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1、 CA6140車床主軸箱的設(shè)計 第1章 緒論 1.1課題來源 隨著技術(shù)的發(fā)展，機(jī)床主軸箱的設(shè)計會向較高的速度精度，而且要求連續(xù)輸出的高轉(zhuǎn)矩能力和非常寬的恒功率運(yùn)行范圍。另外還會改善機(jī)床的動平衡，避免震動、污染和噪音等。 本設(shè)計為CA6140機(jī)床的主軸箱。 作為主要的車削加工機(jī)床，CA6140機(jī)床廣泛的應(yīng)用于機(jī)械加工行業(yè)中。CA6140機(jī)床主軸箱的作用就是把運(yùn)動源的恒定轉(zhuǎn)速改變?yōu)橹鬟\(yùn)動執(zhí)行件（主軸、工作臺、滑枕等）所需的各種速度；傳遞機(jī)床工作時所需的功率和扭矩；實(shí)現(xiàn)主運(yùn)動的起動、停

2、止、換向和制動。 主軸箱通常主要由下列裝置和機(jī)構(gòu)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；主軸部件和箱體。根據(jù)機(jī)床的用途和性能不同，有的機(jī)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(zhuǎn)速，以實(shí)現(xiàn)主切削運(yùn)動。該機(jī)床主軸箱剛性好、功率大、操作方便。CA6140機(jī)床可進(jìn)行各種車削工作，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。 1.2研究動態(tài)及發(fā)展趨勢 機(jī)床設(shè)計和

3、制造的發(fā)展速度是很快的。由原先的只為滿足加工成形而要求刀具與工件間的某些相對運(yùn)動關(guān)系和零件的一定強(qiáng)度和剛度，發(fā)展至今日的高度科學(xué)技術(shù)成果綜合應(yīng)用的現(xiàn)代機(jī)床的設(shè)計，也包括計算機(jī)輔助設(shè)計（CAD）的應(yīng)用。但目前機(jī)床主軸變速箱的設(shè)計還是以經(jīng)驗(yàn)或類比為基礎(chǔ)的傳統(tǒng)（經(jīng)驗(yàn)）設(shè)計方法。因此，探索科學(xué)理論的應(yīng)用，科學(xué)地分析的處理經(jīng)驗(yàn)，數(shù)據(jù)和資料，既能提高機(jī)床設(shè)計和制造水平，也將促進(jìn)設(shè)計方法的現(xiàn)代化。 隨著科學(xué)技術(shù)的不斷發(fā)展，機(jī)械產(chǎn)品日趨精密、復(fù)雜，改型也日益頻繁，對機(jī)床的性能、精度、自動化程度等提出了越來越高的要求。機(jī)械加工工藝過程自動化是實(shí)現(xiàn)上述要求的重要技術(shù)措施之一，不僅能提高產(chǎn)品質(zhì)量和生產(chǎn)率，降低生產(chǎn)

4、成本，還能改善工人的勞動條件。為此，許多企采用自動機(jī)床、組合機(jī)床和專用機(jī)床組成自動或半自動生產(chǎn)線。但是，采用這種自動、高效的設(shè)備，需要很大的初期投資以及較長的生產(chǎn)準(zhǔn)備周期，只有在大批量的生產(chǎn)條件（如汽車、拖拉機(jī)、家用電器等工業(yè)主要零件的生產(chǎn)）下、才會有顯著的經(jīng)濟(jì)效益。 在機(jī)械制造工業(yè)中，單件、小批量生產(chǎn)的零件約占機(jī)械、加工的70%～80%?？茖W(xué)技術(shù)的進(jìn)步和機(jī)械產(chǎn)品市場競爭的日益激烈，致使機(jī)械產(chǎn)品不改型、更新?lián)Q代、批量相對減少，質(zhì)量要求越來越高。采用專用的自動化機(jī)床加工這類零件就顯得橫不合理，而且調(diào)整或改裝專用的“剛性”自動化生產(chǎn)線投資大、周期長，有時從技術(shù)上甚至是不可能實(shí)現(xiàn)的。采用各類仿型機(jī)

5、床，雖然可以部分地解決小批量復(fù)雜的加工，但在更新零件時需制造靠模和調(diào)整機(jī)床，生產(chǎn)準(zhǔn)備周期長，而且由于靠模誤差的影響，加工零件的精度很難達(dá)到較高的要求。 為了解決上述問題，滿足多品種、小批量，特別是結(jié)構(gòu)復(fù)雜、精度要求高的零件的自動化生產(chǎn)，迫切需要一種靈活的、通用的、能夠適于產(chǎn)品頻繁變化“柔性”自動化機(jī)床。隨著計算機(jī)科學(xué)技術(shù)的發(fā)展，1952年，美國帕森斯公司（Parsons）和麻省理工學(xué)院（MIT）合作，研制成功里世界上第一臺以數(shù)字計算機(jī)為基礎(chǔ)的數(shù)字控制（numerical control，簡稱NC）3坐標(biāo)直線插補(bǔ)銑床，從而機(jī)械制造業(yè)進(jìn)入了一個新階段 同時，在設(shè)計中處處實(shí)際出發(fā)，分析和處理問題

6、是至關(guān)重要的。從大處講，聯(lián)系實(shí)際是指在進(jìn)行機(jī)床工藝可能性的分析。參數(shù)擬定和方案確定中，既要了解當(dāng)今的先進(jìn)生產(chǎn)水平和可能趨勢。更應(yīng)了解我國實(shí)際生產(chǎn)水平，使設(shè)計的機(jī)床，機(jī)器在四化建設(shè)中發(fā)揮最佳的效蓋。從小處講，指對設(shè)計的機(jī)床零部件的制造，裝配和維修要進(jìn)行認(rèn)真的，切實(shí)的考慮和分析，綜合思考的設(shè)計方法。 1.3課題設(shè)計的目的與意義 通過機(jī)床主運(yùn)動機(jī)械變速傳動系統(tǒng)得結(jié)構(gòu)設(shè)計，在擬定傳動和變速的結(jié)構(gòu)方案過程中，得到設(shè)計構(gòu)思、方案分析、結(jié)構(gòu)工藝性、機(jī)械制圖、零件計算、編寫技術(shù)文件和查閱技術(shù)資料等方面的綜合訓(xùn)練，樹立正確的設(shè)計思想，掌握基本的設(shè)計方法，并具有初步的結(jié)構(gòu)分析、結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算能力。 意義 ：

7、 通過分析研究現(xiàn)有的CA6140車床主軸箱規(guī)格和用途、主要參數(shù)、采用功能原理設(shè)計法進(jìn)行設(shè)計。使所設(shè)計的產(chǎn)品盡量達(dá)到結(jié)構(gòu)簡單、緊湊、操作方便、成本低廉的要求。 1.4設(shè)計的主要內(nèi)容 介紹車床的演變發(fā)展過程、CA6140車床的功能用途、優(yōu)越性和發(fā)展趨勢。完成了運(yùn)動方案的確定和機(jī)構(gòu)化設(shè)計，繪制系統(tǒng)結(jié)構(gòu)原理圖，機(jī)構(gòu)的零件圖 第2章 機(jī)床的規(guī)格和用途以及主要參數(shù)的確定 CA6140型普通車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。主軸三支撐均采用滾

8、動軸承；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。 CA6140機(jī)床廣泛的應(yīng)用于機(jī)械加工行業(yè)中，CA6140機(jī)床主軸箱的作用就是把運(yùn)動源的恒定轉(zhuǎn)速改變?yōu)橹鬟\(yùn)動執(zhí)行件（主軸、工作臺、滑枕等）所需的各種速度；傳遞機(jī)床工作時所需的功率和扭矩；實(shí)現(xiàn)主運(yùn)動的起動、停止、換向和制動。CA6140車床可進(jìn)行各種車削工作，并可加工公制、英制、模數(shù)和徑節(jié)螺紋。 2.1工件參數(shù) 2.1.1工件的最大回轉(zhuǎn)直徑 在床面上…………………………………………………………………400毫米 在床鞍上…………………………………………………………

9、………210毫米 工件最大長度(四種規(guī)格)………………………750、1000、1500、2000毫米 2.2主軸參數(shù) 2.2.1主軸轉(zhuǎn)速范圍 正傳（24級）……………………………………………………10-1400轉(zhuǎn)/分 反轉(zhuǎn)（24級）……………………………………………………14-1580轉(zhuǎn)/分 2.2.2主軸其他參數(shù) 主軸孔徑………………………………………………………………….48毫米 主軸前段孔錐度…………………………………………………………400毫米 2.3加工螺紋范圍 公制（44種）…………………………………………………………1-192毫米 英制（20種）………………

10、………………………………………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) 2.4進(jìn)給量范圍 細(xì)化0.028-0.054毫米/轉(zhuǎn) 縱向（64種）……………………………………… 正常0.08-1.59毫米/轉(zhuǎn) 加大1.71-6.33毫米/轉(zhuǎn)

11、 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) 2.5刀具快速移動速度 縱向………………………………………………………………………4米/分 橫向………………………………………………………………………4米/分 2.6電機(jī)冷卻泵參數(shù) 2.6.1主電機(jī) 功率………………………………………………………………………7.5千瓦 轉(zhuǎn)速…………………………

12、………………………………………1450轉(zhuǎn)/分 2.6.2快速電機(jī) 功率………………………………………………………………………370瓦 轉(zhuǎn)速…………………………………………………………………2600轉(zhuǎn)/分 2.6.3冷卻泵 功率………………………………………………………………………90瓦 流量………………………………………………………………… 25升/分 2.7重量及外形尺寸 工件最大長度為1000毫米的機(jī)床 外形尺寸（長×寬×高）…………………………2668×1000×1190毫米 重量約2000公斤

13、 第3章 傳動方案和傳動系統(tǒng)圖的擬定 3.1 確定極限轉(zhuǎn)速 已知主軸最低轉(zhuǎn)速為10mm/s,最高轉(zhuǎn)速為1400mm/s，轉(zhuǎn)速調(diào)整范圍為 = /=14 3.2 確定公比 選定主軸轉(zhuǎn)速數(shù)列的公比為φ＝1.12 3.3 求出主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)Z 由圖1-2及系統(tǒng)傳動路線可以看出，當(dāng)主軸正轉(zhuǎn)時，由第一條傳動路線（Ⅰ-Ⅱ-Ⅲ-Ⅵ軸）使主軸獲得2×3=6級正轉(zhuǎn)，由第二條路線（Ⅰ-Ⅱ-Ⅲ-Ⅳ-Ⅴ-Ⅵ軸）又使主軸獲得2×3×2×2=24級正轉(zhuǎn)，這樣可獲得30級正轉(zhuǎn)。當(dāng)

14、主軸反轉(zhuǎn)時，可獲得3+3×2×2=15級反轉(zhuǎn)。但由于軸Ⅲ-Ⅴ間的四種傳動比為: 其中和基本相等，所以實(shí)際上主軸只能獲得2×3×（2×2－1）=18級正轉(zhuǎn)，這樣主軸實(shí)際獲得6+18=24級正轉(zhuǎn)。同理主軸只有3+3（2×2－1）=12級反轉(zhuǎn)。 3.4 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)或結(jié)構(gòu)式 由公式Z=（）×（）×（）… （4-1） 其中Z為主軸轉(zhuǎn)速級，為按傳動順序的各變速組傳動副數(shù)，為各變速組的級比指數(shù)。 故結(jié)構(gòu)式24=2×3×

15、;2×2 3.5 繪制轉(zhuǎn)速圖 3.5.1選定電動機(jī) 一般金屬切削機(jī)床的驅(qū)動，如無特殊性能要求，多采用Y系列封閉自扇冷式籠型三相異步電動機(jī)。Y系列電動機(jī)結(jié)構(gòu)簡單、起動性能好、工作可靠、價格低廉、維護(hù)方便、高效、節(jié)能、起動轉(zhuǎn)矩大、噪聲低、振動小、運(yùn)行安全可靠。 因主電機(jī)功率要求為7.5千瓦轉(zhuǎn)速1400r/min，故選擇Y132M-4，其同步轉(zhuǎn)速為1440r/min。 3.5.2分配總降速傳動比 總降速傳動比為=/ =10/1440≈6.67×10－3, 為主軸最低轉(zhuǎn)速，考慮是否需要增加定比傳動副，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

16、，并分擔(dān)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(lián)的各變速組中的最小傳動比。 3.5.3確定傳動軸的軸數(shù) 傳動軸數(shù)＝變速組數(shù)+定比傳動副數(shù)+1=6 3.5.4繪制轉(zhuǎn)速圖 先按傳動軸數(shù)及主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)格距l(xiāng)gφ畫出網(wǎng)格，用以繪制轉(zhuǎn)速圖。在轉(zhuǎn)速圖上，先分配從電動機(jī)轉(zhuǎn)速到主軸最低轉(zhuǎn)速的總降速比，在串聯(lián)的雙軸傳動間畫上u(k→k+1)min.再按結(jié)構(gòu)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4-1 轉(zhuǎn)速圖

17、 圖4-2 CA6140傳動系統(tǒng)圖 3.5.5 傳動方案擬定 當(dāng)雙向多片摩擦離合器M1左結(jié)合時，軸Ⅰ的運(yùn)動經(jīng)M1左部的摩擦片及齒輪副或傳給軸Ⅱ。當(dāng)M1右結(jié)合時軸Ⅰ的運(yùn)動經(jīng)M1右部摩擦片及齒輪Z50傳給軸Ⅶ上的齒輪Z34，然后傳給軸Ⅱ上的齒輪Z30。軸Ⅱ的運(yùn)動分別可分別通過三對齒輪副、、傳給軸Ⅲ。 軸Ⅲ的運(yùn)動可分為兩路傳給主軸Ⅵ： （1）當(dāng)主軸Ⅵ上的滑動齒輪Z50處于左端位置時，軸Ⅲ運(yùn)動經(jīng)齒輪副直接傳給主軸Ⅵ，使主軸高速運(yùn)轉(zhuǎn)。 （2）當(dāng)主軸Ⅵ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Ⅱ的運(yùn)動經(jīng)Ⅲ-Ⅳ-Ⅴ-Ⅵ的背輪機(jī)構(gòu)傳給主軸，使主軸獲

18、得中低轉(zhuǎn)速。 第4章 主要設(shè)計零件的計算和驗(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)和潤滑系統(tǒng)等。主軸箱除應(yīng)保證運(yùn)動參數(shù)外，還應(yīng)具有較高的傳動效率，傳動件具有足夠的強(qiáng)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(qiáng)度的灰鑄鐵HT150及HT200為最廣泛,本設(shè)計選用材料為HT20-40.箱體鑄造時的最小壁厚根據(jù)其外形輪廓尺寸(長×寬×高),按下表選取. 表

19、5-1 長×寬×高() 壁厚(mm) < 500 × 500 × 300 8-12 > 500 × 500 × 300-800 × 500 × 500 10-15 > 800 × 800 × 500 12-20 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)開口削弱的剛度，常用凸臺和加強(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(yīng)滿足安裝調(diào)整軸承的需求。

20、 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(shè)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題，根據(jù)各對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

21、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：

22、 圖5-1 上圖中XIV、XV軸的位置沒有表達(dá)清楚具體位置參見零件圖。 設(shè)計的箱體外觀形狀如下圖： 圖5-2 箱體在床身上的安裝方式，機(jī)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(jié)構(gòu)，并對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)計確定，并考慮機(jī)床實(shí)際使用地區(qū)人們心理上對顏色的喜好及風(fēng)俗。 箱體中

23、預(yù)留了潤滑油路的安裝空間和安裝螺紋孔及油溝，具體表達(dá)見箱體零件圖。 4.2傳動系統(tǒng)的I軸及軸上零件設(shè)計 4.2.1普通V帶傳動的計算 普通V帶的選擇應(yīng)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(qiáng)度，以滿足一定的使用壽命。 設(shè)計功率 (kW） （5-1） ——工況系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》（任殿閣，張佩勤 主編）表2-5，取1.1； 故 小帶輪基準(zhǔn)直徑為130mm； 帶速 ； （5-2） 大帶輪基準(zhǔn)直徑為230 mm； 初選中心距＝1000mm,

24、由機(jī)床總體布局確定。過小，增加帶彎曲次數(shù)；過大，易引起振動。 帶基準(zhǔn)長度 （5-3） 查《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》（任殿閣，張佩勤 主編）表2-7，?。?800mm; 帶撓曲次數(shù)＝1000mv/=7.0440； （5-5） 實(shí)際中心距 （5-6） （5-7） 故 小帶輪包角 （5-8） 單根V帶的基本額定功率,查《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》（任殿閣，張佩勤 主編）表2-8，取2.28kW； 單根V帶

25、的基本額定功率增量 （5-9） ——彎曲影響系數(shù)，查表2-9，取 ——傳動比系數(shù)，查表2-10，取1.12 故； 帶的根數(shù) （5-10） ——包角修正系數(shù)，查表2-11，取0.93； ——帶長修正系數(shù)，查表2-12，取1.01； 故 z取4； 單根帶初拉力 （5-11） q——帶每米長質(zhì)量，查表2-13，取0.10； 故＝58.2

26、3N 帶對軸壓力 （5-12） 圖5-3 4.2.2多片式摩擦離合器的計算 設(shè)計多片式摩擦離合器時，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，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。 摩擦片對數(shù)可按下式計算 Z≥2MnK/fb[p] （5-13） 式中 ——摩擦離合器所傳遞的扭矩（N·mm）； ＝955

27、15;η/＝955××11×0.98/800＝1.28×（）;（5-14） ——電動機(jī)的額定功率（kW）； ——安裝離合器的傳動軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min）； η——從電動機(jī)到離合器軸的傳動效率； 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)計指導(dǎo)》表 取f=0.08； ——摩擦片的平均直徑（mm）; =（D+d）/2＝67mm; （5-16）

28、 b——內(nèi)外摩擦片的接觸寬度（mm）； b=（D-d）/2=23mm； （5-17） ——摩擦片的許用壓強(qiáng)（N/）； ＝＝1.1×1.00×1.00×0.76＝0.836 （5-18） ——基本許用壓強(qiáng)（MPa），查《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》表2-15，取1.1； ——速度修正系數(shù) ＝n/6×=2.5（m/s）

29、 （5-19） 根據(jù)平均圓周速度查《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》表2-16，取1.00； ——接合次數(shù)修正系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》表2-17，取1.00； ——摩擦結(jié)合面數(shù)修正系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》表2-18，取0.76。 所以 Z≥2MnK/fb[p]＝2×1.28××1.4/（3.14×0.08××23×0.836＝11 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 ＝0.4＝0.4×11＝4.4 最后確定摩

30、擦離合器的軸向壓緊力Q，可按下式計算： Q=b(N)＝1.1×3.14××23×1.00＝3.57× （5-20） 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(nèi)外層分離時的最大間隙為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）,淬火硬度達(dá)HRC52～62。 圖5-4 4.2.3齒輪的驗(yàn)算 驗(yàn)算齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選擇相

31、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。一般對高速傳動的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力，對低速傳動的齒輪驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。對硬齒面、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）≤[]（3-1） （5-21） 彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 （5-22） 式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； （5-23） T-齒輪在機(jī)床工作期限（）內(nèi)的總工作時間（h），對于中型

32、機(jī)床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認(rèn)為T=/P，P為變速組的傳動副數(shù)； -齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）; -基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)；查表3-1（以下均參見《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》） m—疲勞曲線指數(shù)，查表3-1； —速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3-2； —功率利用系數(shù)，查表3-3； —材料強(qiáng)化系數(shù)，查表3-4； —的極限值，見表3-5，當(dāng)≥時，則取=；當(dāng)＜時，取=； —工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運(yùn)動，取=1.2~1.6； —動載荷系數(shù)，查表3-6； —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； []—許用接觸應(yīng)力（MPa

33、）,查表3-9； []—許用彎曲應(yīng)力（MPa），查表3-9。 如果驗(yàn)算結(jié)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(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軸時的最大轉(zhuǎn)速為： N==5.625kw （5-24） 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=12mm u=1.05 =≤[]=1250MP （5-25

34、） 符合強(qiáng)度要求。 驗(yàn)算56×2.25的齒輪： =≤[]=1250MP （5-26） 符合強(qiáng)度要求 圖5-5 4.2.4傳動軸的驗(yàn)算 對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進(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（） 花鍵軸 = （5-27） 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(shù)； 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： （5-28） 式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw

35、）; —該軸的計算轉(zhuǎn)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 （5-29） 式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。 齒輪的徑向力： （5-30） 式中 α—為齒輪的嚙合角，α＝20º； ρ—齒面摩擦角，； β—齒輪的螺旋角；β＝0 故N 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： （5-31） 式中 —花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（

36、）； D、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L—花鍵工作長度； N—花鍵鍵數(shù)； K—載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.7～0.8； （5-32） 故此花鍵軸校核合格 圖5-6 4.2.5軸承疲勞強(qiáng)度校核 機(jī)床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應(yīng)進(jìn)行疲勞驗(yàn)算。其額定壽命的計算公式為： （5-33） C—滾動軸承的額定負(fù)載（N）,根據(jù)《軸承手冊》或《機(jī)床設(shè)計手冊》查取，單位用（kgf）應(yīng)換算成（N）； —速度系數(shù)， 為

37、滾動軸承的計算轉(zhuǎn)速（r/mm） —壽命系數(shù)， —壽命系數(shù)，對球軸承=3，對滾子軸承=； 工作情況系數(shù)，對輕度沖擊和振動的機(jī)床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機(jī)床），； —功率利用系數(shù)，查表3—3； —速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3—2； —齒輪輪換工作系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計手冊》； P—當(dāng)量動載荷，按《機(jī)床設(shè)計手冊》。 故軸承校核合格 4.3傳動系統(tǒng)的Ⅱ軸及軸上零件設(shè)計 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。一般對高速傳

38、動的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力，對低速傳動的齒輪驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。 對硬齒面、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）≤[]（3-1） （5-34） 彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 （5-35） 式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； -電動機(jī)額定功率（KW）； -從電動機(jī)到所計算的齒輪的機(jī)械效率； -齒輪計算轉(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

39、與小齒輪齒數(shù)之比，u≥1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內(nèi)嚙合； -壽命系數(shù)： （5-36） -工作期限系數(shù)： （5-37） T-齒輪在機(jī)床工作期限（）內(nèi)的總工作時間（h），對于中型機(jī)床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認(rèn)為T=/P，P為變速組的傳動副數(shù)； -齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）; -基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)；查表3-1（以下均參見《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》） m—疲勞曲線指數(shù)，查表3-1； —速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3

40、-2； —功率利用系數(shù)，查表3-3； —材料強(qiáng)化系數(shù)，查表3-4； —的極限值，見表3-5，當(dāng)≥時，則取=；當(dāng)＜時，取=； —工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運(yùn)動，取=1.2~1.6； —動載荷系數(shù)，查表3-6； —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； []—許用接觸應(yīng)力（MPa）,查表3-9； []—許用彎曲應(yīng)力（MPa），查表3-9。 如果驗(yàn)算結(jié)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(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軸時的最大轉(zhuǎn)速為：

41、 （5-38） （5-39） m=2.25 N==5.77kw （5-40） 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=14mm u=1.05 =≤[]=1250MP （5-41） 故雙聯(lián)滑移齒輪符合標(biāo)準(zhǔn) 驗(yàn)算39×2.25的齒輪： 39×2.25齒輪采用整淬 N==5.71kw

42、 B=14mm u=1 =≤[]=1250MP（5-42） 故此齒輪合格 驗(yàn)算22×2.25的齒輪： 22×2.25齒輪采用整淬 N==5.1kw B=14mm u=4 （5-43） =≤[]=1250MP （5-44） 故此齒輪合格 驗(yàn)算30×2.25齒輪： 30×2.25齒輪采用整淬 N==5.1kw B=14mm u=1 （5-45） =≤[]=1250MP （5-46） 故此齒輪合格

43、 圖5-7 4.3.2傳動軸的驗(yàn)算 對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進(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（） 花鍵軸 （5-47） 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)； 傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得： (5-48） 式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）

44、; —該軸的計算轉(zhuǎn)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： （5-49） 式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。 齒輪的徑向力： （5-50） 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 （5-51） 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： （

45、5-52） 式中 —花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)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(shù)； K—載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.7～0.8； (5-53） 故此花鍵軸校核合格 圖5-8 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，可以對合理跨距L。進(jìn)行計算，以便修改草圖，當(dāng)跨距遠(yuǎn)大于L。時，應(yīng)考慮采用三支撐結(jié)構(gòu)。 《機(jī)床設(shè)計》的教科書中的主軸組件柔度方程系在主軸端部C點(diǎn)家在時主軸和軸承兩相柔度的迭加

46、，其極值方程為： （5-54） 式中 L?！侠砜缇?； 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(shí)根： （5-55） 機(jī)床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應(yīng)進(jìn)行疲勞驗(yàn)算。其額定壽命的計算公式為： （5-56） C—滾動軸承的額定負(fù)載（N）,根據(jù)《軸承手冊》或《機(jī)床設(shè)計手冊》查取，單位用（kgf）應(yīng)換算成（N）； —速度系數(shù)， 為滾動軸承的計算轉(zhuǎn)速（r/mm）

47、 —壽命系數(shù)， —壽命系數(shù)，對球軸承=3，對滾子軸承=； 工作情況系數(shù)，對輕度沖擊和振動的機(jī)床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機(jī)床），； —功率利用系數(shù)，查表3—3； —速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3—2； —齒輪輪換工作系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計手冊》； P—當(dāng)量動載荷，按《機(jī)床設(shè)計手冊》。 （5-57） （5-58） （5-59） 故軸承校核合格

48、 圖5-8 4.4 傳動系統(tǒng)的Ⅲ軸及軸上零件設(shè)計 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。一般對高速傳動的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力，對低速傳動的齒輪驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。 對硬齒面、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）≤[] （5-60） 彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 （5-61） 式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； -電動機(jī)額定功率（KW）；

49、 -從電動機(jī)到所計算的齒輪的機(jī)械效率； -齒輪計算轉(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，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內(nèi)嚙合； -壽命系數(shù)： -工作期限系數(shù)： （5-62） T-齒輪在機(jī)床工作期限（）內(nèi)的總工作時間（h），對于中型機(jī)床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認(rèn)為T=/P，P為變速組的傳動副數(shù)； -齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）

50、; -基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)；查表3-1（以下均參見《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》） m—疲勞曲線指數(shù)，查表3-1； —速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3-2； —功率利用系數(shù)，查表3-3； —材料強(qiáng)化系數(shù)，查表3-4； —的極限值，見表3-5，當(dāng)≥時，則取=；當(dāng)＜時，取=； —工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運(yùn)動，取=1.2~1.6； —動載荷系數(shù)，查表3-6； —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； []—許用接觸應(yīng)力（MPa）,查表3-9； []—許用彎曲應(yīng)力（MPa），查表3-9。 如果驗(yàn)算結(jié)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

51、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 傳至三軸時的最大轉(zhuǎn)速為： N==5.42kw （5-63） 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=12mm u=1.05 =≤[]=1250MP （5-64） 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 N==5.1kw

52、B=15mm u=1 （5-65） =≤[]=1250MP （5-66） 故此齒輪合格 驗(yàn)算63×3的齒輪： 63×3齒輪采用整淬 N==5.1kw B=10mm u=4 （5-67） =≤[]=1250MP （5-68） 故此齒輪合格 驗(yàn)算44×2齒輪： 44×2齒輪采用整淬 N==5.1kw B=10mm u=1 （5-69） =≤[]=1250MP

53、 （5-70） 故此齒輪合格 圖5-9 4.4.2 傳動軸的驗(yàn)算 對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進(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（） 花鍵軸 （5-71） 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(shù)； 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： = （5-72） 式中 N—該軸傳

54、遞的最大功率（kw）; —該軸的計算轉(zhuǎn)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： （5-73） 式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。 齒輪的徑向力： （5-74） 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 （5-75） 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： （

55、5-76） 式中 —花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)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(shù)； K—載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.7～0.8； （5-77） 故此三軸花鍵軸校核合格 圖5-10 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，可以對合理跨距L。進(jìn)行計算，以便修改草圖，當(dāng)跨距遠(yuǎn)大于L。時，應(yīng)考慮采用三支撐結(jié)構(gòu)。 《機(jī)床設(shè)計》的教科書中的主軸組件柔度方程系在主軸

56、端部C點(diǎn)家在時主軸和軸承兩相柔度的迭加，其極值方程為： （5-78） 式中 L?！侠砜缇?； 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(shí)根： （5-79） 機(jī)床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應(yīng)進(jìn)行疲勞驗(yàn)算。其額定壽命的計算公式為： （5-80） C—滾動軸承的額定負(fù)載（N）,根據(jù)《軸承手冊》或《機(jī)床設(shè)計手冊》查取，單位用（kgf）應(yīng)換算成（N）； —速度系數(shù)， 為滾動軸承的計算轉(zhuǎn)速（r/mm）

57、 —壽命系數(shù)， —壽命系數(shù)，對球軸承=3，對滾子軸承=； 工作情況系數(shù)，對輕度沖擊和振動的機(jī)床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機(jī)床），； —功率利用系數(shù)，查表3—3； —速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3—2； —齒輪輪換工作系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計手冊》； P—當(dāng)量動載荷，按《機(jī)床設(shè)計手冊》。 故軸承校核合格 圖5-11 4.5傳動系統(tǒng)的Ⅳ軸及軸上零件設(shè)計 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)

58、最小的齒輪，進(jìn)行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力驗(yàn)算。一般對高速傳動的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力，對低速傳動的齒輪驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。 對硬齒面、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）≤[] （5-81） 彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 （5-82） 式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； -電動機(jī)額定功率（KW）； -從電動機(jī)到所計算的齒輪的機(jī)械效率； -齒輪計算轉(zhuǎn)速（r/min）; m-初算的齒輪模數(shù)（mm）; B-齒寬（mm

59、） Z-小齒輪齒數(shù)； u-大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，u≥1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內(nèi)嚙合； -壽命系數(shù)： （5-83） -工作期限系數(shù)： （5-84） T-齒輪在機(jī)床工作期限（）內(nèi)的總工作時間（h），對于中型機(jī)床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認(rèn)為T=/P，P為變速組的傳動副數(shù)； -齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）; -基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)；查表3-1（以下均參見《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》） m—疲勞曲線指數(shù)，查表3-1； —速度轉(zhuǎn)化

60、系數(shù)，查表3-2； —功率利用系數(shù)，查表3-3； —材料強(qiáng)化系數(shù)，查表3-4； —的極限值，見表3-5，當(dāng)≥時，則取=；當(dāng)＜時，取=； —工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運(yùn)動，取=1.2~1.6； —動載荷系數(shù)，查表3-6； —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； []—許用接觸應(yīng)力（MPa）,查表3-9； []—許用彎曲應(yīng)力（MPa），查表3-9。 如果驗(yàn)算結(jié)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(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軸時的最大轉(zhuǎn)速為：

61、 N==5.42kw （5-85） 齒輪的模數(shù)與齒數(shù)為33×2，且齒寬為B=20mm u=1.05 =≤[]=1250MP （5-86） 故齒輪符合標(biāo)準(zhǔn) 驗(yàn)算58×2的齒輪： 58×2齒輪采用整淬 N==5.1kw B=20mm u=1 （5-87） =≤[]=1250MP （5-88） 故此齒輪合格

62、 圖5-12 4.5.2傳動軸的驗(yàn)算 對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進(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（） 花鍵軸 （5-89） 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(shù)； 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： = （5-90） 式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）; —該軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min）。

63、 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： （5-91） 式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。 齒輪的徑向力： （5-92） 式中 α—為齒輪的嚙合角； ρ—齒面摩擦角； β—齒輪的螺旋角； =22.32mm （5-93） 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： （5-94） 式中 —花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（）；

64、 D、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L—花鍵工作長度； N—花鍵鍵數(shù)； K—載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.7～0.8； （5-95） 故此花鍵軸校核合格 圖5-13 4.5.3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，可以對合理跨距L。進(jìn)行計算，以便修改草圖，當(dāng)跨距遠(yuǎn)大于L。時，應(yīng)考慮采用三支撐結(jié)構(gòu)。 《機(jī)床設(shè)計》的教科書中的主軸組件柔度方程系在主軸端部C點(diǎn)家在時主軸和軸承兩相柔度的

65、迭加，其極值方程為： （5-95） 式中 L?！侠砜缇啵? 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(shí)根： （5-96） 機(jī)床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應(yīng)進(jìn)行疲勞驗(yàn)算。其額定壽命的計算公式為： （5-97） C—滾動軸承的額定負(fù)載（N）,根據(jù)《軸承手冊》或《機(jī)床設(shè)計手冊》查取，單位用（kgf）應(yīng)換算成（N）； —速度系數(shù)， 為滾動軸承的計算轉(zhuǎn)速（r/mm）

66、 —壽命系數(shù)， —壽命系數(shù)，對球軸承=3，對滾子軸承=； 工作情況系數(shù)，對輕度沖擊和振動的機(jī)床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機(jī)床），； —功率利用系數(shù)，查表3—3； —速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3—2； —齒輪輪換工作系數(shù)，查《機(jī)床設(shè)計手冊》； P—當(dāng)量動載荷，按《機(jī)床設(shè)計手冊》。 故軸承校核合格 圖5-14 4.6 傳動系統(tǒng)的Ⅴ軸及軸上零件設(shè)計 4.6.1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。

67、一般對高速傳動的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力，對低速傳動的齒輪驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。 對硬齒面、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）≤[] （5-98） 彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 （5-99） 式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； -電動機(jī)額定功率（KW）； -從電動機(jī)到所計算的齒輪的機(jī)械效率； -齒輪計算轉(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

68、齒數(shù)之比，u≥1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內(nèi)嚙合； -壽命系數(shù)： （5-100） -工作期限系數(shù)： （5-101） T-齒輪在機(jī)床工作期限（）內(nèi)的總工作時間（h），對于中型機(jī)床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認(rèn)為T=/P，P為變速組的傳動副數(shù)； -齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）; -基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)；查表3-1（以下均參見《機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》） m—疲勞曲線指數(shù)，查表3-1； —速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3-2； —功率利用系數(shù)，查表3-3； —材料強(qiáng)化系數(shù)，查表3-4； —的極限值，見表3-5，當(dāng)