CM6132机床主轴传动系统三维建模与装配设计

1、 CM6132机床主轴传动系统三维建模与装配设计摘要本课题是以数控机床为基础，从其主轴箱和主传动系统结构入手，研究其系统结构设计、结构组成分析、分级换档分析、传动部件计算与分析。具体内容包括选取满足要求相应的功率电机和各个零件的整体结构设计，其中包括材料的定选尺寸的合理安排以及加工需求对于轴和齿轮零件运用的有关公式进行合理的分析，对相对较危险的部位进行作图计算和查表进行各种校核最后，确定每个部件的参数，并估计和检查传动设计。设计了各零件的结构设计，绘制了零件图和装配图。为优化传动系统结构，提高传动系统的精度和稳定性，为本课题的研究提供必要的理论依据，使数控机床结构更紧凑，性能更优越，生产加工更

2、精细。关键词：CM6140，主轴箱，三维建模，装配工艺目 录1前言11.1机床主轴箱传动系统研究目的与意义11.2本文的主要研究内容122 CM6132机床主轴箱传动系统整体结构设计12.1CM6132车床组成12.2车床工艺范围22.33CM6132机床主轴传动系统参数设计- 3 -2.4确定转速极速- 3 -2.4.1计算主轴最高转速- 3 -2.4.2计算主轴最低转速- 4 -2.4.3确定主轴标准转速数列- 4 -2.5主电动机的选择- 5 -2.6绘制转速图- 6 -2.7电机功率的确定- 7 -2.8确定各轴计算转速- 7 -2.9带轮的设计- 8 -3CM6132机床主轴传动系统

3、结构设计- 10 -3.1齿轮的轴向布置- 10 -3.2传动轴及其上传动元件的布置- 11 -4主轴的估算- 12 -4.1主轴前端轴颈的直径 D1- 12 -4.2主轴后轴颈 D2- 12 -4.3计算转速Nj的确定- 12 -4.4各轴直径及各齿轮齿数的确定。- 12 -5I轴的设计- 13 -5.1传动系统的轴及轴上零件设计- 13 -5.2多片式摩擦离合计算- 15 -5.3齿轮的验算- 17 -5.4传动轴的验算- 19 -6II轴的设计- 21 -6.1传动系统的轴及轴上零件设计- 21 -6.1.1- 21 -6.2传动轴的验算- 24 -7III轴的设计- 25 -7.1齿轮

4、的验算- 25 -7.2轴组件的刚度验算- 29 -8带轮轴的设计- 30 -8.1.1轴的设计- 30 -8.2齿轮的验算- 31 -8.3主轴的设计- 37 -8.3.1主轴组件设计- 37 -8.4主轴与齿轮的连接- 38 -8.5润滑与密封- 38 -9致谢- 39 -参考文献- 40 -中国矿业大学银川学院毕业设计1 前言1.1 机床主轴箱传动系统研究目的与意义本项目以数控车床为基础，研究了主轴箱和主传动系统结构的系统结构设计，结构组成分析，分层变换分析和传动部件的计算与分析。为了优化传动系统结构，提高传动系统的精度和稳定性，它提供了必要的理论依据。通过对该课题的研究， 使数控机床结

5、构更加紧凑，性能优越，生产加工更加精确。我国数控车床从 20 世纪 70 初进入市场。 通过了各大机床厂家的不懈努力。 公司采用与国外著名机床制造商合作、合资、技术引进、样品消化吸收等方式在中国进行机床制造。该水平已大大提高，其产量占金属切削机床的很大比例。目前，国内数控车床品种规格比较齐全，质量基本稳定可靠，已进入实用全面的发展阶段。然而，这些数控机床大多处于单机运行状态，相当一部分处于低效状态，加工不精确。本课题的研究有利于提高数控机床的性能，使产品加工更高效、更精确的1.2 本文的主要研究内容首先进行外文资料检索和必要的调研，完成与本专业有关的外文翻译，并且参与总体方案的分析讨论。分析确

6、定机床的主传动方案，设计主传动系统图。对主传动系统进行必要的运动和动力分析计算。选择主轴箱驱动点击型号。绘制主轴箱装备图。绘制主轴箱主要零件图等。CM6132车床主轴箱传动系统进行三维建模和优化设计，通过建立三维模型可以更加充分地了解CM6132的工作原理，加深对机械设计，制造和工艺的理解，锻炼理论和实践能力。通过更新标记，加深了对公差和拟合的理解和实际应用。通过优化主轴驱动系统，将结果与原始参数进行比较。通过对比分析结果，从分析计算可以看出，采用机械优化设计方法对机床主传动系统进行了改造和设计。将得到的结果与传统设计方法的设计结果进行比较，可以看出 的体积明显减小，结构更紧凑，技术经济性进一

7、步提高。2 2 CM6132机床主轴箱传动系统整体结构设计2.1 CM6132车床组成普通车床是最广泛使用的车床类型，约占车床总数的65。因为它们的主轴是水平放置的，所以它们被称为卧式车床。 CM6132是卧式车床之一。 CM6132普通车床的主要部件有：主轴箱，进料箱，滑动箱，刀架，尾座，光杆，螺杆和床身。 主轴箱：又称床头板，其主要任务是通过一系列变速机构从主电机通过旋转运动，使主轴获得两种转向所需的转速，并将主轴箱分开。电源将动作传送到进纸盒。主轴箱的主轴是车床的关键部件。轴承在轴承上的平滑度直接影响工件的加工质量。一旦主轴的旋转精度降低，机床的值就会降低。进给箱:又称进给箱，进给箱内装

8、有变速机构的运动，可调节变速机构，能得到所需的进给或螺距，通过灯杆或丝杠运动到刀具上进行切削。螺丝与灯杆:用于连接进给箱与滑箱，将进给箱的运动和动力传递给滑箱，使滑箱获得纵向直线运动。丝杠是专门为转动各种螺纹而设计的。车削其它工件表面时，只能用光杆，不能用螺丝。溜板箱:是车床进给运动控制箱，装有将光杆和丝杠的旋转运动变为刀架直线运动的机构。通过光杆传动，可实现刀具的纵向进给运动、横向进给运动和刀架的快速运动。丝杠带动刀架作纵向直线运动，从而切断螺纹机床组成如图1-1所示。尾座刀架卡盘主轴箱右床腿溜板箱床身左床腿进给箱挂轮箱图1-1 CM6132机床2.2 车床工艺范围CM6132卧式车床具有多

9、种工艺，适用于加工旋转面上的各种轴，套筒和圆盘零件，如内外圆柱面，圆锥面，环槽和成形面的转动;转动端面和各种常见螺纹;也可以进行钻孔，铰孔，铰孔和滚花等工艺。CM6132型卧式车床的万能性较大，但结构复杂而且自动化程度低，在加工形状比较复杂的工件时，换刀比较麻烦，加工过程中辅助时间比较长，生产率低，适应于单件、小批生产机维修车间。- 45 -2.3 3CM6132机床主轴传动系统参数设计根据规范,使用和常见的机床的切削量,和相同类型的机床的分类分析,确定合理的分配限制速度和主轴转速的主要机器的运动来确定常见的比例和数量的阶段主运动传动系统。提出了传动系统的结构方案(结构型式、结构网络设计)，分

10、配子传动组传动比，确定齿轮齿数，绘制传动系统图，计算转速误差。2.4 确定转速极速对所设计机器上可能出现的工艺进行调查分析，选择要求最高和最低速度的典型工艺。根据典型工艺的切削速度和刀具直径(或工件直径)计算最高和最低速度(即极限速度)nmax和nmin。计算公式如下：nmax=1000vmaxdminnmin=1000vmindmax式中：nmax、nmin分别为主轴最高、最低转速（r/min）；vmax、vmin分别为最高、最低切削速度（m/min）；dmax、dmin分别为最大、最小计算直径（mm）。应当指出，通用机床的dmax和dmin它不是可以在机床上加工的最大和最小直径，而是常用经

11、济加工的最大和最小直径。对于通用机床，一般采取：dmax=kD Dmaxdmin=Rd式中：D可能加工的最大直径（mm）；K系数，根据对现有同类型机床使用情况的调查确定Rd计算直径范围（Rd=0.20.25）。就本课程设计的Dmax=320mm的精密卧式车床设计，取K=0.5、Rd=0.25。dmax=kD=0.5320mm=160mm;=0.25160mm=40mm。2.4.1 计算主轴最高转速根据设计要求，及其刀具和工件的材料，查资料可知，用硬质合金刀具加工易切碳钢时，主轴转速最高，一般vmax=150250m/min。按经验，并考虑切削用量资料，取vmax=250m/min。则nmax=

12、1000vmaxdmin=1000250160=1990r/min根据标准公比的标准数列表，取nmax=2000r/min。2.4.2 计算主轴最低转速根据设计要求，及其刀具和工件的材料，查资料可知，用高速钢刀具加工灰铸铁时，主轴转速最低。按经验，并考虑切削用量资料，取vmin=13.8m/min。则nmin=1000vmindmax=100013.8160=27.5r/min用高速钢刀具,精车合金钢材料的梯形螺纹（丝杠），加工丝杠的最大直径为32mm,取vmin=1.5m/min。则nmin=1000vmindmax=10001.532=14.9r/min综合同类型机床，取nmin=19r/

13、min。2.4.3 确定主轴标准转速数列主轴变速范围Rn=nmaxnmin=200019=105Z=18=z-1Rn=17105=1.31由于我国机床专业标准GB/T 321-2005规定了的七个标准公比：1.06、1.12、1.26、1.41、1.58、1.78和2。取=1.26。查标准数列表，按常规计算各轴转速为：19、23.6、30、37.5、47.5、60、75、95、118、150、190、236、300、375、475、600、750、950、1180、1500、1900。可看出共有21级转速，且无法达到最高转速nmax=2000r/min。故综合同类型机床对其转速进行调整，使其满

14、足nmax=2000r/min，nmin=19r/min，Z=18.求出各级转速为：19、38、50、62、76、100、125、200、250、305、390、500、610、785、1000、1580、2000。2.5 主电动机的选择合理确定电机功率P，使机床能够充分发挥其性能，满足生产需要，并且不会造成电机经常轻载并降低功率因数。 现采用普通中碳钢作为工件材料，采用45钢，正火处理，转圆外圈，表面粗糙度=3.2mm。采用车刀具，可转位外圆车刀，刀杆尺寸：16mm25mm。刀具几何参数：=15，=6，=75，=15，=0，=-10，b=0.3mm，r=1mm。现以确定粗车是的切削用量为设计

15、：确定背吃刀量和进给量f，取3mm，f取0.2。确定切削速度，取V=1.7。机床功率的计算，主切削力的计算：主切削力的计算公式及有关参数：F=9.81=9.8127030.20.750.920.95=1038（N）切削功率的计算=10381.7=1.8（kW）依照一般情况，取机床变速效率=0.8.=1.80.8=2.3(kW)根据技术资料Y系列三相异步电动机、Y系列三相异步电机通用全封闭风扇冷却从笼式异步电动机,防止灰尘,铁屑,或其他材料的内部运动特征,B级绝缘,工业环境温度不超过+ 40,相对湿度不超过95%,少于1000米高度,额定电压380伏,50赫兹的频率。适用于无特殊要求的机械，如机

16、床、泵、风机、搅拌机、运输机、农业机械等。根据以上计算，为满足转速和功率要求，选择Y系列三相异步电动机型号为：Y100L2-4,其技术参数见下表3-1.表3-1Y100L2-4型电动机技术数据电机型号额定功率/KW满载转速/rmp额定转矩/N.m最大转矩/N.mY100L2-4 3 1430 2.2 2.3工件最大回转直径(mm)最高转速()最低转速()电机功率P（kW）公比转速级数Z32020001931.26182.6 绘制转速图（1） 绘制常规的转速图时，值得尤为注意的是，为了使机床的结构紧凑，提高性价比，减小震动和噪声，通常限制；（2） a：最小传动比Imin=1/4;b：最小传动比I

17、max=2(斜齿轮120o故主动轮上包角合适。(7)确定三角带根数根据公式查表由=90和n1=1200r/min及n1=1460r/min查表，由单根A型V带的额定功率分别是0.93KW和1.07KW，用线性插值法求得n1=1430r/min时的额定功率Po=1.05KW。查= 0.14KW,查表=0.97；长度系数=0.89Z=Pca(Po+Po)kkl=3.6(1.05+0.14)0.970.89=3.5取Z=4 根(8)计算初拉力查表得V带质量q=0.1kg/m，则初拉力为式中： -带的变速功率,KW； v-带速,m/s； q-每米带的质量，kg/m；取q=0.1kg/m。 v = 14

18、40r/min = 9.42m/s。Fo=5003.66.7442.5-0.970.97+0.16.742109.85N(9)计算作用在轴上的压轴力FQ=2ZFosin12=24109.85sin168o2=874N(10)带轮结构小带轮结构=90采用实心式，查电动机轴颈D0=28，由表查得e=150.3mm , f=10-1+2mm轮毂宽：L带轮=1.52D0=1.5228mm=4256mm其最终宽度结合安装带轮的轴段确定轮缘宽：B带轮=Z-1e+2f=(4-1)15+210=65mm大带轮结构D2=150采用孔板式,轮缘宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的结构设计同步。 同理及计算方法，求得I

19、II轴到VI轴传动皮带的结构参数，D1=178mm ,D2=200mm。B型V带，Z=2。3 CM6132机床主轴传动系统结构设计结构设计包括主轴箱，传动装置，传动部件（传动轴，轴承，齿轮，皮带轮，离合器，卸载装置等）的结构，主轴组件，壳体和连接部件的结构设计，操作机构和润滑装置。安排等。 主轴齿轮箱是机床的重要部件。除了考虑一般机械传动的要求外，本设计还着重于以下几个方面。 精度要求，刚度和抗冲击要求，传动效率要求，主轴前轴承温度和温升控制，结构可加工性，易操作性，安全可靠原则，遵循标准化和通用化的原则。 主轴齿轮箱结构的设计是整个机器设计的重点。由于结构复杂，重复思考和设计中的许多修改是不

20、可避免的。在绘制正式图片之前，您应绘制草图。目的是：安排传动部件并选择结构方案。检查传输设计的结果是否存在干扰，碰撞或其他不合理的情况，以便及时纠正。 确定驱动轴的支撑跨度，齿轮在轴上的位置以及每个轴的相对位置，以确定每个轴的力点和力方向，并为轴和轴承的检查提供必要的数据4-5。3.1 齿轮的轴向布置在这种设计中，滑动齿轮在许多地方使用，并且滑动齿轮必须确保当一对齿轮完全脱开时，一对齿轮可以进入啮合，否则可能发生干涉或换档困难。因此，固定齿轮之间的距离应足以确保有足够的空间，至少不小于齿宽的两倍。，并留有=12mm的间隙。通常，齿轮齿宽为b1 =（612）m，齿轮箱中齿轮传动副的模数为m =

21、2.5mm。我设计的齿轮宽度bm为6m = 15mm 。主轴箱内m = 3mm，b2 = 20mm时，齿轮箱内相邻固定齿轮之间的距离B应不小于32mm。图4-1 齿轮的轴向布置3.2 传动轴及其上传动元件的布置机床传动轴由滚动轴承广泛支撑。轴上应安装齿轮，离合器和制动器。驱动轴应确保这些驱动器或机构正常工作。 第一驱动轴应具有足够的强度和刚度。如果偏转和倾斜角度过大，齿轮啮合不良，轴承工作条件恶化，振动，噪音，空载功率，磨损和热量增加;两个轴之间的轴向距离误差和轴芯之间的平行度将进行组装和加工。错误也可能导致上述问题。 驱动轴可以是光轴或花键轴。在批量生产中，有专门用于花键处理的铣床和磨床，在

22、此过程中没有任何困难。因此，滑动齿轮的轴是花键轴，没有滑动齿轮的轴通常是花键轴。 花键轴具有较高的承载能力，与单个按钮的光轴相比，更易于加工和组装。轴的一部分的长度，花键在其末端具有一段不完全高并且不与花键空间配合的段。这是处理过程中的过滤器部分。正常尺寸花键的滚刀直径为6585 。 滚动轴承滚珠轴承和滚动轴承通常用于机床传动轴。滚珠轴承在温升，空载功率和噪音方面优于滚锥轴承。另外，轴的刚性和支撑孔的滚子轴承的支撑是高度精确的。因此，滚珠轴承使用更多。然而，滚子轴承的内圈和外圈可以分开，以便于组装和容易调节间隙。因此，有时这种轴承通常在没有轴向力的情况下使用。轴承类型和尺寸的选择首先取决于承载

23、能力，但也必须考虑其他结构条件。在相同轴线的盒支撑的直径布置中应充分考虑钻孔技术。在批量生产中，广泛使用固定直径镗刀和可调镗头。调整镗刀在箱外的尺寸可以提高生产率和加工精度。也经常采用相同的镗杆安装多工具加工几个同心孔工艺。下面分析几种镗孔方式：对于支撑跨度较长的箱孔，同时要从两侧进行加工;支撑跨度相对较短，可以从一侧（簇孔侧）进入镗杆，同时加工每个孔;在中间孔比大盒子的两端，镗孔中间孔必须在盒子工具中，应尽量避免设计。 不仅要满足承载能力的要求，还要符合孔加工技术。轻型，中型或重型系列轴承可用于满足支撑孔直径的布置要求。 两孔之间的最小壁厚应不小于510 ，以避免加工过程中孔的变形。 花键轴

24、两端的轴承的至少一个轴颈尺寸应小于花键的内径。 通用传动轴轴承采用 精度。 驱动轴必须在壳体中保持准确的位置，以确保安装在轴上的每个传动构件的正确位置。无论轴是否旋转，都必须轴向定位。对于轴向轴向定向的轴，轴向定位更重要。在选择定位方法时，应注意旋转轴的轴向定位（包括将轴承定位在轴上并定位在轴承座的孔中）：1）轴的长度。长轴应考虑热伸长问题，并应位于一端。 2）是否需要调整轴承的间隙。 3）是否需要调整整个轴的轴向位置。 4）弹簧夹不应用于轴向载荷。 4 5）加工和装配的可加工性。5 主轴的估算在设计开始时，由于仅确定了解决方案并且尚未确定具体结构，因此主轴的直径只能基于统计来预先确定。 5.

25、1 主轴前端轴颈的直径 D1 各种机床主轴的前端轴颈直径为 D1。此设计为 D1 = 80mm。5.2 主轴后轴颈 D2 一般机床主轴后轴颈 D2=（ 0.70.85 ）D1,取 D2=60mm。 需要说明的是，主轴的前后轴颈一般是指主轴上与滚动轴承配合的轴颈，因此D1和D2应为 5的整数倍。5.3 允许扭转角 的确定通常，机床的每个轴的允许扭转角允许机器的每个轴的扭转角 。中间传动轴的设计允许扭转角 为 1.2 。5.4 计算转速Nj的确定计算速度 Nj 是指主轴或其它传动轴传动功率的最小转速，均为几何传动介质的通用机床，主轴计算速度一般为设计值，Nj = 125 RPM。根据速度，可以确定

26、每个轴的传动功率。在确定每个轴的效率时，不考虑轴承的影响，但是当选择每个轴齿轮的传动效率时，采用较小的值来弥补轴承引起的误差。通用机床上的传动元件的效率网格。机床传动箱圆柱齿轮传动机械传动效率 选用 8 级精度，主轴箱精度要求，选用 7 级精度。可以确定每个轴的传动效率和等效直径。机床中间传动轴的传动功率和计算直径5.5 .各轴直径及各齿轮齿数的确定。在实际生产中，轴上齿轮的传动主要通过圆周键连接实现。花键连接因其良好的中性，良好的导向性能和小的应力集中而被广泛使用。因此，在该设计中，所有的传动轴都采用花键轴，并且通过每个轴的等效直径选择合适的标准花键轴直径，并且通过花键选择轴上的每个齿轮传动

27、对的齿数。轴直径。具体的花键轴尺寸，各种花键轴参数以及相应的齿轮副齿轮齿数和 需要说明三点： （1）样条轴参数大小表示 Z-D * d * b 。 Z表示花键轴齿数， D表示花键轴的大直径， d表示小直径， b 表示齿宽，选择矩形花键轴 （2）的齿数，确保齿轮根部和花键轴。匹配齿轮的大直径。轮毂表面不应小于 35mm。 （3）CM6132车床主传动系统，轴 IV 制成带齿轮的空心套筒，可以卸载，使皮带轮张力引起的径向力可以通过套筒和滚动轴承传递传递到机身上，主轴的操作保证不受滑轮张力的影响。 （4）III 轴和 IV轴为滑轮 1：1 传动工作。结构设计包括主轴箱，齿轮箱的结构，以及传动部件 （

28、传动轴，轴承，齿轮，皮带轮，离合器，卸载装置等），主轴部件，机柜和连接器的传动设计和布置。在这种设计中，滑动齿轮在许多地方使用，并且滑动齿轮必须确保当一对齿轮完全脱开时，一对齿轮可以进入啮合，否则可能发生干涉或换档困难。因此，与其匹配的固定齿轮之间的距离应足以确保有足够的空间，至少不小于齿宽的两倍，并留下 = 12mm的间隙。 齿轮齿宽一般取 b1 =（612）m，变速箱齿轮传动子模数 m = 2.5mm，我设计的齿轮宽度 b = 6m = 15mm 。对于主轴箱中的 m = 3mm和b2 = 20mm，齿轮箱中相邻固定齿轮之间的距离 B应不小于 32mm。轴向布置的齿轮6 I轴的设计I轴上有

29、三个滑动齿轮，相应的花键轴段尺寸为6-32 28 7.深沟球轴承分别用于左右两端，分别为6205和6206型。右端是一个5齿的皮带轮，它与轴I的扁平键相连。电机工头右侧的V形皮带向轴I传递动力，齿轮通过滑动齿轮传递到轴II 。6.1 传动系统的轴及轴上零件设计4.2.1普通三角带驱动的计算普通三角带的选择应确保皮带传动能够在不滑动的情况下传递最大功率，同时具有足够的疲劳强度以满足一定的使用寿命。设计功率工况系数，查机床设计手册表2-5，取1.1；故小带轮基准直径为130；带速v ；大带轮基准直径为230；主要中心距离 ， 由机器的整体布局确定。 a太小，增加了皮带弯曲的次数; 太大，容易引起振

30、动。带基准长度；查机床设计手册表2-7，取；带挠曲次数15；实际中心故；小带轮包角单根V带的基本额定功率查机床设计手册表2-8，取28kW；单根V带的基本额定功率增量带对轴压力6.2 多片式摩擦离合计算在设计多片式摩擦离合器时，首先根据机器结构确定离合器的尺寸。对于轴安装型，外摩?擦盘的内径d应比花键长26mm，这直接影响内摩擦盘的外径d。离合器的径向和轴向尺寸甚至会影响主轴箱的内部结构，因此应合理选择。 摩擦片对数可以根据下式式中摩擦离合器所传递的扭矩（Nmm）；电动机的额定功率（kW）；安装离合器的传动轴的计算转速（r/min）；从电动机到离合器轴的传动效率；安全系数，一般取1.31.5；

31、摩擦片间的摩擦系数，由于摩擦片为淬火钢，差机床设计手册表2-15，取；摩擦片的平均直径（mm）；内外摩擦片的接触宽度（mm）；摩擦片的许用压强（N/mn2）；基本许用压强（MPa），查机床设计手册表2-15，取1.1；速度修正系数根据平均圆周速度查机床设计手册表2-16，取1.00；接合次数修正系数，查机床设计手册表2-17，取1.00；摩擦接合面修正系数所以卧式由车床倒档离合器传递的扭矩可以是空转的（）来计算，一般取最后，确定摩擦离合器的轴向压力Q，可根据下式计算：式中符号的各种意义同前述摩擦片的厚度一般取1、1.5、1.75、2（mm），内外层分离时的最大间隙0.2-0.4（mm），因为摩

32、擦片具有特殊的用途，所以需要摩擦系数大，耐磨性，抗高温，抗胶合性好等特点，常用的是10或者15号刚表面渗碳0.3-0.5mm，淬火硬度需要达到一定标准。6.3 齿轮的验算为了检查齿轮的强度，应选择具有相同模量载荷的齿轮数来检查弯曲应力和接触应力。一般对高速传动齿轮进行齿面接触应力校核，对低速传动齿轮进行齿根弯曲应力校核。对于硬齿面，对软齿芯渗碳淬火后的齿轮进行弯曲应力校核。接触应力的验算公式为弯曲应力的验算公式为式中齿轮传递功率（kW），齿轮在机床工作期限（）总的工作时间（h）取=1500020000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近地认为，P为变速组的传动副数。齿轮的最低转速（r/min）

33、；基准循环次数；查表3-1（以下均参见机床设计手册）疲劳曲线指数，查表3-1；速度转化系数，查表3-2：功率利用系数，查表3-3；材料强化系数，查表3-4；极限值，见表3-5，当时，则取，当时，取；工作情况系数，中等冲击的主运动，取K，=1.21.6；动载荷系数，查表3-6；齿向载荷分布系数，查表3-9；标准齿轮齿形系数，查表3-8；许用接触应力（MPa），查表3-9；许用弯曲应力（MPa），查表3-9。如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。轴上的齿轮采用整淬的方式进行热处理传至轴时的最大转速为：在离合器俩齿轮中

34、齿数最小的齿数为32X2,并且齿宽为B=12mm符合强度要求。6.4 传动轴的验算对于驱动轴，除负载轴事故外，另一个不需要检查，只进行刚度检查。轴弯矩部分转动惯量花键轴式中d花键轴的小径（mm）；D花键轴的大径（mm）；b、N花键轴键宽、键数；传动轴上的弯曲载荷一般由危险截面上的最大扭矩计算:式中N该轴传递的最大功率（kw）；该轴的计算转速（r/min）。驱动轴上的力矩载荷具有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力，径向力和齿轮的圆周力。式中D齿轮节圆直径（mm），。齿轮的径向力：（N）式中为齿轮的啮合角，；齿轮的螺旋角，；故检查花键轴侧的压缩应力花键侧工作面的应力为：式中花键传递的最大转矩（N）

35、；D、d花键轴的大径和小径（mm）；L花键工作长度；故此化建轴校验合格机床传动轴的滚动轴承主要是由于疲劳失效，应进行疲劳计算。计算 额定寿命的公式为：或者根据计算负荷 的计算公式计算故轴承校验合格7 II轴的设计II轴上有4个固定齿轮，3个齿轮与I轴配合，3个与III轴配合。有两种常见的齿轮，相应的花键轴截面尺寸为6-32287，左右两端为6205型深沟球轴承。动力从I轴传递到II轴并通过两个右齿轮到III轴。7.1 传动系统的轴及轴上零件设计首先，检查齿轮强度。应选择具有相同模数和最小齿数的齿轮，并进行一定的计算以检查弯曲应力和接触应力。通常，用于检查齿面的接触应力的齿轮是高速传动齿轮，并且

36、检查齿根的弯曲应力以使齿轮以低速旋转。对于硬化和软化的渗碳和硬化齿轮，必须检查根部弯曲应力。 接触应力的计算公式为弯曲应力的验算公式为式中：N-为齿轮传递功率-为电机额定功率（KW）-为电动机到所计算的齿轮的机械效率-为齿轮计算转速-为初算的齿轮模数-为齿宽Z-为小齿轮齿数-为大齿轮与小齿轮数只比-为寿命系数-为工作期限系数-为齿轮在机床工作期限内的总工作时间，对于中型机床的齿轮取15000-2000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可以近似地认为，p为变速族的传动副数。-为齿轮的最低转速-为基准循环次数-为疲劳曲线指数-速度转化系数-功率利用系数-材料强化系数-为极限值，见表3-5（均参见机床

37、指导技术），当时，则取,当时，取. 工作情况系数，中等冲击的主运动，取；动载荷系数，查表36；齿向载荷分布系数，查表39；Y标准齿轮齿形系数，查表38；许用接触应力（MPa），查表39；许用弯曲应力（MPa），查表39；如果验证结果 或 失败，则可以改变在初始计算中选择的材料或热处理方法。如果您仍不满意，可以使用诸如调整齿宽或重新选择齿数和模数的措施。 II轴上的双滑轮通过淬火进行热处理。 传输到II轴时的最大速度为：三滑动齿轮中齿数最少的齿轮是272，且齿宽为，故三联滑移齿轮符合标准验算602的齿轮；602齿轮采用整淬故此齿轮合格验算342的齿轮：342齿轮采用整淬故此齿轮合格验算302齿轮

38、：302齿轮采用整淬故此齿轮合格7.2 传动轴的验算对于传动轴，除了重型轴，我们一般不需要检查强度，只需要检查刚度。扭转惯性矩（）花键轴式中d花键轴的小径（mm）；D花键轴的大径（mm）；b、N花键轴键宽、键数；通常根据危险区域的最大扭矩计算驱动轴上的弯曲载荷：式中N该轴传递的最大功率（kw）；该轴的计算转速（r/min）。传动轴上的力矩载荷具有输入转矩齿轮和输出转矩齿轮的周向力、径向力和齿轮的周向力。：式中D齿轮节圆的啮合角；齿轮的径向力：式中齿轮的螺旋角；符合校准条件检查花键轴侧的压缩应力花键侧工作面的应力为：式中花键传递的最大转矩（N）；D、d花键轴的大径和小径（mm）；L花键工作长度；

39、N花键键数；K载荷分布不均匀系数【18】，；故此花键轴校核合格8 III轴的设计III轴上有3联滑移齿轮，与II轴的3个固定齿轮啮合。与之配合的相应花键轴段尺寸为6-353010。左，右均为型号为6206的深沟球轴承。左端为2齿皮带轮，动力从II轴传至III轴，再通过左边的V带轮传动力至IV轴。8.1 齿轮的验算验算齿轮的强度，应该选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，经行一定的弯曲应力，接触应力的验算。对于一般高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对于低转速传动的齿轮，应该验算其的齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿面芯进行过渗碳以及淬火的齿轮，一定要验算齿轮齿根的弯曲应力。接触应力的验算公式为弯曲应

40、力的验算公式为式中：N-为齿轮传递功率-为电机额定功率（KW）-为电动机到所计算的齿轮的机械效率-为齿轮计算转速-为初算的齿轮模数-为齿宽Z-为小齿轮齿数-为大齿轮与小齿轮数只比-为寿命系数-为工作期限系数-为齿轮在机床工作期限内的总工作时间，对于中型机床的齿轮取15000-2000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可以近似地认为，p为变速族的传动副数。-为齿轮的最低转速-为基准循环次数-为疲劳曲线指数-速度转化系数-功率利用系数-材料强化系数-为极限值，见表3-5（均参见机床技术手册），当时，则取,当时，取. 工作情况系数，中等冲击的主运动，取；动载荷系数，查表36；齿向载荷分布系数，查表39

41、；Y标准齿轮齿形系数，查表38；如果验算结果不合格时，可以改变初算时原定的材料或是热处理的加工方式，如果任然不能满足条件，就必须采取一定措施，比如调整齿宽或重新选用齿数及模数等措施来达到目的。三轴上的三联滑移齿轮应该采用整淬的方式来经行热处理传至三联齿轮时的最大转速为验算68X2的齿轮68X2的齿轮采用整淬的方式故齿轮校验合格 验算60X2齿轮60X2的齿轮采用整淬的方式故齿轮校验合格验算75X2齿轮75X2齿轮采用整淬的方式故此齿轮合格4.42传动轴的验算对于驱动轴，通常不需要检查除负载轴之外的强度。花键轴式中d花键轴的小径（mm）；D花键轴的大径（mm）；b、N花键轴键宽、键数；传动轴上弯

42、曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得:式中N该轴传递的最大功率（kw）；该轴的计算转速（r/min）。传动轴上的转矩载荷具有输入转矩齿轮和输出转矩齿轮的周向力、径向力和周向力是：式中D齿轮节圆的啮合角；齿轮的径向力：式中齿轮的螺旋角；符合校验条件检查花键轴侧的压缩应力花键侧工作面的应力为：式中花键传递的最大转矩（N）；D、d花键轴的大径和小径（mm）；L花键工作长度；N花键键数；K载荷分布不均匀系数，；故此三轴花键轴校核合格8.2 轴组件的刚度验算合理的两主轴跨距对主轴总成的刚度有很大的影响。在绘制主轴部件的结构示意图后，可以得到合理的跨距L。当跨度远大于L时，进行计算修改图纸，应考虑

43、三支承结构。将机床设计手册教材中主轴零件的柔度公式加入到主轴与轴承两相柔度在主轴终点C处的叠加中。极限方程是式中合理跨距；C主轴悬伸梁；、后、前支撑轴承刚度该一元三次方程求解可得为一实根；并且机床传动轴的滚动轴承主要是由于疲劳失效，因此应进行疲劳计算。额定寿命 的计算公式为：或按计算负荷的计算公式进行计算：式中9 带轮轴的设计带齿轮轴套在主轴左端的套筒内。两个型号为6214的深沟球轴承支撑套筒增加其刚度。左端为2齿皮带轮，左边螺母可调整其轴向位置。动力从III轴径皮带轮传至带轮轴，再通过右边齿轮将动力传出69.1.1 轴的设计IV轴实际上是后轮机构，上两个滑动齿轮与变速叉板固定连接，用于控制主

44、轴内齿离合器的滑动，从而达到变速的目的。与其匹配的花键轴尺寸参数为6-403510。两侧均为6206型深沟球轴承。当滑动齿轮移动使左端齿轮与IV轴齿轮啮合时，主轴将获得较低的9速。如果移动滑动齿轮使得固定在其上的前叉的主轴上的齿轮直接与带轮轴齿轮啮合，则主轴将获得9步的高速。9.2 齿轮的验算我们首先检查齿轮的强度。我们应该选择具有相同模数的最小齿数的齿轮，并检查弯曲力和接触应力。通常，检查高速驱动器的齿轮接触应力和低速驱动器的根部弯曲应力。必须检查硬化和软齿的渗碳和淬火齿轮的根部弯曲应力。 接触应力的计算公式为 （3-1）弯曲应力的验算公式为 （3-2）式中N齿轮传递功率（KW），；电动机额

45、定功率（KW）；从电动机到所计算的齿轮的机械效率；齿轮计算转速（r/min）；m初算的齿轮模数（mm）；B齿宽（mm）；Z小齿轮齿数；u大齿轮与小齿轮齿数之比，u1，“+”号用于外咕合，“-”号用内啮合；寿命系数；工作期限系数；T齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮取=1500020000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为，P为变速组的传动副数；齿轮的最低转速（r/min）；基准循环次数：查表3-1（以下均参见机床设计指导）m疲劳曲线指数，查表3-1；速度转化系数，查表3-2；功率利用系数，查表3-3；材料强化系数，查表3-4；极限值，见表3-5，当时，则取

46、，当时，取；工作情况系数，中等冲击的主运动，取K1=1.21.6；动载荷系数，查表3-6；齿向载荷分布系数，查表3-9；Y标准齿轮齿形系数，查表3-8；许用接触应力（MPa），查表3-9；许用弯曲应力（MPa），查表3-9；如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。IV轴上的直齿齿轮采用整淬的方式进行热处理，传至IV轴时的最大转速为：在双联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为382.25，且齿宽为B-20mm，u=1.05故齿轮符合标准验算671.5的齿轮；67X15齿轮采用整淬故此试论合格验算48X3的齿轮48X3的齿轮采用整淬的方式故此齿轮合格验算91X3的齿轮91X3的齿轮采用整淬的方式故此齿轮合格4.5.2传动轴的验算对于驱动轴，除了承载轴之外，通常不需要检查线路强度，只需要进行刚性检查。轴的抗弯曲部分的惯性矩（）花键轴传移动轴的弯曲载荷是输入转矩齿轮的周长与输出转矩齿轮的比率，齿轮的径向力和周长比式中D-齿轮节圆的齿合角 齿轮的径向力符合校验条件花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为式中故此花键轴校验合格两支撑主轴合理的跨度以及主轴组件的跨度对他的