CA6140機(jī)床主軸箱的設(shè)計(jì)【說(shuō)明書(shū)+CAD】

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transmission system graph of the recommended, the main parts are calculated and checked and the use of 3 d drawing software parts design and processing, CA6140 lathe as a major turning processing machine tool, have been widely used in mechanical processing industry in this paper first introduced the metal cutting machine tools in the domestic and foreign research condition, and the domestic and foreign development gap and then systematically introduces the CA6140 spindle box and composition of the function of each component of the last detail the research content of this paper, the main methods and ideas progress。 Key words: Metal cutting machine tools CA6140 spindle box II 前 言 普通車(chē)床是車(chē)床中應(yīng)用最廣泛的一種，約占車(chē)床類(lèi)總數(shù)的65%，因其主軸以水平方式放置故稱(chēng)為臥式車(chē)床。 CA6140型普通車(chē)床的主要組成部件有：主軸箱、進(jìn)給箱、溜板箱、刀架、尾架、光杠、絲杠和床身。 主軸箱：又稱(chēng)床頭箱，它的主要任務(wù)是將主電機(jī)傳來(lái)的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)經(jīng)過(guò)一系列的變速機(jī)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(shí)主軸箱分出部分動(dòng)力將運(yùn)動(dòng)傳給進(jìn)給箱。主軸箱中等主軸是車(chē)床的關(guān)鍵零件。主軸在軸承上運(yùn)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)精度降低，則機(jī)床的使用價(jià)值就會(huì)降低。 進(jìn)給箱：又稱(chēng)走刀箱，進(jìn)給箱中裝有進(jìn)給運(yùn)動(dòng)的變速機(jī)構(gòu)，調(diào)整其變速機(jī)構(gòu)，可得到所需的進(jìn)給量或螺距，通過(guò)光杠或絲杠將運(yùn)動(dòng)傳至刀架以進(jìn)行切削。 絲杠與光杠：用以聯(lián)接進(jìn)給箱與溜板箱，并把進(jìn)給箱的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力傳給溜板箱，使溜板箱獲得縱向直線運(yùn)動(dòng)。絲杠是專(zhuān)門(mén)用來(lái)車(chē)削各種螺紋而設(shè)置的，在進(jìn)行工件的其他表面車(chē)削時(shí)，只用光杠，不用絲杠。同學(xué)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(chē)床進(jìn)給運(yùn)動(dòng)的操縱箱，內(nèi)裝有將光杠和絲杠的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)變成刀架直線運(yùn)動(dòng)的機(jī)構(gòu)，通過(guò)光杠傳動(dòng)實(shí)現(xiàn)刀架的縱向進(jìn)給運(yùn)動(dòng)、橫向進(jìn)給運(yùn)動(dòng)和快速移動(dòng)，通過(guò)絲杠帶動(dòng)刀架作縱向直線運(yùn)動(dòng)，以便車(chē)削螺紋。 1 機(jī)床的規(guī)格和用途 CA6140機(jī)床可進(jìn)行各種車(chē)削工作，并可加工公制、英制、模數(shù)和徑節(jié)螺紋。 主軸三支撐均采用滾動(dòng)軸承；進(jìn)給系統(tǒng)用雙軸滑移共用齒輪機(jī)構(gòu)；縱向與橫向進(jìn)給由十字手柄操縱，并附有快速電機(jī)。該機(jī)床剛性好、功率大、操作方便。 2 主要技術(shù)參數(shù) 工件最大回轉(zhuǎn)直徑： 在床面上 400毫米。 在床鞍上 210毫米。 工件最大長(zhǎng)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(jí)） 10～1400轉(zhuǎn)/分 反傳（12級(jí)） 14～1580轉(zhuǎn)/分 加工螺紋范圍： 公制（44種） 1～192毫米 英制（20種） 2～24牙/英寸 模數(shù)（39種） 0.25～48毫米 徑節(jié)（37種） 1～96徑節(jié) 進(jìn)給量范圍： 細(xì)化 0.028~0.054毫米/轉(zhuǎn) 縱向（64種) 0.08~1.59 毫米/轉(zhuǎn) 加大 1.71~6.33 毫米/轉(zhuǎn) 細(xì)化 0.014~0.027毫米/轉(zhuǎn) 橫向（64種)正常 0.04~0.79 毫米/轉(zhuǎn) 加大 0.86~3.16 毫米/轉(zhuǎn) 刀架快速移動(dòng)速度： 縱向 4米/分 橫向 4米/分 主電機(jī)： 功率 7.5千瓦 轉(zhuǎn)速 1450轉(zhuǎn)/分 快速電機(jī)： 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(zhǎng)度為1000毫米的機(jī)床： 外形尺寸（長(zhǎng)×寬×高） 2668×1000×1190毫米 重量約 2000公斤 3 傳動(dòng)方案和傳動(dòng)系統(tǒng)圖的擬定 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=14 2.確定公比 選定主軸轉(zhuǎn)速數(shù)列的公比為φ＝1.12 3.求出主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)Z Z=lgRn/lgφ+1= lg14/lg1.12+1=24 4.確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)或結(jié)構(gòu)式 24=2×3×2×2 5.繪制轉(zhuǎn)速圖 （1）選定電動(dòng)機(jī) 一般金屬切削機(jī)床的驅(qū)動(dòng)，如無(wú)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(dòng)機(jī)。Y系列電動(dòng)機(jī)高效、節(jié)能、起動(dòng)轉(zhuǎn)矩大、噪聲低、振動(dòng)小、運(yùn)行安全可靠。根據(jù)機(jī)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(dòng)比 總降速傳動(dòng)比為uII=nmin/nd=10/1500≈6.67×10－3,nmin為主軸最低轉(zhuǎn)速，考慮是否需要增加定比傳動(dòng)副，以使轉(zhuǎn)速數(shù)列符合標(biāo)準(zhǔn)或有利于減少齒輪和及徑向與軸向尺寸，并分擔(dān)總降速傳動(dòng)比。然后，將總降速傳動(dòng)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(dòng)比。 （3）確定傳動(dòng)軸的軸數(shù) 圖3-1: CA6140傳動(dòng)系統(tǒng)圖 傳動(dòng)軸數(shù)＝變速組數(shù)+定比傳動(dòng)副數(shù)+1=6 （4）繪制轉(zhuǎn)速圖先按傳動(dòng)軸數(shù)及主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)格距l(xiāng)gφ畫(huà)出網(wǎng)格，繪 制速度圖上，先分配從電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速到主軸最低轉(zhuǎn)速的總降速比，在串的雙軸傳動(dòng)間畫(huà)上u(k→k+1)min.再按結(jié)構(gòu)式的級(jí)比分配規(guī)律畫(huà)上各變速 組的傳動(dòng)比射線，從而確定了各傳動(dòng)副的傳動(dòng)比。 4 主要設(shè)計(jì)零件的計(jì)算和驗(yàn)算 4.1 主軸箱的箱體 主軸箱中有主軸、變速機(jī)構(gòu)，操縱機(jī)構(gòu)和潤(rùn)滑系統(tǒng)等。主軸箱除應(yīng)保證運(yùn)動(dòng)參數(shù)外，還應(yīng)具有較高的傳動(dòng)效率，傳動(dòng)件具有足夠的強(qiáng)度或剛度，噪聲較低，振動(dòng)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(qiáng)度的灰鑄鐵HT150及HT200為最廣泛,本設(shè)計(jì)選用材料為HT20-40.箱體鑄造時(shí)的最小壁厚根據(jù)其外形輪廓尺寸(長(zhǎng)×寬×高),按下表選取. 表4-1 箱體的長(zhǎng)寬高和壁厚選擇 長(zhǎng)×寬×高() 壁厚(mm) < 500 × 500 × 300 8-12 > 500 × 500 × 300-800 × 500 × 500 10-15 > 800 × 800 × 500 12-20 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(bǔ)開(kāi)口削弱的剛度，常用凸臺(tái)和加強(qiáng)筋；并根據(jù)結(jié)構(gòu)需要適當(dāng)增加壁厚。如中型車(chē)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(tái)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(lái)保證，因此，箱體上安裝空的位置的確定很重要。本設(shè)計(jì)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(wèn)題，根據(jù)各對(duì)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)=1/2（d1+d2）+ym （式中y是中心距變動(dòng)系數(shù)） 中心距Ⅰ-Ⅱ=（56+38）/2×2.25=105.75mm 中心距Ⅰ-Ⅶ=（50+34）/2×2.25=94.5mm 中心距Ⅱ-Ⅶ=（30+34）/2×2.25=72mm 中心距Ⅱ-Ⅲ=（39+41）/2×2.25=90mm 中心距Ⅲ-Ⅳ=（50+50）/2×2.5=125mm 中心距Ⅴ-Ⅷ=（44+44）/2×2=88mm 中心距Ⅴ-Ⅵ=（26+58）/2×4=168mm 中心距Ⅷ-Ⅸ=（58+26）/2×2=84mm 中心距Ⅸ-Ⅵ=（58+58）/2×2=116mm 中心距Ⅸ-Ⅹ=（33+33）/2×2=66mm 中心距Ⅸ-Ⅺ=（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圖4-1所示： 圖4-1箱體上各軸的安裝空的位置圖 上圖中XIV、XV軸的位置沒(méi)有表達(dá)清楚具體位置參見(jiàn)零件圖。 箱體在床身上的安裝方式，機(jī)床類(lèi)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(dòng)式兩種。車(chē)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(gè)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(duì)箱體的底部為安裝進(jìn)行了相應(yīng)的調(diào)整。 箱體的顏色根據(jù)機(jī)床的總體設(shè)計(jì)確定，并考慮機(jī)床實(shí)際使用地區(qū)人們心理上對(duì)顏色的喜好及風(fēng)俗。 箱體中預(yù)留了潤(rùn)滑油路的安裝空間和安裝螺紋孔及油溝，具體表達(dá)見(jiàn)箱體零件圖。 4.2 傳動(dòng)系統(tǒng)的I軸及軸上零件設(shè)計(jì) 4.2.1 普通V帶傳動(dòng)的計(jì)算 普通V帶的選擇應(yīng)保證帶傳動(dòng)不打滑的前提下能傳遞最大功率，同時(shí)要有足夠的疲勞強(qiáng)度，以滿足一定的使用壽命。 設(shè)計(jì)功率 (4-1) ——工況系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》（任殿閣，張佩勤 主編）表2-5，取1.1； 故 小帶輪基準(zhǔn)直徑為130mm； 帶速 ； (4-2) 大帶輪基準(zhǔn)直徑為230 mm； 初選中心距 ＝1000mm, 由機(jī)床總體布局確定。過(guò)小，增加帶彎曲次數(shù)； 過(guò)大，易引起振動(dòng)。 帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度 (4-3) 查《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》（任殿閣，張佩勤 主編）表2-7，取＝2800mm; 帶撓曲次數(shù) ＝1000mv/=7.0440； 實(shí)際中心距 (4-4) (4-5) (4-6) 故 小帶輪包角 (4-7) 單根V帶的基本額定功率,查《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》（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 (4-8) ——彎曲影響系數(shù)，查表2-9，取 ——傳動(dòng)比系數(shù)，查表2-10，取1.12 故 ； 帶的根數(shù) (4-9) ——包角修正系數(shù)，查表2-11，取0.93； ——帶長(zhǎng)修正系數(shù)，查表2-12，取1.01； 故 圓整z取4； 單根帶初拉力 (4-10) q——帶每米長(zhǎng)質(zhì)量，查表2-13，取0.10； 故 ＝58.23N 帶對(duì)軸壓力 (4-11) 4.2.2多片式摩擦離合器的計(jì)算 設(shè)計(jì)多片式摩擦離合器時(shí)，首先根據(jù)機(jī)床結(jié)構(gòu)確定離合器的尺寸，如為軸裝式時(shí)，外摩擦片的內(nèi)徑d應(yīng)比花鍵軸大2～6mm，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。 摩擦片對(duì)數(shù)可按下式計(jì)算 Z≥2MnK/fb[p] (4-12) 式中， Mn——摩擦離合器所傳遞的扭矩（N·mm）； Mn＝955×η/＝955××11×0.98/800＝1.28×（N·mm）; Nd——電動(dòng)機(jī)的額定功率（kW）； ——安裝離合器的傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）； η——從電動(dòng)機(jī)到離合器軸的傳動(dòng)效率； K——安全系數(shù)，一般取1.3～1.5； f——摩擦片間的摩擦系數(shù)，由于磨擦片為淬火鋼，查《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表2-15，取f=0.08； ——摩擦片的平均直徑（mm）; =（D+d）/2＝67mm; 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(qiáng)（N/）； ＝＝1.1×1.00×1.00×0.76＝0.836 (4-13) ——基本許用壓強(qiáng)（MPa），查《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》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(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表2-16，取1.00； ——接合次數(shù)修正系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表2-17，取1.00； ——摩擦結(jié)合面數(shù)修正系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表2-18，取0.76。 所以 Z≥2MnK/fb[p]＝2×1.28××1.4/（3.14×0.08××23×0.836＝11 (4-14) 臥式車(chē)床反向離合器所傳遞的扭矩按空載功率損耗確定，一般取 ＝0.4＝0.4×11＝4.4 最后確定摩擦離合器的軸向壓緊力Q，可按下式計(jì)算： Q=b(N)＝3.57× 式中各符號(hào)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(shí)的最大間隙為0.2～0.4（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(diǎn)，常用10或15鋼，表面滲碳0.3～0.5（mm） 4.2.3 齒輪的驗(yàn)算 驗(yàn)算齒輪強(qiáng)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(jìn)行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力驗(yàn)算。一般對(duì)高速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力，對(duì)低速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。對(duì)硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。 接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 ≤[] (4-15) 彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 (4-16) 式中， N-齒輪傳遞功率（KW），N=； (4-17) T-齒輪在機(jī)床工作期限（）內(nèi)的總工作時(shí)間（h），對(duì)于中型機(jī)床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時(shí)間可近似地認(rèn)為 T=/P，P為變速組的傳動(dòng)副數(shù)； -齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）; -基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)；查表3-1（以下均參見(jiàn)《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》） 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(qiáng)化系數(shù)，查表3-4； —的極限值，見(jiàn)表3-5，當(dāng)≥時(shí)，則取=；當(dāng)＜時(shí)，取=； —工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運(yùn)動(dòng)，取=1.2~1.6； —?jiǎng)虞d荷系數(shù)，查表3-6； —齒向載荷分布系數(shù)，查表3-9； Y—標(biāo)準(zhǔn)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(yàn)算結(jié)果或不合格時(shí)，可以改變初算時(shí)選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時(shí)，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(jìn)行熱處理傳至I軸時(shí)的最大轉(zhuǎn)速為： N= 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=12mm u=1.05 =≤ []=1250MP符合強(qiáng)度要求。 驗(yàn)算56×2.25的齒輪如下圖4-2所示： =≤ []=1250MP符合強(qiáng)度要求 圖4-2 56×2.25的齒輪的剖面圖 4.2.4 傳動(dòng)軸的驗(yàn)算 對(duì)于傳動(dòng)軸，除重載軸外，一般無(wú)須進(jìn)行強(qiáng)度校核，只進(jìn)行剛度驗(yàn)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(dòng)軸上彎曲載荷的計(jì)算，一般由危險(xiǎn)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(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）。 傳動(dòng)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 (4-18) 式中， D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。 齒輪的徑向力： 式中， α—為齒輪的嚙合角，α＝20o； ρ—齒面摩擦角，； β—齒輪的螺旋角；β＝0 故 N 花鍵軸鍵側(cè)擠壓應(yīng)力的驗(yàn)算 花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為： (4-19) 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(zhǎng)度； N—花鍵鍵數(shù)； K—載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.7～0.8； 故此花鍵軸校核合格 4.2.5軸承疲勞強(qiáng)度校核 機(jī)床傳動(dòng)軸用滾動(dòng)軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應(yīng)進(jìn)行疲勞驗(yàn)算。其額定壽命的 C—滾動(dòng)軸承的額定負(fù)載（N）,根據(jù)《軸承手冊(cè)》或《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》查取，單位用（kgf）應(yīng)換算成（N）； —速度系數(shù)， 為滾動(dòng)軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/mm） —壽命系數(shù)， —壽命系數(shù)，對(duì)球軸承=3，對(duì)滾子軸承=； 工作情況系數(shù)，對(duì)輕度沖擊和振動(dòng)的機(jī)床（車(chē)床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機(jī)床），； —功率利用系數(shù)，查表3—3； —速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3—2； —齒輪輪換工作系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》； P—當(dāng)量動(dòng)載荷，按《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》。 故軸承校核合格 4.3 傳動(dòng)系統(tǒng)的Ⅱ軸及軸上零件設(shè)計(jì) 4.3.1齒輪的驗(yàn)算 驗(yàn)算齒輪強(qiáng)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(jìn)行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力驗(yàn)算。一般對(duì)高速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力，對(duì)低速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。 對(duì)硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。 接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 ≤[] (4-20) 彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式 (4-21) 式中， N-齒輪傳遞功率（KW），N= -電動(dòng)機(jī)額定功率（KW）； -從電動(dòng)機(jī)到所計(jì)算的齒輪的機(jī)械效率； -齒輪計(jì)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，u≥1，“+”號(hào)用于外嚙合，“-”號(hào)用于內(nèi)嚙合； -壽命系數(shù)： -工作期限系數(shù)： T-齒輪在機(jī)床工作期限（）內(nèi)的總工作時(shí)間（h），對(duì)于中型機(jī)床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時(shí)間可近似地認(rèn)為T(mén)=/P，P為變速組的傳動(dòng)副數(shù)； -齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）; -基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)；查表3-1（以下均參見(jiàn)《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》） 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(qiáng)化系數(shù)，查表3-4； —的極限值，見(jiàn)表3-5，當(dāng)≥時(shí)，則取=；當(dāng)＜時(shí)，取=； —工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運(yùn)動(dòng)，取=1.21.6； —?jiǎng)虞d荷系數(shù)，查表3-6； —齒向載荷分布系數(shù)，查表3-9； Y—標(biāo)準(zhǔn)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(yàn)算結(jié)果或不合格時(shí)，可以改變初算時(shí)選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時(shí)，就得采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施。 Ⅱ軸上的雙聯(lián)滑移齒輪采用整淬的方式進(jìn)行熱處理傳至Ⅱ軸時(shí)的最大轉(zhuǎn)速為： m=2.25 N==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=14mm u=1.05 = ≤[]=1250MP故雙聯(lián)滑移齒輪符合標(biāo)準(zhǔn) 驗(yàn)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(yàn)算22×2.25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(yàn)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 4.3.2傳動(dòng)軸的驗(yàn)算 對(duì)于傳動(dòng)軸，除重載軸外，一般無(wú)須進(jìn)行強(qiáng)度校核，只進(jìn)行剛度驗(yàn)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(dòng)軸上彎曲載荷的計(jì)算，一般由危險(xiǎn)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(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）。 傳動(dòng)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， α—為齒輪的嚙合角； ρ—齒面摩擦角； β—齒輪的螺旋角； =27.86mm (4-22)符合校驗(yàn)條件 花鍵軸鍵側(cè)擠壓應(yīng)力的驗(yàn)算 花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為： (4-23) 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(zhǎng)度； N—花鍵鍵數(shù)； K—載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.7～0.8； 故此花鍵軸校核合格 4.3.3 軸組件的剛度驗(yàn)算 兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件的跨距對(duì)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(duì)合理跨距L。進(jìn)行計(jì)算，以便修改草圖，當(dāng)跨距遠(yuǎn)大于L。時(shí)，應(yīng)考慮采用三支撐結(jié)構(gòu)?！稒C(jī)床設(shè)計(jì)》的教科書(shū)中的主軸組件柔度方程系在主軸端部C點(diǎn)家在時(shí)主軸和軸承兩相柔度的迭加，其極值方程為： (4-24)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(shí)根： 機(jī)床傳動(dòng)軸用滾動(dòng)軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應(yīng)進(jìn)行疲勞驗(yàn)算。其額定壽命的計(jì)算公式為： C—滾動(dòng)軸承的額定負(fù)載（N）,根據(jù)《軸承手冊(cè)》或《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》查取，單位用（kgf）應(yīng)換算成（N）； —速度系數(shù)， 為滾動(dòng)軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/mm） —壽命系數(shù)， —壽命系數(shù)，對(duì)球軸承=3，對(duì)滾子軸承=； 工作情況系數(shù)，對(duì)輕度沖擊和振動(dòng)的機(jī)床（車(chē)床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機(jī)床），； —功率利用系數(shù)，查表3—3； —速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3—2； —齒輪輪換工作系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》； P—當(dāng)量動(dòng)載荷，按《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》。 (4-25) (4-26) (4-27) 4.4 傳動(dòng)系統(tǒng)的Ⅲ軸及軸上零件設(shè)計(jì) 4.4.1 齒輪的驗(yàn)算 驗(yàn)算齒輪強(qiáng)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(jìn)行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力驗(yàn)算。一般對(duì)高速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力，對(duì)低速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。 對(duì)硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。 接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 （MPa）≤[] 彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 式中， N-齒輪傳遞功率（KW），N= -電動(dòng)機(jī)額定功率（KW）； -從電動(dòng)機(jī)到所計(jì)算的齒輪的機(jī)械效率； -齒輪計(jì)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，u≥1，“+”號(hào)用于外嚙合，“-”號(hào)用于內(nèi)嚙合； -壽命系數(shù)： -工作期限系數(shù)： (4-28) T-齒輪在機(jī)床工作期限（）內(nèi)的總工作時(shí)間（h），對(duì)于中型機(jī)床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時(shí)間可近似地認(rèn)為 T=/P，P為變速組的傳動(dòng)副數(shù)； -齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）; -基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)；查表3-1（以下均參見(jiàn)《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》） 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(qiáng)化系數(shù)，查表3-4； —的極限值，見(jiàn)表3-5，當(dāng)≥時(shí)，則取=；當(dāng)＜時(shí)，取=； —工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運(yùn)動(dòng)，取=1.2~1.6； —?jiǎng)虞d荷系數(shù)，查表3-6； —齒向載荷分布系數(shù)，查表3-9； Y—標(biāo)準(zhǔn)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(yàn)算結(jié)果或不合格時(shí)，可以改變初算時(shí)選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時(shí)，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(jìn)行熱處理 傳至三軸時(shí)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=12mm u=1.05 =≤[]=1250MP故三聯(lián)滑移齒輪符合標(biāo)準(zhǔn) 驗(yàn)算50×2.5的齒輪： 50×2.5齒輪采用整淬 N==5.1kw B=15mm u=1 (4-29) =≤[]=1250MP故此齒輪合格 驗(yàn)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(yàn)算44×2齒輪，如下圖4-3所示： 44×2齒輪采用整淬 N==5.1kw B=10mm u=1 =≤[]=1250MP 故此齒輪合格 圖4-3 44×2齒輪的剖面圖 4.4.2 傳動(dòng)軸的驗(yàn)算 對(duì)于傳動(dòng)軸，除重載軸外，一般無(wú)須進(jìn)行強(qiáng)度校核，只進(jìn)行剛度驗(yàn)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(dòng)軸上彎曲載荷的計(jì)算，一般由危險(xiǎn)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(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）。 傳動(dòng)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： (4-30) 式中 ， α—為齒輪的嚙合角； ρ—齒面摩擦角； β—齒輪的螺旋角； =27.86mm 符合校驗(yàn)條件花鍵軸鍵側(cè)擠壓應(yīng)力的驗(yàn)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(zhǎng)度； N—花鍵鍵數(shù)； K—載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.7～0.8； 故此三軸花鍵軸校核合格 4.4.3 軸組件的剛度驗(yàn)算 兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件的跨距對(duì)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(duì)合理跨距L。進(jìn)行計(jì)算，以便修改草圖，當(dāng)跨距遠(yuǎn)大于L。時(shí)，應(yīng)考慮采用三支撐結(jié)構(gòu)?！稒C(jī)床設(shè)計(jì)》的教科書(shū)中的主軸組件柔度方程系在主軸端部C點(diǎn)家在時(shí)主軸和軸承兩相柔度的迭加，其極值方程為： 式中, L?！侠砜缇啵? 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(shí)根： 機(jī)床傳動(dòng)軸用滾動(dòng)軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應(yīng)進(jìn)行疲勞驗(yàn)算。其額定壽命的計(jì)算公式為： C—滾動(dòng)軸承的額定負(fù)載（N）,根據(jù)《軸承手冊(cè)》或《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》查取，單位用（kgf）應(yīng)換算成（N）； —速度系數(shù)， 為滾動(dòng)軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/mm） —壽命系數(shù)， —壽命系數(shù)，對(duì)球軸承=3，對(duì)滾子軸承=； 工作情況系數(shù)，對(duì)輕度沖擊和振動(dòng)的機(jī)床（車(chē)床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機(jī)床），； —功率利用系數(shù)，查表3—3； —速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3—2； —齒輪輪換工作系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》； P—當(dāng)量動(dòng)載荷，按《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》。 故軸承校核合格 4.4傳動(dòng)系統(tǒng)的Ⅳ軸及軸上零件設(shè)計(jì) 4.4.1齒輪的驗(yàn)算 驗(yàn)算齒輪強(qiáng)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(jìn)行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力驗(yàn)算。一般對(duì)高速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力，對(duì)低速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。 對(duì)硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。 接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 （MPa）≤[] 彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 式中， N-齒輪傳遞功率（KW），N=； -電動(dòng)機(jī)額定功率（KW）； -從電動(dòng)機(jī)到所計(jì)算的齒輪的機(jī)械效率； -齒輪計(jì)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，u≥1，“+”號(hào)用于外嚙合，“-”號(hào)用于內(nèi)嚙合； -壽命系數(shù)： -工作期限系數(shù)： T-齒輪在機(jī)床工作期限（）內(nèi)的總工作時(shí)間（h），對(duì)于中型機(jī)床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時(shí)間可近似地認(rèn)為T(mén)=/P，P為變速組的傳動(dòng)副數(shù)； -齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）; -基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)；查表3-1（以下均參見(jiàn)《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》） 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(qiáng)化系數(shù)，查表3-4； —的極限值，見(jiàn)表3-5，當(dāng)≥時(shí)，則取=；當(dāng)＜時(shí)，取=； —工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運(yùn)動(dòng)，取=1.2~1.6； —?jiǎng)虞d荷系數(shù)，查表3-6； —齒向載荷分布系數(shù)，查表3-9； Y—標(biāo)準(zhǔn)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(yàn)算結(jié)果或不合格時(shí)，可以改變初算時(shí)選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時(shí)，就得采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施。 Ⅸ軸上的直齒齒輪采用整淬的方式進(jìn)行熱處理 傳至Ⅸ軸時(shí)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=20mm u=1.05 =≤[]=1250MP故齒輪符合標(biāo)準(zhǔn) 驗(yàn)算58×2的齒輪，如下圖4-4所示： 58×2齒輪采用整淬 N==5.1kw B=20mm u=1 =≤[]=1250MP故此齒輪合格 圖4-4 58×2的齒輪的剖面圖 4.4.2傳動(dòng)軸的驗(yàn)算 對(duì)于傳動(dòng)軸，除重載軸外，一般無(wú)須進(jìn)行強(qiáng)度校核，只進(jìn)行剛度驗(yàn)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(dòng)軸上彎曲載荷的計(jì)算，一般由危險(xiǎn)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(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）。 傳動(dòng)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， α—為齒輪的嚙合角； ρ—齒面摩擦角； β—齒輪的螺旋角； =22.32mm符合校驗(yàn)條件 花鍵軸鍵側(cè)擠壓應(yīng)力的驗(yàn)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(zhǎng)度； N—花鍵鍵數(shù)； K—載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.7～0.8； 故此花鍵軸校核合格 4.4.3軸組件的剛度驗(yàn)算 兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件的跨距對(duì)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(duì)合理跨距L。進(jìn)行計(jì)算，以便修改草圖，當(dāng)跨距遠(yuǎn)大于L。時(shí)，應(yīng)考慮采用三支撐結(jié)構(gòu)?！稒C(jī)床設(shè)計(jì)》的教科書(shū)中的主軸組件柔度方程系在主軸端部C點(diǎn)家在時(shí)主軸和軸承兩相柔度的迭加，其極值方程為： 式中， L?！侠砜缇?； 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(shí)根： 機(jī)床傳動(dòng)軸用滾動(dòng)軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應(yīng)進(jìn)行疲勞驗(yàn)算。如下圖4-5所示，其額定壽命的計(jì)算公式為： C—滾動(dòng)軸承的額定負(fù)載（N）,根據(jù)《軸承手冊(cè)》或《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》查取，單位用（kgf）應(yīng)換算成（N）； —速度系數(shù)， 為滾動(dòng)軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/mm） —壽命系數(shù)， —壽命系數(shù)，對(duì)球軸承=3，對(duì)滾子軸承=； 工作情況系數(shù)，對(duì)輕度沖擊和振動(dòng)的機(jī)床（車(chē)床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機(jī)床），； —功率利用系數(shù)，查表3—3； —速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3—2； —齒輪輪換工作系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》； P—當(dāng)量動(dòng)載荷，按《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》。 故軸承校核合格 圖4-5機(jī)床主軸組件的剖面圖 4.5 傳動(dòng)系統(tǒng)的Ⅴ軸及軸上零件設(shè)計(jì) 4.5.1齒輪的驗(yàn)算 驗(yàn)算齒輪強(qiáng)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(jìn)行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力驗(yàn)算。一般對(duì)高速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力，對(duì)低速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。 對(duì)硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。 接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 （MPa）≤[] 彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 式中， N-齒輪傳遞功率（KW），N=； -電動(dòng)機(jī)額定功率（KW）； -從電動(dòng)機(jī)到所計(jì)算的齒輪的機(jī)械效率； -齒輪計(jì)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，u≥1，“+”號(hào)用于外嚙合，“-”號(hào)用于內(nèi)嚙合； -壽命系數(shù)： -工作期限系數(shù)： T-齒輪在機(jī)床工作期限（）內(nèi)的總工作時(shí)間（h），對(duì)于中型機(jī)床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時(shí)間可近似地認(rèn)為T(mén)=/P，P為變速組的傳動(dòng)副數(shù)； -齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）; -基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)；查表3-1（以下均參見(jiàn)《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》） 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(qiáng)化系數(shù)，查表3-4； —的極限值，見(jiàn)表3-5，當(dāng)≥時(shí)，則取=；當(dāng)＜時(shí)，取=； —工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運(yùn)動(dòng)，取=1.2~1.6； —?jiǎng)虞d荷系數(shù)，查表3-6； —齒向載荷分布系數(shù)，查表3-9； Y—標(biāo)準(zhǔn)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(yàn)算結(jié)果或不合格時(shí)，可以改變初算時(shí)選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時(shí)，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)處理的方式進(jìn)行熱處理 傳至五軸時(shí)的最大轉(zhuǎn)速為： N==5.42kw 圖4-6 斜齒輪26×4的泡面圖 斜齒輪為26×4，且齒寬為B=35mm如上圖4-6所示: u=1.05 =≤[]=1560MP 故斜齒輪符合標(biāo)準(zhǔn) 圖4-7 80×2.5的齒輪的剖面圖 驗(yàn)算80×2.5的齒輪如上圖4-7所示： 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 圖4-8 50×2.5的齒輪的剖面圖 驗(yàn)算50×2.5的齒輪如上圖4-8所示： 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 4.5.2傳動(dòng)軸的驗(yàn)算 對(duì)于傳動(dòng)軸，如下圖4-9所示，除重載軸外，一般無(wú)須進(jìn)行強(qiáng)度校核，只進(jìn)行剛度驗(yàn)算。 軸的抗彎斷面慣性矩（） 圖4-9 傳動(dòng)軸的剖視圖 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(dòng)軸上彎曲載荷的計(jì)算，一般由危險(xiǎn)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(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）。 傳動(dòng)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， α—為齒輪的嚙合角； ρ—齒面摩擦角； β—齒輪的螺旋角； =31.43mm符合校驗(yàn)條件 花鍵軸鍵側(cè)擠壓應(yīng)力的驗(yàn)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(zhǎng)度； N—花鍵鍵數(shù)； K—載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.7～0.8； 故此五軸花鍵軸校核合格 4.5.3 軸組件的剛度驗(yàn)算 兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件的跨距對(duì)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(duì)合理跨距L。進(jìn)行計(jì)算，以便修改草圖，當(dāng)跨距遠(yuǎn)大于L。時(shí)，應(yīng)考慮采用三支撐結(jié)構(gòu)?！稒C(jī)床設(shè)計(jì)》的教科書(shū)中的主軸組件柔度方程系在主軸端部C點(diǎn)家在時(shí)主軸和軸承兩相柔度的迭加，其極值方程為： 式中， L?！侠砜缇啵? 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(shí)根： 機(jī)床傳動(dòng)軸用滾動(dòng)軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應(yīng)進(jìn)行疲勞驗(yàn)算。其額定壽命的計(jì)算公式為： C—滾動(dòng)軸承的額定負(fù)載（N）,根據(jù)《軸承手冊(cè)》或《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》查取，單位用（kgf）應(yīng)換算成（N）； —速度系數(shù)， 為滾動(dòng)軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/mm） —壽命系數(shù)， —壽命系數(shù)，對(duì)球軸承=3，對(duì)滾子軸承=； 工作情況系數(shù)，對(duì)輕度沖擊和振動(dòng)的機(jī)床（車(chē)床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機(jī)床），； —功率利用系數(shù)，查表3—3； —速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3—2； —齒輪輪換工作系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》； P—當(dāng)量動(dòng)載荷，按《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》。 故軸承校核合格,如下圖4-10所示: 圖4-10 滾動(dòng)軸承的剖面圖 5 結(jié)論 CA6140的主軸箱是機(jī)床的動(dòng)力源將動(dòng)力和運(yùn)動(dòng)傳遞給機(jī)床主軸的基本環(huán)節(jié)，其機(jī)構(gòu)復(fù)雜而巧妙，要實(shí)現(xiàn)其全部功能在軟件中的模擬仿真工作量非常大。這次設(shè)計(jì)的效果沒(méi)有預(yù)計(jì)的完美，有一些硬件方面的原因，在模擬仿真的時(shí)候，由于計(jì)算機(jī)的配置不能達(dá)到所需要求，致使運(yùn)行速度非常慢，不但時(shí)間上拖了下來(lái)，而且所模擬的效果很不理想。我接受的設(shè)計(jì)任務(wù)是對(duì)CA6140車(chē)床的主軸箱進(jìn)行設(shè)計(jì)。主軸箱的結(jié)構(gòu)繁多，考慮到實(shí)際硬件設(shè)備的承受能力，在進(jìn)行三維造型的時(shí)候在不影響模擬仿真的情況下，我省去了很多細(xì)部結(jié)構(gòu)。從這點(diǎn)讓我深深的體會(huì)到“科技是第一生產(chǎn)力”這句話的正確與嚴(yán)峻性。在設(shè)計(jì)中我們也遇到了其它許多棘手的問(wèn)題，例如，每個(gè)人采用的度量標(biāo)準(zhǔn)不一致，導(dǎo)致裝配的時(shí)候產(chǎn)生了干涉的問(wèn)題，對(duì)于這個(gè)問(wèn)題我們采用互相調(diào)節(jié)的方法，需要相互配合的兩個(gè)零件的設(shè)計(jì)者相互協(xié)調(diào)，最后實(shí)現(xiàn)設(shè)計(jì)的效果。 對(duì)于一次設(shè)計(jì)來(lái)說(shuō)，總體安排很重要。這次設(shè)計(jì)由于總體安排剛開(kāi)始的時(shí)候沒(méi)有很合理的制定，所以工作量的實(shí)際大小與工作的具體性質(zhì)不是很明確，以致在開(kāi)始的幾天里沒(méi)有什么實(shí)質(zhì)性的進(jìn)展。在隨后的工作過(guò)程中大家都注意了這一點(diǎn)，所以進(jìn)度勉強(qiáng)趕了上來(lái)，不過(guò)時(shí)間還是緊了點(diǎn)。對(duì)但最終大家努力完成了設(shè)計(jì)任務(wù)。 6 致 謝 這次畢業(yè)論文能夠得以順利完成，并非我一人之功勞，是所有指導(dǎo)過(guò)我的老師，幫助過(guò)我的同學(xué)和一直關(guān)心支持著我的家人對(duì)我的教誨、幫助和鼓勵(lì)的結(jié)果。我要在這里對(duì)他們表示深深的謝意。 感謝我的指導(dǎo)老師周老師，沒(méi)有您的悉心指導(dǎo)就有這篇論文的順利完成。 感謝周老師的嚴(yán)謹(jǐn)和給我們改論文的一絲不茍，我想只有這樣我們的答辯才能順利的通過(guò)。 感謝周老師一次一次的給我們修改論文和圖紙上的問(wèn)題，而且還告訴我們word和cad的使用方法，我想這是其他老師不可能做到的。 感謝我的同組的弄論文的伙伴們，特別是翁海濤，我們同甘共苦，一起畫(huà)圖一起弄論文，而且是你告訴我了很多word方面的知識(shí)，謝謝你。 感謝各位答辯老師和各位評(píng)審老師在炎炎的夏日揮汗如雨的給我的論文提出重要的問(wèn)題，在這里特別感謝你們。 7 參考文獻(xiàn) [1].任殿閣張佩勤主編.《設(shè)計(jì)手冊(cè)》．遼寧科學(xué)技術(shù)出版社．1991年9月. 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[14].隋明明主編.史藝農(nóng)審.《機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)》.機(jī)械工業(yè)出版社出版. 目錄 前 言 1 1 機(jī)床的規(guī)格和用途 2 2 主要技術(shù)參數(shù) 3 3 傳動(dòng)方案和傳動(dòng)系統(tǒng)圖的擬定 5 4 主要設(shè)計(jì)零件的計(jì)算和驗(yàn)算 8 4.2 傳動(dòng)系統(tǒng)的I軸及軸上零件設(shè)計(jì) 11 4.2.1 普通V帶傳動(dòng)的計(jì)算 11 4.2.2多片式摩擦離合器的計(jì)算 13 4.2.3 齒輪的驗(yàn)算 15 4.2.4 傳動(dòng)軸的驗(yàn)算 18 4.3 傳動(dòng)系統(tǒng)的Ⅱ軸及軸上零件設(shè)計(jì) 21 4.3.1齒輪的驗(yàn)算 21 4.3.2傳動(dòng)軸的驗(yàn)算 25 4.3.3 軸組件的剛度驗(yàn)算 27 4.4 傳動(dòng)系統(tǒng)的Ⅲ軸及軸上零件設(shè)計(jì) 29 4.4.1 齒輪的驗(yàn)算 29 4.4.2 傳動(dòng)軸的驗(yàn)算 33 4.4傳動(dòng)系統(tǒng)的Ⅳ軸及軸上零件設(shè)計(jì) 37 4.4.1齒輪的驗(yàn)算 37 4.4.2傳動(dòng)軸的驗(yàn)算 41 4.5 傳動(dòng)系統(tǒng)的Ⅴ軸及軸上零件設(shè)計(jì) 46 4.5.1齒輪的驗(yàn)算 46 4.5.2傳動(dòng)軸的驗(yàn)算 51 4.5.3 軸組件的剛度驗(yàn)算 53 5 結(jié)論 56 6 致 謝 57 7 參考文獻(xiàn) 57 58