ca6140车床主轴箱的设计毕业设计论文

1、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 CA614眸床主轴箱的设计，具内容包括：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

2、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。2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

3、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

4、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

5、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65工件最大回转直径：在床面上,在床鞍上,工件最大长度（四种规格）主轴孔径,主轴前端孔锥度,主轴转速范围：正传（ 24级） , ,400毫米 ,210毫米750、 1000、 1500、 2000毫米,48 毫米,400 毫米,10 1400转/分反传（12级），, 加工螺纹范围：公制（44种），,，英制（20 种）,模数（39 种）,径节（37种），, 进给量范围：横向（64 种），,刀架快速移动速度：纵向,，横向,主电机：功率,，转速,，快速电机：功率,，转速,冷却泵：功率,uiL jm.,工件最大长度为1000

6、毫米的机床: 外形尺寸（长X宽X高）, ，I，: 11L,纵向（64 种），,，141580转/分1192毫米 224牙/英寸 0.2548毫米196径节细化0.0280.054 毫米/转正常0.081.59 毫米/转力口大1.716.33 毫米/转Z田化0.0140.027 毫米/转正常0.040.79 毫米/转力口大0.863.16 毫米/转,4 米/分4米/分7.5千瓦1450转/分370瓦,2600 转/分,90 瓦,25升/分2668 X 1000 X 1190 毫米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nma

7、x为1400mm/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 6=1.123. 求出主轴转速级数ZZ=lgRn/lg d +1= lg14/lg1.12+1=244. 确定结构网或结构式24=2 X 3X2X25. 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 = 10/1500弋6

8、.67 X 10 3,n min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小画出网格，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（k-k+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专动系统图传动系统可用传动

9、路线表达式表示如下:主电动机6 QQrnni#230mmf 7.5kW11450r/mino如 O-OJ 2-8 5-5 :I. * - 5（左）（正转）561 38f 54143.Mi （右）50 i （反转）3439141到一502258J_ 63 _50刻w 黑”-vH - m2 （右移） 50 （主轴）车削米制螺纹时传动链的传动路线表达式如下:右螺纹33主轴V冶！一比_左螺纹卜x-x嘴_趣_哪_-33YT2525 比 3320143621332126282828136128132128f28x3535 2818x3545 2828x1535 48一X谓一Ms一丝杠XIX一刀架加工摞纹时

10、的传动路线表达式归纳总结如下: _58f（正常导航一58主轴vir5?_v_8Q_w_26 v 20 ”50508020一田一网一骑一西川 44 m 583333（右螺纹）33 vt 25 2533（犷大导程）（左螺纹）-X63_vi1OQ一猫10075（公制及模数螺纹）% 合一XV-，11n 基 tv一25（米、英制螺纹） 64vj_100 10097（模数、径节螺纹）幅bd a36 2525XVI 一，36（英制及径节螺纹）_ My 合IV（非标准螺纹）一加一Ms合一定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

11、， 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X宽X高），按下表选取.长x宽x高（mm3）壁厚（mm） 500 X 500 X 300-800 X 500 X 50010-15 800 X 800 X 50012-20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

12、中型车床的前支承 壁一般取25mn右，后支承壁取22mn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。 CA614叶轴箱中共有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 安装孔单根V带的基本额定功率R,查机床设计指导（任殿阁，张佩勤 主编）表2-8,取2.277777777Z/Z7777A6. 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

13、构布局，故应合理选择。摩擦片对数可按下式计算Z2MnK/nf D02bp式中Mn摩擦离合器所传递的扭矩（Nmrm ;Mn =955X 104 & q / Q = 955X 104 X 11X0.98/800 =1.28 X 105 （NJ- mrm ;Nd 电动机的额定功率（kW ;nj安装离合器的传动轴的计算转速（r/min ）;“一一从电动机到离合器轴的传动效率；K 一一安全系数，一般取1.31.5;f一一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 ;Do摩擦片的平均直径（mrm ;D0= （D+cD /2 =67mm;b内外摩擦片的接触宽度（mrm

14、 ;b=(D-d) /2=23mmp 摩擦片的许用压强(N/mm2);p= -p01 Kv Km Kz = 1.1 X1.00 X1.00 X0.76 =0.836p0 I基本许用压强(MPa ,查机床设计指导表2-15,取1.1 ;Kv 速度修正系数4vp = n D：n/6 x 10 =2.5 (m/s)根据平均圆周速度Vp查机床设计指导表2-16,取1.00; pKm 接合次数修正系数，查机床设计指导表 2-17,取1.00;Kz 摩擦结合面数修正系数，查机床设计指导表 2-18 ,取0.76。所以 Z 2MnK/;rf D02bp =2X 1.28 X 105 X 1.4/ (3.14

15、 X 0.08 X 672 X23X0.836 =11卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗Pk确定，一般取R = 0.4 Nd =0.4 X 11=4.4最后确定摩擦离合器的轴向压紧力Q可按下式计算：Q=0兀 D02bKV(N) =1.1 X3.14 X 672 X23X 1.00 = 3.57 X 105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 (mrm ,内外层分离时的最大间隙为0.20.4(mrm，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 (mrm，淬火硬度达HRC52 62。5.2.3

16、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(MPa0仃j(3-1)(3-2)2081 1。3 ： u _1 KK2K3&N 二 jZm uBnj弯曲应力的验算公式为52081 10 KiK2K3KsN-2 _Zm2BYnj式中N-齿轮传递功率（KW , N=Nd ”;T-齿轮在机床工作期限（Ts）内的总工作时间（h）,对于中型机床的齿轮取Ts=1500020000h,同一变速组内的齿轮总工

17、作时间可近似地认为T=Ts/P, P为变速组的传动副数；n1-齿轮的最低转速（r/min ）;Co-基准循环次数；查表3-1 （以下均参见机床设计指导）m 一疲劳曲线指数，查表3-1 ;Kn速度转化系数，查表3-2;Kn一功率利用系数，查表3-3;Kq一材料强化系数，查表3-4;Ks一的极限值 Ksmax , Ksmin 见表 3-5，当 KsKsmax 时，则取 Ks=Ksmax ；当 Ks Ksmin时，取 Ks = KSmin ；Ki一工作情况系数，中等冲击的主运动，取 Ki=1.21.6;K2一动载荷系数，查表3-6;K3一齿向载荷分布系数，查表3-9;丫一标准齿轮齿形系数，查表3-8

18、;叼一许用接触应力（MPa，查表3-9 ;仃w一许用弯曲应力（MPa ,查表3-9。如果验算结果叼或与不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不 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：130 ，,n1 = nd =820r /min230130.= 0.98 f .r=0.511230N=Nd =5.625kwnj =n3 =820r / min在离合器两齿轮中齿数最少的齿轮为 50X2.25,且齿宽为B=12mmu=1.052081 103 j = j 50 2.25(1.051)1.21.31.043.7

19、2 5.6251.0512820= 1018.15MP aj=1250MP符合强度要求验算56X2.25的齿轮：b=2081学03 中1溜.2窕.04更725.625=910MP -T(h)或按计算负荷Cj的计算公式进行计算:Cj =fFKNKnKlP mC（N） n式中Ln一额定寿命（h）;Cj 一计算动载荷；T一工作期限（h）,对一般机床取1000015000小时C一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（ND ；fn 一速度系数，fn = J100 n为滚动轴承的计算转速（r/mm）, 3nifn 一寿命系数，fn =区 Ln等于轴承的工作期限

20、；50010名一寿命系数，对球轴承a=3,对慑子轴承注二一；3fF 一工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铳床、钻床、磨床等多数机床）,fF =1.11.3 ；KN 一功率利用系数，查表33;Kn速度转化系数，查表 32;Ki一齿轮轮换工作系数，查机床设计手册；P一当量动载荷，按机床设计手册。Ln1 =24863h - TLn2 =32003h - TLn3 =19852h -T故轴承校核合格5.3. 传动系统的n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

21、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2081Ml0 3一）KK2K3KsN15= i- （MPA&仃j （3-1）ZmuBnj弯曲应力的验算公式为_5(3-2)2081 105KiK2K3KsN二w 二r 22 (MPa) _ L w Zm BYnj式中N-齿轮传递功率(KW , N=Nd ”;Nd -电动机额定功率（KVV ;k从电动机到所计算的齿轮的机械效率；nj-齿轮计算转速（r/min ）;m-初算的齿轮模数（mrm ;8- 齿宽（mrmZ-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

22、于内啮合;Ks-寿命系数:Ks =KtSKnKqKt-工作期限系数:Co-60nTKT = mT-齿轮在机床工作期限（TS）内的总工作时间（h）,对于中型机床的齿轮取TS=1500020000h,同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=Ts/P, P为变速组的传动副数；n1-齿轮的最低转速（r/min ）;Co-基准循环次数；查表3-1 （以下均参见机床设计指导） m一疲劳曲线指数，查表3-1 ;Kn速度转化系数，查表3-2;Kn一功率利用系数，查表3-3;Kq一材料强化系数，查表3-4;Ks一的极限值Ksmax , Ksmin见表3-5，I K SK Smax时，则取 Ks=Ksmax；

23、当 KsKsmin时，取 Ks = KSmin ；Ki一工作情况系数，中等冲击的主运动，取 Ki=1.21.6;K2一动载荷系数，查表3-6;K3一齿向载荷分布系数，查表3-9;丫一标准齿轮齿形系数，查表3-8;5 许用接触应力（MPa，查表3-9 ;仃w一许用弯曲应力（MPa ,查表3-9。如果验算结果叼或与不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不 满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。n轴上的双联滑移齿轮采用整淬的方式进行热处理传至n轴时的最大转速为：130 56n3 =14501207.78r/min230 38130 5660.98 0.99 =0.7692

24、30 38m=2.25N=Nd =5.77kwnj = n3 =1207.78r /min在双联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为38X 2.25,且齿宽为B=14mmu=1.05= 1195.82MP aj=1250MP_ 2081 103 (1.05 1)1.21.31.043.72542-j = 38 2.25 ；1.05141207.78故双联滑移齿轮符合标准 验算39X2.25的齿轮：39X 2.25齿轮采用整淬nj =必=1207.78r /min130 5670.98 0.99 =0.761230 38N= Nd =5.71kw B=14mm u=1= 1027.94MP w Qj=12

25、50MP2081 103 (11)1011.043.7257139 2.25 .1141207.78故此齿轮合格 验算22X2.25的齿轮:22X 2.25齿轮采用整淬nj =必=1207.78r /min13056 3972=一0,980.9970.972= 0.68023038 41N= Nd =5.1kw B=14mm u=42081 103 (4 1)1.211.043.72 5.15 =J-二927.49MPW 5=1250Mpj 22 2.25 4141207.78j故此齿轮合格验算30X2.25齿轮：30X 2.25齿轮采用整淬nj =必=1207.78r /min130 567

26、= 0,98 0.99 =0,680230 38N= Nd =5.1kw B=14mm u=1= 2081二 103. JPi? = 1131.24MP V aj 尸1250Mp j 30 2.25 1114 1207.78j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（mm4）花键轴 I J/ b-N（D-d）（D d）264(mm4) =一一4 一 一 一一 一一 一一 一一 2一一 一 44= 6.534 10 mm二 326 836 -32）（36 32）64式中d 花键轴的小径（mrm ;1 一花轴的大径（mrm

27、;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：M扭=955父104 N（N 新m）=955M104 父 5.42 =4,51父10、酊mnj1148.86式中N该轴传递的最大功率（kw）nj 该轴的计算转速（r/min ）。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R：Pt =2M扭(N)2 4.51 10450= 1.804 103N式中D齿轮节圆直径（mm ,D二m齿轮的径向力P：Pr =P gg(ot+P)/cosP(N) =902N式中a为齿轮的啮合角;P 一齿面摩擦角;3 一齿轮的螺旋角;,M2 (： T)2mm

28、=27.86mm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:jy8Mnmax(D2 -d2)lNK二 |jy ,(MPa)式中 M nmax 花键传递的最大转矩（N =m）；D、d一花键轴的大径和小径（mrm ;L花键工作长度;N 花键键数;K 一载荷分布不均匀系数， K=0.70.8 ;CTjy84.51 104(362 -322) 11686.7=2.04MPa 三二 jy =20(MPa)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

29、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： 3 6EIlo 6EI，Cb ”八Lo 1+=0CbC Cb、Ca /式中L。一合理跨距；c一主轴悬伸梁；Ca、Cb后、前支撑轴承刚度该一元三次方程求解可得为一实根： 12EI Cb、/、Lo=hr(1 c?)(mm)(mm)12EICb(1 CB)2 CA并且 LO =(1 - CB) c Ca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Lh的计算公式为:CfLh =500（7）口fF KnKIp或按计算负荷Cj的计算公

30、式进行计算：Cj =fhfFKNKnKlP C（N） n式中Ln一额定寿命（h）;Cj 一计算动载荷；T一工作期限（h）,对一般机床取1000015000小时kgf)C一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（ 应换算成（N）；fn速度系数，fn =6/卫 口为滚动轴承的计算转速（r/mm）1,36fn 寿命系数，fn =Ln等于轴承的工作期限；. 50010名一寿命系数，对球轴承 8=3,对滚子轴承=一；3fF一工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铳床、钻床、磨床等多数机床），fF =1.11.3 ；KN 一功率利用系数，查表 33;Kn速度转化系数，查表

31、32;Ki 一齿轮轮换工作系数，查机床设计手册；P一当量动载荷，按机床设计手册。Lm =24863h - TLn2 =32003h 一 TLn3 =19852h - T故轴承校核合格技术要求I,调质处理，表面酸度 220-250HBS;2冰注圆角半役RQ5; 3#注例就1x45*;4傣注尺寸会差按GB/T15.4传动系统的田轴及轴上零件设计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

32、式为2081 工 S ； u -1 K1K2K3KsNZm uBnj(MPA 0 % (3-1 )弯曲应力的验算公式为2081 105K1K2K3KsNZm2BYnj(MPa) m l1, “+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合;Ks-寿命系数：Ks =KtKKnKqKt-工作期限系数：T-齿轮在机床工作期限（Ts）内的总工作时间（h）,对于中型机床的齿轮取Ts=1500020000h,同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=TS/P, P为变速组的传动副数；n1-齿轮的最低转速（r/min ）;Co-基准循环次数；查表3-1 （以下均参见机床设计指导）m 一疲劳曲线指数，查表3-1 ;心

33、一速度转化系数，查表3-2;Kn一功率利用系数，查表3-3;Kq一材料强化系数，查表3-4;Ks一的极限值 Ksmax , Ksmin 见表 3-5，当 KsKsmax 时，则取 Ks=Ksmax ；当 Ks Ksmin时，取 Ks = Ksmin ；Ki一工作情况系数，中等冲击的主运动，取Ki=1.21.6;K2一动载荷系数，查表3-6;K3一齿向载荷分布系数，查表3-9;Y一标准齿轮齿形系数，查表3-8;仃j 许用接触应力（MPa，查表3-9 ;仃w一许用弯曲应力（MPa ,查表3-9。如果验算结果叫或。w不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新

34、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:1305639期=1450一一二1148.86r/min2303841130 56 397= 0.98 0.99 =0.723230 38 41N=Nd =5.42kwnj =n3 =1148.86r /min在三联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为 41X2.25,且齿宽为B=12mmu=1.052081 103 (1.05 1)1.21.35.043.725.4241 2.25 1.05201148.86= 1189MP aj =1250MP故三联滑移齿轮符合标准验算50X2.5的齿轮：50X2.5齿轮采用整

35、淬nj 二%=1148.86r /min13056 3972=一一0.980.9970.972= 0.68023038 41N=Nd =5.1kw B=15mm u=1_ _2081 103 (1及.。丑写50 2.5 V 1151148.86= 910MP & 仃j =1250MP故此齿轮合格验算63X3的齿轮：63X3齿轮采用整淬nj =rb =1148.86r /min130 56 39720.98 0.990.97 =0.680230 38 41N=Nd =5.1kw B=10mm u=4c. j2081M103 (4+1)5.255.04鼠72寄.163 34101148.86= 5

36、58MP0仃j=1250MP故此齿轮合格验算44X2齿轮：44X2齿轮采用整淬nj =：n3 =1148.86r /min130 56 3972=0.98 0.990.97 =0.680230 38 41N=Nd =5.1kw B=10mm u=1= 1239MP & Qj=1250MP2081 103 (1 1)1.211.04 3.725.144 2.1151148.86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（mm4）花键轴 I Jd4 bN(D-d)(D d)642/4 .- (mm )=4_ 2二 326 836

37、 -32)(36 32)4464-=6.534 10 mm 式中d花键轴的小径（mrm ；i 一花轴的大径（mrm ;b、N一花键轴键宽，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：4 N45.424M 扭=955父10 （N 却m） =955父 10 父=4.51 父 10 N 却mnj1148.86式中N该轴传递的最大功率（kw）;力该轴的计算转速（r/min ）。齿轮的圆周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,上2M 扭/ 、 2父4.51黑1043力 Pt： P= -（N）=1.804x103N式中D一齿轮D圆直径（mr50,D=mZ齿轮的径

38、向力P :P =Pt g（a+P）/cosP（N） =902N式中a一为齿轮的啮合角；p 一齿面摩擦角；B 一齿轮的螺旋角；、M 2 （: T）2d ：-：. -：mm =27.86mm,0.1 J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：a.jy8M nmax(D2 -d2)lNKjy j,(MPa)式中Mnmax一花键传递的最大转矩（N新m ）；D、d一花键轴的大径和小径（mm ；L一花键工作长度；N 一花键键数；K一载荷分布不均匀系数，K=0.70.8 ;5、, jy84.51 10422(362 -322)116807=2.04MPa 二 jy =20(MPa)

39、故此三轴花键轴校核合格冢题：L柑tM就，酎W炉通土如联队1J5H H Witter it * cut5款t咻u距L。进行计算，以便修改草图，当跨距远大于机床设计的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部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Lo时，应考虑采用三支撑结构。C点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加，其极值方程为：3 6EIlo 晅；十Cb，Lo I 丁 0CbC Cb -T(h)或按计算负荷Cj的计算公式进行计算:Cj =fFKNKnKlP MC（N）f n式中Ln一额定寿命（h）;Cj 一计算动载荷；T一工作期限（h）,对一般机床取1000015000小时C一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（ND ；fn 一速度系数，fn =名Z100 n为滚动轴承的计算转速（r