CA6140主轴箱设计计划书.doc 37页

'CA6140主轴箱设计计划书目录摘要41机床的规格和用途11.1主要技术参数12传动方案和传动系统图的拟定23主要设计零件的计算和验算63.1主轴箱的箱体63.2.传动系统的I轴及轴上零件设计83.2.1普通V带传动的计算83.2.2多片式摩擦离合器的计算93.2.3齿轮的验算113.2.4传动轴的验算123.2.5轴承疲劳强度校核133.3传动系统的Ⅱ轴及轴上零件设计143.3.1齿轮的验算143.3.2传动轴的验算173.4传动系统的Ⅲ轴及轴上零件设计193.4.1齿轮的验算193.4.2传动轴的验算223.4.3轴组件的刚度验算233.5传动系统的Ⅳ轴及轴上零件设计243.5.1齿轮的验算243.5.2传动轴的验算263.5.3轴组件的刚度验算273.6.传动系统的Ⅴ轴及轴上零件设计283.6.1齿轮的验算283.6.2传动轴的验算303.6.3轴组件的刚度验算31结论34参考文献35致谢3635 CA6140主轴箱设计摘要作为主要的车削加工机床，CA6140机床广泛的应用于机械加工行业中，本设计主要针对CA6140机床的主轴箱进行设计，设计的内容主要有机床主要参数的确定，传动方案和传动系统图的拟定，对主要零件进行了计算和验算。关键词：CA6140机床主轴箱零件35 阳泉学院毕业设计说明书1机床的规格和用途CA6140机床可进行各种车削工作，并可加工公制、英制、模数和径节螺纹。主轴三支撑均采用滚动轴承；进给系统用双轴滑移共用齿轮机构；纵向与横向进给由十字手柄操纵，并附有快速电机。该机床刚性好、功率大、操作方便。1.1主要技术参数工件最大回转直径：在床面上---------------------------------------------400毫米在床鞍----------------------------------------------------210毫米工件最大长度（四种规格-----------------------750、1000、1500、2000毫米主轴孔径---------------------------------------------48毫米主轴前端孔锥度---------------------------------------------400毫米主轴转速范围：正传（24级）----------------------------------------10～1400转/分反传（12级）------------------------------------14～1580转/分加工螺纹范围：公制（44种-----------------------------------------1～192毫米英制（20种）---------------------------------------2～24牙/英寸模数（39种）----------------------------------------0.25～48毫米径节（37种）-----------------------------------------1～96径节进给量范围：细化0.028～0.054毫米/转纵向（64种）---------------------------------正常0.08～1.59毫米/加大1.71～6.33毫米／转细化0.014～0.027毫米／转横向（64种）-----------------------正常0.04～0.79毫米／转加大0.86～3.16毫米/转刀架快速移动速度：纵向------------------------------------------------4米/分横向------------------------------------------------------4米/分主电机：功率-----------------------------------------------------7.5千瓦转速-----------------------------------------------1450转/分快速电机：功率--------------------------------------------------370瓦转速--------------------------------------------------------2600转/分冷却泵：功率-----------------------------------------------------90瓦流量-------------------------------------------------------25升/分35 阳泉学院毕业设计说明书工件最大长度为1000毫米的机床：外形尺寸（长×宽×高）------------------------2668×1000×1190毫米重量约-------------------------------------------------2000公斤2传动方案和传动系统图的拟定1.确定极限转速已知主轴最低转速为10r/min,最高转速为1400r/min，转速调整范围为==142.确定公比选定主轴转速数列的公比为φ＝1.123.求出主轴转速级数ZZ=logRn/logφ+1=lg14/lg1.12+1=244.确定结构网或结构式24=2×3×2×25.绘制转速图（1）选定电动机一般金属切削机床的驱动，如无特殊性能要求，多采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。Y系列电动机高效、节能、起动转矩大、噪声低、振动小、运行安全可靠。根据机床所需功率选择Y160M-4，其同步转速为1500r/min。（2）分配总降速传动比总降速传动比为uII=nmin/nd=10/1500≈6.67×10－3,nmin为主轴最低转速，考虑是否需要增加定比传动副，以使转速数列符合标准或有利于减少齿轮和及径向与轴向尺寸，并分担总降速传动比。然后，将总降速传动比按“先缓后急”的递减原则分配给串联的各变速组中的最小传动比。（3）确定传动轴的轴数传动轴数＝变速组数+定比传动副数+1=6（4）绘制转速图35 阳泉学院毕业设计说明书先按传动轴数及主轴转速级数格距l哦logφ画出网格，用以绘制转速图。在转速图上，先分配从电动机转速到主轴最低转速的总降速比，在串联的双轴传动间画上u(k→k+1)min.再按结构式的级比分配规律画上各变速组的传动比射线，从而确定了各传动副的传动比。图图2-1主轴转速图35 阳泉学院毕业设计说明书2-2传动原理图35 阳泉学院毕业设计说明书35 阳泉学院毕业设计说明书3主要设计零件的计算和验算3.1主轴箱的箱体主轴箱中有主轴、变速机构，操纵机构和润滑系统等。主轴箱除应保证运动参数外，还应具有较高的传动效率，传动件具有足够的强度或刚度，噪声较低，振动要小，操作方便，具有良好的工艺性，便于检修，成本较低，防尘、防漏、外形美观等。箱体材料以中等强度的灰铸铁HT150及HT200为最广泛,本设计选用材料为HT20-40.箱体铸造时的最小壁厚根据其外形轮廓尺寸(长×宽×高),按下表选取.长×宽×高()壁厚(mm)<500×500×3008-12>500×500×300-800×500×50010-15>800×800×50012-2035 阳泉学院毕业设计说明书由于箱体轴承孔的影响将使扭转刚度下降10%-20%，弯曲刚度下降更多，为弥补开口削弱的刚度，常用凸台和加强筋；并根据结构需要适当增加壁厚。如中型车床的前支承壁一般取25mm左右，后支承壁取22mm左右，轴承孔处的凸台应满足安装调整轴承的需求。箱体在主轴箱中起支承和定位的作用。CA6140主轴箱中共有15根轴，轴的定位要靠箱体上安装空的位置来保证，因此，箱体上安装空的位置的确定很重要。本设计中各轴安装孔的位置的确定主要考虑了齿轮之间的啮合及相互干涉的问题，根据各对配合齿轮的中心距及变位系数，并参考有关资料，箱体上轴安装空的位置确定如下：中心距(a)=1/2（d1+d2）+ym（式中y是中心距变动系数）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=5综合考虑其它因素后，将箱体上各轴安装空的位置确定如图：3-1箱体在床身上的安装方式，机床类型不同，其主轴变速箱的定位安装方式亦不同。有固定式、移动式两种。车床主轴箱为固定式变速箱，用箱体底部平面与底部突起的两个小垂直面定位，用螺钉和压板固定。本主轴箱箱体为一体式铸造成型，留有安装结构，并对箱体的底部为安装进行了相应的调整。箱体的颜色根据机床的总体设计确定，并考虑机床实际使用地区人们心理上对颜色的喜好及风俗。35 阳泉学院毕业设计说明书图3-1安装位置示意图3.2.传动系统的I轴及轴上零件设计3.2.1普通V带传动的计算普通V带的选择应保证带传动不打滑的前提下能传递最大功率，同时要有足够的疲劳强度，以满足一定的使用寿命。设计功率（kW）——工况系数，查《机床设计指导》（任殿阁，张佩勤主编）表2-5，取1.1；故小带轮基准直径为130mm；带速；大带轮基准直径为230mm；初选中心距＝1000mm,由机床总体布局确定。过小，增加带弯曲次数；过大，易引起振动。带基准长度35 阳泉学院毕业设计说明书查《机床设计指导》（任殿阁，张佩勤主编）表2-7，取＝2800mm;带挠曲次数＝1000mv/=7.0440；实际中心距故小带轮包角单根V带的基本额定功率,查《机床设计指导》（任殿阁，张佩勤主编）表2-8，取2.28kW；单根V带的基本额定功率增量——弯曲影响系数，查表2-9，取——传动比系数，查表2-10，取1.12故；带的根数——包角修正系数，查表2-11，取0.93；——带长修正系数，查表2-12，取1.01；故圆整z取4；单根带初拉力q——带每米长质量，查表2-13，取0.10；故＝58.23N带对轴压力3.2.2多片式摩擦离合器的计算设计多片式摩擦离合器时，首先根据机床结构确定离合器的尺寸，如为轴装式时，外摩擦片的内径d应比花键轴大2～6mm，内摩擦片的外径D的确定，直接影响离合器的径向和轴向尺寸，甚至影响主轴箱内部结构布局，故应合理选择。摩擦片对数可按下式计算Z≥2MnK/fb[p]式中Mn——摩擦离合器所传递的扭矩（N·mm）；35 阳泉学院毕业设计说明书Mn＝955×η/＝955××11×0.98/800＝1.28×（N·mm）;Nd——电动机的额定功率（kW）；——安装离合器的传动轴的计算转速（r/min）；η——从电动机到离合器轴的传动效率；K——安全系数，一般取1.3～1.5；f——摩擦片间的摩擦系数，由于磨擦片为淬火钢，查《机床设计指导》表2-15，取f=0.08；——摩擦片的平均直径（mm）;=（D+d）/2＝67mm;b——内外摩擦片的接触宽度（mm）；b=（D-d）/2=23mm；——摩擦片的许用压强（N/）；＝＝1.1×1.00×1.00×0.76＝0.836——基本许用压强（MPa），查《机床设计指导》表2-15，取1.1；——速度修正系数＝n/6×=2.5（m/s）根据平均圆周速度查《机床设计指导》表2-16，取1.00；——接合次数修正系数，查《机床设计指导》表2-17，取1.00；——摩擦结合面数修正系数，查《机床设计指导》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卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗确定，一般取＝0.4＝0.4×11＝4.4最后确定摩擦离合器的轴向压紧力Q，可按下式计算：Q=b(N)＝1.1×3.14××23×1.00＝3.57×式中各符号意义同前述。摩擦片的厚度一般取1、1.5、1.75、2（mm），内外层分离时的最大间隙为0.2～0.4（mm）,摩擦片的材料应具有较高的耐磨性、摩擦系数大、耐高温、抗胶合性好等特点，常用10或15钢，表面渗碳0.3～0.5（mm）,淬火硬度达HRC52～62。35 阳泉学院毕业设计说明书图5-3多片式摩擦离合3.2.3齿轮的验算验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。接触应力的验算公式为（MPa）≤[]（3-1）弯曲应力的验算公式为（3-2）式中N-齿轮传递功率（KW），N=；T-齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮取=15000~20000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=/P，P为变速组的传动副数；-齿轮的最低转速（r/min）;-基准循环次数；（以下均参见《机床设计指导》）m—疲劳曲线指数，—速度转化系数，—功率利用系数—材料强化系数，—的极限值，，当≥时，则取=；当＜时，取=；35 阳泉学院毕业设计说明书—工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.2~1.6；—动载荷系数，—齿向载荷分布系数，Y—标准齿轮齿形系数，[]—许用接触应力（MPa）,[]—许用弯曲应力（MPa），如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。I轴上的齿轮采用整淬的方式进行热处理传至I轴时的最大转速为：N==5.625kw在离合器两齿轮中齿数最少的齿轮为50×2.25，且齿宽为B=12mmu=1.05=≤[]=1250MP符合强度要求。验算56×2.25的齿轮：=≤[]=1250MP符合强度要求3.2.4传动轴的验算对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（）=式中d—花键轴的小径（mm）；i—花轴的大径（mm）；b、N—花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：=35 阳泉学院毕业设计说明书式中N—该轴传递的最大功率（kW）;—该轴的计算转速（r/min）。传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力式中D—齿轮节圆直径（mm）,D=MZ。齿轮的径向力：式中α—为齿轮的啮合角，α＝20º；ρ—齿面摩擦角，；β—齿轮的螺旋角；β＝0故N花键轴键侧挤压应力的验算花键轴侧工作表面的挤压应力为：式中—花键传递的最大转矩（）；D、d—花键轴的大径和小径（mm）；L—花键工作长度；N—花键数；K—载荷分布不均匀系数，K=0.7～0.8；故此花键轴校核合格3.2.5轴承疲劳强度校核机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为：35 阳泉学院毕业设计说明书C—滚动轴承的额定负载（N）,根据《轴承手册》或《机床设计手册》查取，单位用（Kgf）应换算成（N）；—速度系数，为滚动轴承的计算转速（r/mm）—寿命系数，—寿命系数，对球轴承=3，对滚子轴承=；工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、磨床等多数机床），；—功率利用系数，查表3—3；—速度转化系数，查表3—2；—齿轮轮换工作系数，查《机床设计手册》；P—当量动载荷，按《机床设计手册》。故轴承校核合格3.3传动系统的Ⅱ轴及轴上零件设计3.3.1齿轮的验算验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。接触应力的验算公式为（MPa）≤[]（3-1）弯曲应力的验算公式为（3-2）式中N-齿轮传递功率（KW），N=；-电动机额定功率（KW）；-从电动机到所计算的齿轮的机械效率；-齿轮计算转速（r/min）;m-初算的齿轮模数（mm）;B-齿宽（mm）35 阳泉学院毕业设计说明书Z-小齿轮齿数；u-大齿轮与小齿轮齿数之比，u≥1，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合；-寿命系数：-工作期限系数：T-齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮取=15000~20000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=/P，P为变速组的传动副数；-齿轮的最低转速（r/min）;-基准循环次数；（以下均参见《机床设计指导》）m—疲劳曲线指数，—速度转化系数，—功率利用系数，—材料强化系数，—的极限值，见表3-5，当≥时，则取=；当＜时，取=；—工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.2~1.6；—动载荷系数，—齿向载荷分布系数，Y—标准齿轮齿形系数，[]—许用接触应力（Mpa）,[]—许用弯曲应力（MPa）。如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。Ⅱ轴上的双联滑移齿轮采用整淬的方式进行热处理传至Ⅱ轴时的最大转速为：m=2.2535 阳泉学院毕业设计说明书N==5.77kw在双联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为38×2.25，且齿宽为B=14mmu=1.05=≤[]=1250MP故双联滑移齿轮符合标准验算39×2.25的齿轮：39×2.25齿轮采用整淬N==5.71kwB=14mmu=1=≤[]=1250MP故此齿轮合格验算22×2.25的齿轮：22×2.25齿轮采用整淬N==5.1kwB=14mmu=4=≤[]=1250MP故此齿轮合格验算30×2.25齿轮：30×2.25齿轮采用整淬N==5.1kwB=14mmu=1=≤[]=1250MP故此齿轮合格3.3.2传动轴的验算对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（）花键轴=35 阳泉学院毕业设计说明书式中d—花键轴的小径（mm）；I—花轴的大径（mm）；b、N—花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：=式中N—该轴传递的最大功率（KW／h）;—该轴的计算转速（r/min）。传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力：式中D—齿轮节圆直径（mm）,D=MZ。齿轮的径向力：式中α—为齿轮的啮合角；ρ—齿面摩擦角；β—齿轮的螺旋角；=27.86mm符合校验条件花键轴键侧挤压应力的验算花键轴键侧工作表面的挤压应力为：式中—花键传递的最大转矩（）；D、d—花键轴的大径和小径（mm）；L—花键工作长度；N—花键数；K—载荷分布不均匀系数，K=0.7～0.8；故此花键轴校核合格3.3.3轴组件的刚度验算两支撑主轴组件的合理跨距35 阳泉学院毕业设计说明书主轴组件的跨距对其刚度的影响很大，在绘制主轴组件的结构草图后，可以对合理跨距L。进行计算，以便修改草图，当跨距远大于L。时，应考虑采用三支撑结构。《机床设计》的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部C点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加，其极值方程为：式中L。—合理跨距；C—主轴悬伸梁；﹑—后﹑前支撑轴承刚度该一元三次方程求解可得为一实根：机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为：C—滚动轴承的额定负载（N）,根据《轴承手册》或《机床设计手册》查取，单位用（kgf）应换算成（N）；—速度系数，为滚动轴承的计算转速（r/mm）—寿命系数，—寿命系数，对球轴承=3，对滚子轴承=；工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、磨床等多数机床），；—功率利用系数，35 阳泉学院毕业设计说明书—速度转化系数，—齿轮轮换工作系数，查《机床设计手册》；P—当量动载荷，按《机床设计手册》。故轴承校核合格3.4传动系统的Ⅲ轴及轴上零件设计3.4.1齿轮的验算验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。接触应力的验算公式为（MPa）≤[]（3-1）弯曲应力的验算公式为（3-2）式中N-齿轮传递功率（KW），N=；-电动机额定功率（KW）；-从电动机到所计算的齿轮的机械效率；-齿轮计算转速（r/min）;m-初算的齿轮模数（mm）;B-齿宽（mm）Z-小齿轮齿数；u-大齿轮与小齿轮齿数之比，u≥1，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合；-寿命系数：-工作期限系数：T-齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮取=15000~20000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=/P，P为变速组的传动副数；35 阳泉学院毕业设计说明书-齿轮的最低转速（r/min）;-基准循环次数（以下均参见《机床设计指导》）m—疲劳曲线指数，—速度转化系数，—功率利用系数，—材料强化系数，—的极限值，见表3-5，当≥时，则取=；当＜时，取=；—工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.2~1.6；—动载荷系数，—齿向载荷分布系数，Y—标准齿轮齿形系数，[]—许用接触应力（MPa）,[]—许用弯曲应力（MPa）。如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。三轴上的三联滑移齿轮采用整淬的方式进行热处理传至三轴时的最大转速为：N==5.42kw在三联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为41×2.25，且齿宽为B=12mmu=1.05=≤[]=1250MP故三联滑移齿轮符合标准验算50×2.5的齿轮：50×2.5齿轮采用整淬N==5.1kwB=15mmu=1=≤[]=1250MP故此齿轮合格35 阳泉学院毕业设计说明书验算63×3的齿轮：63×3齿轮采用整淬N==5.1kwB=10mmu=4=≤[]=1250MP故此齿轮合格验算44×2齿轮：44×2齿轮采用整淬N==5.1kwB=10mmu=1=≤[]=1250MP故此齿轮合格3.4.2传动轴的验算对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（）花键轴=式中d—花键轴的小径（mm）；I—花轴的大径（mm）；b、N—花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：=式中N—该轴传递的最大功率（KW／h）;—该轴的计算转速（r/min）。传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力：式中D—齿轮节圆直径（mm）,D=MZ。齿轮的径向力：35 阳泉学院毕业设计说明书式中α—为齿轮的啮合角；ρ—齿面摩擦角；β—齿轮的螺旋角；=27.86mm符合校验条件花键轴键侧挤压应力的验算花键轴键侧工作表面的挤压应力为：式中—花键传递的最大转矩（）；D、d—花键轴的大径和小径（mm）；L—花键工作长度；N—花键数；K—载荷分布不均匀系数，K=0.7～0.8；故此三轴花键轴校核合格3.4.3轴组件的刚度验算两支撑主轴组件的合理跨距主轴组件的跨距对其刚度的影响很大，在绘制主轴组件的结构草图后，可以对合理跨距L。进行计算，以便修改草图，当跨距远大于L。时，应考虑采用三支撑结构。《机床设计》的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部C点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加，其极值方程为：式中L。—合理跨距；C—主轴悬伸梁；﹑—后﹑前支撑轴承刚度该一元三次方程求解可得为一实根：35 阳泉学院毕业设计说明书机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为：C—滚动轴承的额定负载（N）,根据《轴承手册》或《机床设计手册》查取，单位用（Kgf）应换算成（N）；—速度系数，为滚动轴承的计算转速（r/mm）—寿命系数，—寿命系数，对球轴承=3，对滚子轴承=；工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、磨床等多数机床），；—功率利用系数，—速度转化系数，—齿轮轮换工作系数，查《机床设计手册》；P—当量动载荷，按《机床设计手册》。故轴承校核合格35 阳泉学院毕业设计说明书3.5传动系统的Ⅳ轴及轴上零件设计3.5.1齿轮的验算验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。接触应力的验算公式为（MPa）≤[]（3-1）弯曲应力的验算公式为（3-2）式中N-齿轮传递功率（KW），N=；-电动机额定功率（KW）；-从电动机到所计算的齿轮的机械效率；-齿轮计算转速（r/min）;m-初算的齿轮模数（mm）;B-齿宽（mm）Z-小齿轮齿数；u-大齿轮与小齿轮齿数之比，u≥1，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合；-寿命系数：-工作期限系数：T-齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮取=15000~20000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=/P，P为变速组的传动副数；-齿轮的最低转速（r/min）;-基准循环次数；查表3-1（以下均参见《机床设计指导》）m—疲劳曲线指数，查表3-1；—速度转化系数，查表3-2；—功率利用系数，查表3-3；—材料强化系数，查表3-4；—的极限值，见表3-5，当≥时，则取=；当35 阳泉学院毕业设计说明书＜时，取=；—工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.2~1.6；—动载荷系数，查表3-6；—齿向载荷分布系数，查表3-9；Y—标准齿轮齿形系数，查表3-8；[]—许用接触应力（MPa）,查表3-9；[]—许用弯曲应力（MPa），查表3-9。如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。Ⅸ轴上的直齿齿轮采用整淬的方式进行热处理传至Ⅸ轴时的最大转速为：N==5.42kw齿轮的模数与齿数为33×2，且齿宽为B=20mmu=1.05=≤[]=1250MP故齿轮符合标准验算58×2的齿轮：58×2齿轮采用整淬N==5.1kwB=20mmu=1=≤[]=1250MP故此齿轮合格3.5.2传动轴的验算对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（）花键轴=35 阳泉学院毕业设计说明书式中d—花键轴的小径（mm）；D—花轴的大径（mm）；b、N—花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：=式中N—该轴传递的最大功率（KW／H）;—该轴的计算转速（r/min）。传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力：式中D—齿轮节圆直径（mm）,D=MZ。齿轮的径向力：式中α—为齿轮的啮合角；ρ—齿面摩擦角；β—齿轮的螺旋角；=22.32mm符合校验条件花键轴键侧挤压应力的验算花键侧工作表面的挤压应力为：式中—花键传递的最大转矩（）；D、d—花键轴的大径和小径（mm）；L—花键工作长度；N—花键数；K—载荷分布不均匀系数，K=0.7～0.8故此花键轴校核合3.5.3轴组件的刚度验算两支撑主轴组件的合理跨距35 阳泉学院毕业设计说明书主轴组件的跨距对其刚度的影响很大，在绘制主轴组件的结构草图后，可以对合理跨距L。进行计算，以便修改草图，当跨距远大于L。时，应考虑采用三支撑结构。《机床设计》的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部C点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加，其极值方程为：式中L。—合理跨距；C—主轴悬伸梁；﹑—后﹑前支撑轴承刚度该一元三次方程求解可得为一实根：机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为：C—滚动轴承的额定负载（N）,根据《轴承手册》或《机床设计手册》查取，单位用（kgf）应换算成（N）；—速度系数，为滚动轴承的计算转速（r/mm）—寿命系数，—寿命系数，对球轴承=3，对滚子轴承=；35 阳泉学院毕业设计说明书工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、磨床等多数机床），；—功率利用系数，查表3—3；—速度转化系数，查表3—2；—齿轮轮换工作系数，查《机床设计手册》；P—当量动载荷，按《机床设计手册》。故轴承校核合格3.6.传动系统的Ⅴ轴及轴上零件设计3.6.1齿轮的验算验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。接触应力的验算公式为（MPa）≤[]（3-1）弯曲应力的验算公式为（3-2）式中N-齿轮传递功率（KW），N=；-电动机额定功率（KW）；-从电动机到所计算的齿轮的机械效率；-齿轮计算转速（r/min）;m-初算的齿轮模数（mm）;B-齿宽（mm）Z-小齿轮齿数；u-大齿轮与小齿轮齿数之比，u≥1，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合；-寿命系数：-工作期限系数：T-齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮取35 阳泉学院毕业设计说明书=15000~20000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=/P，P为变速组的传动副数；-齿轮的最低转速（r/min）;-基准循环次数；查表3-1（以下均参见《机床设计指导》）m—疲劳曲线指数，查表3-1；—速度转化系数，查表3-2；—功率利用系数，查表3-3；—材料强化系数，查表3-4；—的极限值，见表3-5，当≥时，则取=；当＜时，取=；—工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.2~1.6；—动载荷系数，查表3-6；—齿向载荷分布系数，查表3-9；Y—标准齿轮齿形系数，查表3-8；[]—许用接触应力（Mpa）,查表3-9；[]—许用弯曲应力（Mpa），查表3-9。如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。轴上的斜齿轮采用调质处理的方式进行热处理传至五轴时的最大转速为：N==5.42kw斜齿轮为26×4，且齿宽为B=35mmu=1.05=≤[]=1560MP故斜齿轮符合标准验算80×2.5的齿轮：80×2.5齿轮采用调质热处理N==211.39kwB=26mmu=1=≤[]=1250MP故此齿轮合格35 阳泉学院毕业设计说明书验算50×2.5的齿轮：50×2.5齿轮采用调质热处理N==5.1kwB=10mmu=4=≤[]=1250MP故此齿轮合格3.6.2传动轴的验算对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（）花键轴=式中d—花键轴的小径（mm）；I—花轴的大径（mm）；b、N—花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：=式中N—该轴传递的最大功率（kW）;—该轴的计算转速（r/min）。传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力：式中D—齿轮节圆直径（mm）,D=MZ。齿轮的径向力：式中α—为齿轮的啮合角；ρ—齿面摩擦角；β—齿轮的螺旋角；=31.43mm符合校验条件花键轴键侧挤压应力的验算35 阳泉学院毕业设计说明书花键侧工作表面的挤压应力为：式中—花键传递的最大转矩（）；D、d—花键轴的大径和小径（mm）；L—花键工作长度；N—花键数；K—载荷分布不均匀系数，K=0.7～0.8；故此五轴花键轴校核合3.6.3轴组件的刚度验算两支撑主轴组件的合理跨距主轴组件的跨距对其刚度的影响很大，在绘制主轴组件的结构草图后，可以对合理跨距L。进行计算，以便修改草图，当跨距远大于L。时，应考虑采用三支撑结构。《机床设计》的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部C点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加，其极值方程为：式中L。—合理跨距；C—主轴悬伸梁；﹑—后﹑前支撑轴承刚度该一元三次方程求解可得为一实根：机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为：35 阳泉学院毕业设计说明书C—滚动轴承的额定负载（N）,根据《轴承手册》或《机床设计手册》查取，单位用（kgf）应换算成（N）；—速度系数，为滚动轴承的计算转速（r/mm）—寿命系数，—寿命系数，对球轴承=3，对滚子轴承=；工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、磨床等多数机床），；—功率利用系数，查表3—3；—速度转化系数，查表3—2；—齿轮轮换工作系数，查《机床设计手册》；P—当量动载荷，按《机床设计手册》。故轴承校核合格35 阳泉学院毕业设计说明书结论CA6140的主轴箱是机床的动力源将动力和运动传递给机床主轴的基本环节，其机构复杂而巧妙，要实现其全部功能在软件中的模拟仿真工作量非常大。这次设计的效果没有预计的完美，有一些硬件方面的原因，在模拟仿真的时候，由于计算机的配置不能达到所需要求，致使运行速度非常慢，不但时间上拖了下来，而且所模拟的效果很不理想。我接受的设计任务是对CA6140车床的主轴箱进行设计。主轴箱的结构繁多，考虑到实际硬件设备的承受能力，在进行三维造型的时候在不影响模拟仿真的情况下，我省去了很多细部结构。从这点让我深深的体会到“科技是第一生产力”这句话的正确与严峻性。在设计中我们也遇到了其它许多棘手的问题，例如，每个人采用的度量标准不一致，导致装配的时候产生了干涉的问题，对于这个问题我们采用互相调节的方法，需要相互配合的两个零件的设计者相互协调，最后实现设计的效果。35 阳泉学院毕业设计说明书对于一次设计来说，总体安排很重要。这次设计由于总体安排刚开始的时候没有很合理的制定，所以工作量的实际大小与工作的具体性质不是很明确，以致在开始的几天里没有什么实质性的进展。在随后的工作过程中大家都注意了这一点，所以进度勉强赶了上来，不过时间还是紧了点。对但最终大家努力完成了设计任务。参考文献1.任殿阁，张佩勤.《设计手册》．辽宁科学技术出版社．1991年9月2.东南大学机械学学科组郑文纬，吴克坚．《机械原理》．高等教育出版社．1997年7月3.付铁.《计算机辅助机械设计实训教程》．北京理工大学出版社．4.查康，杨万能，董敏．《产品造型设计白金案例》．山东电子音响出版社．2005年1月5.方世杰．《机械优化设计》．机械工业出版社．2003年3月6.曹桄，高学满．《金属切削机床挂图》．上海交通大学出版社．1984年8月7.吴宗泽，罗圣国．《机械设计课程设计手册》．高等教育出版社．1982年12月8.华东纺织工学院，哈尔滨工业大学，天津大学．《机床设计图册》．上海科学技术出版社．9.易新．《金属切削机床课程设计指导书》．机械工业出版社．1985年11月10.戴曙．《金属切削机床》．机械工业出版社．2000年5月11.机械设计手册编写组.《机械设计手册》．机械工业出版社．1986年12月12.周四新．《PROE实用设计百例》．清华大学出版社．2005年3月13.翁世修，王良申．《金属切削机床设计指导书》．上海交通大学出版社．1987年8月14.邱宣怀．《机械设计》．高等教育出版社．2004年5月35 阳泉学院毕业设计说明书15.李华，李焕峰.《机械制造技术》.机械工业出版社出版16.叶伟昌，林岗.《机械工程及自动化简明设计手册》.机械工业出版社出版17.卜炎.《机械传动装置设计手册》.机械出版社出版18.徐锦康.《机械设计》.高等教育出版社出版19.大连理工大学画教研室.《机械制图》.高等教育出版社出版20.隋明明，史艺农.《机械设计基础》.机械工业出版社出版致谢在这次设计过程中，设计指导老师给予我们很多的支持和帮助，在此我对李老师在设计中对我们的指点和教导表示衷心的感谢！在此对那些在做毕业设计过程中帮助过我的同学以及了老师表示衷心的感谢。因为大家的帮助才能使我顺利地完成了毕业设计。35'