毕业论文（设计）ca6140主轴箱设计

1、诚信声明本人郑重声明：本论文及其研究工作是本人在指导教师的指 导下独立完成的，在完成论文时所利用的一切资料均已在参考文 献中列出。本人签名:毕业设计任务书设计题目：ca6140主轴变速箱的设计系部： 机械工程系 专业:机械设计制造及其自动化 学号:135011217学生：指导教师（含职称）:（副教授）1 课题意义及目标学生应通过本次毕业设计，综合运用所学过的基础理论知识，深入了解常用 机械加工设备应用以及普通车床的结构原理、熟练掌握机械及相关产品及其零部 件结构等方而的设计方法及设计思想等内容，为学生在毕业后从事结构设计等方 面的工作打好基础。2. 主要任务（1）根据冃前的ca6140车床结构

2、，通过分析消化，确定ca6140主轴变速箱 具体结构，并绘制其的结构总体图。（2）设计至少四种结构总体图中非标零部件结构图。（3）针对以上设计过程，完成设计说明书一本。3. 主要参考资料1 .王伯平.互换性与测量技术基础曲北京：机械工业出版社，20132 .王运炎.机械工程材料m.北京：机械工业出版社，20143 ,濮良贵.机械设计m,北京：高等教育出版社，2006年4 .张世昌.机械制造技术基础m.北京：高等教育出版社20064进度安排设计各阶段名称起止口期1分析题目，确定设计思路3月3日飞月23日2学习相关知识，收集资料、确定方案3月24日4月13日3设计结构总图，及所有非标零件图等4月1

3、4 口5月4 口4编写设计说明书5月5日6月1日5完成毕业论文及答辩工作6月2日6月22日ca6140主轴箱设计摘要：作为主要的车削加工机床，ca6140机床广泛的应用于机械加工行业中， 本设计主要针对ca6140机床的主轴箱进行设计，主轴箱是机床的动力源和运动传 递给机床主轴的基本环节。设计的内容主要有机床主要参数的确定，传动方案和 传动系统图的拟定，对主要零件进行了计算和验算，针对ca6140的一些特性，利 用cad画图软件进行了零件的设计和处理。关键词：ca6140机床 主轴箱 零件 传动ca6140the spindle box designpick to :as the main t

4、urning processing machine tools,ca6140 machine tool widely used in mechanical processing industry.this design mainly for ca6140 lathe spindle box desigmspindle box is the power source of the machine and motion is passed to the spindle of the basic linkthe main content of design has a machine tool of

5、 main parameters>transmission scheme and system diagram>the main parts for the calculation and checkingjn view of some characteristics of the ca6140,use cad drawing software for parts design and processing.drivekeyvvords:ca6140machine tool the spindle box parts目录-x2- 亠刖吕机床的规格和用途2主要技术参数3传动方案和传动

6、系统图的拟定5主要设计零件的计算和验算101主轴箱的箱体102. 传动系统的i轴及轴上零件设计2.1普通v带传动的计算122. 2多片式摩擦离合器的计算142. 3齿轮的验算152. 4传动轴的验算172. 5轴承疲劳强度校核193. 传动系统的ii轴及轴上零件设计203. 1齿轮的验算203. 2传动轴的验算233. 3轴组件的刚度验算244传动系统的iii轴及轴上零件设计264.1齿轮的验算264.2传动轴的验算304.3轴组件的刚度验算324传动系统的iv轴及轴上零件设计344.1齿轮的验算344. 2传动轴的验算374. 3轴组件的刚度验算385. 传动系统的v轴及轴上零件设计405.

7、 1齿轮的验算405. 2传动轴的验算445. 5. 3轴组件的刚度验算466. 结论487. 致谢498. 参考资料编目501.前言普通车床是车床中应用最广泛的一种，约占车床类总数的65%,因其主轴以 水平方式放置故称为卧式车床。ca6140型普通车床的主要组成部件有：主轴箱、进给箱、溜板箱、刀架、尾 架、光杠、丝杠和床身。主轴箱：又称床头箱，它的主要任务是将主电机传来的旋转运动经过一系列 的变速机构使主轴得到所需的正反两种转向的不同转速，同吋主轴箱分出部分动 力将运动传给进给箱。主轴箱中等主轴是车床的关键零件。主轴在轴承上运转的 平稳性直接影响工件的加工质量，一旦主轴的旋转精度降低，则机床

8、的使用价值 就会降低。进给箱：又称走刀箱，进给箱中装有进给运动的变速机构，调整其变速机构, 可得到所需的进给量或螺距，通过光杠或丝杠将运动传至刀架以进行切削。 丝杠与光杠：用以联接进给箱与溜板箱，并把进给箱的运动和动力传给溜板箱， 使溜板箱获得纵向直线运动。丝杠是专门用来车削各种螺纹而设置的，在进行工 件的其他表面车削吋，只用光杠，不用丝杠。同学们要结合溜板箱的内容区分光 杠与丝杠的区别。溜板箱：是车床进给运动的操纵箱，内装有将光杠和丝杠的旋转运动变成刀 架直线运动的机构，通过光杠传动实现刀架的纵向进给运动、横向进给运动和快 速移动，通过丝杠带动刀架作纵向直线运动，以便车削螺纹。2. 机床的规

9、格和用途ca6140机床可进行各种车削工作，并可加工公制、英制、模数和径节螺纹。 主轴三支撑均采用滚动轴承；进给系统用双轴滑移共用齿轮机构；纵向与横 向进给由十字手柄操纵，并附有快速电机。该机床刚性好、功率大、操作方便。3. 主要技术参数ca6140车床主要技术参数：工件最大回转直径：在床面上400毫米在床鞍上210毫米工件最大长度（四种规格）750、1000、1500x 2000毫米主轴孔径48毫米主轴前端孔锥度400毫米主轴转速范围：正传（24级） 101400转/分反传（12 级）141580转/分加工螺纹范围：公希| （44种）1192毫米英制（20彳申）224牙/英寸模数（39木申）

10、 0.2548毫米径节（37种）196径节进给量范围：cffl 化 0. 02旷0. 054毫米/转纵向（64种） 正常0. 081.59毫米/转加大1.7广6. 33毫米/转pm 化 0.0140.027 毫米/转yj.横向（64 种） 常 0.040.79 毫米/转加大 0. 86、3. 16 毫米/转刀架快速移动速度：纵向4米/分横向4米/分转速2600转/分4 传动方案和传动系统图的拟定4. 1.确定极限转速已知主轴最低转速nmin为10mm/s,最高转速flinax为1400mm/s,转 速调整范围为rn=nmax/nmin=144. 2确定公比选定主轴转速数列的公比为4）=1. 1

11、24. 3求出主轴转速级数zz二lgrn/lgd+1 二 lgl4/lgl. 12+1 二244. 4确定结构网或结构式24=2x3x2x24. 5.绘制转速图（1）选定电动机一般金属切削机床的驱动，如无特殊性能要求，多采用y系列封闭自扇 冷式鼠笼型三相异步电动机。y系列电动机高效、节能、起动转矩大、噪声低、 振动小、运行安全可靠。根据机床所需功率选择y160m-4,其同步转速为 1500r/mino（2）分配总降速传动比总降速传动比为un=nmin/nd=10/15006. 67x103 rimin为主轴最低转速, 考虑是否需要增加定比传动副，以使转速数列符合标准或有利于减少齿轮和及径 向与

12、轴向尺寸，并分担总降速传动比。然后，将总降速传动比按“先缓后急”的 递减原则分配给串联的各变速组中的最小传动比。（3）确定传动轴的轴数传动轴数=变速组数+定比传动副数+1二6（4）绘制转速图先按传动轴数及主轴转速级数格距lg©画岀网格，用以绘制转速图。在转速 图上，先分配从电动机转速到主轴最低转速的总降速比，在串联的双轴传动间画 ±u（k-*k+l）min.再按结构式的级比分配规律画上各变速组的传动比射线，从而确 定了各传动副的传动比。c6140主轴运动转速图ca6140传动系统图传动系统可用传动路线表达式表示如下:主电动机0130mn】0230mm/7.5kw 1450r

13、/min/56139mi （左）3841（正转）<51_» u v3050 ><<43）mi （右）50 切 3434 皿 3022（反转）、58丿6350ln-si20801w 一80（5051（50；.50；>vim2 （右移）（主轴）车削米制螺纹时传动链的传动路线表达式如下:9-4主轴xvh 燿xvi右螺纹3333 左螺纹33_ yt2525 m 3328 x 35135 28i8x35452828x1535 4818xi5l45 48j一 v% 12qyff25入 10075 朋 36xhm5 一丝杠x dc 刀架2014362133212628

14、28283628加工螺纹时的传动路线表达式归纳总结如下:主轴vi 一58（正常导程）585050802033252533（右螺纹）-x（扩大导程）63_yji_100 10075（米、英制螺纹） -64111100 100 汕 97（模数、径节螺纹）acbd畠xv-h 25 一（公制及模数螺纹）m3合一xv-丄一刖v1基25（英制及径节螺纹）hm3 合xv -（非标准螺纹）（左螺纹）36vii倍 xvi合一 xix5. 主要设计零件的计算和验算5. 1主轴箱的箱体主轴箱中有主轴、变速机构，操纵机构和润滑系统等。主轴箱除应保证运动 参数外，还应具有较高的传动效率，传动件具有足够的强度或刚度，噪声

15、较低， 振动要小，操作方便，具有良好的工艺性，便于检修，成本较低，防尘、防漏、 外形美观等。箱体材料以中等强度的灰铸铁ht150及ht200为最广泛，本设计选用材料为 ht20-40.箱体铸造吋的最小壁厚根据其外形轮廓尺寸(长x宽x高)，按下表选取.长x宽x高(mm3)壁厚(mm)< 500 x 500 x 3008-12> 500 x 500 x 300-800 x 500 x 50010-15> 800 x 800 x 50012-20由于箱体轴承孔的影响将使扭转刚度下降10%-20%,弯曲刚度下降更多，为 弥补开口削弱的刚度，常用凸台和加强筋；并根据结构需要适当增加壁厚

16、。如中 型车床的前支承壁一般取25n)m左右，后支承壁取22i伽左右，轴承孔处的凸台应 满足安装调整轴承的需求。箱体在主轴箱中起支承和定位的作用。ca6140主轴箱中共有15根轴，轴的 定位要靠箱体上安装空的位置来保证，因此，箱体上安装空的位置的确定很重要。 本设计中各轴安装孔的位置的确定主要考虑了齿轮之间的啮合及相互干涉的问题，根据各对配合齿轮的中心距及变位系数，并参考有关资料，箱体上轴安装空 的位置确定如下：中心距(a)=l/2 (dl+d2) +ym(式中y是中心距变动系数)中心距i -ii二(56+38)/2x2. 25二 105. 75mm中心距i -vii二(50+34)/2x2.

17、 25=94. 5mm中心距n-vn=(30+34)/2x2. 25=72mm中心距ii-iii二(39+41)/2x2.25 二 90mm中心距111-iv-(50+50)/2x2. 5=125mm中心距v -训i二(44+44) /2 x 2=88mm中心距v -vi二(26+58) /2x4=168mm中心距vi卜ix二(58+26) /2 x 2=84mm中心距ix-vi二(58+58) /2x2=116mm中心距ix-x二(33+33) /2x 2二66mm中心距ix-xi二(25+33) /2x 2二58mm综合考虑其它因素后，将箱体上各轴安装空的位置确定如下图:上图中xiv、xv

18、轴的位置没有表达清楚具体位置参见零件图。箱体在床身上的安装方式，机床类型不同，其主轴变速箱的定位安装方式亦 不同。有固定式、移动式两种。车床主轴箱为固定式变速箱，用箱体底部平面与 底部突起的两个小垂直面定位，用螺钉和压板固定。木主轴箱箱体为一体式铸造 成型，留有安装结构，并对箱体的底部为安装进行了相应的调整。箱体的颜色根据机床的总体设计确定，并考虑机床实际使用地区人们心理上 对颜色的喜好及风俗。箱体中预留了润滑油路的安装空间和安装螺纹孔及油沟，具体表达见箱体零 件图。5. 2.传动系统的i轴及轴上零件设计5. 2.1普通v带传动的计算普通v带的选择应保证带传动不打滑的前提下能传递最大功率，同时

19、要有足 够的疲劳强度，以满足一定的使用寿命。设计功率p产kap (kw)ka工况系数，查机床设计指导(任殿阁，张佩勤 主编) 表 2-5,取 1.1；故 =1.1x11 = 12. w小带轮基准直径血为130mm；带速 v v-7rddi/i, /(60xl000) « 9.86m/5 < v；大带轮基准直径必为230 mm；初选中心距aq = 1000mm,兔由机床总体布局确定。兔过小，增加带弯曲次数; 兔)过大，易引起振动。°带基准长度厶“0 = 2d。+ (jf/1 + #2)+= 2722.5mm2 %查机床设计指导(任殿阁，张佩勤 主编)表2-7,取ld.

20、=2800nini;带挠曲次数p =1000mv/ l/o -7. 04 540 sj ；实际中心距g = a +z + b人=如一龙j = 108.748二 12508故 a = 108.7 + v108.72 + 1250 = 223mm小带轮包角 a. =180°-2sin-1 %_山' =154.09° > 120°2a单根v带的基本额定功率片，查机床设计指导(任殿阁，张佩勤 主编) 表 2-8,取 2. 28kw；单根v带的基本额定功率增量人片=m0-)kukb弯曲影响系数，查表2-9,取1.03x10k“传动比系数，查表2-10,取1.1

21、2故£=0.16；带的根数z二比（呂+ 心应ka包角修正索数，查表2-11,取0. 93；kl带长修正系数，查表212,取1. 01；12 1故 z 二3.89（2.2&+0.16）x0.93x1.01圆整z取4；单根带初拉力坨二500x垃（兰-1） + qv2必k “q带每米长质量，查表2-13,取0. 10；故佗=58. 23nd154 09"= 453.98"带对轴压力 q = 2"zsin = 2x58.23x4xsin带队轴5. 2. 2多片式摩擦离合器的计算设计多片式摩擦离合器吋，首先根据机床结构确定离合器的尺寸，如为轴装 式吋，外摩

22、擦片的内径d应比花键轴人26mm,内摩擦片的外径d的确定，直接 影响离合器的径向和轴向尺寸，甚至影响主轴箱内部结构布局，故应合理选择。摩擦片对数可按下式计算z2mnk/fr>02bp式中mn摩擦离合器所传递的扭矩(nnini)；mn = 955 x 104 nd n /= 955 x io4 x 11 x 0. 98/800 = 1.28 x 10s(n mm);nd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);n从电动机到离合器轴的传动效率；k安全系数，一般取1.31.5；f摩擦片间的摩擦系数，由于磨擦片为淬火钢，查机床设计指导 表 2-15,取 f

23、=0.08；d()摩擦片的平均直径(mm);d)= (d+cl) /2 = 67mm;b内外摩擦片的接触宽度(伽1)；b= (d-d) /2=23mm；p摩擦片的许用压强(n/加加彳);p = _pq kv km kz=l. 1x1. 00x 1. 00x0. 76 = 0. 836加基本许用压强(mpa),查机床设计指导表2-15,取1. 1； kv速度修正系数vd = d2n/6x 1()4=2. 5 (m/s)p0根据平均圆周速度乙查机床设计指导表2-16,取1.00；km接合次数修正系数，查机床设计指导表2-17,取1.00；kz摩擦结合而数修正系数，查机床设计指导表2-18,取0.

24、76o 所以 z2mnk/f z)02bp=2x1.28x 10 s x 1. 4/ (3. 14x 0. 08 x 672 x 23 x0. 836=11卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗仪确定，一般取仪=0. 4 2 =0. 4 x 11=4. 4最后确定摩擦离合器的轴向压紧力q,可按下式计算：q=p；-d02b/cv (n)=l. 1x3. 14x 672 x23x1. 00 = 3. 57x 1o5 式中各符号意义同前述。摩擦片的厚度一般取1、1.5、1. 75、2 (mm),内外层分离吋的最大间隙为0.20.4 (mm)，摩擦片的材料应具有较高的耐磨性、摩擦系数大、耐高温

25、、抗胶合性好等特点，常用10或15钢，表面渗碳0. 30. 5 (mm),淬火硬度达hrc52 62 o5. 2. 3齿轮的验算验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的 齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯 曲应力。接触应力的验算公式为2081x103 呼)心心 (mpa)也(3-dj zm y ubiijj弯曲应力的验算公式为2081x105 ka 点 3忑“/“°、/i©°、"叽g(3-2)式中n-齿轮传递功率(kw) ,

26、kt = mt-齿轮在机床工作期限(人)内的总工作u寸间(h),对于中型机床的齿轮取7；二1500(f20000h,同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为t二人/p, p为变速组的传动副数；q-齿轮的最低转速(r/min);c。-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；k”一速度转化系数，查表3-2；kn 功率利用系数，查表3-3；kq材料强化系数，查表3-4；瓦一的极限值k沁,瓦遜见表3-5,当ksks唤时，则取瓦二心站当 瓦心逓时,取心二忑加人一工作情况系数，中等冲击的主运动，取k产1.21.6；心一动载荷系数，查表3-6；齿向载荷分布系数，查表3

27、-9；y标准齿轮齿形系数，查表3-8；j许用接触应力(mpa)，查表3-9； oj许用弯曲应力(mpa),查表3-9。如果验算结果-或不合格吋，可以改变初算吋选定的材料或热处理方法, 如仍不满足吋，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。t轴上的齿轮采用整淬的方式进行热处理传至i轴吋的最大转速为：130/ .n. =n,'x= 820r/ mins d 230130t| = xo.98xo.96 = 0.511230n二叫二5. 625kwn. =n3 =820r/min在离合器两齿轮中齿数最少的齿轮为50x2. 25,且齿宽为b=12mmu=l. 0550x2.251.05q23

28、20阳竺攵匚四e亘亜空更lioi&15mpw6=1250mp符合强度要求。验算56x2. 25的齿轮:2081x103(1.05 + l)1.2nn .04b72b62556x2.251.05q2320符合强度要求a-a离合器齿轮5. 2. 4传动轴的验算对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩(血) 花键轴鈕+/hv(d-d)(d + )264(mm4)二和 32，+6*(332.2)心 + 32.2)2 = 了畑山加64式中d花键轴的小径(mm)；i一花轴的大径(mm)；b、n花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭

29、矩求得：m 扭=955xlo4 (njnm) = 955xl04x= 6.55 x 104 ndnmn j820式中n该轴传递的最大功率(kw);竹一该轴的计算转速(r/min) o传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力£2m扭2x6.55x10“56-2.34x103n式中d齿轮节圆直径(mm) , d=mzo齿轮的径向力pr = £7g(a + p)/cos 卩(n)式中为齿轮的啮合角，a =20。； p齿面摩擦角，p - 5.72° ； b齿轮的螺旋角；3 =0 故 £=0.5 用= 1.17xlo'n

30、 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:o =笄5 匕，(mpd)(d2-d2)lnk l "式中m和和花键传递的最大转矩(nlnm)；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，k二0.70.8；-3,6mpa < r o.l = 20(mpa)j j8x6.55x104(382-32.22)x85x6x0.7故此花键轴校核合格 a-l 二十一i,1< l 十c卩d-dk 向a-ab-bc-cdd传动轴5. 2. 5轴承疲劳强度校核机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。其额定寿命乙的计算

31、公式为:lh = 500(c九ffknklp或按计算负荷cj的计算公式进行计算:9=井心1苫25（2（21 n式中l“一额定寿命（h）;j计算动载荷；t工作期限（h）,对一般机床取1000015000小时。c滚动轴承的额定负载（n）,根据轴承手册或机床设计手册查 取，单位用（kgf）应换算成（n）；.九一速度系数，f =ej耳为滚动轴承的计算转速（r/mm）寿命系数,fn =e厶等于轴承的工作期限;£-寿命系数，对球轴承£=3,对滚子轴承沪亍齐一工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铳床、钻床、磨床等多数机床），办=1113；kn功率利用系数，查表33；k”一速度转化

32、系数，查表32； 笛一齿轮轮换工作系数，查机床设计手册； p当量动载荷，按机床设计手册。£?1| =24863/2 >tlll2 = 32003/z > tln3 = 19852/z >t故轴承校核合格5. 3传动系统的ii轴及轴上零件设计5. 3.1齿轮的验算验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触 应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿而接触应力，对低速传动的 齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。 接触应力的验算公式为=2081x103 归巫朋心 隔）（3_1）j zm ” ubnij弯

33、曲应力的验算公式为208以10'«©負心”ztbyn.(3-2)式中n-齿轮传递功率（kw） , n二血耳；-电动机额定功率（kw）；耳-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（nini）;b-齿宽（nini）z-小齿轮齿数；u-大齿轮与小齿轮齿数之比，“ + ”号用于外啮合，“-”号用于内啮合;心-寿命系数:ks=ktknknkqk厂工作期限系数：t-齿轮在机床工作期限(厶)内的总工作吋间(h),对于中型机床的齿轮 取ts.=15000"20000h,同一变速组内的齿轮总工作吋间可近似地认为t=7；

34、s./p, p 为变速组的传动副数；q-齿轮的最低转速(r/min);c。-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；k”一速度转化系数， 一功率利用系数,kq材料强化系数， 心一的极限值心唤，查表3-2；查表3-3；查表3-4；瓦斷见表3一5,当ksmks喰时，则取心二心站当ks < ksmin时,取瓦二瓦斷；心一工作情况系数，中等冲击的主运动，取k产1.21.6；k,动载荷系数，查表3-6；k3齿向载荷分布系数，查表39；y标准齿轮齿形系数，查表3-8；o一许用接触应力(mpa)，查表3-9；oj许用弯曲应力(mpa),查表3-9。如果验算结果6

35、或6不合格吋，可以改变初算吋选定的材料或热处理方法, 如仍不满足吋，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。ii轴上的双联滑移齿轮采用整淬的方式进行热处理 传至1【轴时的最大转速为：n, =1450xx= 1207.78r/min'230 38"绘x|x0.98x0.99j769m=2. 25n二 ndt| 二5. 77kwnj =岛=1207.78厂/min在双联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为38x2. 25,且齿宽为b=14mmu二 1. 052081x103 1(1.05 + 1)q.2d .3q .04q.723.42一6 二j-= 1195.82a/p w 6 二1

36、250mp738x2.25 v1.05l141207.787故双联滑移齿轮符合标准验算39x2. 25的齿轮：39x2. 25齿轮采用整淬hj 二® 二 1207.78" min空止x0.98x0.997 =0.761230 38n二t|=5. 71kw b=14mni u=l2081x103 /(i+ 1)l1.2uj.0413.725.71.6 二j- =1027.94mp w o j二 1250mp39x2.25 v 1q4h207.78丿故此齿轮合格验算22x2. 25的齿轮：22x2. 25齿轮采用整淬rtj = 1207.78/7 minr| = xxx0.98

37、x0.997 x0.972 = 0.680230 38 41n二二5. lkw b二 14mm u二42081x103 /(4 + l)a.2aa.04d.72e5.1 八c=6 二j- =927.49mp w 6 二 1250mp22x2.25 v 4u4j207.78故此齿轮合格验算30x2. 25齿轮：30x2. 25齿轮采用整淬rij =几3 = 1207.78 厂 / minj30x56x098x0997 =o.68o230 38n二 n“ >t| =5. lkw b二 14mm u=l2081x103 /(l + l)3.2a3.04eb.72j5.1o . =j- =113

38、1 24mp w o二 1250mp7 30x2.25 v 1043207.787故此齿轮合格5. 3. 2传动轴的验算对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断血惯性矩(血)花键轴r 7td4+bl(d-d)(d + d)2 z %i =(mm )=64= 6.534xl04mm4龙 x32° +6x836 - 32)36 + 32尸64式中d花键轴的小径(mm)；i花轴的大径(mm)；b、n花键轴键宽，键数：传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：m 和=955xl04(n_him) = 955xl04x- = 4.51xl04d?z

39、m 扭ns1148.86式中x该轴传递的最大功率(kw);hj该轴的计算转速(r/min)。传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力pf： £=如(2="45冈01804><10取 ''d50式屮d齿轮节圆直径(mm) ,d=mz0齿轮的径向力£：pr 二 £jg(x + p)/cosp(n) = 9022式中a 为齿轮的啮合角；p 齿面摩擦角；3 齿轮的螺旋角；d>v msmm =27.86mm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：»欝赢也唤）式

40、中花键传递的最大转矩（njnm）；d、d花键轴的大径和小径（mm）；l 一花键工作长度；n花键键数；k一载荷分布不均匀系数，k二0.70.&=2.04mpa < o.y = 20(mpa)82.51x104(362 -322)j16j?u3.7故此花键轴校核合格c0.2x45ex4鼠a16-m«baa花键轴5. 3. 3轴组件的刚度验算两支撑主轴组件的合理跨距主轴组件的跨距对其刚度的影响很大，在绘制主轴组件的结构草图后，可以 对合理跨距l。进行计算，以便修改草图，当跨距远大于l。时，应考虑采用三支撑结构。机床设计的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部c点家在吋主轴和轴

41、承两相柔度的迭加，其极值方程为:式中lo 合理跨距；c 主轴悬伸梁；ca. cb后、前支撑轴承刚度该一元三次方程求解可得为一实根:5机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。其额定寿命如的计算公式为:lh = 500(c九ffknklp)£>)或按计算负荷cj的计算公式进行计算:cj=*ffknknklp5c(n)1 n式中l“一额定寿命(h);cj计算动载荷；t工作期限(h),对一般机床取1000015000小时。c滚动轴承的额定负载(n)，根据轴承手册或机床设计手册查取，单位用(kgf)应换算成(n)；.九一速度系数，九=£詈'q为滚

42、动轴承的汁算转速(r/mm)£寿命系数，人=叩幕厶等于轴承的工作期限;£一寿命系数，对球轴承£=3,对滚子轴承£二一；3办一工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铳床、钻床、磨床等多数 机床），办=1.11.3；kv功率利用系数，查表33；k“一速度转化系数，查表32；（一齿轮轮换工作系数，查机床设计手册；p-当量动载荷，按机床设计手册。lnl =24863/? >t|ln2 = 32003/2 > tl, i3 =19852/?>t9故轴承校核合格技术要求，调质处理，耒面硬度220-250hbs;2球注圆角半径r0.5;3球注倒

43、角1x45"4抹注尺寸公差按gb/t18204-e支撑主轴5. 4传动系统的iii轴及轴上零件设计5. 4. 1齿轮的验算验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最人的齿数最小的齿轮，进行接触 应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的 齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。 接触应力的验算公式为2081x103 l(“±】)kgn (mpa)(3_nj zm y ubn.丿弯曲应力的验算公式为“208彎竄k"(附 g(3-2)znvbynj式中n-齿轮传递功率(kw) , n二nr|；皿-电动机额定

44、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(i7min);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，u21,“ + ”号用于外啮合，“-”号用于内啮合；心-寿命系数：ks = ktktlknkqk厂工作期限系数:t-齿轮在机床工作期限(厶)内的总工作时间(h),对于屮型机床的齿轮 取ts.=1500020000h,同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为 t=ts./p, p为变速组的传动副数；厲-齿轮的最低转速(r/min);c°-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

45、-1；k”一速度转化系数，查表32；kn 功率利用系数，查表3-3；kq材料强化系数，查表3-4； 瓦一的极限值心廿 瓦遜见表3-5,当瓦詁昨吋，则取忑二瓦喰;当ks<ksmij寸，取k广負加人一工作情况系数，中等冲击的主运动，取k产1.21.6；心一动载荷系数，查表3-6；心一齿向载荷分布系数，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5或不合格吋，可以改变初算吋选定的材料或热处理方法, 如仍不满足吋，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。三轴上的三联滑移齿轮采用整淬的方式进行热处理传至三轴

46、吋的最大转速为：“ 130 56 3911/1o_ z n, = 1450x xx = 1148.86r/min230 38 41t| = -x-x-x0.98 x 0.997 = 0.723230 38 41n二 nj t| 二5. 42kwn. =n3=l 148.86/7 min在三联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为41x2. 25,且齿宽为b=12mmu=l. 05“2081x103 固5 + l)n.2m3c1.04b72血乞89mpw6=1250mp741x2.25 v 1.05l20li 148.867故三联滑移齿轮符合标准验算50x2.5的齿轮：50x2.5齿轮采用整淬hj = &#

47、174; = 1148.86r/min二 130 x 56 x 39x() 98x() 997 x 0 9?2 二0.680230 38 41n= nd r|=5e lkw b二 15mm u二 1“2081x10週750x2.5 v d5q 148.867故此齿轮合格验算63x3的齿轮：63x3齿轮采用整淬n. - /?3 = 1148.86r/min二 130 x 56 x 39 x 0 98x() 997 x 0 9?2 二0.680230 38 41n= nd t=5. lkw b=10mm u=4"啤仝呼h匝亜1瓦=558mp w 6 =125(w j 63x3 v4a o

48、n 148.86y故此齿轮合格验算44x2齿轮：44x2齿轮采用整淬a. = n3 = 1148.86r/minr| = xxx0.98 x 0.997 xo.972 = 0.680230 38 41n二r|二5. lkw b=10mm u=lo 一 2081x10戶e1.o4b.72b1 =】三七50朋744x2 v 1口5口 148.867故此齿轮合格对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断而惯性矩（加亦）花键轴兀，+bjn(d-d)(d + dy64(mm4)=心+5書e+叽式中d一花键轴的小径（mm）；i一花轴的大径（mm）；b、n花键轴键宽，键数；传动

49、轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：ns 42m 和=955xl04 （njnm） = 955xl04x -= 4.51xl04 njnm 扭比1148.86式屮n该轴传递的最大功率（kw）;坷一该轴的计算转速(r/min) 0传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力弓:= 1.804x103np = 2a(n)2x451xl(r 'd50式中d齿轮节圆直径(mm) ,d=mzo齿轮的径向力疗：pr = £bg(a + p)/cosp(n)二 9022v式中a 为齿轮的啮合角；p齿面摩擦角；b齿轮的螺旋角;d>1如+何

50、)2v 0j8mm =27. 86111111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:n 二8m“唤jy (d2-d2)lnk式中花键传递的最大转矩nlnm)；d、d一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，k=0.70.8；=2.04mpa <ro. 1 = 20(mpa)j 7o.51x1q4(362 -322)116rar0.7故此三轴花键轴校核合格0-bmt：1.花林对默算挪册不怖妙飘03/1w.1揪不轿联蛀和粗愎m樹心曲蛀魅丄滋丸$林：曲.门3$4 枷三轴花键轴5. 4. 3轴组件的刚度验算两支撑主轴组件的合理跨距主轴组件的跨距对其刚度的影响很大，在绘制主轴组件的结构草图后，可以 对合理跨距l。进行计算，以便修改草图，当跨距远大于l。时，应考虑采用三支 撑结构。机床设计的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部c点家在吋主轴 和轴承两相柔度的迭加，其极值方程为：式中l。一合理跨距；c 主轴悬仲梁；g、c厂后、前支撑轴承刚度该一元三次方程求解可得为一实根:并且如=（1+爲c ca机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。其额定寿命厶的计算公式为：或按计算负荷cj的计算公式进行计算:cf.k.kip