C1A6140机床主轴箱的设计

1、调研报告大学四年的学习生活即将结束，大学学习生活中的最后一个环节也是最重要一个环 节毕业设计，是对所学知识和技能的综合运用和检验。本人的毕业设计课题是对ca6140车床主轴箱的设计，其内容包抓 总体方案的确定 和验证、机械部分的设计计算（伺服进给机构设计、口动转位刀架的选择或设计、编码盘 安装部分的结构设计）、主运动口动变速原理等。对普通车床主轴箱的设计符合我国国情, 即适合我国目前的经济水平、教育水平和生产水平，乂是国内许多企业提高生产设备自动 化水平和精密程度的主要途径，在我国有着广阔的市场。从另一个角度来说，该设计既有 机床结构方面内容，乂有机加工方面内容，有利于将大学所学的知识进行综合

2、运用。虽然 设计者未曾系统的学习过机床设计的课程，但通过该设计拓宽了知识面，增强了实践能力, 对普通机床和数控机床都有了进一步的了解。毕业设计作为我们在大学校园里的最后一堂课、最后一项测试，它既是一次锻炼，也 是一次检验，在整个设计过程中，我获益匪浅。在此，我要衷心感谢刘老师对我的关心和 细致指导。由于毕业设计是我的第一次综合性设计，无论是设计本人的纟比漏还是经验上的缺乏都 难免导致设计的一些失误和不足，在此，恳请老师和同学们给以指正。作为主耍的车削加工机床，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,设计的内容主要有机床主耍 参数的确定，传动

3、方案和传动系统图的拟定，对主耍零件 进行了计算和验算, 利用三维画图软件进行了零件的设计和处理。关键词：ca6140机床 主轴箱零件传动第一章引言第二章机床的规格和用途第三章机床主耍参数的确定第四章传动放案和传动系统图的拟定第五章主要设计零件的计算和验算第六章结论第七章致谢 第八章参考资料编目第一章引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，它的主耍任务是将主电机传來的旋转运动经过一系列的变速机 构使主轴得到所需的止反两种转

4、向的不同转速，同时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。丝杠是专门用來车削各种螺纹而设置的，在进行工件的其他表面车削 时，只用光杠，不用丝杠。同学们耍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

5、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。第二章 机床的规格和用途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。第三章主要技术参数工件最大回转直径：在床面一上400毫米在床鞍一上210毫米工件最大长度（四种规格）750、1000、1500、2000毫米主轴孔径48毫米主轴而端孑l锥度 400毫米101400转/分主轴转速范围：正传

6、（24级）反传（12级）141580转/分加工螺纹范围:公制（44种）1192毫米英制（20种）224牙/英寸模数（39种）0. 2548毫米径节（37种）196径节进给量范围:细化00280054毫米/转纵向（64种）正常008159毫米/转加大1.716.33毫米/转 细化0.0140027毫米/转横向（64种）正常0. 040. 79毫米/转加大0. 863. 16毫米/转刀架快速移动速度:纵向横向主电机:功率7. 5千瓦转速1450转/分快速电机:功率370瓦转速2600转/分冷却泵:功率90瓦流量25升/分2668x 1000x 1190 毫米工件最大长度为1000毫米的机床:外形尺

7、寸（长x宽x高）重量约2000公斤第四章传动方案和传动系统图的拟定1. 确定极限转速已知主轴最低转速ilmin为lomm/s,最高转速nmax为1400mm/s,转速调整范围为 rn=nmax/rimin=142. 确定公比选定主轴转速数列的公比为123. 求出主轴转速级数zz=lgrn/lg4)+l= lgl4/lgl. 12+1=244 确定结构网或结构式24=2 x3x2x25 绘制转速图(1) 选定电动机一般金屈切削机床的驱动，如无特殊性能要求，多采用y系列封闭口扇冷式鼠笼型三 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y16

8、0m-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uii=nmin/nd=10/15006. 67x 10-3, flniin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(l)画出网格，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上u(k-k

9、+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。1450iiiiiivvi140011209007104504003202502001601251008063503225201612.556050040c6140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0130mm230mm/7.5kw 1450r/min/i56|mi （左）_j38l _i-（正转）一迅_ （43丿m（右）50 w 34i （反转）站一皿元,63502658vi （主轴）m2 （右移）车削米制螺纹时传动链的传动路线表达式如下:9-41a- 1

10、x右螺纹33主轴vi5858k-if 熠_x 333325左螺纹xi2533一乂倘帶_皿2536120114136121133121126128128128136128132128r28x35135 2818x3545 2828x1535 4818x1545 48jx vnm5丝杠x ix刀架加工螺纹时的传动路线表达式归纳总结如下:_585850508020（正常导程）主轴viav黑wii坐_训_264458f 33h （右螺纹）kl33_vr_25j25 m 33x（扩大导程）63 抽 100100 汕 75（米、英制螺纹）100 m10097（模数、径节螺纹）m 、 bd w（左螺纹）25

11、 yiny t r 25 36乔一畑一隹一xv25（公制及模数螺纹）m3 合xv_+_25（英制及径节螺纹）冏合xv-（非标准螺纹）vii倍第五章主要设计零件的计算和验算5. 1主轴箱的箱体主轴箱屮有主轴、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, 述应具有较高的传动效率，传动件具有足够的强度或刚度，噪声较低，振动要小，操作方 便，具有良好的工艺性，便于检修，成木较低，防尘、防漏、外形美观等。箱体材料以屮等强度的灰铸铁ht150及ht200为最广泛，木设计选用材料为ht20-40. 箱体铸造时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（加?）壁厚（mm）

12、< 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。如中型车床的前支承 壁一般取25mm左右，后支承壁取22mm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

13、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i -vn=(50+34) /2x2. 25=94. 5mm中心距ii-vii二(30+34) /2x2.25二72mm中心距ii -111=(39+41)/2x2. 25二90mni(50+50)/2x2. 5二 125mni中心距v -vm二(44+44)/2 x 2 二 88mni中心距v -vi二(26+58)/2x 4 二 168mm中心距vifix二(58+26)/2x2二84mm中心距 k-vi= (58+58)/2x 2=116mm中心距ix-x二(33+33)/2x 2 二66mm中心距ix-xi二(25+

14、33)/2x2二58mm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门中心距(a)二1/2 (dl+d2) +ym (式中y是中心距变动系数)中心距i -11二(56+38) /2x2. 25=105. 75mm综合考虑其它因素后，将箱体上各轴安装空的位置确定如卜图:01 = 6-n ivi5 irks150上图中xiv、xv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。本主轴箱箱体为一体式铸造成型，

15、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卜能传递最大功率，同时要有足够的疲 劳强度，以满足一定的使用寿命。设计功率p产k“p (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 pd =l.lxll = 12.w小带轮基准直径佥为130mm；带速 v v = 7id/（60x 100

16、0） « 9.86/77 /5 < v:大带轮基准直径乩为230 mm；初选中心距= 1000mm,兔由机床总体布局确定。勺过小，增加带弯曲次数；q过 大，易引起振动。带基准长度bo =2兔+巴（4门+d2）+仏二必= 2722.5也加24a°查机床设计指导（任殿阁，张佩勤 主编）表2-7,取l/o= 2800mm;带挠曲次数 n = 1000mv/lj0=7. 04 < 40；实际中心距a = a + va2+b人=纽_兀（|+“2）=io&748b =（d“-d" = 2508故 a = 108.7 + 7108.72+1250 = 223

17、mm小带轮包角 a, =180o-2sin'1 如-乙 « 154.09° > 120°2a单根v带的基木额定功率片，查机床设计指导（任殿阁，张佩勤 主编）表2-8, 取 2. 28kw；单根v带的基木额定功率增量a用=k的（1-丄）k “kh弯曲影响系数，查表2-9,取1.03x10ku传动比系数，查表2-10,取1.12故=0.16；ku包角修正系数，查表2-11,取0.93；kl带长修正系数，查表2-12,取1.01；故 z =« 3.89(2.28,+0.16)x0.93x1.01圆整z取4；p o 5单根带初拉力=500x(-1)

18、 + qv2w kaq带每米长质量，查表2-13,取0.10；故花=58. 23nci带对轴压力2 = 2sin =2x58.23x4xsin15409°-厂«453.98n5.2.2多片式摩擦离合器的计算设计多片式摩擦离合器时，首先根据机床结构确定离合器的尺寸，如为轴装式时，外 摩擦片的内径d应比花键轴大26mm,内摩擦片的外径d的确定，直接影口冋离合器的径 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。摩擦片对数可按卜式计算z22mnk/;rfz)(jbp式中mn摩擦离合器所传递的扭矩(n nrni)；mn = 955x io4 nd n/ziy =955x

19、io4 x 11 xo. 98/800=1. 28x io5 (n mm);nd电动机的额定功率(kw)；nj安装离合器的传动轴的计算转速(r/min)；h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二0. 08；do摩擦片的平均直径(nmi);d()- (d+d) /2 = 67mm;b内外摩擦片的接触宽度(mm)；b= (d-d) /2=23mm；p摩擦片的许用压强(n/加沪)；p = po kv km k： = l. 1x 1. 00x 1. 00x0. 76 = 0. 836加基本许用压强(m

20、pa),查机床设计指导表2-15,取1.1； kv速度修正系数vn = 7t d2n/6x 104=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接合次数修止系数，查机床设计指导表2-17,取1.00；k:摩擦结合面数修正系数，查机床设计指导表2-18,取0. 760所以 z2mnk/-fp02bp=2x1.28x io5 xi. 4/ (3. 14x0. 08x 672 x23x0. 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/确定，一般取pk =0. 4nd =0. 4x11 =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

21、=p(； 71 d02b/rv (n) =1. 1x3. 14x 672 x23x 1. 00 = 3. 57x 10s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),内外层分离时的最大间隙为0. 20. 4 (imn)，摩擦片的材料应具有较高的耐磨性、摩擦系数大、耐高温、抗胶合性好等特点， 常用10或15钢，表面渗碳0. 30. 5 (mm),淬火硕度达hrc5262。5.2.3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。对硕齿面、软齿

22、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(mpa)冬口 (3-1)2081x103 购±1)&心? j zm 彳ubn.弯曲应力的验算公式为2081><10'匕心3心/7zrn1bynj(mpa)<ow(3-2)式中n-齿轮传递功率(kw) , n二n宀;t-齿轮在机床工作期限(人)内的总工作时间(h),对于中型机床的齿轮取g=1500020000h,同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为t二心/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

23、指数，查表3-1；k”一速度转化系数，查表3-2；kn 一功率利用系数,查表3-3；k。一材料强化系数,查表3-4；心一的极限值ksw,ksmin见表3-5,当ks 2 kg时，则取ks = k沁;当心 ksmin时，取 ks = ksmin；& 一工作情况系数，中等冲击的主运动，取k产1.21.6；k,一动载荷系数，查表3-6；al*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；cj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

24、数及模数等措施。i轴上的齿轮采用整淬的方式进行热处理传至i轴时的最大转速为：n, = n. x= 820r / min1 230130t| =x 0.98x0.96 = 0.511230n= nd r| 二5. 625kwnj =n3 =82（）r/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二 1. 05c.二"mi。' j(13 + l) 12 13 1.04 3.72 = 1 o 18.15mp w 6二 1250mp 50x2.25 v1.05 12 8207符合强度要求。验算56x2. 25的齿轮:”2081x10理更)1.2 1

25、1.04 3.72 5.625 “10mp w 6 =1250mp756x2.25 v1.05 12 8207符合强度要求a-a5.2.4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(加赤)花键轴7rd°+b n(d-d)(d + d$644(mm )«7.42xl04mm47i x 32.24 +6x8x(38-32.2) x(38 + 32.2)2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矩求得：=955xl04(n mm) = 955xl

26、04x«6.55xl04/v mm 扭比820式中n该轴传递的最大功率(kw);rij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岀扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力 弓二込=2x6.55x1034x10®式屮d屣节圆直彳竽(mm) ,d二mz。齿轮的径向力pr=pt /g(oc + p)/cos3(n)式屮a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；b =0故£ =0.5£ =1.17xl(fn花键轴键侧挤斥应力的验算屁键键侧工作表面的挤压应力为:(d2-d2)

27、lnkn max式中花键传递的最大转矩(n mm )；d、d一屁键轴的大径和小径(nun)；l花键工作氏度；花键键数；k载荷分布不均匀系数，k=0. 70.8；« 3.6mpci < a7v = 20(ma/)8x6.55xl04(382-32.22)x 85x6x0.7故此花键轴校核合格b-bk向c-cd-da-a5. 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。其额定寿命厶的计算公式为:lh = 500（c仁） ffknklp或按计算负荷q的计算公式进行计算:丄n式中ln额定寿命（h）;cj计算动载荷；t工作期限（h）,对一般机床

28、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,为滚动轴承的计算转速（r/mm）fn寿命系数,厶等于轴承的工作期限;l寿命系数，对球轴承曲，对滚子轴承£呼齐一工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铳床、钻床、磨床等多数机床），齐=1.11.3；kn功率利用系数，查表33；k“一速度转化系数，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。l/:1 =24863/7 >tl,i2 =32003/1 >tln3 = 19852/7 > 7故轴承校核

29、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(mpa) wj (3-1)_ 2081xl(p 归±1)牡£顽 j zm v ubn.弯曲应力的验獵公式为(3-2)208x05k.k.k.k,ni%=乔病(“九疋匕】 式中n-齿轮传递功率(kw) , n二ndr(;n厂电动机额定功率(kw)；1t从屯动机到所计算的齿轮的机械效

30、率;斤厂齿轮计算转速(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，,“ + ”号用于外啮合,心-寿命系数:ks=ktknknkq 心-工作期限系数:k60/1,7kt = m t-齿轮在hl床工作期限（厶）内的总工作时间（h）,对于中型机床的齿轮取 7；二1500020000h,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；耳-齿轮的最低转速（r/min）;c。-基准循环次数；查表3-1 （以卜均参见机床设计指导） m疲劳曲线指数，查表3-1；心一速度转化系数， kn功率利用系数,k。一材料强化系数，

31、 心一的极限值心“ 时，取k广心加查表3-2；查表3-3；查表3-4；心讪见表3-5，当心2 k论时，则取ks = kg ;当心v ksmin匕一工作情况系数，中等冲击的主运动，取k广1.21.6； 心一动载荷系数，查表3-6；k?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；aj许用弯曲应力（mpa）,查表3-9。如果验算结杲j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。ii轴上的双联滑移齿轮采用整淬的方式进行热处理 传至ii轴时的最大转速为：h -1450x x = 1

32、207.7"/min230 38n = x x 0.98 x 0.996 = 0.769 230 38m=2. 25n= nj r| =5. 77kwhj = 1207.78厂/min在双联滑移齿伦中齿数最少的齿轮为38x2. 25,且齿宽为b二14mmu=1.057 38x2.25 v 1.05 14 1207.78 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n.=禺=1207.78/7 mini30x56x0 98x() 997 “761230 38n= nd71kw b=14mm u=lj 39x2.25 1 14 1207.78故此齿轮合格验

33、算22x2.25的齿轮：22x2.25齿轮采用整淬hj =n3 = 1207.78r/minri = x x x 0.98 x 0.997 x 0.972 = 0.680 230 38 41n= nd r|=5. lkw b=14mm u=4722x2.25 v 4 14 1207.78故此齿轮合格验算30x2.25齿轮：30x2. 25齿轮采用整淬n.=禺=1207.78/7 minn = x x 0.98 x 0.997 = 0.680 230 38n= n( t|=5. lkw b=14mm u=lj 30x2.25 v 1 14 1207.78j故此齿轮合格5. 3. 2传动轴的验算对

34、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(mm4)花键轴母 心 n(d-d)(d + ciy64=6.534x io4mm4(加)/8+6述(36-32)(36 + 32)264式中d一花键轴的小径(nun)；i一花轴的人径(mm)；b、n花键轴键宽，键数；传动轴上弯1111载荷的计算，一般由危险断而上的最人扭矩求得：=955xl04(n mm) = 955x 104 x 5 42 = 4.51 x 1047v mm 扭n?1148.86式中n该轴传递的最大功率(kw);勺一该轴的计算转速(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

35、力、径向力，齿轮的圆周力用:2必扭(n)_2x4.51x104d50= 1.804x10%式中d齿轮节圆直径(mm) , d=mze齿轮的径向力片：pr=pt fg(cc + p)/cos卩(n) = 902n式中a 一为齿轮的啮合角;p齿而摩擦角；d>v ojisjmm =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:°jy(d2-d2)lnk式中mg林一花键传递的最大转矩(n mm):d、d花键轴的人径和小径(mm):l花键丄作长度；n花键键数；8 4.51x104(362-322) 1 16 8 0.7k载荷分布不均匀系数，k二0.70

36、.8；=2.04mpa < a. =20(mpa) 丿 故此尼键轴校核合格240 二a-a5. 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人，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，当跨距远犬于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点家在时主轴和轴承两 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；ca. c;后、前支撑轴承刚度该一元三次方程求解可得为一实根:并且如机床传动轴用滚动轴承，主耍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:lh =

37、 500(cf“ ) ffknklp或按计算负荷q的计算公式进行计算:cfpkklpeckn）x n式中ln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,耳为滚动轴承的计算转速（r/mm）九一寿命系数，fh=s金厶等于轴承的工作期陆l寿命系数，对球轴承心，对滚子轴承，导几一工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铳床、钻床、磨床等多数机床），齐=1.11.3；kn 功率利用系数，查表33；k”一速度转化系数，查表32；齿轮轮换工作系数，查机

38、床设计手册；p当量动载荷，按机床设计手册。lzil =24863/i>tlw2 = 32003/1 >tlw3 = 19852/z >t故轴承校核合格技术要壊1 调质处理，耒面硬度220-250hbs;2旅注圆角半径r65;3球注倒角1 x45*;4球注尺寸公差採gb/t18204-m>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，应选择相同模数硬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。2081

39、x10sqj_ zni(u±)kk2k3ksnubn.(mpa) wk) (3-1)接触应力的验算公式为弯曲应力的验算公式为zni1bynj(mpa)<ow(3-2)式中n-齿轮传递功率（kw） , n=er|;电动机额定功率（kw）；rr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z比，u21,“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合;ks-寿命系数：ks=ktknknkqky-工作期限系数:t-齿轮在机床工作期限（兀）内的总工作时间（h）,对于中型机床的齿轮取兀二1500（t

40、20000h,同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为t二兀/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）山一疲劳曲线指数，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；k。一材料强化系数，查表3-4；瓦一的极限值心2心斷见表3-5,当心2心喰吋,则取ks =瓦喚;当心 k讪时，取 ks = ksmn ；匕一工作情况系数，中等冲击的主运动，取k产1216；心一动载荷系数，查表3-6；k3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；o一许用接触应力（mpa）,查表3-9；

41、%许用弯曲应力（mib）,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。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时的最大转速为：n. = 1450xx-x = 1148.86r/min°230 38 41n =x x x 0.98 x 0.997 = 0.723230 38 41n= nd r|=5. 42kwn = n3 = 1148.86/* / min在三联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为41 x2. 25,且齿宽为b=12mniu=1.05741x2.25 v1.05 20 1148

42、.86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n. = n3 = 1148.86/7 minn = x x x 0.98 x 0.997 x 0.972 = 0.680 230 38 41故此齿轮合格n二n” r|二5. lkw b二 15mm u二 1验算63x3的齿轮：63x3齿轮采用整淬n. =n3 = 1148.86/7 minhxxzix0-98x0-997x0-972=0-680n= nd r|=5. 1 kw b二 1 omm u二42081xl03563x3(4 + 1) 1.2 1 1.04 3.72 5.14 10 1148.86= 558m

43、p wcyj二 1250mpj故此齿轮合格验算44x2齿轮：44x2齿轮采用整淬n. = “3 = 1148.86r / minn = x x x 0.98 x 0.997 x 0.972 = 0.680230 38 41n= n( r|=5. 1 kw b= 1 omm u= 1 = 2081x10；呼21 1.04 3.72 5.1 “239mpw6=1250mp744x2 v 1 15 1148.867故此齿轮合格5.4.2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。轴的抗弯断面惯性矩(mm4)花键轴龙d4+b n(d-d)(d + dy64=6.534 x

44、 io4/?/?!44)_;tx324+6x8 (36 32) (36 + 32尸 mm64式屮d花键轴的小径(mm)；i一花轴的大径(mni);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沖=955xl04(n mm) = 955xl04 x 5 42 =4.51xlo4a mm 扭比1148.86式中n该轴传递的最大功率(kw);tij一该轴的计算转速(r/min)。传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输岀扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周 力即 pr2x451x1°4 =1.804x103n式中d一齿圆直径(nrni3°,d=mz

45、。齿轮的径向力pf =pt rg(a + p)/cosp(n) = 902n式屮a 为齿轮的啮合角；p齿面摩擦角;b 齿轮的螺旋角；d>側2+何)20ji5mm =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:8mn max(d2-d2)lnk式中,nnax花键传递的最大转矩(n mm ):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二0.70.8；=2.04mpa <fa. 1 = 20(mpa)8 4.51x10°(362 -322) 1 16 8 0.7故此三轴花键轴校核合格bbmt:1

46、税“妝“申ha不托吐山m/10c.1横不转取廉申"林是址mil1#： x.鉄1： t13s.j5.4. 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点家在时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 主轴悬伸梁;g、cb jd.丽支撑轴頂刚度该一元三次方程求解可得为一实根:12£/zl cb、 、 (1 + )(/n/n)cb(mm)12eic/1+：并且 &#

47、165;=（l+¥）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lh的计算公式为：或按计算负荷cj的计算公式进行计算c-fpklptckn）fn式中ln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）；£速度系数，/ =®为滚动轴承的计算转速（r/mm）九一寿命系数，九之亙 厶等于轴承的工作期限；£一寿命系数，对球轴承£二3,对滚子轴承匕二耳； 几一工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床

48、（车床、铳床、钻床、磨床等多数机床），齐=111.3；k”一功率利用系数，查表33；k”一速度转化系数，查表32；k,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。l,d =24863/1 >tlw2 = 32003/z >tlw3 = 19852/z >t故轴承校核合格40&5曲gb«7-72o6e厦说滾子犒j*111140ct10140cr714xr|伽1gb276-1081t也绘丄40crt6044.1-06 214三社14003繪t2g02$7-72o7e圆«漬子策*115. 4传动系统的iv轴及轴上零件设计5. 4.

49、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2081xl03ai =ii±kk2k3ksnzmubn.(mpa) w_ (3-1)弯曲应力的验算公式为cyzni1bynj(mpa)<ow(3-2)式中n-齿轮传递功率(kw) , n二mt；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；勺-齿轮计算转速(r/min);m-初算的齿轮模数(価)；b-齿宽(mm)z-

50、小齿轮齿数；u-大齿轮与小齿轮齿数z比，utl, “ + ”号用于外啮合，“-”号用于内啮合;k$-寿命系数：ks=ktknknkq©-工作期限系数:t-齿轮在机床工作期限(入)内的总工作吋间(h),对于中型机床的齿轮取ts=1500020000h,同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为t二兀/p, p为变 速组的传动副数；®-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；瓦一的极限值心涿,心斷见表3-5,当k

51、q ksmax时，则取ks = ksma ；当ks<ks 时，取k广心罰；乞一工作情况系数，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；k3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j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。ix轴上的直齿齿轮采用整淬的方式进行热处理传至ix轴时的最大转速为:=1400r/min一“ 130512220202658n. = 1450xx x x x x x 230435880805858x 0.98 x0.997 =0.723130512220202658x x x x x x 230435880805858n= nd r|=5. 42kwn. = n3 = 1400r/min齿轮的模数与齿数为33x2,且齿宽为b=20mmu=