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1、 CA6140車床主軸箱的設計 第1章 緒論1.1課題來源隨著技術的發(fā)展，機床主軸箱的設計會向較高的速度精度，而且要求連續(xù)輸出的高轉矩能力和非常寬的恒功率運行范圍。另外還會改善機床的動平衡，避免震動、污染和噪音等。本設計為CA6140機床的主軸箱。 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。CA6140機床主軸箱的作用就是把運動源的恒定轉速改變?yōu)橹鬟\動執(zhí)行件（主軸、工作臺、滑枕等）所需的各種速度；傳遞機床工作時所需的功率和扭矩；實現(xiàn)主運動的起動、停止、換向和制動。主軸箱通常主要由下列裝置和機構組成：齒輪變速裝置；定比傳動副；換向裝置；起動停止裝置；制動裝置；操縱裝置；
2、密封裝置；主軸部件和箱體。根據機床的用途和性能不同，有的機床主軸箱可以只包括其中的部分裝置和部件。主軸箱是支承主軸并安裝主軸的傳動變速裝置，使主軸獲得各種不同轉速，以實現(xiàn)主切削運動。該機床主軸箱剛性好、功率大、操作方便。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。1.2研究動態(tài)及發(fā)展趨勢機床設計和制造的發(fā)展速度是很快的。由原先的只為滿足加工成形而要求刀具與工件間的某些相對運動關系和零件的一定強度和剛度，發(fā)展至今日的高度科學技術成果綜
3、合應用的現(xiàn)代機床的設計，也包括計算機輔助設計（CAD）的應用。但目前機床主軸變速箱的設計還是以經驗或類比為基礎的傳統(tǒng)（經驗）設計方法。因此，探索科學理論的應用，科學地分析的處理經驗，數據和資料，既能提高機床設計和制造水平，也將促進設計方法的現(xiàn)代化。隨著科學技術的不斷發(fā)展，機械產品日趨精密、復雜，改型也日益頻繁，對機床的性能、精度、自動化程度等提出了越來越高的要求。機械加工工藝過程自動化是實現(xiàn)上述要求的重要技術措施之一，不僅能提高產品質量和生產率，降低生產成本，還能改善工人的勞動條件。為此，許多企采用自動機床、組合機床和專用機床組成自動或半自動生產線。但是，采用這種自動、高效的設備，需要很大的初
4、期投資以及較長的生產準備周期，只有在大批量的生產條件（如汽車、拖拉機、家用電器等工業(yè)主要零件的生產）下、才會有顯著的經濟效益。在機械制造工業(yè)中，單件、小批量生產的零件約占機械、加工的70%80%?？茖W技術的進步和機械產品市場競爭的日益激烈，致使機械產品不改型、更新?lián)Q代、批量相對減少，質量要求越來越高。采用專用的自動化機床加工這類零件就顯得橫不合理，而且調整或改裝專用的“剛性”自動化生產線投資大、周期長，有時從技術上甚至是不可能實現(xiàn)的。采用各類仿型機床，雖然可以部分地解決小批量復雜的加工，但在更新零件時需制造靠模和調整機床，生產準備周期長，而且由于靠模誤差的影響，加工零件的精度很難達到較高的要求
5、。為了解決上述問題，滿足多品種、小批量，特別是結構復雜、精度要求高的零件的自動化生產，迫切需要一種靈活的、通用的、能夠適于產品頻繁變化“柔性”自動化機床。隨著計算機科學技術的發(fā)展，1952年，美國帕森斯公司（Parsons）和麻省理工學院（MIT）合作，研制成功里世界上第一臺以數字計算機為基礎的數字控制（numerical control，簡稱NC）3坐標直線插補銑床，從而機械制造業(yè)進入了一個新階段同時，在設計中處處實際出發(fā)，分析和處理問題是至關重要的。從大處講，聯(lián)系實際是指在進行機床工藝可能性的分析。參數擬定和方案確定中，既要了解當今的先進生產水平和可能趨勢。更應了解我國實際生產水平，使設計
6、的機床，機器在四化建設中發(fā)揮最佳的效蓋。從小處講，指對設計的機床零部件的制造，裝配和維修要進行認真的，切實的考慮和分析，綜合思考的設計方法。1.3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。意義 ：通過分析研究現(xiàn)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、操作方便、成本低廉的要求。1.4設計的主
7、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，機構的零件圖第2章 機床的規(guī)格和用途以及主要參數的確定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。 CA6140機床廣泛的應用于機械加工行業(yè)中，CA6140機床主軸箱的作用就是把運動源的恒定轉速改變?yōu)橹鬟\動執(zhí)行件（主軸、工作臺、滑枕等）所需的各種速度；傳遞機床工作時所需的功率和扭矩；
8、實現(xiàn)主運動的起動、停止、換向和制動。CA6140車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。 2.1工件參數2.1.1工件的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
9、毫米/轉縱向（64種） 正常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毫米重量約2000公斤第3章 傳動方案和傳動系統(tǒng)圖的擬定3.1 確定極限轉速 已知主軸最低轉速為10m
10、m/s,最高轉速為1400mm/s，轉速調整范圍為 = /=143.2 確定公比 選定主軸轉速數列的公比為1.123.3 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（-軸）使主軸獲得23=6級正轉，由第二條路線（-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-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（221）=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（221）=12級反轉。3.4 確定結構網或結構式 由公式Z=（）（）（） （4-1）其
11、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=23223.5 繪制轉速圖3.5.1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。3.5.2分配總降速傳動比 總降速傳動比為=/ =10/14406.67103, 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
12、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。3.5.3確定傳動軸的軸數 傳動軸數變速組數+定比傳動副數+1=63.5.4繪制轉速圖先按傳動軸數及主軸轉速級數格距l(xiāng)g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。 圖4-1 轉速圖 圖4-2 CA6140傳動系統(tǒng)圖3.5.5 傳動方案擬定當雙向多片摩擦離合器M1左結合時，軸的運動經M1左部的摩擦片及齒輪副或傳給
13、軸。當M1右結合時軸的運動經M1右部摩擦片及齒輪Z50傳給軸上的齒輪Z34，然后傳給軸上的齒輪Z30。軸的運動分別可分別通過三對齒輪副、傳給軸。軸的運動可分為兩路傳給主軸：（1）當主軸上的滑動齒輪Z50處于左端位置時，軸運動經齒輪副直接傳給主軸，使主軸高速運轉。（2）當主軸上的滑動齒輪Z50處于左端位置時，使齒輪式離合器M2接合，則軸的運動經-的背輪機構傳給主軸，使主軸獲得中低轉速。 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，傳動件具有足夠的強度或剛度，噪聲較低，振動要小，操作方便，具有
14、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) 500 500 300-800 500 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
15、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-=（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-=（4
16、4+44）/22=88mm中心距-=（26+58）/24=168mm中心距-=（58+26）/22=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： 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
17、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）大帶輪基準直徑為230 mm；初選中心距1000mm, 由機床總體布
18、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，取2800mm;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（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
19、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。摩擦片對數可按下式計算 Z2MnK/fbp （5-13）式中 摩擦離合器所傳遞的扭矩（Nmm）；955/955110.98/8001.28（）;（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）； 從電動機到離合器軸的傳動效率； K安全系數，一
20、般取1.31.5； f摩擦片間的摩擦系數，由于磨擦片為淬火鋼，查機床設計指導表取f=0.08； 摩擦片的平均直徑（mm）; =（D+d）/267mm; （5-16） 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/）；1.11.001.000.760.836 （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-
21、18，取0.76。所以 Z2MnK/fbp21.281.4/（3.140.08230.83611 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0.40.4114.4 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)1.13.14231.003.57 （5-20）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。 圖5-44.2.3齒輪的驗算 驗算齒輪強度，應
22、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） （5-21）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=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
23、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=1.21.6；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
24、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5-54.2.4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（）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）
25、式中 D齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力： （5-30）式中 為齒輪的嚙合角，20；齒面摩擦角，；齒輪的螺旋角；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=0.70.8； （5-32）故此花鍵軸校核合格 圖5-64.2.5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）
26、；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33；速度轉化系數，查表32；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
27、）（3-1） （5-34）彎曲應力的驗算公式為 （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，u1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內嚙合； -壽命系數： （5-36）-工作期限系數： （5-37）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=1500020000h，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數； -齒輪的最低轉速（r/min）;-基
28、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=1.21.6；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。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： （
29、5-38） （5-39）m=2.25N=5.77kw （5-40）在雙聯(lián)滑移齒輪中齒數最少的齒輪為382.25，且齒寬為B=14mmu=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 （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
30、-74.3.2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 （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 為齒輪的嚙合角；齒面摩擦角；齒輪的螺旋角；=27.86mm （5-51）符合校驗條件花鍵軸
31、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=0.70.8； (5-53）故此花鍵軸校核合格 圖5-84.3.3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。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。合理跨距； C 主軸懸伸梁； 后前支
32、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。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33；速度轉化系數，查表32；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。 （5-57） （5-58） （5-59）故軸承校核合格 圖5-
33、84.4 傳動系統(tǒng)的軸及軸上零件設計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，u1，“+”號用
34、于外嚙合，“-”號用于內嚙合； -壽命系數：-工作期限系數： （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=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=1.21.6；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
35、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 （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
36、輪采用整淬N=5.1kw B=10mm u=4 （5-67）=1250MP （5-68）故此齒輪合格驗算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5-94.4.2 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
37、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 為齒輪的嚙合角；齒面摩擦角；齒輪的螺旋角；=27.86mm （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=0.70.8； （5-77）故此三軸花鍵軸校核合格 圖5-104.4.3 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，
38、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。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： （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： （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
39、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33；速度轉化系數，查表32；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5-114.5傳動系統(tǒng)的軸及軸上零件設計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=； -電動
40、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，u1，“+”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=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；
41、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=1.21.6；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。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-
42、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 u=1 （5-87） =1250MP （5-88）故此齒輪合格 圖5-124.5.2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
43、D齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力： （5-92）式中 為齒輪的嚙合角；齒面摩擦角；齒輪的螺旋角；=22.32mm （5-93）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： （5-94）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=0.70.8； （5-95）故此花鍵軸校核合格 圖5-134.5.3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，以便修改草圖，當跨距遠大于L。時，應考慮采用三支撐結構
44、。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。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： （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，
45、查表33；速度轉化系數，查表32；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5-144.6 傳動系統(tǒng)的軸及軸上零件設計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； -齒輪計算轉速（
46、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，u1，“+”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=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
車床主軸箱的設計設計
