C6150 溜板箱設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)

1、C6150溜板箱 設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)C6150普通車床溜板箱設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)學(xué) 院：機(jī)械工程學(xué)院專業(yè)班級(jí)：機(jī)械1302班學(xué) 號(hào)：1040513214學(xué) 生 姓 名：郭志洋指 導(dǎo) 教 師：紀(jì)小剛2017 年 1 月第一章 引言普通車床是車床中應(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。 CA6150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。 溜板箱：是車床進(jìn)給運(yùn)動(dòng)的操縱箱，內(nèi)裝有將光杠和絲杠的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)變成刀架直線運(yùn)動(dòng)的機(jī)構(gòu)，通過(guò)光杠傳動(dòng)實(shí)現(xiàn)刀架的縱向進(jìn)給運(yùn)動(dòng)、橫向進(jìn)給運(yùn)動(dòng)和快速移動(dòng)，通過(guò)絲杠帶動(dòng)刀架作縱向直線運(yùn)動(dòng)，以便車削螺紋。第二章

2、 主要技術(shù)參數(shù)工件最大回轉(zhuǎn)直徑： 在床面上400毫米 在床鞍上210毫米工件最大長(zhǎng)度（四種規(guī)格） 750、1000、1500、2000毫米主軸孔徑 48毫米主軸前端孔錐度 400毫米主軸轉(zhuǎn)速范圍： 正傳（24級(jí)）101400轉(zhuǎn)/分 反傳（12級(jí)）141580轉(zhuǎn)/分加工螺紋范圍： 公制（44種） 1192毫米 英制（20種） 224牙/英寸 模數(shù)（39種） 0.2548毫米 徑節(jié)（37種）196徑節(jié)進(jìn)給量范圍：細(xì)化 0.0280.054毫米/轉(zhuǎn)縱向（64種） 正常0.081.59 毫米加大1.716.33 毫米/轉(zhuǎn)細(xì)化 0.0140.027毫米/轉(zhuǎn)橫向（64種） 正常 0.040.79 毫米/轉(zhuǎn)

3、加大 0.863.16 毫米/轉(zhuǎn)刀架快速移動(dòng)速度：縱向 4米/分橫向 4米/分主電機(jī)： 功率 7.5千瓦 轉(zhuǎn)速 1450轉(zhuǎn)/分快速電機(jī)： 功率370瓦轉(zhuǎn)速 2600轉(zhuǎn)/分冷卻泵： 功率 90瓦 流量 25升/分工件最大長(zhǎng)度為1000毫米的機(jī)床： 外形尺寸（長(zhǎng)×寬×高）2668×1000×1190毫米 重量約 2000公斤第三章 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nmin為10mm/s,最高轉(zhuǎn)速nmax為1400mm/s，轉(zhuǎn)速調(diào)整范圍為 Rn=nmax/nmin=143.2 確定公比 選定主軸轉(zhuǎn)速數(shù)列的公比為1.123.3 求出主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)

4、Z Z=lgRn/lg+1= lg14/lg1.12+1=243.4 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)或結(jié)構(gòu)式 24=2×3×2×23.5 繪制轉(zhuǎn)速圖（1）選定電動(dòng)機(jī) 一般金屬切削機(jī)床的驅(qū)動(dòng)，如無(wú)特殊性能要求，多采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。Y系列電動(dòng)機(jī)高效、節(jié)能、起動(dòng)轉(zhuǎn)矩大、噪聲低、振動(dòng)小、運(yùn)行安全可靠。根據(jù)機(jī)床所需功率選擇Y160M-4，其同步轉(zhuǎn)速為1500r/min。（2）分配總降速傳動(dòng)比總降速傳動(dòng)比為uII=nmin/nd=10/15006.67×103,nmin為主軸最低轉(zhuǎn)速，考慮是否需要增加定比傳動(dòng)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

5、向尺寸，并分擔(dān)總降速傳動(dòng)比。然后，將總降速傳動(dòng)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(dòng)比。（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)速圖先按傳動(dòng)軸數(shù)及主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)格距l(xiāng)g畫(huà)出網(wǎng)格，用以繪制轉(zhuǎn)速圖。在轉(zhuǎn)速圖上，先分配從電動(dòng)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(dòng)間畫(huà)上u(kk+1)min.再按結(jié)構(gòu)式的級(jí)比分配規(guī)律畫(huà)上各變速組的傳動(dòng)比射線，從而確定了各傳動(dòng)副的傳動(dòng)比。C6150 溜板箱 轉(zhuǎn)速圖 第四章 主要設(shè)計(jì)零件的計(jì)算和驗(yàn)算4.1多片式摩擦離合器的計(jì)算4.1.1設(shè)計(jì)多片式摩擦離合器時(shí)，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(shí)，外摩擦

6、片的內(nèi)徑d應(yīng)比花鍵軸大26mm，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，甚至影響溜板箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)布局，故應(yīng)合理選擇。摩擦片對(duì)數(shù)可按下式計(jì)算 Z2MnK/fbp式中 Mn摩擦離合器所傳遞的扭矩（N·mm）； Mn955×/955××11×0.98/8001.28×（N·mm）; Nd電動(dòng)機(jī)的額定功率（kW）； 安裝離合器的傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）； 從電動(dòng)機(jī)到離合器軸的傳動(dòng)效率； K安全系數(shù)，一般取1.31.5； 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(jì)指導(dǎo)表2-15，取f=0.08； 摩擦片的

7、平均直徑（mm）; =（D+d）/267mm; b內(nèi)外摩擦片的接觸寬度（mm）； b=（D-d）/2=23mm； 摩擦片的許用壓強(qiáng)（N/）；1.1×1.00×1.00×0.760.836 基本許用壓強(qiáng)（MPa），查機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)表2-15，取1.1； 速度修正系數(shù) n/6×=2.5（m/s） 根據(jù)平均圓周速度查機(jī)床設(shè)計(jì)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(jì)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(jì)指導(dǎo)表2-18，取0.76。所以 Z2MnK/fbp2×1.28××1.4/（3.14

8、15;0.08××23×0.83611 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0.40.4×114.4 最后確定摩擦離合器的軸向壓緊力Q，可按下式計(jì)算：Q=b(N)1.1×3.14××23×1.003.57×式中各符號(hào)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(shí)的最大間隙為0.20.4（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0.30.5（mm）,淬火硬度達(dá)HRC5262。4.1.2齒輪的驗(yàn)

9、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(duì)高速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力，對(duì)低速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。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。接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為（MPa）（3-1）彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 （3-2）式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； T-齒輪在機(jī)床工作期限（）內(nèi)的總工作時(shí)間（h），對(duì)于中型機(jī)床的齒輪取=1500020000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時(shí)間可近似地認(rèn)為T=/P，P為變速組的傳動(dòng)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(jiàn)機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)） m疲勞曲線指數(shù)，

10、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(jiàn)表3-5，當(dāng)時(shí)，則取=；當(dāng)時(shí)，取=；工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運(yùn)動(dòng)，取=1.21.6；動(dòng)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(shí)，可以改變初算時(shí)選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時(shí)，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(shí)的最大轉(zhuǎn)速為：N=5.625kw在離合器兩齒輪中齒數(shù)最少的齒輪為50×2.25

11、，且齒寬為B=12mmu=1.05=1250MP符合強(qiáng)度要求。驗(yàn)算56×2.25的齒輪：=1250MP符合強(qiáng)度要求4.1.3傳動(dòng)軸的驗(yàn)算對(duì)于傳動(dòng)軸，除重載軸外，一般無(wú)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 =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(dòng)軸上彎曲載荷的計(jì)算，一般由危險(xiǎn)斷面上的最大扭矩求得：=式中 N該軸傳遞的最大功率（kw）; 該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）。傳動(dòng)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，齒輪的圓周力式中 D齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力：式中 為齒輪的嚙合角，20&

12、#186;；齒面摩擦角，；齒輪的螺旋角；0故N4.1.4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：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(zhǎng)度； N花鍵鍵數(shù)； K載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.70.8； 故此花鍵軸校核合格4.1.5軸承疲勞強(qiáng)度校核機(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。其額定壽命的計(jì)算公式為： 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）；速度系數(shù)， 為滾動(dòng)軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/mm） 壽命系數(shù)， 壽命系數(shù)，對(duì)球軸承=3，對(duì)滾子軸承=；工作情況系數(shù)，對(duì)輕度沖擊和

13、振動(dòng)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33；速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表32；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)。 故軸承校核合格4.2 傳動(dòng)軸的驗(yàn)算對(duì)于傳動(dòng)軸，除重載軸外，一般無(wú)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 =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(dòng)軸上彎曲載荷的計(jì)算，一般由危險(xiǎn)斷面上的最大扭矩求得：=式中 N該軸傳遞的最大功率（kw）; 該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）。傳動(dòng)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：式中 D齒輪節(jié)圓直徑（mm）

14、,D=mZ。齒輪的徑向力：式中 為齒輪的嚙合角；齒面摩擦角；齒輪的螺旋角；=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：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(zhǎng)度； N花鍵鍵數(shù)； K載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.70.8； 故此花鍵軸校核合格4.3軸組件的剛度驗(yàn)算兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件的跨距對(duì)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(duì)合理跨距L。進(jìn)行計(jì)算，以便修改草圖，當(dāng)跨距遠(yuǎn)大于L。時(shí)，應(yīng)考慮采用三支撐結(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

15、方程為：式中 L。合理跨距； 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：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。其額定壽命的計(jì)算公式為： 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）；速度系數(shù)， 為滾動(dòng)軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/mm） 壽命系數(shù)， 壽命系數(shù)，對(duì)球軸承=3，對(duì)滾子軸承=；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），；功率利用系數(shù)，查表33；速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表32；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)。 故軸承校核合格4.4 傳動(dòng)系統(tǒng)的軸

16、及軸上零件設(shè)計(jì)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(duì)高速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力，對(duì)低速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。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。 接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為（MPa）（3-1）彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 （3-2）式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； -電動(dòng)機(jī)額定功率（KW）； -從電動(dòng)機(jī)到所計(jì)算的齒輪的機(jī)械效率； -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，u1，“+”號(hào)用于外嚙合，“-”號(hào)用于內(nèi)嚙合

17、； -壽命系數(shù)：-工作期限系數(shù)：T-齒輪在機(jī)床工作期限（）內(nèi)的總工作時(shí)間（h），對(duì)于中型機(jī)床的齒輪取=1500020000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時(shí)間可近似地認(rèn)為T=/P，P為變速組的傳動(dòng)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(jiàn)機(jī)床設(shè)計(jì)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(jiàn)表3-5，當(dāng)時(shí)，則取=；當(dāng)時(shí)，取=；工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運(yùn)動(dòng)，取=1.21.6；動(dòng)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）,

18、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(shí)，可以改變初算時(shí)選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時(shí)，就得采取調(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(shí)的最大轉(zhuǎn)速為：N=5.42kw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=12mmu=1.05=1250MP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 B=15mm u=1 =1250MP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

19、u=4=1250MP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=1250MP故此齒輪合格4.4.2 傳動(dòng)軸的驗(yàn)算對(duì)于傳動(dòng)軸，除重載軸外，一般無(wú)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 =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(dòng)軸上彎曲載荷的計(jì)算，一般由危險(xiǎn)斷面上的最大扭矩求得：=式中 N該軸傳遞的最大功率（kw）; 該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）。傳動(dòng)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：式中 D齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向

20、力：式中 為齒輪的嚙合角；齒面摩擦角；齒輪的螺旋角；=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：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(zhǎng)度； N花鍵鍵數(shù)； K載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.70.8； 故此三軸花鍵軸校核合格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(duì)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(duì)合理跨距L。進(jìn)行計(jì)算，以便修改草圖，當(dāng)跨距遠(yuǎn)大于L。時(shí)，應(yīng)考慮采用三支撐結(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：式中

21、 L。合理跨距； 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：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。其額定壽命的計(jì)算公式為： 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）；速度系數(shù)， 為滾動(dòng)軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/mm） 壽命系數(shù)， 壽命系數(shù)，對(duì)球軸承=3，對(duì)滾子軸承=；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），；功率利用系數(shù)，查表33；速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表32；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)。 故軸承校核合格4.5傳動(dòng)系統(tǒng)的軸及軸上零件設(shè)計(jì)4

22、.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)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(duì)高速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力，對(duì)低速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。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。 接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為（MPa）（3-1）彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 （3-2）式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； -電動(dòng)機(jī)額定功率（KW）； -從電動(dòng)機(jī)到所計(jì)算的齒輪的機(jī)械效率； -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，u1，“+”號(hào)用于外嚙合，“-”號(hào)用于內(nèi)嚙合； -壽命系數(shù)：

23、-工作期限系數(shù)：T-齒輪在機(jī)床工作期限（）內(nèi)的總工作時(shí)間（h），對(duì)于中型機(jī)床的齒輪取=1500020000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時(shí)間可近似地認(rèn)為T=/P，P為變速組的傳動(dòng)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(jiàn)機(jī)床設(shè)計(jì)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(jiàn)表3-5，當(dāng)時(shí)，則取=；當(dāng)時(shí)，取=；工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運(yùn)動(dòng)，取=1.21.6；動(dòng)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

24、彎曲應(yīng)力（MPa），查表3-9。如果驗(yàn)算結(jié)果或不合格時(shí)，可以改變初算時(shí)選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時(shí)，就得采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施。軸上的直齒齒輪采用整淬的方式進(jìn)行熱處理傳至軸時(shí)的最大轉(zhuǎn)速為：N=5.42kw齒輪的模數(shù)與齒數(shù)為33×2，且齒寬為B=20mmu=1.05=1250MP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 =1250MP故此齒輪合格4.5.2傳動(dòng)軸的驗(yàn)算對(duì)于傳動(dòng)軸，除重載軸外，一般無(wú)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 =式中 d花鍵軸的小徑（mm）；D花

25、軸的大徑（mm）；b、N花鍵軸鍵寬，鍵數(shù)；傳動(dòng)軸上彎曲載荷的計(jì)算，一般由危險(xiǎn)斷面上的最大扭矩求得：=式中 N該軸傳遞的最大功率（kw）; 該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）。傳動(dòng)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：式中 D齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力：式中 為齒輪的嚙合角；齒面摩擦角；齒輪的螺旋角；=22.32mm符合校驗(yàn)條件4.5.3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：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(zhǎng)度； N花鍵鍵數(shù)； K載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.70.8； 故此花鍵軸校核合格

26、4.5.4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(duì)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(duì)合理跨距L。進(jìn)行計(jì)算，以便修改草圖，當(dāng)跨距遠(yuǎn)大于L。時(shí)，應(yīng)考慮采用三支撐結(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：式中 L。合理跨距； 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：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。其額定壽命的計(jì)算公式為： 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）；速度系數(shù)， 為滾動(dòng)軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速

27、（r/mm） 壽命系數(shù)， 壽命系數(shù)，對(duì)球軸承=3，對(duì)滾子軸承=；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），；功率利用系數(shù)，查表33；速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表32；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)。 故軸承校核合格4.6. 傳動(dòng)系統(tǒng)的軸及軸上零件設(shè)計(jì)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。一般對(duì)高速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力，對(duì)低速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力。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。 接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為（MPa）（3-1）彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式

28、為 （3-2）式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； -電動(dòng)機(jī)額定功率（KW）； -從電動(dòng)機(jī)到所計(jì)算的齒輪的機(jī)械效率； -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，u1，“+”號(hào)用于外嚙合，“-”號(hào)用于內(nèi)嚙合； -壽命系數(shù)：-工作期限系數(shù)：T-齒輪在機(jī)床工作期限（）內(nèi)的總工作時(shí)間（h），對(duì)于中型機(jī)床的齒輪取=1500020000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時(shí)間可近似地認(rèn)為T=/P，P為變速組的傳動(dòng)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(jiàn)機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)） m疲勞曲線指數(shù)，查表3-

29、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(jiàn)表3-5，當(dāng)時(shí)，則取=；當(dāng)時(shí)，取=；工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運(yùn)動(dòng)，取=1.21.6；動(dòng)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(shí)，可以改變初算時(shí)選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時(shí)，就得采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施。軸上的斜齒輪采用調(diào)質(zhì)處理的方式進(jìn)行熱處理傳至五軸時(shí)的最大轉(zhuǎn)速為：N=5.42kw斜齒輪為26×4，且齒寬為B=35mmu=1.05=

30、1560MP故斜齒輪符合標(biāo)準(zhǔn)驗(yàn)算80×2.5的齒輪：80×2.5齒輪采用調(diào)質(zhì)熱處理N=211.39kw B=26mm u=1 =1250MP故此齒輪合格驗(yàn)算50×2.5的齒輪：50×2.5齒輪采用調(diào)質(zhì)熱處理N=5.1kw B=10mm u=4=1250MP故此齒輪合格4.6.2傳動(dòng)軸的驗(yàn)算對(duì)于傳動(dòng)軸，除重載軸外，一般無(wú)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 ： =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(dòng)軸上彎曲載荷的計(jì)算，一般由危險(xiǎn)斷面上的最大扭矩求得：=式中 N該軸傳遞的最大功率（kw）;

31、該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）。傳動(dòng)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：式中 D齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力：式中 為齒輪的嚙合角；齒面摩擦角；齒輪的螺旋角；=31.43mm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：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(zhǎng)度； N花鍵鍵數(shù)； K載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.70.8； 故此五軸花鍵軸校核合格4.6.3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(duì)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(duì)合理跨距L。進(jìn)行計(jì)算，以便修改草圖，當(dāng)跨距遠(yuǎn)大于L。時(shí)，應(yīng)考慮采用三支撐結(jié)構(gòu)。機(jī)床設(shè)計(jì)的教科書(shū)中的主軸組件柔度方