1、. . . . 目 錄第一章 引言第二章 機床的規格和用途第三章 機床主要參數的確定第四章 傳動放案和傳動系統圖的擬定第五章 主要設計零件的計算和驗算第六章 結論第七章 參考資料編目39 / 40第一章 引言普通車床是車床中應用最廣泛的一種，約占車床類總數的65%，因其主軸以水平方式放置故稱為臥式車床。CA6140型普通車床的主要組成部件有：主軸箱、進給箱、溜板箱、刀架、尾架、光杠、絲杠和床身。主軸箱：又稱床頭箱，它的主要任務是將主電機傳來的旋轉運動經過一系列的變速機構使主軸得到所需的正反兩種轉向的不同轉速，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。主軸在軸承上運

2、轉的平穩性直接影響工件的加工質量，一旦主軸的旋轉精度降低，則機床的使用價值就會降低。進給箱：又稱走刀箱，進給箱中裝有進給運動的變速機構，調整其變速機構，可得到所需的進給量或螺距，通過光杠或絲杠將運動傳至刀架以進行切削。絲杠與光杠：用以聯接進給箱與溜板箱，并把進給箱的運動和動力傳給溜板箱，使溜板箱獲得縱向直線運動。絲杠是專門用來車削各種螺紋而設置的，在進行工件的其他表面車削時，只用光杠，不用絲杠。同學們要結合溜板箱的容區分光杠與絲杠的區別。溜板箱：是車床進給運動的操縱箱，裝有將光杠和絲杠的旋轉運動變成刀架直線運動的機構，通過光杠傳動實現刀架的縱向進給運動、橫向進給運動和快速移動，通過絲杠帶動刀架

3、作縱向直線運動，以便車削螺紋。第二章 機床的規格和用途 CA6140機床可進行各種車削工作，并可加工公制、英制、模數和徑節螺紋。主軸三支撐均采用滾動軸承；進給系統用雙軸滑移共用齒輪機構；縱向與橫向進給由十字手柄操縱，并附有快速電機。該機床剛性好、功率大、操作方便。第三章 主要技術參數工件最大回轉直徑： 在床面上-400毫米 在床鞍上-210毫米工件最大長度（四種規格）-750、1000、1500、2000毫米主軸孔徑-48毫米主軸前端孔錐度 -400毫米主軸轉速圍： 正傳（24級）- 101400轉/分 反傳（12級）- 141580轉/分加工螺紋圍： 公制（44種）-1192毫米 英制（20

4、種）- 224牙/英寸 模數（39種）- 0.2548毫米 徑節（37種）-196徑節進給量圍：細化 0.0280.054毫米/轉縱向（64種） 正常0.081.59 毫米/轉加大 1.716.33 毫米/轉細化 0.0140.027毫米/轉橫向（64種） 正常 0.040.79 毫米/轉加大 0.863.16 毫米/轉刀架快速移動速度： 縱向-4米/分橫向 - 4米/分主電機： 功率- 7.5千瓦 轉速- 1450轉/分快速電機： 功率- 370瓦轉速- 2600轉/分冷卻泵： 功率- 90瓦 流量-25升/分工件最大長度為1000毫米的機床： 外形尺寸（長×寬×高）-2

5、668×1000×1190毫米 重量約-2000公斤第四章 傳動方案和傳動系統圖的擬定1.確定極限轉速 已知主軸最低轉速nmin為10mm/s,最高轉速nmax為1400mm/s，轉速調整圍為 Rn=nmax/nmin=1402.確定公比 選定主軸轉速數列的公比為1.263.求出主軸轉速級數Z Z=lgRn/lg+1= lg140/lg1.26+1=244.確定結構網或結構式 24=2×3×2×25.繪制轉速圖（1）選定電動機一般金屬切削機床的驅動，如無特殊性能要求，多采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。Y系列電動機高效、節能、起動轉矩

6、大、噪聲低、振動小、運行安全可靠。根據機床所需功率選擇Y160M-4，其同步轉速為1500r/min。（2）分配總降速傳動比總降速傳動比為uII=nmin/nd=10/15006.67×103,nmin為主軸最低轉速，考慮是否需要增加定比傳動副，以使轉速數列符合標準或有利于減少齒輪和與徑向與軸向尺寸，并分擔總降速傳動比。然后，將總降速傳動比按“先緩后急”的遞減原則分配給串聯的各變速組中的最小傳動比。（3）確定傳動軸的軸數 傳動軸數變速組數+定比傳動副數+1=6（4）繪制轉速圖先按傳動軸數與主軸轉速級數格距lg畫出網格，用以繪制轉速圖。在轉速圖上，先分配從電動機轉速到主軸最低轉速的總降

7、速比，在串聯的雙軸傳動間畫上u(kk+1)min.再按結構式的級比分配規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。CA6140傳動系統圖第五章 主要設計零件的計算和驗算5.1主軸箱的箱體 主軸箱中有主軸、變速機構，操縱機構和潤滑系統等。主軸箱除應保證運動參數外，還應具有較高的傳動效率，傳動件具有足夠的強度或剛度，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。箱體材料以中等強度的灰鑄鐵HT150與HT200為最廣泛,本設計選用材料為HT20-40.箱體鑄造時的最小壁厚根據其外形輪廓尺寸(長×寬×高),按下表選取.長&

8、#215;寬×高()壁厚(mm)< 500 × 500 × 3008-12> 500 × 500 × 300-800 × 500 × 50010-15> 800 × 800 × 50012-20 由于箱體軸承孔的影響將使扭轉剛度下降10%-20%，彎曲剛度下降更多，為彌補開口削弱的剛度，常用凸臺和加強筋；并根據結構需要適當增加壁厚。如中型車床的前支承壁一般取25mm左右，后支承壁取22mm左右，軸承孔處的凸臺應滿足安裝調整軸承的需求。 箱體在主軸箱中起支承和定位的作用。CA6140主軸箱

9、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與相互干涉的問題，根據各對配合齒輪的中心距與變位系數，并參考有關資料，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）中心距-=（56+38）/2×2.25=105.75mm中心距-=（50+34）/2×2.25=94.5mm中心距-=（30+34）/2×2.25=72mm中心距-=（39+41）/2×2.25=90mm中心距-=（50+50）/2×

10、2.5=125mm中心距-=（44+44）/2×2=88mm中心距-=（26+58）/2×4=168mm中心距-=（58+26）/2×2=84mm中心距-=（58+58）/2×2=116mm中心距-=（33+33）/2×2=66mm中心距-=（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：上圖中XIV、XV軸的位置沒有表達清楚具體位置參見零件圖。 箱體在床身上的安裝方式，機床類型不同，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

11、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，留有安裝結構，并對箱體的底部為安裝進行了相應的調整。 箱體的顏色根據機床的總體設計確定，并考慮機床實際使用地區人們心理上對顏色的喜好與風俗。箱體中預留了潤滑油路的安裝空間和安裝螺紋孔與油溝，具體表達見箱體零件圖。5.2.傳動系統的I軸與軸上零件設計 5.2.1普通V帶傳動的計算普通V帶的選擇應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度，以滿足一定的使用壽命。設計功率 （kW）工況系數，查機床設計指導（任殿閣，佩勤 主編）表2-5，取1.1； 故小帶輪基準直徑為130mm；帶速 ；大帶輪基準直徑為230 mm；初

12、選中心距1000mm,由機床總體布局確定。過小，增加帶彎曲次數；過大，易引起振動。帶基準長度查機床設計指導（任殿閣，佩勤 主編）表2-7，取2800mm;帶撓曲次數1000mv/=7.0440；實際中心距 故小帶輪包角單根V帶的基本額定功率,查機床設計指導（任殿閣，佩勤 主編）表2-8，取2.28kW；單根V帶的基本額定功率增量彎曲影響系數，查表2-9，取傳動比系數，查表2-10，取1.12 故；帶的根數包角修正系數，查表2-11，取0.93；帶長修正系數，查表2-12，取1.01； 故 圓整z取4；單根帶初拉力 q帶每米長質量，查表2-13，取0.10； 故58.23N帶對軸壓力5.2.2多

13、片式摩擦離合器的計算設計多片式摩擦離合器時，首先根據機床結構確定離合器的尺寸，如為軸裝式時，外摩擦片的徑d應比花鍵軸大26mm，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，甚至影響主軸箱部結構布局，故應合理選擇。摩擦片對數可按下式計算 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電動機的額定功率（kW）；安裝離合器的傳動軸的計算轉速（r/min）；從電動機到離合器軸的傳動效率； K安全系數，一般取1.31.5； f摩擦

14、片間的摩擦系數，由于磨擦片為淬火鋼，查機床設計指導表2-15，取f=0.08；摩擦片的平均直徑（mm）;=（D+d）/267mm; b外摩擦片的接觸寬度（mm）； b=（D-d）/2=23mm；摩擦片的許用壓強（N/）；1.1×1.00×1.00×0.760.836基本許用壓強（MPa），查機床設計指導表2-15，取1.1；速度修正系數n/6×=2.5（m/s） 根據平均圓周速度查機床設計指導表2-16，取1.00；接合次數修正系數，查機床設計指導表2-17，取1.00；摩擦結合面數修正系數，查機床設計指導表2-18，取0.76。所以 Z2MnK/fbp

15、2×1.28××1.4/（3.14×0.08××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，可按下式計算：Q=b(N)1.1×3.14××23×1.003.57×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），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、摩擦系數大、耐高溫、抗膠合性好等特點，常用10或15鋼，表面滲

16、碳0.30.5（mm）,淬火硬度達HRC5262。5.2.3齒輪的驗算 驗算齒輪強度，應選擇一樣模數承受載荷最大的齒數最小的齒輪，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）彎曲應力的驗算公式為 （3-2）式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=；T-齒輪在機床工作期限（）的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=1500020000h，同一變速組的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數； -齒輪的最低轉速（r/min）;-基準循

17、環次數；查表3-1（以下均參見機床設計指導） m疲勞曲線指數，查表3-1；速度轉化系數，查表3-2；功率利用系數，查表3-3；材料強化系數，查表3-4；的極限值，見表3-5，當時，則取=；當時，取=；工作情況系數，中等沖擊的主運動，取=1.21.6；動載荷系數，查表3-6；齒向載荷分布系數，查表3-9；Y標準齒輪齒形系數，查表3-8；許用接觸應力（MPa）,查表3-9；許用彎曲應力（MPa），查表3-9。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，如仍不滿足時，就得采取調整齒寬或重新選擇齒數與模數等措施。I軸上的齒輪采用整淬的方式進行熱處理傳至I軸時的最大轉速為：N=5.62

18、5kw在離合器兩齒輪中齒數最少的齒輪為50×2.25，且齒寬為B=12mmu=1.05=1250MP符合強度要求。驗算56×2.25的齒輪：=1250MP符合強度要求5.2.4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（）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；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：=式中 N該軸傳遞的最大功率（kw）;該軸的計算轉速（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，齒輪的圓周力式中 D齒輪節圓直徑（

19、mm）,D=mZ。齒輪的徑向力：式中 為齒輪的嚙合角，20º；齒面摩擦角，；齒輪的螺旋角；0故N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：式中 花鍵傳遞的最大轉矩（）； D、d花鍵軸的大徑和小徑（mm）；L花鍵工作長度； N花鍵鍵數； K載荷分布不均勻系數，K=0.70.8；故此花鍵軸校核合格5.2.5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：C滾動軸承的額定負載（N）,根據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，為滾動軸承的計算轉速（r/mm） 壽命系數，壽命系數，對球軸承=3，

20、對滾子軸承=；工作情況系數，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數機床），；功率利用系數，查表33；速度轉化系數，查表32；齒輪輪換工作系數，查機床設計手冊；P當量動載荷，按機床設計手冊。故軸承校核合格5.3.傳動系統的軸與軸上零件設計5.3.1齒輪的驗算驗算齒輪強度，應選擇一樣模數承受載荷最大的齒數最小的齒輪，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）彎曲應力的驗算公式為 （3-2）式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=；-電

21、動機額定功率（KW）；-從電動機到所計算的齒輪的機械效率；-齒輪計算轉速（r/min）; m-初算的齒輪模數（mm）; B-齒寬（mm） Z-小齒輪齒數； u-大齒輪與小齒輪齒數之比，u1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于嚙合；-壽命系數：-工作期限系數：T-齒輪在機床工作期限（）的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=1500020000h，同一變速組的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數； -齒輪的最低轉速（r/min）;-基準循環次數；查表3-1（以下均參見機床設計指導） m疲勞曲線指數，查表3-1；速度轉化系數，查表3-2；功率利用系數，查表3-3；材料強化系數，

22、查表3-4；的極限值，見表3-5，當時，則取=；當時，取=；工作情況系數，中等沖擊的主運動，取=1.21.6；動載荷系數，查表3-6；齒向載荷分布系數，查表3-9；Y標準齒輪齒形系數，查表3-8；許用接觸應力（MPa）,查表3-9；許用彎曲應力（MPa），查表3-9。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，如仍不滿足時，就得采取調整齒寬或重新選擇齒數與模數等措施。軸上的雙聯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：m=2.25N=5.77kw在雙聯滑移齒輪中齒數最少的齒輪為38×2.25，且齒寬為B=14mmu=1.05=1250MP故雙聯滑移齒輪符

23、合標準驗算39×2.25的齒輪：39×2.25齒輪采用整淬N=5.71kw B=14mm u=1 =1250MP故此齒輪合格驗算22×2.25的齒輪：22×2.25齒輪采用整淬N=5.1kw B=14mm u=4=1250MP故此齒輪合格驗算30×2.25齒輪：30×2.25齒輪采用整淬N=5.1kw B=14mm u=1=1250MP故此齒輪合格5.3.2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（）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

24、；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：=式中 N該軸傳遞的最大功率（kw）;該軸的計算轉速（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：式中 D齒輪節圓直徑（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；=27.86mm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：式中 花鍵傳遞的最大轉矩（）； D、d花鍵軸的大徑和小徑（mm）；L花鍵工作長度； N花鍵鍵數； K載荷分布不均勻系數，K=0.70.8；故此花鍵軸校核合格5.3.3軸組件的剛度驗算兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸

25、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：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根：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：C滾動軸承的額定負載（N）,根據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，為滾動軸承的計算轉速（r/mm） 壽命系數，壽命系數，對球軸承=3，對滾子軸承=；

26、工作情況系數，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數機床），；功率利用系數，查表33；速度轉化系數，查表32；齒輪輪換工作系數，查機床設計手冊；P當量動載荷，按機床設計手冊。故軸承校核合格5.4 傳動系統的軸與軸上零件設計5.4.1齒輪的驗算 驗算齒輪強度，應選擇一樣模數承受載荷最大的齒數最小的齒輪，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）彎曲應力的驗算公式為 （3-2）式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=；-電動機額定功率

27、（KW）；-從電動機到所計算的齒輪的機械效率；-齒輪計算轉速（r/min）; m-初算的齒輪模數（mm）; B-齒寬（mm） Z-小齒輪齒數； u-大齒輪與小齒輪齒數之比，u1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于嚙合；-壽命系數：-工作期限系數：T-齒輪在機床工作期限（）的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=1500020000h，同一變速組的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數； -齒輪的最低轉速（r/min）;-基準循環次數；查表3-1（以下均參見機床設計指導） m疲勞曲線指數，查表3-1；速度轉化系數，查表3-2；功率利用系數，查表3-3；材料強化系數，查表3-4；

28、的極限值，見表3-5，當時，則取=；當時，取=；工作情況系數，中等沖擊的主運動，取=1.21.6；動載荷系數，查表3-6；齒向載荷分布系數，查表3-9；Y標準齒輪齒形系數，查表3-8；許用接觸應力（MPa）,查表3-9；許用彎曲應力（MPa），查表3-9。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，如仍不滿足時，就得采取調整齒寬或重新選擇齒數與模數等措施。三軸上的三聯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速為：N=5.42kw在三聯滑移齒輪中齒數最少的齒輪為41×2.25，且齒寬為B=12mmu=1.05=1250MP故三聯滑移齒輪符合標準驗算50

29、15;2.5的齒輪：50×2.5齒輪采用整淬N=5.1kw B=15mm u=1 =1250MP故此齒輪合格驗算63×3的齒輪：63×3齒輪采用整淬N=5.1kw B=10mm u=4=1250MP故此齒輪合格驗算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5.4.2 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（）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；傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大

30、扭矩求得：=式中 N該軸傳遞的最大功率（kw）;該軸的計算轉速（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：式中 D齒輪節圓直徑（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；=27.86mm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：式中 花鍵傳遞的最大轉矩（）； D、d花鍵軸的大徑和小徑（mm）；L花鍵工作長度； N花鍵鍵數； K載荷分布不均勻系數，K=0.70.8；故此三軸花鍵軸校核合格5.4.3 軸組件的剛度驗算兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件的跨距對其剛度的影響很大，在繪制主軸組

31、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：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根：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：C滾動軸承的額定負載（N）,根據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，為滾動軸承的計算轉速（r/mm） 壽命系數，壽命系數，對球軸承=3，對滾子軸承=；工作情況系數，對輕度沖擊和振動的機床（車床

32、、銑床、鉆床、磨床等多數機床），；功率利用系數，查表33；速度轉化系數，查表32；齒輪輪換工作系數，查機床設計手冊；P當量動載荷，按機床設計手冊。故軸承校核合格5.4傳動系統的軸與軸上零件設計5.4.1齒輪的驗算 驗算齒輪強度，應選擇一樣模數承受載荷最大的齒數最小的齒輪，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）彎曲應力的驗算公式為 （3-2）式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=；-電動機額定功率（KW）；-從電動機到所計算的齒輪的機械效率

33、；-齒輪計算轉速（r/min）; m-初算的齒輪模數（mm）; B-齒寬（mm） Z-小齒輪齒數； u-大齒輪與小齒輪齒數之比，u1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于嚙合；-壽命系數：-工作期限系數：T-齒輪在機床工作期限（）的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=1500020000h，同一變速組的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數； -齒輪的最低轉速（r/min）;-基準循環次數；查表3-1（以下均參見機床設計指導） m疲勞曲線指數，查表3-1；速度轉化系數，查表3-2；功率利用系數，查表3-3；材料強化系數，查表3-4；的極限值，見表3-5，當時，則取=；當時，取

34、=；工作情況系數，中等沖擊的主運動，取=1.21.6；動載荷系數，查表3-6；齒向載荷分布系數，查表3-9；Y標準齒輪齒形系數，查表3-8；許用接觸應力（MPa）,查表3-9；許用彎曲應力（MPa），查表3-9。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，如仍不滿足時，就得采取調整齒寬或重新選擇齒數與模數等措施。軸上的直齒齒輪采用整淬的方式進行熱處理傳至軸時的最大轉速為：N=5.42kw齒輪的模數與齒數為33×2，且齒寬為B=20mmu=1.05=1250MP故齒輪符合標準驗算58×2的齒輪：58×2齒輪采用整淬N=5.1kw B=20mm u=

35、1 =1250MP故此齒輪合格5.4.2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（）花鍵軸 =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；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：=式中 N該軸傳遞的最大功率（kw）;該軸的計算轉速（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：式中 D齒輪節圓直徑（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

36、應力為：式中 花鍵傳遞的最大轉矩（）； D、d花鍵軸的大徑和小徑（mm）；L花鍵工作長度； N花鍵鍵數； K載荷分布不均勻系數，K=0.70.8；故此花鍵軸校核合格5.4.3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：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根：機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進

37、行疲勞驗算。其額定壽命的計算公式為：C滾動軸承的額定負載（N）,根據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，為滾動軸承的計算轉速（r/mm） 壽命系數，壽命系數，對球軸承=3，對滾子軸承=；工作情況系數，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數機床），；功率利用系數，查表33；速度轉化系數，查表32；齒輪輪換工作系數，查機床設計手冊；P當量動載荷，按機床設計手冊。故軸承校核合格5.5. 傳動系統的軸與軸上零件設計5.5.1齒輪的驗算 驗算齒輪強度，應選擇一樣模數承受載荷最大的齒數最小的齒輪，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

38、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）彎曲應力的驗算公式為 （3-2）式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=；-電動機額定功率（KW）；-從電動機到所計算的齒輪的機械效率；-齒輪計算轉速（r/min）; m-初算的齒輪模數（mm）; B-齒寬（mm） Z-小齒輪齒數； u-大齒輪與小齒輪齒數之比，u1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于嚙合；-壽命系數：-工作期限系數：T-齒輪在機床工作期限（）的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=1500020000h，同一變速組的齒輪總工作時間可近似地認為T=

39、/P，P為變速組的傳動副數； -齒輪的最低轉速（r/min）;-基準循環次數；查表3-1（以下均參見機床設計指導） m疲勞曲線指數，查表3-1；速度轉化系數，查表3-2；功率利用系數，查表3-3；材料強化系數，查表3-4；的極限值，見表3-5，當時，則取=；當時，取=；工作情況系數，中等沖擊的主運動，取=1.21.6；動載荷系數，查表3-6；齒向載荷分布系數，查表3-9；Y標準齒輪齒形系數，查表3-8；許用接觸應力（MPa）,查表3-9；許用彎曲應力（MPa），查表3-9。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，如仍不滿足時，就得采取調整齒寬或重新選擇齒數與模數等措施。軸

40、上的斜齒輪采用調質處理的方式進行熱處理傳至五軸時的最大轉速為：N=5.42kw斜齒輪為26×4，且齒寬為B=35mmu=1.05=1560MP故斜齒輪符合標準驗算80×2.5的齒輪：80×2.5齒輪采用調質熱處理N=211.39kw B=26mm u=1 =1250MP故此齒輪合格驗算50×2.5的齒輪：50×2.5齒輪采用調質熱處理N=5.1kw B=10mm u=4=1250MP故此齒輪合格5.5.2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（）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；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：=式中 N該軸傳遞的最大功率（kw）;該軸的計算轉速（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：式中 D齒輪節圓直徑（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：式中 花鍵傳遞的最大轉矩（）； D、d花鍵軸的大徑和小徑（mm）；L花鍵