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I 摘摘 要要 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，传动方案和传动系统图的拟定，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 全套设计，联系全套设计，联系 153893706153893706 II 目 录 第一章 机床的规格和用途 第二章 机床主要参数的确定 第三章 传动放案和传动系统图的拟定 第四章 主要设计零件的计算和验算 第五章 结论 第六章 参考资料编目 1 第一章 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。 第二章 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 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（24 级） 101400 转/分 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 0.0280.054 毫米/转 纵向（64 种） 正常 0.081.59 毫米/转 加大 1.716.33 毫米/转 细化 0.0140.027 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 4 米/分 横向 4 米/分 主电机： 功率 7.5 千瓦 转速 1450 转/分 2 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 工件最大长度为 1000 毫米的机床： 外形尺寸（长宽高）266810001190 毫米 重量约2000 公斤 第三章 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nmin 为 10mm/s,最高转速nmax 为 1400mm/s，转速调整范围为 Rn=nmax/nmin=14 2.确定公比 选定主轴转速数列的公比为 1.12 3.求出主轴转速级数 Z Z=lgRn/lg+1= lg14/lg1.12+1=24 4.确定结构网或结构式 24=2322 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/min。 （2）分配总降速传动比 总降速传动比为uII=nmin/nd=10/15006.67103,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+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。 3 4 CA6140 传动系统图 5 6 第四章第四章 主要设计零件的计算和验算主要设计零件的计算和验算 4.1 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. 长宽高() 3 mm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： 7 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： 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： 8 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。 4.2.传动系统的 I 轴及轴上零件设计 4.2.14.2.1 普通普通 V V 带传动的计算带传动的计算 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） dA PKP 工况系数，查机床设计指导（任殿阁，张佩勤 主编）表 2-5， A K 取 1.1； 故1.1 1112.1 d PkW 小带轮基准直径为 130mm； 1 d d 带速 ；v 1 1/(60 1000) 9.86/ d vd nm sv 9 大带轮基准直径为 230 mm； 2 d d 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 0 a 0 a 0 a 0 a 大，易引起振动。 带基准长度 2 21 0012 0 () 2()2722.5 24 dd ddd ddn Laddmm a 查机床设计指导（任殿阁，张佩勤 主编）表 2-7，取2800mm; 0d L 带挠曲次数1000mv/=7.0440； 0d L 1 s 实际中心距 2 aAAB 12 () 108.7 48 ddd Ldd A 2 21 () 1250 8 dd dd B 故 2 108.7108.71250223amm 小带轮包角 1 21 1 1802sin154.09120 2 dd dd a 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， 1 P 取 2.28kW； 单根 V 带的基本额定功率增量 11 1 (1) b u PK n K 弯曲影响系数，查表 2-9，取 b K 3 1.03 10 传动比系数，查表 2-10，取 1.12 u K 故； 1 0.16P 带的根数 11 () d L P z PP K K 包角修正系数，查表 2-11，取 0.93；K 带长修正系数，查表 2-12，取 1.01； L K 故 1 12.1 3.89 (2.280.16) 0.93 1.01 z 10 圆整 z 取 4； 单根带初拉力 2 0 2.5 500(1) d a P Fqv vz K q带每米长质量，查表 2-13，取 0.10； 故58.23N 0 F 带对轴压力 1 0 154.09 2sin2 58.23 4 sin453.98 22 QF zN 11 4.2.24.2.2 多片式摩擦离合器的计算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 0 D 式中 Mn摩擦离合器所传递的扭矩（Nmm）； Mn955/955110.98/8001.28（Nmm）; 4 10 d N j n 4 10 5 10 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）； j 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=0.08； 摩擦片的平均直径（mm）; 0 D =（D+d）/267mm; 0 D b内外摩擦片的接触宽度（mm）； b=（D-d）/2=23mm； 12 摩擦片的许用压强（N/）； p 2 mm 1.11.001.000.760.836 p 0 t p v K m K z K 基本许用压强（MPa），查机床设计指导表 2-15，取 1.1； 0 t p 速度修正系数 v K n/6=2.5（m/s） p v 0 2 D 4 10 根据平均圆周速度查机床设计指导表 2-16，取 1.00； p v 接合次数修正系数，查机床设计指导表 2-17，取 1.00； m K 摩擦结合面数修正系数，查机床设计指导表 2-18，取 0.76。 z K 所以 Z2MnK/fbp21.281.4/（3.140.08230.83611 2 0 D 5 10 2 67 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 k P 0.40.4114.4 k P d N 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 0 t p 2 0 D v K 2 67 5 10 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。 13 4.2.34.2.3 齿轮的验算齿轮的验算 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） 123 j 12081 S j uK K K K N ZmuBn j 弯曲应力的验算公式为 （3-2） 5 123 w 2 2081 10 () S w j K K K K N MPa Zm BYn 式中 N-齿轮传递功率（KW），N=； d N 1 60 T O nT Km C 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 S T =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 S T S T 速组的传动副数； -齿轮的最低转速（r/min）; 1 n -基准循环次数；查表 3-1（以下均参见机床设计指导） O C m疲劳曲线指数，查表 3-1； 速度转化系数，查表 3-2； n K 14 功率利用系数，查表 3-3； N K 材料强化系数，查表 3-4； Q K 的极限值，见表 3-5，当时，则取=；当 S K maxS K minS K S K maxS K S K maxS K S K 时，取=； minS K S K minS K 工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.21.6； 1 K 1 K 动载荷系数，查表 3-6； 2 K 齿向载荷分布系数，查表 3-9； 3 K Y标准齿轮齿形系数，查表 3-8； 许用接触应力（MPa）,查表 3-9； j 许用弯曲应力（MPa），查表 3-9。 w 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 j w 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： 1 130 820 /min 230 d nnr 130 0.980.511 230 N=5.625kw d N 820 /min j nnr 3 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 j 3 2081 10(1.05 1) 1.2 1.31.04 3.72 5.625 1018.15 50 2.251.05 12 820 MP AAAAA A A j 符合强度要求。 验算 562.25 的齿轮： =1250MP j 3 2081 10(1.05 1) 1.2 11.04 3.72 5.625 910 56 2.251.05 12 820 MP AAAAA A A j 符合强度要求 15 4.2.44.2.4 传动轴的验算传动轴的验算 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（） 4 mm 16 花键轴 = 42 4 ()() () 64 db N DdDd Imm A 42 44 32.26 8 (3832.2) (3832.2) 7.42 10 64 mm 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： = 4 j N 955 10(N mm) n MA 扭 44 5.625 955 106.55 10 820 N mmA 式中 N该轴传递的最大功率（kw）; 该轴的计算转速（r/min）。 j n 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 4 3 22 6.55 10 2.34 10 N D56 t M P 扭 式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。 齿轮的径向力： r P ()/cos () rt PP tgNA 式中 为齿轮的啮合角，20； 齿面摩擦角，；5.72 齿轮的螺旋角；0 故N 3 0.51.17 10 rt PP 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： max 22 8 ,() () n jyjy M MPa DdlNK 式中 花键传递的最大转矩（）； maxn MN mmA D、d花键轴的大径和小径（mm）； L花键工作长度； N花键键数； 17 K载荷分布不均匀系数，K=0.70.8； 4 22 8 6.55 10 3.620() (3832.2 ) 85 6 0.7 jyjy MPaMPa 故此花键轴校核合格 4.2.54.2.5 轴承疲劳强度校核轴承疲劳强度校核 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： h L j h jFNn n n j 500() ( ) C f Cf K K KlPC(N) f Lh C Th1000015000 n h FN Cf LTh f K KlP 或按计算负荷的计算公式进行计算： 式中 额定寿命（); 计算动载荷; 工作期限（), 对一般机床取小时。 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 18 位用（kgf）应换算成（N）； 速度系数， 为滚动轴承的计算转速（r/mm） n f 100 3 n i f n i n 寿命系数， n f 500 n n L f n L 等于轴承的工作期限； 寿命系数，对球轴承 =3，对滚子轴承 =； 10 3 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 F f 数机床），；1.11.3 F f 功率利用系数，查表 33； N K 速度转化系数，查表 32； n K 齿轮轮换工作系数，查机床设计手册； l K P当量动载荷，按机床设计手册。 1 24863 n LhT 2 32003 n LhT 3 19852 n LhT 故轴承校核合格 4.3.传动系统的轴及轴上零件设计 4.3.14.3.1 齿轮的验算齿轮的验算 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） 123 j 12081 S j uK K K K N ZmuBn j 弯曲应力的验算公式为 （3-2） 5 123 w 2 2081 10 () S w j K K K K N MPa Zm BYn 式中 N-齿轮传递功率（KW），N=； d N 19 -电动机额定功率（KW）； d N -从电动机到所计算的齿轮的机械效率； -齿轮计算转速（r/min）; j n 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： S K STnNQ KK K K K -工作期限系数： T K 1 60 T O nT Km C 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 S T =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 S T S T 副数； -齿轮的最低转速（r/min）; 1 n -基准循环次数；查表 3-1（以下均参见机床设计指导） O C m疲劳曲线指数，查表 3-1； 速度转化系数，查表 3-2； n K 功率利用系数，查表 3-3； N K 材料强化系数，查表 3-4； Q K 的极限值，见表 3-5，当时，则取=；当时， S K maxS K minS K S K maxS K S K maxS K S K minS K 取=； S K minS K 工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.21.6； 1 K 1 K 动载荷系数，查表 3-6； 2 K 齿向载荷分布系数，查表 3-9； 3 K 20 Y标准齿轮齿形系数，查表 3-8； 许用接触应力（MPa）,查表 3-9； j 许用弯曲应力（MPa），查表 3-9。 w 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 j w 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： 13056 14501207.78 /min 23038 nr 3 6 13056 0.98 0.990.769 23038 m=2.25 N=5.77kw d N 1207.78 /min j nnr 3 在双联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为 382.25，且齿宽为 B=14mm u=1.05 =1250MP j 3 2081 10(1.05 1) 1.2 1.31.04 3.72 5.42 1195.82 38 2.251.05 14 1207.78 MP AAAAA A A j 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 1207.78 /min j nnr 3 7 13056 0.98 0.990.761 23038 N=5.71kw B=14mm u=1 d N =1250MP j 3 2081 10(1 1) 1.2 11.04 3.72 5.71 1027.94 39 2.25114 1207.78 MP AAAAA A A j 故此齿轮合格 验算 222.25 的齿轮： 222.25 齿轮采用整淬 1207.78 /min j nnr 3 72 1305639 0.98 0.990.970.680 2303841 21 N=5.1kw B=14mm u=4 d N =1250MP j 3 2081 10(4 1) 1.2 11.04 3.72 5.1 927.49 22 2.254 14 1207.78 MP AAAAA A A j 故此齿轮合格 验算 302.25 齿轮： 302.25 齿轮采用整淬 1207.78 /min j nnr 3 7 13056 0.98 0.990.680 23038 N=5.1kw B=14mm u=1 d N =1250MP j 3 2081 10(1 1) 1.2 11.04 3.72 5.1 1131.24 30 2.25114 1207.78 MP AAAAA A A j 故此齿轮合格 3 22 9*2.25 4.3.24.3.2 传动轴的验算传动轴的验算 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（） 4 mm 花键轴 = 42 4 ()() () 64 db N DdDd Imm A 42 44 326 8 (3632) (3632) 6.534 10 64 mm AA 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： = 4 j N 955 10(N mm) n MA 扭 44 5.42 955 104.51 10 1148.86 N mmA 式中 N该轴传递的最大功率（kw）; 该轴的计算转速（r/min）。 j n 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： t P 4 3 22 4.51 10 N1.804 10 N D50 t M P 扭 （） 式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。 齿轮的径向力： r P 23 ()/cos ()902 rt PP tgNNA 式中 为齿轮的啮合角； 齿面摩擦角； 齿轮的螺旋角； =27.86mm 22 () 0.1 MT dmm 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： max 22 8 ,() () n jyjy M MPa DdlNK 式中 花键传递的最大转矩（）； maxn MN mmA 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； 4 22 8 4.51 10 2.0420() (3632 ) 116 8 0.7 jyjy MPaMPa A AA A 故此花键轴校核合格 24 4.3.34.3.3 轴组件的刚度验算轴组件的刚度验算 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： 3 66 10 oB O BBA EIlCEI L C CCC 式中 L。合理跨距； C 主轴悬伸梁； 后前支撑轴承刚度 A C B C 该一元三次方程求解可得为一实根： 3 3 2 12 (1)() 12 () (1) (1) B O BA B B A OB A CEI Lmm CC EI Cmm C C C LC CC 并且 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 h L 式为： 25 j h jFNn n n j 500() ( ) C f Cf K K KlPC(N) f Lh C Th1000015000 n h FN Cf LTh f K KlP 或按计算负荷的计算公式进行计算： 式中 额定寿命（); 计算动载荷; 工作期限（), 对一般机床取小时。 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） n f 100 3 n i f n i n 寿命系数， n f 500 n n L f n L 等于轴承的工作期限； 寿命系数，对球轴承=3，对滚子轴承=； 10 3 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）， F f ；1.11.3 F f 功率利用系数，查表 33； N K 速度转化系数，查表 32； n K 齿轮轮换工作系数，查机床设计手册； l K P当量动载荷，按机床设计手册。 1 24863 n LhT 2 32003 n LhT 3 19852 n LhT 故轴承校核合格 26 28 29 4.4 传动系统的轴及轴上零件设计 4.4.1 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）（3-1） 123 j 12081 S j uK K K K N ZmuBn j 弯曲应力的验算公式为 （3-2） 5 123 w 2 2081 10 () S w j K K K K N MPa Zm BYn 式中 N-齿轮传递功率（KW），N=； d N -电动机额定功率（KW）； d N -从电动机到所计算的齿轮的机械效率； -齿轮计算转速（r/min）; j n 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： S K STnNQ KK K K K -工作期限系数： T K 1 60 T O nT Km C 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 S T =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 S T S T 速组的传动副数； 30 -齿轮的最低转速（r/min）; 1 n -基准循环次数；查表 3-1（以下均参见机床设计指导） O C m疲劳曲线指数，查表 3-1； 速度转化系数，查表 3-2； n K 功率利用系数，查表 3-3； N K 材料强化系数，查表 3-4； Q K 的极限值，见表 3-5，当时，则取=；当 S K maxS K minS K S K maxS K S K maxS K S K 时，取=； minS K S K minS K 工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.21.6； 1 K 1 K 动载荷系数，查表 3-6； 2 K 齿向载荷分布系数，查表 3-9； 3 K Y标准齿轮齿形系数，查表 3-8； 许用接触应力（MPa）,查表 3-9； j 许用弯曲应力（MPa），查表 3-9。 w 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 j w 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： 1305639 14501148.86 /min 2303841 nr 3 7 1305639 0.98 0.990.723 2303841 N=5.42kw d N 1148.86 /min j nnr 3 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 j 3 2081 10(1.05 1) 1.2 1.31.04 3.72 5.42 1189 41 2.251.05 20 1148.86 MP AAAAA AA j 故三联滑移齿轮符合标准 31 验算 502.5 的齿轮： 502.5 齿轮采用整淬 1148.86 /min j nnr 3 72 1305639 0.98 0.990.970.680 2303841 N=5.1kw B=15mm u=1 d N =1250MP j 3 2081 10(1 1) 1.2 11.04 3.72 5.1 910 50 2.5115 1148.86 MP AAAAA A A j 故此齿轮合格 验算 633 的齿轮： 633 齿轮采用整淬 1148.86 /min j nnr 3 72 1305639 0.98 0.990.970.680 2303841 N=5.1kw B=10mm u=4 d N =1250MP j 3 2081 10(4 1) 1.2 11.04 3.72 5.1 558 63 34 10 1148.86 MP AAAAA A A j 故此齿轮合格 验算 442 齿轮： 442 齿轮采用整淬 1148.86 /min j nnr 3 72 1305639 0.98 0.990.970.680 2303841 N=5.1kw B=10mm u=1 d N =1250MP j 3 2081 10(1 1) 1.2 11.04 3.72 5.1 1239 44 2115 1148.86 MP AAAAA A A j 故此齿轮合格 32 33 34 4.4.24.4.2 传动轴的验算传动轴的验算 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（） 4 mm 花键轴 = 42 4 ()() () 64 db N DdDd Imm A 42 44 326 8 (3632) (3632) 6.534 10 64 mm AA 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： = 4 j N 955 10(N mm) n MA 扭 44 5.42 955 104.51 10 1148.86 N mmA 式中 N该轴传递的最大功率（kw）; 该轴的计算转速（r/min）。 j n 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： t P 4 3 22 4.51 10 N1.804 10 N D50 t M P 扭 （） 式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。 35 齿轮的径向力： r P ()/cos ()902 rt PP tgNNA 式中 为齿轮的啮合角； 齿面摩擦角； 齿轮的螺旋角； =27.86mm 22 () 0.1 MT dmm 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： max 22 8 ,() () n jyjy M MPa DdlNK 式中 花键传递的最大转矩（）； maxn MN mmA 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； 4 22 8 4.51 10 2.0420() (3632 ) 116 8 0.7 jyjy MPaMPa A AA A 故此三轴花键轴校核合格 36 4.4.34.4.3 轴组件的刚度验算轴组件的刚度验算 两支撑主轴组件的合理跨距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： 3 66 10 oB O BBA EIlCEI L C CCC 式中 L。合理跨距； C 主轴悬伸梁； 后前支撑轴承刚度 A C B C 该一元三次方程求解可得为一实根： 3 3 2 12 (1)() 12 () (1) (1) B O BA B B A OB A CEI Lmm CC EI Cmm C C C LC CC 并且 37 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： h L j h jFNn n n j 500() ( ) C f Cf K K KlPC(N) f Lh C Th1000015000 n h FN Cf LTh f K KlP 或按计算负荷的计算公式进行计算： 式中 额定寿命（); 计算动载荷; 工作期限（), 对一般机床取小时。 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） n f 100 3 n i f n i n 寿命系数， n f 500 n n L f n L 等于轴承的工作期限； 寿命系数，对球轴承 =3，对滚子轴承 =； 10 3 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 F f 数机床），；1.11.3 F f 功率利用系数，查表 33； N K 速度转化系数，查表 32； n K 齿轮轮换工作系数，查机床设计手册； l K P当量动载荷，按机床设计手册。 1 24863 n LhT 2 32003 n LhT 3 19852 n LhT 故轴承校核合格 38 39 40 4.4 传动系统的轴及轴上零件设计 4.4.14.4.1 齿轮的验算齿轮的验算 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） 123 j 12081 S j uK K K K N ZmuBn j 弯曲应力的验算公式为 （3-2） 5 123 w 2 2081 10 () S w j K K K K N MPa Zm BYn 式中 N-齿轮传递功率（KW），N=； d N -电动机额定功率（KW）； d N -从电动机到所计算的齿轮的机械效率； -齿轮计算转速（r/min）; j n 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： S K STnNQ KK K K K -工作期限系数： T K 1 60 T O nT Km C 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 S T =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 S T S T 速组的传动副数； -齿轮的最低转速（r/min）; 1 n -基准循环次数；查表 3-1（以下均 O C 参见机床设计指导） 41 m疲劳曲线指数，查表 3-1； 速度转化系数，查表 3-2； n K 功率利用系数，查表 3-3； N K 材料强化系数，查表 3-4； Q K 的极限值，见表 3-5，当时，则取=；当 S K maxS K minS K S K maxS K S K maxS K S K 时，取=； minS K S K minS K 工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.21.6； 1 K 1 K 动载荷系数，查表 3-6； 2 K 齿向载荷分布系数，查表 3-9； 3 K Y标准齿轮齿形系数，查表 3-8； 许用接触应力（MPa）,查表 3-9； j 许用弯曲应力（MPa），查表 3-9。 w 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 j w 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： 130512220202658 14501400 /min 230435880805858 nr 3 7 130512220202658 0.98 0.990.723 230435880805858 N=5.42kw d NA 1400 /min j nnr 3 齿轮的模数与齿数为 332，且齿宽为 B=20mm u=1.05 =1250MP j 3 2081 10(1.05 1) 1.2 1.3 1.04 3.72 5.42 1201 33 21.05 20 10 MP j 故齿轮符合标准 验算 582 的齿轮： 582 齿轮采用整淬 42 1400 /min j nnr 3 72 130512220202658 0.98 0.990.970.680 230435880805858 N=5.1kw B=20mm u=1 d N =1250MP j 3 2081 10(1 1) 1.2 1 1.04 3.72 5.1 1135 58 21 15 10 MP j 故此齿轮合格 43 44 4.4.24.4.2 传动轴的验算传动轴的验算 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（） 4 mm 花键轴 = 42 4 ()() () 64 db N DdDd Imm A 42 44 266 6 (3226) (3226) 3.377 10 64 mm A 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： = 4 j N 955 10(N mm) n MA 扭 46 5.42 955 105.18 10 10 N mmA 式中 N该轴传递的最大功率（kw）; 该轴的计算转速（r/min）。 j n 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： t P 6 5 22 5.18 10 N2.35 10 N D32 t M P 扭 （） 式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。 齿轮的径向力： r P 45 ()/cos ()1003 rt PP tgNNA 式中 为齿轮的啮合角； 齿面摩擦角； 齿轮的螺旋角； =22.32mm 22 () 0.1 MT dmm 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： max 22 8 ,() () n jyjy M MPa DdlNK 式中 花键传递的最大转矩（）； maxn MN mmA 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； 6 22 8 5.18 10 14.620() (3226 ) 116 8 0.7 jyjy MPaMPa 故此花键轴校核合格 46 4.4.34.4.3 轴组件的刚度验算轴组件的刚度验算 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： 3 66 10 oB O BBA EIlCEI L C CCC 式中 L。合理跨距； C 主轴悬伸梁； 后前支撑轴承刚度 A C B C 该一元三次方程求解可得为一实根： 3 3 2 12 (1)() 12 () (1) (1) B O BA B B A OB A CEI Lmm CC EI Cmm C C C LC CC 并且 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： h L 47 j h jFNn n n j 500() ( ) C f Cf K K KlPC(N) f Lh C Th1000015000 n h FN Cf LTh f K KlP 或按计算负荷的计算公式进行计算： 式中 额定寿命（); 计算动载荷; 工作期限（), 对一般机床取小时。 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） n f 100 3 n i f n i n 寿命系数， n f 500 n n L f n L 等于轴承的工作期限； 寿命系数，对球轴承 =3，对滚子轴承 =； 10 3 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 F f 数机床），；1.11.3 F f 功率利用系数，查表 33； N K 速度转化系数，查表 32； n K 齿轮轮换工作系数，查机床设计手册； l K P当量动载荷，按机床设计手册。 1 26125 n LhT 2 31205 n LhT 3 18756 n LhT 故轴承校核合格 48 49 4.5. 传动系统的轴及轴上零件设计 4.5.14.5.1 齿轮的验算齿轮的验算 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） 123 j 1 2081 S j uK K K K K N ZmuBn
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