CA6140机床主轴箱设计

设 计 说 明 书 CA6140机床主轴箱设计 The Design of Headstock of Engine lathe-CA6140 系（院）名称： 专业班级： 学生姓名： 指导教师姓名： 指导教师职称： 年 月 CA6140机床主轴箱设计 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，设计的内容主要有机床主要参数的确定，传动统图的方案和传动系拟定，对主要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 The Design of Headstock of Engine lathe-CA6140 Abstract As a major turning machine, CA6140 machine tool widely used in mechanical processing industries,it is mainly for the design of the CA6140 machine headstock , the content of the design has the main parameters of machine tools, transmission and the plans of drive system of the formulation , The main parts of the calculated and checked, using three-dimensional drawing software to design and handle parts.Key words CA6140 Machine Tool Headstock Part Transmission 目 录引言1第一章 传动方案和传动系统图的拟定31.1主要技术参数31.2确定极限转速31.3确定公比31.4求出主轴转速级数Z31.5确定结构网或结构式41.6绘制转速图41.6.1选定电动机41.6.2分配总降速传比41.6.3确定传动轴的轴数41.6.4绘制转速图41.6.5传动方案拟定6第二章 主要设计零件的计算和验算82.1主轴箱的箱体82.2传动系统的轴及轴上零件设计102.2.1普通V带传动的计算102.2.2多片式摩擦离合器的计算122.2.3齿轮的验算142.2.4传动轴的验算162.2.5轴承疲劳强度校核182.3传动系统的轴及轴上零件设计192.3.1齿轮的验算192.3.2传动轴的验算222.3.3轴组件的刚度验算242.4传动系统的轴及轴上零件设计262.4.1齿轮的验算262.4.2传动轴的验算302.4.3轴组件的刚度验算322.5传动系统的轴及轴上零件设计332.5.1齿轮的验算332.5.2传动轴的验算372.5.3轴组件的刚度验算382.6传动系统的轴及轴上零件的设计402.6.1齿轮的验算402.6.2传动轴的验算432.6.3轴组件的刚度验算45结论47致谢48参考文献 4950引言中世纪有人设计出了用脚踏板旋转曲轴并带动飞轮，再传动到主轴使其旋转的“脚踏车床”。16世纪中叶，法国有一个叫贝松的设计师设计了一种用螺丝杠使刀具滑动的车螺丝用的车床。时间到了18世纪，又有人设计了一种用脚踏板和连杆旋转曲轴，可以把转动动能贮存在飞轮上的车床上，并从直接旋转工件发展到了旋转床头箱，床头箱是一个用于夹持工件的卡盘。这些就是最早的机床，但是还没有形成主轴箱的雏形。1800年，莫兹利在他自己的车间里制造了一台更加完善的车床，上面的齿轮可以互相更换，可改变进给速度和被加工螺纹的螺距。1817年，另一位英国人罗伯茨采用了四级带轮和背轮机构来改变主轴转速。不久，更大型的车床也问世了，为蒸汽机和其他机械的发明立下了汗马功劳。至此机床主轴箱有了大概的轮廓和发展方向。为了提高机械化自动化程度，1845年，美国的菲奇发明转塔车床；1848年，美国又出现回轮车床；1873年，美国的斯潘塞制成一台单轴自动车床，不久他又制成三轴自动车床 ；20世纪初出现了由单独电机驱动的带有齿轮变速箱的车床。由于高速工具钢的发明和电动机的应用，车床不断完善，终于达到了高速度和高精度的现代水平。此后主轴箱的设计研究有了飞速的发展。随着技术的发展，机床主轴箱的设计会向较高的速度精度，而且要求连续输出的高转矩能力和非常宽的恒功率运行范围。另外还会改善机床的动平衡，避免震动、污染和噪音等。本设计为CA6140机床的主轴箱。 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。CA6140机床主轴箱的作用就是把运动源的恒定转速改变为主运动执行件（主轴、工作台、滑枕等）所需的各种速度；传递机床工作时所需的功率和扭矩；实现主运动的起动、停止、换向和制动。主轴箱通常主要由下列装置和机构组成：齿轮变速装置；定比传动副；换向装置；起动停止装置；制动装置；操纵装置；密封装置；主轴部件和箱体。根据机床的用途和性能不同，有的机床主轴箱可以只包括其中的部分装置和部件。主轴箱是支承主轴并安装主轴的传动变速装置，使主轴获得各种不同转速，以实现主切削运动。该机床主轴箱刚性好、功率大、操作方便。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。从本设计的选题、构思过程中，主要搜集大量的资料进行整理，向专业人士请教。在课题设计过程中，经查阅图书馆的理论知识，从而得出宝贵的经验，同时参阅了大量关于现代新型技术方面、机床方面的书籍和通过网络工具，最后综合加以设计。具体方案：1、了解企业生产状况，对机床主轴箱的使用进行跟踪调查，了解该企业对车削工艺的需要，发现原来设备中的不足和原来设备的使用局限性。2、对CA6140机床主轴箱整体结构进行分析，了解主轴箱功能，查阅资料了解CA6140机床在工厂中的用途。3、和同组同学分工协作，提出设计思路，并拟出解决方案，解决设计CA6140机床主轴箱出现的问题。4 、通过对CA6140机床的进一步了解，确定主轴箱的整体设计；5、充分利用相关知识对机床主轴箱进行具体设计；6、检查并完善本设计课题。 第一章 传动方案和传动系统图的拟定1.1 主要技术参数主要技术参数如表1-1 表1-1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、1500、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101400转/分反传141580转/分刀架快速移动速度纵向4米/分横向4米/分主电机功率7.5千瓦转速1400转/分工件最大长度为1000毫米的机床外形尺寸（长宽高）266810001190毫米1.2 确定极限转速 已知主轴最低转速为10mm/s,最高转速为1400mm/s，转速调整范围为 = /=141.3 确定公比 选定主轴转速数列的公比为1.121.4 求出主轴转速级数Z 由图1-2及系统传动路线可以看出，当主轴正转时，由第一条传动路线（-轴）使主轴获得23=6级正转，由第二条路线（-轴）又使主轴获得2322=24级正转，这样可获得30级正转。当主轴反转时，可获得3+32215级反转。但由于轴-间的四种传动比为: 其中和基本相等，所以实际上主轴只能获得23（221）=18级正转，这样主轴实际获得6+18=24级正转。同理主轴只有3+3（221）=12级反转。1.5 确定结构网或结构式 由公式Z=（）（）（） （1-1）其中Z为主轴转速级，为按传动顺序的各变速组传动副数，为各变速组的级比指数。故结构式24=23221.6 绘制转速图 1.6.1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系列封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。Y系列电动机结构简单、起动性能好、工作可靠、价格低廉、维护方便、高效、节能、起动转矩大、噪声低、振动小、运行安全可靠。因主电机功率要求为7.5千瓦转速1400r/min，故选择Y132M-4，其同步转速为1440r/min。 1.6.2分配总降速传动比 总降速传动比为=/ =10/14406.67103, 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。 1.6.3确定传动轴的轴数 传动轴数变速组数+定比传动副数+1=6 1.6.4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(kk+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。 图1-1 转速图 图1-2 CA6140传动系统图1.6.5 传动方案拟定当双向多片摩擦离合器M1左结合时，轴的运动经M1左部的摩擦片及齿轮副或传给轴。当M1右结合时轴的运动经M1右部摩擦片及齿轮Z50传给轴上的齿轮Z34，然后传给轴上的齿轮Z30。轴的运动分别可分别通过三对齿轮副、传给轴。轴的运动可分为两路传给主轴：（1）当主轴上的滑动齿轮Z50处于左端位置时，轴运动经齿轮副直接传给主轴，使主轴高速运转。（2）当主轴上的滑动齿轮Z50处于左端位置时，使齿轮式离合器M2接合，则轴的运动经-的背轮机构传给主轴，使主轴获得中低转速。 第二章 主要设计零件的计算和验算2.1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(长宽高),按下表选取. 表2-1长宽高()壁厚(mm) 500 500 300-800 500 50010-15 800 800 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)=1/2（d1+d2）+ym （式中y是中心距变动系数）中心距-=（56+38）/22.25=105.75mm中心距-=（50+34）/22.25=94.5mm中心距-=（30+34）/22.25=72mm中心距-=（39+41）/22.25=90mm中心距-=（50+50）/22.5=125mm中心距-=（44+44）/22=88mm中心距-=（26+58）/24=168mm中心距-=（58+26）/22=84mm中心距-=（58+58）/22=116mm中心距-=（33+33）/22=66mm中心距-=（25+33）/22=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： 图2-1上图中XIV、XV轴的位置没有表达清楚具体位置参见零件图。设计的箱体外观形状如下图： 图2-2 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，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。2.2传动系统的I轴及轴上零件设计 2.2.1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 (kW） （2-1）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； 故小带轮基准直径为130mm；带速 ； （2-2）大带轮基准直径为230 mm；初选中心距1000mm, 由机床总体布局确定。过小，增加带弯曲次数；过大，易引起振动。带基准长度 （2-3）查机床设计指导（任殿阁，张佩勤 主编）表2-7，取2800mm;带挠曲次数1000mv/=7.0440； （2-5）实际中心距 （2-6） （2-7）故小带轮包角 （2-8）单根V带的基本额定功率,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 （2-9） 弯曲影响系数，查表2-9，取 传动比系数，查表2-10，取1.12故；带的根数 （2-10） 包角修正系数，查表2-11，取0.93； 带长修正系数，查表2-12，取1.01；故 z取4；单根带初拉力 （2-11） q带每米长质量，查表2-13，取0.10； 故58.23N带对轴压力 （2-12） 图2-3 2.2.2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/fbp （2-13）式中 摩擦离合器所传递的扭矩（Nmm）；955/955110.98/8001.28（）;（2-14） 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； 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，查机床设计指导表取f=0.08； 摩擦片的平均直径（mm）; =（D+d）/267mm; （2-16） b内外摩擦片的接触宽度（mm）； b=（D-d）/2=23mm； （2-17） 摩擦片的许用压强（N/）；1.11.001.000.760.836 （2-18） 基本许用压强（MPa），查机床设计指导表2-15，取1.1； 速度修正系数 n/6=2.5（m/s） （2-19） 根据平均圆周速度查机床设计指导表2-16，取1.00； 接合次数修正系数，查机床设计指导表2-17，取1.00； 摩擦结合面数修正系数，查机床设计指导表2-18，取0.76。所以 Z2MnK/fbp21.281.4/（3.140.08230.83611 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0.40.4114.4 最后确定摩擦离合器的轴向压紧力Q，可按下式计算：Q=b(N)1.13.14231.003.57 （2-20）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（mm）,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）,淬火硬度达HRC5262。 图2-42.2.3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（MPa）（3-1） （2-21）弯曲应力的验算公式为 （2-22）式中 N-齿轮传递功率（KW），N=； （2-23）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T=/P，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；的极限值，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=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。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=5.625kw （2-24）在离合器两齿轮中齿数最少的齿轮为502.25，且齿宽为B=12mm u=1.05=1250MP（2-25）符合强度要求。验算562.25的齿轮：=1250MP （2-26）符合强度要求 图2-52.2.4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（）花键轴 = （2-27） 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： （2-28）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 （2-29）式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力： （2-30）式中 为齿轮的啮合角，20；齿面摩擦角，；齿轮的螺旋角；0故N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： （2-31）式中 花键传递的最大转矩（）； 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； （2-32）故此花键轴校核合格 图2-62.2.5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。其额定寿命的计算公式为： （2-33） 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） 寿命系数， 寿命系数，对球轴承=3，对滚子轴承=；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），；功率利用系数，查表33；速度转化系数，查表32；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。 故轴承校核合格2.3传动系统的轴及轴上零件设计2.3.1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（MPa）（3-1） （2-34）弯曲应力的验算公式为 （2-35）式中 N-齿轮传递功率（KW），N=； -电动机额定功率（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，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合； -寿命系数： （2-36）-工作期限系数： （2-37）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T=/P，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；的极限值，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=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。轴上的双联滑移齿轮采用整淬的方式进行热处理传至轴时的最大转速为： （2-38） （2-39）m=2.25N=5.77kw （2-40）在双联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为382.25，且齿宽为B=14mmu=1.05=1250MP（2-41）故双联滑移齿轮符合标准验算392.25的齿轮：392.25齿轮采用整淬N=5.71kw B=14mm u=1 =1250MP（2-42）故此齿轮合格验算222.25的齿轮：222.25齿轮采用整淬N=5.1kw B=14mm u=4 （2-43）=1250MP （2-44）故此齿轮合格验算302.25齿轮：302.25齿轮采用整淬N=5.1kw B=14mm u=1 （2-45）=1250MP （2-46）故此齿轮合格 图2-72.3.2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。轴的抗弯断面惯性矩（）花键轴 （2-47）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： （2-48）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： （2-49）式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力： （2-50）式中 为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；=27.86mm （2-51）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： （2-52）式中 花键传递的最大转矩（）； 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； （2-53）故此花键轴校核合格 图2-82.3.3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点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加，其极值方程为： （2-54）式中 L。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： （2-55）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。其额定寿命的计算公式为： （2-56）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） 寿命系数， 寿命系数，对球轴承=3，对滚子轴承=；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），；功率利用系数，查表33；速度转化系数，查表32；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。 （2-57） （2-58） （2-59）故轴承校核合格 图2-82.4 传动系统的轴及轴上零件设计2.4.1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（MPa） （2-60）弯曲应力的验算公式为 （2-61）式中 N-齿轮传递功率（KW），N=； -电动机额定功率（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，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合； -寿命系数：-工作期限系数： （2-62）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T=/P，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；的极限值，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=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。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=5.42kw （2-63）在三联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为412.25，且齿宽为B=12mm u=1.05=1250MP（2-64）故三联滑移齿轮符合标准验算502.5的齿轮：502.5齿轮采用整淬N=5.1kw B=15mm u=1 （2-65） =1250MP （2-66）故此齿轮合格验算633的齿轮：633齿轮采用整淬N=5.1kw B=10mm u=4 （2-67）=1250MP （2-68）故此齿轮合格验算442齿轮：442齿轮采用整淬N=5.1kw B=10mm u=1 （2-69）=1250MP （2-70）故此齿轮合格 图2-92.4.2 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（）花键轴 （2-71）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：= （2-72）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： （2-73）式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力： （2-74）式中 为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；=27.86mm （2-75）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： （2-76）式中 花键传递的最大转矩（）； 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； （2-77）故此三轴花键轴校核合格 图2-102.4.3 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： （2-78）式中 L。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： （2-79）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。其额定寿命的计算公式为： （2-80）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） 寿命系数， 寿命系数，对球轴承=3，对滚子轴承=；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），；功率利用系数，查表33；速度转化系数，查表32；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。 故轴承校核合格 图2-112.5传动系统的轴及轴上零件设计2.5.1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（MPa） （2-81）弯曲应力的验算公式为 （2-82）式中 N-齿轮传递功率（KW），N=； -电动机额定功率（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，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合； -寿命系数： （2-83）-工作期限系数： （2-84） 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T=/P，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；的极限值，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=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。轴上的直齿齿轮采用整淬的方式进行热处理传至轴时的最大转速为：N=5.42kw （2-85）齿轮的模数与齿数为332，且齿宽为B=20mm u=1.05=1250MP（2-86）故齿轮符合标准验算582的齿轮：582齿轮采用整淬N=5.1kw B=20mm u=1 （2-87） =1250MP （2-88）故此齿轮合格 图2-122.5.2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（）花键轴 （2-89）式中 d花键轴的小径（mm）；D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：= （2-90）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： （2-91）式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力： （2-92）式中 为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；=22.32mm （2-93）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： （2-94）式中 花键传递的最大转矩（）； 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； （2-95）故此花键轴校核合格 图2-132.5.3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： （2-95）式中 L。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： （2-96）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。其额定寿命的计算公式为： （2-97） 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） 寿命系数，