人人文库网 > 图纸下载 > 毕业设计 > CA6140型车床主传动系统设计【D=400mm n=1500rmin nmin=23.6rmin P=7.5kw φ=1.41 Z=18】
CA6140型车床主传动系统设计【D=400mm n=1500rmin nmin=23.6rmin P=7.5kw φ=1.41 Z=18】
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CA6140型车床主传动系统设计【D=400mm
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φ=1.41
Z=18
CA6140
车床
传动系统
设计
400
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CA6140型车床主传动系统设计【D=400mm n=1500rmin nmin=23.6rmin P=7.5kw φ=1.41 Z=18】,CA6140型车床主传动系统设计【D=400mm,n=1500rmin,nmin=23.6rmin,P=7.5kw,φ=1.41,Z=18,CA6140,车床,传动系统,设计,400,mm,1500,rmin
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课程设计(论文)专专 业业 机械设计制造及其自动化机械设计制造及其自动化 班班 级级 学生姓名学生姓名 学学 号号 课课 题题 CA6140CA6140 型车床主传动系统设计型车床主传动系统设计 指导教师指导教师 年年 月月 日日第 2 页 共 57 页摘要摘要CA6140 型车床主传动系统设计，主要包括三方面的设计，即：根据设计题目所给定的机床用途、规格、主轴极限转速、转速数列公比或级数，确定其他有关运动参数，选定主轴各级转速值；通过分析比较，选择传动方案；拟定结构式或结构网，拟定转速图；确定齿轮齿数及带轮直径；绘制传动系统图。其次，根据机床类型和电动机功率，确定主轴及各传动件的计算转速，初定传动轴直径、齿轮模数，确定传动带型号及根数，摩擦片尺寸及数目；装配草图完成后要验算传动件（传动轴、主轴、齿轮、滚动轴承）的刚度、强度或寿命。最后，完成运动设计和动力设计后，要将主传动方案“结构化” ，设计主轴变速箱装配图及零件图，侧重进行传动轴组件、主轴组件、变速机构、箱体、润滑与密封、传动轴及滑移齿轮零件的设计。【关键词】车床、主轴箱、变速系统、主轴组件。第 3 页 共 57 页目录目录目录目录.31、绪论、绪论.62设计计算设计计算.72.1 普通车床的规格 .72.1.1车床的规格系列和用处.72.1.2 操作性能要求.73.主动参数参数的拟定主动参数参数的拟定.83.1 确定传动公比.83.2 主电动机的选择.84.变速结构的设计变速结构的设计.94.1 主变速方案拟定.94.2 变速结构式、结构网的选择.94.2.1 确定变速组及各变速组中变速副的数目.104.2.2 变速式的拟定.104.2.3 结构式的拟定.104.2.4 结构网的拟定.114.2.6 结构式的拟定.114.2.7 确定各变速组变速副齿数.124.3 验算主轴转速误差.134.4 绘制变速系统图 .13第第 5 章章 动力计算动力计算.145.1 带传动设计.145.2 计算设计功率 PD.145.3 选择带型 .155.4 确定带轮的基准直径并验证带速 .165.5 确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 .165.6 确定带的根数Z.175.7 确定带轮的结构和尺寸 .175.8 确定带的张紧装置 .185.9 计算压轴力 .185.10 各传动轴的估算 .185.11 齿轮模数确定和结构设计： .195.12 摩擦离合器的选择与计算 .216、齿轮强度校核、齿轮强度校核.226.1 传动系统的 I 轴及轴上零件设计.22第 4 页 共 57 页6.1.1 齿轮的验算.226.1.2 传动轴 1 的验算 .246.1.3 轴承疲劳强度校核 .256.2 传动系统的轴及轴上零件设计 .266.2.1 齿轮的验算 .266.2.2 传动轴 2 的验算 .296.2.3 轴 2 组件的刚度验算 .306.3 传动系统的轴及轴上零件设计.326.3.1 齿轮的验算 .326.3.2 传动轴 3 的验算.356.3.3 轴 3 组件的刚度验算.366.4 传动系统的轴及轴上零件设计 .386.4.1 齿轮的验算 .386.4.2 传动轴的验算 .406.4.3 轴 4 组件的刚度验算 .416.5 传动系统的轴及轴上零件设计.436.5.1 齿轮的验算 .436.5.2 传动轴的验算 .456.5.3 轴组件的刚度验算 .477.结构设计结构设计.497.1 结构设计的内容、技术要求和方案.497.2 展开图及其布置.497.3 I 轴（输入轴）的设计.497.4 齿轮块设计.507.5 传动轴的设计.517.6 主轴组件设计.527.6.1 各部分尺寸的选择.527.6.2 主轴材料和热处理.527.6.3 主轴轴承.537.6.4 主轴与齿轮的连接.547.6.5 润滑与密封.54设计心得设计心得.55结结 论论.56参考文献参考文献.57致致 谢谢.58第 5 页 共 57 页CA6140CA6140 型车床主传动系统设计型车床主传动系统设计1、绪论、绪论机床技术参数有主参数和基本参数，他们是运动传动和结构设计的依据，影响到机床是否满足所需要的基本功能要求，参数拟定就是机床性能设计。主参数是直接反映机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据，如车床的最大加工直径，一般在设计题目中给定，基本参数是一些加工件尺寸、机床结构、运动和动力特性有关的参数，可归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数。通用车床工艺范围广，所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬质合金刀具又用高速钢刀具。因此，必须对所设计的机床工艺范围和使用情况做全面的调研和统计，依据某些典型工艺和加工对象，兼顾其他的可能工艺加工的要求，拟定机床技术参数，拟定参数时，要考虑机床发展趋势和同国内外同类机床的对比，使拟定的参数最大限度地适应各种不同的工艺要求和达到机床加工能力下经济合理。机床主传动系因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应满足的基本要求有：满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床主轴油足够的转速范围和转速级数；满足机床传递动力的要求。主电动机和传动机构能提供足够的功率和转矩，具有较高的传动效率；满足机床工作性能要求。主传动中所有零部件有足够的刚度、精度和抗震性，热变形特性稳定；满足产品的经济性要求。传动链尽可能简短，零件数目要少，以便节约材料，降低成本。本论文从资料查阅总体设计模块设计撰写论文历时三个月，具体流程如下所示：资料查阅、熟悉课题绘制装配草图各零部件的尺寸确定校核各零件的强度绘制装配图和部分零件图撰写论文、科技翻译第 6 页 共 57 页2设计计算设计计算2.1 普通车床的规格普通车床的规格2.1.1 车床的规格系列和用处车床的规格系列和用处普通机床的规格和类型有系列型号作为设计时应该遵照的基础。因此，对这些基本知识和资料作些简要介绍。本次设计的是普通型车床主轴变速箱。主要用于加工回转体。表 1.1 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数表工件最大回转直径(mm)maxD电机转速n( )minr最低转速( minn)minr电机功率P（kW）公比转速级数Z400150023.67.51.41182.1.2 操作性能要求操作性能要求1）具有皮带轮卸荷装置2）手动操纵双向片式摩擦离合器实现主轴的正反转及停止运动要求3）主轴的变速由变速手柄完成第 7 页 共 57 页3.主动参数参数的拟定主动参数参数的拟定3.1 确定传动公比确定传动公比根据【1】公式（3-2）因为已知，78P85.5026. 11181znR120085.506 .23minmaxnRnn根据【1】表 3-5 标准公比。这里我们取标准公比系列=1.26.77P因为=1.26=，根据【1】表 3-6 标准数列。首先找到最小极限转速406. 177P23.6，再每跳过 3 个数（1.261.06）取一个转速，即可得到公比为 1.26 的数列：23.6，30，37.5，47.5，60，75，95，118，150，190，236，300，375，475，600，750，950，1180.3.2 主电动机的选择主电动机的选择合理的确定电机功率 P，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。现在以常见的中碳钢为工件材料，取 45 号钢，正火处理，车削外圆，表面粗糙度=3.2mm。采用车刀具，可转位外圆车刀，刀杆尺寸：16mm 25mm。刀aR具几何参数：=15 ，=6 ，=75 ，=15 ，=0 ，=-0o0ororoo0110 ，b=0.3mm，r =1mm。o1re现以确定粗车是的切削用量为设计： 确定背吃刀量和进给量 f，根据【2】表 8-50，取 4mm，f 取 0.6pa444Ppa。rmm 确定切削速度，参【2】表 8-57，取 V =1.7。448Pcsm 机床功率的计算，主切削力的计算 根据【2】-表 8-59 和表 8-60，主切削力的计算449P450P第 8 页 共 57 页公式及有关参数：F =9.81 ZFcn60FcCFcZaFcZfFcZvFcK =9.81270 40.92 0.9515. 060 75. 06 . 015. 07 . 1 =3242（N）切削功率的计算 =3242 1.7=5.5（kW）cPcFcv310310依照一般情况，取机床变速效率=0.8.=6.86(kW)ZP8 . 05 . 5根据【3】表 12-1 Y 系列（IP44）电动机的技术数据,Y 系列167P（IP44）电动机为一般用途全封闭自扇冷式笼型异步电动机，具有防尘埃、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，B 级绝缘，工业环境温度不超过+40，相对湿度不超过 95%，海拔高度不超过 1000m，额定电压 380V，频率 50Hz。适用于无特殊要求的机械上，如机床，泵，风机，搅拌机，运输机，农业机械等。根据以上要求，我们选取 Y132M-4 型三相异步电动机，额定功率 7.5kW,满载转速 1440，额定转矩 2.2，质量 81kg。minr 至此，可得到上表 1.1 中的车床参数。4.变速结构的设计变速结构的设计4.1 主变速方案拟定主变速方案拟定拟定变速方案，包括变速型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个变速系统的确定。变速型式则指变速和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的变速型式、变速类型。变速方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定变速方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。变速方案有多种，变速型式更是众多，比如：变速型式上有集中变速，分离变速；扩大变速范围可用增加变速组数，也可采用背轮结构、分支变速等型式；变速箱上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。显然，可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。此次设计中，我们采用集中变速型式的主轴变速箱。第 9 页 共 57 页4.2 变速结构式、结构网的选择变速结构式、结构网的选择结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的变速不失为有用的方法，但对于分析复杂的变速并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。4.2.1 确定变速组及各变速组中变速副的数目确定变速组及各变速组中变速副的数目数为 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、Z个变速副。即 Z321ZZZZ 传动副中由于结构的限制以 2 或 3 为合适，即变速级数 Z 应为 2 和 3 的因子，为实现18 级主轴转速变化的传动系统可以以下多种传动副组合： 18=332 18=323 18=233 等18 级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴箱的具体结构、装置性能，应满足前多后少的原则，主轴上的传动副数主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上的齿轮少些为好。综上所述，传动式为 18=3324.2.2 变速式的拟定变速式的拟定 12 级转速变速系统的变速组，选择变速组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。在轴如果安置换向摩擦离合器时，为减少轴向尺寸，第一变速组的变速副数不能多，以 2 为宜。主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好。最后一个变速组的变速副数常选用 2。 18=332 18=323 18=233 等4.2.3 结构式的拟定结构式的拟定18 级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴箱的具体结构、装置性能，应满足前多后少的原则，主轴上的传动副数主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上的齿轮少些为好。综上所述，传动式为 18=332设计车床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，在降速变速中，一般限制限制最小变速比 ；为避免扩大传动误41minu差，减少震动噪声，在升速时一般限制最大转速比。斜齿圆柱齿轮传动2maxu较平稳，可取。因此在主变速链任一变速组的最大变速范围5 . 2maxu第 10 页 共 57 页。在设计时必须保证中间变速轴的变)108(25. 0)5 . 22(minmaxmaxuuR速范围最小。4.2.4 结构网的拟定结构网的拟定2）确定变速组扩大顺序：18=332 的传动副组合，在降速传动中，为防止齿轮直径过大而径向尺寸，常限制最小传动比在升速时为防止产生过大的噪声和震动常限制最大转速比。在主传动链任2imax一传动组的最大变速范围。根据前密后疏的原则，初选结构式108)/(Rminmaxmaxii如下： 93123318在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小，根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下：检查传动组的变速范围时，只需检查最后一个扩大组，第二扩大组的变速范围是:，其中1322RPx2P6X62 . 122，所以，符合要求108862 . 1R1 -2934.2.6 结构式的拟定结构式的拟定绘制转速图、选择 Y132M-4 型 Y 系列笼式三相异步电动机。第 11 页 共 57 页、分配总降速变速比 总降速变速比 017. 01440/6 .23/mindnni 又电动机转速不符合转速数列标准，因而增加一定比变速min/1440rnd副。4.2.7 确定各变速组变速副齿数确定各变速组变速副齿数齿轮齿数的确定，当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和及zS小齿轮的齿数可以从【1】表 3-9 中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于1820。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于 4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。第 12 页 共 57 页在保证输出的转速准确的前提下，应尽量减少齿轮齿数，是齿轮结构尺寸紧凑。齿轮齿数的确定原则：实际转速与标准转速 n 的相对转速误差为：nn%1011nnnnnn齿轮副的齿数和；120100zS满足结构安装要求，相邻轴承孔德壁厚不小于 3mm。当变速组内各齿轮副的齿数和不相等时，齿数和的差不能大于 3。利用查表法求出各传动组齿轮齿数如下表：4.3 验算主轴转速误差验算主轴转速误差主轴各级实际转速值用下式计算：321211uuuddnnE式子中 u1、u2、u3 分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比， 取 0.05。转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示：其中 n为主轴标准转速。转速误差表主轴转速n1n2n3n4n5n6n7n8n9标准转速26.53037.547.5607595118150实际转速26.83037.547.6607597.3118150转速误差%0.95000.95001.8400主轴转速n10n11n12n13n14n15n16n17n18标准转速1902363003754756007509501180实际转速190.6236303.8376.1475607.5752.39601185转速误差%0.2401.550.201.60.230.81.56转速误差满足要求。4.4 绘制变速系统图绘制变速系统图根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图：变速组第一变速组第二变速组第三变速组齿数和729095齿轮1z2z3z4z5z6z7z8z9z10z11z12z13z14z15z16z齿数32402448284445453060187263321976%110nn-nn第 13 页 共 57 页第第 5 章章 动力计算动力计算5.1 带传动设计带传动设计输出功率P=7.5KW,转速n1=1440r/min,n2=750r/min5.2 计算设计功率计算设计功率 PdedAdPKP 表表 4 工作情况系数AK原动机类类一天工作时间/h工作机1010161610101616载荷平稳液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（） ；离7.5kW1.01.11.21.11.21.3第 14 页 共 57 页心式压缩机；轻型运输机载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物） ，通风机（） ；发电机；7.5kW旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛1.11.21.31.21.31.4载荷变动较大螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式等） ；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机1.31.41.51.51.61.8根据 V 带的载荷平稳，两班工作制（16 小时） ，查机械设计P296表表 4 4，取 KA1.1。即1.1 77.7kWdAedPK PkW5.3 选择带型选择带型普通 V 带的带型根据传动的设计功率 Pd 和小带轮的转速 n1 按机械设计P297 图 1311选取。根据算出的 Pd7.7kW 及小带轮转速 n11440r/min ，查图得：d d=80100 可知应选取 A 型 V 带。第 15 页 共 57 页5.4 确定带轮的基准直径并验证带速确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计P298表 137 查得，小带轮基准直径为 80100mm则取 dd1= 95mm ddmin.=75 mm（dd1根据 P295表 13-4 查得）表表 3.3. V 带带轮最小基准直径mindd槽型YZABCDEmindd20507512520035550021211440=1.92,=95 1.92=182.4mm750ddddidd所以 由机械设计P295表 13-4 查“V 带轮的基准直径” ，得=180mm2dd 误差验算传动比：（为弹性滑动率）21180=1.9334(1)95 (1 2%)dddid误误差，符合要求111.9334 1.92100%100%0.698%5%1.92iiii误 带速 195 1440v=7.54/60 100060 1000dd nm s满足 5m/sv300mm，所以宜选用 E 型轮辐式带轮。总之，小带轮选 H 型孔板式结构，大带轮选择 E 型轮辐式结构。第 17 页 共 57 页带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。5.8 确定带的张紧装置确定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。5.9 计算压轴力计算压轴力 由机械设计P303表 1312 查得，A 型带的初拉力 F0125.82N，上面已得到=168.03o，z=7，则1a1a2sin=1754.83N2oFzF5.10 各传动轴的估算各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，不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。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刚度。1） 、主轴计算转速 主轴计算转速是第一个三分之一转速范围内的最高一级转速，即： min/95.7426. 16 .23nn131813minrZ2） 、其余各轴的计算转速 n=125r/min, n=500r/min, n=800r/min3） 、各轴最小直径的确定： 实心轴 ： 空心轴：mmnP03Ad 4301AdnP其中： P电动机额定功率 系数，可查表得到0A 该传动轴的计算转速n 6 . 05 . 0轴：,K=1.06,A=12096. 01 取： 22 mm63.2080096. 05 . 7110d3mm轴：，93. 098. 099. 096. 02第 18 页 共 57 页 取：25mm89.2350093. 05 . 7110d3mm轴：90. 098. 099. 093. 03 取：36mm08.3412590. 05 . 7100d3mm轴：875. 098. 099. 090. 04 取：40mm16.370.5-1001875. 05 . 7100d43mm5.11 齿轮模数确定和结构设计：齿轮模数确定和结构设计：齿轮模数的估算。通常同一变速组内的齿轮取相同的模数，如齿轮材料相同时，选择负荷最重的小齿轮，根据齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条件按【5】表 7-17 进行估算模数和，并按其中较大者选取相近的标准模HmFm数，为简化工艺变速传动系统内各变速组的齿轮模数最好一样，通常不超过23 种模数。先计算最小齿数齿轮的模数，齿轮选用直齿圆柱齿轮及斜齿轮传动，查【4】表 10-8 齿轮精度选用 7 级精度，再由【4】表 10-1 选择小齿轮材料为40C (调质)，硬度为 280HBS：r根据【5】表 7-17；有公式：齿面接触疲劳强度：322) 1(16020HPjmHznKPm齿轮弯曲疲劳强度：3430FPjmFznKPm、a 变速组：分别计算各齿轮模数，先计算最小齿数 28 的齿轮。齿面接触疲劳强度：322) 1(16020HPjmHznKPm其中: -公比 ； = 2； P-齿轮传递的名义功率；P = 0.96 7.5=7.2KW； -齿宽系数=；mm105mb -齿轮许允接触应力，由【5】图 7-6 按 MQHPlim9 . 0HHPlimH线查取;第 19 页 共 57 页 -计算齿轮计算转速;jnK-载荷系数取 1.2。=650MPa，limHMPaMPaHP5859 . 0650mmmH14. 3800585228832 . 72 . 11602032212齿轮弯曲疲劳强度：3430FPjmFznKPm其中: P-齿轮传递的名义功率；P = 0.96 7.5=7.2KW； -齿宽系数=；mm105mb -齿轮许允齿根应力，由【5】图 7-11 按 MQFPlim4 . 1FFPlimF线查取；-计算齿轮计算转速; jnK-载荷系数取 1.2。，MPaF300limMPaMPaFP4204 . 1300mmmF1 . 24202880082 . 72 . 143031标准齿轮：25. 0, 1h20ca，齿轮具体参数见下表：齿轮齿数 Z模数 m分度圆d齿顶圆ad齿根圆fd齿宽 b1373111117103.5252473141147133.520335310511197.5254493147153139.5205283849076.5256563168174160.520第 20 页 共 57 页7453135141127.5358453135141127.5309303909682.53510603180186172.53011183546046.53512723216222208.53013633.5220.5227.5211.753514323.5112119103.253015193.566.573.557.753516763.5266273257.25305.12 摩擦离合器的选择与计算摩擦离合器的选择与计算1） 、确定摩擦片的径向尺寸：摩擦片的外径尺寸受到外形轮廓的限制，内径又由安装它的轴径 d 来决定，而内外径的尺寸决定着内外摩擦片的环形接触面积的大小，直接影响离合器的结构与性能。表示这一特性系数是外片内径 D1 与内片外径 D2 之比，即21DD一般外摩擦片的内径可取：D1=d+(26)=30+4=34mm;机床上采用的摩擦片值可在 0.570.77 范围内，此处取=0.6，则内摩擦片外径 D2=57mm。1D6 . 034按扭矩确定摩擦离合面的数目 Z：mVZKKfPKTZK)D-(D101231323c其中 T 为离合器的扭矩 =9550=9550=84.9Nmm；KTTcKnPjd3 . 1*8005 . 5 K安全系数，此处取为 1.3； P摩擦片许用比压，取为 1.2MPa； f摩擦系数，查得 f=0.06；KV速度修正系数，根据平均圆周速度查表取为 1.35；结合次数修正系数，查表为 1；mK将以上数据代入公式计算得=9.38 圆整为整偶数 12，离合器内外摩擦片总数ZKZ第 21 页 共 57 页i=Z+1=13。2） 、计算摩擦离合器的轴向压力 Q： Q=SPKV =1256*1.2*1.3 =1959.36（N）摩擦片厚度 b = 1，1.5，1.75，2 毫米，一般随摩擦面中径增大而加大。内外片分离时的最小间隙为（0.20.4）mm。3） 、反转时摩擦片数的确定：普通车床主轴反转时一般不切削，故反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗确定。普通车床主轴高速空转功率 Pk 一般为额定功率 Pd 的 2040%，取 Pk = 0.4Pd，计算反转静扭矩为 Pk = 2.2KW，代入公式计算出 Z5.7，圆整为整偶数 6，离合器内外摩擦片总数为7。6、齿轮强度校核、齿轮强度校核6.1 传动系统的传动系统的 I 轴及轴上零件设计轴及轴上零件设计6.1.1 齿轮的验算齿轮的验算 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）123j12081SjuK K K K NZmuBn j弯曲应力的验算公式为 （3-2） 5123w22081 10()SwjK K K K NMPaZm BYn 式中 N-齿轮传递功率（KW） ，N=；dN 160TOnTKmCT-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ST取=1500020000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为 T=ST第 22 页 共 57 页/P，P 为变速组的传动副数； ST-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 ）OC m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；QK的极限值，见表 3-5，当时，则取=；SKmaxSKminSKSKmaxSKSKmaxSK当时，取=；SKminSKSKminSK工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.21.6；1K1K动载荷系数，查表 3-6；2K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，jw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：1130820 /min230dnnr1300.980.511230 N=5.625kwdN 820 /minjnnr3在离合器两齿轮中齿数最少的齿轮为 502.25，且齿宽为 B=12mm第 23 页 共 57 页u=1.05=1250Mj32081 10(1.05 1) 1.2 1.31.04 3.72 5.6251018.1550 2.251.05 12 820MPjP符合强度要求。验算 562.25 的齿轮：=1250MPj32081 10(1.05 1) 1.2 11.04 3.72 5.62591056 2.251.05 12 820MP j符合强度要求6.1.2 传动轴传动轴 1 的验算的验算对于传动轴，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 =424()()()64db N DdDdImm424432.26 8 (3832.2) (3832.2)7.42 1064mm 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：=4jN955 10(N mm)nM扭445.625955 106.55 10820N mm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4322 6.55 102.34 10 ND56tMP扭式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力：rP()/cos ()rtPP tgN第 24 页 共 57 页式中 为齿轮的啮合角，20；齿面摩擦角，；5.72 齿轮的螺旋角；0故N30.51.17 10rtPP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：max228,()()njyjyMMPaDdlNK 式中 花键传递的最大转矩（） ；maxnMN mm 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=0.70.8； 4228 6.55 103.620()(3832.2 ) 85 6 0.7jyjyMPaMPa 故此花键轴校核合格6.1.3 轴承疲劳强度校核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：hL jhjFNnnnj500() ( )CfCf K K KlPC(N)f Lh C Th1000015000nhFNCfLThf K KlP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） ；第 25 页 共 57 页速度系数， 为滚动轴承的计算转速（r/mm） nf1003nifn in 寿命系数， nf500nnLf 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工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、Ff 磨床等多数机床） ，；1.11.3Ff功率利用系数，查表 33；NK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 ；lKP当量动载荷，按机床设计手册 。 124863 nLhT232003 nLhT 319852 nLhT故轴承校核合格6.2 传动系统的传动系统的轴及轴上零件设计轴及轴上零件设计6.2.1 齿轮的验算齿轮的验算 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）123j12081SjuK K K K NZmuBn j弯曲应力的验算公式为第 26 页 共 57 页 （3-2） 5123w22081 10()SwjK K K K NMPaZm BYn 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：SKSTnNQKK K K K-工作期限系数：TK160TOnTKmCT-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ST取=1500020000h，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； ST-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 ）OC m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；QK的极限值，见表 3-5，当时，则取=；SKmaxSKminSKSKmaxSKSKmaxSK当时，取=；SKminSKSKminSK工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.21.6；1K1K动载荷系数，查表 3-6；2K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第 27 页 共 57 页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，jw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：1305614501207.78 /min23038nr36130560.98 0.990.76923038m=2.25N=5.77kwdN 1207.78 /minjnnr3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 10(1.05 1) 1.2 1.31.04 3.72 5.421195.8238 2.251.05 14 1207.78MPj故双联滑移齿轮符合标准验算齿轮：1207.78 /minjnnr37213056390.98 0.990.970.6802303841N=5.1kw B=14mm u=4dN =1250MPj32081 10(4 1) 1.2 11.04 3.72 5.1927.4922 2.254 14 1207.78MP j故此齿轮合格验算齿轮：1207.78 /minjnnr37130560.98 0.990.68023038N=5.1kw B=14mm u=1dN =1250MPj32081 10(1 1) 1.2 11.04 3.72 5.11131.2430 2.25114 1207.78MP j故此齿轮合格第 28 页 共 57 页6.2.2 传动轴传动轴 2 的验算的验算对于传动轴，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 =424()()()64db N DdDdImm4244326 8 (3632) (3632)6.534 1064mm 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：=4jN955 10(N mm)nM扭445.42955 104.51 101148.86N mm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：tP4322 4.51 10N1.804 10 ND50tMP扭（）式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力：rP()/cos ()902rtPP tgNN式中 为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；=27.86mm22()0.1MTdmm 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：第 29 页 共 57 页max228,()()njyjyMMPaDdlNK 式中 花键传递的最大转矩（） ；maxnMN mm 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=0.70.8； 4228 4.51 102.0420()(3632 ) 116 8 0.7jyjyMPaMPa 故此花键轴校核合格6.2.3 轴轴 2 组件的刚度验算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：36610oBOBBAEIlCEILC CCC式中 L。合理跨距； C 主轴悬伸梁； 后前支撑轴承刚度ACBC 该一元三次方程求解可得为一实根：33212(1)()12()(1)(1)BOBABBAOBACEILmmCCEICmmCCCLCCC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。其额定寿命第 30 页 共 57 页的计算公式为：hL jhjFNnnnj500() ( )CfCf K K KlPC(N)f Lh C Th1000015000nhFNCfLThf K KlP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） nf1003nifn in 寿命系数， nf500nnLf 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） ，；1.11.3Ff功率利用系数，查表 33；NK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 ；lKP当量动载荷，按机床设计手册 。 124863 nLhT232003 nLhT 319852 nLhT故轴承校核合格第 31 页 共 57 页6.3 传动系统的传动系统的轴及轴上零件设计轴及轴上零件设计6.3.1 齿轮的验算齿轮的验算 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）123j12081SjuK K K K NZmuBn j弯曲应力的验算公式为 （3-2） 5123w22081 10()SwjK K K K NMPaZm BYn 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：SKSTnNQKK K K K-工作期限系数：TK160TOnTKmCT-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ST第 32 页 共 57 页取=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； ST-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 ）OC m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；QK的极限值，见表 3-5，当时，则取=；SKmaxSKminSKSKmaxSKSKmaxSK当时，取=；SKminSKSKminSK工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.21.6；1K1K动载荷系数，查表 3-6；2K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，jw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。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：130563914501148.86 /min2303841nr3713056390.98 0.990.7232303841N=5.42kwdN 1148.86 /minjnnr3第 33 页 共 57 页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 10(1.05 1) 1.2 1.31.04 3.72 5.42118941 2.251.05 20 1148.86MPj故三联滑移齿轮符合标准验算齿轮：1148.86 /minjnnr37213056390.98 0.990.970.6802303841N=5.1kw B=15mm u=1 dN =1250MPj32081 10(1 1) 1.2 11.04 3.72 5.191050 2.5115 1148.86MP j故此齿轮合格验算的齿轮：1148.86 /minjnnr37213056390.98 0.990.970.6802303841N=5.1kw B=10mm u=4dN =1250MPj32081 10(4 1) 1.2 11.04 3.72 5.155863 34 10 1148.86MP j故此齿轮合格验算齿轮：1148.86 /minjnnr37213056390.98 0.990.970.6802303841N=5.1kw B=10mm u=1dN =1250MPj32081 10(1 1) 1.2 11.04 3.72 5.1123944 2115 1148.86MP j故此齿轮合格第 34 页 共 57 页6.3.2 传动轴传动轴 3 的验算的验算对于传动轴，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 =424()()()64db N DdDdImm4244326 8 (3632) (3632)6.534 1064mm 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：=4jN955 10(N mm)nM扭445.42955 104.51 101148.86N mm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：tP4322 4.51 10N1.804 10 ND50tMP扭（）式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力：rP()/cos ()902rtPP tgNN式中 为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；=27.86mm22()0.1MTdmm 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：max228,()()njyjyMMPaDdlNK 第 35 页 共 57 页式中 花键传递的最大转矩（） ；maxnMN mm 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=0.70.8； 4228 4.51 102.0420()(3632 ) 116 8 0.7jyjyMPaMPa 故此三轴花键轴校核合格6.3.3 轴轴 3 组件的刚度验算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：36610oBOBBAEIlCEILC CCC式中 L。合理跨距； C 主轴悬伸梁； 后前支撑轴承刚度ACBC 该一元三次方程求解可得为一实根：33212(1)()12()(1)(1)BOBABBAOBACEILmmCCEICmmCCCLCCC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。第 36 页 共 57 页其额定寿命的计算公式为：hL jhjFNnnnj500() ( )CfCf K K KlPC(N)f Lh C Th1000015000nhFNCfLThf K KlP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） nf1003nifn in 寿命系数， nf500nnLf 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工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、Ff 磨床等多数机床） ，；1.11.3Ff功率利用系数，查表 33；NK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 ；lKP当量动载荷，按机床设计手册 。 124863 nLhT232003 nLhT 319852 nLhT故轴承校核合格第 37 页 共 57 页6.4 传动系统的传动系统的轴及轴上零件设计轴及轴上零件设计6.4.1 齿轮的验算齿轮的验算 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）123j12081SjuK K K K NZmuBn j弯曲应力的验算公式为 （3-2） 5123w22081 10()SwjK K K K NMPaZm BYn 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：SKSTnNQKK K K K-工作期限系数：TK160TOnTKmCT-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ST第 38 页 共 57 页取=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； ST-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 ）OC m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；QK的极限值，见表 3-5，当时，则取=；SKmaxSKminSKSKmaxSKSKmaxSK当时，取=；SKminSKSKminSK工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.21.6；1K1K动载荷系数，查表 3-6；2K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，jw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：13051222020265814501400 /min230435880805858nr371305122202026580.98 0.990.723230435880805858N=5.42kwdN1400 /minjnnr3第 39 页 共 57 页齿轮的模数与齿数为 332，且齿宽为 B=20mmu=1.05=1250j32081 10(1.05 1) 1.2 1.3 1.04 3.72 5.42120133 21.05 20 10MPjMP故齿轮符合标准验算齿轮：1400 /minjnnr3721305122202026580.98 0.990.970.680230435880805858N=5.1kw B=20mm u=1 dN =1250MPj32081 10(1 1) 1.2 1 1.04 3.72 5.1113558 21 15 10MP j故此齿轮合格6.4.2 传动轴的验算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 =424()()()64db N DdDdImm4244266 6 (3226) (3226)3.377 1064mm 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：=4jN955 10(N mm)nM扭465.42955 105.18 1010N mm式中 N该轴传递的最大功率（kw）;第 40 页 共 57 页 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：tP6522 5.18 10N2.35 10 ND32tMP扭（）式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力：rP()/cos ()1003rtPP tgNN式中 为齿轮的啮合角；=22.32mm22()0.1MTdmm 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：max228,()()njyjyMMPaDdlNK 式中 花键传递的最大转矩（） ；maxnMN mm 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=0.70.8； 6228 5.18 1014.620()(3226 ) 116 8 0.7jyjyMPaMPa 故此花键轴校核合格6.4.3 轴轴 4 组件的刚度验算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 点家在时主第 41 页 共 57 页轴和轴承两相柔度的迭加，其极值方程为：36610oBOBBAEIlCEILC CCC式中 L。合理跨距； C 主轴悬伸梁； 后前支撑轴承刚度ACBC 该一元三次方程求解可得为一实根：33212(1)()12()(1)(1)BOBABBAOBACEILmmCCEICmmCCCLCCC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：hL jhjFNnnnj500() ( )CfCf K K KlPC(N)f Lh C Th1000015000nhFNCfLThf K KlP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） nf1003nifn in 寿命系数， nf500nnLf 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第 42 页 共 57 页工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、Ff 磨床等多数机床） ，；1.11.3Ff功率利用系数，查表 33；NK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 ；lKP当量动载荷，按机床设计手册 。 126125 nLhT231205 nLhT 318756 nLhT故轴承校核合格6.5 传动系统的传动系统的轴及轴上零件设计轴及轴上零件设计6.5.1 齿轮的验算齿轮的验算 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）123j12081SjuK K K K K NZmuBn j弯曲应力的验算公式为 （3-2） 5123w22081 10()SwjK K K K NMPaZm BYn 式中 N-齿轮传递功率（KW） ，N=；dN -电动机额定功率（KW） ；dN第 43 页 共 57 页 -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：SKSTnNQKK K K K-工作期限系数：TK160TOnTKmCT-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ST取=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； ST-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 ）OC m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；QK的极限值，见表 3-5，当时，则取=；SKmaxSKminSKSKmaxSKSKmaxSK当时，取=；SKminSKSKminSK工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.21.6；1K1K动载荷系数，查表 3-6；2K第 44 页 共 57 页齿向载荷分布系数，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，jw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：1305639505114501148.86 /min23038415050nr39130563950510.98 0.990.72323038415050N=5.42kwdN 1148.86 /minjnnr3验算的齿轮：1148.86 /minjnnr392130563950200.98 0.990.970.18423038415080N=211.39kw B=26mm u=1 dN =1250MPj32081 10(1 1) 1.2 11.04 3.72 211.3956050 2.5115 1148.86MP j故此齿轮合格验算齿轮：1148.86 /minjnnr392130563950200.98 0.990.970.68023038415080N=5.1kw B=10mm u=4dN =1250MPj32081 10(4 1) 1.2 11.04 3.72 5.155880 2.54 10 1148.86MP j第 45 页 共 57 页故此齿轮合格6.5.2 传动轴的验算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 =424()()()64db N DdDdImm426435152 6 (4535) (4535)1.65 1064mm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：=4jN955 10(N mm)nM扭46152955 101.26 101148.86N mm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：tP6422 1.26 10N5.04 10 ND50tMP扭（）式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力：rP()/cos ()1450rtPP tgNN式中 为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；=31.43mm22()0.1MTdmm 符合校验条件第 46 页 共 57 页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：max228,()()njyjyMMPaDdlNK 式中 花键传递的最大转矩（） ；maxnMN mm 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=0.70.8； 4228 4.51 107.0620()(4535 ) 152 6 0.7jyjyMPaMPa 故此五轴花键轴校核合格6.5.3 轴组件的刚度验算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：36610oBOBBAEIlCEILC CCC式中 L。合理跨距； C 主轴悬伸梁； 后前支撑轴承刚度ACBC 该一元三次方程求解可得为一实根：第 47 页 共 57 页33212(1)()12()(1)(1)BOBABBAOBACEILmmCCEICmmCCCLCCC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：hL jhjFNnnnj500() ( )CfCf K K KlPC(N)f Lh C Th1000015000nhFNCfLThf K KlP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） nf1003nifn in 寿命系数， nf500nnLf 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工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、Ff 磨床等多数机床） ，；1.11.3Ff功率利用系数，查表 33；NK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 ；lK第 48 页 共 57 页P当量动载荷，按机床设计手册 。 124863 nLhT232003 nLhT 319852 nLhT故轴承校核合格7.结构设计结构设计7.1 结构设计的内容、技术要求和方案结构设计的内容、技术要求和方案设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等） 、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题：精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传动效率要求，主轴前轴承处温度和温升的控制，结构工艺性，操作方便、安全、可靠原则，遵循标准化和通用化的原则。主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由于结构复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。目的是：1）布置传动件及选择结构方案。2）检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况，以便及时改正。3）确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置，以确定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。7.2 展开图及其展开图及其布布置置展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。I 轴上装的摩擦离合器和变速齿轮。有两种布置方案，一是将两级变速齿轮和离合器做成一体。齿轮的直径受到离合器内径的约束，齿根圆的直径必须大于离合器的外径，否则齿轮无法加工。这样轴的间距加大。另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上，左边部分接通，得到一级反向转动，右边接通得到三级正向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。我们采用第二种方案，通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。总布置时需要考虑制动器的位置。制动器可以布置在背轮轴上也可以放在第 49 页 共 57 页其他轴上。制动器不要放在转速太低轴上，以免制动扭矩太大，使制动器尺寸增大。齿轮在轴上布置很重要，关系到变速箱的轴向尺寸，减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。7.3 I 轴（输入轴）的设计轴（输入轴）的设计将运动带入变速箱的带轮一般都安装在轴端，轴变形较大，结构上应注意加强轴的刚度或使轴部受带轮的拉力（采用卸荷装置） 。I 轴上装有摩擦离合器，由于组成离合器的零件很多，装配很不方便，一般都是在箱外组装好 I 轴在整体装入箱内。我们采用的卸荷装置一般是把轴承装载法兰盘上，通过法兰盘将带轮的拉力传递到箱壁上。车床上的反转一般用于加工螺纹时退刀。车螺纹时，换向频率较高。实现正反转的变换方案很多，我们采用正反向离合器。正反向的转换在不停车的状态下进行，常采用片式摩擦离合器。由于装在箱内，一般采用湿式。在确定轴向尺寸时，摩擦片不压紧时，应留有 0.20.4的间隙，间隙mm应能调整。离合器及其压紧装置中有三点值得注意：1）摩擦片的轴向定位：由两个带花键孔的圆盘实现。其中一个圆盘装在花键上，另一个装在花键轴上的一个环形沟槽里，并转过一个花键齿，和轴上的花键对正，然后用螺钉把错开的两个圆盘连接在一起。这样就限制了轴向和周向的两个自由度，起了定位作用。2）摩擦片的压紧由加力环的轴向移动实现，在轴系上形成了弹性力的封闭系统，不增加轴承轴向复合。3）结构设计时应使加力环推动摆杆和钢球的运动是不可逆的，即操纵力撤消后，有自锁作用。I 轴上装有摩擦离合器，两端的齿轮是空套在轴上，当离合器接通时才和轴一起转动。但脱开的另一端齿轮，与轴回转方向是相反的，二者的相对转速很高（约为两倍左右） 。结构设计时应考虑这点。齿轮与轴之间的轴承可以用滚动轴承也可以用滑动轴承。滑动轴承在一些性能和维修上不如滚动轴承，但它的径向尺寸小。空套齿轮需要有轴向定位，轴承需要润滑。7.4 齿轮块设计齿轮块设计齿轮是变速箱中的重要元件。齿轮同时啮合的齿数是周期性变化的。也就是说，作用在一个齿轮上的载荷是变化的。同时由于齿轮制造及安装误差等，不可避免要产生动载荷而引起振动和噪音，常成为变速箱的主要噪声源，并影响主轴回转均匀性。在齿轮块设计时，应充分考虑这些问题。齿轮块的结构形式很多，取决于下列有关因素：1） 是固定齿轮还是滑移齿轮；2） 移动滑移齿轮的方法；3） 齿轮精度和加工方法；第 50 页 共 57 页变速箱中齿轮用于传递动力和运动。它的精度选择主要取决于圆周速度。采用同一精度时，圆周速度越高，振动和噪声越大，根据实际结果得知，圆周速度会增加一倍，噪声约增大 6dB。工作平稳性和接触误差对振动和噪声的影响比运动误差要大，所以这两项精度应选高一级。为了控制噪声，机床上主传动齿轮都要选用较高的精度。大都是用 766，圆周速度很低的，才选 877。如果噪声要求很严，或一些关键齿轮，就应选 655。当精度从 766 提高到 655 时，制造费用将显著提高。不同精度等级的齿轮，要采用不同的加工方法，对结构要求也有所不同。8 级精度齿轮，一般滚齿或插齿就可以达到。7 级精度齿轮，用较高精度滚齿机或插齿机可以达到。但淬火后，由于变形，精度将下降。因此，需要淬火的 7 级齿轮一般滚（插）后要剃齿，使精度高于 7，或者淬火后在衍齿。6 级精度的齿轮，用精密滚齿机可以达到。淬火齿轮，必须磨齿才能达到6 级。机床主轴变速箱中齿轮齿部一般都需要淬火。滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿，有规定的形状和尺寸。圆齿和倒角性质不同，加工方法和画法也不一样，应予注意。选择齿轮块的结构要考虑毛坯形式（棒料、自由锻或模锻）和机械加工时的安装和定位基面。尽可能做到省工、省料又易于保证精度。齿轮磨齿时，要求有较大的空刀（砂轮）距离，因此多联齿轮不便于做成整体的，一般都做成组合的齿轮块。有时为了缩短轴向尺寸，也有用组合齿轮的。要保证正确啮合，齿轮在轴上的位置应该可靠。滑移齿轮在轴向位置由操纵机构中的定位槽、定位孔或其他方式保证，一般在装配时最后调整确定。7.5 传动轴的设计传动轴的设计 机床传动轴，广泛采用滚动轴承作支撑。轴上要安装齿轮、离合器和制动器等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。首先传动轴应有足够的强度、刚度。如挠度和倾角过大，将使齿轮啮合不良，轴承工作条件恶化，使振动、噪声、空载功率、磨损和发热增大；两轴中心距误差和轴芯线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。传动轴可以是光轴也可以是花键轴。成批生产中，有专门加工花键的铣床和磨床，工艺上并无困难。所以装滑移齿轮的轴都采用花键轴，不装滑移齿轮的轴也常采用花键轴。花键轴承载能力高，加工和装配也比带单键的光轴方便。轴的部分长度上的花键，在终端有一段不是全高，不能和花键空配合。这是加工时的过滤部分。一般尺寸花键的滚刀直径为 6585。刀Dmm机床传动轴常采用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升、空载功率和噪声等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支撑孔的加工精度要求都比较高。因此球轴承用的更多。但是滚锥轴承内外圈可以分开，装配方便，间隙容易调整。所以有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选第 51 页 共 57 页择轴承的型号和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其他结构条件。同一轴心线的箱体支撑直径安排要充分考虑镗孔工艺。成批生产中，广泛采用定径镗刀和可调镗刀头。在箱外调整好镗刀尺寸，可以提高生产率和加工精度。还常采用同一镗刀杆安装多刀同时加工几个同心孔的工艺。下面分析几种镗孔方式：对于支撑跨距长的箱体孔，要从两边同时进行加工；支撑跨距比较短的，可以从一边（丛大孔方面进刀）伸进镗杆，同时加工各孔；对中间孔径比两端大的箱体，镗中间孔必须在箱内调刀，设计时应尽可能避免。既要满足承载能力的要求，又要符合孔加工工艺，可以用轻、中或重系列轴承来达到支撑孔直径的安排要求。两孔间的最小壁厚，不得小于 510，以免加工时孔变形。mm花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的内径。一般传动轴上轴承选用级精度。G传动轴必须在箱体内保持准确位置，才能保证装在轴上各传动件的位置正确性，不论轴是否转动，是否受轴向力，都必须有轴向定位。对受轴向力的轴，其轴向定位就更重要。回转的轴向定位（包括轴承在轴上定位和在箱体孔中定位）在选择定位方式时应注意：1）轴的长度。长轴要考虑热伸长的问题，宜由一端定位。2）轴承的间隙是否需要调整。3）整个轴的轴向位置是否需要调整。4）在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈。5）加工和装配的工艺性等。7.6 主轴组件设计主轴组件设计主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件（车床）或者刀具（铣床、钻床等）的主轴参予切削成形运动，因此它的精度和性能直接影响加工质量（加工精度和表面粗糙度） ，设计时主要围绕着保证精度、刚度和抗振性，减少温升和热变形等几个方面考虑。7.6.1 各部分尺寸的选择各部分尺寸的选择主轴形状与各部分尺寸不仅和强度、刚度有关，而且涉及多方面的因素。1） 内孔直径车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆，必须是空心轴。为了扩大使用范围，加大可加工棒料直径，车床主轴内孔直径有增大的趋势。2） 轴颈直径前支撑的直径是主轴上一主要的尺寸，设计时，一般先估算或拟定一个尺寸，结构确定后再进行核算。3） 前锥孔直径前锥孔用来装顶尖或其他工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏六号锥孔。第 52 页 共 57 页4） 支撑跨距及悬伸长度为了提高刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度。选择适当的支撑跨距，aL一般推荐取： =23.5，跨距小时，轴承变形对轴端变形的影响大。所以，aLL轴承刚度小时，应选大值，轴刚度差时，则取小值。aL跨距的大小，很大程度上受其他结构的限制，常常不能满足以上要求。L安排结构时力求接近上述要求。7.6.2 主
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