《畢業(yè)設計（論文）-CA6140機床主軸箱的設計（含全套CAD圖紙）》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《畢業(yè)設計（論文）-CA6140機床主軸箱的設計（含全套CAD圖紙）（61頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、I 摘摘 要要 作為主要的車削加工機床，CA6140 機床廣泛的應用于機械加工行業(yè)中， 本設計主要針對 CA6140 機床的主軸箱進行設計，設計的內容主要有機床主 要參數的確定，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計和處理。 關鍵詞：CA6140 機床 主軸箱 零件 傳動 全套設計，聯(lián)系全套設計，聯(lián)系 153893706153893706 II 目 錄 第一章 機床的規(guī)格和用途 第二章 機床主要參數的確定 第三章 傳動放案和傳動系統(tǒng)圖的擬定 第四章 主要設計零件的計算和驗算 第五章 結論 第六章 參考資料編目 1 第一章 機床的規(guī)格和用途

2、CA6140 機床可進行各種車削工作，并可加工公制、英制、模數和徑節(jié)螺紋。 主軸三支撐均采用滾動軸承；進給系統(tǒng)用雙軸滑移共用齒輪機構；縱向與橫向進給 由十字手柄操縱，并附有快速電機。該機床剛性好、功率大、操作方便。 第二章 主要技術參數 工件最大回轉直徑： 在床面上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 主軸轉速范圍： 正傳（24 級） 101400 轉/分 反傳（12 級） 141580 轉/分 加工螺紋范圍： 公制（44 種）1192 毫米 英制（20 種） 224 牙/英

3、寸 模數（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 縱向（64 種） 正常 0.081.59 毫米/轉 加大 1.716.33 毫米/轉 細化 0.0140.027 毫米/轉 橫向（64 種） 正常 0.040.79 毫米/轉 加大 0.863.16 毫米/轉 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 轉速 1450 轉/分 2 快速電機： 功率 370 瓦 轉速 2600 轉/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

4、（長寬高）266810001190 毫米 重量約2000 公斤 第三章 傳動方案和傳動系統(tǒng)圖的擬定 1.確定極限轉速 已知主軸最低轉速nmin 為 10mm/s,最高轉速nmax 為 1400mm/s，轉速調整范圍為 Rn=nmax/nmin=14 2.確定公比 選定主軸轉速數列的公比為 1.12 3.求出主軸轉速級數 Z Z=lgRn/lg+1= lg14/lg1.12+1=24 4.確定結構網或結構式 24=2322 5.繪制轉速圖 （1）選定電動機 一般金屬切削機床的驅動，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、起動轉矩大、噪聲低、

5、振動小、運行安全可 靠。根據機床所需功率選擇 Y160M-4，其同步轉速為 1500r/min。 （2）分配總降速傳動比 總降速傳動比為uII=nmin/nd=10/15006.67103,nmin為主軸最低轉速，考慮是 否需要增加定比傳動副，以使轉速數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 傳動軸數變速組數+定比傳動副數+1=6 （4）繪制轉速圖 先按傳動軸數及主軸轉速級數格距 lg 畫出網格，用以繪制轉速圖。在轉速圖上， 先分配從電動機轉速到主軸最低轉速的

6、總降速比，在串聯(lián)的雙軸傳動間畫上u(kk+1)min.再 按結構式的級比分配規(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。 3 4 CA6140 傳動系統(tǒng)圖 5 6 第四章第四章 主要設計零件的計算和驗算主要設計零件的計算和驗算 4.1 主軸箱的箱體 主軸箱中有主軸、變速機構，操縱機構和潤滑系統(tǒng)等。主軸箱除應保證運動參數外， 還應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,本設計選用材料為 HT20-40. 箱體鑄造時

7、的最小壁厚根據其外形輪廓尺寸(長寬高),按下表選取. 長寬高() 3 mm壁厚(mm) 500 500 300-800 500 50010-15 800 800 50012-20 由于箱體軸承孔的影響將使扭轉剛度下降 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；并根據結構需要適當增加壁厚。如中型車床的前支承 壁一般取 25mm 左右，后支承壁取 22mm 左右，軸承孔處的凸臺應滿足安裝調整軸承的需 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。本設計中

8、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，根據各對配合齒輪 的中心距及變位系數，并參考有關資料，箱體上軸安裝空的位置確定如下： 7 中心距(a)=1/2（d1+d2）+ym （式中 y 是中心距變動系數） 中心距-=（56+38）/22.25=105.75mm 中心距-=（50+34）/22.25=94.5mm 中心距-=（30+34）/22.25=72mm 中心距-=（39+41）/22.25=90mm 中心距-=（50+50）/22.5=125mm 中心距-=（44+44）/22=88mm 中心距-=（26+58）/24=168mm 中心距-=（58+26）/22=

9、84mm 中心距-=（58+58）/22=116mm 中心距-=（33+33）/22=66mm 中心距-=（25+33）/22=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。 設計的箱體外觀形狀如下圖： 8 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，留有安裝結構， 并對箱體的底部為安裝進行了相應的調整。 箱體的顏色根據機床的總體設計確定，并

10、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，具體表達見箱體零件圖。 4.2.傳動系統(tǒng)的 I 軸及軸上零件設計 4.2.14.2.1 普通普通 V V 帶傳動的計算帶傳動的計算 普通 V 帶的選擇應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。 設計功率 （kW） dA PKP 工況系數，查機床設計指導（任殿閣，張佩勤 主編）表 2-5， A K 取 1.1； 故1.1 1112.1 d PkW 小帶輪基準直徑為 130mm； 1 d d 帶速 ；v 1 1/(60 1000) 9.86/ d

11、vd nm sv 9 大帶輪基準直徑為 230 mm； 2 d d 初選中心距1000mm, 由機床總體布局確定。過小，增加帶彎曲次數；過 0 a 0 a 0 a 0 a 大，易引起振動。 帶基準長度 2 21 0012 0 () 2()2722.5 24 dd ddd ddn Laddmm a 查機床設計指導（任殿閣，張佩勤 主編）表 2-7，取2800mm; 0d L 帶撓曲次數1000mv/=7.0440； 0d L 1 s 實際中心距 2 aAAB 12 () 108.7 48 ddd Ldd A 2 21 () 1250 8 dd dd B 故 2 108.7108.71250223

12、amm 小帶輪包角 1 21 1 1802sin154.09120 2 dd dd a 單根 V 帶的基本額定功率,查機床設計指導（任殿閣，張佩勤 主編）表 2-8， 1 P 取 2.28kW； 單根 V 帶的基本額定功率增量 11 1 (1) b u PK n K 彎曲影響系數，查表 2-9，取 b K 3 1.03 10 傳動比系數，查表 2-10，取 1.12 u K 故； 1 0.16P 帶的根數 11 () d L P z PP K K 包角修正系數，查表 2-11，取 0.93；K 帶長修正系數，查表 2-12，取 1.01； L K 故 1 12.1 3.89 (2.280.16

13、) 0.93 1.01 z 10 圓整 z 取 4； 單根帶初拉力 2 0 2.5 500(1) d a P Fqv vz K q帶每米長質量，查表 2-13，取 0.10； 故58.23N 0 F 帶對軸壓力 1 0 154.09 2sin2 58.23 4 sin453.98 22 QF zN 11 4.2.24.2.2 多片式摩擦離合器的計算多片式摩擦離合器的計算 設計多片式摩擦離合器時，首先根據機床結構確定離合器的尺寸，如為軸裝式時， 外摩擦片的內徑 d 應比花鍵軸大 26mm，內摩擦片的外徑 D 的確定，直接影響離合器的 徑向和軸向尺寸，甚至影響主軸箱內部結構布局，故應合理選擇。 摩

14、擦片對數可按下式計算 Z2MnK/fbp 2 0 D 式中 Mn摩擦離合器所傳遞的扭矩（Nmm）； Mn955/955110.98/8001.28（Nmm）; 4 10 d N j n 4 10 5 10 Nd電動機的額定功率（kW）； 安裝離合器的傳動軸的計算轉速（r/min）； j n 從電動機到離合器軸的傳動效率； K安全系數，一般取 1.31.5； f摩擦片間的摩擦系數，由于磨擦片為淬火鋼，查機床設計指導表 2- 15，取 f=0.08； 摩擦片的平均直徑（mm）; 0 D =（D+d）/267mm; 0 D b內外摩擦片的接觸寬度（mm）； b=（D-d）/2=23mm； 12 摩擦

15、片的許用壓強（N/）； p 2 mm 1.11.001.000.760.836 p 0 t p v K m K z K 基本許用壓強（MPa），查機床設計指導表 2-15，取 1.1； 0 t p 速度修正系數 v K n/6=2.5（m/s） p v 0 2 D 4 10 根據平均圓周速度查機床設計指導表 2-16，取 1.00； p v 接合次數修正系數，查機床設計指導表 2-17，取 1.00； m K 摩擦結合面數修正系數，查機床設計指導表 2-18，取 0.76。 z K 所以 Z2MnK/fbp21.281.4/（3.140.08230.83611 2 0 D 5 10 2 67

16、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 k P 0.40.4114.4 k P d N 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)1.13.14231.003.57 0 t p 2 0 D v K 2 67 5 10 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），內外層分離時的最大間隙為 0.20.4（mm）,摩擦片的材料應具有較高的耐磨性、摩擦系數大、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。 13 4.2.34.2.3 齒輪的驗算齒輪的驗算 驗算

17、齒輪強度，應選擇相同模數承受載荷最大的齒數最小的齒輪，進行接觸應力和 彎曲應力驗算。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應力，對低速傳動的齒輪驗算齒根 彎曲應力。對硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗算齒根彎曲應力。 接觸應力的驗算公式為 （MPa）（3-1） 123 j 12081 S j uK K K K N ZmuBn j 彎曲應力的驗算公式為 （3-2） 5 123 w 2 2081 10 () S w j K K K K N MPa Zm BYn 式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； d N 1 60 T O nT Km C T-齒輪在機床工作期限（）內的總工作時間（h），對于中型機

18、床的齒輪取 S T =1500020000h，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為 T=/P，P 為變 S T S T 速組的傳動副數； -齒輪的最低轉速（r/min）; 1 n -基準循環(huán)次數；查表 3-1（以下均參見機床設計指導） O C m疲勞曲線指數，查表 3-1； 速度轉化系數，查表 3-2； n K 14 功率利用系數，查表 3-3； N K 材料強化系數，查表 3-4； Q K 的極限值，見表 3-5，當時，則取=；當 S K maxS K minS K S K maxS K S K maxS K S K 時，取=； minS K S K minS K 工作情況系數，中等沖擊

19、的主運動，取=1.21.6； 1 K 1 K 動載荷系數，查表 3-6； 2 K 齒向載荷分布系數，查表 3-9； 3 K Y標準齒輪齒形系數，查表 3-8； 許用接觸應力（MPa）,查表 3-9； j 許用彎曲應力（MPa），查表 3-9。 w 如果驗算結果或不合格時，可以改變初算時選定的材料或熱處理方法，如仍不 j w 滿足時，就得采取調整齒寬或重新選擇齒數及模數等措施。 I 軸上的齒輪采用整淬的方式進行熱處理 傳至 I 軸時的最大轉速為： 1 130 820 /min 230 d nnr 130 0.980.511 230 N=5.625kw d N 820 /min j nnr 3 在

20、離合器兩齒輪中齒數最少的齒輪為 502.25，且齒寬為 B=12mm u=1.05 =1250MP j 3 2081 10(1.05 1) 1.2 1.31.04 3.72 5.625 1018.15 50 2.251.05 12 820 MP AAAAA A A j 符合強度要求。 驗算 562.25 的齒輪： =1250MP j 3 2081 10(1.05 1) 1.2 11.04 3.72 5.625 910 56 2.251.05 12 820 MP AAAAA A A j 符合強度要求 15 4.2.44.2.4 傳動軸的驗算傳動軸的驗算 對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校

21、核，只進行剛度驗算。 軸的抗彎斷面慣性矩（） 4 mm 16 花鍵軸 = 42 4 ()() () 64 db N DdDd Imm A 42 44 32.26 8 (3832.2) (3832.2) 7.42 10 64 mm 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； 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： = 4 j N 955 10(N mm) n MA 扭 44 5.625 955 106.55 10 820 N mmA 式中 N該軸傳遞的最大功率（kw）; 該軸的計算轉速（r/min）。 j n 傳動軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒

22、輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力 4 3 22 6.55 10 2.34 10 N D56 t M P 扭 式中 D齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。 齒輪的徑向力： r P ()/cos () rt PP tgNA 式中 為齒輪的嚙合角，20； 齒面摩擦角，；5.72 齒輪的螺旋角；0 故N 3 0.51.17 10 rt PP 花鍵軸鍵側擠壓應力的驗算 花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為： max 22 8 ,() () n jyjy M MPa DdlNK 式中 花鍵傳遞的最大轉矩（）； maxn MN mmA D、d花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L花鍵工作長度； N花鍵鍵數； 1

23、7 K載荷分布不均勻系數，K=0.70.8； 4 22 8 6.55 10 3.620() (3832.2 ) 85 6 0.7 jyjy MPaMPa 故此花鍵軸校核合格 4.2.54.2.5 軸承疲勞強度校核軸承疲勞強度校核 機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進行疲勞驗算。其額定壽命 的計算公式為： h L j h jFNn n n j 500() ( ) C f Cf K K KlPC(N) f Lh C Th1000015000 n h FN Cf LTh f K KlP 或按計算負荷的計算公式進行計算： 式中 額定壽命（); 計算動載荷; 工作期限（), 對一般機床取

24、小時。 C滾動軸承的額定負載（N）,根據軸承手冊或機床設計手冊查取，單 18 位用（kgf）應換算成（N）； 速度系數， 為滾動軸承的計算轉速（r/mm） n f 100 3 n i f n i n 壽命系數， n f 500 n n L f n L 等于軸承的工作期限； 壽命系數，對球軸承 =3，對滾子軸承 =； 10 3 工作情況系數，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多 F f 數機床），；1.11.3 F f 功率利用系數，查表 33； N K 速度轉化系數，查表 32； n K 齒輪輪換工作系數，查機床設計手冊； l K P當量動載荷，按機床設計手冊。 1 24863

25、n LhT 2 32003 n LhT 3 19852 n LhT 故軸承校核合格 4.3.傳動系統(tǒng)的軸及軸上零件設計 4.3.14.3.1 齒輪的驗算齒輪的驗算 驗算齒輪強度，應選擇相同模數承受載荷最大的齒數最小的齒輪，進行接觸應力和彎 曲應力驗算。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎 曲應力。 對硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗算齒根彎曲應力。 接觸應力的驗算公式為 （MPa）（3-1） 123 j 12081 S j uK K K K N ZmuBn j 彎曲應力的驗算公式為 （3-2） 5 123 w 2 2081 10 () S w j K K K

26、K N MPa Zm BYn 式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； d N 19 -電動機額定功率（KW）； d N -從電動機到所計算的齒輪的機械效率； -齒輪計算轉速（r/min）; j n m-初算的齒輪模數（mm）; B-齒寬（mm） Z-小齒輪齒數； u-大齒輪與小齒輪齒數之比，u1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內嚙合； -壽命系數： S K STnNQ KK K K K -工作期限系數： T K 1 60 T O nT Km C T-齒輪在機床工作期限（）內的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取 S T =1500020000h，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為 T

27、=/P，P 為變速組的傳動 S T S T 副數； -齒輪的最低轉速（r/min）; 1 n -基準循環(huán)次數；查表 3-1（以下均參見機床設計指導） O C m疲勞曲線指數，查表 3-1； 速度轉化系數，查表 3-2； n K 功率利用系數，查表 3-3； N K 材料強化系數，查表 3-4； Q K 的極限值，見表 3-5，當時，則取=；當時， S K maxS K minS K S K maxS K S K maxS K S K minS K 取=； S K minS K 工作情況系數，中等沖擊的主運動，取=1.21.6； 1 K 1 K 動載荷系數，查表 3-6； 2 K 齒向載荷分布系

28、數，查表 3-9； 3 K 20 Y標準齒輪齒形系數，查表 3-8； 許用接觸應力（MPa）,查表 3-9； j 許用彎曲應力（MPa），查表 3-9。 w 如果驗算結果或不合格時，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 j w 得采取調整齒寬或重新選擇齒數及模數等措施。 軸上的雙聯(lián)滑移齒輪采用整淬的方式進行熱處理 傳至軸時的最大轉速為： 13056 14501207.78 /min 23038 nr 3 6 13056 0.98 0.990.769 23038 m=2.25 N=5.77kw d N 1207.78 /min j nnr 3 在雙聯(lián)滑移齒輪中齒數最少的齒輪為

29、382.25，且齒寬為 B=14mm u=1.05 =1250MP j 3 2081 10(1.05 1) 1.2 1.31.04 3.72 5.42 1195.82 38 2.251.05 14 1207.78 MP AAAAA A A j 故雙聯(lián)滑移齒輪符合標準 驗算 392.25 的齒輪： 392.25 齒輪采用整淬 1207.78 /min j nnr 3 7 13056 0.98 0.990.761 23038 N=5.71kw B=14mm u=1 d N =1250MP j 3 2081 10(1 1) 1.2 11.04 3.72 5.71 1027.94 39 2.25114

30、 1207.78 MP AAAAA A A j 故此齒輪合格 驗算 222.25 的齒輪： 222.25 齒輪采用整淬 1207.78 /min j nnr 3 72 1305639 0.98 0.990.970.680 2303841 21 N=5.1kw B=14mm u=4 d N =1250MP j 3 2081 10(4 1) 1.2 11.04 3.72 5.1 927.49 22 2.254 14 1207.78 MP AAAAA A A j 故此齒輪合格 驗算 302.25 齒輪： 302.25 齒輪采用整淬 1207.78 /min j nnr 3 7 13056 0.98

31、0.990.680 23038 N=5.1kw B=14mm u=1 d N =1250MP j 3 2081 10(1 1) 1.2 11.04 3.72 5.1 1131.24 30 2.25114 1207.78 MP AAAAA A A j 故此齒輪合格 3 22 9*2.25 4.3.24.3.2 傳動軸的驗算傳動軸的驗算 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（） 4 mm 花鍵軸 = 42 4 ()() () 64 db N DdDd Imm A 42 44 326 8 (3632) (3632) 6.534 10 64 mm AA 式

32、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； 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： = 4 j N 955 10(N mm) n MA 扭 44 5.42 955 104.51 10 1148.86 N mmA 式中 N該軸傳遞的最大功率（kw）; 該軸的計算轉速（r/min）。 j n 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： t P 4 3 22 4.51 10 N1.804 10 N D50 t M P 扭 （） 式中 D齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。 齒輪的徑向力： r P 23 ()/cos

33、 ()902 rt PP tgNNA 式中 為齒輪的嚙合角； 齒面摩擦角； 齒輪的螺旋角； =27.86mm 22 () 0.1 MT dmm 符合校驗條件 花鍵軸鍵側擠壓應力的驗算 花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為： max 22 8 ,() () n jyjy M MPa DdlNK 式中 花鍵傳遞的最大轉矩（）； maxn MN mmA D、d花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L花鍵工作長度； N花鍵鍵數； K載荷分布不均勻系數，K=0.70.8； 4 22 8 4.51 10 2.0420() (3632 ) 116 8 0.7 jyjy MPaMPa A AA A 故此花鍵軸校核合格 24

34、4.3.34.3.3 軸組件的剛度驗算軸組件的剛度驗算 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構草圖后，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，應考慮采用三支撐結構。 機床設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： 3 66 10 oB O BBA EIlCEI L C CCC 式中 L。合理跨距； C 主軸懸伸梁； 后前支撐軸承剛度 A C B C 該一元三次方程求解可得為一實根： 3 3 2 12 (1)() 12 () (1) (1) B O BA B B A O

35、B A CEI Lmm CC EI Cmm C C C LC CC 并且 機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進行疲勞驗算。其額定壽命的計算公 h L 式為： 25 j h jFNn n n j 500() ( ) C f Cf K K KlPC(N) f Lh C Th1000015000 n h FN Cf LTh f K KlP 或按計算負荷的計算公式進行計算： 式中 額定壽命（); 計算動載荷; 工作期限（), 對一般機床取小時。 C滾動軸承的額定負載（N）,根據軸承手冊或機床設計手冊查取，單位用（kgf） 應換算成（N）； 速度系數， 為滾動軸承的計算轉速（r/mm）

36、n f 100 3 n i f n i n 壽命系數， n f 500 n n L f n L 等于軸承的工作期限； 壽命系數，對球軸承=3，對滾子軸承=； 10 3 工作情況系數，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數機床）， F f ；1.11.3 F f 功率利用系數，查表 33； N K 速度轉化系數，查表 32； n K 齒輪輪換工作系數，查機床設計手冊； l K P當量動載荷，按機床設計手冊。 1 24863 n LhT 2 32003 n LhT 3 19852 n LhT 故軸承校核合格 26 28 29 4.4 傳動系統(tǒng)的軸及軸上零件設計 4.4.1 齒輪的驗算

37、 驗算齒輪強度，應選擇相同模數承受載荷最大的齒數最小的齒輪，進行接觸應力和 彎曲應力驗算。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應力，對低速傳動的齒輪驗算齒根 彎曲應力。 對硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗算齒根彎曲應力。 接觸應力的驗算公式為 （MPa）（3-1） 123 j 12081 S j uK K K K N ZmuBn j 彎曲應力的驗算公式為 （3-2） 5 123 w 2 2081 10 () S w j K K K K N MPa Zm BYn 式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； d N -電動機額定功率（KW）； d N -從電動機到所計算的齒輪的機械效率； -齒輪計算

38、轉速（r/min）; j n m-初算的齒輪模數（mm）; B-齒寬（mm） Z-小齒輪齒數； u-大齒輪與小齒輪齒數之比，u1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內嚙合； -壽命系數： S K STnNQ KK K K K -工作期限系數： T K 1 60 T O nT Km C T-齒輪在機床工作期限（）內的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取 S T =1500020000h，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為 T=/P，P 為變 S T S T 速組的傳動副數； 30 -齒輪的最低轉速（r/min）; 1 n -基準循環(huán)次數；查表 3-1（以下均參見機床設計指導） O C m疲

39、勞曲線指數，查表 3-1； 速度轉化系數，查表 3-2； n K 功率利用系數，查表 3-3； N K 材料強化系數，查表 3-4； Q K 的極限值，見表 3-5，當時，則取=；當 S K maxS K minS K S K maxS K S K maxS K S K 時，取=； minS K S K minS K 工作情況系數，中等沖擊的主運動，取=1.21.6； 1 K 1 K 動載荷系數，查表 3-6； 2 K 齒向載荷分布系數，查表 3-9； 3 K Y標準齒輪齒形系數，查表 3-8； 許用接觸應力（MPa）,查表 3-9； j 許用彎曲應力（MPa），查表 3-9。 w 如果驗算結

40、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 j w 滿足時，就得采取調整齒寬或重新選擇齒數及模數等措施。 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速為： 1305639 14501148.86 /min 2303841 nr 3 7 1305639 0.98 0.990.723 2303841 N=5.42kw d N 1148.86 /min j nnr 3 在三聯(lián)滑移齒輪中齒數最少的齒輪為 412.25，且齒寬為 B=12mm u=1.05 =1250MP j 3 2081 10(1.05 1) 1.2 1.31.04 3.72 5.42 1189

41、41 2.251.05 20 1148.86 MP AAAAA AA j 故三聯(lián)滑移齒輪符合標準 31 驗算 502.5 的齒輪： 502.5 齒輪采用整淬 1148.86 /min j nnr 3 72 1305639 0.98 0.990.970.680 2303841 N=5.1kw B=15mm u=1 d N =1250MP j 3 2081 10(1 1) 1.2 11.04 3.72 5.1 910 50 2.5115 1148.86 MP AAAAA A A j 故此齒輪合格 驗算 633 的齒輪： 633 齒輪采用整淬 1148.86 /min j nnr 3 72 1305

42、639 0.98 0.990.970.680 2303841 N=5.1kw B=10mm u=4 d N =1250MP j 3 2081 10(4 1) 1.2 11.04 3.72 5.1 558 63 34 10 1148.86 MP AAAAA A A j 故此齒輪合格 驗算 442 齒輪： 442 齒輪采用整淬 1148.86 /min j nnr 3 72 1305639 0.98 0.990.970.680 2303841 N=5.1kw B=10mm u=1 d N =1250MP j 3 2081 10(1 1) 1.2 11.04 3.72 5.1 1239 44 211

43、5 1148.86 MP AAAAA A A j 故此齒輪合格 32 33 34 4.4.24.4.2 傳動軸的驗算傳動軸的驗算 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（） 4 mm 花鍵軸 = 42 4 ()() () 64 db N DdDd Imm A 42 44 326 8 (3632) (3632) 6.534 10 64 mm AA 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； 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： = 4 j N 955 10(N mm) n MA 扭 44 5.4

44、2 955 104.51 10 1148.86 N mmA 式中 N該軸傳遞的最大功率（kw）; 該軸的計算轉速（r/min）。 j n 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： t P 4 3 22 4.51 10 N1.804 10 N D50 t M P 扭 （） 式中 D齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。 35 齒輪的徑向力： r P ()/cos ()902 rt PP tgNNA 式中 為齒輪的嚙合角； 齒面摩擦角； 齒輪的螺旋角； =27.86mm 22 () 0.1 MT dmm 符合校驗條件 花鍵軸鍵側擠壓應力的驗算 花鍵鍵側工作表面的擠

45、壓應力為： max 22 8 ,() () n jyjy M MPa DdlNK 式中 花鍵傳遞的最大轉矩（）； maxn MN mmA D、d花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L花鍵工作長度； N花鍵鍵數； K載荷分布不均勻系數，K=0.70.8； 4 22 8 4.51 10 2.0420() (3632 ) 116 8 0.7 jyjy MPaMPa A AA A 故此三軸花鍵軸校核合格 36 4.4.34.4.3 軸組件的剛度驗算軸組件的剛度驗算 兩支撐主軸組件的合理跨距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構草圖后，可以對合理 跨距 L。進行計算，

46、以便修改草圖，當跨距遠大于 L。時，應考慮采用三支撐結構。 機床設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： 3 66 10 oB O BBA EIlCEI L C CCC 式中 L。合理跨距； C 主軸懸伸梁； 后前支撐軸承剛度 A C B C 該一元三次方程求解可得為一實根： 3 3 2 12 (1)() 12 () (1) (1) B O BA B B A OB A CEI Lmm CC EI Cmm C C C LC CC 并且 37 機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進行疲勞驗算。其額定壽命 的計算公式為： h

47、L j h jFNn n n j 500() ( ) C f Cf K K KlPC(N) f Lh C Th1000015000 n h FN Cf LTh f K KlP 或按計算負荷的計算公式進行計算： 式中 額定壽命（); 計算動載荷; 工作期限（), 對一般機床取小時。 C滾動軸承的額定負載（N）,根據軸承手冊或機床設計手冊查取，單 位用（kgf）應換算成（N）； 速度系數， 為滾動軸承的計算轉速（r/mm） n f 100 3 n i f n i n 壽命系數， n f 500 n n L f n L 等于軸承的工作期限； 壽命系數，對球軸承 =3，對滾子軸承 =； 10 3 工作

48、情況系數，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多 F f 數機床），；1.11.3 F f 功率利用系數，查表 33； N K 速度轉化系數，查表 32； n K 齒輪輪換工作系數，查機床設計手冊； l K P當量動載荷，按機床設計手冊。 1 24863 n LhT 2 32003 n LhT 3 19852 n LhT 故軸承校核合格 38 39 40 4.4 傳動系統(tǒng)的軸及軸上零件設計 4.4.14.4.1 齒輪的驗算齒輪的驗算 驗算齒輪強度，應選擇相同模數承受載荷最大的齒數最小的齒輪，進行接觸應力和 彎曲應力驗算。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應力，對低速傳動的齒輪驗算齒根

49、 彎曲應力。 對硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗算齒根彎曲應力。 接觸應力的驗算公式為 （MPa）（3-1） 123 j 12081 S j uK K K K N ZmuBn j 彎曲應力的驗算公式為 （3-2） 5 123 w 2 2081 10 () S w j K K K K N MPa Zm BYn 式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； d N -電動機額定功率（KW）； d N -從電動機到所計算的齒輪的機械效率； -齒輪計算轉速（r/min）; j n m-初算的齒輪模數（mm）; B-齒寬（mm） Z-小齒輪齒數； u-大齒輪與小齒輪齒數之比，u1，“+”號用于外嚙合，“

50、-”號用于內嚙合； -壽命系數： S K STnNQ KK K K K -工作期限系數： T K 1 60 T O nT Km C T-齒輪在機床工作期限（）內的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取 S T =1500020000h，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為 T=/P，P 為變 S T S T 速組的傳動副數； -齒輪的最低轉速（r/min）; 1 n -基準循環(huán)次數；查表 3-1（以下均 O C 參見機床設計指導） 41 m疲勞曲線指數，查表 3-1； 速度轉化系數，查表 3-2； n K 功率利用系數，查表 3-3； N K 材料強化系數，查表 3-4； Q K 的極限值

51、，見表 3-5，當時，則取=；當 S K maxS K minS K S K maxS K S K maxS K S K 時，取=； minS K S K minS K 工作情況系數，中等沖擊的主運動，取=1.21.6； 1 K 1 K 動載荷系數，查表 3-6； 2 K 齒向載荷分布系數，查表 3-9； 3 K Y標準齒輪齒形系數，查表 3-8； 許用接觸應力（MPa）,查表 3-9； j 許用彎曲應力（MPa），查表 3-9。 w 如果驗算結果或不合格時，可以改變初算時選定的材料或熱處理方法，如仍不 j w 滿足時，就得采取調整齒寬或重新選擇齒數及模數等措施。 軸上的直齒齒輪采用整淬的方式

52、進行熱處理 傳至軸時的最大轉速為： 130512220202658 14501400 /min 230435880805858 nr 3 7 130512220202658 0.98 0.990.723 230435880805858 N=5.42kw d NA 1400 /min j nnr 3 齒輪的模數與齒數為 332，且齒寬為 B=20mm u=1.05 =1250MP j 3 2081 10(1.05 1) 1.2 1.3 1.04 3.72 5.42 1201 33 21.05 20 10 MP j 故齒輪符合標準 驗算 582 的齒輪： 582 齒輪采用整淬 42 1400 /m

53、in j nnr 3 72 130512220202658 0.98 0.990.970.680 230435880805858 N=5.1kw B=20mm u=1 d N =1250MP j 3 2081 10(1 1) 1.2 1 1.04 3.72 5.1 1135 58 21 15 10 MP j 故此齒輪合格 43 44 4.4.24.4.2 傳動軸的驗算傳動軸的驗算 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（） 4 mm 花鍵軸 = 42 4 ()() () 64 db N DdDd Imm A 42 44 266 6 (3226) (3

54、226) 3.377 10 64 mm A 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； 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： = 4 j N 955 10(N mm) n MA 扭 46 5.42 955 105.18 10 10 N mmA 式中 N該軸傳遞的最大功率（kw）; 該軸的計算轉速（r/min）。 j n 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： t P 6 5 22 5.18 10 N2.35 10 N D32 t M P 扭 （） 式中 D齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。 齒輪的

55、徑向力： r P 45 ()/cos ()1003 rt PP tgNNA 式中 為齒輪的嚙合角； 齒面摩擦角； 齒輪的螺旋角； =22.32mm 22 () 0.1 MT dmm 符合校驗條件 花鍵軸鍵側擠壓應力的驗算 花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為： max 22 8 ,() () n jyjy M MPa DdlNK 式中 花鍵傳遞的最大轉矩（）； maxn MN mmA D、d花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L花鍵工作長度； N花鍵鍵數； K載荷分布不均勻系數，K=0.70.8； 6 22 8 5.18 10 14.620() (3226 ) 116 8 0.7 jyjy MPaMPa 故

56、此花鍵軸校核合格 46 4.4.34.4.3 軸組件的剛度驗算軸組件的剛度驗算 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構草圖后，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，應考慮采用三支撐結構。 機床設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： 3 66 10 oB O BBA EIlCEI L C CCC 式中 L。合理跨距； C 主軸懸伸梁； 后前支撐軸承剛度 A C B C 該一元三次方程求解可得為一實根： 3 3 2 12 (1)() 12 () (1) (1) B

57、O BA B B A OB A CEI Lmm CC EI Cmm C C C LC CC 并且 機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進行疲勞驗算。其額定壽命 的計算公式為： h L 47 j h jFNn n n j 500() ( ) C f Cf K K KlPC(N) f Lh C Th1000015000 n h FN Cf LTh f K KlP 或按計算負荷的計算公式進行計算： 式中 額定壽命（); 計算動載荷; 工作期限（), 對一般機床取小時。 C滾動軸承的額定負載（N）,根據軸承手冊或機床設計手冊查取，單 位用（kgf）應換算成（N）； 速度系數， 為滾動軸承

58、的計算轉速（r/mm） n f 100 3 n i f n i n 壽命系數， n f 500 n n L f n L 等于軸承的工作期限； 壽命系數，對球軸承 =3，對滾子軸承 =； 10 3 工作情況系數，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多 F f 數機床），；1.11.3 F f 功率利用系數，查表 33； N K 速度轉化系數，查表 32； n K 齒輪輪換工作系數，查機床設計手冊； l K P當量動載荷，按機床設計手冊。 1 26125 n LhT 2 31205 n LhT 3 18756 n LhT 故軸承校核合格 48 49 4.5. 傳動系統(tǒng)的軸及軸上零件設計 4.5.14.5.1 齒輪的驗算齒輪的驗算 驗算齒輪強度，應選擇相同模數承受載荷最大的齒數最小的齒輪，進行接觸應力和 彎曲應力驗算。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應力，對低速傳動的齒輪驗算齒根 彎曲應力。 對硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗算齒根彎曲應力。 接觸應力的驗算公式為 （MPa）（3-1） 123 j 1 2081 S j uK K K K K N ZmuBn