原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763寧XXX 學院畢 業(yè) 設 計 (論 文 )專用銑床主傳動系統(tǒng)設計說明書所 在 學 院專 業(yè)班 級姓 名學 號指 導 老 師年 月 日摘 要本論文主要說明專用銑床設計的基本過程及要求。專用銑床是按高度集中原則設計的，即在一臺機床上可以同時完成同一種工序或多種不同工序的加工。專用銑床發(fā)展于工業(yè)生產末期，與傳統(tǒng)的機床相比：專用銑床具有許多優(yōu)點：效率高、精度高、成本低。它由底座、立柱、工作臺、及電源一些基本部件及一些特殊部件，根據(jù)不同的工件加工所需而設計的。關鍵詞：專用銑床；設計；過程；功能詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763AbstractThe manipulator is a new device developed in the mechanization, automation of production process, a grasping and moving the workpiece function of automation device use. The manipulator can repeat boring to do dangerous work instead of humans, improve labor productivity, reduce labor intensity. The device covers the position control technology of programmable control technology, detection technology. The material of hydraulic manipulator this subject to the grasping be up in space objects, flexible, any changes to the relevant parameters according to the change and the movement flow requirements, but instead of manual operation in high risk areas,.Key Words: manipulator, hydraulic manipulator, crawl, enhance詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763目 錄摘 要 .IIAbstract.III目 錄 1第 1 章 加工原理及操縱性能要求 22.1 銑床加工基本原理 22.2 操縱性能一些基本要求 .2第 2 章 運動設計 .32.1 選定電機 .32.2 轉速的確定 .32.2.1 速度級數(shù) Z 的確定 .32.2.2 確定結構式 32.3 繪制轉速圖 .42.4 確定變速組齒輪傳動副齒數(shù) .42.5 主傳動系統(tǒng)簡圖 .62.6 核算主軸轉速誤差 .6第 3 章 傳動件的估算 .83.1V 帶傳動 83.1.1 選擇帶的型號 83.1.2 確定從動帶輪的基準直徑 83.1.3 驗算帶速 83.1.4 確定中心距及基準長度 83.1.5 計算根數(shù) z.93.2 傳動軸的估算 .103.3 確定矩形花鍵的尺寸 .123.4 齒輪的計算 .123.5 離合器的選用 153.6.傳動系統(tǒng)的軸及軸上零件設計 .153.6.1 齒輪的驗算 153.6.2 傳動軸的驗算 .163.6.3 軸承疲勞強度校核 .183.7 傳動系統(tǒng)的軸及軸上零件設計 193.7.1 齒輪的驗算 193.7.2 傳動軸的驗算 213.7.3 軸組件的剛度驗算 223.8 傳動系統(tǒng)的軸及軸上零件設計 243.8.1 齒輪的驗算 243.8.2 傳動軸的驗算 .263.8.3 軸組件的剛度驗算 .283.9 傳動系統(tǒng)的軸及軸上零件設計 .303.9.1 齒輪的驗算 303.9.2 傳動軸的驗算 3123.9.3 軸組件的剛度驗算 333.10 傳動系統(tǒng)的軸及軸上零件設計 353.10.1 齒輪的驗算 353.10.2 傳動軸的驗算 363.10.3 軸組件的剛度驗算 383.11 主軸合理跨距的計算 403.12 軸的校核 413.13 軸承壽命校核 43第 4 章 結構設計及說明 444.1 結構設計的內容、技術要求和方案 444.2 展開圖及其布置 44第 5 章 結構設計 455.1 結構設計的內容、技術要求和方案 .455.2 展開圖及其布置 .465.3 I 軸（輸入軸）的設計 465.4 齒輪塊設計 475.4.1 齒輪塊設計 475.4.2 其他問題 .485.5 傳動軸的設計 .485.6 主軸組件設計 505.6.1 各部分尺寸的選擇 .505.6.2 主軸軸承 .505.6.3 主軸與齒輪的連接 .525.6.4 潤滑與密封 .525.6.5 其他問題 .53結 論 54參考文獻 55致 謝 56詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763緒論銑床是用銑刀對工件進行銑削加工的機床。銑床除能銑削平面、溝槽、輪齒、螺紋和花鍵軸外，還能加工比較復雜的型面，效率較刨床高，在機械制造和修理部門得到廣泛應用。最早的銑床是美國人惠特尼于 1818 年創(chuàng)制的臥式銑床；為了銑削麻花鉆頭的螺旋槽，美國人布朗于 1862 年創(chuàng)制第一臺萬能銑床，這是升降梯銑床的雛形；1884 年前后又出現(xiàn)了龍門銑床；二十世紀 20 年代出現(xiàn)了半自動銑床，工作臺利用擋塊可完成“進給-決速”或“決速-進給”的自動轉換。1950 年以后，銑床在控制系統(tǒng)方面發(fā)展很快，數(shù)字控制的應用大大提高了銑床的自動化程度，尤其是 70 年代以后，微處理機的數(shù)字控制系統(tǒng)和自動換刀系統(tǒng)在銑床上得到應用，擴大了銑床的加工范圍，提高了加工精度與效率。銑床的種類很多，一般是按布局形式和適用范圍加以區(qū)分，主要的有升降臺銑床、龍門銑床、單柱銑床和單臂銑床、儀表銑床、工具銑床等。升降臺銑床有萬能式、臥式和 立式幾種，主要用加工中小型零件，應用最廣；龍門銑鏜床、龍門銑刨床和雙柱銑床，均用于加工大型零件；單柱銑床的水平銑頭可沿立柱導軌移動，工作臺作縱向進給；單臂銑床的立銑頭可沿懸臂導軌水平移動，懸臂也可沿立柱導軌調整高度，單柱銑床和單臂銑床均用于加工大型零件。儀表銑床是一種小型的升降臺銑床，用于加工儀器儀表和其他小型零件；工具銑床主要用于模具和工具制造，配有立銑頭、萬能角度工作臺和插頭等多種附件，還可進行鉆削、鏜削和插削等加工。其他銑床還有鍵槽銑床、凸輪銑床和曲軸銑床等，他們都是為加工相應的工件而制造的專用銑床。2第 1 章 加工原理及操縱性能要求2.1 銑床加工基本原理普通機床的規(guī)格和類型有系列型譜作為設計時應該遵照的基礎。因此，對這些基本知識和資料做些簡要介紹。銑床系主要用銑刀在工件上加工各種表面的機床。通常銑刀旋轉運動為主運動，工件和銑刀的移動為進給運動。銑削時，銑刀切入工件時切削速度方向與工件的進給方向相反，這種銑削方式稱為逆銑。逆銑時，刀齒的切削厚度從零逐漸增大。刀齒在開始切入時，由于切削刃鈍圓半徑的影響，刀齒在工件表面上打滑，產生擠壓和摩擦，使這段表面產生嚴重的冷硬層?；械揭欢ǔ潭葧r，刀齒方能切下一層金屬層。下一個刀齒切入時，又在冷硬層上擠壓、滑行，使刀齒容易磨損，同時使工件表面粗糙度值增大。此外，逆銑加工時，當接觸角大于一定數(shù)值時，垂直銑削分力向上易引起振動。銑削時，銑刀切出工件時切削速度方向與工件的進給方向相同，這種銑削方式稱為順銑，順銑時，刀齒的切削厚度從最大逐漸遞減至零，避免了逆銑時的刀齒擠壓、滑行現(xiàn)象，已加工表面的加工硬化程度大為減輕，表面質量也較高，刀具耐用度也比逆銑時高。同時，垂直方向的切削分力始終壓向工作臺，避免了工件的振動。順銑時，銑削力的縱向分力始終與驅動工作臺移動的縱向分力方向相同。如果絲杠與螺母傳動副中存在間隙，當縱向銑削分力大于工作臺與導軌之間的摩擦力時，會使工作臺帶動絲杠出現(xiàn)竄動，造成工作臺振動，使工作臺進給不均勻，嚴重時會出現(xiàn)打刀現(xiàn)象。因此，如采用順銑，必須要求銑床工作臺進給絲杠螺母副有消除間隙的裝置，宜采用逆銑加工。銑床也可以加工平面，溝槽，加工各種曲面，齒輪等。2.2 操縱性能一些基本要求1)具有皮帶輪卸荷裝置2）主軸的變速由摩擦離合器完成詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763第 2 章 運動設計2.1 選定電機已知該專用銑床可加工材料為碳鋼和可鍛鑄鐵的零件，查表銑削時切削速度為660 m/min，并通過計算得到最大銑削力為 166.52 公斤力。由公式 16.520=1.630zPVNkw切電動機功率 .=89切主 機查表選取型號 Y100L1-4 額定功率 2.2kw，額定轉速 1430r/min，堵轉扭矩 2.2，最大扭矩 2.3，質量 34kg2.2 轉速的確定由公式 10vndd-銑刀直徑=30mm min6/imax60/invmin64/30.1rax137.4r2.2.1 速度級數(shù) Z 的確定1maxinZRlgl9.45781Z根據(jù)最低轉速 63r/min 公比 1.41 可得 8 級轉速： 63 90 125 180 250 355 500 7102.2.2 確定結構式級數(shù)為 Z 的變速系統(tǒng)由若干個順序的變速組組成，各變速組分別有 、 等變速副。1Z2變速副中由于結構的限制以 2 或 3 為合適，即變速級數(shù) Z 為 2 和 3 的因子。因此確定結構式為：8= 242.3 繪制轉速圖2.4 確定變速組齒輪傳動副齒數(shù)確定齒輪齒數(shù)的原則和要求 ： 齒輪的齒數(shù)和 過大會加大兩軸之間的中心距，使機床結構龐大，一般推薦ZS102zS 最小齒輪的齒數(shù)要盡 2 可能少；但同時要考慮：最小齒輪不產生根切，機床變速箱中標準圓柱齒輪，一般最小齒數(shù) ；受結構限制的最小齒數(shù)應大于 1820；min18z齒輪齒數(shù)應符合轉速圖上傳動比的要求：實際傳動比（齒數(shù)之比）與理論傳動比（轉速圖上要求的傳動比）之間有誤差，但不能過大，確定齒輪數(shù)所造成的轉速誤差，一般不應超過 10()%詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763變速組 a: 1a.421a.4假設降速最大的小齒輪的最小齒數(shù)為 22，查表齒數(shù)和 min72zS找出可能采用的齒數(shù)和諸數(shù)值1.41 68、70、721auzS66、69、722.4z在具體結構允許下，選用較小的 為宜，現(xiàn)確定 ，zS72zS確定各齒輪副的齒數(shù)：i=1.41 找出 130z2172304zi=2 找出 438zS變速組 b: 1b21.假設降速最大的小齒輪的最小齒數(shù)為 22，查表齒數(shù)和 min6zS找出可能采用的齒數(shù)和諸數(shù)值1 66、68、70、72buzS66、69、722.4z在具體結構允許下，選用較小的 為宜，現(xiàn)確定 ，zS6zS確定各齒輪副的齒數(shù)：i=1 找出 53z6563zi=2 找出 728724zS變速組 c: 1.4c231.4c假設降速最大的小齒輪的最小齒數(shù)為 22，查表齒數(shù)和 min84zS找出可能采用的齒數(shù)和諸數(shù)值1.41 84、86、881cuzS84、87、8823.4z6在具體結構允許下，選用較小的 為宜，現(xiàn)確定 ，zS84zS確定各齒輪副的齒數(shù)：i=1.41 找出 935z10984359zi= 找出 31.412126zS2.5 主傳動系統(tǒng)簡圖2.6 核算主軸轉速誤差齒輪齒數(shù)確定后，主軸的各級實際即確定，它與主軸的標準轉速總會產生一定的誤差，應滿足: n10=4.%理 實理（ ）結果見下表：級數(shù) 計算式 n實 理 誤差 允許值結論詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397631 1430/2*24/48*22/44*22/62 63.43 64 0.89% 4.1% 合格2 1430/2*30/42*22/44*22/62 90.61 91 0.428% 4.1% 合格3 1430/2*24/48*33/33*22/62 126.85 128 0.898% 4.1% 合格4 1430/2*30/42*33/33*22/62 181.22 180 0.68% 4.1% 合格5 1430/2*24/48*22/44*49/35 250.25 253 1.08% 4.1% 合格6 1430/2*30/42*22/44*49/35 357.5 357 0.14% 4.1% 合格7 1430/2*24/48*33/33*49/35 500.5 503 0.497% 4.1% 合格8 1430/2*30/42*33/33*49/35 715 710 0.704% 4.1% 合格8第 3 章 傳動件的估算3.1V 帶傳動3.1.1 選擇帶的型號查表查得工況系數(shù) ,再由1.2AK2.1.64APKKW帶 額根據(jù) 查圖選用確定為 A 型帶=2.6430r/minPWn帶 和3.1.2 確定從動帶輪的基準直徑取 80mm 1min75d則實際傳動比 i 為 2,從動輪的實際轉速分別為：1243075/innri128160dm3.1.3 驗算帶速113.48015.9/606dnVms3.1.4 確定中心距及基準長度初步確定中心距 可按下式：0a121200.7()()86864dda詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763取 300mm0a2 210120()(1608)2()6(8)9.13443d dL ma查表取 900mm計算實際中心距 0a0982(3)592dLa m中心距的變化范圍 min0.15290.1529154adax33308m所以中心距的變化范圍為 244289mm驗算小帶輪上的包角 111257.357.380()80(6)162.9da 62.393.1.5 計算根數(shù) z由 查表得1180430/mindr和 0.81PKW由 ，查表得43/in,2nrA和 型 帶 =7根據(jù)包角和帶長 .95.LK查 表 得 ，單根 V 帶的額定功率 P100()(0.817)0.9587.1LPKKW1.23.608caz取 4 根3.1.6 計算單根 V 帶的初拉力的最小值 0min()F查表得 A 型帶的單位長度質量 q=0.1kg/m2 20min .5092.1(2.5)() 0.593.474caKPFqv Nz 應使帶的實際初拉力 0minF3.1.7 計算壓軸力 P壓軸力的最小值為10minmin 162.32s2493.7sin79pFz N帶輪結構設計略3.2 傳動軸的估算傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反復載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大的變形。因此疲勞強度一般不是主要矛盾，除了載荷很大的情況外，可以不必驗算軸的剛度。剛度要求保證軸在載荷下不至發(fā)生過大的變形。因此，必須保證傳動軸有足夠的詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763剛度。確定各傳動軸及主軸的直徑查表得 =0.96皮 帶由軸承為滾子軸承查表得 =0.98軸 承由齒輪精度為 8 級查表得 7齒 輪軸： 12.6.20PKW額 軸 承 皮 帶 1n70/minr軸： 2=098=1.7額 齒 輪 軸 承 235軸： 31.7額 齒 輪 軸 承 8/ir主軸： PK主 軸 額 齒 輪 軸 承 n64n主 軸軸的材料為 45 號鋼，鍵為矩形花鍵，查表得 012A根據(jù)公式 30dAn312.71.4m取 26mm查閱機械設計手冊確定軸承型號為 30204321.9702.5dm取 28mm查閱機械設計手冊確定軸承型號為 3020531.87206.dm12取 32mm查閱機械設計手冊確定軸承型號為 30206軸承參數(shù)如下表30204 30205 30206T 15.25 16.25 17.25C 12 13 14D 47 52 62d 20 25 30B 14 15 16根據(jù)電動機額定功率 2.2KW，查表得到主軸前軸頸值徑的范圍 5090，取 60mm主軸的后軸頸直徑 210.7854Dm查閱機械設計手冊得前軸承型號為 30212后軸承型號為 302093.3 確定矩形花鍵的尺寸根據(jù)各傳動軸的直徑查閱機械設計手冊確定了矩形花鍵的各個參數(shù)如下表：小徑 d 規(guī)格 NdDBC r26 62300.3 0.228 870.3 0.232 0.3 0.23.4 齒輪的計算由于直齒圓柱齒輪具有加工和安裝方便、生產效率高、生產成本低等優(yōu)點，而且直齒圓柱齒輪傳動也能滿足設計要求，所以本次設計選用漸開線直齒圓柱齒輪傳動；主軸箱中的齒輪用于傳遞動力和運動，它的精度直接與工作的平穩(wěn)性、接觸誤差及噪聲有關。為了控制噪聲，機床上主傳動齒輪都選用較高的精度，但考慮到制造成本，本次設計都選用 7-6-6 的精度。具體設計步驟如下：詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397631、模數(shù)的估算：按接觸疲勞和彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)比較復雜，而且有些系數(shù)只有在齒輪各參數(shù)都已知道后方可確定，所以只在草圖畫完之后校核用。在畫草圖之前，先估算，再選用標準齒輪模數(shù)。齒輪彎曲疲勞的估算公式：mm （式中 即為齒輪所傳遞的功率） （2.4）wm32jZnNN齒面點蝕的估算公式：mm （式中 即為齒輪所傳遞的功率）（2.5）A32jn其中 為大齒輪的計算轉速， 為齒輪中心距。j A由中心距 及齒數(shù) 求出模數(shù)：21,Zmm (2.6)21mj根據(jù)估算所得 和 中較大的值，選取相近的標準模數(shù)。wj前面已求得各軸所傳遞的功率，各軸上齒輪模數(shù)估算如下：第一對齒輪副 min/140rnj mmw35.29.32所以，第一對齒輪副傳動的齒輪模數(shù)應為 m=2.5第二對齒輪副 min/10rnj mmw76.21023984所以，第二對齒輪副傳動的齒輪模數(shù)應為 m=3第三對齒輪副 min/6rnj mmw 06.263129804314mmA78.3619.0.43223所以，第三對齒輪副傳動的齒輪模數(shù)應為 m=4第四對齒輪副 min/15rnj mmw 71.31598.0.4324所以，第四對齒輪副傳動的齒輪模數(shù)應為 m=4綜上所述，為了降低成本，機床中各齒輪模數(shù)值應盡可能取相同，但因為軸的轉速比較小，扭矩比較大，為了增加其強度和在主軸上能起到飛輪的作用，需增加軸齒輪的幾何尺寸。所以，本次設計中在間各個齒輪模數(shù)均為在軸上就取。m42材料選擇 40Cr 調質 齒輪齒數(shù)nt分度圓直徑齒頂高齒根高齒頂圓 齒根圓 中心距 齒寬1 30 2.5 2.588 77.64 2.5 3.125 82.64 71.39 93.168 202 42 2.5 2.588 108.696 2.5 3.125 113.696 102.446 93.168 203 24 2.5 2.588 62112 2.5 3.125 67.112 55.862 93.168 204 48 2.5 2.588 124.224 2.5 3.125 129.224 117.974 93.168 205 33 3 3.105 102.465 3 3.75 108.465 94.965 102.465 246 33 3 3.105 102.465 3 3.75 108.465 94.965 102.465 247 22 3 3.105 68.31 3 3.75 74.31 60.81 102.465 248 44 3 3.105 136.62 3 3.75 142.62 129.12 102.465 249 35 4 4.141 144.935 4 5 152.935 134.935 173.922 3410 49 4 4.141 202.909 4 5 210.909 192.909 173.922 3211 22 4 4.141 91.102 4 5 99.102 81.102 173.922 3212 62 4 4.141 256.742 4 5 264.742 246.742 173.922 32詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397633.5 離合器的選用離合器在機器運轉中可將傳動系統(tǒng)隨時分離或接合，對離合器的要求有：接合平穩(wěn)，分離迅速徹底；調節(jié)和修理方便；外廓尺寸小；質量小；耐磨性好和有足夠的散熱能力；操作方便省力。離合器的類型很多，常用的可分牙嵌式和摩擦式。根據(jù)設計要求，我選用了電磁式摩擦片離合器。根據(jù)經(jīng)驗值 ； 。dD)32(1d)5.21(2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(shù)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。3.6.傳動系統(tǒng)的軸及軸上零件設計3.6.1 齒輪的驗算驗算齒輪強度，應選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)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）123j2081SjuKNZmBn j彎曲應力的驗算公式為（3-2）5123w208()SwjMPaYn式中 N-齒輪傳遞功率（KW） ，N= ；dN160TOKmCT-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ST=1500020000h，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為 T= /P，PS ST為變速組的傳動副數(shù)； 16-齒輪的最低轉速（r/min）;1n-基準循環(huán)次數(shù)；查表 3-1（以下均參見機床設計指導 ）OCm疲勞曲線指數(shù)，查表 3-1；速度轉化系數(shù)，查表 3-2；nK功率利用系數(shù)，查表 3-3；N材料強化系數(shù)，查表 3-4；Q的極限值 ， 見表 3-5，當 時，則取 = ；當SKmaxSinSKSKmaxSKmax 時，取 = ；mini工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運動，取 =1.21.6；1 1動載荷系數(shù)，查表 3-6；2K齒向載荷分布系數(shù)，查表 3-9；3Y標準齒輪齒形系數(shù)，查表 3-8； 許用接觸應力（MPa）,查表 3-9；j 許用彎曲應力（MPa） ，查表 3-9。w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jw仍不滿足時，就得采取調整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施。3.6.2 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（ ）4m花鍵軸 =424()()6dbNDdIA4 2432.68(32.)(83.7.10m式中 d花鍵軸的小徑（mm） ；詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763i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：=4j9510(m)nMA扭 445.62910.108NmA式中 N該軸傳遞的最大功率（kw）;該軸的計算轉速（ r/min） 。jn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4326.5102.NDtMP扭式中 D齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力 ：r()/cos()rtPgNA式中 為齒輪的嚙合角，20º；齒面摩擦角， ；5.72齒輪的螺旋角；0故 N3.51.0rtP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： max28,()()njy jyMPaDdlNK式中 花鍵傳遞的最大轉矩（ ） ；axn NmAD、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=0.70.8；184286.5103.620()(3)7jy jyMPaPa故此花鍵軸校核合格3.6.3 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：hLjhjFNnnj50()()CfKlP() Lh T105nFfThl或 按 計 算 負 荷 的 計 算 公 式 進 行 計 算 ：式 中 額 定 壽 命 （ ;計 算 動 載 荷工 作 期 限 （ ),對 一 般 機 床 取 小 時 。C滾動軸承的額定負載（N）,根據(jù)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(shù)， 為滾動軸承的計算轉速（r/mm） nf 103nifi壽命系數(shù)， nf 50nnLf等 于 軸 承 的 工 作 期 限 ；壽命系數(shù)，對球軸承 =3，對滾子軸承 = ；103工作情況系數(shù)，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、銑床、磨床等Ff多數(shù)機床） ， ；1.3功率利用系數(shù)，查表 33；NK速度轉化系數(shù)，查表 32；n齒輪輪換工作系數(shù)，查機床設計手冊 ；l詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763P當量動載荷，按機床設計手冊 。124863nLhT0395n故軸承校核合格3.7 傳動系統(tǒng)的軸及軸上零件設計3.7.1 齒輪的驗算驗算齒輪強度，應選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)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）123j2081SjuKNZmBn j彎曲應力的驗算公式為（3-2）5123w208()SwjMPaYn式中 N-齒輪傳遞功率（KW） ，N= ；dN-電動機額定功率（KW） ；dN-從電動機到所計算的齒輪的機械效率；-齒輪計算轉速（r/min）;jnm-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，u1， “+”號用于外嚙合， “-”號用于內嚙合；20-壽命系數(shù)：SKTnNQ-工作期限系數(shù)： 160TOKmCT-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ST=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S ST組的傳動副數(shù)； -齒輪的最低轉速（r/min）;1n-基準循環(huán)次數(shù)；查表 3-1（以下均參見機床設計指導 ）OCm疲勞曲線指數(shù)，查表 3-1；速度轉化系數(shù)，查表 3-2；nK功率利用系數(shù)，查表 3-3；N材料強化系數(shù)，查表 3-4；Q的極限值 ， 見表 3-5，當 時，則取 = ；當SKmaxSinSKSKmaxSKmax 時，取 = ；mini工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運動，取 =1.21.6；1 1動載荷系數(shù)，查表 3-6；2K齒向載荷分布系數(shù)，查表 3-9；3Y標準齒輪齒形系數(shù)，查表 3-8； 許用接觸應力（MPa）,查表 3-9；j 許用彎曲應力（MPa） ，查表 3-9。w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jw詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763仍不滿足時，就得采取調整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施。軸上的雙聯(lián)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： 13056427.8/minnr36.98.92m=2.25N= =5.77kwdN1207.8/minjnr3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=14mmu=1.05= =1250MPj32081(.051).23.04725.19.82. 8MPAAj故雙聯(lián)滑移齒輪符合標準3.7.2 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（ ）4m花鍵軸 =424()()6dbNDdIA4 243268(3)().5310m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：=4j9510(m)nMA扭 445.2910.1086NmA22式中 N該軸傳遞的最大功率（kw）;該軸的計算轉速（ r/min） 。jn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 ：tP432.510N.81NDtM扭 （ ）式中 D齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力 ：r()/cos()902rtPgNA式中 為齒輪的嚙合角；齒面摩擦角；齒輪的螺旋角；=27.86mm22()0.1MTdm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： max28,()()njy jyMPaDdlNK式中 花鍵傳遞的最大轉矩（ ） ；axn NmAD、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=0.70.8；428.5102.20()(36)7jy jyMPaPaA故此花鍵軸校核合格詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 13041397633.7.3 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： 3610oBOBAEIlCL式中 L。合理跨距；C 主軸懸伸梁； 后前支撐軸承剛度AB該一元三次方程求解可得為一實根：3321()()1BOABAOEILmCLC并 且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：hLjhjFNnnj50()()CfKlP() Lh T105nFfThl或 按 計 算 負 荷 的 計 算 公 式 進 行 計 算 ：式 中 額 定 壽 命 （ ;計 算 動 載 荷工 作 期 限 （ ),對 一 般 機 床 取 小 時 。C滾動軸承的額定負載（N）,根據(jù)軸承手冊或機床設計手冊查取，24單位用（kgf）應換算成（N） ；速度系數(shù)， 為滾動軸承的計算轉速（r/mm） nf 103nifi壽命系數(shù)， nf 50nnLf等 于 軸 承 的 工 作 期 限 ；壽命系數(shù)，對球軸承 =3，對滾子軸承 = ；103工作情況系數(shù)，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、銑床、磨床等Ff多數(shù)機床） ， ；1.3功率利用系數(shù)，查表 33；NK速度轉化系數(shù)，查表 32；n齒輪輪換工作系數(shù)，查機床設計手冊 ；lP當量動載荷，按機床設計手冊 。124863nLhT0395n故軸承校核合格3.8 傳動系統(tǒng)的軸及軸上零件設計3.8.1 齒輪的驗算驗算齒輪強度，應選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)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