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1、設 計 說 明 書 CA6140機床主軸箱設計 The Design of Headstock of Engine lathe-CA6140 系（院）名稱： 專業(yè)班級： 學生姓名： 指導教師姓名： 指導教師職稱： 年 月 CA6140機床主軸箱設計 摘要 作為主要的車削加工機床，CA6140機床廣泛的應用于機械加工行業(yè)中，本設計主要針對CA6140機床的主軸箱進行設計，設計的內容主要有機床主要參數的確定，傳動統(tǒng)圖的方案和傳動系擬定，對主要零件進行了計算和驗算，利用三維畫圖軟件進行了零件的設計和處理。關鍵詞：CA6140機床 主軸箱 零件 傳動 The Design of Headstock o

2、f 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

3、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 錄引言1第一章 傳動方案和傳動系統(tǒng)圖的擬定31.1主要技術參數31.2確定極限轉速31.3確定公比31.4求出主軸轉速級數Z31.5確定結構網或結構式41.6繪制轉速圖41.6.1選定電動機41.6.2分配總降

4、速傳比41.6.3確定傳動軸的軸數41.6.4繪制轉速圖41.6.5傳動方案擬定6第二章 主要設計零件的計算和驗算82.1主軸箱的箱體82.2傳動系統(tǒng)的軸及軸上零件設計102.2.1普通V帶傳動的計算102.2.2多片式摩擦離合器的計算122.2.3齒輪的驗算142.2.4傳動軸的驗算162.2.5軸承疲勞強度校核182.3傳動系統(tǒng)的軸及軸上零件設計192.3.1齒輪的驗算192.3.2傳動軸的驗算222.3.3軸組件的剛度驗算242.4傳動系統(tǒng)的軸及軸上零件設計262.4.1齒輪的驗算262.4.2傳動軸的驗算302.4.3軸組件的剛度驗算322.5傳動系統(tǒng)的軸及軸上零件設計332.5.1齒

5、輪的驗算332.5.2傳動軸的驗算372.5.3軸組件的剛度驗算382.6傳動系統(tǒng)的軸及軸上零件的設計402.6.1齒輪的驗算402.6.2傳動軸的驗算432.6.3軸組件的剛度驗算45結論47致謝48參考文獻 4950引言中世紀有人設計出了用腳踏板旋轉曲軸并帶動飛輪，再傳動到主軸使其旋轉的“腳踏車床”。16世紀中葉，法國有一個叫貝松的設計師設計了一種用螺絲杠使刀具滑動的車螺絲用的車床。時間到了18世紀，又有人設計了一種用腳踏板和連桿旋轉曲軸，可以把轉動動能貯存在飛輪上的車床上，并從直接旋轉工件發(fā)展到了旋轉床頭箱，床頭箱是一個用于夾持工件的卡盤。這些就是最早的機床，但是還沒有形成主軸箱的雛形。

6、1800年，莫茲利在他自己的車間里制造了一臺更加完善的車床，上面的齒輪可以互相更換，可改變進給速度和被加工螺紋的螺距。1817年，另一位英國人羅伯茨采用了四級帶輪和背輪機構來改變主軸轉速。不久，更大型的車床也問世了，為蒸汽機和其他機械的發(fā)明立下了汗馬功勞。至此機床主軸箱有了大概的輪廓和發(fā)展方向。為了提高機械化自動化程度，1845年，美國的菲奇發(fā)明轉塔車床；1848年，美國又出現回輪車床；1873年，美國的斯潘塞制成一臺單軸自動車床，不久他又制成三軸自動車床 ；20世紀初出現了由單獨電機驅動的帶有齒輪變速箱的車床。由于高速工具鋼的發(fā)明和電動機的應用，車床不斷完善，終于達到了高速度和高精度的現代水

7、平。此后主軸箱的設計研究有了飛速的發(fā)展。隨著技術的發(fā)展，機床主軸箱的設計會向較高的速度精度，而且要求連續(xù)輸出的高轉矩能力和非常寬的恒功率運行范圍。另外還會改善機床的動平衡，避免震動、污染和噪音等。本設計為CA6140機床的主軸箱。 作為主要的車削加工機床，CA6140機床廣泛的應用于機械加工行業(yè)中。CA6140機床主軸箱的作用就是把運動源的恒定轉速改變?yōu)橹鬟\動執(zhí)行件（主軸、工作臺、滑枕等）所需的各種速度；傳遞機床工作時所需的功率和扭矩；實現主運動的起動、停止、換向和制動。主軸箱通常主要由下列裝置和機構組成：齒輪變速裝置；定比傳動副；換向裝置；起動停止裝置；制動裝置；操縱裝置；密封裝置；主軸部件

8、和箱體。根據機床的用途和性能不同，有的機床主軸箱可以只包括其中的部分裝置和部件。主軸箱是支承主軸并安裝主軸的傳動變速裝置，使主軸獲得各種不同轉速，以實現主切削運動。該機床主軸箱剛性好、功率大、操作方便。CA6140機床可進行各種車削工作，并可加工公制、英制、模數和徑節(jié)螺紋。主軸三支撐均采用滾動軸承；進給系統(tǒng)用雙軸滑移共用齒輪機構；縱向與橫向進給由十字手柄操縱，并附有快速電機。該機床剛性好、功率大、操作方便。從本設計的選題、構思過程中，主要搜集大量的資料進行整理，向專業(yè)人士請教。在課題設計過程中，經查閱圖書館的理論知識，從而得出寶貴的經驗，同時參閱了大量關于現代新型技術方面、機床方面的書籍和通過

9、網絡工具，最后綜合加以設計。具體方案：1、了解企業(yè)生產狀況，對機床主軸箱的使用進行跟蹤調查，了解該企業(yè)對車削工藝的需要，發(fā)現原來設備中的不足和原來設備的使用局限性。2、對CA6140機床主軸箱整體結構進行分析，了解主軸箱功能，查閱資料了解CA6140機床在工廠中的用途。3、和同組同學分工協作，提出設計思路，并擬出解決方案，解決設計CA6140機床主軸箱出現的問題。4 、通過對CA6140機床的進一步了解，確定主軸箱的整體設計；5、充分利用相關知識對機床主軸箱進行具體設計；6、檢查并完善本設計課題。 第一章 傳動方案和傳動系統(tǒng)圖的擬定1.1 主要技術參數主要技術參數如表1-1 表1-1工件最大回

10、轉直徑在床面上400毫米在床鞍上210毫米工件最大長度（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毫米主軸轉速范圍正傳101400轉/分反傳141580轉/分刀架快速移動速度縱向4米/分橫向4米/分主電機功率7.5千瓦轉速1400轉/分工件最大長度為1000毫米的機床外形尺寸（長寬高）266810001190毫米1.2 確定極限轉速 已知主軸最低轉速為10mm/s,最高轉速為1400mm/s，轉速調整范圍為 = /=141.3 確定公比 選定主軸轉速數列的公比為1.121.4 求出主軸轉速級數Z 由圖1-2及系統(tǒng)傳動路線可以看出，當主軸正轉時，由第一

11、條傳動路線（-軸）使主軸獲得23=6級正轉，由第二條路線（-軸）又使主軸獲得2322=24級正轉，這樣可獲得30級正轉。當主軸反轉時，可獲得3+32215級反轉。但由于軸-間的四種傳動比為: 其中和基本相等，所以實際上主軸只能獲得23（221）=18級正轉，這樣主軸實際獲得6+18=24級正轉。同理主軸只有3+3（221）=12級反轉。1.5 確定結構網或結構式 由公式Z=（）（）（） （1-1）其中Z為主軸轉速級，為按傳動順序的各變速組傳動副數，為各變速組的級比指數。故結構式24=23221.6 繪制轉速圖 1.6.1選定電動機 一般金屬切削機床的驅動，如無特殊性能要求，多采用Y系列封閉自扇

12、冷式籠型三相異步電動機。Y系列電動機結構簡單、起動性能好、工作可靠、價格低廉、維護方便、高效、節(jié)能、起動轉矩大、噪聲低、振動小、運行安全可靠。因主電機功率要求為7.5千瓦轉速1400r/min，故選擇Y132M-4，其同步轉速為1440r/min。 1.6.2分配總降速傳動比 總降速傳動比為=/ =10/14406.67103, 為主軸最低轉速，考慮是否需要增加定比傳動副，以使轉速數列符合標準或有利于減少齒輪和及徑向與軸向尺寸，并分擔總降速傳動比。然后，將總降速傳動比按“先緩后急”的遞減原則分配給串聯的各變速組中的最小傳動比。 1.6.3確定傳動軸的軸數 傳動軸數變速組數+定比傳動副數+1=6

13、 1.6.4繪制轉速圖先按傳動軸數及主軸轉速級數格距l(xiāng)g畫出網格，用以繪制轉速圖。在轉速圖上，先分配從電動機轉速到主軸最低轉速的總降速比，在串聯的雙軸傳動間畫上u(kk+1)min.再按結構式的級比分配規(guī)律畫上各變速組的傳動比射線，從而確定了各傳動副的傳動比。 圖1-1 轉速圖 圖1-2 CA6140傳動系統(tǒng)圖1.6.5 傳動方案擬定當雙向多片摩擦離合器M1左結合時，軸的運動經M1左部的摩擦片及齒輪副或傳給軸。當M1右結合時軸的運動經M1右部摩擦片及齒輪Z50傳給軸上的齒輪Z34，然后傳給軸上的齒輪Z30。軸的運動分別可分別通過三對齒輪副、傳給軸。軸的運動可分為兩路傳給主軸：（1）當主軸上的滑

14、動齒輪Z50處于左端位置時，軸運動經齒輪副直接傳給主軸，使主軸高速運轉。（2）當主軸上的滑動齒輪Z50處于左端位置時，使齒輪式離合器M2接合，則軸的運動經-的背輪機構傳給主軸，使主軸獲得中低轉速。 第二章 主要設計零件的計算和驗算2.1主軸箱的箱體 主軸箱中有主軸、變速機構，操縱機構和潤滑系統(tǒng)等。主軸箱除應保證運動參數外，還應具有較高的傳動效率，傳動件具有足夠的強度或剛度，噪聲較低，振動要小，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。箱體材料以中等強度的灰鑄鐵HT150及HT200為最廣泛,本設計選用材料為HT20-40.箱體鑄造時的最小壁厚根據其外形輪廓尺寸(長

15、寬高),按下表選取. 表2-1長寬高()壁厚(mm) 500 500 300-800 500 50010-15 800 800 50012-20由于箱體軸承孔的影響將使扭轉剛度下降10%-20%，彎曲剛度下降更多，為彌補開口削弱的剛度，常用凸臺和加強筋；并根據結構需要適當增加壁厚。如中型車床的前支承壁一般取25mm左右，后支承壁取22mm左右，軸承孔處的凸臺應滿足安裝調整軸承的需求。 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保證，因此，箱體上安裝空的位置的確定很重要。本設計中各軸安裝孔的位置的確定主要考慮了齒輪之間的嚙合及相互干涉的問

16、題，根據各對配合齒輪的中心距及變位系數，并參考有關資料，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是中心距變動系數）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

17、中心距-=（25+33）/22=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2-1上圖中XIV、XV軸的位置沒有表達清楚具體位置參見零件圖。設計的箱體外觀形狀如下圖： 圖2-2 箱體在床身上的安裝方式，機床類型不同，其主軸變速箱的定位安裝方式亦不同。有固定式、移動式兩種。車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，留有安裝結構，并對箱體的底部為安裝進行了相應的調整。 箱體的顏色根據機床的總體設計確定，并考慮機床實際使用地區(qū)人們心理上對顏色的喜好及風俗。箱體中預留了潤滑油路的安裝空間和安裝螺紋孔及油

18、溝，具體表達見箱體零件圖。2.2傳動系統(tǒng)的I軸及軸上零件設計 2.2.1普通V帶傳動的計算普通V帶的選擇應保證帶傳動不打滑的前提下能傳遞最大功率，同時要有足夠的疲勞強度，以滿足一定的使用壽命。設計功率 (kW） （2-1）工況系數，查機床設計指導（任殿閣，張佩勤 主編）表2-5，取1.1； 故小帶輪基準直徑為130mm；帶速 ； （2-2）大帶輪基準直徑為230 mm；初選中心距1000mm, 由機床總體布局確定。過小，增加帶彎曲次數；過大，易引起振動。帶基準長度 （2-3）查機床設計指導（任殿閣，張佩勤 主編）表2-7，取2800mm;帶撓曲次數1000mv/=7.0440； （2-5）實際

19、中心距 （2-6） （2-7）故小帶輪包角 （2-8）單根V帶的基本額定功率,查機床設計指導（任殿閣，張佩勤 主編）表2-8，取2.28kW；單根V帶的基本額定功率增量 （2-9） 彎曲影響系數，查表2-9，取 傳動比系數，查表2-10，取1.12故；帶的根數 （2-10） 包角修正系數，查表2-11，取0.93； 帶長修正系數，查表2-12，取1.01；故 z取4；單根帶初拉力 （2-11） q帶每米長質量，查表2-13，取0.10； 故58.23N帶對軸壓力 （2-12） 圖2-3 2.2.2多片式摩擦離合器的計算設計多片式摩擦離合器時，首先根據機床結構確定離合器的尺寸，如為軸裝式時，外摩

20、擦片的內徑d應比花鍵軸大26mm，內摩擦片的外徑D的確定，直接影響離合器的徑向和軸向尺寸，甚至影響主軸箱內部結構布局，故應合理選擇。摩擦片對數可按下式計算 Z2MnK/fbp （2-13）式中 摩擦離合器所傳遞的扭矩（Nmm）；955/955110.98/8001.28（）;（2-14） 電動機的額定功率（kW）； 安裝離合器的傳動軸的計算轉速（r/min）； 從電動機到離合器軸的傳動效率； K安全系數，一般取1.31.5； f摩擦片間的摩擦系數，由于磨擦片為淬火鋼，查機床設計指導表取f=0.08； 摩擦片的平均直徑（mm）; =（D+d）/267mm; （2-16） b內外摩擦片的接觸寬度（

21、mm）； b=（D-d）/2=23mm； （2-17） 摩擦片的許用壓強（N/）；1.11.001.000.760.836 （2-18） 基本許用壓強（MPa），查機床設計指導表2-15，取1.1； 速度修正系數 n/6=2.5（m/s） （2-19） 根據平均圓周速度查機床設計指導表2-16，取1.00； 接合次數修正系數，查機床設計指導表2-17，取1.00； 摩擦結合面數修正系數，查機床設計指導表2-18，取0.76。所以 Z2MnK/fbp21.281.4/（3.140.08230.83611 臥式車床反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗確定，一般取0.40.4114.4 最后確定摩

22、擦離合器的軸向壓緊力Q，可按下式計算：Q=b(N)1.13.14231.003.57 （2-20）式中各符號意義同前述。摩擦片的厚度一般取1、1.5、1.75、2（mm），內外層分離時的最大間隙為0.20.4（mm）,摩擦片的材料應具有較高的耐磨性、摩擦系數大、耐高溫、抗膠合性好等特點，常用10或15鋼，表面滲碳0.30.5（mm）,淬火硬度達HRC5262。 圖2-42.2.3齒輪的驗算 驗算齒輪強度，應選擇相同模數承受載荷最大的齒數最小的齒輪，進行接觸應力和彎曲應力驗算。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲應力。對硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗算齒根彎

23、曲應力。 接觸應力的驗算公式為（MPa）（3-1） （2-21）彎曲應力的驗算公式為 （2-22）式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； （2-23）T-齒輪在機床工作期限（）內的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=1500020000h，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數； -齒輪的最低轉速（r/min）;-基準循環(huán)次數；查表3-1（以下均參見機床設計指導） m疲勞曲線指數，查表3-1；速度轉化系數，查表3-2；功率利用系數，查表3-3；材料強化系數，查表3-4；的極限值，見表3-5，當時，則取=；當時，取=；工作情況系數，中等沖擊的主運動，取=1.2

24、1.6；動載荷系數，查表3-6；齒向載荷分布系數，查表3-9；Y標準齒輪齒形系數，查表3-8；許用接觸應力（MPa）,查表3-9；許用彎曲應力（MPa），查表3-9。如果驗算結果或不合格時，可以改變初算時選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時，就得采取調整齒寬或重新選擇齒數及模數等措施。I軸上的齒輪采用整淬的方式進行熱處理傳至I軸時的最大轉速為：N=5.625kw （2-24）在離合器兩齒輪中齒數最少的齒輪為502.25，且齒寬為B=12mm u=1.05=1250MP（2-25）符合強度要求。驗算562.25的齒輪：=1250MP （2-26）符合強度要求 圖2-52.2.4傳動軸的驗算對于傳

25、動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。軸的抗彎斷面慣性矩（）花鍵軸 = （2-27） 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；傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得： （2-28）式中 N該軸傳遞的最大功率（kw）; 該軸的計算轉速（r/min）。傳動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 （2-29）式中 D齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力： （2-30）式中 為齒輪的嚙合角，20；齒面摩擦角，；齒輪的螺旋角；0故N花鍵軸鍵側擠壓應力的驗算花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為： （2-

26、31）式中 花鍵傳遞的最大轉矩（）； D、d花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L花鍵工作長度； N花鍵鍵數； K載荷分布不均勻系數，K=0.70.8； （2-32）故此花鍵軸校核合格 圖2-62.2.5軸承疲勞強度校核機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進行疲勞驗算。其額定壽命的計算公式為： （2-33） C滾動軸承的額定負載（N）,根據軸承手冊或機床設計手冊查取，單位用（kgf）應換算成（N）；速度系數， 為滾動軸承的計算轉速（r/mm） 壽命系數， 壽命系數，對球軸承=3，對滾子軸承=；工作情況系數，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數機床），；功率利用系數，查表

27、33；速度轉化系數，查表32；齒輪輪換工作系數，查機床設計手冊；P當量動載荷，按機床設計手冊。 故軸承校核合格2.3傳動系統(tǒng)的軸及軸上零件設計2.3.1齒輪的驗算 驗算齒輪強度，應選擇相同模數承受載荷最大的齒數最小的齒輪，進行接觸應力和彎曲應力驗算。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲應力。對硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗算齒根彎曲應力。 接觸應力的驗算公式為（MPa）（3-1） （2-34）彎曲應力的驗算公式為 （2-35）式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； -電動機額定功率（KW）； -從電動機到所計算的齒輪的機械效率； -齒輪計算轉速（r/min

28、）; m-初算的齒輪模數（mm）; B-齒寬（mm） Z-小齒輪齒數； u-大齒輪與小齒輪齒數之比，u1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內嚙合； -壽命系數： （2-36）-工作期限系數： （2-37）T-齒輪在機床工作期限（）內的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=1500020000h，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數； -齒輪的最低轉速（r/min）;-基準循環(huán)次數；查表3-1（以下均參見機床設計指導） m疲勞曲線指數，查表3-1；速度轉化系數，查表3-2；功率利用系數，查表3-3；材料強化系數，查表3-4；的極限值，見表3-5，當時，則取=；

29、當時，取=；工作情況系數，中等沖擊的主運動，取=1.21.6；動載荷系數，查表3-6；齒向載荷分布系數，查表3-9；Y標準齒輪齒形系數，查表3-8；許用接觸應力（MPa）,查表3-9；許用彎曲應力（MPa），查表3-9。如果驗算結果或不合格時，可以改變初算時選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時，就得采取調整齒寬或重新選擇齒數及模數等措施。軸上的雙聯滑移齒輪采用整淬的方式進行熱處理傳至軸時的最大轉速為： （2-38） （2-39）m=2.25N=5.77kw （2-40）在雙聯滑移齒輪中齒數最少的齒輪為382.25，且齒寬為B=14mmu=1.05=1250MP（2-41）故雙聯滑移齒輪符合標準

30、驗算392.25的齒輪：392.25齒輪采用整淬N=5.71kw B=14mm u=1 =1250MP（2-42）故此齒輪合格驗算222.25的齒輪：222.25齒輪采用整淬N=5.1kw B=14mm u=4 （2-43）=1250MP （2-44）故此齒輪合格驗算302.25齒輪：302.25齒輪采用整淬N=5.1kw B=14mm u=1 （2-45）=1250MP （2-46）故此齒輪合格 圖2-72.3.2傳動軸的驗算對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。軸的抗彎斷面慣性矩（）花鍵軸 （2-47）式中 d花鍵軸的小徑（mm）；i花軸的大徑（mm）；b、N花鍵軸

31、鍵寬，鍵數；傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得： （2-48）式中 N該軸傳遞的最大功率（kw）; 該軸的計算轉速（r/min）。傳動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： （2-49）式中 D齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力： （2-50）式中 為齒輪的嚙合角；齒面摩擦角；齒輪的螺旋角；=27.86mm （2-51）符合校驗條件花鍵軸鍵側擠壓應力的驗算花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為： （2-52）式中 花鍵傳遞的最大轉矩（）； D、d花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L花鍵工作長度； N花鍵鍵數； K載荷分布不均勻系數，K=0.7

32、0.8； （2-53）故此花鍵軸校核合格 圖2-82.3.3軸組件的剛度驗算兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件的跨距對其剛度的影響很大，在繪制主軸組件的結構草圖后，可以對合理跨距L。進行計算，以便修改草圖，當跨距遠大于L。時，應考慮采用三支撐結構。機床設計的教科書中的主軸組件柔度方程系在主軸端部C點家在時主軸和軸承兩相柔度的迭加，其極值方程為： （2-54）式中 L。合理跨距； C 主軸懸伸梁； 后前支撐軸承剛度 該一元三次方程求解可得為一實根： （2-55）機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進行疲勞驗算。其額定壽命的計算公式為： （2-56）C滾動軸承的額定負載（N）,根據軸

33、承手冊或機床設計手冊查取，單位用（kgf）應換算成（N）；速度系數， 為滾動軸承的計算轉速（r/mm） 壽命系數， 壽命系數，對球軸承=3，對滾子軸承=；工作情況系數，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數機床），；功率利用系數，查表33；速度轉化系數，查表32；齒輪輪換工作系數，查機床設計手冊；P當量動載荷，按機床設計手冊。 （2-57） （2-58） （2-59）故軸承校核合格 圖2-82.4 傳動系統(tǒng)的軸及軸上零件設計2.4.1齒輪的驗算 驗算齒輪強度，應選擇相同模數承受載荷最大的齒數最小的齒輪，進行接觸應力和彎曲應力驗算。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應力，對低速傳動的

34、齒輪驗算齒根彎曲應力。對硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗算齒根彎曲應力。 接觸應力的驗算公式為（MPa） （2-60）彎曲應力的驗算公式為 （2-61）式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； -電動機額定功率（KW）； -從電動機到所計算的齒輪的機械效率； -齒輪計算轉速（r/min）; m-初算的齒輪模數（mm）; B-齒寬（mm） Z-小齒輪齒數； u-大齒輪與小齒輪齒數之比，u1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內嚙合； -壽命系數：-工作期限系數： （2-62）T-齒輪在機床工作期限（）內的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=1500020000h，同一變速組內的齒輪總工作時

35、間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數； -齒輪的最低轉速（r/min）;-基準循環(huán)次數；查表3-1（以下均參見機床設計指導） m疲勞曲線指數，查表3-1；速度轉化系數，查表3-2；功率利用系數，查表3-3；材料強化系數，查表3-4；的極限值，見表3-5，當時，則取=；當時，取=；工作情況系數，中等沖擊的主運動，取=1.21.6；動載荷系數，查表3-6；齒向載荷分布系數，查表3-9；Y標準齒輪齒形系數，查表3-8；許用接觸應力（MPa）,查表3-9；許用彎曲應力（MPa），查表3-9。如果驗算結果或不合格時，可以改變初算時選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時，就得采取調整齒寬或重新選擇齒

36、數及模數等措施。三軸上的三聯滑移齒輪采用整淬的方式進行熱處理傳至三軸時的最大轉速為：N=5.42kw （2-63）在三聯滑移齒輪中齒數最少的齒輪為412.25，且齒寬為B=12mm u=1.05=1250MP（2-64）故三聯滑移齒輪符合標準驗算502.5的齒輪：502.5齒輪采用整淬N=5.1kw B=15mm u=1 （2-65） =1250MP （2-66）故此齒輪合格驗算633的齒輪：633齒輪采用整淬N=5.1kw B=10mm u=4 （2-67）=1250MP （2-68）故此齒輪合格驗算442齒輪：442齒輪采用整淬N=5.1kw B=10mm u=1 （2-69）=1250M

37、P （2-70）故此齒輪合格 圖2-92.4.2 傳動軸的驗算對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。軸的抗彎斷面慣性矩（）花鍵軸 （2-71）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；傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得：= （2-72）式中 N該軸傳遞的最大功率（kw）; 該軸的計算轉速（r/min）。傳動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： （2-73）式中 D齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力： （2-74）式中 為齒輪的嚙合角；齒面摩擦角；齒輪的螺旋角；=27.8

38、6mm （2-75）符合校驗條件花鍵軸鍵側擠壓應力的驗算花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為： （2-76）式中 花鍵傳遞的最大轉矩（）； D、d花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L花鍵工作長度； N花鍵鍵數； K載荷分布不均勻系數，K=0.70.8； （2-77）故此三軸花鍵軸校核合格 圖2-102.4.3 軸組件的剛度驗算兩支撐主軸組件的合理跨距：主軸組件的跨距對其剛度的影響很大，在繪制主軸組件的結構草圖后，可以對合理跨距L。進行計算，以便修改草圖，當跨距遠大于L。時，應考慮采用三支撐結構。機床設計的教科書中的主軸組件柔度方程系在主軸端部C點家在時主軸和軸承兩相柔度的迭加，其極值方程為： （2-78）

39、式中 L。合理跨距； C 主軸懸伸梁； 后前支撐軸承剛度 該一元三次方程求解可得為一實根： （2-79）機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進行疲勞驗算。其額定壽命的計算公式為： （2-80）C滾動軸承的額定負載（N）,根據軸承手冊或機床設計手冊查取，單位用（kgf）應換算成（N）；速度系數， 為滾動軸承的計算轉速（r/mm） 壽命系數， 壽命系數，對球軸承=3，對滾子軸承=；工作情況系數，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數機床），；功率利用系數，查表33；速度轉化系數，查表32；齒輪輪換工作系數，查機床設計手冊；P當量動載荷，按機床設計手冊。 故軸承校核合格

40、圖2-112.5傳動系統(tǒng)的軸及軸上零件設計2.5.1齒輪的驗算 驗算齒輪強度，應選擇相同模數承受載荷最大的齒數最小的齒輪，進行接觸應力和彎曲應力驗算。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲應力。對硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗算齒根彎曲應力。 接觸應力的驗算公式為（MPa） （2-81）彎曲應力的驗算公式為 （2-82）式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； -電動機額定功率（KW）； -從電動機到所計算的齒輪的機械效率； -齒輪計算轉速（r/min）; m-初算的齒輪模數（mm）; B-齒寬（mm） Z-小齒輪齒數； u-大齒輪與小齒輪齒數之比，u1，“+

41、”號用于外嚙合，“-”號用于內嚙合； -壽命系數： （2-83）-工作期限系數： （2-84） T-齒輪在機床工作期限（）內的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=1500020000h，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數； -齒輪的最低轉速（r/min）;-基準循環(huán)次數；查表3-1（以下均參見機床設計指導） m疲勞曲線指數，查表3-1；速度轉化系數，查表3-2；功率利用系數，查表3-3；材料強化系數，查表3-4；的極限值，見表3-5，當時，則取=；當時，取=；工作情況系數，中等沖擊的主運動，取=1.21.6；動載荷系數，查表3-6；齒向載荷分布系數，查表

42、3-9；Y標準齒輪齒形系數，查表3-8；許用接觸應力（MPa）,查表3-9；許用彎曲應力（MPa），查表3-9。如果驗算結果或不合格時，可以改變初算時選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時，就得采取調整齒寬或重新選擇齒數及模數等措施。軸上的直齒齒輪采用整淬的方式進行熱處理傳至軸時的最大轉速為：N=5.42kw （2-85）齒輪的模數與齒數為332，且齒寬為B=20mm u=1.05=1250MP（2-86）故齒輪符合標準驗算582的齒輪：582齒輪采用整淬N=5.1kw B=20mm u=1 （2-87） =1250MP （2-88）故此齒輪合格 圖2-122.5.2傳動軸的驗算對于傳動軸，除重

43、載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。軸的抗彎斷面慣性矩（）花鍵軸 （2-89）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；傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得：= （2-90）式中 N該軸傳遞的最大功率（kw）; 該軸的計算轉速（r/min）。傳動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： （2-91）式中 D齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力： （2-92）式中 為齒輪的嚙合角；齒面摩擦角；齒輪的螺旋角；=22.32mm （2-93）符合校驗條件花鍵軸鍵側擠壓應力的驗算花鍵鍵側工作表面的擠壓

44、應力為： （2-94）式中 花鍵傳遞的最大轉矩（）； D、d花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L花鍵工作長度； N花鍵鍵數； K載荷分布不均勻系數，K=0.70.8； （2-95）故此花鍵軸校核合格 圖2-132.5.3軸組件的剛度驗算兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件的跨距對其剛度的影響很大，在繪制主軸組件的結構草圖后，可以對合理跨距L。進行計算，以便修改草圖，當跨距遠大于L。時，應考慮采用三支撐結構。機床設計的教科書中的主軸組件柔度方程系在主軸端部C點家在時主軸和軸承兩相柔度的迭加，其極值方程為： （2-95）式中 L。合理跨距； C 主軸懸伸梁； 后前支撐軸承剛度 該一元三次方程求解可得為一實根： （2-96）機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進行疲勞驗算。其額定壽命的計算公式為： （2-97） C滾動軸承的額定負載（N）,根據軸承手冊或機床設計手冊查取，單位用（kgf）應換算成（N）；速度系數， 為滾動軸承的計算轉速（r/mm） 壽命系數，