CA6140機床主軸箱結(jié)構(gòu)設計

CA6140機床主軸箱結(jié)構(gòu)設計,CA6140,機床,主軸,結(jié)構(gòu)設計 沈 陽 化 工 大 學 科 亞 學 院 本 科 畢 業(yè) 論 文 題 目： 機床主軸箱結(jié)構(gòu)設計 3 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： 1101 班 學生姓名： 程學博 指導教師： 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 指導教師： 簽字 畢業(yè)設計（論文）任務書 2015 年 3 月 6 日 2015 年 3 月 6 日至 2015 年 6 月 5 日 起止時間： 畢業(yè)設計（論文）專題部分： 機床主軸箱結(jié)構(gòu) 3.文獻綜述（不少于 3000 字） 裝備圖、零件圖 機床主軸箱結(jié)構(gòu)設計 3 畢業(yè)設計（論文）內(nèi)容：1.設計說明書一份 2. AutoCAD 軟件繪圖一套（包括 畢業(yè)設計（論文）題目： 機械設計制造及其自動化專業(yè) 1101 班 學生：程學博 摘 要 車床是眾多車床中應用最廣泛的一種，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，它的主要任務是將主電機傳來的旋轉(zhuǎn)運動經(jīng)過一系列的變速機構(gòu)使主軸得到所需的正反兩種轉(zhuǎn)向的不同轉(zhuǎn)速，同時主軸箱分出部分動力將運動傳給進給箱。主軸箱中等主軸是車床的關鍵零件。 本文對機床床頭箱進行了設計，主軸箱是機床的動力源將動力和運動傳遞給機床主軸的基本環(huán)節(jié)，其機構(gòu)復雜而巧妙，要實現(xiàn)其全部功能在軟件中的模擬仿真工作量非常大。這次設計的效果沒有預計的完美， 有一些硬件方面的原因，在模擬仿真的時候，由于計算機的配置不能達到所需要求，致使運行速度非常慢，不但時間上拖了下來，而且所模擬的效果很不理想。我接受的設計任務是對車床的主軸箱進行設計。主軸箱的結(jié)構(gòu)繁多，考慮到實際硬件設備的承受能力，在進行三維造型的時候在不影響模擬仿真的情況下，省去了很多細部結(jié)構(gòu)。 關鍵詞: 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 傳動方案和傳動系統(tǒng)圖的擬定 2 第二章 主要設計零件的計算和驗算 4 2.1 主軸箱的箱體 4 2.2 傳動系統(tǒng)的 I 軸及軸上零件設計 5 2.2.1 普通 V 帶傳動的計算 5 2.2.2 多片式摩擦離合器的計算 7 2.2.3 齒輪的驗算 8 2.2.4 傳動軸的驗算 10 2.2.5 軸承疲勞強度校核 11 第三章 傳動系統(tǒng)的Ⅱ軸及軸上零件設計 12 3.1 齒輪的驗算 13 3.2 傳動軸的驗算 15 3.3 軸組件的剛度驗算 17 第四章 傳動系統(tǒng)的Ⅲ軸及軸上零件設計 19 4.1 齒輪的驗算 19 4.2 傳動軸的驗算 21 4.3 軸組件的剛度驗算 22 第五章 傳動系統(tǒng)的Ⅳ軸及軸上零件設計 24 5.1 齒輪的驗算 25 5.2 傳動軸的驗算 27 5.3 軸組件的剛度驗算 28 第六章 傳動系統(tǒng)的Ⅴ軸及軸上零件設計 30 6.1 齒輪的驗算 30 6.2 軸組件的剛度驗算 32 結(jié)論 34 參考文獻 35 致謝 36 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 引言 引言 金屬切削機床是通過切削金屬毛坯部件加工成機器零件的機器，它是制作很多機器的機器，所以它又被叫做為“工作母機”或“工具機”，也可以叫做為機床。 在新中國建成以后不久，機床行業(yè)建設成立了。在半封建，半殖民的舊中國的時期，基本上就沒有機床制造業(yè)。一直到解放后不久，全國只有及其十分少數(shù)地幾個機械修配廠可以用來生產(chǎn)簡單的結(jié)構(gòu)少量機床。1949 年機床年產(chǎn)量僅僅只有 1500 多臺床子。在解放后的幾十年時間里頭，中國的機床工業(yè)能夠獲得高速的發(fā)展。眼前，中國是布局十分合理，完美的機床工業(yè)體系。但是，仍然我國的機床工業(yè)與世界先進的生產(chǎn)技術(shù)水平還是有非常較大的差距。所以，我國的機床工具行業(yè)面臨著光榮而艱巨的任務使命，必須不斷地去學習發(fā)展，并且引入國外的先進科學技術(shù)生產(chǎn)技術(shù)，大力發(fā)揚科研，研發(fā)，盡快的去迎接世界先進步伐與水平。 所研究的車床是比較廣泛常見的一種機床，占約 65％的總車床設備，它因為自身特征主軸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， 它的主要任務是旋轉(zhuǎn)運動，需要經(jīng)過一系列的正和負兩個導引不同速度的主軸傳動機構(gòu)，和主軸箱和的功率將運動的一部分分離被轉(zhuǎn)移到進料箱。 本次畢業(yè)設計是針對機床主軸箱進行了幾個月的設計，它的結(jié)構(gòu)是及其復雜又是是十分的精妙，要實現(xiàn)其全部功能在使用的過程中仿真工作量是非常大的。這次設計的效果即使沒有達到向預計的那樣十分的美好，有一些部分的原因是出現(xiàn)在硬件的部分，在模擬仿真過程當中，由于計算機的配置仍然無法達到所需的預期的要求，其結(jié)果是，會致使在運行的過程當中速度非常地慢，不但在時間上拖下來了，而且所需要模擬的效果也很不理想了。我接受的畢業(yè)設計任務課題題目是針對機床的主軸箱結(jié)構(gòu)進行設計。因為主軸箱繁多而且復雜的結(jié)構(gòu)設計，因此我們需要考慮到實際硬件設備不能忽視。. 機床可以是各種轉(zhuǎn)彎，并可以加工公制，英寸，模量和牙。 由主軸滾動軸承和三個支持多;進料系統(tǒng)是采取兩軸滑動齒輪共同機制;垂直和水平進給是通過與交叉操作手柄，并伴隨著快速馬達。該機床具有剛性好，功率大， 操作方便等特點. 9 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第一章傳動方案和傳動系統(tǒng)圖的擬定 第一章傳動方案和傳動系統(tǒng)圖的擬定 （1）確定極限轉(zhuǎn)速 根據(jù)已知主軸的基本設計要求得知最低的轉(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)速級數(shù) Z Z=lgRn/lgφ+1= lg140/lg1.12+1=24 （1-1） 一般金屬切削機床，如無特殊性能要求，是 Y 系列自我封閉自扇冷式三相異步 電動機。Y 系列電動機具有高效、節(jié)能、起動轉(zhuǎn)矩大、噪聲小、振動小、運行安全可靠特別特征的。根據(jù)機床的基本設計而選擇 Y160M-4，它的轉(zhuǎn)速為 1500r/min。 （4）確定結(jié)構(gòu)式(選用分支傳動) 24=21×32×[1+（2×2-1）] （5）確定轉(zhuǎn)速數(shù)列，查《機械裝備設計》標準數(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 6 級：450，560，710，900，1120，1400 （6）需要繪制轉(zhuǎn)速圖 ○ 1 選定電動機 ○ 2 分配總降 考慮該序列是否可以增加超過所述驅(qū)動一對，從而使序列符合標準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 確定傳動軸的軸數(shù) 傳動軸數(shù)＝變速組數(shù)+定比傳動副數(shù)+1=6 ○ 4 繪制轉(zhuǎn)速圖 根據(jù)傳動軸數(shù)和主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)格距 lgφ畫出網(wǎng)格，用于繪制圖表。在速度圖表， 從電機速度的總減速比的主軸的最小速度，在一個系列 U 之間雙軸傳輸?shù)模↘，K + 1） 分鐘。根據(jù)畫的每個齒輪組傳動比射線分布結(jié)構(gòu)分布的比率，以確定傳輸對的傳動比。 在床上安裝框，不同類型的機床中，主軸齒輪箱安裝的位置也不同。有兩種固定和移動。該車床主軸箱是一個固定的齒輪箱，并且是固定的底平面的兩個小垂直平面和突起，和螺釘和板的箱的底面被固定。 框的顏色是根據(jù)機床的整體設計決定的，與實際使用的機床被認為人們的心理和海關的顏色. 驅(qū)動鏈的驅(qū)動鏈表示實現(xiàn)工具的垂直或水平運動。當臥式車床的切削螺桿，饋送傳輸鏈路是接觸的傳動鏈內(nèi)..的主軸線的移動量每個刀架應等于螺釘?shù)囊€。當切削圓筒和端面，所述進給傳動鏈是外部連接的鏈，這些喂入也移動每個刀架的量。因此， 在進料鏈，主軸和轉(zhuǎn)塔作為驅(qū)動鏈末端的分析。 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第二章主要設計零件的計算和驗算 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，傳動機構(gòu)，具有控制機構(gòu)和潤滑系統(tǒng)等的特點.除了主軸箱應確保運動參數(shù)以外，也應具有高傳輸效率的特點，它也具有足夠的強度和較強的剛性，低噪聲， 振動小，易操作，具有良好的工藝性和維護方便，成本比較低，防塵，防滲漏，外形及其美觀的特點。 箱體的材料，以灰鑄鐵 HT150 介質(zhì)強度和 HT200 是最廣泛，對于最低壁箱 HT20-40 設計材料的選擇。根據(jù)外形尺寸（長*寬*高）鑄造厚，按選擇的表 2-1。 表 2-1 外輪廓尺寸 長×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， 以及補開口削弱剛度，常用凸和加強肋，和與根據(jù)所述結(jié)構(gòu)需要適當?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，軸承凸臺孔應滿足安裝和調(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。在該設計中， 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題，每一個齒輪的中心距，而位置改變系數(shù)之間的嚙合，并且參照相關的信息如下： 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，不同類型的機床中，主軸齒輪箱安裝的位置也不同。有兩種固 定和移動。該車床主軸箱是一個固定的齒輪箱，并且是固定的底平面的兩個小垂直平面和突起，和螺釘和板的箱的底面被固定。該主軸箱是一個一種類型的澆注成型， 留下一個結(jié)構(gòu)，和盒的相應調(diào)整的安裝底部。 框的顏色是根據(jù)機床的整體設計決定的，與實際使用的機床被認為人們的心理和海關的顏色。 潤滑油通道的設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 帶的選擇應滿足其最大功率不打滑地傳遞，疲勞強度應該承受一定的使用壽命的特點。設計功率： Pd = K A · P （kW） （2-1） d 故小帶輪基準直徑d 1 為 130mm； 帶速 v ： 1 v = pdd n1 /(60 ′1000) ? 9.86m / s ￡ [v]； （2-2） d 大帶輪基準直徑d 為 230 mm； 2 初選中心距a0 ＝1000mm, a0 由機床總體布局確定。a0 過小，增加帶彎曲次數(shù)； a0 過大，易引起振動。帶基準長度： 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——帶每米長質(zhì)量，取 0.10； 故 F0 ＝58.23N 帶對軸壓力： 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算 多盤式摩擦離合器的設計，首先根據(jù)確定的機床離合器尺寸的結(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，直接會導致到離合器在徑向和軸向的尺寸不同，也會導致其主軸箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)的布局變化，所以應該是一個合理的選擇。 摩擦片對數(shù)可按下式計算 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（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（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 齒輪的驗算 要檢查齒輪的強度，我們應該選擇相同的模承擔牙齒的最大數(shù)量，接觸應力和彎曲應力測試。應力計算的高速傳動齒輪齒的接觸應力，與低速驅(qū)動齒輪齒的計算。在堅硬的表面，軟齒齒輪滲碳，彎曲應力，必須檢查。 接觸應力的驗算公式為： 2081′103 (u ±1) K1K2 K3 KS N Zm uBnj sj = （MPa）≤[ s j ] （2-10） 彎曲應力的驗算公式為： 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-齒輪在機床工作期限（TS ）內(nèi)的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取 TS =15000~20000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認為 T= TS /P，P 為變速組的傳動副數(shù)； n1 -齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）； CO -基準循環(huán)次數(shù)；（以下均參見《機床設計指導》） 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 —材料強化系數(shù)； KS —的極限值 KS max ，KS min 當≥ KS KS max 時，則取 KS = KS max ；當 KS ＜ KS min 時， 取 KS = KS min ； K1 —工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運動，取=1.2~1.6； K1 K2 —動載荷系數(shù)； K3 — 齒 向 載 荷 分 布 系 數(shù) ； Y—標準齒輪齒形系數(shù)，[ s j ]—許用接觸應力（MPa）； [ sw ]—許用彎曲應力（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行熱處理 傳至 I 軸時的最大轉(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 符合強度要求。 驗算 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 = 符合強度要求。 2.2.4 傳動軸的驗算  = 910MP ≤[ s j ]=1250MP 為驅(qū)動軸，除重負載軸，一般不需要進行強度，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)； 在傳動軸的彎曲載荷的計算一般是由危險的部分的最大轉(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 —該軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min）。 傳動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)擠壓應力的驗算 花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應力為： 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 軸承疲勞強度校核 機床傳動軸用滾動軸承，因疲勞破壞而失效的原因，需要進行疲勞驗算。其額定壽命 Lh 的計算公式為： Lh = 500( Cfn fF KN KlP )e 3 [T ](h) 或按計算負荷Cj的計算公式進行計算： C = fh f K K KlP ￡ [C](N) f j F N n n 式 中 Ln — 額 定 壽 命 （h); Cj — 計 算 動 載 荷 ; T—工作期限（h),對一般機床取10000—15000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）。 100 3ni fn —速度系數(shù)， fn = e ni 為滾動軸承的計算轉(zhuǎn)速（r/mm） fF — 工作情況系數(shù)，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機床）， 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《機床設計手冊》； P—當量動載荷，按《機床設計手冊》。 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 ] 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章傳動系統(tǒng)的Ⅱ軸及軸上零件設計 第三章傳動系統(tǒng)的Ⅱ軸及軸上零件設計 3.1 齒輪的驗算 要檢查齒輪的強度，我們應該選擇相同的模承擔牙齒的最大數(shù)量，接觸應力和彎曲應力測試。應力計算的高速傳動齒輪齒的接觸應力，與低速驅(qū)動齒輪齒的計算。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。 2 0 8 1 ′ 1 0 3 ( u ± 1 ) K 1 K 2 K 3 K S N Z m u B n j 接觸應力的驗算公式為： o j = 彎曲應力的驗算公式為： 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 -電動機額定功率（KW）； h-從電動機到所計算的齒輪的機械效率；  nj -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； 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-齒輪在機床工作期限（ TS ）內(nèi)的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取 TS =15000~20000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認為 T= TS /P，P 為變速組的傳動副數(shù)。 n1 -齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）； CO -基準循環(huán)次數(shù)；（以下均參見《機床設計指導》） 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 —材料強化系數(shù)； KS —的極限值 KS max ，KS min ，當 KS ≥ KS max 時，則取 KS = KS max ；當 KS ＜ KS min 時， 取 KS = KS min ； K1 —工作情況系數(shù)；中等沖擊的主運動，取 K1 =1.2~1.6； K2 —動載荷系數(shù)； K3 —齒向載荷分布系數(shù)； Y—標準齒輪齒形系數(shù)； [ s j ]—許用接觸應力（MPa）；[ sw ]—許用彎曲應力（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行熱處理。傳至Ⅱ軸時的最大轉(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)滑移齒輪符合標準。 = 1195.82MP ≤[ s j ]=1250MP ○ 2 驗算 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 傳動軸的驗算  = 1131.24MP ≤[ s j ]=1250MP 為驅(qū)動軸，除重負載軸，一般不需要進行強度，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)； 在傳動軸的彎曲載荷的計算一般是由危險的部分的最大轉(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 —該軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min）。 傳動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 符合校驗條件 花鍵軸鍵側(cè)擠壓應力的驗算 花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應力為： 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. 計算，以修改草案，當跨度遠遠大于 L.大于當考慮使用三個支承結(jié)構(gòu)。 在該系統(tǒng)的主軸組件的靈活性方程的“機械設計”，在主軸端部 C 位教科書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?！侠砜缇啵?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 滾動軸承機床主要引起疲勞破壞，因此它應該被檢查。其額定壽命公式為： Lh = 500( Cfn fF KN KlP )e 3 [T ](h) 或按計算負荷Cj的計算公式進行計算： f C = fh f K K KlP ￡ [C](N) j F N n n 式 中 Ln — 額 定 壽 命 （h); Cj — 計 算 動 載 荷 ; T—工作期限（h),對一般機床取10000—15000小時。 C—滾動軸承的額定負載（N）,單位用（kgf）應換算成（N）； 100 3ni fn —速度系數(shù)， fn = e ni 為滾動軸承的計算轉(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)，對球軸承e =3，對滾子軸承e = 10 ； 3 fF — 工作情況系數(shù)，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機床）， 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 床設計手冊》； P—當量動載荷，按《機床設計手冊》。 Ln1 = 24863h 3 [T ] Ln 2 = 32003h 3 [T ] Ln3 = 19852h 3 [T ] 故軸承校核合格。 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第四章傳動系統(tǒng)的Ⅲ軸及軸上零件設計 第四章傳動系統(tǒng)的Ⅲ軸及軸上零件設計 4.1 齒輪的驗算 要檢查齒輪的強度，我們應該選擇相同的模承擔牙齒的最大數(shù)量，接觸應力和彎曲應力測試。應力計算的高速傳動齒輪齒的接觸應力，與低速驅(qū)動齒輪齒的計算。 2081′103 (u ±1) K1K2 K3 KS N Zm uBnj 在堅硬的表面，軟核牙齒滲碳淬火齒輪，齒根彎曲應力，必須進行檢查。接觸應力的驗算公式為 sj = （MPa）≤[ s j ] （4-1） 彎曲應力的驗算公式為 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-從電動機到所計算的齒輪的機械效率； Nd -電動機額定功率（KW）； nj -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； KS -壽命系數(shù)： KS = KT Kn KN KQ KT -工作期限系數(shù)： 60n1T CO KT = m T-齒輪在機床工作期限（ TS ）內(nèi)的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取 TS =15000~20000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認為 T= TS /P，P 為變速組的傳動副數(shù)； n1 -齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）; CO -基準循環(huán)次數(shù)；（以下均參見《機床設計指導》） 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 —材料強化系數(shù)， KS —的極限值 KS min KS max ，當 KS ≥ KS max 時，則取 KS = KS max ；當 KS ＜ KS min 時，取 KS = KS min ； K1 —工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運動，取 K1 =1.2~1.6； K2 —動載荷系數(shù)， K3 —齒向載荷分布系數(shù)，Y—標準齒輪齒形系數(shù)，[ s j ]—許用接觸應力（MPa）,[ sw ] —許用彎曲應力（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行熱處理 傳至三軸時的最大轉(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)滑移齒輪符合標準 ○ 1 驗算 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 傳動軸的驗算 為驅(qū)動軸，除重負載軸，一般不需要進行強度，只檢查的剛性。傳動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)； 在傳動軸的彎曲載荷的計算一般是由危險的部分的最大轉(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 —該軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min 傳動軸的彎曲 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） 符合校驗條件 花鍵軸鍵側(cè)擠壓應力的驗算 花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應力為： 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 軸組件的剛度驗算 兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件跨度對剛度較大，在主要部件的設計草圖，可以在合理的范圍 L.為了計算，修改草案中，當跨度遠遠大于 L.大于當考慮使用三個支承結(jié)構(gòu)。 《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： L 3 - 6EIlo - 6EI ?1+ CB ? = 0 ? O CBC CB è ÷ CA ? 式中 L?！侠砜缇啵?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 Lh = 500( Cfn fF KN KlP  )e 3 [T](h) 或按計算負荷Cj的計算公式進行計算： f C = fh f K K KlP ￡ [C](N) j F N n n 式中Ln —額定壽命（h); Cj —計算動載荷; T—工作期限（h),對一般機床取10000—15000小時。 C—滾動軸承的額定負載（N）,單位用（kgf）應換算成（N）； 100 3ni fn —速度系數(shù)， fn = e ni 為滾動軸承的計算轉(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)，對球軸承e =3，對滾子軸承e = 10 ； 3 fF — 工作情況系數(shù)，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機床）， 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 《機床設計手冊》； P—當量動載荷，按《機床設計手冊》。 Ln1 = 24863h 3 [T ] Ln 2 = 32003h 3 [T ] Ln3 = 19852h 3 [T ] 故軸承校核合格 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章傳動系統(tǒng)的Ⅳ軸及軸上零件設計 第五章傳動系統(tǒng)的Ⅳ軸及軸上零件設計 5.1 齒輪的驗算 要檢查齒輪的強度，我們應該選擇相同的模承擔牙齒的最大數(shù)量，接觸應力和彎曲應力測試。應力計算的高速傳動齒輪齒的接觸應力，與低速驅(qū)動齒輪齒的計算。 2081′103 (u ±1) K1K2 K3 KS N Zm uBnj 在堅硬的表面，軟核牙齒滲碳淬火齒輪，齒根彎曲應力，必須進行檢查。接觸應力的驗算公式為： sj = （MPa）≤[ s j ] （5-1） 彎曲應力的驗算公式為： 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 -電動機額定功率（KW）；