专用铣床主传动系统设计[机械毕业论文 答辩通过]

需要CAD图纸，咨询Q414951605或1304139763优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载宁XXX学院毕业设计论文专用铣床主传动系统设计说明书所在学院专业班级姓名学号指导老师年月日摘要本论文主要说明专用铣床设计的基本过程及要求。专用铣床是按高度集中原则设计的，即在一台机床上可以同时完成同一种工序或多种不同工序的加工。专用铣床发展于工业生产末期，与传统的机床相比专用铣床具有许多优点效率高、精度高、成本低。它由底座、立柱、工作台、及电源一些基本部件及一些特殊部件，根据不同的工件加工所需而设计的。关键词专用铣床；设计；过程；功能优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载ABSTRACTTHEMANIPULATORISANEWDEVICEDEVELOPEDINTHEMECHANIZATION,AUTOMATIONOFPRODUCTIONPROCESS,AGRASPINGANDMOVINGTHEWORKPIECEFUNCTIONOFAUTOMATIONDEVICEUSETHEMANIPULATORCANREPEATBORINGTODODANGEROUSWORKINSTEADOFHUMANS,IMPROVELABORPRODUCTIVITY,REDUCELABORINTENSITYTHEDEVICECOVERSTHEPOSITIONCONTROLTECHNOLOGYOFPROGRAMMABLECONTROLTECHNOLOGY,DETECTIONTECHNOLOGYTHEMATERIALOFHYDRAULICMANIPULATORTHISSUBJECTTOTHEGRASPINGBEUPINSPACEOBJECTS,FLEXIBLE,ANYCHANGESTOTHERELEVANTPARAMETERSACCORDINGTOTHECHANGEANDTHEMOVEMENTFLOWREQUIREMENTS,BUTINSTEADOFMANUALOPERATIONINHIGHRISKAREAS,KEYWORDSMANIPULATOR,HYDRAULICMANIPULATOR,CRAWL,ENHANCE优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载目录摘要IIABSTRACTIII目录1第1章加工原理及操纵性能要求221铣床加工基本原理222操纵性能一些基本要求2第2章运动设计321选定电机322转速的确定3221速度级数Z的确定3222确定结构式323绘制转速图424确定变速组齿轮传动副齿数425主传动系统简图626核算主轴转速误差6第3章传动件的估算831V带传动8311选择带的型号8312确定从动带轮的基准直径8313验算带速8314确定中心距及基准长度8315计算根数Z932传动轴的估算1033确定矩形花键的尺寸1234齿轮的计算1235离合器的选用1536传动系统的轴及轴上零件设计15361齿轮的验算15362传动轴的验算16363轴承疲劳强度校核1837传动系统的轴及轴上零件设计19371齿轮的验算19372传动轴的验算21373轴组件的刚度验算2238传动系统的轴及轴上零件设计24381齿轮的验算24382传动轴的验算26383轴组件的刚度验算2839传动系统的轴及轴上零件设计30391齿轮的验算30392传动轴的验算312393轴组件的刚度验算33310传动系统的轴及轴上零件设计353101齿轮的验算353102传动轴的验算363103轴组件的刚度验算38311主轴合理跨距的计算40312轴的校核41313轴承寿命校核43第4章结构设计及说明4441结构设计的内容、技术要求和方案4442展开图及其布置44第5章结构设计4551结构设计的内容、技术要求和方案4552展开图及其布置4653I轴（输入轴）的设计4654齿轮块设计47541齿轮块设计47542其他问题4855传动轴的设计4856主轴组件设计50561各部分尺寸的选择50562主轴轴承50563主轴与齿轮的连接52564润滑与密封52565其他问题53结论54参考文献55致谢56优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载绪论铣床是用铣刀对工件进行铣削加工的机床。铣床除能铣削平面、沟槽、轮齿、螺纹和花键轴外，还能加工比较复杂的型面，效率较刨床高，在机械制造和修理部门得到广泛应用。最早的铣床是美国人惠特尼于1818年创制的卧式铣床；为了铣削麻花钻头的螺旋槽，美国人布朗于1862年创制第一台万能铣床，这是升降梯铣床的雏形；1884年前后又出现了龙门铣床；二十世纪20年代出现了半自动铣床，工作台利用挡块可完成“进给决速”或“决速进给”的自动转换。1950年以后，铣床在控制系统方面发展很快，数字控制的应用大大提高了铣床的自动化程度，尤其是70年代以后，微处理机的数字控制系统和自动换刀系统在铣床上得到应用，扩大了铣床的加工范围，提高了加工精度与效率。铣床的种类很多，一般是按布局形式和适用范围加以区分，主要的有升降台铣床、龙门铣床、单柱铣床和单臂铣床、仪表铣床、工具铣床等。升降台铣床有万能式、卧式和立式几种，主要用加工中小型零件，应用最广；龙门铣镗床、龙门铣刨床和双柱铣床，均用于加工大型零件；单柱铣床的水平铣头可沿立柱导轨移动，工作台作纵向进给；单臂铣床的立铣头可沿悬臂导轨水平移动，悬臂也可沿立柱导轨调整高度，单柱铣床和单臂铣床均用于加工大型零件。仪表铣床是一种小型的升降台铣床，用于加工仪器仪表和其他小型零件；工具铣床主要用于模具和工具制造，配有立铣头、万能角度工作台和插头等多种附件，还可进行钻削、镗削和插削等加工。其他铣床还有键槽铣床、凸轮铣床和曲轴铣床等，他们都是为加工相应的工件而制造的专用铣床。2第1章加工原理及操纵性能要求21铣床加工基本原理普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。因此，对这些基本知识和资料做些简要介绍。铣床系主要用铣刀在工件上加工各种表面的机床。通常铣刀旋转运动为主运动，工件和铣刀的移动为进给运动。铣削时，铣刀切入工件时切削速度方向与工件的进给方向相反，这种铣削方式称为逆铣。逆铣时，刀齿的切削厚度从零逐渐增大。刀齿在开始切入时，由于切削刃钝圆半径的影响，刀齿在工件表面上打滑，产生挤压和摩擦，使这段表面产生严重的冷硬层。滑行到一定程度时，刀齿方能切下一层金属层。下一个刀齿切入时，又在冷硬层上挤压、滑行，使刀齿容易磨损，同时使工件表面粗糙度值增大。此外，逆铣加工时，当接触角大于一定数值时，垂直铣削分力向上易引起振动。铣削时，铣刀切出工件时切削速度方向与工件的进给方向相同，这种铣削方式称为顺铣，顺铣时，刀齿的切削厚度从最大逐渐递减至零，避免了逆铣时的刀齿挤压、滑行现象，已加工表面的加工硬化程度大为减轻，表面质量也较高，刀具耐用度也比逆铣时高。同时，垂直方向的切削分力始终压向工作台，避免了工件的振动。顺铣时，铣削力的纵向分力始终与驱动工作台移动的纵向分力方向相同。如果丝杠与螺母传动副中存在间隙，当纵向铣削分力大于工作台与导轨之间的摩擦力时，会使工作台带动丝杠出现窜动，造成工作台振动，使工作台进给不均匀，严重时会出现打刀现象。因此，如采用顺铣，必须要求铣床工作台进给丝杠螺母副有消除间隙的装置，宜采用逆铣加工。铣床也可以加工平面，沟槽，加工各种曲面，齿轮等。22操纵性能一些基本要求1具有皮带轮卸荷装置2）主轴的变速由摩擦离合器完成优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载第2章运动设计21选定电机已知该专用铣床可加工材料为碳钢和可锻铸铁的零件，查表铣削时切削速度为660M/MIN，并通过计算得到最大铣削力为16652公斤力。由公式165201630ZPVNKW切电动机功率89切主机查表选取型号Y100L14额定功率22KW，额定转速1430R/MIN，堵转扭矩22，最大扭矩23，质量34KG22转速的确定由公式10VNDD铣刀直径30MMMIN6/IMAX60/INVMIN64/301RAX1374R221速度级数Z的确定1MAXINZRLGL945781Z根据最低转速63R/MIN公比141可得8级转速6390125180250355500710222确定结构式级数为Z的变速系统由若干个顺序的变速组组成，各变速组分别有、等变速副。1Z2变速副中由于结构的限制以2或3为合适，即变速级数Z为2和3的因子。因此确定结构式为82423绘制转速图24确定变速组齿轮传动副齿数确定齿轮齿数的原则和要求齿轮的齿数和过大会加大两轴之间的中心距，使机床结构庞大，一般推荐ZS102ZS最小齿轮的齿数要尽2可能少；但同时要考虑最小齿轮不产生根切，机床变速箱中标准圆柱齿轮，一般最小齿数；受结构限制的最小齿数应大于1820；MIN18Z齿轮齿数应符合转速图上传动比的要求实际传动比（齿数之比）与理论传动比（转速图上要求的传动比）之间有误差，但不能过大，确定齿轮数所造成的转速误差，一般不应超过10优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载变速组A1A421A4假设降速最大的小齿轮的最小齿数为22，查表齿数和MIN72ZS找出可能采用的齿数和诸数值14168、70、721AUZS66、69、7224Z在具体结构允许下，选用较小的为宜，现确定，ZS72ZS确定各齿轮副的齿数I141找出130Z2172304ZI2找出438ZS变速组B1B21假设降速最大的小齿轮的最小齿数为22，查表齿数和MIN6ZS找出可能采用的齿数和诸数值166、68、70、72BUZS66、69、7224Z在具体结构允许下，选用较小的为宜，现确定，ZS6ZS确定各齿轮副的齿数I1找出53Z6563ZI2找出728724ZS变速组C14C2314C假设降速最大的小齿轮的最小齿数为22，查表齿数和MIN84ZS找出可能采用的齿数和诸数值14184、86、881CUZS84、87、88234Z6在具体结构允许下，选用较小的为宜，现确定，ZS84ZS确定各齿轮副的齿数I141找出935Z10984359ZI找出31412126ZS25主传动系统简图26核算主轴转速误差齿轮齿数确定后，主轴的各级实际即确定，它与主轴的标准转速总会产生一定的误差，应满足N104理实理（）结果见下表级数计算式N实理误差允许值结论优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载11430/224/4822/4422/6263436408941合格21430/230/4222/4422/62906191042841合格31430/224/4833/3322/6212685128089841合格41430/230/4233/3322/621812218006841合格51430/224/4822/4449/352502525310841合格61430/230/4222/4449/35357535701441合格71430/224/4833/3349/355005503049741合格81430/230/4233/3349/35715710070441合格8第3章传动件的估算31V带传动311选择带的型号查表查得工况系数,再由12AK2164APKKW带额根据查图选用确定为A型带26430R/MINPWN带和312确定从动带轮的基准直径取80MM1MIN75D则实际传动比I为2,从动轮的实际转速分别为1243075/INNRI128160DM313验算带速113480159/606DNVMS314确定中心距及基准长度初步确定中心距可按下式0A121200786864DDA优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载取300MM0A22101201608268913443DDLMA查表取900MM计算实际中心距0A09823592DLAM中心距的变化范围MIN0152901529154ADAX33308M所以中心距的变化范围为244289MM验算小带轮上的包角1112573573808061629DA6239315计算根数Z由查表得1180430/MINDR和081PKW由，查表得43/IN,2NRA和型带7根据包角和带长95LK查表得，单根V带的额定功率P1000817095871LPKKW123608CAZ取4根316计算单根V带的初拉力的最小值0MINF查表得A型带的单位长度质量Q01KG/M220MIN50921250593474CAKPFQVNZ应使带的实际初拉力0MINF317计算压轴力P压轴力的最小值为10MINMIN16232S24937SIN79PFZN带轮结构设计略32传动轴的估算传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大的变形。因此疲劳强度一般不是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的刚度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有足够的优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载刚度。确定各传动轴及主轴的直径查表得096皮带由轴承为滚子轴承查表得098轴承由齿轮精度为8级查表得7齿轮轴12620PKW额轴承皮带1N70/MINR轴209817额齿轮轴承235轴317额齿轮轴承8/IR主轴PK主轴额齿轮轴承N64N主轴轴的材料为45号钢，键为矩形花键，查表得012A根据公式30DAN312714M取26MM查阅机械设计手册确定轴承型号为3020432197025DM取28MM查阅机械设计手册确定轴承型号为302053187206DM12取32MM查阅机械设计手册确定轴承型号为30206轴承参数如下表302043020530206T152516251725C121314D475262D202530B141516根据电动机额定功率22KW，查表得到主轴前轴颈值径的范围5090，取60MM主轴的后轴颈直径2107854DM查阅机械设计手册得前轴承型号为30212后轴承型号为3020933确定矩形花键的尺寸根据各传动轴的直径查阅机械设计手册确定了矩形花键的各个参数如下表小径D规格NDDBCR26623003022887030232030234齿轮的计算由于直齿圆柱齿轮具有加工和安装方便、生产效率高、生产成本低等优点，而且直齿圆柱齿轮传动也能满足设计要求，所以本次设计选用渐开线直齿圆柱齿轮传动；主轴箱中的齿轮用于传递动力和运动，它的精度直接与工作的平稳性、接触误差及噪声有关。为了控制噪声，机床上主传动齿轮都选用较高的精度，但考虑到制造成本，本次设计都选用766的精度。具体设计步骤如下优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载1、模数的估算按接触疲劳和弯曲疲劳计算齿轮模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮各参数都已知道后方可确定，所以只在草图画完之后校核用。在画草图之前，先估算，再选用标准齿轮模数。齿轮弯曲疲劳的估算公式MM（式中即为齿轮所传递的功率）（24）WM32JZNNN齿面点蚀的估算公式MM（式中即为齿轮所传递的功率）（25）A32JN其中为大齿轮的计算转速，为齿轮中心距。JA由中心距及齿数求出模数21,ZMM2621MJ根据估算所得和中较大的值，选取相近的标准模数。WJ前面已求得各轴所传递的功率，各轴上齿轮模数估算如下第一对齿轮副MIN/140RNJMMW352932所以，第一对齿轮副传动的齿轮模数应为M25第二对齿轮副MIN/10RNJMMW7621023984所以，第二对齿轮副传动的齿轮模数应为M3第三对齿轮副MIN/6RNJMMW06263129804314MMA783619043223所以，第三对齿轮副传动的齿轮模数应为M4第四对齿轮副MIN/15RNJMMW713159804324所以，第四对齿轮副传动的齿轮模数应为M4综上所述，为了降低成本，机床中各齿轮模数值应尽可能取相同，但因为轴的转速比较小，扭矩比较大，为了增加其强度和在主轴上能起到飞轮的作用，需增加轴齿轮的几何尺寸。所以，本次设计中在间各个齿轮模数均为在轴上就取。M42材料选择40CR调质齿轮齿数NT分度圆直径齿顶高齿根高齿顶圆齿根圆中心距齿宽1302525887764253125826471399316820242252588108696253125113696102446931682032425258862112253125671125586293168204482525881242242531251292241179749316820533331051024653375108465949651024652463333105102465337510846594965102465247223310568313375743160811024652484433105136623375142621291210246524935441411449354515293513493517392234104944141202909452109091929091739223211224414191102459910281102173922321262441412567424526474224674217392232优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载35离合器的选用离合器在机器运转中可将传动系统随时分离或接合，对离合器的要求有接合平稳，分离迅速彻底；调节和修理方便；外廓尺寸小；质量小；耐磨性好和有足够的散热能力；操作方便省力。离合器的类型很多，常用的可分牙嵌式和摩擦式。根据设计要求，我选用了电磁式摩擦片离合器。根据经验值；。DD321D5212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、抗胶合性好等特点，常用10或15钢，表面渗碳0305（MM）,淬火硬度达HRC5262。36传动系统的轴及轴上零件设计361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）（31）123J2081SJUKNZMBNJ弯曲应力的验算公式为（32）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T/P，PSST为变速组的传动副数；16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JW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。362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4246DBNDDIA42432683283710M式中D花键轴的小径（MM）；优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载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4J9510MNMA扭44562910108NMA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R/COSRTPGNA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；184286510362037JYJYMPAPA故此花键轴校核合格363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、铣床、磨床等FF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；L优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载P当量动载荷，按机床设计手册。124863NLHT0395N故轴承校核合格37传动系统的轴及轴上零件设计371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）（31）123J2081SJUKNZMBNJ弯曲应力的验算公式为（32）5123W208SWJMPAYN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；20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为变速SST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JW优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载仍不满足时，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130564278/MINNR369892M225N577KWDN12078/MINJNR3在双联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为38225，且齿宽为B14MMU1051250MPJ32081051230472519828MPAAJ故双联滑移齿轮符合标准372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4246DBNDDIA424326835310M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4J9510MNMA扭44529101086NMA22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/COS902RTPGNA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；428510220367JYJYMPAPAA故此花键轴校核合格优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载373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，24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、铣床、磨床等FF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38传动系统的轴及轴上零件设计381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优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载（MPA）（31）123J2081SJUKNZMBNJ弯曲应力的验算公式为（32）5123W208SWJMPAYN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T/P，PSST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；NK26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；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。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JW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MIN2NR370238N542KWDN146/INJNR3在三联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为41225，且齿宽为B12MMU1051250MPJ320810512304725189486MPAAJ故三联滑移齿轮符合标准优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载382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4246DBNDDIA424326835310M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4J9510MNMA扭44529101086NMA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/COS902RTPGNA式中为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；2786MM2201MTDM28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；428510220367JYJYMPAPAA故此三轴花键轴校核合格383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优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载33211BOABAOCEILMLC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、铣床、磨床等FF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；L30P当量动载荷，按机床设计手册。124863NLHT0395N故轴承校核合格39传动系统的轴及轴上零件设计391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）（31）123J2081SJUKNZMBNJ弯曲应力的验算公式为（32）5123W208SWJMPAYN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；优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载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，PSST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JW32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。392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4246DBNDDIA42426323710M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4J9510MNMA扭4652910180NMA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/COS103RTPGNA式中为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载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393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3433211BOABAOCEILMLC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、铣床、磨床等FF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优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载齿轮轮换工作系数，查机床设计手册；LKP当量动载荷，按机床设计手册。1265NLHT3087N故轴承校核合格310传动系统的轴及轴上零件设计3101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）（31）123J2081SJUKNZMBNJ弯曲应力的验算公式为（32）5123W208SWJMPAYN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；36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，PSST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JW优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。轴上的斜齿轮采用调质处理的方式进行热处理3102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4246DBNDDIA42643512653510M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4J9510MNMA扭4615290108NMA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/COS1450RTPGNA式中为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；38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；428510762043JYJYMPAPAA故此五轴花键轴校核合格3103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优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载该一元三次方程求解可得为一实根33211BOABAOCEILMLC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、铣床、磨床等FF多数机床），；13功率利用系数，查表33；NK40速度转化系数，查表32；NK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311主轴合理跨距的计算图31主轴跨距计算图已选定的前后轴径为，162DM10785DM定悬伸量A120MM，主轴孔径为30MM。轴承刚度，主轴最大输出转矩955104274/63415349（NMM）切削力（沿Y轴）FC415349/0094615N背向力（沿X轴）FP05FC2307N总作用力F515972N2PC此力作用于工件上，主轴端受力为F252228N。先假设L/A2，L3A240MM。前后支承反力RA和RB分别为优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载RAF515972773958NLA2401RBF515972257986N根据机械系统设计得KR339得前支承的刚度KA10FR8LA90IZA1COS181506N/；KB16262N/；112MMBAK265主轴的当量外径DE8060/270MM，故惯性矩为I1138108M4640370133AKEA查机械系统设计图得20，与原假设接近，所以最佳跨距AL012020240MM0L合理跨距为（07515），取合理跨距L360MM。0L根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主轴的刚度，增大轴径前轴径D62MM，后轴径D55MM。后支承采用背对背安装的角接触球轴承。312轴的校核（A）主轴的前端部挠度02501SY（B）主轴在前轴承处的倾角RAD