毕业设计（论文）-经济型立式数控车床主运动传动系统设计.doc

经济型立式数控车床主运动传动系统设计目 录摘要1关键词1Abstract1Key Words 11. 设计要求22. 总体方案的拟定及说明22.1 拟定总体传动方案 22.2 方案的选择 33. 无级变速传动链的设计33.1 求计算转速nj 33.2 无级变速传动链的设计 34. 切削功率的估算及电动机的选择54.1 估算切削功率 54.2 选择电动机 54.2.1 初步估算电机所需功率 54.2.2 选择电动机 64.3 反算各轴传递的功率和恒功率下的最大转矩 65. 齿轮的设计及校核65.1 确定设计公用模数的齿轮副 65.2 设计齿轮副z3/z4 75.2.1 选择齿轮类型，材料75.2.2 按齿根弯曲疲劳强度进行设计 75.2.3 按齿面接触强度设计 85.2.4 计算几何尺寸 95.3 校核齿轮副z1/z2（31/78）95.3.1 选定齿轮类型、材料95.3.2 校核齿根弯曲疲劳强度105.3.3 校核齿面接触疲劳强度105.3.4 确定几何尺寸115.4 校核其余两对齿轮副115.5 设计锥齿轮副z9/z10（79/79)125.5.1 确定齿轮材料125.5.2 按齿根弯曲强度进行设计125.5.3 按齿面接触强度设计135.5.4 计算几何尺寸135.5.5 齿轮的结构146. 轴的设计及校核 146.1 主轴的设计146.1.1 主轴上的功率P主、转速n主min和转矩T主max及其他受力146.1.2 求恒功率、计算转速下，工件所受的切削力146.1.3 求作用在锥齿轮上的力146.1.4 初步确定轴的最小直径146.1.5 主轴的结构设计156.2 主轴的校核166.2.1 求轴上的载荷166.2.2 校核主轴的强度167. 轴承的计算 197.1 主轴轴承的受力197.1.1 单向推力球轴承的受力197.1.2 深沟球轴承的受力197.2 求轴承的当量动载荷197.2.1 单向推力球轴承的当量动载荷197.2.2 深沟球轴承的当量动载荷197.3 校核轴承的寿命197.3.1 校核单向推力球轴承的寿命197.3.2 校核深沟球轴承的寿命208. 键联接的选择及计算 208.1 各轴上键传递的转矩208.2 验算各轴上键的强度208.2.1 校核主轴上键的强度218.2.2 校核轴3上键的强度218.2.3 校核轴3上键的强度219. 润滑与密封及滑移齿轮的控制 229.1 齿轮的润滑229.2 轴承的润滑229.3 滑移齿轮的控制2210. 结论22参考文献 22摘 要本课题采用常规的设计方法，设计一种精度较高、加工范围较大的经济型数控立式车床的主运动传动系统。本设计通过查阅大量相关文献资料，分析了我国数控产业的发展现状与存在的问题，并提出相应的对策。根据设计要求制定总体传动方案，完成传动机构的设计，功率的估算，电机的选择，齿轮的设计及校核，轴的设计及校核，箱体的机构设计等。该系统多采用普通材料和大多数的标准件，具有良好的经济性。我国资源短缺，设计经济型的数控机床能够满足使用要求，也符合我国国情，有很好的应用前景。关键词立式数控车床；主运动传动系统；变速传动链；齿轮的设计；主轴的设计Main Movement Drive System Design for Economical Vertical CNC LatheAbstractConventional design methods are taken advantage of to design a main movement drive system with high precision, large range of processing for economical vertical CNC lathe. A large number of relevant documents are consulted and the current situation and problems in the development of numerical technology are analyzed in the design which has proposed appropriate countermeasures. According to the design requirements, overall transmission programme are made, the design of drive mechanism, estimation of power, option of electric motors, design of gears and shaft, check of the strength security on gears and shafts, etc. are finished in the design. The system mainly adopts ordinary materials and standard components, which have the characteristic of economical quality. For our country is lack of resources, economical type of CNC lathe designed can meet the needs in use and also can be in line with Chinas national conditions, which will have broad prospects for use.Key Wordsvertical CNC lathe; main movement drive system; transmission chain for shift; design of gears; design of spindle1 设计要求主要研究内容：设计一台经济型立式数控车床的主运动传动系统，该机床的设计要求如下：X、Z轴行程：300500X、Z轴快进：10/10 m/min主轴转速：30-5000rpm刀库：4刀加工精度：IT6寿命：10年、单班工作制2 总体方案的拟定及说明2.1 拟定总体传动方案根据设计要求，拟定方案如图2-1、图2-2注：1变频调速电动机2、3中间轴，垂直布置4主轴，垂直布置图2-1：方案一注：1变频调速电动机2、3、4中间轴，水平布置5主轴，垂直布置图2-2：方案二2.2 方案的选择 本设计参照卧式车床的传动方案，在其基础上设计无级变速传动链。方案一的传动链较方案二短且简单，但三联滑移齿轮垂直布置，需要另设定位锁紧装置，因此结构和控制上较方案二复杂。所以选择方案二进行设计。3 无级变速传动链的设计3.1 求计算转速nj由各类机床的主轴计算转速表（许晓旸，2003），根据设计要求查中型通用机床和用途较广的半自动机床计算转速公式nj=nmin(nmax/nmin)0.3所以 nj=30*(5000/30)0.3=140r/min3.2 无级变速传动链的设计（戴曙，1993）主轴要求的恒功率调速范围Rnp=5000/140=35.7电机的恒功率调速范围Rp=4500/1500=3Rnp远大于Rp，故必须配以分级变速箱。取变速箱的公比= Rp，则无级变速时故变速箱的变速级数取Z=3。则，。传动系统和转速图见图3-1、3-2a，图3-2b为主轴的功率特性。从图3-2a可看出，电机经31/78定比传动降速后，如果经88/31传动到主轴，则电机转速从4500r/min降至1500r/min（恒功率区）时，主轴转速从5000r/min降至1667r/min。如果经54/64传动至主轴，电机在恒功率段运转时，主轴的转速范围为1520r/min504r/min。当经过23/96传动至主轴，电机在恒功率段运转时，主轴的转速范围为420r/min140r/min。但当主轴运行在1667r/min1520r/min或504r/min420r/min时，电机则运转在1500r/min1368r/min或1500r/min1250r/min（恒转矩区）。这两段为功率波动“缺口”。为使系统在这两段转速运转时，仍能得到要求的切削功率，电动机的最大输出功率只能选大一些（具体计算见4.2.1）。图3-1 主运动传动系统简图 a)转速图(r/min) b)电机功率(kW)图3-2 无级变速主运动链4 切削功率的估算及电动机的选择4.1 估算切削功率查切削用量简明手册（艾兴和肖诗纲，1994）硬质合金及高速钢车刀粗车外圆和端面的进给量表、车削时切削速度的计算公式表及车削过程切削力及切削功率的计算公式表中硬质合金刀具项，作表4-1表4-1 各种加工用量下硬质合金刀具的切削力及功率加工材料车刀规格工件直径背吃刀量apmax(mm)进给量fmax(mm)切削速度vc(m/min)外圆纵车时的主切削力Fc(N)切削功率Pc(kW)碳素结构钢b=650MPa25*25600mm51.274.98838510.4881.075.851168114.77120.974.841622220.24150.685.001467820.79数控机床常用于半精加工以上的场合，切削用量不会很大，因此选择表4-1中第二组数据设计，切削功率Pc=14.77kW。4.2 选择电动机4.2.1 初步估算电机所需功率主轴上拟装一四联角接触球轴承1=0.98，一对双联深沟球轴承2=0.99，故三轴上传递的切削功率Pc主=Pc/(12*2)= 14.77/(0.982*0.99)=15.534kW；三轴上拟装一三联角接触球轴承，一对深沟球轴承，锥齿轮传动3=0.97，则Pc3=Pc主/(123)= /(0.98*0.99*0.97)=16.506kW；二轴上拟装两对深沟球轴承，直齿圆柱齿轮4=0.99，则Pc2=Pc3/ (224)=16.506/(0.992*0.99)=17.011kW；一轴上拟装一对深沟球轴承，直齿圆柱齿轮传动，则Pc1=Pc2/(24)=17.011/（0.99*0.99）=17.356kW；电机通过联轴器与一轴联接5=0.995，Pc电机=Pc1/5=17.356/0.995=17.443kW；总效率= Pc /Pc电机=0.847。为使电动机在1250r/min时仍能获得获得所需的输出功率17.445kW，电动机在1500r/min时的输出功率应为17.445*1500/1250=20.932kW4.2.2 选择电动机选上海旭普机械制造有限公司生产的VFG系列180B变频调速电机，法兰底座安装额定功率为22Kw。其他参数：基频为50Hz，恒功率调速范围15004500r/min，恒转矩调速范围601500r/min，额定转矩142N.mm，接380V三相交流电压，电机采用形接法。4.3 反算各轴传递的功率和恒功率下的最大转矩一轴传递的功率P1=P电机*5=22*0.995=21.89kW，由速度图可知恒功率下电机的最小转速nmin=1500r/min=n1min，故一轴传递的最大转矩T1max=9550P1/n1min=9550*21.89/1500=139.366N.m二轴传递的功率P2=P1*24=21.89*0.99*0.99=21.454kW，n2min=595r/min,故二轴传递的最大转矩T2max=9550P2/n2min=9550*21.454/595=344.346N.m三轴传递的功率P3=P2*224=21.454*0.992*0.99=20.817kW，n3min=140r/min，故三轴传递的最大转矩T3max=9550P3/n3min=9550*20.817/140=1420.017N.m主轴传递的功率P主=P2*123=20.817*0.98*0.99*0.97=19.591kW，n主min=140r/min，故主轴传递的最大转矩T主max=9550P主/n主min=9550*19.591/140=1336.386N.m切削功率Pc= P2*122=19.591*0.982*0.99=18.627kW。5 齿轮的设计及校核（濮良贵和纪名刚，2001）为方便加工，且各齿轮齿数已定，故所有齿轮均采用同一模数。5.1 确定设计公用模数的齿轮副由设计公式 式中：m 齿轮模数，单位为mm； K 载荷系数； T1 小齿轮传递的转矩，单位为N.mm； YFa 齿形系数； YFa 应力校正系数； d 齿宽系数； z1 小齿轮齿数； F许用弯曲应力，单位为MPa可知，在其他参数一致情况下,越大，则该齿轮副所需最小模数越大。由速度图可知，只需比较恒功率条件下1500r/min595r/min140r/min线上的各小齿轮。=139366/312=263.452=344346/232=650.938故按齿轮副z3/z4设计公用模数。5.2 设计齿轮副z3/z45.2.1 选择齿轮类型，材料5.2.1.1 选定类型根据方案，采用直齿圆柱齿轮传动。5.2.1.2 选定材料由常用齿轮材料及其力学特性表，选择大、小齿轮z3材料为40Cr（调质后表面淬火），齿面硬度为52HRC，齿芯硬度为280HBS。5.2.2 按齿根弯曲疲劳强度进行设计设计公式：5.2.2.1 确定式中各计算数值 （1）试取Kt=2 （2）恒功率条件下小齿轮传递的最大转矩T3=9550P2/n2min=9550*21.454/595=344346N.mm （3）由圆柱齿轮的齿宽系数表，两支承相对小齿轮非对称不置，取=0.8；（4）由齿轮弯曲疲劳强度极限FE图查得大、小齿轮弯曲疲劳强度极限FE3=FE4=730MPa；（5）由单班制、寿命10年，按公式N=60njLh式中：N 应力循环次数； n 齿轮转速，单位为r/min； j 齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数计算应力循环次数， N3=60n2minjLh=60*595*1*(1*8*260*10)=0.743*109N4=0.743*109/u=0.743*109/4.174=0.178*109（6）由弯曲疲劳寿命系数KFN图查得，KFN3=0.93，KFN4=0.96（7）求许用弯曲疲劳强度取失效概率为1%，安全系数S=1.4,由齿轮的许用应力公式F=KFNFE/S得F3=KFN3FE3/S=0.93*730/1.4=484.93MPaF4=KFN4FE4/S=0.96*730/1.4=500.57MPa（8）查齿形系数由齿形系数YFa及应力校正系数YSa表查得,YFa3=2.69，YFa4=2.188（9）查应力校正系数由齿形系数YFa及应力校正系数YSa表查得,YSa3=1.575, YSa4=1.786（10）计算大、小齿轮并加以比较YFa3YSa3/F3=2.69*1.575/484.93=0.008737YFa4YSa4/F4=2.188*1.786/500.57=0.007813YFa3YSa3/F3按小齿轮计算。5.2.2.2 计算（1）试算模数mt=3.052mm（2）计算分度圆直径及圆周速度d3t= mt z3=3.052*23=70.196mmv=d3tn2min/60000=*70.196*595/60000=2.19m/s（3）计算齿宽b=d3t=0.8*70.196=56.157mm（4）计算b/h齿高 h=2.25mt=2.25*3.052=6.867mmb/h=70.196/6.867=10.22（5）计算载荷系数 根据v=2.1m/s，6级精度，查动在系数Kv值图得动载系数 Kv=1.03； 由使用系数KA表查得使用系数KA=1.25；由直齿轮，有KAFt/b=2KAT3/(bd3t)=2*1.25*344346/(56.157*70.176)=218.4N/mm100 N/mm，查齿间载荷分配系数KH、KF表得KH=KF=1.0；由接触疲劳强度计算用齿向载荷分布系数KH的简化计算公式表查硬齿面、6级精度、小齿轮相对支承非对称布置，假设KH1.34，则KH=1.05+0.26*(1+0.6)+0.16*10-3b =1.05+0.26*(1+0.6*0.82)*0.82+0.16*10-3*56.157=1.2891.34合适；由b/h=9.2，KH=1.289查弯曲强度计算的齿向载荷分布系数KF图得KF=1.25；故载荷系数K=KAKvKFKF=1.25*1.03*1.0*1.25=1.609（6）按实际载荷系数校正所得的模数，由下式得=2.839mm（7）计算分度圆直径d3=mz3=2.839*23=65.297mm5.2.3 按齿面接触强度设计设计公式： 式中：d1 小齿轮的分度圆直径，单位为mm； u 大、小齿轮齿数比； ZE 弹性影响系数，单位为MPa1/2； H 许用接触应力，单位为MPa5.2.3.1 确定公式内的各计算数值（1）由齿轮的接触疲劳强度极限Hlim图查得大、小齿轮接触疲劳强度极限Hlim3=Hlim4=1170MPa；（2）由接触疲劳寿命系数KHN表得，KHN3=0.92，KHN3=0.95（3）计算许用接触应力，取安全系数S=1，由下式得H3=KHN3Hlim3=0.92*1170=1076.4MPaH4=KHN4Hlim4=0.95*1170=1111.5MPaH3按小齿轮计算；（4）由弹性影响系数ZE表查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2（5）计算载荷系数KK= KAKvKHKH=1.25*1.03*1.0*1.289=1.660（6）齿数比 u= z4/z3=4.1745.2.3.2 设计计算计算模数 m=d3/z3=70.059/23=3.046mm。对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取前者并按由接触强度计算的分度圆重算齿数就可以满足两种强度要求且可使结构紧凑，但由于本设计中齿数已定，故取较大模数并圆整为标准值m=4，同时适当减小齿宽系数取 d=0.5，由校核公式、，比较dm3，有dm3/(dm3)=0.8*3.0463/（0.5*43）=0.7071，合适。5.2.4 计算几何尺寸5.2.4.1 计算分度圆直径d3=mz3=4*23=92mmd4=mz4=4*96=384mm5.2.4.2 计算中心距a=(d3+d4)/2=(92+384)/2=238mm5.2.4.3 计算齿宽b=d d3=0.5*92=46mm取B4=50mm，B3=55mm。5.3 校核齿轮副z1/z2（31/78）5.3.1 选定齿轮类型、材料5.3.1.1 选定类型根据方案，采用直齿圆柱齿轮传动。5.3.1.1 选定材料由常用齿轮材料及其力学特性表选择大、小齿轮材料均为40Cr（调质），硬度为280HBS。5.3.2 校核齿根弯曲疲劳强度由强度校核公式进行计算式中：F齿轮的弯曲应力，单位MPa5.3.2.1 确定式中个计算数值（1）d1= z1m=31*4=124mm，取d=0.5，则齿宽b=dd1=dz1m=0.5*31*4=62mm；（2）小齿轮传递的转矩T1=139366N.mm；（3）确定载荷系数K由使用系数KA表查得KA=1.25；由圆周速度v=d1nmin/60000=*124*1500/6000=9.74m/s,6级精度查动载系数Kv值表得动载系数Kv=1.1；由KAFt/b=2KAT1/(bd1)=2*1.25*139366/(62*124*)=90.63N/mm100N/mm，6级精度，查齿间载荷分配系数KH、KF表得KH=KF=1.2；由接触疲劳强度计算用齿向载荷分布系数KH的简化计算公式表查调质齿轮、6级精度、小齿轮相对支承对称布置，KH=1.11+0.18+0.15*10-3b=1.11+0.18*0.52+0.15*10-3*62=1.164由b/h=b/2.25m=62/(2.25*4)=6.89 ，KH=1.164查弯曲强度计算的齿向载荷分布系数KF图得KF=1.09；故载荷系数K=KAKvKFKF=1.25*1.1*1.2*1.09=1.799（4）查齿形系数由齿形系数YFa及应力校正系数YSa表查得,YFa1=2.506，YFa2=2.204；（5）查应力校正系数由齿形系数YFa及应力校正系数YSa表查得,YSa1=1.63, YSa2=1.766；（6）由齿轮的弯曲疲劳强度极限FE图查得大、小齿轮FE1=FE2=620MPa；（7）计算大、小齿轮YFaYSa并加以比较YFa1YSa1=2.506*1.63=4.08478YFa2YSa2=2.204*1.766=3.914304YFa1YSa1取YFa1YSa1进行校核。（8）计算应力循环次数N1=60n1minjLh=60*1500*1*(1*8*260*10)=1.872*109N2=1.872*109/u=0.743*109/2.52=0.743*109（9）由弯曲疲劳寿命系数KFN图查得，KFN1=0.91，KFN2=0.93（10）求许用弯曲疲劳强度取失效概率为1%，安全系数S=1.4,由下式得F1=KFN3FE3/S=0.91*620/1.4=403MPaF2=KFN4FE4/S=0.93*620/1.4=411.9MPaF1取许用弯曲疲劳强度F=403MPa5.3.2.2 计算F =2*139366*4.08478/(0.5*43*312)=37MPaF=403MPa，合适。5.3.3 校核齿面接触疲劳强度由校核公式的变形式计算5.3.3.1 确定公式内的各计算数值（1）由齿轮的接触疲劳强度极限Hlim图查得大、小齿轮接触疲劳强度极限Hlim1=Hlim2=730MPa；（2）由接触疲劳寿命系数KHN图得，KHN1=0.91，KHN2=0.92；（3）计算许用接触应力，取安全系数S=1，由下式得H1=KHN1Hlim1/S=0.91*730=664.3MPaH2=KHN2Hlim2/S =0.92*730=671.6MPaH1按小齿轮计算；（4）由弹性影响系数ZE表查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2（5）标准直齿轮区域系数ZH=2.5（6）计算载荷系数KK= KAKvKHKH=1.25*1.03*1.0*1.164=1.499（7）齿数比 u= z2/z1=78/31=2.525.3.3.2 计算合适。5.3.4 确定几何尺寸5.3.4.1 分度圆直径d1= z1m=31*4=124mmd2= z2m=78*4=312mm5.3.4.2 计算中心距a=(d1+d2)/2=(124+312)/2=218mm5.3.4.3 计算齿轮宽度b=dd1=0.5*124=62mm取B2=65mm，B1=70mm。5.4 校核其余两对齿轮副同齿轮副z1/z2校核过程对齿轮副z5/z6（88/31）和齿轮副z7/z8（54/65）进行校核，齿轮类型均为直齿轮、材料及热处理均为40Cr调质后表面淬火，校核结果如下表5-1：表5-1 齿轮副z5/z6（88/31）和齿轮副z7/z8（54/65）的校核结果齿轮副齿轮号小齿轮转速nmin(r/min)小齿轮传递的转矩(n.mm)弯曲疲劳载荷系数KF接触载荷系数KH应力循环次数N(*109)许用弯曲强度F (MPa）许用接触强度H (MPa）z5/z6(88/31)z5(88)16671192582.0632.0280.743484.931076z6(31)2.08468.291053z7/z8(54/65)z7(54)5953443461.7571.7990.743484.931076z8(65)0.618490.141088齿轮副齿形系数YFa应力校正系数YSaYFaYSa齿宽系数d材料弹性影响系数齿根弯曲强度F(MPa）齿面接触强度H(MPa）校核结果z5/z6(88/31)2.2041.7783.9190.5189.8 MPa1/263.62418.51满足2.691.5754.237z7/z8(54/65)2.3041.7123.9520.385.41431.14满足2.261.7383.928作上述各齿轮的尺寸表5-2如下：表5-2 齿轮副z5/z6（88/31）和齿轮副z7/z8（54/65）的几何尺寸 （单位：mm）齿轮副齿轮号分度圆直径齿宽中心距z5/z6(88/31)z5(88)35265238z6(31)12470z7/z8(54/65)z7(54)21670z8(65)260655.5 设计锥齿轮副z9/z10(79/79)5.5.1 确定齿轮材料由常用齿轮材料及其力学特性选择两齿轮材料均为20Cr（渗碳淬火），齿芯部硬度为300HBS，齿面硬度60HRC。5.5.2 按齿根弯曲强度进行设计设计公式式中：R锥齿轮传动的齿宽系数5.5.2.1 确定式中各计算数值（1）试取kt=2.5（2）恒功率下，齿轮z9传递的最大转矩T9= T3max=1420017N.mm（3）取齿宽系数R=1/3（4）u=1，则分锥角9=10=45zv9=zv10=z9/cos9=79/cos45=111.7，取zv=112（5）查齿形系数YFa及应力校正系数Ysa表得齿形系数YFa9=2.1704= YFa1（6）查齿形系数YFa及应力校正系数Ysa表得齿形系数Ysa9=1.7996= YSa10（7）应力循环次数N9=N10=60njLh=60*140*1*(1*8*260*10)=0.175*109，查弯曲疲劳寿命系数KFN图得，KFN9=0.96= KFN10（8）由齿轮的弯曲疲劳强度极限FE图查得齿轮的弯曲疲劳极限为FE9=FE10=920MPa（9）计算许用弯曲应力，取安全系数S=1.4，由下式得F9=F10= KFN9FE9/S=0.96*920/1.4=630.857MPa5.5.2.2 计算（1）试算模数，代入数据（2）计算圆周速度v9=v10=d9tn9/60000=*3.504*79*140/60000=2.03m/s（3）计算载荷系数由使用系数KA表查得KA=1.25由v9=2.03m/s，按7级精度查动载系数Kv图得Kv=1.08取KH=KF=1由轴承系数KHbe表、工业用、一个两端支承一个悬臂查得KHbe=1.25则 KH=KF=1.5KHbe=1.5*1.25=1.875所以， K=KAKvKFKF=1.25*1.08*1*1.875=2.53（4）按实际载荷校正模数，由下式得5.5.3 按齿面接触强度设计设计公式5.5.3.1 确定式中各计算数值（1）由弹性影响系数ZE表查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2（2）由齿轮的接触疲劳强度极限Hlim图查得齿轮Hlim9=Hlim10=1500MPa（3）由接触疲劳寿命系数KHN图查得KHN9=0.95=KHN10 （4）求许用接触应力，取安全系数S=1，由下式得H9=H10= KHN9Hlim9/S=0.95*1500=1425MPa（5）载荷系数K=KAKvKHKH=1.25*1.08*1*1.875=2.535.5.3.2 计算计算模数 m=d9/z9=189.963/79=2.405mm比较计算结果，取模数m=3.518mm，并圆整取标准值的m=4mm。5.5.4 计算几何尺寸5.5.4.1 计算分度圆直径d9=d10=mz9=4*79=316mm5.5.4.2 计算平均分度圆直径dm9=dm10=d9(1-0.5R)=316*(1-0.5/3)=263.333mm5.5.4.3 计算锥距5.5.4.4 计算齿宽B=RR=1/3*223.446=74.482mm5.5.5 齿轮的结构齿轮的结构见零件图。6 轴的设计及校核（濮良贵和纪名刚，2001；戴曙，1993；艾兴和肖诗纲，1994）考虑到四根轴中，主轴的实际支承跨距最大(包括工作台的厚度、工件的长度),受载最大且复杂，因此只需对主轴进行校核，主轴能够满足强度要求，则其他轴也能满足。6.1 主轴的设计6.1.1 主轴上的功率P主、转速n主min和转矩T主max及其他受力P主=P2*123=20.817*0.98*0.99*0.97=19.591kWn主min=nj=140r/minT主max=9550P主/n主min=9550*19.591/140=1336.386N.m=1336386N.mm假设车削尺寸为600mmx250mm的工件,而工作台规格为600mmx120mm，材质均为钢，密度=7800kg/m3,则主轴所受重力为G=gv=7800*9.801*0.32*(0.25+0.12)=8002N。6.1.2 求恒功率、计算转速下，工件所受的切削力主切削力Fc=2T主max/d=2*1336386/600=4455N切削速度vc=dn/1000=*600*140/1000=263.894r/min取进给量为f=0.8mm，由硬质合金刀具外圆纵车工件是时的主切削力公式求得背吃刀量ap=4.35mm，则可求得进给力和径向力由计算式得FP=1196N。得Ff=1169N。6.1.3 求作用在锥齿轮上的力锥齿轮10的平均分度圆直径为dm10=d(1-0.5R)=316*(1-0.5/3)=263.333mm则 Ft10= Ft9=2T10/dm10=2*1336386/263.333=10150NFr10= Fa9= Ft10tancos=10150*tan20*cos45=2612NFa10= Fr9= Ft10tansin=10150*tan20*cos45=2612N圆周力Ft10、径向力Fr10及轴向力Fa10的方向如图6-2。6.1.4 初步确定轴的最小直径 按式子 估算轴的最小直径。选取轴的材料为40CrNi,调质处理。取A0=112则轴上有一个键槽，轴径增大7%，dmin=58.174*1.07=62.217mm，d1-2锥轴段只起定位作用，可比dmin小一些，取大端直径为40mm，锥度为1:10。受载部分主轴的最小直径为安装深沟球轴承处的轴径取d9-10=65mm（见图6-1）。6.1.5 主轴的结构设计6.1.5.1 主轴上零件的装配方案主轴上零件的装配如图6-1，为便于读图，将图逆时针旋转90度。图6-1 主轴的结构与装配6.1.5.2 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度（1）回转工作台的厚度为120mm,作为定位锥轴段的长度取其厚读的1/3，故l1-2=40mm。（2）初步选择滚动轴承。由于轴向力比较大，故靠近工作台的一端（即主轴左端）选用单向推力球轴承，查手册初步选取0基本游隙组、精度等级为P4的单向推力球轴承51222，其尺寸为d*D*B=110mm*160mm*38mm,故d4-5=110mm。考虑配合关系，轴承右端应略长，取为5mm，则l4-5=43mm。单向推力轴承左端采用轴肩定位，由机械手册查得51222型轴承的定位轴肩高度为h=15mm，故取d3-4=140mm，取轴肩长度l3-4=20mm。主轴左端采用双联深沟球轴承承受径向力，考虑51222型轴承的右端定位尺寸为Da=130mm可知，深沟轴承的外圈直径最大为130mm，综合考虑轴承的承载及与轴的配合尺寸等因素，查机械手册选取0基本游隙组、精度等级为P4的深沟球轴承6017，其尺寸为d*D*B=85mm*130mm*22mm,故d6-7=85mm。为使右端的套筒定位可靠，6-7段轴缩进2mm，则l6-7=42mm。左端采用轴肩定位，查机械手册的定位轴肩高度h=3.5mm，则d5-6=92mm，取轴肩长度l5-6=15mm。主轴右端采用双联深沟球轴承，根据d9-10=65mm 查手册选取0基本游隙组、P4级精度的深沟球轴承6413，其尺寸为d*D*B=65mm*160mm*37mm。双联轴承左端采用轴肩定位，查手册得6413型轴承的定位轴肩高度h=6mm,故d8-9=77mm；右端采用圆螺母定位，查手册选取M65x2的圆螺母（GB/T812-88），其公称宽度为m=12mm，配合轴段应比其略长，取2mm，所以l9-10=88mm。（3）取安装锥齿轮处轴段直径为d7-8=80mm。左端与左轴承之间采用套筒定位；右端采用双圆螺母定位，查手册选取M80x2型圆螺母(GB/T812-88），其公称宽度m=15mm。根据系统安装关系取套筒长度为25mm。齿轮轮毂宽度为96mm。所以l7-8=2mm+25mm+96mm+2*15mm+1.5mm=154.5mm。（4）根据主轴头部与回转工作台的安装关系，取2-3轴段直径为d2-3=120mm，长度为l2-3=40mm。（5）根据安装关系，取l8-9=200mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.1.5.3 轴上零件的周向定位锥齿轮与轴的周向定位采用平键联接。按d7-8由手册查的平键截面b*h=22mm*14mm（GB1096-79），键槽用键槽铣刀加工，长为80mm，同时为使齿轮与轴配合紧密及有良好的同心度，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H6/n5。两处滚动轴承与轴的周向定位均借助过盈配合来保证，轴的直径尺寸公差参照有关规定选为js4。6.1.5.4 确定轴上的倒角和圆角尺寸参考有关规定，取主轴左轴端倒角1.6*45，右端及4-5轴段右端倒角2*45，其余各处倒角为1*45；4-5和6-7轴段左端圆角为R0.8，其余各处圆角均为R1.6。6.2 主轴的校核6.2.1 求轴上的载荷6.2.1.1 确定简支梁支点，并分析轴的受力首先根据轴的结构图6-1作出轴的计算简图6-2。取圆锥齿轮平均分度圆处为受力点，假设双联深沟球轴承受力均匀，则分别取两对双联深沟球轴承的总宽度中心作为简支梁的支点，所以L2=100.068mm，L3=311.432mm。则支承跨距为L2+L3=95mm+316.5mm=411.5mm。因此作出轴的计算简图并分析轴的受力（见图6-2a）。6.2.1.2 计算轴各点的受力（1）求铅垂面内轴的受力由图6-2a、6-2b的受力分析可得Fp+Fr +FNV2= FNV1 FNV1*(L2+L3)+Mf =Fp*(L1+L2+L3)+Fr*L3 +Ma G+Ff=FN