(機電系)CA6140機床主軸箱的畢業(yè)設(shè)計

1、）摘 要：作為主要的車削加工機床，CA6140機床廣泛的應(yīng)用于機械加工行業(yè)中，本設(shè)計主要針對CA6140機床的主軸箱進行設(shè)計，設(shè)計的內(nèi)容主要有機床主要參數(shù)的確定，傳動方案和傳動系統(tǒng)圖的擬定，對主要零件 進行了計算和驗算，利用三維畫圖軟件進行了零件的設(shè)計和處理。關(guān)鍵詞：CA6140機床 主軸箱 零件 目錄1引言42 機床的規(guī)格和用途42. 1 機床的規(guī)格的選擇方法42. 2 機床的用途63 機床主要參數(shù)的確定64 傳動方案和傳動系統(tǒng)圖的擬定84.1 確定極限轉(zhuǎn)速84.2 確定公比84.3 求出主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)Z 84.4 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)或結(jié)構(gòu)式84.5 繪制轉(zhuǎn)速圖85 主要設(shè)計零件的計算和驗算135.1

2、主軸箱的箱體 135.2.傳動系統(tǒng)的I軸及軸上零件設(shè)計155.3.傳動系統(tǒng)的軸及軸上零件設(shè)計265.4 傳動系統(tǒng)的軸及軸上零件設(shè)計335.5傳動系統(tǒng)的軸及軸上零件設(shè)計425.6 傳動系統(tǒng)的軸及軸上零件設(shè)計51結(jié)論60致謝61參考資料62621 引言 CA6140型普通車床的主要組成部件有：主軸箱、進給箱、溜板箱、刀架、尾架、光杠、絲杠和床身。 主軸箱：又稱床頭箱，它的主要任務(wù)是將主電機傳來的旋轉(zhuǎn)運動經(jīng)過一系列的變速機構(gòu)使主軸得到所需的正反兩種轉(zhuǎn)向的不同轉(zhuǎn)速，同時主軸箱分出部分動力將運動傳給進給箱。主軸箱中等主軸是車床的關(guān)鍵零件。主軸在軸承上運轉(zhuǎn)的平穩(wěn)性直接影響工件的加工質(zhì)量，一旦主軸的旋轉(zhuǎn)精度

3、降低，則機床的使用價值就會降低。 進給箱：又稱走刀箱，進給箱中裝有進給運動的變速機構(gòu)，調(diào)整其變速機構(gòu)，可得到所需的進給量或螺距，通過光杠或絲杠將運動傳至刀架以進行切削。絲杠與光杠：用以聯(lián)接進給箱與溜板箱，并把進給箱的運動和動力傳給溜板箱，使溜板箱獲得縱向直線運動。絲杠是專門用來車削各種螺紋而設(shè)置的，在進行工件的其他表面車削時，只用光杠，不用絲杠。同學們要結(jié)合溜板箱的內(nèi)容區(qū)分光杠與絲杠的區(qū)別。 溜板箱：是車床進給運動的操縱箱，內(nèi)裝有將光杠和絲杠的旋轉(zhuǎn)運動變成刀架直線運動的機構(gòu)，通過光杠傳動實現(xiàn)刀架的縱向進給運動、橫向進給運動和快速移動，通過絲杠帶動刀架作縱向直線運動，以便車削螺紋。2 機床的規(guī)格

4、和用途2.1 機床的規(guī)格的選擇方法 機床特征規(guī)格應(yīng)包括機型、機床規(guī)格參數(shù)和機床主電機功率等。在確定工藝內(nèi)容的前提下，機床選擇就較明確了。數(shù)控車床已發(fā)展成產(chǎn)品繁多，可供廣泛選擇的商品，在機型選擇中應(yīng)滿足加工工藝要求的前提下越簡單越好。數(shù)控機床的最主要規(guī)格是幾個數(shù)控軸的形成范圍和主軸電機功率。機床的三個基本直線坐標（x y z）行程反映該機床允許的加工空間，在車床中兩個坐標（x z）反映允許回轉(zhuǎn)體的大小。一般情況下加工工件的輪廓尺寸應(yīng)在車床的加工空間范圍之內(nèi)。數(shù)控車床的住電機功率在同類規(guī)格機床上也可以有各種不同的配置，一般情況下反映了該機床的切削剛性和主軸告訴性能。近年來數(shù)控機床上高速化趨勢發(fā)展很

5、快，主軸從每分鐘幾千轉(zhuǎn)到幾萬轉(zhuǎn)，直線坐標快速移動速度從（1020）m/min上升到80m/min以上，當然機床價格也相應(yīng)上升，用戶代為必須根據(jù)自己的技術(shù)能力和配套能力作出合理的選擇。對少量特殊工件僅靠三個直線坐標加工不同滿足要求，要另外增加回轉(zhuǎn)坐標（A B C）或附加工坐標（U V W）等，目前機床市場上這些要求都能滿足，但機床價格會增加很多，尤其是對一些要求多軸聯(lián)動加工要求，如四軸、五軸聯(lián)動加工，必須對相應(yīng)配套的編程軟件、測量手段等有全面考慮和安排。2.2 機床的用途 車床 主要用于加工各種回轉(zhuǎn)表面和回轉(zhuǎn)體的端面。如車削內(nèi)外圓柱面、圓錐面、環(huán)槽及成形回轉(zhuǎn)表面，車削端面及各種常用的螺紋，配有工

6、藝裝備還可加工各種特形面。在車床上還能做鉆孔、擴孔、鉸孔、滾花等工作 銑床 一種用途廣泛的機床，在銑床上可以加工平面（水平面、垂直面）、溝槽（鍵槽、T形槽、燕尾槽等）、分齒零件（齒輪、花鍵軸、鏈輪乖、螺旋形表面（螺紋、螺旋槽）及各種曲面。此外，還可用于對回轉(zhuǎn)體表面、內(nèi)孔加工及進行切斷工作等。銑床在工作時，工件裝在工作臺上或分度頭等附件上，銑刀旋轉(zhuǎn)為主運動，輔以工作臺或銑頭的進給運動，工件即可獲得所需的加工表面。由于是多刀斷續(xù)切削，因而銑床的生產(chǎn)率較高。 鏜床 適用于機械加工車間對單件或小批量生產(chǎn)的零件進行平面銑削和孔系加工，主軸箱端部設(shè)計有平旋盤徑向刀架，能精確鏜削尺寸較大的孔和平面。此外還可

7、進行鉆、鉸孔及螺紋加工。 磨床 用磨料磨具（砂輪、砂帶、油石或研磨料等）作為工具對工件表面進行切削加工的機床，統(tǒng)稱為磨床。磨床可加工各種表面，如內(nèi)外圓柱面和圓錐面、平面、齒輪齒廊面、螺旋面及各種成型面等，還可以刃磨刀具和進行切斷等，工藝范圍十分廣泛。由于磨削加工容易得到高的加工精度和好的表面質(zhì)量，所以磨床主要應(yīng)用于零件精加工，尤其是淬硬鋼件和高硬度特殊材料的精加工。 鉆床 具有廣泛用途的通用性機床，可對零件進行鉆孔、擴孔、鉸孔、锪平面和攻螺紋等加工。在搖臂鉆床上配有工藝裝備時，還可以進行鏜孔；在臺鉆上配上萬能工作臺（MDT-180型），還可銑鍵槽。3 主要技術(shù)參數(shù) 工件最大回轉(zhuǎn)直徑： 在床面上

8、-400毫米 在床鞍上-210毫米 工件最大長度（四種規(guī)格）-750、1000、1500、2000毫米 主軸孔徑- 48毫米 主軸前端孔錐度 - 400毫米 主軸轉(zhuǎn)速范圍： 正傳（24級）- 101400轉(zhuǎn)/分 反傳（12級）- 141580轉(zhuǎn)/分 加工螺紋范圍： 公制（44種）-1192毫米 英制（20種）- 224牙/英寸 模數(shù)（39種）- 0.2548毫米 徑節(jié)（37種）- 196徑節(jié)進給量范圍：細化 0.0280.054毫米/轉(zhuǎn)縱向（64種） 正常0.081.59 毫米/轉(zhuǎn)加大 1.716.33 毫米/轉(zhuǎn)細化 0.0140.027毫米/轉(zhuǎn)橫向（64種） 正常 0.040.79 毫米/轉(zhuǎn)

9、加大 0.863.16 毫米/轉(zhuǎn)刀架快速移動速度： 縱向- 4米/分 橫向 - 4米/分主電機： 功率- 7.5千瓦 轉(zhuǎn)速- 1450轉(zhuǎn)/分快速電機： 功率- 370瓦轉(zhuǎn)速- 2600轉(zhuǎn)/分冷卻泵： 功率- 90瓦 流量- 25升/分工件最大長度為1000毫米的機床： 外形尺寸（長×寬×高）-2668×1000×1190毫米 重量約-2000公斤4 傳動方案和傳動系統(tǒng)圖的擬定4.1 確定極限轉(zhuǎn)速已知主軸最低轉(zhuǎn)速nmin為10mm/s,最高轉(zhuǎn)速nmax為1400mm/s，轉(zhuǎn)速調(diào)整范圍為 Rn=nmax/nmin=144.2 確定公比 選定主軸轉(zhuǎn)速數(shù)列的公比

10、為1.124.3 求出主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)Z Z=lgRn/lg+1= lg14/lg1.12+1=244.4 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)或結(jié)構(gòu)式 24=2×3×2×24.5 繪制轉(zhuǎn)速圖 （1）選定電動機 一般金屬切削機床的驅(qū)動，如無特殊性能要求，多采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。Y系列電動機高效、節(jié)能、起動轉(zhuǎn)矩大、噪聲低、振動小、運行安全可靠。根據(jù)機床所需功率選擇Y160M-4，其同步轉(zhuǎn)速為1500r/min。 （2）分配總降速傳動比總降速傳動比為uII=nmin/nd=10/15006.67×103,nmin為主軸最低轉(zhuǎn)速，考慮是否需要增加定比傳動副，以使轉(zhuǎn)速數(shù)

11、列符合標準或有利于減少齒輪和及徑向與軸向尺寸，并分擔總降速傳動比。然后，將總降速傳動比按“先緩后急”的遞減原則分配給串聯(lián)的各變速組中的最小傳動比。 （3）確定傳動軸的軸數(shù) 傳動軸數(shù)變速組數(shù)+定比傳動副數(shù)+1=6 （4）繪制轉(zhuǎn)速圖先按傳動軸數(shù)及主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)格距l(xiāng)g畫出網(wǎng)格，用以繪制轉(zhuǎn)速圖。在轉(zhuǎn)速圖上，先分配從電動機轉(zhuǎn)速到主軸最低轉(zhuǎn)速的總降速比，在串聯(lián)的雙軸傳動間畫上u(kk+1)min.再按結(jié)構(gòu)式的級比分配規(guī)律畫上各變速組的傳動比射線，從而確定了各傳動副的傳動比。CA6140傳動系統(tǒng)圖5 主要設(shè)計零件的計算和驗算5.1 主軸箱的箱體 主軸箱中有主軸、變速機構(gòu)，操縱機構(gòu)和潤滑系統(tǒng)等。主軸箱除應(yīng)保證

12、運動參數(shù)外，還應(yīng)具有較高的傳動效率，傳動件具有足夠的強度或剛度，噪聲較低，振動要小，操作方便，具有良好的工藝性，便于檢修，成本較低，防塵、防漏、外形美觀等。箱體材料以中等強度的灰鑄鐵HT150及HT200為最廣泛,本設(shè)計選用材料為HT20-40.箱體鑄造時的最小壁厚根據(jù)其外形輪廓尺寸(長×寬×高),按下表選取.長×寬×高()壁厚(mm)< 500 × 500 × 3008-12> 500 × 500 × 300-800 × 500 × 50010-15> 800 ×

13、800 × 50012-20 由于箱體軸承孔的影響將使扭轉(zhuǎn)剛度下降10%-20%，彎曲剛度下降更多，為彌補開口削弱的剛度，常用凸臺和加強筋；并根據(jù)結(jié)構(gòu)需要適當增加壁厚。如中型車床的前支承壁一般取25mm左右，后支承壁取22mm左右，軸承孔處的凸臺應(yīng)滿足安裝調(diào)整軸承的需求。 箱體在主軸箱中起支承和定位的作用。CA6140主軸箱中共有15根軸，軸的定位要靠箱體上安裝空的位置來保證，因此，箱體上安裝空的位置的確定很重要。本設(shè)計中各軸安裝孔的位置的確定主要考慮了齒輪之間的嚙合及相互干涉的問題，根據(jù)各對配合齒輪的中心距及變位系數(shù)，并參考有關(guān)資料，箱體上軸安裝空的位置確定如下： 中心距(a)=1

14、/2（d1+d2）+ym （式中y是中心距變動系數(shù)）中心距-=（56+38）/2×2.25=105.75mm中心距-=（50+34）/2×2.25=94.5mm中心距-=（30+34）/2×2.25=72mm中心距-=（39+41）/2×2.25=90mm中心距-=（50+50）/2×2.5=125mm中心距-=（44+44）/2×2=88mm中心距-=（26+58）/2×4=168mm中心距-=（58+26）/2×2=84mm中心距-=（58+58）/2×2=116mm中心距-=（33+33）/2

15、15;2=66mm中心距-=（25+33）/2×2=58mm 綜合考慮其它因素后，將箱體上各軸安裝空的位置確定如下圖： 上圖中XIV、XV軸的位置沒有表達清楚具體位置參見零件圖。 箱體在床身上的安裝方式，機床類型不同，其主軸變速箱的定位安裝方式亦不同。有固定式、移動式兩種。車床主軸箱為固定式變速箱，用箱體底部平面與底部突起的兩個小垂直面定位，用螺釘和壓板固定。本主軸箱箱體為一體式鑄造成型，留有安裝結(jié)構(gòu)，并對箱體的底部為安裝進行了相應(yīng)的調(diào)整。 箱體的顏色根據(jù)機床的總體設(shè)計確定，并考慮機床實際使用地區(qū)人們心理上對顏色的喜好及風俗。箱體中預留了潤滑油路的安裝空間和安裝螺紋孔及油溝，具體表達

16、見箱體零件圖。5.2 傳動系統(tǒng)的I軸及軸上零件設(shè)計 5.2.1 普通V帶傳動的計算 普通V帶的選擇應(yīng)保證帶傳動不打滑的前提下能傳遞最大功率，同時要有足夠的疲勞強度，以滿足一定的使用壽命。 設(shè)計功率 （kW） 工況系數(shù)，查機床設(shè)計指導（任殿閣，張佩勤 主編）表2-5，取1.1； 故小帶輪基準直徑為130mm；帶速 ；大帶輪基準直徑為230 mm；初選中心距1000mm, 由機床總體布局確定。過小，增加帶彎曲次數(shù)；過大，易引起振動。帶基準長度查機床設(shè)計指導（任殿閣，張佩勤 主編）表2-7，取2800mm;帶撓曲次數(shù)1000mv/=7.0440；實際中心距 故小帶輪包角單根V帶的基本額定功率,查機床

17、設(shè)計指導（任殿閣，張佩勤 主編）表2-8，取2.28kW；單根V帶的基本額定功率增量 彎曲影響系數(shù)，查表2-9，取 傳動比系數(shù)，查表2-10，取1.12 故；帶的根數(shù) 包角修正系數(shù)，查表2-11，取0.93； 帶長修正系數(shù)，查表2-12，取1.01； 故 圓整z取4；單根帶初拉力 q帶每米長質(zhì)量，查表2-13，取0.10； 故58.23N帶對軸壓力5.2.2 多片式摩擦離合器的計算 設(shè)計多片式摩擦離合器時，首先根據(jù)機床結(jié)構(gòu)確定離合器的尺寸，如為軸裝式時，外摩擦片的內(nèi)徑d應(yīng)比花鍵軸大26mm，內(nèi)摩擦片的外徑D的確定，直接影響離合器的徑向和軸向尺寸，甚至影響主軸箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)布局，故應(yīng)合理選擇。 摩擦

18、片對數(shù)可按下式計算 Z2MnK/fbp式中 Mn摩擦離合器所傳遞的扭矩（N·mm）； Mn955×/955××11×0.98/8001.28×（N·mm）; Nd電動機的額定功率（kW）； 安裝離合器的傳動軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min）； 從電動機到離合器軸的傳動效率； K安全系數(shù)，一般取1.31.5； f摩擦片間的摩擦系數(shù)，由于磨擦片為淬火鋼，查機床設(shè)計指導表2-15，取f=0.08； 摩擦片的平均直徑（mm）; =（D+d）/267mm; b內(nèi)外摩擦片的接觸寬度（mm）； b=（D-d）/2=23mm； 摩擦片的許用壓強（N

19、/）；1.1×1.00×1.00×0.760.836 基本許用壓強（MPa），查機床設(shè)計指導表2-15，取1.1； 速度修正系數(shù) n/6×=2.5（m/s） 根據(jù)平均圓周速度查機床設(shè)計指導表2-16，取1.00； 接合次數(shù)修正系數(shù)，查機床設(shè)計指導表2-17，取1.00； 摩擦結(jié)合面數(shù)修正系數(shù)，查機床設(shè)計指導表2-18，取0.76。所以 Z2MnK/fbp2×1.28××1.4/（3.14×0.08××23×0.83611 臥式車床反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗確定，一般取0.4

20、0.4×114.4 最后確定摩擦離合器的軸向壓緊力Q，可按下式計算：Q=b(N)1.1×3.14××23×1.003.57×式中各符號意義同前述。摩擦片的厚度一般取1、1.5、1.75、2（mm），內(nèi)外層分離時的最大間隙為0.20.4（mm）,摩擦片的材料應(yīng)具有較高的耐磨性、摩擦系數(shù)大、耐高溫、抗膠合性好等特點，常用10或15鋼，表面滲碳0.30.5（mm）,淬火硬度達HRC5262。5.2.3齒輪的驗算 驗算齒輪強度，應(yīng)選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)最小的齒輪，進行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力驗算。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應(yīng)力，對低速

21、傳動的齒輪驗算齒根彎曲應(yīng)力。對硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗算齒根彎曲應(yīng)力。接觸應(yīng)力的驗算公式為（MPa）（3-1）彎曲應(yīng)力的驗算公式為 （3-2）式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； T-齒輪在機床工作期限（）內(nèi)的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=1500020000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數(shù)； -齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）;-基準循環(huán)次數(shù)；查表3-1（以下均參見機床設(shè)計指導） m疲勞曲線指數(shù)，查表3-1；速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3-2；功率利用系數(shù)，查表3-3；材料強化系數(shù)，查表3-4；的極限值，見表3-5，當時，則取=；當時，取

22、=；工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運動，取=1.21.6；動載荷系數(shù)，查表3-6；齒向載荷分布系數(shù)，查表3-9；Y標準齒輪齒形系數(shù)，查表3-8；許用接觸應(yīng)力（MPa）,查表3-9；許用彎曲應(yīng)力（MPa），查表3-9。如果驗算結(jié)果或不合格時，可以改變初算時選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時，就得采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施。I軸上的齒輪采用整淬的方式進行熱處理傳至I軸時的最大轉(zhuǎn)速為：N=5.625kw在離合器兩齒輪中齒數(shù)最少的齒輪為50×2.25，且齒寬為B=12mmu=1.05=1250MP符合強度要求。驗算56×2.25的齒輪：=1250MP符合強度要求5.2.4

23、傳動軸的驗算對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。軸的抗彎斷面慣性矩（）花鍵軸 =式中 d花鍵軸的小徑（mm）；i花軸的大徑（mm）；b、N花鍵軸鍵寬，鍵數(shù)；傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得：=式中 N該軸傳遞的最大功率（kw）; 該軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min）。傳動軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力式中 D齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力：式中 為齒輪的嚙合角，20º；齒面摩擦角，；齒輪的螺旋角；0故N花鍵軸鍵側(cè)擠壓應(yīng)力的驗算花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為：式中 花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（）； D

24、、d花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L花鍵工作長度； N花鍵鍵數(shù)； K載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.70.8； 故此花鍵軸校核合格5.2.5軸承疲勞強度校核機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應(yīng)進行疲勞驗算。其額定壽命的計算公式為： C滾動軸承的額定負載（N）,根據(jù)軸承手冊或機床設(shè)計手冊查取，單位用（kgf）應(yīng)換算成（N）；速度系數(shù)， 為滾動軸承的計算轉(zhuǎn)速（r/mm） 壽命系數(shù)， 壽命系數(shù)，對球軸承=3，對滾子軸承=；工作情況系數(shù)，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機床），；功率利用系數(shù)，查表33；速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表32；齒輪輪換工作系數(shù)，查機床設(shè)計手冊；P當量動載荷

25、，按機床設(shè)計手冊。 故軸承校核合格5.3 傳動系統(tǒng)的軸及軸上零件設(shè)計5.3.1 齒輪的驗算 驗算齒輪強度，應(yīng)選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)最小的齒輪，進行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力驗算。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應(yīng)力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲應(yīng)力。 對硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗算齒根彎曲應(yīng)力。 接觸應(yīng)力的驗算公式為（MPa）（3-1）彎曲應(yīng)力的驗算公式為 （3-2）式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； -電動機額定功率（KW）； -從電動機到所計算的齒輪的機械效率； -齒輪計算轉(zhuǎn)速（r/min）; m-初算的齒輪模數(shù)（mm）; B-齒寬（mm） Z-小齒輪齒數(shù)； u-大齒輪與小

26、齒輪齒數(shù)之比，u1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內(nèi)嚙合； -壽命系數(shù)：-工作期限系數(shù)：T-齒輪在機床工作期限（）內(nèi)的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=1500020000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數(shù)； -齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）;-基準循環(huán)次數(shù)；查表3-1（以下均參見機床設(shè)計指導） m疲勞曲線指數(shù)，查表3-1；速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3-2；功率利用系數(shù)，查表3-3；材料強化系數(shù)，查表3-4；的極限值，見表3-5，當時，則取=；當時，取=；工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運動，取=1.21.6；動載荷系數(shù)，查表3-6；齒向載荷分布系數(shù)，查表3-9

27、；Y標準齒輪齒形系數(shù)，查表3-8；許用接觸應(yīng)力（MPa）,查表3-9；許用彎曲應(yīng)力（MPa），查表3-9。如果驗算結(jié)果或不合格時，可以改變初算時選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時，就得采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施。軸上的雙聯(lián)滑移齒輪采用整淬的方式進行熱處理傳至軸時的最大轉(zhuǎn)速為：m=2.25N=5.77kw在雙聯(lián)滑移齒輪中齒數(shù)最少的齒輪為38×2.25，且齒寬為B=14mmu=1.05=1250MP故雙聯(lián)滑移齒輪符合標準驗算39×2.25的齒輪：39×2.25齒輪采用整淬N=5.71kw B=14mm u=1 =1250MP故此齒輪合格驗算22×

28、;2.25的齒輪：22×2.25齒輪采用整淬N=5.1kw B=14mm u=4=1250MP故此齒輪合格驗算30×2.25齒輪：30×2.25齒輪采用整淬N=5.1kw B=14mm u=1=1250MP故此齒輪合格5.3.2傳動軸的驗算對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。軸的抗彎斷面慣性矩（）花鍵軸 =式中 d花鍵軸的小徑（mm）；i花軸的大徑（mm）；b、N花鍵軸鍵寬，鍵數(shù)；傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得：=式中 N該軸傳遞的最大功率（kw）; 該軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min）。傳動軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和

29、輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力：式中 D齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力：式中 為齒輪的嚙合角；齒面摩擦角；齒輪的螺旋角；=27.86mm符合校驗條件花鍵軸鍵側(cè)擠壓應(yīng)力的驗算花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為：式中 花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（）； D、d花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L花鍵工作長度； N花鍵鍵數(shù)； K載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.70.8； 故此花鍵軸校核合格5.3.3 軸組件的剛度驗算 兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件的跨距對其剛度的影響很大，在繪制主軸組件的結(jié)構(gòu)草圖后，可以對合理跨距L。進行計算，以便修改草圖，當跨距遠大于L。時，應(yīng)考慮采用三支撐結(jié)構(gòu)。 機床設(shè)計

30、的教科書中的主軸組件柔度方程系在主軸端部C點家在時主軸和軸承兩相柔度的迭加，其極值方程為： 式中 L。合理跨距； C 主軸懸伸梁； 后前支撐軸承剛度 該一元三次方程求解可得為一實根： 機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應(yīng)進行疲勞驗算。其額定壽命的計算公式為： C滾動軸承的額定負載（N）,根據(jù)軸承手冊或機床設(shè)計手冊查取，單位用（kgf）應(yīng)換算成（N）；速度系數(shù)， 為滾動軸承的計算轉(zhuǎn)速（r/mm） 壽命系數(shù)， 壽命系數(shù)，對球軸承=3，對滾子軸承=；工作情況系數(shù)，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機床），；功率利用系數(shù)，查表33；速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表32；齒輪輪換工作系

31、數(shù)，查機床設(shè)計手冊；P當量動載荷，按機床設(shè)計手冊。 故軸承校核合格5.4 傳動系統(tǒng)的軸及軸上零件設(shè)計5.4.1 齒輪的驗算 驗算齒輪強度，應(yīng)選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)最小的齒輪，進行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力驗算。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應(yīng)力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲應(yīng)力。 對硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗算齒根彎曲應(yīng)力。 接觸應(yīng)力的驗算公式為（MPa）（3-1）彎曲應(yīng)力的驗算公式為 （3-2）式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； -電動機額定功率（KW）； -從電動機到所計算的齒輪的機械效率； -齒輪計算轉(zhuǎn)速（r/min）; m-初算的齒輪模數(shù)（mm）; B-齒寬（mm）

32、Z-小齒輪齒數(shù)； u-大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，u1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內(nèi)嚙合； -壽命系數(shù)：-工作期限系數(shù)：T-齒輪在機床工作期限（）內(nèi)的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=1500020000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數(shù)； -齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）;-基準循環(huán)次數(shù)；查表3-1（以下均參見機床設(shè)計指導） m疲勞曲線指數(shù)，查表3-1；速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3-2；功率利用系數(shù)，查表3-3；材料強化系數(shù)，查表3-4；的極限值，見表3-5，當時，則取=；當時，取=；工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運動，取=1.21.6；動載荷系數(shù)，查表3-

33、6；齒向載荷分布系數(shù)，查表3-9；Y標準齒輪齒形系數(shù)，查表3-8；許用接觸應(yīng)力（MPa）,查表3-9；許用彎曲應(yīng)力（MPa），查表3-9。如果驗算結(jié)果或不合格時，可以改變初算時選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時，就得采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施。三軸上的三聯(lián)滑移齒輪采用整淬的方式進行熱處理傳至三軸時的最大轉(zhuǎn)速為：N=5.42kw在三聯(lián)滑移齒輪中齒數(shù)最少的齒輪為41×2.25，且齒寬為B=12mmu=1.05=1250MP故三聯(lián)滑移齒輪符合標準驗算50×2.5的齒輪：50×2.5齒輪采用整淬N=5.1kw B=15mm u=1 =1250MP故此齒輪合格

34、驗算63×3的齒輪：63×3齒輪采用整淬N=5.1kw B=10mm u=4=1250MP故此齒輪合格驗算44×2齒輪：44×2齒輪采用整淬N=5.1kw B=10mm u=1=1250MP故此齒輪合格5.4.2 傳動軸的驗算對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。軸的抗彎斷面慣性矩（）花鍵軸 =式中 d花鍵軸的小徑（mm）；i花軸的大徑（mm）；b、N花鍵軸鍵寬，鍵數(shù)；傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得：=式中 N該軸傳遞的最大功率（kw）; 該軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min）。傳動軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出

35、扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力：式中 D齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力：式中 為齒輪的嚙合角；齒面摩擦角；齒輪的螺旋角；=27.86mm符合校驗條件花鍵軸鍵側(cè)擠壓應(yīng)力的驗算花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為：式中 花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（）； D、d花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L花鍵工作長度； N花鍵鍵數(shù)； K載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.70.8； 故此三軸花鍵軸校核合格5.4.3 軸組件的剛度驗算 兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件的跨距對其剛度的影響很大，在繪制主軸組件的結(jié)構(gòu)草圖后，可以對合理跨距L。進行計算，以便修改草圖，當跨距遠大于L。時，應(yīng)考慮采用三支撐結(jié)構(gòu)。 機床設(shè)計

36、的教科書中的主軸組件柔度方程系在主軸端部C點家在時主軸和軸承兩相柔度的迭加，其極值方程為： 式中 L。合理跨距； C 主軸懸伸梁； 后前支撐軸承剛度 該一元三次方程求解可得為一實根： 機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應(yīng)進行疲勞驗算。其額定壽命的計算公式為： C滾動軸承的額定負載（N）,根據(jù)軸承手冊或機床設(shè)計手冊查取，單位用（kgf）應(yīng)換算成（N）；速度系數(shù)， 為滾動軸承的計算轉(zhuǎn)速（r/mm） 壽命系數(shù)， 壽命系數(shù)，對球軸承=3，對滾子軸承=；工作情況系數(shù)，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機床），；功率利用系數(shù)，查表33；速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表32；齒輪輪換工作系

37、數(shù)，查機床設(shè)計手冊；P當量動載荷，按機床設(shè)計手冊。 故軸承校核合格5.5 傳動系統(tǒng)的軸及軸上零件設(shè)計5.5.1 齒輪的驗算 驗算齒輪強度，應(yīng)選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)最小的齒輪，進行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力驗算。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應(yīng)力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲應(yīng)力。對硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗算齒根彎曲應(yīng)力。 接觸應(yīng)力的驗算公式為（MPa）（3-1）彎曲應(yīng)力的驗算公式為 （3-2）式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； -電動機額定功率（KW）； -從電動機到所計算的齒輪的機械效率； -齒輪計算轉(zhuǎn)速（r/min）; m-初算的齒輪模數(shù)（mm）; B-齒寬（mm） Z

38、-小齒輪齒數(shù)； u-大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，u1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內(nèi)嚙合； -壽命系數(shù)：-工作期限系數(shù)：T-齒輪在機床工作期限（）內(nèi)的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=1500020000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數(shù)； -齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）;-基準循環(huán)次數(shù)；查表3-1（以下均參見機床設(shè)計指導） m疲勞曲線指數(shù)，查表3-1；速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3-2；功率利用系數(shù)，查表3-3；材料強化系數(shù)，查表3-4；的極限值，見表3-5，當時，則取=；當時，取=；工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運動，取=1.21.6；動載荷系數(shù)，查表3-6

39、；齒向載荷分布系數(shù)，查表3-9；Y標準齒輪齒形系數(shù)，查表3-8；許用接觸應(yīng)力（MPa）,查表3-9；許用彎曲應(yīng)力（MPa），查表3-9。如果驗算結(jié)果或不合格時，可以改變初算時選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時，就得采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施。軸上的直齒齒輪采用整淬的方式進行熱處理傳至軸時的最大轉(zhuǎn)速為：N=5.42kw齒輪的模數(shù)與齒數(shù)為33×2，且齒寬為B=20mmu=1.05=1250MP故齒輪符合標準驗算58×2的齒輪：58×2齒輪采用整淬N=5.1kw B=20mm u=1 =1250MP故此齒輪合格 5.5.2 傳動軸的驗算 對于傳動軸，除重載

40、軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。 軸的抗彎斷面慣性矩（） 花鍵軸 =式中 d花鍵軸的小徑（mm）；D花軸的大徑（mm）；b、N花鍵軸鍵寬，鍵數(shù)；傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得：=式中 N該軸傳遞的最大功率（kw）; 該軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min）。 傳動軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力：式中 D齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力：式中 為齒輪的嚙合角；齒面摩擦角；齒輪的螺旋角；=22.32mm符合校驗條件花鍵軸鍵側(cè)擠壓應(yīng)力的驗算花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為：式中 花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（）； D、d花鍵軸的大徑和小

41、徑（mm）； L花鍵工作長度； N花鍵鍵數(shù)； K載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.70.8； 故此花鍵軸校核合格5.5.3 軸組件的剛度驗算 兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件的跨距對其剛度的影響很大，在繪制主軸組件的結(jié)構(gòu)草圖后，可以對合理跨距L。進行計算，以便修改草圖，當跨距遠大于L。時，應(yīng)考慮采用三支撐結(jié)構(gòu)。 機床設(shè)計的教科書中的主軸組件柔度方程系在主軸端部C點家在時主軸和軸承兩相柔度的迭加，其極值方程為：式中 L。合理跨距； C 主軸懸伸梁； 后前支撐軸承剛度 該一元三次方程求解可得為一實根：機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應(yīng)進行疲勞驗算。其額定壽命的計算公式為： C滾動軸承的

42、額定負載（N）,根據(jù)軸承手冊或機床設(shè)計手冊查取，單位用（kgf）應(yīng)換算成（N）；速度系數(shù)， 為滾動軸承的計算轉(zhuǎn)速（r/mm） 壽命系數(shù)， 壽命系數(shù)，對球軸承=3，對滾子軸承=；工作情況系數(shù)，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機床），；功率利用系數(shù)，查表33；速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表32；齒輪輪換工作系數(shù)，查機床設(shè)計手冊；P當量動載荷，按機床設(shè)計手冊。 故軸承校核合格5.6 傳動系統(tǒng)的軸及軸上零件設(shè)計5.6.1 齒輪的驗算 驗算齒輪強度，應(yīng)選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)最小的齒輪，進行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力驗算。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應(yīng)力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲應(yīng)力。對硬

43、齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗算齒根彎曲應(yīng)力。 接觸應(yīng)力的驗算公式為（MPa）（3-1）彎曲應(yīng)力的驗算公式為 （3-2）式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； -電動機額定功率（KW）； -從電動機到所計算的齒輪的機械效率； -齒輪計算轉(zhuǎn)速（r/min）; m-初算的齒輪模數(shù)（mm）; B-齒寬（mm） Z-小齒輪齒數(shù)； u-大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，u1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內(nèi)嚙合； -壽命系數(shù)：-工作期限系數(shù)：T-齒輪在機床工作期限（）內(nèi)的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=1500020000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數(shù)；

44、 -齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）;-基準循環(huán)次數(shù)；查表3-1（以下均參見機床設(shè)計指導） m疲勞曲線指數(shù)，查表3-1；速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3-2；功率利用系數(shù)，查表3-3；材料強化系數(shù)，查表3-4；的極限值，見表3-5，當時，則取=；當時，取=；工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運動，取=1.21.6；動載荷系數(shù)，查表3-6；齒向載荷分布系數(shù)，查表3-9；Y標準齒輪齒形系數(shù)，查表3-8；許用接觸應(yīng)力（MPa）,查表3-9；許用彎曲應(yīng)力（MPa），查表3-9。如果驗算結(jié)果或不合格時，可以改變初算時選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時，就得采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施。軸上的斜齒輪采用調(diào)質(zhì)處理的方式

45、進行熱處理傳至五軸時的最大轉(zhuǎn)速為：N=5.42kw斜齒輪為26×4，且齒寬為B=35mmu=1.05=1560MP故斜齒輪符合標準驗算80×2.5的齒輪：80×2.5齒輪采用調(diào)質(zhì)熱處理N=211.39kw B=26mm u=1 =1250MP故此齒輪合格驗算50×2.5的齒輪：50×2.5齒輪采用調(diào)質(zhì)熱處理N=5.1kw B=10mm u=4=1250MP故此齒輪合格5.6.2 傳動軸的驗算 對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。 軸的抗彎斷面慣性矩（）花鍵軸 =式中 d花鍵軸的小徑（mm）；i花軸的大徑（mm）；b、N花鍵軸鍵寬，鍵數(shù)；傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得：=式中 N該軸傳遞的最大功率（kw）; 該軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min）。傳動軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力：式中 D齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力：式中 為齒輪的嚙合角；齒面摩擦角；齒輪的螺旋角；=31.43mm符合校驗條件花鍵軸鍵側(cè)擠壓應(yīng)力的驗算花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為：式中 花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（）； D、d花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L花鍵工作長度； N花鍵鍵數(shù)； K載荷分布不均