CA6140機(jī)床主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì),CA6140,機(jī)床,主軸,結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 沈 陽(yáng) 化 工 大 學(xué) 科 亞 學(xué) 院 本 科 畢 業(yè) 論 文 題 目： 機(jī)床主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 3 專 業(yè)： 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 班 級(jí)： 1101 班 學(xué)生姓名： 程學(xué)博 指導(dǎo)教師： 趙艷春 論文提交日期： 2015 年 6 月 1 日 論文答辯日期： 2015 年 6 月 5 日 指導(dǎo)教師： 簽字 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）任務(wù)書(shū) 2015 年 3 月 6 日 2015 年 3 月 6 日至 2015 年 6 月 5 日 起止時(shí)間： 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）專題部分： 機(jī)床主軸箱結(jié)構(gòu) 3.文獻(xiàn)綜述（不少于 3000 字） 裝備圖、零件圖 機(jī)床主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 3 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）內(nèi)容：1.設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)一份 2. AutoCAD 軟件繪圖一套（包括 畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）題目： 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化專業(yè) 1101 班 學(xué)生：程學(xué)博 摘 要 車床是眾多車床中應(yīng)用最廣泛的一種，約占車床類總數(shù)的 65%，因其主軸以水平方式放置故稱為臥式車床。普通車床的主軸箱又稱床頭箱，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床的關(guān)鍵零件。 本文對(duì)機(jī)床床頭箱進(jìn)行了設(shè)計(jì)，主軸箱是機(jī)床的動(dòng)力源將動(dòng)力和運(yùn)動(dòng)傳遞給機(jī)床主軸的基本環(huán)節(jié)，其機(jī)構(gòu)復(fù)雜而巧妙，要實(shí)現(xiàn)其全部功能在軟件中的模擬仿真工作量非常大。這次設(shè)計(jì)的效果沒(méi)有預(yù)計(jì)的完美， 有一些硬件方面的原因，在模擬仿真的時(shí)候，由于計(jì)算機(jī)的配置不能達(dá)到所需要求，致使運(yùn)行速度非常慢，不但時(shí)間上拖了下來(lái)，而且所模擬的效果很不理想。我接受的設(shè)計(jì)任務(wù)是對(duì)車床的主軸箱進(jìn)行設(shè)計(jì)。主軸箱的結(jié)構(gòu)繁多，考慮到實(shí)際硬件設(shè)備的承受能力，在進(jìn)行三維造型的時(shí)候在不影響模擬仿真的情況下，省去了很多細(xì)部結(jié)構(gòu)。 關(guān)鍵詞: 軸; 齒輪; 主軸; 變速 Abstract Common lathe is one of the the most widely used, accounting for 65% of the total number of lathes , because of the spindle horizontally placed so called horizontal lathe.Mainspindle: also known as the headstock, its main task is coming from the main motor rotation speed through a series of institutions required for the spindle to be turned to different positive and negative speed, while spindle box allocate part of the power the campaign to pass into the box. Lathe headstock spindle is the key to the middle part. CA6140-type feed box: also known as the cutting box, feed tank equipped with a variable speed feed motion in the body, it can adjust the speed to change mechanism, obtain the required feed rate or screw pitch, the light bar or screw through the spread of sports knife frame for cutting.Screw and light bars: to connect the feed box and the crates and deliver the motion and driving force to slide crate ,to make crate to get the vertical linear slide motion. Keywords: Haft; Gear; Spindle box; Variable speed 目 錄 引言 1 第一章 傳動(dòng)方案和傳動(dòng)系統(tǒng)圖的擬定 2 第二章 主要設(shè)計(jì)零件的計(jì)算和驗(yàn)算 4 2.1 主軸箱的箱體 4 2.2 傳動(dòng)系統(tǒng)的 I 軸及軸上零件設(shè)計(jì) 5 2.2.1 普通 V 帶傳動(dòng)的計(jì)算 5 2.2.2 多片式摩擦離合器的計(jì)算 7 2.2.3 齒輪的驗(yàn)算 8 2.2.4 傳動(dòng)軸的驗(yàn)算 10 2.2.5 軸承疲勞強(qiáng)度校核 11 第三章 傳動(dòng)系統(tǒng)的Ⅱ軸及軸上零件設(shè)計(jì) 12 3.1 齒輪的驗(yàn)算 13 3.2 傳動(dòng)軸的驗(yàn)算 15 3.3 軸組件的剛度驗(yàn)算 17 第四章 傳動(dòng)系統(tǒng)的Ⅲ軸及軸上零件設(shè)計(jì) 19 4.1 齒輪的驗(yàn)算 19 4.2 傳動(dòng)軸的驗(yàn)算 21 4.3 軸組件的剛度驗(yàn)算 22 第五章 傳動(dòng)系統(tǒng)的Ⅳ軸及軸上零件設(shè)計(jì) 24 5.1 齒輪的驗(yàn)算 25 5.2 傳動(dòng)軸的驗(yàn)算 27 5.3 軸組件的剛度驗(yàn)算 28 第六章 傳動(dòng)系統(tǒng)的Ⅴ軸及軸上零件設(shè)計(jì) 30 6.1 齒輪的驗(yàn)算 30 6.2 軸組件的剛度驗(yàn)算 32 結(jié)論 34 參考文獻(xiàn) 35 致謝 36 沈陽(yáng)化工大學(xué)科亞學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 引言 引言 金屬切削機(jī)床是通過(guò)切削金屬毛坯部件加工成機(jī)器零件的機(jī)器，它是制作很多機(jī)器的機(jī)器，所以它又被叫做為“工作母機(jī)”或“工具機(jī)”，也可以叫做為機(jī)床。 在新中國(guó)建成以后不久，機(jī)床行業(yè)建設(shè)成立了。在半封建，半殖民的舊中國(guó)的時(shí)期，基本上就沒(méi)有機(jī)床制造業(yè)。一直到解放后不久，全國(guó)只有及其十分少數(shù)地幾個(gè)機(jī)械修配廠可以用來(lái)生產(chǎn)簡(jiǎn)單的結(jié)構(gòu)少量機(jī)床。1949 年機(jī)床年產(chǎn)量?jī)H僅只有 1500 多臺(tái)床子。在解放后的幾十年時(shí)間里頭，中國(guó)的機(jī)床工業(yè)能夠獲得高速的發(fā)展。眼前，中國(guó)是布局十分合理，完美的機(jī)床工業(yè)體系。但是，仍然我國(guó)的機(jī)床工業(yè)與世界先進(jìn)的生產(chǎn)技術(shù)水平還是有非常較大的差距。所以，我國(guó)的機(jī)床工具行業(yè)面臨著光榮而艱巨的任務(wù)使命，必須不斷地去學(xué)習(xí)發(fā)展，并且引入國(guó)外的先進(jìn)科學(xué)技術(shù)生產(chǎn)技術(shù)，大力發(fā)揚(yáng)科研，研發(fā)，盡快的去迎接世界先進(jìn)步伐與水平。 所研究的車床是比較廣泛常見(jiàn)的一種機(jī)床，占約 65％的總車床設(shè)備，它因?yàn)樽陨硖卣髦鬏S水平方式放置所以被叫為臥式車床。普通車床的主軸箱又稱作為床頭箱， 它的主要任務(wù)是旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，需要經(jīng)過(guò)一系列的正和負(fù)兩個(gè)導(dǎo)引不同速度的主軸傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，和主軸箱和的功率將運(yùn)動(dòng)的一部分分離被轉(zhuǎn)移到進(jìn)料箱。 本次畢業(yè)設(shè)計(jì)是針對(duì)機(jī)床主軸箱進(jìn)行了幾個(gè)月的設(shè)計(jì)，它的結(jié)構(gòu)是及其復(fù)雜又是是十分的精妙，要實(shí)現(xiàn)其全部功能在使用的過(guò)程中仿真工作量是非常大的。這次設(shè)計(jì)的效果即使沒(méi)有達(dá)到向預(yù)計(jì)的那樣十分的美好，有一些部分的原因是出現(xiàn)在硬件的部分，在模擬仿真過(guò)程當(dāng)中，由于計(jì)算機(jī)的配置仍然無(wú)法達(dá)到所需的預(yù)期的要求，其結(jié)果是，會(huì)致使在運(yùn)行的過(guò)程當(dāng)中速度非常地慢，不但在時(shí)間上拖下來(lái)了，而且所需要模擬的效果也很不理想了。我接受的畢業(yè)設(shè)計(jì)任務(wù)課題題目是針對(duì)機(jī)床的主軸箱結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)。因?yàn)橹鬏S箱繁多而且復(fù)雜的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，因此我們需要考慮到實(shí)際硬件設(shè)備不能忽視。. 機(jī)床可以是各種轉(zhuǎn)彎，并可以加工公制，英寸，模量和牙。 由主軸滾動(dòng)軸承和三個(gè)支持多;進(jìn)料系統(tǒng)是采取兩軸滑動(dòng)齒輪共同機(jī)制;垂直和水平進(jìn)給是通過(guò)與交叉操作手柄，并伴隨著快速馬達(dá)。該機(jī)床具有剛性好，功率大， 操作方便等特點(diǎn). 9 沈陽(yáng)化工大學(xué)科亞學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第一章傳動(dòng)方案和傳動(dòng)系統(tǒng)圖的擬定 第一章傳動(dòng)方案和傳動(dòng)系統(tǒng)圖的擬定 （1）確定極限轉(zhuǎn)速 根據(jù)已知主軸的基本設(shè)計(jì)要求得知最低的轉(zhuǎn)速 nmin 為 10r/min,最高轉(zhuǎn)速得知 nmax 為 1400r/min，轉(zhuǎn)速調(diào)整范圍在 Rn=nmax/nmin=140 里面。 （2）確定公比 選定主軸轉(zhuǎn)速數(shù)列的公比為φ＝1.26 （3）求出主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù) Z Z=lgRn/lgφ+1= lg140/lg1.12+1=24 （1-1） 一般金屬切削機(jī)床，如無(wú)特殊性能要求，是 Y 系列自我封閉自扇冷式三相異步 電動(dòng)機(jī)。Y 系列電動(dòng)機(jī)具有高效、節(jié)能、起動(dòng)轉(zhuǎn)矩大、噪聲小、振動(dòng)小、運(yùn)行安全可靠特別特征的。根據(jù)機(jī)床的基本設(shè)計(jì)而選擇 Y160M-4，它的轉(zhuǎn)速為 1500r/min。 （4）確定結(jié)構(gòu)式(選用分支傳動(dòng)) 24=21×32×[1+（2×2-1）] （5）確定轉(zhuǎn)速數(shù)列，查《機(jī)械裝備設(shè)計(jì)》標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列可以得出： 10，12.5，16，25，31.5，40，50，63，80，100，125，160，200，250，315， 400，500。高速級(jí) 6 級(jí)：450，560，710，900，1120，1400 （6）需要繪制轉(zhuǎn)速圖 ○ 1 選定電動(dòng)機(jī) ○ 2 分配總降 考慮該序列是否可以增加超過(guò)所述驅(qū)動(dòng)一對(duì)，從而使序列符合標(biāo)準(zhǔn)或減少齒輪和徑向和軸向尺寸的數(shù)量，并降低了總下降率傳輸率。然后，發(fā)送到該系列的傳動(dòng)比的總減速比的最小變速比是按照“先慢和緊急”減少的原則.圖 1，轉(zhuǎn)速圖。 圖 1 轉(zhuǎn)速圖 ○ 3 確定傳動(dòng)軸的軸數(shù) 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 根據(jù)傳動(dòng)軸數(shù)和主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)格距 lgφ畫(huà)出網(wǎng)格，用于繪制圖表。在速度圖表， 從電機(jī)速度的總減速比的主軸的最小速度，在一個(gè)系列 U 之間雙軸傳輸?shù)模↘，K + 1） 分鐘。根據(jù)畫(huà)的每個(gè)齒輪組傳動(dòng)比射線分布結(jié)構(gòu)分布的比率，以確定傳輸對(duì)的傳動(dòng)比。 在床上安裝框，不同類型的機(jī)床中，主軸齒輪箱安裝的位置也不同。有兩種固定和移動(dòng)。該車床主軸箱是一個(gè)固定的齒輪箱，并且是固定的底平面的兩個(gè)小垂直平面和突起，和螺釘和板的箱的底面被固定。 框的顏色是根據(jù)機(jī)床的整體設(shè)計(jì)決定的，與實(shí)際使用的機(jī)床被認(rèn)為人們的心理和海關(guān)的顏色. 驅(qū)動(dòng)鏈的驅(qū)動(dòng)鏈表示實(shí)現(xiàn)工具的垂直或水平運(yùn)動(dòng)。當(dāng)臥式車床的切削螺桿，饋送傳輸鏈路是接觸的傳動(dòng)鏈內(nèi)..的主軸線的移動(dòng)量每個(gè)刀架應(yīng)等于螺釘?shù)囊€。當(dāng)切削圓筒和端面，所述進(jìn)給傳動(dòng)鏈?zhǔn)峭獠窟B接的鏈，這些喂入也移動(dòng)每個(gè)刀架的量。因此， 在進(jìn)料鏈，主軸和轉(zhuǎn)塔作為驅(qū)動(dòng)鏈末端的分析。 沈陽(yáng)化工大學(xué)科亞學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第二章主要設(shè)計(jì)零件的計(jì)算和驗(yàn)算 第二章主要設(shè)計(jì)零件的計(jì)算和驗(yàn)算 2.1 主軸箱的箱體 主軸，傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，具有控制機(jī)構(gòu)和潤(rùn)滑系統(tǒng)等的特點(diǎn).除了主軸箱應(yīng)確保運(yùn)動(dòng)參數(shù)以外，也應(yīng)具有高傳輸效率的特點(diǎn)，它也具有足夠的強(qiáng)度和較強(qiáng)的剛性，低噪聲， 振動(dòng)小，易操作，具有良好的工藝性和維護(hù)方便，成本比較低，防塵，防滲漏，外形及其美觀的特點(diǎn)。 箱體的材料，以灰鑄鐵 HT150 介質(zhì)強(qiáng)度和 HT200 是最廣泛，對(duì)于最低壁箱 HT20-40 設(shè)計(jì)材料的選擇。根據(jù)外形尺寸（長(zhǎng)*寬*高）鑄造厚，按選擇的表 2-1。 表 2-1 外輪廓尺寸 長(zhǎng)×寬×高( mm3 ) 壁厚(mm) < 500 × 500 × 300 8-12 > 500 × 500 × 300-800 × 500 × 500 10-15 > 800 × 800 × 500 12-20 由于盒體可以影響扭轉(zhuǎn)剛度降低 10％的軸承孔 - 20％，由于彎曲剛度下降更多， 以及補(bǔ)開(kāi)口削弱剛度，常用凸和加強(qiáng)肋，和與根據(jù)所述結(jié)構(gòu)需要適當(dāng)?shù)卦黾颖诤?。如介質(zhì)車床前支撐壁通常需要大約 25mm 的支承壁后左右 22 毫米，軸承凸臺(tái)孔應(yīng)滿足安裝和調(diào)整軸承的軸承的需求。 的框在主軸箱支承和定位的作用。 CA6140 15 軸，軸定位的主軸線取決于盒安裝空位置，以確保，因此，在空間上的位置的安裝的盒是非常重要的。在該設(shè)計(jì)中， 軸安裝孔的位置主要取決于根據(jù)身體軸線安裝位置被確定考慮齒輪和相互干擾的問(wèn)題，每一個(gè)齒輪的中心距，而位置改變系數(shù)之間的嚙合，并且參照相關(guān)的信息如下： 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 在床上安裝框，不同類型的機(jī)床中，主軸齒輪箱安裝的位置也不同。有兩種固 定和移動(dòng)。該車床主軸箱是一個(gè)固定的齒輪箱，并且是固定的底平面的兩個(gè)小垂直平面和突起，和螺釘和板的箱的底面被固定。該主軸箱是一個(gè)一種類型的澆注成型， 留下一個(gè)結(jié)構(gòu)，和盒的相應(yīng)調(diào)整的安裝底部。 框的顏色是根據(jù)機(jī)床的整體設(shè)計(jì)決定的，與實(shí)際使用的機(jī)床被認(rèn)為人們的心理和海關(guān)的顏色。 潤(rùn)滑油通道的設(shè)置空間被保留和螺紋孔和油槽安裝，與箱體部件圖表的具體式表示具體。 2.2 傳動(dòng)系統(tǒng)的 I 軸及軸上零件設(shè)計(jì) 2.2.1 普通 V 帶傳動(dòng)的計(jì)算 普通 V 帶的選擇應(yīng)滿足其最大功率不打滑地傳遞，疲勞強(qiáng)度應(yīng)該承受一定的使用壽命的特點(diǎn)。設(shè)計(jì)功率： Pd = K A · P （kW） （2-1） d 故小帶輪基準(zhǔn)直徑d 1 為 130mm； 帶速 v ： 1 v = pdd n1 /(60 ′1000) ? 9.86m / s ￡ [v]； （2-2） d 大帶輪基準(zhǔn)直徑d 為 230 mm； 2 初選中心距a0 ＝1000mm, a0 由機(jī)床總體布局確定。a0 過(guò)小，增加帶彎曲次數(shù)； a0 過(guò)大，易引起振動(dòng)。帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度： n (d - d )2 L = 2a + (d + d ) + d 2 d1 = 2722.5mm （2-3） d 0 0 2 d1 d 2 4a0 取 Ld 0 ＝2800mm; A2 + B d 0 帶撓曲次數(shù)m＝1000mv/ L =7.04 ￡ 40 s-1 ； 實(shí)際中心距a = A + A = Ld - p(dd1 + dd 2 ) = 108.7 4 8 (d - d )2 B = d 2 d1 = 1250 8 108.72 +1250 故a = 108.7 + = 223mm 小帶輪包角a = 180o - 2 sin-1 dd 2 - dd1 ? 154.09o 3 120o 1 2a 單根 V 帶的基本額定功率 P1 ,取 2.28kW； 單根 V 帶的基本額定功率增量 DP = K n (1- 1 ) （2-4） K 1 b 1 u b K ——彎曲影響系數(shù)，取1.03′10-3 Ku ——傳動(dòng)比系數(shù)查表，取 1.12 故DP1 = 0.16 ； 帶的根數(shù) z = Pd (P1 + DP1 )Ka KL Ka ——包角修正系數(shù)，取 0.93； KL ——帶長(zhǎng)修正系數(shù)，取 1.01； 故 z = 12.1 (2.281 + 0.16) ′ 0.93′1.01 ? 3.89  圓整 z 取 4； 單根帶初拉力： F = 500 ′ Pd ( 2.5 -1) + qv2 0 vz K  （2-5） a q——帶每米長(zhǎng)質(zhì)量，取 0.10； 故 F0 ＝58.23N 帶對(duì)軸壓力： Q = 2F z sin a1 = 2 ′ 58.23′ 4 ′ sin 154.09o ? 453.98N  （2-6） 0 2 2 2.2.2 多片式摩擦離合器的計(jì)算 多盤(pán)式摩擦離合器的設(shè)計(jì)，首先根據(jù)確定的機(jī)床離合器尺寸的結(jié)構(gòu)中，如軸裝， 比花鍵軸 2?6 毫米外摩擦片直徑 D，直徑為 D 的內(nèi)摩擦，直接會(huì)導(dǎo)致到離合器在徑向和軸向的尺寸不同，也會(huì)導(dǎo)致其主軸箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)的布局變化，所以應(yīng)該是一個(gè)合理的選擇。 摩擦片對(duì)數(shù)可按下式計(jì)算 0 Z≥2MnK/pf D 2 b[p] 式中 Mn——摩擦離合器所傳遞的扭矩（N·mm）； d j Mn＝955×104 N η/ n ＝955×104 ×11×0.98/800＝1.28×105 （N·mm） D0 =（D+d）/2＝67mm； （2-7） b——內(nèi)外摩擦片的接觸寬度（mm）； b=（D-d）/2=23mm； [ p]——摩擦片的許用壓強(qiáng)（N/ mm2 ）；︱ [ p]＝ é pt ù K K K ＝1.1×1.00×1.00×0.76＝0.836 （2-8） ? 0 ? v m z é pt ù ——基本許用壓強(qiáng)（MPa）取 1.1； ? 0 ? Kv ——速度修正系數(shù)； v ＝p D2 n/6×104 =2.5（m/s） （2-9） p 0 根據(jù)平均圓周速度vp ，取 1.00； Km ——接合次數(shù)修正系數(shù)，取 1.00； Kz ——摩擦結(jié)合面數(shù)修正系數(shù)，取 0.76。 0 所以 Z≥2MnK/pf D 2 b[p]＝2×1.28×105 ×1.4/（3.14×0.08× 672 ×23×0.836＝11 可根據(jù)空載功率損耗 Pk 確定臥式車床反向離合器所傳遞的扭矩，得到： Pk ＝0.4 Nd ＝0.4×11＝4.4 最后確定摩擦離合器的軸向壓緊力 Q，可按下式計(jì)算： Q= é pt ù p D 2 b K (N)＝1.1×3.14× 672 ×23×1.00＝3.57×105 ? 0 ? 0 v 2.2.3 齒輪的驗(yàn)算 要檢查齒輪的強(qiáng)度，我們應(yīng)該選擇相同的模承擔(dān)牙齒的最大數(shù)量，接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力測(cè)試。應(yīng)力計(jì)算的高速傳動(dòng)齒輪齒的接觸應(yīng)力，與低速驅(qū)動(dòng)齒輪齒的計(jì)算。在堅(jiān)硬的表面，軟齒齒輪滲碳，彎曲應(yīng)力，必須檢查。 接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為： 2081′103 (u ±1) K1K2 K3 KS N Zm uBnj sj = （MPa）≤[ s j ] （2-10） 彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式為： 2081′105 K K K K N o = ?1 2 3 S (MPa) ￡ [s ] （2-11） j w Zm2 BYn w 式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N= Nd · h； 60n1T CO KT = m T-齒輪在機(jī)床工作期限（TS ）內(nèi)的總工作時(shí)間（h），對(duì)于中型機(jī)床的齒輪取 TS =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= TS /P，P 為變速組的傳動(dòng)副數(shù)； n1 -齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）； CO -基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)；（以下均參見(jiàn)《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》） M—疲勞曲線指數(shù)； Kn —速度轉(zhuǎn)化系數(shù)； KN —功率利用系數(shù)； KQ —材料強(qiáng)化系數(shù)； KS —的極限值 KS max ，KS min 當(dāng)≥ KS KS max 時(shí)，則取 KS = KS max ；當(dāng) KS ＜ KS min 時(shí)， 取 KS = KS min ； K1 —工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運(yùn)動(dòng)，取=1.2~1.6； K1 K2 —?jiǎng)虞d荷系數(shù)； K3 — 齒 向 載 荷 分 布 系 數(shù) ； Y—標(biāo)準(zhǔn)齒輪齒形系數(shù)，[ s j ]—許用接觸應(yīng)力（MPa）； [ sw ]—許用彎曲應(yīng)力（MPa）； 如果檢查結(jié)果不合格或者，可以改變材料或熱處理方法的選擇，如果還不滿意， 我們必須采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)和模量等措施。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： n1 = nd ′ 130 = 820r / min 230 （2-12） h = 130 ′ 0.98′ 0.96 = 0.511 230 N= Nd · h=5.625kw nj = n3 = 820r / min 最少的齒輪在離合器兩齒輪中齒數(shù)為 50×2.25，且齒寬應(yīng)該為 B=12mm 2081′103 (1.05 +1) ′1.2 ′1.3′1.04 ′ 3.72 ′ 5.625 50 ′ 2.25 1.05′12 ′ 820 u=1.05 s j = = 1018.15MP ≤[ s j ]=1 19 250MP 符合強(qiáng)度要求。 驗(yàn)算 56×2.25 的齒輪： 2081′103 (1.05 +1) ′1.2 ′1′1.04 ′ 3.72 ′ 5.625 56 ′ 2.25 1.05′12 ′ 820 o j = 符合強(qiáng)度要求。 2.2.4 傳動(dòng)軸的驗(yàn)算  = 910MP ≤[ s j ]=1250MP 為驅(qū)動(dòng)軸，除重負(fù)載軸，一般不需要進(jìn)行強(qiáng)度，只檢查的剛性。軸的抗彎斷面慣性矩（ mm4 ） ○ 1 花鍵軸 pd 4 + bN (D - d )(D + d )2 4 I = (mm ) 64 p′ 32.24 + 6 ′ 8 ′ (38 - 32.2) ′ (38 + 32.2)2 ? 64 7.42 ′10 4 mm4 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)； 在傳動(dòng)軸的彎曲載荷的計(jì)算一般是由危險(xiǎn)的部分的最大轉(zhuǎn)矩得 到: M = 955′104 N (N · mm) = 955′104 ′ 5.625 ? 6.55′104 N · mm n j 扭 820 式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）； nj —該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）。 傳動(dòng)軸的彎曲力矩具有輸入轉(zhuǎn)矩齒輪的圓周力和輸出轉(zhuǎn)矩齒輪，徑向力，齒輪的圓周力。 2M 2′6.5 ′104 3 P = ?扭 = ?2.34′10 N （2-13） t D 56 式中 D-齒輪節(jié)圓直徑（mm），D=mZ。 齒輪的徑向力 Pr ： Pr = Pt tg(a + r) / cos b(N ) 式中： α—為齒輪的嚙合角；α＝20o； ρ—齒面摩擦角； r ? 5.72°； β—齒輪的螺旋角；β＝0。 故 P ? 0.5P = 1.17 ′103 N r t 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： o jy = 8M n max (D2 - d 2 )lNK ￡ é?s jy ù? , (MPa) 式中 M n max —花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（ N mm ）； 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)； K—載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.7～0.8； o = 8′ 6.55′104 ? ￡ és ù = jy (382 - 32.22 ) ′ 85′ 6 ′ 0.7 3.6MPa ? jy ? 20(MPa) 故此花鍵軸校核合格。 2.2.5 軸承疲勞強(qiáng)度校核 機(jī)床傳動(dòng)軸用滾動(dòng)軸承，因疲勞破壞而失效的原因，需要進(jìn)行疲勞驗(yàn)算。其額定壽命 Lh 的計(jì)算公式為： Lh = 500( Cfn fF KN KlP )e 3 [T ](h) 或按計(jì)算負(fù)荷Cj的計(jì)算公式進(jìn)行計(jì)算： C = fh f K K KlP ￡ [C](N) f j F N n n 式 中 Ln — 額 定 壽 命 （h); Cj — 計(jì) 算 動(dòng) 載 荷 ; T—工作期限（h),對(duì)一般機(jī)床取10000—15000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）。 100 3ni fn —速度系數(shù)， fn = e ni 為滾動(dòng)軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/mm） fF — 工作情況系數(shù)，對(duì)輕度沖擊和振動(dòng)的機(jī)床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機(jī)床）， fF = 1.1 ~ 1.3 ； KN —功率利用系數(shù), Kn —速度轉(zhuǎn)化系數(shù)， Kl —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)》。 Ln1 = 24863h 3 [T ] Ln3 = 19852h 3 [T ] 故軸承校核合格。 Ln 2 = 3 2 0 0 3 h 3 [T ] 沈陽(yáng)化工大學(xué)科亞學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第三章傳動(dòng)系統(tǒng)的Ⅱ軸及軸上零件設(shè)計(jì) 第三章傳動(dòng)系統(tǒng)的Ⅱ軸及軸上零件設(shè)計(jì) 3.1 齒輪的驗(yàn)算 要檢查齒輪的強(qiáng)度，我們應(yīng)該選擇相同的模承擔(dān)牙齒的最大數(shù)量，接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力測(cè)試。應(yīng)力計(jì)算的高速傳動(dòng)齒輪齒的接觸應(yīng)力，與低速驅(qū)動(dòng)齒輪齒的計(jì)算。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。 2 0 8 1 ′ 1 0 3 ( u ± 1 ) K 1 K 2 K 3 K S N Z m u B n j 接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為： o j = 彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式為： 2 0 8 1 ′ 1 0 5 K K K K N （MPa）≤[ s j ] （3-1） o = ?1 2 3 S ( M P a ) ￡ [s ] j w Z m 2 B Y n w 式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N= Nd · h； Nd -電動(dòng)機(jī)額定功率（KW）； h-從電動(dòng)機(jī)到所計(jì)算的齒輪的機(jī)械效率；  nj -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； KS -壽命系數(shù)： KS = KT Kn KN KQ KT -工作期限系數(shù)： 60 n1T C O K T = m T-齒輪在機(jī)床工作期限（ TS ）內(nèi)的總工作時(shí)間（h），對(duì)于中型機(jī)床的齒輪取 TS =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= TS /P，P 為變速組的傳動(dòng)副數(shù)。 n1 -齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）； CO -基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)；（以下均參見(jiàn)《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》） m—疲勞曲線指數(shù)； Kn —速度轉(zhuǎn)化系數(shù)； KN —功率利用系數(shù)； KQ —材料強(qiáng)化系數(shù)； KS —的極限值 KS max ，KS min ，當(dāng) KS ≥ KS max 時(shí)，則取 KS = KS max ；當(dāng) KS ＜ KS min 時(shí)， 取 KS = KS min ； K1 —工作情況系數(shù)；中等沖擊的主運(yùn)動(dòng)，取 K1 =1.2~1.6； K2 —?jiǎng)虞d荷系數(shù)； K3 —齒向載荷分布系數(shù)； Y—標(biāo)準(zhǔn)齒輪齒形系數(shù)； [ s j ]—許用接觸應(yīng)力（MPa）；[ sw ]—許用彎曲應(yīng)力（MPa）。 如果檢查結(jié)果不合格或者，可以改變材料或熱處理方法的選擇，如果還不滿意， 我們必須采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)和模量等措施。 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： n = 1450 ′ 130 ′ 56 = 1207.78r / min 3 230 38 h = 130 ′ 56 ′ 0.98′ 0.996 = 0.769 230 38 m=2.25 N= Nd · h=5.77kw nj = n3 = 1207.78r / min ○ 1 最少的齒輪在雙聯(lián)滑移齒輪中齒數(shù)為 38×2.25，并且齒寬需為 B=14mm u=1.05。 2081′103 (1.05 +1) ′1.2 ′1.3′1.04 ′ 3.72 ′ 5.42 38′ 2.25 1.05′14 ′1207.78 o j = 故雙聯(lián)滑移齒輪符合標(biāo)準(zhǔn)。 = 1195.82MP ≤[ s j ]=1250MP ○ 2 驗(yàn)算 39×2.25 的齒輪：39×2.25 齒輪采用整淬。 nj = n3 = 1207.78r / min h = 130 ′ 56 ′ 0.98′ 0.997 = 0.761 230 38 N= Nd · h=5.71kw B=14mm u=1 2081′103 (1+1) ′1.2 ′1′1.04 ′ 3.72 ′ 5.71 39 ′ 2.25 1′14 ′1207.78 o j =  = 1027.94MP ≤[ s j ]=1250MP 故此齒輪合格。 ○ 3 驗(yàn)算 22×2.25 的齒輪： 22×2.25 齒輪采用整淬 u=4 nj = n3 = 1207.78r / min h = 130 ′ 56 ′ 39 ′ 0.98′ 0.997 ′ 0.972 = 0.680 230 38 41  N= Nd · h=5.1kw B=14mm 2081′103 (4 +1) ′1.2 ′1′1.04 ′ 3.72 ′ 5.1 22 ′ 2.25 4 ′14 ′1207.78 o j = 故此齒輪合格。 = 927.49MP ≤[ s j ]=1250MP ○ 4 驗(yàn)算 30×2.25 齒輪：30×2.25 齒輪采用整淬 nj = n3 = 1207.78r / min h = 130 ′ 56 ′ 0.98′ 0.997 = 0.680 230 38 N= Nd · h=5.1kw B=14mm u=1 2081′103 (1+1) ′1.2 ′1′1.04 ′ 3.72 ′ 5.1 30 ′ 2.25 1′14 ′1207.78 o j = 故此齒輪合格。 3.2 傳動(dòng)軸的驗(yàn)算  = 1131.24MP ≤[ s j ]=1250MP 為驅(qū)動(dòng)軸，除重負(fù)載軸，一般不需要進(jìn)行強(qiáng)度，只檢查的剛性。 軸的抗彎斷面慣性矩（ mm4 ） 花鍵軸 4 pd 4 + bN (D - d )(D + d )2 I = (mm ) 64  （3-2） 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)； 在傳動(dòng)軸的彎曲載荷的計(jì)算一般是由危險(xiǎn)的部分的最大轉(zhuǎn)矩得到.: M = 955′104 N (N · mm) = 955′104 ′ 5.42 = 4.51′104 N · mm n j 扭 1148.86 式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）； nj —該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）。 傳動(dòng)軸的彎曲力矩具有輸入轉(zhuǎn)矩齒輪的圓周力和輸出轉(zhuǎn)矩齒輪，徑向力，齒輪的圓周力： P ： P = 2M ′ ′ 4 2 4.51 10 3 扭（N）= = 1.804 ′10 N t t D 50 式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力 Pr ： Pr = Pt tg(a + r) / cos b(N ) = 902N 式中 α—為齒輪的嚙合角； ρ—齒面摩擦角； β—齒輪的螺旋角； M 2 + (aT )2 0.1[d] d 3 mm =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： o jy = 8M n max (D2 - d 2 )lNK ￡ é?s jy ù? , (MPa) （3-3） 式中 M n max —花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（ N mm ）； 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)； K—載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.7～0.8； o = 8′ 4.51′104 = ￡ és ù = jy (362 - 322 ) ′116 ′ 8′ 0.7 2.04MPa ? jy ? 20(MPa) 故此花鍵軸校核合格。 3.3 軸組件的剛度驗(yàn)算 兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件跨度上的結(jié)構(gòu)的剛度，在主要成分中的草圖影響，可以在合理的范圍 L. 計(jì)算，以修改草案，當(dāng)跨度遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于 L.大于當(dāng)考慮使用三個(gè)支承結(jié)構(gòu)。 在該系統(tǒng)的主軸組件的靈活性方程的“機(jī)械設(shè)計(jì)”，在主軸端部 C 位教科書(shū)夾在主軸和軸承兩相靈活性的疊加 其極值方程為： L 3 - 6EIlo - 6EI ?1+ CB ? = 0 ? O CBC CB è ÷ CA ? 式中 L?！侠砜缇?； C —主軸懸伸梁； CA ﹑ CB —后﹑前支撐軸承剛度； 該一元三次方程求解可得為一實(shí)根： LO = 3 12EI C (1+ CB C )(mm) 12EI 3 C (1+ CB )2 B C A B A C = (mm) 并且 LO = (1+ CB ) C CA 滾動(dòng)軸承機(jī)床主要引起疲勞破壞，因此它應(yīng)該被檢查。其額定壽命公式為： Lh = 500( Cfn fF KN KlP )e 3 [T ](h) 或按計(jì)算負(fù)荷Cj的計(jì)算公式進(jìn)行計(jì)算： f C = fh f K K KlP ￡ [C](N) j F N n n 式 中 Ln — 額 定 壽 命 （h); Cj — 計(jì) 算 動(dòng) 載 荷 ; T—工作期限（h),對(duì)一般機(jī)床取10000—15000小時(shí)。 C—滾動(dòng)軸承的額定負(fù)載（N）,單位用（kgf）應(yīng)換算成（N）； 100 3ni fn —速度系數(shù)， fn = e ni 為滾動(dòng)軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/mm）； f —壽命系數(shù)， f = e L 等于軸承的工作期限 Ln 500 n n n e —壽命系數(shù)，對(duì)球軸承e =3，對(duì)滾子軸承e = 10 ； 3 fF — 工作情況系數(shù)，對(duì)輕度沖擊和振動(dòng)的機(jī)床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機(jī)床）， fF = 1.1 ~ 1.3 ； KN —功率利用系數(shù)， Kn —速度轉(zhuǎn)化系數(shù)， Kl —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)》。 Ln1 = 24863h 3 [T ] Ln 2 = 32003h 3 [T ] Ln3 = 19852h 3 [T ] 故軸承校核合格。 沈陽(yáng)化工大學(xué)科亞學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第四章傳動(dòng)系統(tǒng)的Ⅲ軸及軸上零件設(shè)計(jì) 第四章傳動(dòng)系統(tǒng)的Ⅲ軸及軸上零件設(shè)計(jì) 4.1 齒輪的驗(yàn)算 要檢查齒輪的強(qiáng)度，我們應(yīng)該選擇相同的模承擔(dān)牙齒的最大數(shù)量，接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力測(cè)試。應(yīng)力計(jì)算的高速傳動(dòng)齒輪齒的接觸應(yīng)力，與低速驅(qū)動(dòng)齒輪齒的計(jì)算。 2081′103 (u ±1) K1K2 K3 KS N Zm uBnj 在堅(jiān)硬的表面，軟核牙齒滲碳淬火齒輪，齒根彎曲應(yīng)力，必須進(jìn)行檢查。接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 sj = （MPa）≤[ s j ] （4-1） 彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 2081′105 K K K K N o = ?1 2 3 S (MPa) ￡ [s ] （4-2） j w Zm2 BYn w 式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N= Nd · h； h-從電動(dòng)機(jī)到所計(jì)算的齒輪的機(jī)械效率； Nd -電動(dòng)機(jī)額定功率（KW）； nj -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； KS -壽命系數(shù)： KS = KT Kn KN KQ KT -工作期限系數(shù)： 60n1T CO KT = m T-齒輪在機(jī)床工作期限（ TS ）內(nèi)的總工作時(shí)間（h），對(duì)于中型機(jī)床的齒輪取 TS =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= TS /P，P 為變速組的傳動(dòng)副數(shù)； n1 -齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）; CO -基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)；（以下均參見(jiàn)《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》） 29 m—疲勞曲線指數(shù) Kn —速度轉(zhuǎn)化系數(shù)  KN —功率利用系數(shù)， KQ —材料強(qiáng)化系數(shù)， KS —的極限值 KS min KS max ，當(dāng) KS ≥ KS max 時(shí)，則取 KS = KS max ；當(dāng) KS ＜ KS min 時(shí)，取 KS = KS min ； K1 —工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運(yùn)動(dòng)，取 K1 =1.2~1.6； K2 —?jiǎng)虞d荷系數(shù)， K3 —齒向載荷分布系數(shù)，Y—標(biāo)準(zhǔn)齒輪齒形系數(shù)，[ s j ]—許用接觸應(yīng)力（MPa）,[ sw ] —許用彎曲應(yīng)力（MPa）， 如果檢查結(jié)果不合格或者，可以改變材料或熱處理方法的選擇，如果還不滿意， 我們必須采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)和模量等措施。 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： n = 1450 ′ 130 ′ 56 ′ 39 = 1148.86r / min 3 230 38 41 h = 130 ′ 56 ′ 39 ′ 0.98′ 0.997 = 0.723 230 38 41 N= Nd · h=5.42kw nj = n3 = 1148.86r / min 最少的齒輪在三聯(lián)滑移齒輪中齒數(shù)為 41×2.25，且齒寬 B=12mm，u=1.05 2081′103 (1.05 +1) ′1.2 ′1.3′1.04 ′ 3.72 ′ 5.42 41′ 2.25 1.05′ 20 ′1148.86 o j =  故三聯(lián)滑移齒輪符合標(biāo)準(zhǔn) ○ 1 驗(yàn)算 50×2.5 的齒輪： 50×2.5 齒輪采用整淬 = 1189MP ≤[ s j ]=1250MP nj = n3 = 1148.86r / min h = 130 ′ 56 ′ 39 ′ 0.98′ 0.997 ′ 0.972 = 0.680 230 38 41 N= Nd · h=5.1kw B=15mm u=1 2081′103 (1+1) ′1.2 ′1′1.04 ′ 3.72 ′ 5.1 50 ′ 2.5 1′15′1148.86 o j = 故此齒輪合格 ○ 2 驗(yàn)算 63×3 的齒輪：  = 910MP ≤[ s j ]=1250MP 63×3 齒輪采用整淬 nj = n3 = 1148.86r / min h = 130 ′ 56 ′ 39 ′ 0.98′ 0.997 ′ 0.972 = 0.680 230 38 41 N= Nd · h=5.1kw B=10mm u=4 2081′103 (4 +1) ′1.2 ′1′1.04 ′ 3.72 ′ 5.1 63′ 3 4 ′10 ′1148.86 o j =  = 558MP ≤[ s j ]=1250MP 故此齒輪合格。 ○ 3 驗(yàn)算 44×2 齒輪： 44×2 齒輪采用整淬 nj = n3 = 1148.86r / min h = 130 ′ 56 ′ 39 ′ 0.98′ 0.997 ′ 0.972 = 0.680 N= N · h=5.1kw B=10mm u=1 230 38 41 2081′103 (1+1) ′1.2 ′1′1.04 ′ 3.72 ′ 5.1 44 ′ 2 1′15′1148.86 o j = 故此齒輪合格。 d = 1239MP ≤[ s j ]=1250MP 4.2 傳動(dòng)軸的驗(yàn)算 為驅(qū)動(dòng)軸，除重負(fù)載軸，一般不需要進(jìn)行強(qiáng)度，只檢查的剛性。傳動(dòng)軸的抗彎斷面慣性矩（ mm4 ） 花鍵軸 pd 4 + bN (D - d )(D + d )2 4 I = (mm ) = 64 p′ 324 + 6 ′ 8′ (36 - 32) ′ (36 + 32)2 = 64 6.534 ′10 4 mm4 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)； 在傳動(dòng)軸的彎曲載荷的計(jì)算一般是由危險(xiǎn)的部分的最大轉(zhuǎn)矩得: M = 955′104 N (N · mm) = 955′104 ′ 5.42  = 4.51′104 N · mm  （4-3） n j 扭 1148.86 式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）; nj —該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min 傳動(dòng)軸的彎曲 力矩具有輸入轉(zhuǎn)矩齒輪的圓周力和輸出轉(zhuǎn)矩齒輪，徑向力，齒輪的圓周力）。 P ： 2 M 扭 2 ′ 4.5 1 ′ 1 0 4 3 t Pt = （ N ）= D 5 0 = 1.8 0 4 ′ 1 0 N 式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）, D=mZ。齒輪的徑向力 Pr ： Pr = Pt tg(a + r) / cos b(N ) = 902N 式中 α—為齒輪的嚙合角； ρ—齒面摩擦角； β—齒輪的螺旋角； M 2 + (aT )2 0.1[d] d 3 mm =27.86mm （4-4） 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： o jy = 8M n max (D2 - d 2 )lNK ￡ é?s jy ù? , (MPa) 式中M n max —花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（ N mm ）； 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)； K—載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.7～0.8； o = 8′ 4.51′104 = ￡ és ù = jy (362 - 322 ) ′116 ′ 8′ 0.7 2.04MPa ? jy ? 20(MPa) 故此三軸花鍵軸校核合格。 4.3 軸組件的剛度驗(yàn)算 兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件跨度對(duì)剛度較大，在主要部件的設(shè)計(jì)草圖，可以在合理的范圍 L.為了計(jì)算，修改草案中，當(dāng)跨度遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于 L.大于當(dāng)考慮使用三個(gè)支承結(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： L 3 - 6EIlo - 6EI ?1+ CB ? = 0 ? O CBC CB è ÷ CA ? 式中 L?！侠砜缇?； C —主軸懸伸梁；  CA ﹑ CB —后﹑前支撐軸承剛度； 該一元三次方程求解可得為一實(shí)根： LO = 3 12EI C (1+ CB C  )(mm) 12EI 3 C (1+ CB )2 B C A B A C = (mm) 并且 LO = (1+ CB ) C CA 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 Lh = 500( Cfn fF KN KlP  )e 3 [T](h) 或按計(jì)算負(fù)荷Cj的計(jì)算公式進(jìn)行計(jì)算： f C = fh f K K KlP ￡ [C](N) j F N n n 式中Ln —額定壽命（h); Cj —計(jì)算動(dòng)載荷; T—工作期限（h),對(duì)一般機(jī)床取10000—15000小時(shí)。 C—滾動(dòng)軸承的額定負(fù)載（N）,單位用（kgf）應(yīng)換算成（N）； 100 3ni fn —速度系數(shù)， fn = e ni 為滾動(dòng)軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/mm） fn —壽命系數(shù)， fn = e Ln等于軸承的工作期限 Ln 500 e —壽命系數(shù)，對(duì)球軸承e =3，對(duì)滾子軸承e = 10 ； 3 fF — 工作情況系數(shù)，對(duì)輕度沖擊和振動(dòng)的機(jī)床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機(jī)床）， fF = 1.1 ~ 1.3 ； KN —功率利用系數(shù)， Kn —速度轉(zhuǎn)化系數(shù)， Kl —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)》。 Ln1 = 24863h 3 [T ] Ln 2 = 32003h 3 [T ] Ln3 = 19852h 3 [T ] 故軸承校核合格 沈陽(yáng)化工大學(xué)科亞學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 第五章傳動(dòng)系統(tǒng)的Ⅳ軸及軸上零件設(shè)計(jì) 第五章傳動(dòng)系統(tǒng)的Ⅳ軸及軸上零件設(shè)計(jì) 5.1 齒輪的驗(yàn)算 要檢查齒輪的強(qiáng)度，我們應(yīng)該選擇相同的模承擔(dān)牙齒的最大數(shù)量，接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力測(cè)試。應(yīng)力計(jì)算的高速傳動(dòng)齒輪齒的接觸應(yīng)力，與低速驅(qū)動(dòng)齒輪齒的計(jì)算。 2081′103 (u ±1) K1K2 K3 KS N Zm uBnj 在堅(jiān)硬的表面，軟核牙齒滲碳淬火齒輪，齒根彎曲應(yīng)力，必須進(jìn)行檢查。接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為： sj = （MPa）≤[ s j ] （5-1） 彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式為： 1 2 3 S [ ] 2081′105 K K K K N o = (MPa) ￡ s  （5-2） j w Zm2 BYn w 式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N= Nd · h； Nd -電動(dòng)機(jī)額定功率（KW）；