,()()njy jyMPaDdlNK式中 花键传递的最大转矩（ ）；axnMNmAD、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；6285.1014.20()(3).7jy jyMPaPa故此花键轴校核合格5.4.3 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： 3610oBOBAEIlCL式中 L。合理跨距；C 主轴悬伸梁； 后前支撑轴承刚度AB该一元三次方程求解可得为一实根：3321()()1BOABAOCEILmLC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 jhjFNnnj50()()CfKlP() Lh T105nhFfLThl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） nf 103nifi寿命系数， nf 50nnLf等 于 轴 承 的 工 作 期 限 ；寿命系数，对球轴承 =3，对滚子轴承 = ；103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Ff数机床）， ；1.3功率利用系数，查表 33；NK速度转化系数，查表 32；n齿轮轮换工作系数，查机床设计手册；lP当量动载荷，按机床设计手册。1265nLhT3087n故轴承校核合格5.5. 传动系统的轴及轴上零件设计5.5.1 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（MPa） （3-1）123j2081SjuKNZmBn j弯曲应力的验算公式为（3-2）5123w()SwjMPaY式中 N-齿轮传递功率（KW），N= ；dN-电动机额定功率（KW）；dN -从电动机到所计算的齿轮的机械效率；-齿轮计算转速（r/min）;jnm-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，u1，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合；-寿命系数：SKTnNQ-工作期限系数： 160TOKmCT-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ST=1500020000h，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S ST速组的传动副数； -齿轮的最低转速（r/min）;1n-基准循环次数；查表 3-1（以下均参见机床设计指导）OCm疲劳曲线指数，查表 3-1；速度转化系数，查表 3-2；nK功率利用系数，查表 3-3；N材料强化系数，查表 3-4；Q的极限值 ， 见表 3-5，当 时，则取 = ；当 SKmaxSinSKSKmaxSKmaxS时，取 = ；minin工作情况系数，中等冲击的主运动，取 =1.21.6；1 1动载荷系数，查表 3-6；2K齿向载荷分布系数，查表 3-9；3Y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jw满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。轴上的斜齿轮采用调质处理的方式进行热处理传至五轴时的最大转速为： 130569051448.6/min284n r3 9.0723N= =5.42kwdN148.6/minjnr3斜齿轮为 264，且齿宽为 B=35mmu=1.05= =1560MPj32081(.051).23.04721.53406486MPAAj故斜齿轮符合标准验算 802.5 的齿轮：802.5 齿轮采用调质热处理148.6/minjnr3 9205902.80.70.1842N= =211.39kw B=26mm u=1 dN= =1250MPj3081()1.24