1 机床主轴箱结构设计【10 1400 1.26 24】.doc
机床主轴箱结构设计【10 1400 1.26 24】【24级】（全套含CAD图纸）
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下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163961摘要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。主传动系统的运动设计有确定极限转速、确定公比、确定转速级数、确定结构网和结构式、绘制转速图、确定齿轮齿数和拟定传动系统图。主运动部件的结构设计有带传动的设计、确定各种计算转数、确定齿轮模数、确定各轴最小直径和设计部分主轴主件。设计完成后轴与轴承的校核轴的校核主要通过轴颈、结构、运动等计算出轴最大承受能力，能够正常工作的时间。轴承则通过与每个不同的轴的连接，确定要用的轴承，选出最好的轴承，最终确定轴承轴和轴承是否达到要求。本文对机床床头箱进行了设计，的主轴箱是机床的动力源将动力和运动传递给机床主轴的基本环节，其机构复杂而巧妙，要实现其全部功能在软件中的模拟仿真工作量非常大。这次设计的效果没有预计的完美，有一些硬件方面的原因，在模拟仿真的时候，由于计算机的配置不能达到所需要求，致使运行速度非常慢，不但时间上拖了下来，而且所模拟的效果很不理想。我接受的设计任务是对车床的主轴箱进行设计。主轴箱的结构繁多，考虑到实际硬件设备的承受能力，在进行三维造型的时候在不影响模拟仿真的情况下，我省去了很多细部结构。关键词轴；齿轮；主轴箱；下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163962ABSTRACTCOMMONLATHEISONEOFTHETHEMOSTWIDELYUSED,ACCOUNTINGFOR65OFTHETOTALNUMBEROFLATHES,BECAUSEOFTHESPINDLEHORIZONTALLYPLACEDSOCALLEDHORIZONTALLATHEMAINSPINDLEALSOKNOWNASTHEHEADSTOCK,ITSMAINTASKISCOMINGFROMTHEMAINMOTORROTATIONSPEEDTHROUGHASERIESOFINSTITUTIONSREQUIREDFORTHESPINDLETOBETURNEDTODIFFERENTPOSITIVEANDNEGATIVESPEED,WHILESPINDLEBOXALLOCATEPARTOFTHEPOWERTHECAMPAIGNTOPASSINTOTHEBOXLATHEHEADSTOCKSPINDLEISTHEKEYTOTHEMIDDLEPARTSPINDLEBEARINGONTHESMOOTHOPERATIONOFTHEWORKPIECEDIRECTLYAFFECTTHEPROCESSINGQUALITY,ONCETHEACCURACYOFTHEROTATIONDECREASED,THEMACHINESUSINGVALUESFEEDBOXALSOKNOWNASTHECUTTINGBOX,FEEDTANKEQUIPPEDWITHAVARIABLESPEEDFEEDMOTIONINTHEBODY,ITCANADJUSTTHESPEEDTOCHANGEMECHANISM,OBTAINTHEREQUIREDFEEDRATEORSCREWPITCH,THELIGHTBARORSCREWTHROUGHTHESPREADOFSPORTSKNIFEFRAMEFORCUTTINGSCREWANDLIGHTBARSTOCONNECTTHEFEEDBOXANDTHECRATESANDDELIVERTHEMOTIONANDDRIVINGFORCETOSLIDECRATE,TOMAKECRATETOGETTHEVERTICALLINEARSLIDEMOTIONSTARTLATHECHECKEACHVARIABLESPEEDAREINTHELATHENEUTRALCLUTCHCLUTCHWHETHERISINTHECORRECTPOSITION,JOYSTICKISNOINSTOPSTATE,WHENCONFIRMED,CLOSETHELATHETOTALSWITCHPOWERSUPPLYSADDLEBEDACCORDING下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163963TOTHEGREENBUTTON,MOTORELETTDCMOLORSTARTEDBROUGHTUPTOSLIPBOARDBOXONTHERIGHTSIDEOFTHELEVERHANDLE,SPINDLEISTURNEDLEVERHANDLEBACKINTOTHEMIDDLEPOSITION,SPINDLESTOPTURNMOVELEVERHANDLEPRESS,SPINDLEREVERSALTHESADDLEBEDOFREDSTOPBUTTON,MOTORSTOPPEDWORKINGKEYWORDSHAFTGEARSPINDLEBOX下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163964目录第一章引言1第二章计算321传动方案和传动系统图的拟定322主要设计零件的计算和验算5221主轴箱的箱体5222传动系统的I轴及轴上零件设7223传动系统的II轴及轴上零件设计15224传动系统的III轴及轴上零件设计21225传动系统的IV轴及轴上零件设计27226传动系统的V轴及轴上零件设计32第三章结论39第四章致谢40第五章参考文献下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163965下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163966下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163967下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396841下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163961第一章引言车床作为机械制造的“母机”，但凡是有精度和表面粗糙度要求的零件，通常都需要在机床上进行最终加工。由此可以看出，机床在我国国民经济现代化的建设中起着重大作用。数控机床的出现，缩短了零件的加工的辅助时间，提高了零件加工表面质量，降低了操作工人的劳动强度，极大程度的提高了生产效率。主轴箱主轴的选择必须满足以下要求轴承尺寸公茶及旋转精度允差要小，以适应高精度要求；用角接触球轴承取代圆锥滚子轴承和推理球轴承承受径向和轴向载荷并适应高度切削；减小径向截面尺寸，以减小主轴系统的体积并有利于主轴系统的热传导，尽量采用小而多的滚动体以减小主轴系统的运动刚度；采用高强度轻质保持架，选择合理的运动方式以适应高速旋转。1在过去的时间里，工程师们不断探索各种方法，以求提高加工制造的效率。比如提高主轴转速、进给速度，增大主轴电机功率，尽量加大切削用量、增强刀具质量。在含有多次换刀动作的加工过程中，如果提高换刀装置的稳定性与可靠性，缩短换刀时间，可以大大提高工件的加工效率与加工质量。国内外加工中心的研发机构都大量投入资金和精力，研制新型的自动换刀装置，以增强换刀的稳定性与可靠性，缩减换刀时间，提升加工质量和加工效率，增强企业竞争力。自动换刀装置是数控加工中心的一个重要辅助装置，用自动进给手柄作床鞍的纵向和中滑板的横向进给的机动进给练习。用手动进给手柄和手柄顶部的快进按钮作纵向、横向的快速移动操作。2操作车床进给量手柄得到各挡进给量。按车床进给量铭牌确定选择纵向进给量为046MMR、横向进给量为020MMR时手轮和手柄的位置，并进行调整。沿床身导轨手动纵向移动尾座至合适位置，逆时针方向扳动尾座紧固手柄将尾座固定。注意移动尾座时用力不要过大。逆时针方向转动套筒锁紧手柄松开，摇动手轮，使套筒作进、退移动。3手动操作车床床鞍、中滑板、小滑板手柄摇动床鞍手柄，使床鞍向左或向右作纵向移动。手轮轴T的刻度盘圆周等分300格，手轮每转动一格，床鞍纵向移动1MM。顺时针方向转动手柄时，床鞍向右运动；逆时针方向转动手下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163962柄时，床鞍向左运动。2用左手、右手分别按顺时针和逆时针方向摇动中滑板手柄，使中滑板作横向进给和退出移动。中滑板丝杠上的刻度盘圆周等分100格，手柄每转过1格，中滑板横向移动O05MM。顺时针方向转动手柄时，中滑板向远离操作者方向运动即横向进刀；逆时针方向转动手柄时，中滑板向靠近操作者方向运动即横向退刀。脂润滑在在使用上最为方便，他不存在漏油问题。润滑脂的使用期现场，如果转速不超过样本所列的极限转速，则一次从天可使用2000小时以上，只要密封的好，能保证灰尘、雪沫、冷却液、润滑油等不进入轴承，一次可用到修理时才更换。中间不需要补充它。由于脂不会外漏，主要是防止外漏和异物进入，多用不接触的曲路，防止杂物进入。4启动车床1检查车床各变速手柄是否处于空挡位置离合器CLUTCH是否处于正确位置，操纵杆是否处于停止状态，确认无误后，合上车床电源总开关。2按下床鞍上的绿色启动按钮，电动机ELETTDCMOLOR启动。3采用防噪音、防漏油，且机床的制动采用在电机皮带论处利用刹车盘、单项油缸制动原理，使床头相不但结构简单可靠，而且便于制造和维修，不易损坏。由于是专用机床，主传动链有四根轴，两个三联齿轮变速，主轴共9种转速，主传动链短，有利于提高机床的制造精度，降低噪音和发热量。沈阳化工大学科亚学院设计说明书第二章计算3第二章计算21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10R/MIN,最高转速NMAX为1400R/MIN，转速调整范围为RNNMAX/NMIN140（2）确定公比选定主轴转速数列的公比为126（3）求出主轴转速级数ZZLGRN/LG1LG140/LG112124（4）确定结构式选用分支传动421321（221）（5）确定转速数列，查机械装备设计表36标准数列得10，125，16，25，315，40，50，63，80，100，125，160，200，250，315，400，500。高速级6级450，560，710，900，1120，1400（6）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。从带电动机到主轴主要为降速传动，若传动副较多的传动组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足传动副前多后少的原因，因此取12223方案。在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比I1/4在升速时为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比。2分配总降速传动比总降速传动比为UIINMIN/ND10/1500667103,NMIN为主轴最低转速，传动组C中18/72只需计算Z18的齿轮，计算转速为355R/MIN；60/30只需计算沈阳化工大学科亚学院设计说明书第二章计算4Z30的齿轮，计算转速为250R/MIN传动组B计算Z22的齿轮，计算转速为355R/MIN传动组A应计算Z24的齿轮，计算转速为710R/MIN3确定传动轴的轴数传动轴数变速组数定比传动副数164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UKK1MIN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。图21转速图沈阳化工大学科亚学院设计说明书第二章计算522主要设计零件的计算和验算221主轴箱的箱体主轴箱尽量采用配对轴承，以保证轴承的旋转精度和刚度。满足要求后，轴承可实现高速旋转而温度底刚性高。主轴高速旋转所产生的离心力远远大于切削力对滚动体的作用所以高速主轴的的主要设计参数为转速为了适用于高速切削。主轴热膨胀时主轴待着后轴承在箱体孔内移动。后支撑背靠背组配为的是实现预紧，后支撑并不承受轴向载荷，故采用角度为15度的轴承，前后轴承精度为ISO4,相当于P4级，使主轴具有较好的高速性和更高的精度。因此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HT2040箱体铸造时的最小壁厚根据其外形轮廓尺寸长宽高,按下表选取表1外轮廓尺，寸长宽高3M壁厚MM50050030080050050010158008005001220由于箱体轴承孔的影响将使扭转刚度下降1020，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。主轴箱采用防噪音防漏油的有力措施，且机床的制动采用在电机皮带轮处利用刹车盘、单项油缸制动原理，使从床头箱不但结构简单可靠，而且便于制造、维修、寿命高，不易损坏。由于是专用机床，主传动链有四跟轴，两个三联齿轮变速，主轴共九种转速，主传动链短，有利提高机床的制造精度，降低噪音和发热量。箱体在主轴箱中起支承和定位的作用。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。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沈阳化工大学科亚学院设计说明书第二章计算6中心距A1/2（D1D2）YM（式中Y是中心距变动系数）中心距（5638）/222510575MM中心距（5034）/2225945MM中心距（3034）/222572MM中心距（3941）/222590MM中心距（5050）/225125MM中心距（4444）/2288MM中心距（2658）/24168MM中心距（5826）/2284MM中心距（5858）/22116MM中心距（3333）/2266MM中心距（2533）/2258MM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。床头箱是车床的主要基础件和支撑拌之一，也是较为典型、比较复杂、技术条件要求较为严格、废品率较高的箱体类铸件，其底部乘油不得渗漏，上不开口为箱口，床头箱生产一直沿用传统工艺铸造，铸件浇注位置选择箱口朝下，箱底朝上，分型面在在铸件的中间位置的最大截面处两箱用手工制作模板造型。铸件内腔由两个壁隔开成三个内腔，并有三个主型芯形成，落在下箱，术质芯盒，手工制作型芯。该方案的长处在于主型芯较小，形状简单芯盒制造、制芯都交方便，型芯烘干和夏鑫位置也一样，下芯、合箱都很方便。体中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。222传动系统的I轴及轴上零件设计2221普通V带传动的计算普通V带的选择应保证在传动带不打滑的前提下能传递的最大功率，同时要有充足的疲劳强度，来满足其一定的使用寿命。沈阳化工大学科亚学院设计说明书第二章计算7设计功率（KW）DAPK工况系数，取11；A故16875DKW小带轮基准直径为130MM；1D带速；V1/0986/NMSV大带轮基准直径为230MM；2D初选中心距1000MM,由机床总体布局确定。过小，增加带弯曲次数以0A0A0A保证稳定；过大，易引起剧烈振动，损坏零件，造成机器精度的差异，对零部件造成损坏，使其不能正常工作和运转。带基准长度2101202754DDDNLAMA查表27，取2800MM0D带挠曲次数1000MV/70440；0D1S实际中心距2AAB12874DDL21508D故210873AM小带轮包角1211SIN54092DA单根V带的基本额定功率,查表28，取228KW；1P单根V带的基本额定功率增量1BUKN弯曲影响系数，查表29，取BK310沈阳化工大学科亚学院设计说明书第二章计算8传动比系数，查表210，取112UK故；106P带的根数1DLZ包角修正系数，查表211，取093；K带长修正系数，查表212，取101；L故12389806910Z圆整Z取4；单根带初拉力205DAPFQVVZKQ带每米长质量，查表213，取010；故5823N0带对轴压力10154092SIN2583SIN382QFZN2222多片式摩擦离合器的计算摩擦片对数可按下式计算Z2MNK/FBP20D式中MN摩擦离合器所传递的扭矩（NMM）；MN955/95511098/800128（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1315；沈阳化工大学科亚学院设计说明书第二章计算9F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215，取F008；摩擦片的平均直径（MM）0D（DD）/267MMB内外摩擦片的接触宽度（MM）；B（DD）/223MM；摩擦片的许用压强（N/）；P2M1110010007608360TVKMZ基本许用压强（MPA），查表215，取11；T速度修正系数VN/625（M/S）P02D41根据平均圆周速度查表216，取100；PV接合次数修正系数，查表217，取100；MK摩擦结合面数修正系数，查表218，取076。Z所以Z2MNK/FBP212814/（31400823083620D51026711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KP04041144KPDN最后确定摩擦离合器的轴向压紧力Q，可按下式计算QBN11314231003570TP2DVK267510（式中各符号意义同前述）摩擦片的厚度一般取1、15、175、2（MM），内外层分离时的最大间隙为0204（MM）,摩擦片的材料应具有较高的耐磨性、摩擦系数大、耐高温、抗胶合沈阳化工大学科亚学院设计说明书第二章计算10性好等特点，常用10或15钢，表面渗碳0305（MM）,淬火硬度达HRC5262。2223齿轮的验算接触应力的验算公式为（MPA）（21）123J2081SJUKNZMBNJ弯曲应力的验算公式为（22）5123W208SWJMPAYN式中N齿轮传递功率（KW），N；DN160TOKMCT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ST1500020000H，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为ST/P，P为变速组的传动副数；T齿轮的最低转速（R/MIN）1N基准循环次数；查表31（以下均参见机床设计指导）OCM疲劳曲线指数，查表31；速度转化系数，查表32；NK功率利用系数，查表33；N材料强化系数，查表34；Q的极限值，见表35，当时，则取；当SKMAXSINSKSKMAXSKMAX时，取；MINI工作情况系数，中等冲击的主运动，取1216；11动载荷系数，查表36；2K沈阳化工大学科亚学院设计说明书第二章计算11齿向载荷分布系数，查表39；3KY标准齿轮齿形系数，查表38；许用接触应力（MPA）,查表39；J许用弯曲应力（MPA），查表39。WI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/MINDNR951N5625KWDN820/INJNR3在离合器两齿轮中齿数最少的齿轮为50225，且齿宽为B12MMU1051250MJ3208105123047256108558MPJP符合强度要求。验算56225的齿轮1250MPJ3208105120437256910568MPJ符合强度要求2224传动轴的验算对于传动轴的选择计算，除去重载轴外，一般不需要进行强度校核，只需要进行刚度验算即可，刚度达到所需要求即可判断传动轴的型号及材质。轴的抗弯断面惯性矩（）4M1花键轴沈阳化工大学科亚学院设计说明书第二章计算124246DBNDDIM424328383710M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4J9510MNM扭44562910108NM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43265102NDTMP扭式中D齿轮节圆直径（MM），DMZ。齿轮的径向力RP/COSRTGN式中为齿轮的啮合角，20；齿面摩擦角，；572齿轮的螺旋角；0故N3510RTP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,NJYJYMPADDLNK沈阳化工大学科亚学院设计说明书第二章计算13式中花键传递的最大转矩（）；MAXNMNMAD、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，K0708；4286510362037JYJYMPAPA故此花键轴校核合格2225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HLJHJFNNNJ50CFKLPLHT105NFFTHL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）NF103NIFI寿命系数，NF50NNLF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FF沈阳化工大学科亚学院设计说明书第二章计算14等多数机床），；13FF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。124863NLHT395故轴承校核合格223传动系统的轴及轴上零件设计2231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）（23）123J2081SJUKNZMBNJ弯曲应力的验算公式为5123WSWJMPAY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）0沈阳化工大学科亚学院设计说明书第二章计算15B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ST1500020000H，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SST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31（以下均参见机床设计指导）OCM疲劳曲线指数，查表31；速度转化系数，查表32；NK功率利用系数，查表33；N材料强化系数，查表34；Q的极限值，见表35，当时，则取；当SKMAXSINSKSKMAXSKMAX时，取；MINI工作情况系数，中等冲击的主运动，取1216；11动载荷系数，查表36；2K齿向载荷分布系数，查表39；3Y标准齿轮齿形系数，查表38；沈阳化工大学科亚学院设计说明书第二章计算16许用接触应力（MPA）,查表39；J许用弯曲应力（MPA），查表39W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130564278/MINNR369892M225N577KWDN12078/MINJNR31在双联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为38225，且齿宽为B14MMU1051250MPJ32081051230472519828MPJ故双联滑移齿轮符合标准2验算39225的齿轮39225齿轮采用整淬12078/MINJNR37569061N571KWB14MMU1DN1250MPJ320812437251079495108MPJ故此齿轮合格3验算22225的齿轮22225齿轮采用整淬12078/MINJNR3沈阳化工大学科亚学院设计说明书第二章计算177213056980906824N51KWB14MMU4DN1250MPJ308112437251942508MPJ故此齿轮合格4验算30225齿轮30225齿轮采用整淬12078/MINJNR37569068N51KWB14MMU1DN1250MPJ3208112437251324508MPJ故此齿轮合格2232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4246DBNDDI4243268365310M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4J9510MNM扭44529101086NM沈阳化工大学科亚学院设计说明书第二章计算18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TP432510N81NDTM扭（）式中D齿轮节圆直径（MM）,DMZ。齿轮的径向力R/COS902RTPGN式中为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；2786MM2201MTDM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,NJYJYMPADDLNK式中花键传递的最大转矩（）；AXNNMAD、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，K0708；428510220367JYJYMPAPA故此花键轴校核合格2233轴组件的刚度验算沈阳化工大学科亚学院设计说明书第二章计算19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点夹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33211BOABAOEILMCLC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HLJHJFNNNJ50CFKLPLHT105NFFTHL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）NF103NIFI沈阳化工大学科亚学院设计说明书第二章计算20寿命系数，NF50NNLF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FF等多数机床），；13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224传动系统的轴及轴上零件设计2241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。接触应力的验算公式为（MPA）（2123J2081SJUKNZMBNJ5）弯曲应力的验算公式为（25123W208SWJKNMPAZMBYN6）沈阳化工大学科亚学院设计说明书第二章计算21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ST1500020000H，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为ST/P，P为变速组的传动副数；T齿轮的最低转速（R/MIN）1N基准循环次数；查表31（以下均参见机床设计指导）OCM疲劳曲线指数，查表31；速度转化系数，查表32；NK功率利用系数，查表33；N沈阳化工大学科亚学院设计说明书第二章计算22材料强化系数，查表34；QK的极限值，见表35，当时，则取；当SMAXSINSKSKMAXSKMAX时，取；MINI工作情况系数，中等冲击的主运动，取1216；1K1动载荷系数，查表36；2齿向载荷分布系数，查表39；3Y标准齿轮齿形系数，查表38；许用接触应力（MPA）,查表39；J许用弯曲应力（MPA），查表39。W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13056941486/MIN2NR370238N542KWDN146/INJNR3在三联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为41225，且齿宽为B12MMU1051250MPJ3208105123047251894186MPJ故三联滑移齿轮符合标准1验算5025的齿轮5025齿轮采用整淬1486/MINJNR372059090682沈阳化工大学科亚学院设计说明书第二章计算23N51KWB15MMU1DN1250MPJ32081120437251905586MPJ故此齿轮合格2验算633的齿轮633齿轮采用整淬1486/MINJNR372059090682N51KWB10MMU4DN1250MPJ308141243725186086MPJ故此齿轮合格3验算442齿轮442齿轮采用整淬1486/MINJNR372059090682N51KWB10MMU1DN1250MPJ3081124372513942586MPJ故此齿轮合格2242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。传动轴的抗弯断面惯性矩（）4M花键轴4246DBNDDI沈阳化工大学科亚学院设计说明书第二章计算244243268365310M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4J9510MNM扭44529101086NM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TP432510N81NDTM扭（）式中D齿轮节圆直径（MM）,DMZ。齿轮的径向力R/COS902RTPG式中为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；2786MM2201MTDM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,NJYJYMPADDLNK式中花键传递的最大转矩（）；AXNNMAD、D花键轴的大径和小径（MM）；沈阳化工大学科亚学院设计说明书第二章计算25L花键工作长度；N花键键数；K载荷分布不均匀系数，K0708；428510220367JYJYMPAPA故此三轴花键轴校核合格2243轴组件的刚度验算两支撑主轴组件的合理跨距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33211BOABAOCEILMLC并且其额定寿命的计算公式为H沈阳化工大学科亚学院设计说明书第二章计算26JHJFNNNJ50CFKLPLHT105NHFFLTHL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）NF103NIFI寿命系数，NF50NNLF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FF等多数机床），；13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故轴承校核合格沈阳化工大学科亚学院设计说明书第二章计算27225传动系统的轴及轴上零件设计2251齿轮的验算接触应力的验算公式为（MPA）（27）123J2081SJUKNZMBNJ弯曲应力的验算公式为（25123W208SWJMPAYN8）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沈阳化工大学科亚学院设计说明书第二章计算281500020000H，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为STT/P，P为变速组的传动副数；齿轮的最低转速（R/MIN）1N基准循环次数；查表31（以下均参见机床设计指导）OCM疲劳曲线指数，查表31；速度转化系数，查表32；NK功率利用系数，查表33；N材料强化系数，查表34；Q的极限值，见表35，当时，则取；当SKMAXSINSKSKMAXSKMAX时，取；MINI工作情况系数，中等冲击的主运动，取1216；11动载荷系数，查表36；2K齿向载荷分布系数，查表39；3Y标准齿轮齿形系数，查表38；许用接触应力（MPA）,查表39；J许用弯曲应力（MPA），查表39。W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13052026584140/MIN8NR379232N542KWDNA140/MINJNR3齿轮的模数与齿数为332，且齿宽为B20MM沈阳化工大学科亚学院设计说明书第二章计算29U1051250MPJ320810512304725101MPJ故齿轮符合标准验算582的齿轮582齿轮采用整淬140/MINJNR37252026589090688N51KWB20MMU1DN1250MPJ3201124372513580MPJ故此齿轮合格2252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4246DBNDDI42426323710M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4J9510NMNM扭4652910180NM沈阳化工大学科亚学院设计说明书第二章计算30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TP6525180N231NDTM扭（）式中D齿轮节圆直径（MM）,DMZ。齿轮的径向力R/COS103RTPGN式中为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；2232MM2201MTDM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,NJYJYMPADDLNK式中花键传递的最大转矩（）；AXNNMAD、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，K0708；628510142037JYJYMPAPA故此花键轴校核合格沈阳化工大学科亚学院设计说明书第二章计算312253轴组件的刚度验算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AB33211OBAAOBEILMCL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HLJHJFNNNJ50CFKLPLHT105NFFTHL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）NF103NIFI沈阳化工大学科亚学院设计说明书第二章计算32寿命系数，NF50NNLF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FF等多数机床），；13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226传动系统的轴及轴上零件设计2261齿轮的验算验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大且齿数最小的齿轮，来进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮进行验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮进行验算齿根弯曲应力。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）（29）123J2081SJUKNZMBNJ弯曲应力的验算公式为（25123W208SWJMPAYN沈阳化工大学科亚学院设计说明书第二章计算3310）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160TOKMCY标准齿轮齿形系数，查表38；许用接触应力（MPA）,查表39；J许用弯曲应力（MPA），查表39。T齿轮在机床工作期限（）内的总WST工作时间（H），对于中型机床的齿轮取1500020000H，同一变速组内的齿ST轮总工作时间可近似地认为T/P，P为变速组的传动副数；S齿轮的最低转速（R/MIN）1N基准循环次数；查表31（以下均参见机床设计指导）OCM疲劳曲线指数，查表31；速度转化系数，查表32；NK沈阳化工大学科亚学院设计说明书第二章计算34功率利用系数，查表33；NK材料强化系数，查表34；Q的极限值，见表35，当时，则取；当SMAXSINSKSKMAXSKMAX时，取；KMINI工作情况系数，中等冲击的主运动，取1216；11动载荷系数，查表36；2齿向载荷分布系数，查表39；3K如果验算结果或不合格，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍JW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1305690514486/MIN284NR390723N542KWDN1486/MINJNR31斜齿轮为264，且齿宽为B35MMU1051560J32081051230472153406486MPJMP故斜齿轮符合标准2验算8025的齿轮8025齿轮采用调质热处理1486/MINJNR3沈阳化工大学科亚学院设计说明书第二章计算3592130569028070184284N21139KWB26MMU1DN1250MPJ30112432956052586MPJ故此齿轮合格3验算5025的齿轮5025齿轮采用调质热处理1486/MINJNR39205902807682N51KWB10MMU4DN1250MPJ308141243251825086MPJ故此齿轮合格2262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。V轴的抗弯断面惯性矩（）4M花键轴4246DBNDDI42643512653510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4J9510MNM扭4615290108NM沈阳化工大学科亚学院设计说明书第二章计算36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TP642120N51NDTM扭（）式中D齿轮节圆直径（MM）,DMZ。齿轮的径向力R/COS1450RTPGN式中为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；3143MM2201MTDM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,NJYJYMPADDLNK式中花键传递的最大转矩（）；AXNNMAD、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，K0708；428510762043JYJYMPAPA故此五轴花键轴校核合格沈阳化工大学科亚学院设计说明书第二章计算372263轴组件的刚度验算机床设计的教科书中
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