2062 CA6140機床主軸箱的設計,ca6140,機床,主軸,設計 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文I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，設計的內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計和處理, CA6140 車床作為主要的車削加工機床，已廣泛的應用于機械加工行業(yè)中。本文首先介紹了金屬切削機床在國內外的研究狀況，以及國內外發(fā)展差距。然后系統(tǒng)的介紹了 CA6140 主軸箱的組成及各個組成部分的功用。最后詳細的闡述了本論文的研究內容，思路、主要方法及進度。關鍵詞 金屬切削機床 CA6140 主軸箱。河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文IIAbstractAs a major turning processing machine, CA6140 machine widely used in mechanical processing industry, the design of the machine tool for CA6140 main spindle box design, design is the main content of machine tool of the main parameters of the sure, transmission scheme and 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河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文1前 言普通車床是車床中應用最廣泛的一種，約占車床類總數(shù)的 65%，因其主軸以水平方式放置故稱為臥式車床。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，它的主要任務是將主電機傳來的旋轉運動經過一系列的變速機構使主軸得到所需的正反兩種轉向的不同轉速，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鍵零件。主軸在軸承上運轉的平穩(wěn)性直接影響工件的加工質量，一旦主軸的旋轉精度降低，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，調整其變速機構，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。同學們要結合溜板箱的內容區(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，內裝有將光杠和絲杠的旋轉運動變成刀架直線運動的機構，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。河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文21 機床的規(guī)格和用途CA6140 機床可進行各種車削工作，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。河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文32 主要技術參數(shù)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） 10～1400 轉/分反傳（12 級） 14～1580 轉/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)進給量范圍：細化 0.028~0.054 毫米/轉縱向（64 種) 0.08~1.59 毫米/轉加大 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/轉刀架快速移動速度：縱向 4 米/分河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文4橫向 4 米/分主電機：功率 7.5 千瓦轉速 1450 轉/分快速電機：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（長×寬×高） 2668×1000×1190 毫米重量約 2000 公斤河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文53 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=142.確定公比選定主軸轉速數(shù)列的公比為 φ＝1.123.求出主軸轉速級數(shù) ZZ=lgRn/lgφ+1= lg14/lg1.12+1=244.確定結構網(wǎng)或結構式24=2×3×2×25.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、振動小、運行安全可靠。根據(jù)機床所需功率選擇 Y160M-4，其同步轉速為 1500r/min。（2）分配總降速傳動比總降速傳動比為 uII=nmin/nd=10/1500≈6.67×10 －3 ,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(shù)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)河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文6圖 3-1: CA6140 傳動系統(tǒng)圖傳動軸數(shù)＝變速組數(shù)+定比傳動副數(shù)+1=6（4）繪制轉速圖先按傳動軸數(shù)及主軸轉速級數(shù)格距 lgφ 畫出網(wǎng)格，繪制速度圖上，先分配從電動機轉速到主軸最低轉速的總降速比，在串的雙軸傳動間畫上 u(k→k+1)min.再按結構式的級比分配規(guī)律畫上各變速河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文7組的傳動比射線，從而確定了各傳動副的傳動比。4 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(shù)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.箱體鑄造時的最小壁厚根據(jù)其外形輪廓尺寸(長×寬×高),按下表選取. 表 4-1 箱體的長寬高和壁厚選擇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(jù)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長×寬×高( )3m壁厚(mm)500 × 500 × 300-800 × 500 × 500 10-15> 800 × 800 × 500 12-20河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文8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(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：河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文9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(jù)機床的總體設計確定，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，具體表達見箱體零件圖。河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文104.2 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 (4-1)pkad??——工況系數(shù)，查《機床設計指導》（任殿閣，張佩勤 AK主編）表 2-5，取 1.1；故 1.2.dPkW??小帶輪基準直徑 為 130mm；1帶速 ； (4-2)v ??1/(60)9.86/dnmsv???大帶輪基準直徑 為 230 mm；2初選中心距 ＝1000mm , 由機床總體布局確定。 過小，增加帶彎0a0a0a曲次數(shù)； 過大，易引起振動。帶基準長度 (4-3)210120()2()7.54dddnLama????查《機床設計指導》（任殿閣，張佩勤 主編）表 2-7，取 ＝2800mm;0dL帶撓曲次數(shù) ＝1000mv/ =7.04 40 ；?0d?1s?實際中心距 (4-4)2aAB??(4-5)12()8.74ddL???(4-6)21508d河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文11故 2108.7.1503am???小帶輪包角 (4-7)1211sin4.9d????? ??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1P編）表 2-8，取 2.28kW；單根 V 帶的基本額定功率增量(4-8)1()buPKn???——彎曲影響系數(shù)，查表 2-9，取b 31.0??——傳動比系數(shù)，查表 2-10，取 1.12u故 ；10.6P??帶的根數(shù) (4-9)1()dLzK??——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；L故 12.3.89(.806)91.0z????圓整 z 取 4；單根帶初拉力(4-10) 20.5(1)daPFqvvzK????q——帶每米長質量，查表 2-13，取 0.10；河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文12故 ＝58.23N0F帶對軸壓力 (4-11)10 154.092sin258.3sin3.82Qz N?????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(jù)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(shù)可按下式計算Z≥2MnK/ f b[p] (4-12)?20D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× （410dNjn410510N·mm）;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）；jnη——從電動機到離合器軸的傳動效率；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《機床設計指導》表 2-15，取 f=0.08；——摩擦片的平均直徑（mm ）;0D=（D+d）/2＝67mm;b——內外摩擦片的接觸寬度（mm）；河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文13b=（D-d）/2=23mm；——摩擦片的許用壓強（N/ ）；??p2m＝ ＝1.1×1.00×1.00×0.76＝0.836 (4-13) 0t????vKmz——基本許用壓強（ MPa），查《機床設計指導》表t2-15，取 1.1；——速度修正系數(shù)vK＝ n/6× =2.5（m/s ）p?02D41根據(jù)平均圓周速度 查《機床設計指導》表 2-16，取 1.00；pv——接合次數(shù)修正系數(shù)，查《機床設計指導》表 2-17，mK取 1.00；——摩擦結合面數(shù)修正系數(shù)，查《機床設計指導》表 2-z18，取 0.76。所以 Z≥2MnK/ f b[p]?20D＝2×1.28× ×1.4/（3.14×0.08× ×23×0.836＝11 510267(4-14) 臥式車床反向離合器所傳遞的扭矩按空載功率損耗 確定，一般取kP＝0.4 ＝0.4×11＝4.4 kPdN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)＝3.57× 0tp?????2DvK510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河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文14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(shù)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） 4.2.3 齒輪的驗算驗算齒輪強度，應選擇相同模數(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≤[ ] (4-15)??123j2081SjuKNZmBn???????j?彎曲應力的驗算公式為(4-16)??5123w208()SwjMPaYn?式中， N-齒輪傳遞功率（KW），N= ；dN??(4-17)160TOKmC?T-齒輪在機床工作期限（ ）內的總工作時間（h），對于中型機ST床的齒輪取 =15000~20000h，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似S地認為 T= /P，P 為變速組的傳動副數(shù)； T-齒輪的最低轉速（ r/min）;1n-基準循環(huán)次數(shù)；查表 3-1（以下均參見《機床設計指導》OC）河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文15m—疲勞曲線指數(shù)，查表 3-1；—速度轉化系數(shù)，查表 3-2；nK—功率利用系數(shù)，查表 3-3；N—材料強化系數(shù)，查表 3-4；Q—的極限值 ， 見表 3-5，當 ≥ 時，則SKmaxSinSKSKmax取 = ；當 ＜ 時，取 = ；axi in—工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運動，取 =1.2~1.6；1 1—動載荷系數(shù)，查表 3-6；2K—齒向載荷分布系數(shù)，查表 3-9；3Y—標準齒輪齒形系數(shù)，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jw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(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 軸時的最大轉速為：13082/mindnr??.9.51??????N= dN河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文16820/minjnr?3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=j?≤32081(.051).23.04725.6108.55. 8MP???AA[ ]=1250MP 符合強度要求。j?驗算 56×2.25 的齒輪如下圖 4-2 所示：= ≤j32081(.051).2043.756291056. 8P???AA[ ]=1250MP 符合強度要求j?圖 4-2 56×2.25 的齒輪的剖面圖河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文174.2.4 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（ ）4m花鍵軸 424()()6dbNDdI?????A4 2432.8(3.83.7.10m????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：=4j9510(m)nM??A扭 44.62.58N?式中， N—該軸傳遞的最大功率（kw）;—該軸的計算轉速（r/min）。jn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，齒輪的圓周力河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文18(4-18)4326.5102.NDtMP????扭式中， D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力 ：r()/cos()rtPgN?????A式中， α—為齒輪的嚙合角，α＝20o；ρ—齒面摩擦角， ；5.72??β—齒輪的螺旋角；β＝0故 N3.51.0rtP???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：(4-19)max28,()()njy jyMPaDdlNK?????????式中， —花鍵傳遞的最大轉矩（ ）；axn NmAD、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=0.7～0.8；4286.5103.620()(3)7jy jyMPaPa????????????故此花鍵軸校核合格河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文194.2.5 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hLjhjFNnnj50()[]()CfKlP[]() Lh T105nhFfLTl????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(jù)《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(shù)， 為滾動軸承的計算轉速（r/mm） nf 103nif??i—壽命系數(shù)， nf 50nnLf等 于 軸 承 的 工 作 期 限 ；—壽命系數(shù)，對球軸承 =3，對滾子軸承 = ；???103工作情況系數(shù)，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、Ff河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文20磨床等多數(shù)機床）， ；1.~3Ff?—功率利用系數(shù)，查表 3—3；NK—速度轉化系數(shù)，查表 3—2；n—齒輪輪換工作系數(shù)，查《機床設計手冊》；lP—當量動載荷，按《機床設計手冊》。124863[]nLhT??0故軸承校核合格395[]n4.3 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(shù)承受載荷最大的齒數(shù)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≤[ ] (4-20) ??123j2081SjuKNZmBn???????j?彎曲應力的驗算公式(4-21)??5123w208()SwjMPaYn?式中， N-齒輪傳遞功率（KW），N= ??dN河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文21-電動機額定功率（ KW）；dN-從電動機到所計算的齒輪的機械效率；?-齒輪計算轉速（r/min）;jnm-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，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內嚙合；-壽命系數(shù)：SKTnNQ?-工作期限系數(shù)： 160TOKmC?T-齒輪在機床工作期限（ ）內的總工作時間（h），對于中型機ST床的齒輪取 =15000~20000h，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似S地認為 T= /P，P 為變速組的傳動副數(shù)； T-齒輪的最低轉速（ r/min）;1n-基準循環(huán)次數(shù)；查表 3-1（以下均參見 《機床設計指導》OC）m—疲勞曲線指數(shù)，查表 3-1；—速度轉化系數(shù)，查表 3-2；nK河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文22—功率利用系數(shù)，查表 3-3；NK—材料強化系數(shù)，查表 3-4；Q—的極限值 ， 見表 3-5，當 ≥ 時，SmaxSinSKSKmax則取 = ；當 ＜ 時，取 = ；Ki in—工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運動，取 =1.21.6；1 1—動載荷系數(shù)，查表 3-6；2—齒向載荷分布系數(shù)，查表 3-9；3KY—標準齒輪齒形系數(shù)，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jw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(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行熱處理傳至Ⅱ軸時的最大轉速為： 13056427.8/minnr???36.90.928?m=2.25N= =5.77kwdN?1207.8/minjnr?3河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文23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=j?32081(.051).23.04725.19.82. 8MP???AA≤[ ]=1250MP 故雙聯(lián)滑移齒輪符合標準j驗算 39×2.25 的齒輪：39×2.25 齒輪采用整淬 1207.8/minjnr?3756.90.61???N= =5.71kw B=14mm u=1 dN?= ≤[j?32081().243.751027.949.5108MP???AA]=1250MP 故此齒輪合格j驗算 22×2.25 的齒輪：22×2.25 齒輪采用整淬 1207.8/minjnr?372569.0.90.684????N= =5.1kw B=14mm u=4dN?= ≤[ ]j?32081()1.243.75192.4.508MP???AAj?=1250MP 故此齒輪合格驗算 30×2.25 齒輪：河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文2430×2.25 齒輪采用整淬 1207.8/minjnr?3756.90.68???N= =5.1kw B=14mm u=1dN?= ≤[ ]=j?32081()1.243.751.24.508MP???AAj?1250MP 故此齒輪合格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（ ）4m花鍵軸 = 424()()6dbNDdI m?????A4 24328(3)6.5310???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：=4j9510(m)nM??A扭 44.2.51086N??式中， N—該軸傳遞的最大功率（kw）;河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文25—該軸的計算轉速（r/min）。jn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 ：tP432.510N.81NDtM????扭 （ ）式中， D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力 ：rP()/cos()902rtgN??????A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)22()0.1[MTdm?????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：(4-23)max28,()()njy jyMPaDdlNK?????????式中， —花鍵傳遞的最大轉矩（ ）axn NmAD、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=0.7～0.8；河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文26故此428.5102.20()(36)7jy jyMPaPa????????????A花鍵軸校核合格4.3.3 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?！稒C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：(4-24)3610oBOBAEIlCL?????????式中， L—合理跨距；C—主軸懸伸梁；﹑ —后﹑前支撐軸承剛度AB該一元三次方程求解可得為一實根： 3321()()1BOABAOEILmCLC????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：hL河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文27jhjFNnnj50()[]()CfKlP[]() Lh T105nhFfLThl????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(jù)《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(shù)， 為滾動軸承的計算轉速（r/mm） nf 103nif??i—壽命系數(shù)， nf 50nnLf等 于 軸 承 的 工 作 期 限 ；—壽命系數(shù)，對球軸承 =3，對滾子軸承 = ；???103工作情況系數(shù)，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、Ff磨床等多數(shù)機床）， ；1.~3Ff?—功率利用系數(shù)，查表 3—3；NK—速度轉化系數(shù)，查表 3—2；n—齒輪輪換工作系數(shù)，查《機床設計手冊》；lP—當量動載荷，按《機床設計手冊》。(4-25)124863[]nLhT??(4-26)0河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文28(4-27)319852[]nLhT??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(shù)承受載荷最大的齒數(shù)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）≤[ ]??123j2081SjuKNZmBn??????? j?彎曲應力的驗算公式為??5123w208()SwjMPaYn?式中， N-齒輪傳遞功率（KW），N= ??dN-電動機額定功率（ KW）；dN-從電動機到所計算的齒輪的機械效率；?-齒輪計算轉速（r/min）;jnm-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，“+”號用于外嚙合，河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文29“-”號用于內嚙合；-壽命系數(shù)：SKTnNQ?-工作期限系數(shù)：(4-28)160TOKmC?T-齒輪在機床工作期限（ ）內的總工作時間（h），對于中型機ST床的齒輪取 =15000~20000h，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似S地認為 T= /P， P 為變速組的傳動副數(shù)； S-齒輪的最低轉速（ r/min）;1n-基準循環(huán)次數(shù)；查表 3-1（以下均參見 《機床設計指導》OC）m—疲勞曲線指數(shù)，查表 3-1；—速度轉化系數(shù)，查表 3-2；nK—功率利用系數(shù)，查表 3-3；N—材料強化系數(shù)，查表 3-4；Q—的極限值 ， 見表 3-5，當 ≥ 時，SKmaxSinSKSKmax則取 = ；當 ＜ 時，取 = ；i in—工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運動，取 =1.2~1.6；1 1—動載荷系數(shù)，查表 3-6；2K河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文30—齒向載荷分布系數(shù)，查表 3-9；3KY—標準齒輪齒形系數(shù)，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jw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(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速為： 1305694148.6/min2nr???3 7.0238?N= =5.42kw14.6/injnr?3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=1.05j?=32081(.051).23.04725.1894. 86MP???AA≤[j]=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 148.6/minjnr?372059.0.90.682????河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文31N= dN??=5.1kw B=15mm u=1 (4-29)j?=32081()1.2043.751905.86MP???AA≤[ j?]=1250MP 故此齒輪合格驗算 63×3 的齒輪：63×3 齒輪采用整淬 148.6/minjnr?372059.0.90.682????N= dN?=5.1kw B=10mm u=4j?=3081(4)1.243.75186086MP???AA≤[ j?]=1250MP 故此齒輪合格驗算 44×2 齒輪，如下圖 4-3 所示：44×2 齒輪采用整淬 148.6/minjnr?372059.0.90.682????N= dN?=5.1kw B=10mm u=1j?=3081()1.243.751294286MP???AA≤[j]=1250MP 故此齒輪合格河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文32圖 4-3 44×2 齒輪的剖面圖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（ 4m）花鍵軸 24()()6dbNDdI m?????A=4 243268(3)().5310???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)；河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文33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： 4jN9510(m)nM??A扭=44.2.51086??式中， N—該軸傳遞的最大功率（kw）;jn—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 tP： 432.510N.81NDtM????扭 （ ）式中， D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力 rP： ()/cos()902rtgN??????A(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； 22()0.1[MTdm?????=27.86mm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： max28,()()njy jyMPaDdlNK?????????式中， axnM—花鍵傳遞的最大轉矩（ NmA）；河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文34D、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=0.7～0.8； 428.5102.20()(36)7jy jyMPaPa????????????A故此三軸花鍵軸校核合格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?！稒C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： 3610oBOBAEIlL?????????式中, L?！侠砜缇啵籆 —主軸懸伸梁；A﹑ B—后 ﹑前支撐軸承剛度該一元三次方程求解可得為一實根：河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文353321()()1BOABAOCEILmLC????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 hL的計算公式為：jhjFNnnj50()[]()CfKlP[]() Lh T105nhFfLTl????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(jù)《軸承手冊》或《機床設計手冊》查取，單位用（kgf）應換算成（N）；nf—速度系數(shù)， 103nif?? i為滾動軸承的計算轉速（r/mm） nf—壽命系數(shù)， 50nnLf 等 于 軸 承 的 工 作 期 限 ；?—壽命系數(shù)，對球軸承 ?=3，對滾子軸承 ?=103；Ff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）， 1.~3Ff?；河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文36NK—功率利用系數(shù)，查表 3—3；n—速度轉化系數(shù)，查表 3—2；l—齒輪輪換工作系數(shù)，查《機床設計手冊》；P—當量動載荷，按《機床設計手冊》。 124863[]nLhT??0395[]n故軸承校核合格4.4 傳動系統(tǒng)的Ⅳ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(shù)承受載荷最大的齒數(shù)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 ??123j2081SjuKNZmBn???????（MPa）≤[ j?] 彎曲應力的驗算公式為 ??5123w208()SwjMPaYn?式中， N-齒輪傳遞功率（KW），N= dN??；dN-電動機額定功率（KW）；河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文37?-從電動機到所計算的齒輪的機械效率；jn-齒輪計算轉速（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，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內嚙合；SK-壽命系數(shù)： TnNQ?-工作期限系數(shù)： 160TOKmC?T-齒輪在機床工作期限（ ST）內的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取 S=15000~20000h，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為 T=T/P，P 為變速組的傳動副數(shù)； 1n-齒輪的最低轉速（r/min ）;OC-基準循環(huán)次數(shù)；查表 3-1（以下均參見《機床設計指導》）m—疲勞曲線指數(shù)，查表 3-1；nK—速度轉化系數(shù)，查表 3-2；N—功率利用系數(shù)，查表 3-3；Q—材料強化系數(shù)，查表 3-4；河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文38SK—的極限值 maxS， inSK見表 3-5，當 SK≥ max時，則取 SK=max；當 ＜ i時，取 = minS；1—工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運動，取 1=1.2~1.6；2K—動載荷系數(shù)，查表 3-6；3—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；[ j?]—許用接觸應力（MPa）,查表 3-9；[ w]—許用彎曲應力（ MPa），查表 3-9。如果驗算結果 j或 w?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(shù)及模數(shù)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： 13052026584 140/min8n r????3 7.9.232??N= dNA=5.42kw140/minjnr?3齒輪的模數(shù)與齒數(shù)為 33×2，且齒寬為 B=20mmu=1.05j?=河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文3932081(.051).23.04725.101MP?????≤[j?]=1250MP 故齒輪符合標準驗算 58×2 的齒輪，如下圖 4-4 所示：58×2 齒輪采用整淬 140/minjnr?3 725202658.90.90.688?????N= dN=5.1kw B=20mm u=1 j?=3201()1.2.43725.13580MP????≤[j]=1250MP 故此齒輪合格河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文40圖 4-4 58×2 的齒輪的剖面圖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（ 4m）花鍵軸424()()6dbNDdI?????A=4 242(363.710m???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(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： 4jN9510(m)nM??A扭=河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文41465.2910.180Nm???A式中， N—該軸傳遞的最大功率（kw）;jn—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 tP： 6525.180N2.31NDtM????扭 （ ）式中， D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力 rP： ()/cos()103rtgN??????A式中， α—為齒輪的嚙合角；ρ—齒面摩擦角；β—齒輪的螺旋角； 22()0.1[MTdm?????=22.32mm 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： max28,()()njy jyMPaDdlNK?????????式中， axnM—花鍵傳遞的最大轉矩（ NmA）；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)；河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文42K—載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.7～0.8； 6285.1014.20()(3).7jy jyMPaPa????????????故此花鍵軸校核合格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?！稒C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： 3610oBOBAEIlL?????????式中， L?！侠砜缇?；C —主軸懸伸梁；A﹑ B—后 ﹑前支撐軸承剛度該一元三次方程求解可得為一實根：3321()()1BOABAOCEILmLC????并 且機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進行疲勞河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文43驗算。如下圖 4-5 所示，其額定壽命 hL的計算公式為：jhjFNnnj50()[]()CfKlP[]() Lh T105nhFfLTl????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(jù)《軸承手冊》或《機床設計手冊》查取，單位用（kgf）應換算成（N）；nf—速度系數(shù)， 103nif?? i為滾動軸承的計算轉速（r/mm） nf—壽命系數(shù)， 50nnLf 等 于 軸 承 的 工 作 期 限 ；?—壽命系數(shù)，對球軸承 ?=3，對滾子軸承 ?=103；Ff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）， 1.~3Ff?；NK—功率利用系數(shù)，查表 3—3；n—速度轉化系數(shù)，查表 3—2；l—齒輪輪換工作系數(shù)，查《機床設計手冊》；P—當量動載荷，按《機床設計手冊》。 1265[]nLhT??河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文4423105[]nLhT??876故軸承校核合格圖 4-5 機床主軸組件的剖面圖河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文454.5 傳動系統(tǒng)的Ⅴ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(shù)承受載荷最大的齒數(shù)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 ??123j2081SjuKNZmBn????????（MPa）≤[ j?]彎曲應力的驗算公式為 ??5123w208()SwjMPaYn??式中， N-齒輪傳遞功率（KW），N= dN??；dN-電動機額定功率（KW）；?-從電動機到所計算的齒輪的機械效率；jn-齒輪計算轉速（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，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內嚙合；SK-壽命系數(shù)： TnNQ?河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文46TK-工作期限系數(shù)：160OnmC?T-齒輪在機床工作期限（ ST）內的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取 ST=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(shù)； 1n-齒輪的最低轉速（ r/min）;OC-基準循環(huán)次數(shù)；查表 3-1（以下均參見《機床設計指導》）m—疲勞曲線指數(shù)，查表 3-1；nK—速度轉化系數(shù)，查表 3-2；N—功率利用系數(shù)，查表 3-3；Q—材料強化系數(shù)，查表 3-4；SK—的極限值 maxS， inSK見表 3-5，當 SK≥ max時，則取 = ；當 ＜ i時，取 = in；1—工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運動，取 1=1.2~1.6；2K—動載荷系數(shù)，查表 3-6；3—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；[ j?]—許用接觸應力（MPa）,查表 3-9；河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文47[ w?]—許用彎曲應力（MPa），查表 3-9。如果驗算結果 j或 w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(shù)及模數(shù)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： 130569051448.6/min284n r????3 9.0723?N= dN?=5.42kw148.6/minjnr?3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河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文48j?= 32081(.051).23.04721.53406486MP???AA≤[j?]=1560MP 故斜齒輪符合標準圖 4-7 80×2.5 的齒輪的剖面圖驗算 80×2.5 的齒輪如上圖 4-7 所示：80×2.5 齒輪采用調質熱處理 148.6/minjnr?3 9205902.80.70.1842????N= dN?=211.39kw B=26mm u=1 j?=3081()1.243.2.956052.586MP???AA≤[ j?]=1250MP 故此齒輪合格河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文49圖 4-8 50×2.5 的齒輪的剖面圖驗算 50×2.5 的齒輪如上圖 4-8 所示：50×2.5 齒輪采用調質熱處理 148.6/minjnr?3 9205902.80.7.682????N= dN?=5.1kw B=10mm u=4j?=3081(4)1.243.5182.5086MP???AA≤[ j?]=1250MP 故此齒輪合格河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文504.5.2 傳動軸的驗算對于傳動軸，如下圖 4-9 所示，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（ 4m）圖 4-9 傳動軸的剖視圖花鍵軸424()()6dbNDdI m?????A4 2643515351.0m???A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