CA6140机床主轴箱的设计解析

1、无锡职业技术学院毕业设计说明书I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 节一一毕业设计，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，其内容包括：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、自动转位刀架的选择或设计、编码 盘安装部分的结构设计）、主运动自动变速原理等。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，又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，又有机加工方面

2、内容，有利于将大学所学的知识进行综合运用。 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，无论是设计本人的纰漏还是经验上的缺 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。无锡职业技术学院毕业设计说明书2主轴箱在整个机床中属于相对重要部件通过其内部的齿轮传动可以实现多级变速从而人们需要的速度可

3、以从最后传到主轴的速度的到通常主轴箱传动系统的性能直接影响机床的性能本设计介绍普通机床中CA6140主轴的设计过程做主轴箱里的作用详细介绍了CA6140里的齿轮轴主轴和轴承等零件的整个设计过程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终对各个零部件进行参数拟定传动设计传动件的估算和验算各部 件结构设计绘制零件图和装配图关键词：CA6140机床主轴箱零件传动无锡职业技术学院毕业设计说明书3目录第一章引言第二章 机床的规格和用途第三章机床主要

4、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无锡职业技术学院毕业设计说明书1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

5、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。丝杠是专门用来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

6、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：在床面上.-.400毫米在床鞍上.-.210毫米-750、1000、1500、2000毫米主轴孔径 主轴前端孔锥度主轴转速范围：101400转/分工件最大长度（四种规格）48毫米400毫米正传（24级）无锡职业技术学院毕业设计说明书2反传（12级）加工螺纹范围：141580转/分公制（44种）英制（20种）模数（39种）径节（

7、37种）进给量范围：1192毫米224牙/英寸0.2548毫米196径节细化0.0280.054毫米/转纵向（64种）正常0.081.59毫米/转横向（64种）刀架快速移动速度:纵向横向主电机:功率转速快速电机:功率转速冷却泵：功率工件最大长度为1000毫米的机床:外形尺寸（长x宽x高）重量约.加大1.716.33细化0.0140.027正常0.040.79加大0.863.16毫米/转毫米/转毫米/转毫米/转7.5千瓦1450转/分370瓦2600转/分.90瓦.25升/分2668x1000 x1190毫米.2000公斤无锡职业技术学院毕业设计说明书3第四章 传动方案和传动系统图的拟定1.确定

8、极限转速已知主轴最低转速nmin为10mm/s,最高转速“max为1400mm/s转速调整范围 为Rn=nmax/nmi n=142.确定公比选定主轴转速数列的公比为=1.123.求出主轴转速级数ZZ=lgR n/lg+1= Ig14/lg1.12+仁244.确定结构网或结构式24=2X3X2X25.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 丫系列封闭自扇冷式鼠笼型三 相异步电动机。丫系列电动机高效、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 丫160M-4其同步转速为1500r/min。(2) 分配总降速传动比总降速传动比为UI

9、I=“min/nd= 10/15006.67X10一3, nmin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+仁6(4) 绘制转速图先按传动轴数及主轴转速级数格距lg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(kTk+1)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。无锡职业

10、技术学院毕业设计说明书4C6140主轴运动转速图无锡职业技术学院毕业设计说明书5VIIDD - | S1htr心.I k i i齡4Q/riIMxf30 x8.1IXMxl.lS:MF*机30曲7 vni(30X1叭*svELKL7BWL7BiAinU( (vic uk via*xitCA6140专动系统图无锡职业技术学院毕业设计说明书6传动系统可用传动路线表达式表示如下:（左）主电动机0230mmf 7.5kW 11450r/min/1一（正转）I （反转）63503941JJ V395034302258丿5638208080 l5051 150so!in-s7VI（主轴）车削米制螺纹时传动

11、链的传动路线表达式如下:主轴-58K-右螺纹33_33左螺纹33_ yr2525 M 33Y _63100 uir 25-X_100X75皿361?1420UIJ II LJ14362133212628282836283278_XV岸灿F28x35135 28lx3545X2828x1535 4818x15L45 48一X丝杠XIX刀架无锡职业技术学院毕业设计说明书7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，噪声较低，振动要小，操作方 便，具有良好的工艺性，便

12、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（mm3）壁厚（mm） 500X500X300-800X500X50010-15 800X800X50012-20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25mn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。

13、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，并参考有加工螺纹时的传动路线表达式归纳总结如下:_ 58（正常导豆50508020主轴 f26黑IV_ 33_33（右螺纹）33VT25j25mXI_33（扩大导程）f 63w100丽刈飞（米、英制螺纹）64vt120100汕97（模数、径节螺纹）I bda（左摞纹）25.25 36（公制及模数螺纹合一XV-丄一刖一（英制及径节螺纹）晒合-XV-（非掠罷螺纹）VI祜无锡职

14、业技术学院毕业设计说明书8关资料，箱体上轴安装空的位置确定如下：无锡职业技术学院毕业设计说明书9中心距(a)=1/2(d1+d2)+ym中心距I -n=:(56+38)/2X2.25=105.75mm中心距I -VD=:(50+34)/2X2.25=94.5mm中心距U-V=:(30+34)/2X2.25=72mm中心距U-川=:(39+41)/2X2.25=90mm中心距川-IV=:(50+50)/2X2.5=125mm中心距V-W=:(44+44)/2X2=88mm中心距V-切=:(26+58)/2X4=168mm中心距毗-IX=:(58+26)/2X2=84mm中心距区-切=:(58+5

15、8)/2X2=116mm中心距区-X=:(33+33)/2X2=66mm中心距区-H=:(25+33)/2X2=58mm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、（式中y是中心距变动系数）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:上图中无锡职业技术学院毕业设计说明书10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，留有安装结构，并对无锡职业技术学院毕业设计说明书811小带轮包角冷=180；-2sin斗dd2 -dd12afn154.09 -120”箱

16、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。52 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，同时要有足够的疲 劳强度，以满足一定的使用寿命。设计功率Pd二KA(kWKA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P =1.1 11=12.1kW小带轮基准直径dd1为130mm带速v v-44/(60 1000)：9.86m/s _ V 1；大带轮基准

17、直径dd为230 mm初选中心距冼=1000mm, 0)由机床总体布局确定。过小，增加带弯曲次数；冼过 大，易引起振动。带基准长度Ld。=2a-(dd1dd2)也= 2722.5mm24a查机床设计指导(任殿阁，张佩勤 主编)表2-7，取Ld0=2800mm;带挠曲次数1000mv/Ld=7.04 40s4;实际中心距a = AA2 BA=S（dd1 dd2）才 08.748B =虹=1250故a =108.7108.721250 = 223mm无锡职业技术学院毕业设计说明书12单根V带的基本额定功率P1,查机床设计指导（任殿阁，张佩勤 主编）表2-8, 取2.28kW;1单根 V 带的基本额

18、定功率增量R=Kbm（1-丄）KuKb弯曲影响系数，查表2-9，取 1.03 10Ku传动比系数，查表2-10，取1.12故AR =0.16；带的根数 z玄（P+纠）KLK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；挤12.1故 z3.89（2.2& +0.16）汇 0.93 汉 1.01圆整z取4；单根带初拉力 F0=500 旦（空-1） qv2VZ Kaq带每米长质量，查表2-13，取0.10;故F0=58.23Na154 09带对轴压力 Q =2Fzsin1=2 58.23 4 sin453.98N2 2无锡职业技术学院毕业设计说明书135

19、22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Z2MnKJf D02bp式中Mn-摩擦离合器所传递的扭矩（Nmrh；Mn=955X104Ndn/ n=955X104X11X0.98/800=1.28X105（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）；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

20、擦片为淬火钢，查机床设计指导表2-15，取f=0.08;D0-摩擦片的平均直径（mrj）;D0=（D+d） /2=67mm;b内外摩擦片的接触宽度（mr）i;无锡职业技术学院毕业设计说明书14b=（D-d）/2=23mmIp 摩擦片的许用压强(N/mm2);p=pl KvKmKz=1.1X1.00X1.00X0.76=0.836_p0 I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24vp=7：D0n/6X10=2.5(m/s)根据平均圆周速度Vp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摩擦结合面数修正

21、系数，查机床设计指导表2-18，取0.76。所以Z2MnK/二f D02bp=2X1.28X105X1.4/(3.14X0.08X672X23X0.836=11卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗Pk确定，一般取R=0.4 Nd=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=p0二D02bKV(N)=1.1X3.14X672X23X1.00=3.57X105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(mr)i ,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

22、钢，表面渗碳0.30.5(mm ,淬火硬度达HRC562。无锡职业技术学院毕业设计说明书15523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弯曲应力的验算公式为2081 105KI&K3KSNT-齿轮在机床工作期限（TS）内的总工作时间（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=Ts/P，P为变速组的传动副数；n1-齿轮的最低转

23、速（r/min）;CO-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;Kn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;2081 工Zm:u -1 KKKsNquBn(MPa W2j(3-1)KT60gT CO(3-2)无锡职业技术学院毕业设计说明书16KS的极限值Ksmax,Ksmin见表3-5，当K$K$max时，则取Ks=K$max；当心 K$min时，取Ks=Ksmin；KI工作情况系数，中等冲击的主运动，取KI=1.21.6;K2动载荷系数，查表3-6;Ka齿向载荷分布系数，查表3-9;Y标准齿轮齿形系数，查表3

24、-8;巧许用接触应力（MPa ,查表3-9;%许用弯曲应力（MPa，查表3-9。如果验算结果 f 或 r 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。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：130m = nd820r /min2301300.98 L = 0.511230N=Nd =5.625kwnj= rh=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=1.052081F03(1.05+1)j213.04172J5.62550 2.25；1.05J2_820符合强

25、度要求验算56X2.25的齿轮：208V103(1.05+1)H.2LI1.043725625n docnr/inF=910MP J=1250MPj56 2.25 1.0512 820j符合强度要求= 1018.15MPK向A/1斗4-rJ,D8Mnmax2 2(D -d )INK兰皿 1,( MPa)8X6.55M042 2(38 -32.2 ) 85 6 0.7肚3.6MPa兰bjy=20(MPa)无锡职业技术学院毕业设计说明书19无锡职业技术学院毕业设计说明书20525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Lh的计算公式为：Cf5Fe）

26、m（h）或按计算负荷Cj的计算公式进行计算：CffFKNKnKlK$max时， 则取Ks=K$max； 当心 K$min时， 取Ks=Ksmin；Ki工作情况系数，中等冲击的主运动，取Ki=1.21.6;K2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；巧许用接触应力（MPa ,查表3-9；%许用弯曲应力（MPa，查表3-9。如果验算结果Cj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。U轴上的双联滑移齿轮采用整淬的方式进行热处理传至n轴时的最大转速为：130 56rt =145012

27、07.78r/min230 381305660.98 0.990.769 230 38m=2.25N=Nd=5.77kwnj二n3=1207.78r/ 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=1.052081 103.(1.05 1)j.2j.3J.04_3.725.4238 2.25：1.05Ul4j207.78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nj= n3=1207.78r/ min1305670.98 0.99 =0.761230 38N=Nd =5.71kw B=14mm u=1208仆103(1+1

28、).2盯043.725.7139 2.25 1山41207.78故此齿轮合格二1195.82MPw=1250MP= 1027.94MPw F =1250MP无锡职业技术学院毕业设计说明书24验算 22X2.25 的齿轮：22X2.25 齿轮采用整淬nj二n3=1207.78r/ min130 56 3972:Ksmax时， 则取Ks=Ksmax； 当KsVKsmin时， 取Ks=Ksmin；K!工作情况系数，中等冲击的主运动，取&=1.21.6;K2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

29、曲应力（MPa，查表3-9。KT无锡职业技术学院毕业设计说明书31如果验算结果 J 或汪不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不无锡职业技术学院毕业设计说明书32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:13056 39帀=14501148.86r/min230 3841130 56 3970.98 0.99 =0.723230 38 41N=Nd =5.42kw=rh=1148.86r/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=1.052081 103(1.05 1

30、)j.2J.3J.043.72J5.4241 2.25：1.05201148.86= 1189MP； j=1250MP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nrb-1148.86r/min130 56 39720.98 0.990.97 =0.680230 38 41N=Nd =5.1kw B=15mm u=12081 103：(1 1)1.2.04_3.72_5.150 2.5；151148.86= 910MP ；j=1250MP故此齿轮合格验算63X3的齿轮：63X3齿轮采用整淬nrh-1148.86r/min130 56 39720.98 0.990.97

31、 =0.680230 38 41N=Nd =5.1kw B=10mm u=4208仆103j(4+1)H.2jH.04_3.72_5.163 3；4101148.86-558MP r =1250MP故此齿轮合格无锡职业技术学院毕业设计说明书33无锡职业技术学院毕业设计说明书34：d4b_N(D -d)(D d)264(mm4)= : 3246 乩(36 -32)_(36 32)26444= 6.534 10 mm验算44X2齿轮：44X2齿轮采用整淬二饨=1148.86r/min130 56 39720.98 0.990.97 =0.680230 38 41N=Nd =5.1kw B=10mm

32、 u=1208K103j(1+1).2104372；5.144 2；115L1148.86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2= 1239MPG=1250MP无锡职业技术学院毕业设计说明书35式中d花键轴的小径（mr）i；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扭=955 10 （N_mm） =955 10- 4.51 10 NLmmnj1148.86式中N该轴传递的最大功率（kw）nj该轴的计算转速（r/min）传动轴上的弯矩载荷有输入扭

33、矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力, 2M 扭力R: R = （ N）=式中D齿轮节圆直径（mr5。齿轮的径向力P:P二Rbtg(壽心)/cos：(N) =902N式中a为齿轮的啮合角;p齿面摩擦角;B齿轮的螺旋角;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:8Mnmax勺），（MPa）式中Mnmax花键传递的最大转矩（“Lmm ）；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=0.70.8；齿轮的圆周2 4.511.804 1 03N,D=mZmm=27.8d -2(T)20.1、无锡职业技术学院毕业设计说明书36故此三轴花键轴

34、校核合格业.51 104(362-322出16_817=2.04MPa -;-jy=20(MPa)无锡职业技术学院毕业设计说明书37时料：L罷料 翳沖鹤力则秤礁丸馳附血1般不辭停鹹灼钏律轴墟丸iMr怡礼齡屋T1曲J543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L。时，应考虑采用三支撑结构。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;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:T(1+tB)(mm)12EI(mm)CB( (CB)2并且也=(CB)CCA距L。进行计算

35、，以便修改草图，当跨距远大于机床设计的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部6EII。CBC6EICB无锡职业技术学院毕业设计说明书38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:Cj=fhfFKNKnKIP EC（N）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r/mm)寿命系数，对球轴承=，对滚子轴承飞；fF工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、磨床等多数机床），fF=1.1

36、1.3；KN功率利用系数，查表33；Kn速度转化系数，查表32；KI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。Ln1=24863h _TLn2=32003h _TLn3=19852h _TLh二500(CfnfTKNKPfn速度系数,fn寿命系数,位用（kgf）应换算成（ni为滚动轴承的计算转速Ln等于轴承的工作期限；无锡职业技术学院毕业设计说明书39故轴承校核合格无锡职业技术学院毕业设计说明书405.4 传动系统的W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

37、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2081 工 :mKK&KsN 巧=-J-（MPa W2j（3-1）ZmuBnj弯曲应力的验算公式为GBBia-asft AiSKLOMiS41SW茁切锻蛋子錨卑1r14QErHi1914iKrT|7C027&-r614flCr5694,1-9A 4511314胸212081 IORQKSNZm2BYnj(MPa)叮 g 1(3-2)无锡职业技术学院毕业设计说明书41式中N-齿轮传递功率（KW，N=Nd;无锡职业技术学院毕业设计说明书42Nd-电动机额定功率

38、（KW；-从电动机到所计算的齿轮的机械效率；nj-齿轮计算转速（r/min）;m-初算的齿轮模数（mr）i；B-齿宽（mr）iZ-小齿轮齿数；u-大齿轮与小齿轮齿数之比，u1,“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合；KS-寿命系数：KS二KTKKKQKT-工作期限系数：l60n1TKT= m COT-齿轮在机床工作期限（TS）内的总工作时间（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=TS/P,P为变速组的传动副数；n1-齿轮的最低转速（r/min）;CO-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；Kn速

39、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；KS的极限值KSmax，KSmin见表3-5，当心K$max时，则取幺=幺皿玄乂 ；当忑K$min时，取KS=KSmin；K1工作情况系数，中等冲击的主运动，取心=1.21.6；K2动载荷系数，查表3-6；K3齿向载荷分布系数，查表3-9；无锡职业技术学院毕业设计说明书43Y标准齿轮齿形系数，查表3-8;巧许用接触应力（MPa ,查表3-9；%许用弯曲应力（MPa，查表3-9如果验算结果Cj或仏不合格时，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。区轴上的直

40、齿齿轮采用整淬的方式进行热处理传至区轴时的最大转速为:.3=14505122 20202658=i4oor/min230 4358 80805858N=NdL =5.42kw山二rfe=1400r / min齿轮的模数与齿数为33x2,且齿宽为B=20mmu=1.053 f口=2081 10 /(1.05十1上1.2字.3字.04彳3.725.42 r=33 21.05 20 10故齿轮符合标准 验算58X2的齿轮：58X2齿轮采用整淬nj= ri3=1400r /min130 51 22 20 20n = X X X X X230 43 58 80 802658580.98 0.99758二

41、0.723= 1201MP； j=1250MP512220230 43 58 8020 26 580.98 0.9970.97280 58 58-0.680N=Nd=5.1kw B=20mm u=1口_208仆103/(1+1)沢1.2汉仆1.04沃3.72汉5.1j58 21 15 10= 1135MP r=1250MP故此齿轮合格无锡职业技术学院毕业设计说明书44542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,二 d4bLN(D-d)(D d)2“4、二 2646 6 (32 - 26)L(32 26)244I(mm4)=

42、3.377 10 mm6464式中d花键轴的小径(mr)i；D花轴的大径(mrj)；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：fjf0.022A0.022 A/ 0.022 AK2/0.022 A25/P0.022 A无锡职业技术学院毕业设计说明书45M扭=955 10N(Nhm)=955 1045.4 =5.18 106mmn10式中N该轴传递的最大功率（kw）nj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P:62M 扭 / 、 2 疋 5.18 汉 1065R =扭(N) =式中D齿轮节圆直

43、径（mm ,D=mZ齿轮的径向力P:P二RLdtgC r）/cos：（N） =1003N式中a为齿轮的啮合角；p齿面摩擦角；B齿轮的螺旋角；IJM2+所）2d _ * . mm =22.32mmV0.16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Mnmax花键传递的最大转矩（Nm ）；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=0.70.8；8汉5.18勺06(322-262) 116 8 0.7故此花键轴校核合格8Mnmax(D2_d2)lNKV|Ljy ,(MPa)=14.6M无锡职业技术学院毕业设计说明书46543轴组

44、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：.36EIlo6EI LO仆CBCBCCBCA丿式中L。一合理跨距；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:L野（1）（mm）12EI(、(mm)CB(CB)2CA并且虫=(1 C)CCA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。其额定寿命技术要A-A无锡职

45、业技术学院毕业设计说明书47Lh的计算公式为：无锡职业技术学院毕业设计说明书48或按计算负荷 5 的计算公式进行计算:Cj-pfFKNKnKIP HC（N）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r/mm)寿命系数，对球轴承；=3,对滚子轴承飞；fF工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、磨床等多数机床），fF=1.11.3；KN功率利用系数，查表33；Kn速度转化系数，查表32；KI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。Lm =261

46、25h _TLn2=31205h _TLn3=18756h _T故轴承校核合格Lh=500(CfnTFKNKIP厂-T(h)fn速度系数,fn寿命系数,位用（kgf）应换算成（ni为滚动轴承的计算转速-等于轴承的工作期限；无锡职业技术学院毕业设计说明书495.5.传动系统的V轴及轴上零件设计5.5.1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_ 2081 10 /(u 1 )心心&

47、心肿 1jZm：uB nj弯曲应力的验算公式为(MPaK$max时，则取KS=K$max；当心 K$min时，取幺=心皿山；K1工作情况系数，中等冲击的主运动，取心=1.21.6;K2动载荷系数，查表3-6;K3齿向载荷分布系数，查表3-9;无锡职业技术学院毕业设计说明书51Y标准齿轮齿形系数，查表3-8;无锡职业技术学院毕业设计说明书52巧许用接触应力（MPa ,查表3-9；Cw许用弯曲应力（MPa，查表3-9如果验算结果 g 或二不合格时，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。轴上的斜齿轮采用调质处理的方式进行热处理传至五轴时的最

48、大转速为:na=1450 空56 39 5051=1148.86r/min230 38 41 50 50N=Nd=5.42kwnj= rh=1148.86r/min二空 56 翌 502303841 50510.98 0.99950二0.723ZAA/0.04Q A斜齿轮为26x4,且齿宽为B=35mmu=1.05208仆103J(1.05+1)H.2.3U.0437石.5业.4226 4】1.05J20J148.86= 1304MP J =1560MP故斜齿轮符合标准无锡职业技术学院毕业设计说明书53验算50X2.5的齿轮：50X2.5齿轮采用调质热处理nj= rt=1148.86r/min

49、i,!30 5639 50四 0.98 0.9990.970.680/0.040 A验算80X2.5的齿轮：80X2.5齿轮采用调质热处理=rt=1148.86r/min=130563950200.98 0.9990.972=0.18423038 415080N=Nd =211.39kw B=26mm u=12081 103,(1 1)1.211.04_3.72_211.3950 2.5；115J148.86= 560MP r=1250MP230 384150 80/ 0.040 A故此齿轮合格InnjnditAW3b无锡职业技术学院毕业设计说明书5054N=Nd =5.1kw B=10mm

50、u=4208103(4+1)j.2jj.O4 3.72 5.1Gi =- . - ,L_=558MP 6=1250MPj80 2.5、4101148.86j故此齿轮合格5.5.2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）花键轴式中d花键轴的小径（mr）i；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:N152M厂955“二血仍955 1 04両 86“26叽血 式中N该轴传递的最大功率（kw）nj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

51、圆周力、径向力，齿轮的圆周式中D齿轮节圆直径（mm ,D=mZ齿轮的径向力p:/畑0d八壯（心疔刖）=二 354152 比(45 -35)(45 35)26464= 1.65 106mm4力P: Pt2 1.26 1064-5.04 10 N三侶怕25Ha1.5x45；A32无锡职业技术学院毕业设计说明书55P二PjtgC J/cosHN) =1450N式中a为齿轮的啮合角;p齿面摩擦角；B齿轮的螺旋角；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:8MnmaxV|L-jy ,(MPa)式中Mnmax花键传递的最大转矩（Nm ）；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=0.70.8；8L4.51 104(452-352)j52_6_0.7故此五轴花键轴校核合格5.5.3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：匕彳一孔咀AL。CBC CBICA丿式中L。一合理跨距；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：2