CA6140機(jī)床主軸箱的設(shè)計(jì)

1、無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)調(diào)研報(bào)告 大學(xué)四年的學(xué)習(xí)生活即將結(jié)束，大學(xué)學(xué)習(xí)生活中的最后一個(gè)環(huán)節(jié)也是最重要一個(gè)環(huán)節(jié)畢業(yè)設(shè)計(jì)，是對(duì)所學(xué)知識(shí)和技能的綜合運(yùn)用和檢驗(yàn)。    本人的畢業(yè)設(shè)計(jì)課題是對(duì)CA6140車(chē)床主軸箱的設(shè)計(jì)，其內(nèi)容包括：總體方案的確定和驗(yàn)證、機(jī)械部分的設(shè)計(jì)計(jì)算（伺服進(jìn)給機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)、自動(dòng)轉(zhuǎn)位刀架的選擇或設(shè)計(jì)、編碼盤(pán)安裝部分的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)）、主運(yùn)動(dòng)自動(dòng)變速原理等。對(duì)普通車(chē)床主軸箱的設(shè)計(jì)符合我國(guó)國(guó)情，即適合我國(guó)目前的經(jīng)濟(jì)水平、教育水平和生產(chǎn)水平，又是國(guó)內(nèi)許多企業(yè)提高生產(chǎn)設(shè)備自動(dòng)化水平和精密程度的主要途徑，在我國(guó)有著廣闊的市場(chǎng)。從另一個(gè)角度來(lái)說(shuō)，該設(shè)計(jì)既有

2、機(jī)床結(jié)構(gòu)方面內(nèi)容，又有機(jī)加工方面內(nèi)容，有利于將大學(xué)所學(xué)的知識(shí)進(jìn)行綜合運(yùn)用。雖然設(shè)計(jì)者未曾系統(tǒng)的學(xué)習(xí)過(guò)機(jī)床設(shè)計(jì)的課程，但通過(guò)該設(shè)計(jì)拓寬了知識(shí)面，增強(qiáng)了實(shí)踐能力，對(duì)普通機(jī)床和數(shù)控機(jī)床都有了進(jìn)一步的了解。    畢業(yè)設(shè)計(jì)作為我們?cè)诖髮W(xué)校園里的最后一堂課、最后一項(xiàng)測(cè)試，它既是一次鍛煉，也是一次檢驗(yàn)，在整個(gè)設(shè)計(jì)過(guò)程中，我獲益匪淺。在此，我要衷心感謝劉老師對(duì)我的關(guān)心和細(xì)致指導(dǎo)。    由于畢業(yè)設(shè)計(jì)是我的第一次綜合性設(shè)計(jì)，無(wú)論是設(shè)計(jì)本人的紕漏還是經(jīng)驗(yàn)上的缺乏都難免導(dǎo)致設(shè)計(jì)的一些失誤和不足，在此，懇請(qǐng)老師和同學(xué)們給以指正。 摘 要主軸箱在整個(gè)機(jī)床中屬

3、于相對(duì)重要部件通過(guò)其內(nèi)部的齒輪傳動(dòng)可以實(shí)現(xiàn)多級(jí)變速 從而人們需要的速度可以從最后傳到主軸的速度的到 通常主軸箱傳動(dòng)系統(tǒng)的性能直接影響機(jī)床的性能本設(shè)計(jì)介紹普通機(jī)床中CA6140主軸的設(shè)計(jì)過(guò)程 做主軸箱里的作用詳細(xì)介紹了CA6140里的齒輪軸主軸和軸承等零件的整個(gè)設(shè)計(jì)過(guò)程 具體內(nèi)容包括選取滿足要求相應(yīng)的功率電機(jī)和各個(gè)零件的整體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 其中包括材料的定選尺寸的合理安排以及加工需求對(duì)于軸和齒輪零件運(yùn)用的有關(guān)公式 進(jìn)行合理的分析對(duì)相對(duì)較危險(xiǎn)的部位進(jìn)行作圖計(jì)算和查表進(jìn)行各種校核最終對(duì)各個(gè)零部件進(jìn)行參數(shù)擬定傳動(dòng)設(shè)計(jì)傳動(dòng)件的估算和驗(yàn)算各部件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)繪制零件圖和裝配圖 關(guān)鍵詞：CA6140機(jī)床 主軸箱 零件

4、傳動(dòng) 目 錄第一章 引言第二章 機(jī)床的規(guī)格和用途第三章 機(jī)床主要參數(shù)的確定第四章 傳動(dòng)放案和傳動(dòng)系統(tǒng)圖的擬定第五章 主要設(shè)計(jì)零件的計(jì)算和驗(yàn)算第六章 結(jié)論第七章 致謝第八章 參考資料編目45第一章 引言普通車(chē)床是車(chē)床中應(yīng)用最廣泛的一種，約占車(chē)床類(lèi)總數(shù)的65%，因其主軸以水平方式放置故稱(chēng)為臥式車(chē)床。 CA6140型普通車(chē)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。 主軸箱：又稱(chēng)床頭箱，它的主要任務(wù)是將主電機(jī)傳來(lái)的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)經(jīng)過(guò)一系列的變速機(jī)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(shí)主軸箱分出部分動(dòng)力將運(yùn)動(dòng)傳給進(jìn)給箱。主軸箱中等主軸是車(chē)床的關(guān)鍵零件。主軸在軸承上運(yùn)轉(zhuǎn)的

5、平穩(wěn)性直接影響工件的加工質(zhì)量，一旦主軸的旋轉(zhuǎn)精度降低，則機(jī)床的使用價(jià)值就會(huì)降低。 進(jìn)給箱：又稱(chēng)走刀箱，進(jìn)給箱中裝有進(jìn)給運(yùn)動(dòng)的變速機(jī)構(gòu)，調(diào)整其變速機(jī)構(gòu)，可得到所需的進(jìn)給量或螺距，通過(guò)光杠或絲杠將運(yùn)動(dòng)傳至刀架以進(jìn)行切削。絲杠與光杠：用以聯(lián)接進(jìn)給箱與溜板箱，并把進(jìn)給箱的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力傳給溜板箱，使溜板箱獲得縱向直線運(yùn)動(dòng)。絲杠是專(zhuān)門(mén)用來(lái)車(chē)削各種螺紋而設(shè)置的，在進(jìn)行工件的其他表面車(chē)削時(shí)，只用光杠，不用絲杠。同學(xué)們要結(jié)合溜板箱的內(nèi)容區(qū)分光杠與絲杠的區(qū)別。 溜板箱：是車(chē)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)

6、刀架作縱向直線運(yùn)動(dòng)，以便車(chē)削螺紋。第二章 機(jī)床的規(guī)格和用途 CA6140機(jī)床可進(jìn)行各種車(chē)削工作，并可加工公制、英制、模數(shù)和徑節(jié)螺紋。主軸三支撐均采用滾動(dòng)軸承；進(jìn)給系統(tǒng)用雙軸滑移共用齒輪機(jī)構(gòu)；縱向與橫向進(jìn)給由十字手柄操縱，并附有快速電機(jī)。該機(jī)床剛性好、功率大、操作方便。第三章 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

7、 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/轉(zhuǎn)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)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

8、×高）-2668×1000×1190毫米 重量約-2000公斤第四章 傳動(dòng)方案和傳動(dòng)系統(tǒng)圖的擬定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=142.確定公比 選定主軸轉(zhuǎn)速數(shù)列的公比為1.123.求出主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)Z Z=lgRn/lg+1= lg14/lg1.12+1=244.確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)或結(jié)構(gòu)式 24=2×3×2×25.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)

9、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

10、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。CA6140傳動(dòng)系統(tǒng)圖 第五章 主要設(shè)計(jì)零件的計(jì)算和驗(yàn)算5.1主軸箱的箱體 主軸箱中有主軸、變速機(jī)構(gòu)，操縱機(jī)構(gòu)和潤(rùn)滑系統(tǒng)等。主軸箱除應(yīng)保證運(yùn)動(dòng)參數(shù)外，還應(yīng)具有較高的傳動(dòng)效率，傳動(dòng)件具有足夠的強(qiáng)度或剛度，噪聲較低，振動(dòng)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(qiáng)度的灰鑄鐵HT150及HT200為最廣泛,本設(shè)計(jì)選用材料為HT20-40.箱體鑄造時(shí)的最小壁厚根據(jù)其外形輪廓尺寸(長(zhǎng)×寬×

11、高),按下表選取.長(zhǎng)×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(zhuǎn)剛度下降10%-20%，彎曲剛度下降更多，為彌補(bǔ)開(kāi)口削弱的剛度，常用凸臺(tái)和加強(qiáng)筋；并根據(jù)結(jié)構(gòu)需要適當(dāng)增加壁厚。如中型車(chē)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(tái)應(yīng)滿足安裝調(diào)整軸承的需求。 箱體在主軸箱中起支承和定位的作

12、用。CA6140主軸箱中共有15根軸，軸的定位要靠箱體上安裝空的位置來(lái)保證，因此，箱體上安裝空的位置的確定很重要。本設(shè)計(jì)中各軸安裝孔的位置的確定主要考慮了齒輪之間的嚙合及相互干涉的問(wèn)題，根據(jù)各對(duì)配合齒輪的中心距及變位系數(shù)，并參考有關(guān)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(dòng)系數(shù)）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+

13、50）/2×2.5=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(méi)有表達(dá)清楚具體位置參見(jiàn)零件圖。 箱體在床身上的安裝方式，機(jī)床類(lèi)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(dòng)式兩種。車(chē)床主軸箱為固定式變速箱，用箱

14、體底部平面與底部突起的兩個(gè)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(jié)構(gòu)，并對(duì)箱體的底部為安裝進(jìn)行了相應(yīng)的調(diào)整。 箱體的顏色根據(jù)機(jī)床的總體設(shè)計(jì)確定，并考慮機(jī)床實(shí)際使用地區(qū)人們心理上對(duì)顏色的喜好及風(fēng)俗。箱體中預(yù)留了潤(rùn)滑油路的安裝空間和安裝螺紋孔及油溝，具體表達(dá)見(jiàn)箱體零件圖。5.2.傳動(dòng)系統(tǒng)的I軸及軸上零件設(shè)計(jì) 5.2.1普通V帶傳動(dòng)的計(jì)算普通V帶的選擇應(yīng)保證帶傳動(dòng)不打滑的前提下能傳遞最大功率，同時(shí)要有足夠的疲勞強(qiáng)度，以滿足一定的使用壽命。設(shè)計(jì)功率 （kW） 工況系數(shù)，查機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)（任殿閣，張佩勤 主編）表2-5，取1.1； 故小帶輪基準(zhǔn)直徑為130mm；帶速 ；大帶

15、輪基準(zhǔn)直徑為230 mm；初選中心距1000mm, 由機(jī)床總體布局確定。過(guò)小，增加帶彎曲次數(shù)；過(guò)大，易引起振動(dòng)。帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度查機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)（任殿閣，張佩勤 主編）表2-7，取2800mm;帶撓曲次數(shù)1000mv/=7.0440；實(shí)際中心距 故小帶輪包角單根V帶的基本額定功率,查機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)（任殿閣，張佩勤 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(shù)，查表2-9，取 傳動(dòng)比系數(shù)，查表2-10，取1.12 故；帶的根數(shù) 包角修正系數(shù)，查表2-11，取0.93； 帶長(zhǎng)修正系數(shù)，查表2-12，取1.01； 故 圓整z取4；單根帶初拉力 q帶每米長(zhǎng)質(zhì)量，查表2-13，取0.1

16、0； 故58.23N帶對(duì)軸壓力5.2.2多片式摩擦離合器的計(jì)算設(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，甚至影響主軸箱內(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

17、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

18、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/（3.14×0.08××23×0.83611 臥式車(chē)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

19、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。5.2.3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=； 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

20、認(rèn)為T(mén)=/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

21、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，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5.2.4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

22、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，20º；齒面摩擦角，；齒輪的螺旋角；0故N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5.2.5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

23、（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(chē)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5.3.傳動(dòng)系統(tǒng)的軸及軸上零件設(shè)計(jì)5.3.1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

24、（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)：-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(mén)=/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)

25、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。軸上的雙聯(lián)滑移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：m=2.25N=5.77kw在雙聯(lián)滑移齒

26、輪中齒數(shù)最少的齒輪為38×2.25，且齒寬為B=14mmu=1.05=1250MP故雙聯(lián)滑移齒輪符合標(biāo)準(zhǔn)驗(yàn)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(yàn)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(yàn)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(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

27、。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；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

28、載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.70.8； 故此花鍵軸校核合格5.3.3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 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

29、（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(chē)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5.4 傳動(dòng)系統(tǒng)的軸及軸上零件設(shè)計(jì)5.4.1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

30、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)：-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(mén)=/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

31、-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

32、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 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5.4.2 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

33、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；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)

34、，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(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)

35、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(chē)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5.4傳動(dòng)系統(tǒng)的軸及軸上零件設(shè)計(jì)5.4.1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

36、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)：-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(mén)=/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

37、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&

38、#215;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 5.4.2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）；D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

39、 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5.4.3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

40、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（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(chē)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

41、校核合格5.5. 傳動(dòng)系統(tǒng)的軸及軸上零件設(shè)計(jì)5.5.1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)

42、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(mén)=/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

43、-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=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

44、 B=10mm u=4=1250MP故此齒輪合格5.5.2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）；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；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5.5.3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