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1、 CA6140車床主軸箱的設計 機電工程學院 機械設計制造及其自動化專業(yè) 陳曉娟（2120601006） 摘要：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，本文首先闡述了該車床的結構，根據當前實際情況，考慮到經濟性和效率性等相關因素，對車床主軸箱進行了合理構思,通過比較兩種傳動方案，優(yōu)選了電機，采用二級減速結構最終完成了CA6140機床主軸箱的設計。本文還著重對減速結構中主要零件進行了計算和校核，其結

2、果符合設計要求。 關鍵詞：CA6140車床、主軸箱、傳動。 The design of the CA6140 lathe main axle box School of mechanical and electrical engineering Major in mechanical design and manufacturing and automation Chenxiaojuan (21206071006) Abstract：As a major turning processing machine, the CA6140 machine is widely use

3、d in mechanical processing industry, this design mainly for CA6140 lathe spindle box design. This paper first describes the structure of the lathe, according to the actual situation, considering the economy and efficiency of relevant factors, has the advantages of reasonable design of lathe spindle

4、box, through the comparison of two transmission scheme, the optimization of the motor, the second level speed reducer finally completed the CA6140 lathe headstock design. This paper also focuses on the major part in the structure of the deceleration were calculated and checked, and the results meet

5、the design requirements. Key words:CA6140 lathe、 spindle box 、 transmission。 1 引言 1.1課題設計的目的與意義： 通過機床主運動機械變速傳動系統(tǒng)得結構設計，在擬定傳動和變速的結構方案過程中，得到設計構思、方案分析、結構工藝性、機械制圖、零件計算、編寫技術文件和查閱技術資料等方面的綜合訓練，樹立正確的設計思想，掌握基本的設計方法，并具有初步的結構分析、結構設計和計算能力。 通過分析研究現有的CA6140車床主軸箱規(guī)格和用途、主要參數、采用功能原理設計法進行設計。使所設計的產品盡量達到結構簡單、緊湊、

6、操作方便、成本低廉的要求。 1.2設計的主要內容： 介紹車床的演變發(fā)展過程、CA6140車床的功能用途、優(yōu)越性和發(fā)展趨勢。完成了運動方案的確定和機構化設計，繪制系統(tǒng)結構原理圖，機構的零件圖 2. CA6140車床主軸箱傳動方案擬定 2.1 確定結構方案： 確定極限轉速 已知主軸最低轉速為10mm/s,最高轉速為1400mm/s，轉速調整范圍為 = /=14 確定公比 選定主軸轉速數列的公比為φ＝1.12 求出主軸轉速級數Z 由圖1-2及系統(tǒng)傳動路線可以看出，當主軸正轉時，由第一條傳動路線（Ⅰ-Ⅱ-Ⅲ-Ⅵ軸）使主軸獲得23=6

7、級正轉，由第二條路線（Ⅰ-Ⅱ-Ⅲ-Ⅳ-Ⅴ-Ⅵ軸）又使主軸獲得2322=24級正轉，這樣可獲得30級正轉。當主軸反轉時，可獲得3+322=15級反轉。但由于軸Ⅲ-Ⅴ間的四種傳動比為: 其中和基本相等，所以實際上主軸只能獲得23（22－1）=18級正轉，這樣主軸實際獲得6+18=24級正轉。同理主軸只有3+3（22－1）=12級反轉。 確定結構網或結構式 由公式Z=（）（）（）… （4-1） 其中Z為主軸轉速級，為按傳動順序的各變速組傳動副數，為各變速組的級比指數。 故結構式24=2322 故確定結構方案

8、為： 在分析機床運動的傳動系統(tǒng)時，首先應根據機床所加工工件表面的類型、切削運動，確定各運動傳動聯(lián)系的端件；然后以傳動鏈的形式將每個成形運動逐一分析；最后根據表面成形運動主傳動系統(tǒng)應該采用滑移齒輪來進行變速，采用三聯(lián)齒輪或者是雙聯(lián)齒輪， 由于機床需要采用正反轉，所以需要將雙向摩擦片式離合器裝配到Ⅰ軸上，因此會產生軸向尺寸較長的現象。如果按“傳動順序與擴大順序一致的原則”，會使箱體的體積過大。因此為了使機床整體結構布局看上去更加緊、合理，第一變速組需要采用雙聯(lián)齒輪。 2.2 傳動方案擬定： 當雙向多片摩擦離合器M1左結合時，軸Ⅰ的運動經M1左部的摩擦片及齒輪副或傳給軸Ⅱ。當M1右結合時

9、軸Ⅰ的運動經M1右部摩擦片及齒輪Z50傳給軸Ⅶ上的齒輪Z34，然后傳給軸Ⅱ上的齒輪Z30。軸Ⅱ的運動分別可分別通過三對齒輪副、、傳給軸Ⅲ。 軸Ⅲ的運動可分為兩路傳給主軸Ⅵ： （1）當主軸Ⅵ上的滑動齒輪Z50處于左端位置時，軸Ⅲ運動經齒輪副直接傳給主軸Ⅵ，使主軸高速運轉。 （2）當主軸Ⅵ上的滑動齒輪Z50處于左端位置時，使齒輪式離合器M2接合，則軸Ⅱ的運動經Ⅲ-Ⅳ-Ⅴ-Ⅵ的背輪機構傳給主軸，使主軸獲得中低轉速。 故采用傳動方案為： 主軸傳動系統(tǒng)采用V帶、齒輪傳動； 傳動形式采用集中式傳動； 主軸換向制動采用雙向片式摩擦離合器和帶式制動器； 變速系統(tǒng)采用雙聯(lián)滑移

10、齒輪變速。 2.3 傳動比分配： 由選定的電動機滿載轉速Nm和主動軸轉速N，可得裝置總傳動比為： Ia=Nm/N=1450/819=1.77 由式： 基本組傳動比， 分配總降速傳動比： 總降速傳動比為=/ =10/1440≈6.6710－3 ，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 電動機的選擇 2.1工件參數 2.1.1工件的最大回轉直徑 在床面上……………

11、……………………………………………………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 2.2主軸參數 2.2.1主軸轉速范圍 正傳（24級）……………………………………………………10-1400轉/分 反轉（24級）……………………………………………………14-1580轉/分 2.2.2主軸其他參數 主軸孔徑………………………………………………………………….48毫米 主軸前段孔錐度…………………………………………………………400毫米 2.3加工螺紋范圍

12、 公制（44種）…………………………………………………………1-192毫米 英制（20種）………………………………………………………2-24牙/英寸 模數（39種）………………………………………………………0.25-48毫米 徑節(jié)（37種）.…………………………………………………………1-96徑節(jié) 2.4進給量范圍 細化0.028-0.054毫米/轉 縱向（64種）……………………………………… 正常0.08-1.59毫米/轉

13、 加大1.71-6.33毫米/轉 細化0.014-0.027毫米/轉 橫向（64種）……………………………………… 正常0.04-0.79毫米/轉 加大0.86-3.16毫米/轉 2.5刀具快速移動速度 縱向………………………………………………………………………4米/分 橫向………………………………………………………………………4米/分 2.6電機冷卻泵參數 2.6.1

14、主電機 功率………………………………………………………………………7.5千瓦 轉速…………………………………………………………………1450轉/分 2.6.2快速電機 功率………………………………………………………………………370瓦 轉速…………………………………………………………………2600轉/分 2.6.3冷卻泵 功率………………………………………………………………………90瓦 流量………………………………………………………………… 25升/分 2.7重量及外形尺寸 工件最大長度為1000毫米的機床 外形尺寸（長寬高）…………………………266810001190毫

15、米 重量約2000公斤 2.8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系列封閉自扇冷式籠型三相異步電動機。Y系列電動機結構簡單、起動性能好、工作可靠、價格低廉、維護方便、高效、節(jié)能、起動轉矩大、噪聲低、振動小、運行安全可靠。 因主電機功率要求為7.5千瓦轉速1400r/min，故選擇Y132M-4，其同步轉速為1440r/min。 第4章 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

16、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.箱體鑄造時的最小壁厚根據其外形輪廓尺寸(長寬高),按下表選取. 表5-1 長寬高() 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剛度下降10%-20%，彎曲

17、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： 中心距(a)=1/2（d1+d2）+ym （式中y是中心距變動系數） 中心距Ⅰ-Ⅱ=（56+

18、38）/22.25=105.75mm 中心距Ⅰ-Ⅶ=（50+34）/22.25=94.5mm 中心距Ⅱ-Ⅶ=（30+34）/22.25=72mm 中心距Ⅱ-Ⅲ=（39+41）/22.25=90mm 中心距Ⅲ-Ⅳ=（50+50）/22.5=125mm 中心距Ⅴ-Ⅷ=（44+44）/22=88mm 中心距Ⅴ-Ⅵ=（26+58）/24=168mm 中心距Ⅷ-Ⅸ=（58+26）/22=84mm 中心距Ⅸ-Ⅵ=（58+58）/22=116mm 中心距Ⅸ-Ⅹ=（33+33）/22=66mm 中心距Ⅸ-Ⅺ=（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

19、如下圖： 圖5-1 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： 圖5-2 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

20、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 4.2.1普通V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） （5-1） ——工況系數，查《機床設計指導》（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 ； （5-2） 大

21、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；過大，易引起振動。 帶基準長度 （5-3） 查《機床設計指導》（任殿閣，張佩勤 主編）表2-7，?。?800mm; 帶撓曲次數＝1000mv/=7.0440； （5-5） 實際中心距 （5-6） （5-7） 故 小帶輪包角 （5-8） 單根V帶的基本額定功率,查《機床設計指導》（

22、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 （5-9） ——彎曲影響系數，查表2-9，取 ——傳動比系數，查表2-10，取1.12 故； 帶的根數 （5-10） ——包角修正系數，查表2-11，取0.93； ——帶長修正系數，查表2-12，取1.01； 故 z取4； 單根帶初拉力 （5-11） q——帶每米長質

23、量，查表2-13，取0.10； 故＝58.23N 帶對軸壓力 （5-12） 圖5-3 4.2.2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2～6mm，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。 摩擦片對數可按下式計算 Z≥2MnK/fb[p] （5-13） 式中 ——摩擦

24、離合器所傳遞的扭矩（Nmm）； ＝955η/＝955110.98/800＝1.28（）;（5-14） ——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）； η——從電動機到離合器軸的傳動效率； K——安全系數，一般取1.3～1.5； 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 取f=0.08； ——摩擦片的平均直徑（mm）; =（D+d）/2＝67mm; （5-16）

25、b——內外摩擦片的接觸寬度（mm）； b=（D-d）/2=23mm； （5-17） ——摩擦片的許用壓強（N/）； ＝＝1.11.001.000.76＝0.836 （5-18） ——基本許用壓強（MPa），查《機床設計指導》表2-15，取1.1； ——速度修正系數 ＝n/6=2.5（m/s） （5-19） 根據平均圓周速度查《

26、機床設計指導》表2-16，取1.00； ——接合次數修正系數，查《機床設計指導》表2-17，取1.00； ——摩擦結合面數修正系數，查《機床設計指導》表2-18，取0.76。 所以 Z≥2MnK/fb[p]＝21.281.4/（3.140.08230.836＝11 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＝0.411＝4.4 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)＝1.13.14231.00＝3.57 （5-20） 式中各符號意義同前述。 摩擦片的厚

27、度一般取1、1.5、1.75、2（mm），內外層分離時的最大間隙為0.2～0.4（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0.3～0.5（mm）,淬火硬度達HRC52～62。 圖5-4 4.2.3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

28、算公式為 （MPa）≤[]（3-1） （5-21） 彎曲應力的驗算公式為 （5-22） 式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； （5-23） 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=15000~20000h，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數； -齒輪的最低轉速（r/min）; -基準循環(huán)次數；查表3-1（以下均參見《機床設計指導》）

29、 m—疲勞曲線指數，查表3-1； —速度轉化系數，查表3-2； —功率利用系數，查表3-3； —材料強化系數，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，中等沖擊的主運動，取=1.2~1.6； —動載荷系數，查表3-6； —齒向載荷分布系數，查表3-9； Y—標準齒輪齒形系數，查表3-8； []—許用接觸應力（MPa）,查表3-9； []—許用彎曲應力（MPa），查表3-9。 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

30、進行熱處理 傳至I軸時的最大轉速為： N==5.625kw （5-24） 在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 （5-25） 符合強度要求。 驗算562.25的齒輪： =≤[]=1250MP （5-26） 符合強度要求 圖5-5 4.2.4傳動軸的驗算 對于

31、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 = （5-27） 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： （5-28） 式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）; —該軸的計算轉速（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 （5-29） 式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。 齒輪的徑向力：

32、 （5-30） 式中 α—為齒輪的嚙合角，α＝20； ρ—齒面摩擦角，； β—齒輪的螺旋角；β＝0 故N 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： （5-31） 式中 —花鍵傳遞的最大轉矩（）； D、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L—花鍵工作長度； N—花鍵鍵數； K—載荷分布不均勻系數，K=0.7～0.8； （5-32） 故此花鍵軸校核合格

33、 圖5-6 4.2.5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，故應進行疲勞驗算。其額定壽命的計算公式為： （5-33） 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） —壽命系數， —壽命系數，對球軸承=3，對滾子軸承=； 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），； —功率

34、利用系數，查表3—3； —速度轉化系數，查表3—2； —齒輪輪換工作系數，查《機床設計手冊》； P—當量動載荷，按《機床設計手冊》。 故軸承校核合格 4.3傳動系統(tǒng)的Ⅱ軸及軸上零件設計 4.3.1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） （5-34） 彎曲應力的驗算公式為

35、 （5-35） 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； -齒輪計算轉速（r/min）; 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，u≥1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內嚙合； -壽命系數： （5-36） -工作期限系數： （5

36、-37） 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=15000~20000h，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數； -齒輪的最低轉速（r/min）; -基準循環(huán)次數；查表3-1（以下均參見《機床設計指導》） m—疲勞曲線指數，查表3-1； —速度轉化系數，查表3-2； —功率利用系數，查表3-3； —材料強化系數，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，中等沖擊的主運動，取=1.2~1.6； —動載荷系數，查表3-6； —齒向載荷分布系數，查表3-9；

37、 Y—標準齒輪齒形系數，查表3-8； []—許用接觸應力（MPa）,查表3-9； []—許用彎曲應力（MPa），查表3-9。 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，就得采取調整齒寬或重新選擇齒數及模數等措施。 Ⅱ軸上的雙聯(lián)滑移齒輪采用整淬的方式進行熱處理 傳至Ⅱ軸時的最大轉速為： （5-38） （5-39） m=2.25 N==5.77kw （5-40） 在雙聯(lián)滑移齒輪中齒數

38、最少的齒輪為382.25，且齒寬為B=14mm u=1.05 =≤[]=1250MP （5-41） 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 N==5.71kw B=14mm u=1 =≤[]=1250MP（5-42） 故此齒輪合格 驗算222.25的齒輪： 222.25齒輪采用整淬 N==5.1kw B=14mm u=4 （5-43） =≤[]=1250MP （

39、5-44） 故此齒輪合格 驗算302.25齒輪： 302.25齒輪采用整淬 N==5.1kw B=14mm u=1 （5-45） =≤[]=1250MP （5-46） 故此齒輪合格 圖5-7 4.3.2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

40、 （5-47） 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： (5-48） 式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）; —該軸的計算轉速（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： （5-49） 式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。 齒輪的徑向力： （5-50） 式中 α

41、—為齒輪的嚙合角； ρ—齒面摩擦角； β—齒輪的螺旋角； =27.86mm （5-51） 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： （5-52） 式中 —花鍵傳遞的最大轉矩（）； D、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L—花鍵工作長度； N—花鍵鍵數； K—載荷分布不均勻系數，K=0.7～0.8； (5-53） 故此花鍵軸校核合格 圖5-8 4.3.3軸組件的剛度驗算 兩支撐主軸

42、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： （5-54） 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根： （5-55） 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。

43、其額定壽命的計算公式為： （5-56） 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） —壽命系數， —壽命系數，對球軸承=3，對滾子軸承=； 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），； —功率利用系數，查表3—3； —速度轉化系數，查表3—2； —齒輪輪換工作系數，查《機床設計手冊》； P—當量動載荷，按《機床設計手冊》。

44、 （5-57） （5-58） （5-59） 故軸承校核合格 圖5-8 4.4 傳動系統(tǒng)的Ⅲ軸及軸上零件設計 4.4.1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

45、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）≤[] （5-60） 彎曲應力的驗算公式為 （5-61） 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； -齒輪計算轉速（r/min）; 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，u≥1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內嚙合； -壽命系數： -工作期限系數：

46、 （5-62） 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=15000~20000h，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數； -齒輪的最低轉速（r/min）; -基準循環(huán)次數；查表3-1（以下均參見《機床設計指導》） m—疲勞曲線指數，查表3-1； —速度轉化系數，查表3-2； —功率利用系數，查表3-3； —材料強化系數，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，中等沖擊的主運動，取=1.2~1.6； —動載荷系數，

47、查表3-6； —齒向載荷分布系數，查表3-9； Y—標準齒輪齒形系數，查表3-8； []—許用接觸應力（MPa）,查表3-9； []—許用彎曲應力（MPa），查表3-9。 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： N==5.42kw （5-63） 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

48、 （5-64） 故三聯(lián)滑移齒輪符合標準 驗算502.5的齒輪： 502.5齒輪采用整淬 N==5.1kw B=15mm u=1 （5-65） =≤[]=1250MP （5-66） 故此齒輪合格 驗算633的齒輪： 633齒輪采用整淬 N==5.1kw B=10mm u=4 （5-67） =≤[]=1250MP （5-68） 故此齒輪合格 驗

49、算442齒輪： 442齒輪采用整淬 N==5.1kw B=10mm u=1 （5-69） =≤[]=1250MP （5-70） 故此齒輪合格 圖5-9 4.4.2 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 （5-71） 式中 d—花鍵軸的

50、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： = （5-72） 式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）; —該軸的計算轉速（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： （5-73） 式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。 齒輪的徑向力： （5-74） 式中 α—為齒輪的嚙合角； ρ—齒面摩擦角； β—齒輪的螺旋角； =27

51、.86mm （5-75） 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： （5-76） 式中 —花鍵傳遞的最大轉矩（）； D、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L—花鍵工作長度； N—花鍵鍵數； K—載荷分布不均勻系數，K=0.7～0.8； （5-77） 故此三軸花鍵軸校核合格 圖5-10 4.4.3 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

52、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： （5-78） 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根： （5-79） 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：

53、 （5-80） 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） —壽命系數， —壽命系數，對球軸承=3，對滾子軸承=； 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），； —功率利用系數，查表3—3； —速度轉化系數，查表3—2； —齒輪輪換工作系數，查《機床設計手冊》； P—當量動載荷，按《機床設計手冊》。 故軸承校核合格

54、 圖5-11 4.5傳動系統(tǒng)的Ⅳ軸及軸上零件設計 4.5.1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）≤[] （5-81） 彎曲應力的驗算公式為 （5-82） 式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； -電

55、動機額定功率（KW）； -從電動機到所計算的齒輪的機械效率； -齒輪計算轉速（r/min）; 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，u≥1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內嚙合； -壽命系數： （5-83） -工作期限系數： （5-84） 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=15000~20000h，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P

56、，P為變速組的傳動副數； -齒輪的最低轉速（r/min）; -基準循環(huán)次數；查表3-1（以下均參見《機床設計指導》） m—疲勞曲線指數，查表3-1； —速度轉化系數，查表3-2； —功率利用系數，查表3-3； —材料強化系數，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，中等沖擊的主運動，取=1.2~1.6； —動載荷系數，查表3-6； —齒向載荷分布系數，查表3-9； Y—標準齒輪齒形系數，查表3-8； []—許用接觸應力（MPa）,查表3-9； []—許用彎曲應力（MPa），查表3-9。 如果驗算結果或不合格時

57、，可以改變初算時選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時，就得采取調整齒寬或重新選擇齒數及模數等措施。 Ⅸ軸上的直齒齒輪采用整淬的方式進行熱處理 傳至Ⅸ軸時的最大轉速為： N==5.42kw （5-85） 齒輪的模數與齒數為332，且齒寬為B=20mm u=1.05 =≤[]=1250MP （5-86） 故齒輪符合標準 驗算582的齒輪： 582齒輪采用整淬 N==5.1kw B=20mm

58、 u=1 （5-87） =≤[]=1250MP （5-88） 故此齒輪合格 圖5-12 4.5.2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 （5-89） 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

59、面上的最大扭矩求得： = （5-90） 式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）; —該軸的計算轉速（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： （5-91） 式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。 齒輪的徑向力： （5-92） 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 （5-93） 符合校驗條件

60、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： （5-94） 式中 —花鍵傳遞的最大轉矩（）； D、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L—花鍵工作長度； N—花鍵鍵數； K—載荷分布不均勻系數，K=0.7～0.8； （5-95） 故此花鍵軸校核合格 圖5-13 4.5.3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構草圖后，可以對合理跨距L。進行計算，

61、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： （5-95） 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根： （5-96） 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： （5-97） C—滾動軸承的額定負載（N）,根據《軸承手冊》或《機床設計

62、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） —壽命系數， —壽命系數，對球軸承=3，對滾子軸承=； 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），； —功率利用系數，查表3—3； —速度轉化系數，查表3—2； —齒輪輪換工作系數，查《機床設計手冊》； P—當量動載荷，按《機床設計手冊》。 故軸承校核合格 圖5-14 4.6 傳動系

63、統(tǒng)的Ⅴ軸及軸上零件設計 4.6.1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）≤[] （5-98） 彎曲應力的驗算公式為 （5-99） 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

64、速（r/min）; 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，u≥1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內嚙合； -壽命系數： （5-100） -工作期限系數： （5-101） 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=15000~20000h，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數； -齒輪的最低轉速（r/min）; -基

65、準循環(huán)次數；查表3-1（以下均參見《機床設計指導》） m—疲勞曲線指數，查表3-1； —速度轉化系數，查表3-2； —功率利用系數，查表3-3； —材料強化系數，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，中等沖擊的主運動，取=1.2~1.6； —動載荷系數，查表3-6； —齒向載荷分布系數，查表3-9； Y—標準齒輪齒形系數，查表3-8； []—許用接觸應力（MPa）,查表3-9； []—許用彎曲應力（MPa），查表3-9。 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，就得采取調整齒

66、寬或重新選擇齒數及模數等措施。 軸上的斜齒輪采用調質處理的方式進行熱處理 傳至五軸時的最大轉速為： N==5.42kw （5-102） 斜齒輪為264，且齒寬為B=35mm u=1.05 =≤[]=1560MP （5-103 ） 故斜齒輪符合標準 圖5-15 驗算802.5的齒輪： 802.5齒輪采用調質熱處理 N==211.39kw B=26mm u=1 （5-104） =≤[]=1250MP（5-105） 故此齒輪合格 驗算502.5的齒輪： 502.5齒輪采用調質