2062 CA6140機(jī)床主軸箱的設(shè)計(jì)

2062 CA6140機(jī)床主軸箱的設(shè)計(jì),ca6140,機(jī)床,主軸,設(shè)計(jì) 河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文I摘 要作為主要的車(chē)削加工機(jī)床，CA6140 機(jī)床廣泛的應(yīng)用于機(jī)械加工行業(yè)中，本設(shè)計(jì)主要針對(duì) CA6140 機(jī)床的主軸箱進(jìn)行設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)的內(nèi)容主要有機(jī)床主要參數(shù)的確定，傳動(dòng)方案和傳動(dòng)系統(tǒng)圖的擬定，對(duì)主要零件 進(jìn)行了計(jì)算和驗(yàn)算，利用三維畫(huà)圖軟件進(jìn)行了零件的設(shè)計(jì)和處理, CA6140 車(chē)床作為主要的車(chē)削加工機(jī)床，已廣泛的應(yīng)用于機(jī)械加工行業(yè)中。本文首先介紹了金屬切削機(jī)床在國(guó)內(nèi)外的研究狀況，以及國(guó)內(nèi)外發(fā)展差距。然后系統(tǒng)的介紹了 CA6140 主軸箱的組成及各個(gè)組成部分的功用。最后詳細(xì)的闡述了本論文的研究?jī)?nèi)容，思路、主要方法及進(jìn)度。關(guān)鍵詞 金屬切削機(jī)床 CA6140 主軸箱。河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文IIAbstractAs a major turning processing machine, CA6140 machine widely used in mechanical processing industry, the design of the machine tool for CA6140 main spindle box design, design is the main content of machine tool of the main parameters of the sure, transmission scheme and transmission system graph of the recommended, the main parts are calculated and checked and the use of 3 d drawing software parts design and processing, CA6140 lathe as a major turning processing machine tool, have been widely used in mechanical processing industry in this paper first introduced the metal cutting machine tools in the domestic and foreign research condition, and the domestic and foreign development gap and then systematically introduces the CA6140 spindle box and composition of the function of each component of the last detail the research content of this paper, the main methods and ideas progress。 Key words: Metal cutting machine tools CA6140 spindle box河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文1前 言普通車(chē)床是車(chē)床中應(yīng)用最廣泛的一種，約占車(chē)床類(lèi)總數(shù)的 65%，因其主軸以水平方式放置故稱(chēng)為臥式車(chē)床。CA6140 型普通車(chē)床的主要組成部件有：主軸箱、進(jìn)給箱、溜板箱、刀架、尾架、光杠、絲杠和床身。主軸箱：又稱(chēng)床頭箱，它的主要任務(wù)是將主電機(jī)傳來(lái)的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)經(jīng)過(guò)一系列的變速機(jī)構(gòu)使主軸得到所需的正反兩種轉(zhuǎn)向的不同轉(zhuǎn)速，同時(shí)主軸箱分出部分動(dòng)力將運(yùn)動(dòng)傳給進(jìn)給箱。主軸箱中等主軸是車(chē)床的關(guān)鍵零件。主軸在軸承上運(yùn)轉(zhuǎn)的平穩(wěn)性直接影響工件的加工質(zhì)量，一旦主軸的旋轉(zhuǎn)精度降低，則機(jī)床的使用價(jià)值就會(huì)降低。進(jìn)給箱：又稱(chēng)走刀箱，進(jìn)給箱中裝有進(jìn)給運(yùn)動(dòng)的變速機(jī)構(gòu)，調(diào)整其變速機(jī)構(gòu)，可得到所需的進(jìn)給量或螺距，通過(guò)光杠或絲杠將運(yùn)動(dòng)傳至刀架以進(jìn)行切削。絲杠與光杠：用以聯(lián)接進(jìn)給箱與溜板箱，并把進(jìn)給箱的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力傳給溜板箱，使溜板箱獲得縱向直線(xiàn)運(yùn)動(dòng)。絲杠是專(zhuān)門(mén)用來(lái)車(chē)削各種螺紋而設(shè)置的，在進(jìn)行工件的其他表面車(chē)削時(shí)，只用光杠，不用絲杠。同學(xué)們要結(jié)合溜板箱的內(nèi)容區(qū)分光杠與絲杠的區(qū)別。溜板箱：是車(chē)床進(jìn)給運(yùn)動(dòng)的操縱箱，內(nèi)裝有將光杠和絲杠的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)變成刀架直線(xiàn)運(yùn)動(dòng)的機(jī)構(gòu)，通過(guò)光杠傳動(dòng)實(shí)現(xiàn)刀架的縱向進(jìn)給運(yùn)動(dòng)、橫向進(jìn)給運(yùn)動(dòng)和快速移動(dòng)，通過(guò)絲杠帶動(dòng)刀架作縱向直線(xiàn)運(yùn)動(dòng)，以便車(chē)削螺紋。河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文21 機(jī)床的規(guī)格和用途CA6140 機(jī)床可進(jìn)行各種車(chē)削工作，并可加工公制、英制、模數(shù)和徑節(jié)螺紋。主軸三支撐均采用滾動(dòng)軸承；進(jìn)給系統(tǒng)用雙軸滑移共用齒輪機(jī)構(gòu)；縱向與橫向進(jìn)給由十字手柄操縱，并附有快速電機(jī)。該機(jī)床剛性好、功率大、操作方便。河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文32 主要技術(shù)參數(shù)工件最大回轉(zhuǎn)直徑：在床面上 400 毫米。在床鞍上 210 毫米。工件最大長(zhǎng)度（四種規(guī)格） 750、1000、1500、2000 毫米主軸孔徑 48 毫米主軸前端孔錐度 400 毫米主軸轉(zhuǎn)速范圍：正傳（24 級(jí)） 10～1400 轉(zhuǎn)/分反傳（12 級(jí)） 14～1580 轉(zhuǎn)/分加工螺紋范圍：公制（44 種） 1～192 毫米英制（20 種） 2～24 牙/英寸模數(shù)（39 種） 0.25～48 毫米徑節(jié)（37 種） 1～96 徑節(jié)進(jìn)給量范圍：細(xì)化 0.028~0.054 毫米/轉(zhuǎn)縱向（64 種) 0.08~1.59 毫米/轉(zhuǎn)加大 1.71~6.33 毫米/轉(zhuǎn)細(xì)化 0.014~0.027 毫米/轉(zhuǎn)橫向（64 種)正常 0.04~0.79 毫米/轉(zhuǎn)加大 0.86~3.16 毫米/轉(zhuǎn)刀架快速移動(dòng)速度：縱向 4 米/分河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文4橫向 4 米/分主電機(jī)：功率 7.5 千瓦轉(zhuǎn)速 1450 轉(zhuǎn)/分快速電機(jī)：功率 370 瓦轉(zhuǎn)速 2600 轉(zhuǎn)/分冷卻泵：功率 90 瓦流量 25 升/分工件最大長(zhǎng)度為 1000 毫米的機(jī)床：外形尺寸（長(zhǎng)×寬×高） 2668×1000×1190 毫米重量約 2000 公斤河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文53 傳動(dòng)方案和傳動(dòng)系統(tǒng)圖的擬定1. 確定極限轉(zhuǎn)速已知主軸最低轉(zhuǎn)速 nmin 為 10mm/s,最高轉(zhuǎn)速 nmax 為 1400mm/s，轉(zhuǎn)速調(diào)整范圍為 Rn=nmax/nmin=142.確定公比選定主軸轉(zhuǎn)速數(shù)列的公比為 φ＝1.123.求出主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù) ZZ=lgRn/lgφ+1= lg14/lg1.12+1=244.確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)或結(jié)構(gòu)式24=2×3×2×25.繪制轉(zhuǎn)速圖（1）選定電動(dòng)機(jī)一般金屬切削機(jī)床的驅(qū)動(dòng)，如無(wú)特殊性能要求，多采用 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。Y 系列電動(dòng)機(jī)高效、節(jié)能、起動(dòng)轉(zhuǎn)矩大、噪聲低、振動(dòng)小、運(yùn)行安全可靠。根據(jù)機(jī)床所需功率選擇 Y160M-4，其同步轉(zhuǎn)速為 1500r/min。（2）分配總降速傳動(dòng)比總降速傳動(dòng)比為 uII=nmin/nd=10/1500≈6.67×10 －3 ,nmin 為主軸最低轉(zhuǎn)速，考慮是否需要增加定比傳動(dòng)副，以使轉(zhuǎn)速數(shù)列符合標(biāo)準(zhǔn)或有利于減少齒輪和及徑向與軸向尺寸，并分擔(dān)總降速傳動(dòng)比。然后，將總降速傳動(dòng)比按“先緩后急”的遞減原則分配給串聯(lián)的各變速組中的最小傳動(dòng)比。（3）確定傳動(dòng)軸的軸數(shù)河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文6圖 3-1: CA6140 傳動(dòng)系統(tǒng)圖傳動(dòng)軸數(shù)＝變速組數(shù)+定比傳動(dòng)副數(shù)+1=6（4）繪制轉(zhuǎn)速圖先按傳動(dòng)軸數(shù)及主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)格距 lgφ 畫(huà)出網(wǎng)格，繪制速度圖上，先分配從電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速到主軸最低轉(zhuǎn)速的總降速比，在串的雙軸傳動(dòng)間畫(huà)上 u(k→k+1)min.再按結(jié)構(gòu)式的級(jí)比分配規(guī)律畫(huà)上各變速河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文7組的傳動(dòng)比射線(xiàn)，從而確定了各傳動(dòng)副的傳動(dòng)比。4 主要設(shè)計(jì)零件的計(jì)算和驗(yàn)算4.1 主軸箱的箱體 主軸箱中有主軸、變速機(jī)構(gòu)，操縱機(jī)構(gòu)和潤(rùn)滑系統(tǒng)等。主軸箱除應(yīng)保證運(yùn)動(dòng)參數(shù)外，還應(yīng)具有較高的傳動(dòng)效率，傳動(dòng)件具有足夠的強(qiáng)度或剛度，噪聲較低，振動(dòng)要小，操作方便，具有良好的工藝性，便于檢修，成本較低，防塵、防漏、外形美觀等。箱體材料以中等強(qiáng)度的灰鑄鐵 HT150 及 HT200 為最廣泛,本設(shè)計(jì)選用材料為 HT20-40.箱體鑄造時(shí)的最小壁厚根據(jù)其外形輪廓尺寸(長(zhǎng)×寬×高),按下表選取. 表 4-1 箱體的長(zhǎng)寬高和壁厚選擇由于箱體軸承孔的影響將使扭轉(zhuǎn)剛度下降 10%-20%，彎曲剛度下降更多，為彌補(bǔ)開(kāi)口削弱的剛度，常用凸臺(tái)和加強(qiáng)筋；并根據(jù)結(jié)構(gòu)需要適當(dāng)增加壁厚。如中型車(chē)床的前支承壁一般取 25mm 左右，后支承壁取22mm 左右，軸承孔處的凸臺(tái)應(yīng)滿(mǎn)足安裝調(diào)整軸承的需求。箱體在主軸箱中起支承和定位的作用。CA6140 主軸箱中共有 15 根軸，軸的定位要靠箱體上安裝空的位置來(lái)保證，因此，箱體上安裝空的位置的確定很重要。本設(shè)計(jì)中各軸安裝孔的位置的確定主要考慮了齒輪長(zhǎng)×寬×高( )3m壁厚(mm)500 × 500 × 300-800 × 500 × 500 10-15> 800 × 800 × 500 12-20河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文8之間的嚙合及相互干涉的問(wèn)題，根據(jù)各對(duì)配合齒輪的中心距及變位系數(shù)，并參考有關(guān)資料，箱體上軸安裝空的位置確定如下：中心距(a)=1/2（d1+d2）+ym （式中 y 是中心距變動(dòng)系數(shù)）中心距Ⅰ-Ⅱ=（56+38）/2×2.25=105.75mm中心距Ⅰ-Ⅶ=（50+34）/2×2.25=94.5mm中心距Ⅱ-Ⅶ=（30+34）/2×2.25=72mm中心距Ⅱ-Ⅲ=（39+41）/2×2.25=90mm中心距Ⅲ-Ⅳ=（50+50）/2×2.5=125mm中心距Ⅴ-Ⅷ=（44+44）/2×2=88mm中心距Ⅴ-Ⅵ=（26+58）/2×4=168mm中心距Ⅷ-Ⅸ=（58+26）/2×2=84mm中心距Ⅸ-Ⅵ=（58+58）/2×2=116mm中心距Ⅸ-Ⅹ=（33+33）/2×2=66mm中心距Ⅸ-Ⅺ=（25+33）/2×2=58mm綜合考慮其它因素后，將箱體上各軸安裝空的位置確定如下圖圖 4-1 所示：河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文9圖 4-1 箱體上各軸的安裝空的位置圖上圖中 XIV、XV 軸的位置沒(méi)有表達(dá)清楚具體位置參見(jiàn)零件圖。箱體在床身上的安裝方式，機(jī)床類(lèi)型不同，其主軸變速箱的定位安裝方式亦不同。有固定式、移動(dòng)式兩種。車(chē)床主軸箱為固定式變速箱，用箱體底部平面與底部突起的兩個(gè)小垂直面定位，用螺釘和壓板固定。本主軸箱箱體為一體式鑄造成型，留有安裝結(jié)構(gòu)，并對(duì)箱體的底部為安裝進(jìn)行了相應(yīng)的調(diào)整。箱體的顏色根據(jù)機(jī)床的總體設(shè)計(jì)確定，并考慮機(jī)床實(shí)際使用地區(qū)人們心理上對(duì)顏色的喜好及風(fēng)俗。箱體中預(yù)留了潤(rùn)滑油路的安裝空間和安裝螺紋孔及油溝，具體表達(dá)見(jiàn)箱體零件圖。河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文104.2 傳動(dòng)系統(tǒng)的 I 軸及軸上零件設(shè)計(jì) 4.2.1 普通 V 帶傳動(dòng)的計(jì)算普通 V 帶的選擇應(yīng)保證帶傳動(dòng)不打滑的前提下能傳遞最大功率，同時(shí)要有足夠的疲勞強(qiáng)度，以滿(mǎn)足一定的使用壽命。設(shè)計(jì)功率 (4-1)pkad??——工況系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》（任殿閣，張佩勤 AK主編）表 2-5，取 1.1；故 1.2.dPkW??小帶輪基準(zhǔn)直徑 為 130mm；1帶速 ； (4-2)v ??1/(60)9.86/dnmsv???大帶輪基準(zhǔn)直徑 為 230 mm；2初選中心距 ＝1000mm , 由機(jī)床總體布局確定。 過(guò)小，增加帶彎0a0a0a曲次數(shù)； 過(guò)大，易引起振動(dòng)。帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度 (4-3)210120()2()7.54dddnLama????查《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》（任殿閣，張佩勤 主編）表 2-7，取 ＝2800mm;0dL帶撓曲次數(shù) ＝1000mv/ =7.04 40 ；?0d?1s?實(shí)際中心距 (4-4)2aAB??(4-5)12()8.74ddL???(4-6)21508d河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文11故 2108.7.1503am???小帶輪包角 (4-7)1211sin4.9d????? ??單根 V 帶的基本額定功率 ,查《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》（任殿閣，張佩勤 主1P編）表 2-8，取 2.28kW；單根 V 帶的基本額定功率增量(4-8)1()buPKn???——彎曲影響系數(shù)，查表 2-9，取b 31.0??——傳動(dòng)比系數(shù)，查表 2-10，取 1.12u故 ；10.6P??帶的根數(shù) (4-9)1()dLzK??——包角修正系數(shù)，查表 2-11，取 0.93；?——帶長(zhǎng)修正系數(shù)，查表 2-12，取 1.01；L故 12.3.89(.806)91.0z????圓整 z 取 4；單根帶初拉力(4-10) 20.5(1)daPFqvvzK????q——帶每米長(zhǎng)質(zhì)量，查表 2-13，取 0.10；河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文12故 ＝58.23N0F帶對(duì)軸壓力 (4-11)10 154.092sin258.3sin3.82Qz N?????4.2.2 多片式摩擦離合器的計(jì)算設(shè)計(jì)多片式摩擦離合器時(shí)，首先根據(jù)機(jī)床結(jié)構(gòu)確定離合器的尺寸，如為軸裝式時(shí)，外摩擦片的內(nèi)徑 d 應(yīng)比花鍵軸大 2～6mm，內(nèi)摩擦片的外徑 D 的確定，直接影響離合器的徑向和軸向尺寸，甚至影響主軸箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)布局，故應(yīng)合理選擇。摩擦片對(duì)數(shù)可按下式計(jì)算Z≥2MnK/ f b[p] (4-12)?20D式中， Mn——摩擦離合器所傳遞的扭矩（N·mm）；Mn＝955× η/ ＝955× ×11×0.98/800＝1.28× （410dNjn410510N·mm）;Nd——電動(dòng)機(jī)的額定功率（kW）；——安裝離合器的傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）；jnη——從電動(dòng)機(jī)到離合器軸的傳動(dòng)效率；K——安全系數(shù)，一般取 1.3～1.5；f——摩擦片間的摩擦系數(shù)，由于磨擦片為淬火鋼，查《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表 2-15，取 f=0.08；——摩擦片的平均直徑（mm ）;0D=（D+d）/2＝67mm;b——內(nèi)外摩擦片的接觸寬度（mm）；河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文13b=（D-d）/2=23mm；——摩擦片的許用壓強(qiáng)（N/ ）；??p2m＝ ＝1.1×1.00×1.00×0.76＝0.836 (4-13) 0t????vKmz——基本許用壓強(qiáng)（ MPa），查《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表t2-15，取 1.1；——速度修正系數(shù)vK＝ n/6× =2.5（m/s ）p?02D41根據(jù)平均圓周速度 查《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表 2-16，取 1.00；pv——接合次數(shù)修正系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表 2-17，mK取 1.00；——摩擦結(jié)合面數(shù)修正系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表 2-z18，取 0.76。所以 Z≥2MnK/ f b[p]?20D＝2×1.28× ×1.4/（3.14×0.08× ×23×0.836＝11 510267(4-14) 臥式車(chē)床反向離合器所傳遞的扭矩按空載功率損耗 確定，一般取kP＝0.4 ＝0.4×11＝4.4 kPdN最后確定摩擦離合器的軸向壓緊力 Q，可按下式計(jì)算：Q= b (N)＝3.57× 0tp?????2DvK510式中各符號(hào)意義同前述。摩擦片的厚度一般取 1、1.5、1.75、2（mm），內(nèi)外層分離時(shí)的最大間河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文14隙為 0.2～0.4（mm）,摩擦片的材料應(yīng)具有較高的耐磨性、摩擦系數(shù)大、耐高溫、抗膠合性好等特點(diǎn)，常用 10 或 15 鋼，表面滲碳0.3～0.5（mm） 4.2.3 齒輪的驗(yàn)算驗(yàn)算齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)最小的齒輪，進(jìn)行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力驗(yàn)算。一般對(duì)高速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力，對(duì)低速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。對(duì)硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為≤[ ] (4-15)??123j2081SjuKNZmBn???????j?彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式為(4-16)??5123w208()SwjMPaYn?式中， N-齒輪傳遞功率（KW），N= ；dN??(4-17)160TOKmC?T-齒輪在機(jī)床工作期限（ ）內(nèi)的總工作時(shí)間（h），對(duì)于中型機(jī)ST床的齒輪取 =15000~20000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時(shí)間可近似S地認(rèn)為 T= /P，P 為變速組的傳動(dòng)副數(shù)； T-齒輪的最低轉(zhuǎn)速（ r/min）;1n-基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)；查表 3-1（以下均參見(jiàn)《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》OC）河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文15m—疲勞曲線(xiàn)指數(shù)，查表 3-1；—速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表 3-2；nK—功率利用系數(shù)，查表 3-3；N—材料強(qiáng)化系數(shù)，查表 3-4；Q—的極限值 ， 見(jiàn)表 3-5，當(dāng) ≥ 時(shí)，則SKmaxSinSKSKmax取 = ；當(dāng) ＜ 時(shí)，取 = ；axi in—工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運(yùn)動(dòng)，取 =1.2~1.6；1 1—?jiǎng)虞d荷系數(shù)，查表 3-6；2K—齒向載荷分布系數(shù)，查表 3-9；3Y—標(biāo)準(zhǔn)齒輪齒形系數(shù)，查表 3-8；[ ]—許用接觸應(yīng)力（ MPa）,查表 3-9；j?[ ]—許用彎曲應(yīng)力（ MPa），查表 3-9。w如果驗(yàn)算結(jié)果 或 不合格時(shí)，可以改變初算時(shí)選定的材料或熱jw處理方法，如仍不滿(mǎn)足時(shí)，就得采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施。I 軸上的齒輪采用整淬的方式進(jìn)行熱處理傳至 I 軸時(shí)的最大轉(zhuǎn)速為：13082/mindnr??.9.51??????N= dN河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文16820/minjnr?3在離合器兩齒輪中齒數(shù)最少的齒輪為 50×2.25，且齒寬為 B=12mmu=1.05=j?≤32081(.051).23.04725.6108.55. 8MP???AA[ ]=1250MP 符合強(qiáng)度要求。j?驗(yàn)算 56×2.25 的齒輪如下圖 4-2 所示：= ≤j32081(.051).2043.756291056. 8P???AA[ ]=1250MP 符合強(qiáng)度要求j?圖 4-2 56×2.25 的齒輪的剖面圖河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文174.2.4 傳動(dòng)軸的驗(yàn)算對(duì)于傳動(dòng)軸，除重載軸外，一般無(wú)須進(jìn)行強(qiáng)度校核，只進(jìn)行剛度驗(yàn)算。軸的抗彎斷面慣性矩（ ）4m花鍵軸 424()()6dbNDdI?????A4 2432.8(3.83.7.10m????式中， d—花鍵軸的小徑（mm）；i—花軸的大徑（mm）；b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數(shù)；傳動(dòng)軸上彎曲載荷的計(jì)算，一般由危險(xiǎn)斷面上的最大扭矩求得：=4j9510(m)nM??A扭 44.62.58N?式中， N—該軸傳遞的最大功率（kw）;—該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）。jn傳動(dòng)軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文18(4-18)4326.5102.NDtMP????扭式中， D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力 ：r()/cos()rtPgN?????A式中， α—為齒輪的嚙合角，α＝20o；ρ—齒面摩擦角， ；5.72??β—齒輪的螺旋角；β＝0故 N3.51.0rtP???花鍵軸鍵側(cè)擠壓應(yīng)力的驗(yàn)算花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為：(4-19)max28,()()njy jyMPaDdlNK?????????式中， —花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（ ）；axn NmAD、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm）；L—花鍵工作長(zhǎng)度；N—花鍵鍵數(shù)；K—載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.7～0.8；4286.5103.620()(3)7jy jyMPaPa????????????故此花鍵軸校核合格河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文194.2.5 軸承疲勞強(qiáng)度校核機(jī)床傳動(dòng)軸用滾動(dòng)軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應(yīng)進(jìn)行疲勞驗(yàn)算。其額定壽命 的hLjhjFNnnj50()[]()CfKlP[]() Lh T105nhFfLTl????或 按 計(jì) 算 負(fù) 荷 的 計(jì) 算 公 式 進(jìn) 行 計(jì) 算 ：式 中 —額 定 壽 命 （ ;計(jì) 算 動(dòng) 載 荷工 作 期 限 （ ),對(duì) 一 般 機(jī) 床 取 —小 時(shí) 。C—滾動(dòng)軸承的額定負(fù)載（N）,根據(jù)《軸承手冊(cè)》或《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》查取，單位用（kgf）應(yīng)換算成（N）；—速度系數(shù)， 為滾動(dòng)軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/mm） nf 103nif??i—壽命系數(shù)， nf 50nnLf等 于 軸 承 的 工 作 期 限 ；—壽命系數(shù)，對(duì)球軸承 =3，對(duì)滾子軸承 = ；???103工作情況系數(shù)，對(duì)輕度沖擊和振動(dòng)的機(jī)床（車(chē)床、銑床、鉆床、Ff河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文20磨床等多數(shù)機(jī)床）， ；1.~3Ff?—功率利用系數(shù)，查表 3—3；NK—速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表 3—2；n—齒輪輪換工作系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》；lP—當(dāng)量動(dòng)載荷，按《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》。124863[]nLhT??0故軸承校核合格395[]n4.3 傳動(dòng)系統(tǒng)的Ⅱ軸及軸上零件設(shè)計(jì)4.3.1 齒輪的驗(yàn)算驗(yàn)算齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)最小的齒輪，進(jìn)行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力驗(yàn)算。一般對(duì)高速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力，對(duì)低速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。對(duì)硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為≤[ ] (4-20) ??123j2081SjuKNZmBn???????j?彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式(4-21)??5123w208()SwjMPaYn?式中， N-齒輪傳遞功率（KW），N= ??dN河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文21-電動(dòng)機(jī)額定功率（ KW）；dN-從電動(dòng)機(jī)到所計(jì)算的齒輪的機(jī)械效率；?-齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）;jnm-初算的齒輪模數(shù)（mm）;B-齒寬（mm）Z-小齒輪齒數(shù)；u-大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，u≥1，“+”號(hào)用于外嚙合，“-”號(hào)用于內(nèi)嚙合；-壽命系數(shù)：SKTnNQ?-工作期限系數(shù)： 160TOKmC?T-齒輪在機(jī)床工作期限（ ）內(nèi)的總工作時(shí)間（h），對(duì)于中型機(jī)ST床的齒輪取 =15000~20000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時(shí)間可近似S地認(rèn)為 T= /P，P 為變速組的傳動(dòng)副數(shù)； T-齒輪的最低轉(zhuǎn)速（ r/min）;1n-基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)；查表 3-1（以下均參見(jiàn) 《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》OC）m—疲勞曲線(xiàn)指數(shù)，查表 3-1；—速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表 3-2；nK河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文22—功率利用系數(shù)，查表 3-3；NK—材料強(qiáng)化系數(shù)，查表 3-4；Q—的極限值 ， 見(jiàn)表 3-5，當(dāng) ≥ 時(shí)，SmaxSinSKSKmax則取 = ；當(dāng) ＜ 時(shí)，取 = ；Ki in—工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運(yùn)動(dòng)，取 =1.21.6；1 1—?jiǎng)虞d荷系數(shù)，查表 3-6；2—齒向載荷分布系數(shù)，查表 3-9；3KY—標(biāo)準(zhǔn)齒輪齒形系數(shù)，查表 3-8；[ ]—許用接觸應(yīng)力（MPa）,查表 3-9；j?[ ]—許用彎曲應(yīng)力（MPa），查表 3-9。w如果驗(yàn)算結(jié)果 或 不合格時(shí)，可以改變初算時(shí)選定的材料或熱jw處理方法，如仍不滿(mǎn)足時(shí)，就得采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施。Ⅱ軸上的雙聯(lián)滑移齒輪采用整淬的方式進(jìn)行熱處理傳至Ⅱ軸時(shí)的最大轉(zhuǎn)速為： 13056427.8/minnr???36.90.928?m=2.25N= =5.77kwdN?1207.8/minjnr?3河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文23在雙聯(lián)滑移齒輪中齒數(shù)最少的齒輪為 38×2.25，且齒寬為 B=14mmu=1.05=j?32081(.051).23.04725.19.82. 8MP???AA≤[ ]=1250MP 故雙聯(lián)滑移齒輪符合標(biāo)準(zhǔn)j驗(yàn)算 39×2.25 的齒輪：39×2.25 齒輪采用整淬 1207.8/minjnr?3756.90.61???N= =5.71kw B=14mm u=1 dN?= ≤[j?32081().243.751027.949.5108MP???AA]=1250MP 故此齒輪合格j驗(yàn)算 22×2.25 的齒輪：22×2.25 齒輪采用整淬 1207.8/minjnr?372569.0.90.684????N= =5.1kw B=14mm u=4dN?= ≤[ ]j?32081()1.243.75192.4.508MP???AAj?=1250MP 故此齒輪合格驗(yàn)算 30×2.25 齒輪：河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文2430×2.25 齒輪采用整淬 1207.8/minjnr?3756.90.68???N= =5.1kw B=14mm u=1dN?= ≤[ ]=j?32081()1.243.751.24.508MP???AAj?1250MP 故此齒輪合格4.3.2 傳動(dòng)軸的驗(yàn)算對(duì)于傳動(dòng)軸，除重載軸外，一般無(wú)須進(jìn)行強(qiáng)度校核，只進(jìn)行剛度驗(yàn)算。軸的抗彎斷面慣性矩（ ）4m花鍵軸 = 424()()6dbNDdI m?????A4 24328(3)6.5310???式中， d—花鍵軸的小徑（mm）；i—花軸的大徑（mm）；b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數(shù)；傳動(dòng)軸上彎曲載荷的計(jì)算，一般由危險(xiǎn)斷面上的最大扭矩求得：=4j9510(m)nM??A扭 44.2.51086N??式中， N—該軸傳遞的最大功率（kw）;河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文25—該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）。jn傳動(dòng)軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力 ：tP432.510N.81NDtM????扭 （ ）式中， D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力 ：rP()/cos()902rtgN??????A式中， α—為齒輪的嚙合角；ρ—齒面摩擦角；β—齒輪的螺旋角；=27.86mm (4-22)22()0.1[MTdm?????符合校驗(yàn)條件花鍵軸鍵側(cè)擠壓應(yīng)力的驗(yàn)算花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為：(4-23)max28,()()njy jyMPaDdlNK?????????式中， —花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（ ）axn NmAD、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm）；L—花鍵工作長(zhǎng)度；N—花鍵鍵數(shù)；K—載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.7～0.8；河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文26故此428.5102.20()(36)7jy jyMPaPa????????????A花鍵軸校核合格4.3.3 軸組件的剛度驗(yàn)算兩支撐主軸組件的合理跨距主軸組件的跨距對(duì)其剛度的影響很大，在繪制主軸組件的結(jié)構(gòu)草圖后，可以對(duì)合理跨距 L。進(jìn)行計(jì)算，以便修改草圖，當(dāng)跨距遠(yuǎn)大于 L。時(shí)，應(yīng)考慮采用三支撐結(jié)構(gòu)。《機(jī)床設(shè)計(jì)》的教科書(shū)中的主軸組件柔度方程系在主軸端部 C 點(diǎn)家在時(shí)主軸和軸承兩相柔度的迭加，其極值方程為：(4-24)3610oBOBAEIlCL?????????式中， L—合理跨距；C—主軸懸伸梁；﹑ —后﹑前支撐軸承剛度AB該一元三次方程求解可得為一實(shí)根： 3321()()1BOABAOEILmCLC????并 且機(jī)床傳動(dòng)軸用滾動(dòng)軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應(yīng)進(jìn)行疲勞驗(yàn)算。其額定壽命 的計(jì)算公式為：hL河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文27jhjFNnnj50()[]()CfKlP[]() Lh T105nhFfLThl????或 按 計(jì) 算 負(fù) 荷 的 計(jì) 算 公 式 進(jìn) 行 計(jì) 算 ：式 中 —額 定 壽 命 （ ;計(jì) 算 動(dòng) 載 荷工 作 期 限 （ ),對(duì) 一 般 機(jī) 床 取 —小 時(shí) 。C—滾動(dòng)軸承的額定負(fù)載（N）,根據(jù)《軸承手冊(cè)》或《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》查取，單位用（kgf）應(yīng)換算成（N）；—速度系數(shù)， 為滾動(dòng)軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/mm） nf 103nif??i—壽命系數(shù)， nf 50nnLf等 于 軸 承 的 工 作 期 限 ；—壽命系數(shù)，對(duì)球軸承 =3，對(duì)滾子軸承 = ；???103工作情況系數(shù)，對(duì)輕度沖擊和振動(dòng)的機(jī)床（車(chē)床、銑床、鉆床、Ff磨床等多數(shù)機(jī)床）， ；1.~3Ff?—功率利用系數(shù)，查表 3—3；NK—速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表 3—2；n—齒輪輪換工作系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》；lP—當(dāng)量動(dòng)載荷，按《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》。(4-25)124863[]nLhT??(4-26)0河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文28(4-27)319852[]nLhT??4.4 傳動(dòng)系統(tǒng)的Ⅲ軸及軸上零件設(shè)計(jì)4.4.1 齒輪的驗(yàn)算驗(yàn)算齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)最小的齒輪，進(jìn)行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力驗(yàn)算。一般對(duì)高速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力，對(duì)低速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。對(duì)硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為（MPa）≤[ ]??123j2081SjuKNZmBn??????? j?彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式為??5123w208()SwjMPaYn?式中， N-齒輪傳遞功率（KW），N= ??dN-電動(dòng)機(jī)額定功率（ KW）；dN-從電動(dòng)機(jī)到所計(jì)算的齒輪的機(jī)械效率；?-齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）;jnm-初算的齒輪模數(shù)（mm）;B-齒寬（mm）Z-小齒輪齒數(shù)；u-大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，u≥1，“+”號(hào)用于外嚙合，河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文29“-”號(hào)用于內(nèi)嚙合；-壽命系數(shù)：SKTnNQ?-工作期限系數(shù)：(4-28)160TOKmC?T-齒輪在機(jī)床工作期限（ ）內(nèi)的總工作時(shí)間（h），對(duì)于中型機(jī)ST床的齒輪取 =15000~20000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時(shí)間可近似S地認(rèn)為 T= /P， P 為變速組的傳動(dòng)副數(shù)； S-齒輪的最低轉(zhuǎn)速（ r/min）;1n-基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)；查表 3-1（以下均參見(jiàn) 《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》OC）m—疲勞曲線(xiàn)指數(shù)，查表 3-1；—速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表 3-2；nK—功率利用系數(shù)，查表 3-3；N—材料強(qiáng)化系數(shù)，查表 3-4；Q—的極限值 ， 見(jiàn)表 3-5，當(dāng) ≥ 時(shí)，SKmaxSinSKSKmax則取 = ；當(dāng) ＜ 時(shí)，取 = ；i in—工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運(yùn)動(dòng)，取 =1.2~1.6；1 1—?jiǎng)虞d荷系數(shù)，查表 3-6；2K河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文30—齒向載荷分布系數(shù)，查表 3-9；3KY—標(biāo)準(zhǔn)齒輪齒形系數(shù)，查表 3-8；[ ]—許用接觸應(yīng)力（MPa）,查表 3-9；j?[ ]—許用彎曲應(yīng)力（MPa），查表 3-9。w如果驗(yàn)算結(jié)果 或 不合格時(shí)，可以改變初算時(shí)選定的材料或熱jw處理方法，如仍不滿(mǎn)足時(shí)，就得采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施。三軸上的三聯(lián)滑移齒輪采用整淬的方式進(jìn)行熱處理傳至三軸時(shí)的最大轉(zhuǎn)速為： 1305694148.6/min2nr???3 7.0238?N= =5.42kw14.6/injnr?3在三聯(lián)滑移齒輪中齒數(shù)最少的齒輪為 41×2.25，且齒寬為 B=12mmu=1.05j?=32081(.051).23.04725.1894. 86MP???AA≤[j]=1250MP 故三聯(lián)滑移齒輪符合標(biāo)準(zhǔn)驗(yàn)算 50×2.5 的齒輪：50×2.5 齒輪采用整淬 148.6/minjnr?372059.0.90.682????河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文31N= dN??=5.1kw B=15mm u=1 (4-29)j?=32081()1.2043.751905.86MP???AA≤[ j?]=1250MP 故此齒輪合格驗(yàn)算 63×3 的齒輪：63×3 齒輪采用整淬 148.6/minjnr?372059.0.90.682????N= dN?=5.1kw B=10mm u=4j?=3081(4)1.243.75186086MP???AA≤[ j?]=1250MP 故此齒輪合格驗(yàn)算 44×2 齒輪，如下圖 4-3 所示：44×2 齒輪采用整淬 148.6/minjnr?372059.0.90.682????N= dN?=5.1kw B=10mm u=1j?=3081()1.243.751294286MP???AA≤[j]=1250MP 故此齒輪合格河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文32圖 4-3 44×2 齒輪的剖面圖4.4.2 傳動(dòng)軸的驗(yàn)算對(duì)于傳動(dòng)軸，除重載軸外，一般無(wú)須進(jìn)行強(qiáng)度校核，只進(jìn)行剛度驗(yàn)算。軸的抗彎斷面慣性矩（ 4m）花鍵軸 24()()6dbNDdI m?????A=4 243268(3)().5310???式中， d—花鍵軸的小徑（mm）；i—花軸的大徑（mm）；b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數(shù)；河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文33傳動(dòng)軸上彎曲載荷的計(jì)算，一般由危險(xiǎn)斷面上的最大扭矩求得： 4jN9510(m)nM??A扭=44.2.51086??式中， N—該軸傳遞的最大功率（kw）;jn—該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）。傳動(dòng)軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力 tP： 432.510N.81NDtM????扭 （ ）式中， D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力 rP： ()/cos()902rtgN??????A(4-30)式中 ， α—為齒輪的嚙合角；ρ—齒面摩擦角；β—齒輪的螺旋角； 22()0.1[MTdm?????=27.86mm符合校驗(yàn)條件花鍵軸鍵側(cè)擠壓應(yīng)力的驗(yàn)算花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為： max28,()()njy jyMPaDdlNK?????????式中， axnM—花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（ NmA）；河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文34D、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm）；L—花鍵工作長(zhǎng)度；N—花鍵鍵數(shù)；K—載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.7～0.8； 428.5102.20()(36)7jy jyMPaPa????????????A故此三軸花鍵軸校核合格4.4.3 軸組件的剛度驗(yàn)算兩支撐主軸組件的合理跨距主軸組件的跨距對(duì)其剛度的影響很大，在繪制主軸組件的結(jié)構(gòu)草圖后，可以對(duì)合理跨距 L。進(jìn)行計(jì)算，以便修改草圖，當(dāng)跨距遠(yuǎn)大于 L。時(shí)，應(yīng)考慮采用三支撐結(jié)構(gòu)?！稒C(jī)床設(shè)計(jì)》的教科書(shū)中的主軸組件柔度方程系在主軸端部 C 點(diǎn)家在時(shí)主軸和軸承兩相柔度的迭加，其極值方程為： 3610oBOBAEIlL?????????式中, L?！侠砜缇?；C —主軸懸伸梁；A﹑ B—后 ﹑前支撐軸承剛度該一元三次方程求解可得為一實(shí)根：河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文353321()()1BOABAOCEILmLC????并 且機(jī)床傳動(dòng)軸用滾動(dòng)軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應(yīng)進(jìn)行疲勞驗(yàn)算。其額定壽命 hL的計(jì)算公式為：jhjFNnnj50()[]()CfKlP[]() Lh T105nhFfLTl????或 按 計(jì) 算 負(fù) 荷 的 計(jì) 算 公 式 進(jìn) 行 計(jì) 算 ：式 中 —額 定 壽 命 （ ;計(jì) 算 動(dòng) 載 荷工 作 期 限 （ ),對(duì) 一 般 機(jī) 床 取 —小 時(shí) 。C—滾動(dòng)軸承的額定負(fù)載（N）,根據(jù)《軸承手冊(cè)》或《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》查取，單位用（kgf）應(yīng)換算成（N）；nf—速度系數(shù)， 103nif?? i為滾動(dòng)軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/mm） nf—壽命系數(shù)， 50nnLf 等 于 軸 承 的 工 作 期 限 ；?—壽命系數(shù)，對(duì)球軸承 ?=3，對(duì)滾子軸承 ?=103；Ff工作情況系數(shù)，對(duì)輕度沖擊和振動(dòng)的機(jī)床（車(chē)床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機(jī)床）， 1.~3Ff?；河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文36NK—功率利用系數(shù)，查表 3—3；n—速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表 3—2；l—齒輪輪換工作系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》；P—當(dāng)量動(dòng)載荷，按《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》。 124863[]nLhT??0395[]n故軸承校核合格4.4 傳動(dòng)系統(tǒng)的Ⅳ軸及軸上零件設(shè)計(jì)4.4.1 齒輪的驗(yàn)算驗(yàn)算齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)最小的齒輪，進(jìn)行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力驗(yàn)算。一般對(duì)高速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力，對(duì)低速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。對(duì)硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 ??123j2081SjuKNZmBn???????（MPa）≤[ j?] 彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 ??5123w208()SwjMPaYn?式中， N-齒輪傳遞功率（KW），N= dN??；dN-電動(dòng)機(jī)額定功率（KW）；河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文37?-從電動(dòng)機(jī)到所計(jì)算的齒輪的機(jī)械效率；jn-齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）;m-初算的齒輪模數(shù)（mm）;B-齒寬（mm）Z-小齒輪齒數(shù)；u-大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，u≥1，“+”號(hào)用于外嚙合，“-”號(hào)用于內(nèi)嚙合；SK-壽命系數(shù)： TnNQ?-工作期限系數(shù)： 160TOKmC?T-齒輪在機(jī)床工作期限（ ST）內(nèi)的總工作時(shí)間（h），對(duì)于中型機(jī)床的齒輪取 S=15000~20000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時(shí)間可近似地認(rèn)為 T=T/P，P 為變速組的傳動(dòng)副數(shù)； 1n-齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min ）;OC-基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)；查表 3-1（以下均參見(jiàn)《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》）m—疲勞曲線(xiàn)指數(shù)，查表 3-1；nK—速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表 3-2；N—功率利用系數(shù)，查表 3-3；Q—材料強(qiáng)化系數(shù)，查表 3-4；河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文38SK—的極限值 maxS， inSK見(jiàn)表 3-5，當(dāng) SK≥ max時(shí)，則取 SK=max；當(dāng) ＜ i時(shí)，取 = minS；1—工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運(yùn)動(dòng)，取 1=1.2~1.6；2K—?jiǎng)虞d荷系數(shù)，查表 3-6；3—齒向載荷分布系數(shù)，查表 3-9；Y—標(biāo)準(zhǔn)齒輪齒形系數(shù)，查表 3-8；[ j?]—許用接觸應(yīng)力（MPa）,查表 3-9；[ w]—許用彎曲應(yīng)力（ MPa），查表 3-9。如果驗(yàn)算結(jié)果 j或 w?不合格時(shí)，可以改變初算時(shí)選定的材料或熱處理方法，如仍不滿(mǎn)足時(shí)，就得采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施。Ⅸ軸上的直齒齒輪采用整淬的方式進(jìn)行熱處理傳至Ⅸ軸時(shí)的最大轉(zhuǎn)速為： 13052026584 140/min8n r????3 7.9.232??N= dNA=5.42kw140/minjnr?3齒輪的模數(shù)與齒數(shù)為 33×2，且齒寬為 B=20mmu=1.05j?=河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文3932081(.051).23.04725.101MP?????≤[j?]=1250MP 故齒輪符合標(biāo)準(zhǔn)驗(yàn)算 58×2 的齒輪，如下圖 4-4 所示：58×2 齒輪采用整淬 140/minjnr?3 725202658.90.90.688?????N= dN=5.1kw B=20mm u=1 j?=3201()1.2.43725.13580MP????≤[j]=1250MP 故此齒輪合格河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文40圖 4-4 58×2 的齒輪的剖面圖4.4.2 傳動(dòng)軸的驗(yàn)算對(duì)于傳動(dòng)軸，除重載軸外，一般無(wú)須進(jìn)行強(qiáng)度校核，只進(jìn)行剛度驗(yàn)算。軸的抗彎斷面慣性矩（ 4m）花鍵軸424()()6dbNDdI?????A=4 242(363.710m???A式中， d—花鍵軸的小徑（mm）；D—花軸的大徑（mm）；b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數(shù)；傳動(dòng)軸上彎曲載荷的計(jì)算，一般由危險(xiǎn)斷面上的最大扭矩求得： 4jN9510(m)nM??A扭=河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文41465.2910.180Nm???A式中， N—該軸傳遞的最大功率（kw）;jn—該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）。傳動(dòng)軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力 tP： 6525.180N2.31NDtM????扭 （ ）式中， D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力 rP： ()/cos()103rtgN??????A式中， α—為齒輪的嚙合角；ρ—齒面摩擦角；β—齒輪的螺旋角； 22()0.1[MTdm?????=22.32mm 符合校驗(yàn)條件花鍵軸鍵側(cè)擠壓應(yīng)力的驗(yàn)算花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為： max28,()()njy jyMPaDdlNK?????????式中， axnM—花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（ NmA）；D、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm）；L—花鍵工作長(zhǎng)度；N—花鍵鍵數(shù)；河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文42K—載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.7～0.8； 6285.1014.20()(3).7jy jyMPaPa????????????故此花鍵軸校核合格4.4.3 軸組件的剛度驗(yàn)算兩支撐主軸組件的合理跨距主軸組件的跨距對(duì)其剛度的影響很大，在繪制主軸組件的結(jié)構(gòu)草圖后，可以對(duì)合理跨距 L。進(jìn)行計(jì)算，以便修改草圖，當(dāng)跨距遠(yuǎn)大于 L。時(shí)，應(yīng)考慮采用三支撐結(jié)構(gòu)?！稒C(jī)床設(shè)計(jì)》的教科書(shū)中的主軸組件柔度方程系在主軸端部 C 點(diǎn)家在時(shí)主軸和軸承兩相柔度的迭加，其極值方程為： 3610oBOBAEIlL?????????式中， L。—合理跨距；C —主軸懸伸梁；A﹑ B—后 ﹑前支撐軸承剛度該一元三次方程求解可得為一實(shí)根：3321()()1BOABAOCEILmLC????并 且機(jī)床傳動(dòng)軸用滾動(dòng)軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應(yīng)進(jìn)行疲勞河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文43驗(yàn)算。如下圖 4-5 所示，其額定壽命 hL的計(jì)算公式為：jhjFNnnj50()[]()CfKlP[]() Lh T105nhFfLTl????或 按 計(jì) 算 負(fù) 荷 的 計(jì) 算 公 式 進(jìn) 行 計(jì) 算 ：式 中 —額 定 壽 命 （ ;計(jì) 算 動(dòng) 載 荷工 作 期 限 （ ),對(duì) 一 般 機(jī) 床 取 —小 時(shí) 。C—滾動(dòng)軸承的額定負(fù)載（N）,根據(jù)《軸承手冊(cè)》或《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》查取，單位用（kgf）應(yīng)換算成（N）；nf—速度系數(shù)， 103nif?? i為滾動(dòng)軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/mm） nf—壽命系數(shù)， 50nnLf 等 于 軸 承 的 工 作 期 限 ；?—壽命系數(shù)，對(duì)球軸承 ?=3，對(duì)滾子軸承 ?=103；Ff工作情況系數(shù)，對(duì)輕度沖擊和振動(dòng)的機(jī)床（車(chē)床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機(jī)床）， 1.~3Ff?；NK—功率利用系數(shù)，查表 3—3；n—速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表 3—2；l—齒輪輪換工作系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》；P—當(dāng)量動(dòng)載荷，按《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》。 1265[]nLhT??河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文4423105[]nLhT??876故軸承校核合格圖 4-5 機(jī)床主軸組件的剖面圖河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文454.5 傳動(dòng)系統(tǒng)的Ⅴ軸及軸上零件設(shè)計(jì)4.5.1 齒輪的驗(yàn)算驗(yàn)算齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)最小的齒輪，進(jìn)行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力驗(yàn)算。一般對(duì)高速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力，對(duì)低速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。對(duì)硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 ??123j2081SjuKNZmBn????????（MPa）≤[ j?]彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 ??5123w208()SwjMPaYn??式中， N-齒輪傳遞功率（KW），N= dN??；dN-電動(dòng)機(jī)額定功率（KW）；?-從電動(dòng)機(jī)到所計(jì)算的齒輪的機(jī)械效率；jn-齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）;m-初算的齒輪模數(shù)（mm）;B-齒寬（mm）Z-小齒輪齒數(shù)；u-大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，u≥1，“+”號(hào)用于外嚙合，“-”號(hào)用于內(nèi)嚙合；SK-壽命系數(shù)： TnNQ?河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文46TK-工作期限系數(shù)：160OnmC?T-齒輪在機(jī)床工作期限（ ST）內(nèi)的總工作時(shí)間（h），對(duì)于中型機(jī)床的齒輪取 ST=15000~20000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時(shí)間可近似地認(rèn)為 T= /P，P 為變速組的傳動(dòng)副數(shù)； 1n-齒輪的最低轉(zhuǎn)速（ r/min）;OC-基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)；查表 3-1（以下均參見(jiàn)《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》）m—疲勞曲線(xiàn)指數(shù)，查表 3-1；nK—速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表 3-2；N—功率利用系數(shù)，查表 3-3；Q—材料強(qiáng)化系數(shù)，查表 3-4；SK—的極限值 maxS， inSK見(jiàn)表 3-5，當(dāng) SK≥ max時(shí)，則取 = ；當(dāng) ＜ i時(shí)，取 = in；1—工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運(yùn)動(dòng)，取 1=1.2~1.6；2K—?jiǎng)虞d荷系數(shù)，查表 3-6；3—齒向載荷分布系數(shù)，查表 3-9；Y—標(biāo)準(zhǔn)齒輪齒形系數(shù)，查表 3-8；[ j?]—許用接觸應(yīng)力（MPa）,查表 3-9；河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文47[ w?]—許用彎曲應(yīng)力（MPa），查表 3-9。如果驗(yàn)算結(jié)果 j或 w不合格時(shí)，可以改變初算時(shí)選定的材料或熱處理方法，如仍不滿(mǎn)足時(shí)，就得采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施。軸上的斜齒輪采用調(diào)質(zhì)處理的方式進(jìn)行熱處理傳至五軸時(shí)的最大轉(zhuǎn)速為： 130569051448.6/min284n r????3 9.0723?N= dN?=5.42kw148.6/minjnr?3圖 4-6 斜齒輪 26×4 的泡面圖斜齒輪為 26×4，且齒寬為 B=35mm 如上圖 4-6 所示:u=1.05河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文48j?= 32081(.051).23.04721.53406486MP???AA≤[j?]=1560MP 故斜齒輪符合標(biāo)準(zhǔn)圖 4-7 80×2.5 的齒輪的剖面圖驗(yàn)算 80×2.5 的齒輪如上圖 4-7 所示：80×2.5 齒輪采用調(diào)質(zhì)熱處理 148.6/minjnr?3 9205902.80.70.1842????N= dN?=211.39kw B=26mm u=1 j?=3081()1.243.2.956052.586MP???AA≤[ j?]=1250MP 故此齒輪合格河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文49圖 4-8 50×2.5 的齒輪的剖面圖驗(yàn)算 50×2.5 的齒輪如上圖 4-8 所示：50×2.5 齒輪采用調(diào)質(zhì)熱處理 148.6/minjnr?3 9205902.80.7.682????N= dN?=5.1kw B=10mm u=4j?=3081(4)1.243.5182.5086MP???AA≤[ j?]=1250MP 故此齒輪合格河南理工大學(xué)萬(wàn)方科技學(xué)院本科畢業(yè)論文504.5.2 傳動(dòng)軸的驗(yàn)算對(duì)于傳動(dòng)軸，如下圖 4-9 所示，除重載軸外，一般無(wú)須進(jìn)行強(qiáng)度校核，只進(jìn)行剛度驗(yàn)算。軸的抗彎斷面慣性矩（ 4m）圖 4-9 傳動(dòng)軸的剖視圖花鍵軸424()()6dbNDdI m?????A4 2643515351.0m???A式中， d—花鍵軸的小徑（mm）；i—花軸的大徑（mm）；b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數(shù)；傳動(dòng)軸上彎曲載荷的計(jì)算，一般由危險(xiǎn)斷面上的最大扭矩求