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寧XX學(xué)院
畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)
盤絲車床床頭箱部件設(shè)計(jì)
所在學(xué)院
專 業(yè)
班 級(jí)
姓 名
學(xué) 號(hào)
指導(dǎo)老師
年 月 日
誠 信 承 諾
我謹(jǐn)在此承諾：本人所寫的畢業(yè)論文《盤絲車床床頭箱部件設(shè)計(jì)說明書》均系本人獨(dú)立完成，沒有抄襲行為，凡涉及其他作者的觀點(diǎn)和材料，均作了注釋，若有不實(shí)，后果由本人承擔(dān)。
承諾人（簽名）：
年 月 日
47
摘 要
作為主要的車削加工機(jī)床，盤絲車床廣泛的應(yīng)用于機(jī)械加工行業(yè)中，本設(shè)計(jì)主要針對(duì)盤絲車床的床頭箱進(jìn)行設(shè)計(jì)，設(shè)計(jì)的內(nèi)容主要有機(jī)床主要參數(shù)的確定，傳動(dòng)方案和傳動(dòng)系統(tǒng)圖的擬定，對(duì)主要零件 進(jìn)行了計(jì)算和驗(yàn)算，利用三維畫圖軟件進(jìn)行了零件的設(shè)計(jì)和處理。
盤絲車床主軸箱設(shè)計(jì)，主要包括三方面的設(shè)計(jì)，即：根據(jù)設(shè)計(jì)題目所給定的機(jī)床用途、規(guī)格、主軸極限轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)速數(shù)列公比或級(jí)數(shù)，確定其他有關(guān)運(yùn)動(dòng)參數(shù)，選定主軸各級(jí)轉(zhuǎn)速值；通過分析比較，選擇傳動(dòng)方案；擬定結(jié)構(gòu)式或結(jié)構(gòu)網(wǎng)，擬定轉(zhuǎn)速圖；確定齒輪齒數(shù)及帶輪直徑；繪制傳動(dòng)系統(tǒng)圖。其次，根據(jù)機(jī)床類型和電動(dòng)機(jī)功率，確定主軸及各傳動(dòng)件的計(jì)算轉(zhuǎn)速，初定傳動(dòng)軸直徑、齒輪模數(shù)，確定傳動(dòng)帶型號(hào)及根數(shù)，摩擦片尺寸及數(shù)目；裝配草圖完成后要驗(yàn)算傳動(dòng)件（傳動(dòng)軸、主軸、齒輪、滾動(dòng)軸承）的剛度、強(qiáng)度或壽命。最后，完成運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)和動(dòng)力設(shè)計(jì)后，要將主傳動(dòng)方案“結(jié)構(gòu)化”，設(shè)計(jì)主軸變速箱裝配圖及零件圖，側(cè)重進(jìn)行傳動(dòng)軸組件、主軸組件、變速機(jī)構(gòu)、箱體、潤滑與密封、傳動(dòng)軸及滑移齒輪零件的設(shè)計(jì)。
關(guān)鍵詞：盤絲車床 床頭箱 零件 傳動(dòng)
Abstract
As the main turning machine, plate wire lathe widely used in mechanical processing industry, this design is mainly for threading lathe headstock design, design of machine tool main parameters, transmission and drive system diagram design of the main parts, the calculation and checking, using three-dimensional drawing software for parts design and processing.
Threading lathe spindle box design, mainly includes three aspects of the design, namely: according to the design topic given machine uses, specifications, spindle speed, speed ratio or series series, identify other related movement parameters, the selected spindle velocity value; through analysis and comparison, selection of transmission scheme; drawing structures or structural net, develop speed diagram; determining tooth number of gear and belt wheel diameter; diagram. Secondly, according to the type of machine and electric motor power, identification of the spindle and the transmission parts of the calculation speed, initial diameter of the transmission shaft, the gear modulus, confirm the transmission belt type and number, friction plate size and number; Assembly Sketches after checking transmission ( transmission shaft, shaft, gear, rolling bearing stiffness, ) intensity or life. Finally, complete the kinematic design and dynamic design, will main drive system of" structured", the design of spindle gear box assembly drawing and parts drawing, emphasizes on the transmission shaft component, main components, transmission mechanism, box, lubrication and seal, the transmission shaft and the slip gear parts design.
Key Words: Threading lathe， headstock， transmission ，parts
目 錄
摘 要 3
Abstract 4
目 錄 5
第1章 緒論 7
第2章 主要技術(shù)參數(shù)、傳動(dòng)方案和傳動(dòng)系統(tǒng)圖的擬定 8
2.1 擬定技術(shù)參數(shù) 8
2.1 細(xì)化技術(shù)參數(shù) 9
2.1.1.確定極限轉(zhuǎn)速 9
2.1.2確定公比 9
2.1.3.求出主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)Z 9
2.1.4確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)或結(jié)構(gòu)式 9
2.1.5繪制轉(zhuǎn)速圖 9
第3章 主要設(shè)計(jì)零件的計(jì)算和驗(yàn)算 11
3.1傳動(dòng)系統(tǒng)的I軸及軸上零件設(shè)計(jì) 11
3.1.1普通V帶傳動(dòng)的計(jì)算 11
3.1.2多片式摩擦離合器的計(jì)算 13
3.2.3齒輪的驗(yàn)算 15
3.1.4傳動(dòng)軸的驗(yàn)算 17
3.1.5軸承疲勞強(qiáng)度校核 18
3.2 傳動(dòng)系統(tǒng)的Ⅱ軸及軸上零件設(shè)計(jì) 19
3.2.1齒輪的驗(yàn)算 19
3.2.2傳動(dòng)軸的驗(yàn)算 22
3.2.3軸組件的剛度驗(yàn)算 23
3.3 傳動(dòng)系統(tǒng)的Ⅲ軸及軸上零件設(shè)計(jì) 24
3.3.1齒輪的驗(yàn)算 24
3.3.2 傳動(dòng)軸的驗(yàn)算 27
3.3.3 軸組件的剛度驗(yàn)算 29
3.4傳動(dòng)系統(tǒng)的Ⅳ軸及軸上零件設(shè)計(jì) 30
3.4.1齒輪的驗(yàn)算 30
3.4.2傳動(dòng)軸的驗(yàn)算 33
3.4.3軸組件的剛度驗(yàn)算 34
3.5. 傳動(dòng)系統(tǒng)的Ⅴ軸及軸上零件設(shè)計(jì) 36
3.5.1齒輪的驗(yàn)算 36
3.5.2傳動(dòng)軸的驗(yàn)算 38
3.5.3軸組件的剛度驗(yàn)算 40
第4章 床頭箱的箱體設(shè)計(jì) 41
總 結(jié) 44
致 謝 45
參考資料 46
寧波大紅鷹學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）
第1章 緒論
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。
機(jī)床技術(shù)參數(shù)有主參數(shù)和基本參數(shù)，他們是運(yùn)動(dòng)傳動(dòng)和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的依據(jù)，影響到機(jī)床是否滿足所需要的基本功能要求，參數(shù)擬定就是機(jī)床性能設(shè)計(jì)。主參數(shù)是直接反映機(jī)床的加工能力、決定和影響其他基本參數(shù)的依據(jù)，如車床的最大加工直徑，一般在設(shè)計(jì)題目中給定，基本參數(shù)是一些加工件尺寸、機(jī)床結(jié)構(gòu)、運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力特性有關(guān)的參數(shù)，可歸納為尺寸參數(shù)、運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)。
普通車床的主要組成部件有：床頭箱、進(jìn)給箱、溜板箱、刀架、尾架、光杠、絲杠和床身。
床頭箱：又稱主軸箱，它的主要任務(wù)是將主電機(jī)傳來的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)經(jīng)過一系列的變速機(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)床頭箱分出部分動(dòng)力將運(yùn)動(dòng)傳給進(jìn)給箱。床頭箱中等主軸是車床的關(guān)鍵零件。主軸在軸承上運(yùn)轉(zhuǎn)的平穩(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)。絲杠是專門用來車削各種螺紋而設(shè)置的，在進(jìn)行工件的其他表面車削時(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)，通過絲杠帶動(dòng)刀架作縱向直線運(yùn)動(dòng)，以便車削螺紋。
機(jī)床主傳動(dòng)系因機(jī)床的類型、性能、規(guī)格和尺寸等因素的不同，應(yīng)滿足的要求也不一樣。設(shè)計(jì)機(jī)床主傳動(dòng)系時(shí)最基本的原則就是以最經(jīng)濟(jì)、合理的方式滿足既定的要求。在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)結(jié)合具體機(jī)床進(jìn)行具體分析，一般應(yīng)滿足的基本要求有：滿足機(jī)床使用性能要求。首先應(yīng)滿足機(jī)床的運(yùn)動(dòng)特性，如機(jī)床主軸油足夠的轉(zhuǎn)速范圍和轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)；滿足機(jī)床傳遞動(dòng)力的要求。主電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)機(jī)構(gòu)能提供足夠的功率和轉(zhuǎn)矩，具有較高的傳動(dòng)效率；滿足機(jī)床工作性能要求。主傳動(dòng)中所有零部件有足夠的剛度、精度和抗震性，熱變形特性穩(wěn)定；滿足產(chǎn)品的經(jīng)濟(jì)性要求。傳動(dòng)鏈盡可能簡(jiǎn)短，零件數(shù)目要少，以便節(jié)約材料，降低成本。
盤絲車床可進(jìn)行各種車削工作，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2章 主要技術(shù)參數(shù)、傳動(dòng)方案和傳動(dòng)系統(tǒng)圖的擬定
2.1 擬定技術(shù)參數(shù)
根據(jù)市場(chǎng)情況我們根據(jù)日常常用需求情況，特?cái)M定床頭箱的一些相關(guān)參數(shù)如下：
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)）…………………………………………----…………… 10～1400轉(zhuǎn)/分
反傳（12級(jí)）……………………………………---…-……………… 14～1580轉(zhuǎn)/分
主電機(jī)：
功率………………………………………………----………………………… 7.5千瓦
轉(zhuǎn)速…………………………………………………----…………………… 1450轉(zhuǎn)/分
2.1 細(xì)化技術(shù)參數(shù)
2.1.1.確定極限轉(zhuǎn)速
假設(shè)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=14
2.1.2確定公比
選定主軸轉(zhuǎn)速數(shù)列的公比為φ＝1.12
2.1.3.求出主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)Z
Z=lgRn/lgφ+1= lg14/lg1.12+1=24
2.1.4確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)或結(jié)構(gòu)式
24=2×3×2×2
2.1.5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=10/1500≈6.67×10－3,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)gφ畫出網(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)間畫上u(k→k+1)min.再按結(jié)構(gòu)式的級(jí)比分配規(guī)律畫上各變速組的傳動(dòng)比射線，從而確定了各傳動(dòng)副的傳動(dòng)比。
盤絲車床傳動(dòng)系統(tǒng)圖
第3章 主要設(shè)計(jì)零件的計(jì)算和驗(yàn)算
3.1傳動(dòng)系統(tǒng)的I軸及軸上零件設(shè)計(jì)
3.1.1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。過小，增加帶彎曲次數(shù)；過大，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，?。?800mm;
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0.10；
故＝58.23N
帶對(duì)軸壓力
3.1.2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2～6mm，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，甚至影響床頭箱內(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
Z≥2MnK/fb[p]
式中 Mn——摩擦離合器所傳遞的扭矩（N·mm）；
Mn＝955×η/＝955××11×0.98/800＝1.28×（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）；
η——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1.3～1.5；
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）/2＝67mm;
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/）；
＝＝1.1×1.00×1.00×0.76＝0.836
——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 Z≥2MnK/fb[p]＝2×1.28××1.4/（3.14×0.08××23×0.836＝11 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
＝0.4＝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(jì)算：
Q=b(N)＝1.1×3.14××23×1.00＝3.57×
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0.2～0.4（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0.3～0.5（mm）,淬火硬度達(dá)HRC52～62。
3.2.3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=15000~20000h，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《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=1.2~1.6；
—?jiǎng)虞d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，且齒寬為B=12mm
u=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
3.1.4傳動(dòng)軸的驗(yàn)算
對(duì)于傳動(dòng)軸，除重載軸外，一般無須進(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 α—為齒輪的嚙合角，α＝20o；
ρ—齒面摩擦角，；
β—齒輪的螺旋角；β＝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=0.7～0.8；
故此花鍵軸校核合格
3.1.5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3—3；
—速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3—2；
—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
3.2 傳動(dòng)系統(tǒng)的Ⅱ軸及軸上零件設(shè)計(jì)
3.2.1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，u≥1，“+”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=15000~20000h，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《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=1.2~1.6；
—?jiǎng)虞d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。
Ⅱ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Ⅱ軸時(shí)的最大轉(zhuǎn)速為：
m=2.25
N==5.77kw
在雙聯(lián)滑移齒輪中齒數(shù)最少的齒輪為38×2.25，且齒寬為B=14mm
u=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
3.2.2傳動(dòng)軸的驗(yàn)算
對(duì)于傳動(dòng)軸，除重載軸外，一般無須進(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 α—為齒輪的嚙合角；
ρ—齒面摩擦角；
β—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=0.7～0.8；
故此花鍵軸校核合格
3.2.3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?！侠砜缇?；
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3—3；
—速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3—2；
—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
3.3 傳動(dòng)系統(tǒng)的Ⅲ軸及軸上零件設(shè)計(jì)
3.3.1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
（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，u≥1，“+”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=15000~20000h，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《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=1.2~1.6；
—?jiǎng)虞d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=12mm
u=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
3.3.2 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 α—為齒輪的嚙合角；
ρ—齒面摩擦角；
β—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=0.7～0.8；
故此三軸花鍵軸校核合格
3.3.3 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?！侠砜缇啵?
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3—3；
—速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3—2；
—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
3.4傳動(dòng)系統(tǒng)的Ⅳ軸及軸上零件設(shè)計(jì)
3.4.1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，u≥1，“+”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=15000~20000h，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《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=1.2~1.6；
—?jiǎng)虞d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。
Ⅸ軸上的直齒齒輪采用整淬的方式進(jìn)行熱處理
傳至Ⅸ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=20mm
u=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
3.4.2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 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。
齒輪的徑向力：
式中 α—為齒輪的嚙合角；
ρ—齒面摩擦角；
β—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=0.7～0.8；
故此花鍵軸校核合格
3.4.3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?！侠砜缇?；
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3—3；
—速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3—2；
—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
3.5. 傳動(dòng)系統(tǒng)的Ⅴ軸及軸上零件設(shè)計(jì)
3.5.1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，u≥1，“+”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=15000~20000h，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《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=1.2~1.6；
—?jiǎng)虞d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==3.42kw
斜齒輪為26×4，且齒寬為B=35mm
u=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 B=10mm u=4
=≤[]=1250MP
故此齒輪合格
3.5.2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 α—為齒輪的嚙合角；
ρ—齒面摩擦角；
β—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=0.7～0.8；
故此五軸花鍵軸校核合格
3.5.3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（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3—3；
—速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3—2；
—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
第4章 床頭箱的箱體設(shè)計(jì)
床頭箱中有主軸、變速機(jī)構(gòu)，操縱機(jī)構(gòu)和潤滑系統(tǒng)等。床頭箱除應(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×高),按下表選取.
長(zhǎng)×寬×高()
壁厚(mm)
< 500 × 500 × 300
8-12
> 500 × 500 × 300-800 × 500 × 500
10-15
> 800 × 800 × 500
12-20
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。
箱體在床頭箱中起支承和定位的作用。盤絲車床床頭箱中共有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(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
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(dá)清楚具體位置參見零件圖。
箱體在床身上的安裝方式，機(jī)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(dòng)式兩種。車床床頭箱為固定式變速箱，用箱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。本床頭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)留了潤滑油路的安裝空間和安裝螺紋孔及油溝，具體表達(dá)見箱體零件圖。
總 結(jié)
盤絲車床的床頭箱是機(jī)床的動(dòng)力源將動(dòng)力和運(yùn)動(dòng)傳遞給機(jī)床主軸的基本環(huán)節(jié)，其機(jī)構(gòu)復(fù)雜而巧妙，要實(shí)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(shè)計(jì)的效果沒有預(yù)計(jì)的完美，從這點(diǎn)讓我深深的體會(huì)到“科技是第一生產(chǎn)力”這句話的正確與嚴(yán)峻性。在設(shè)計(jì)中我們也遇到了其它許多棘手的問題，例如，每個(gè)人采用的度量標(biāo)準(zhǔn)不一致，導(dǎo)致裝配的時(shí)候產(chǎn)生了干涉的問題，對(duì)于這個(gè)問題我們采用互相調(diào)節(jié)的方法，需要相互配合的兩個(gè)零件的設(shè)計(jì)者相互協(xié)調(diào)，最后實(shí)現(xiàn)設(shè)計(jì)的效果。
對(duì)于一次設(shè)計(jì)來說，總體安排很重要。這次設(shè)計(jì)由于總體安排剛開始的時(shí)候沒有很合理的制定，所以工作量的實(shí)際大小與工作的具體性質(zhì)不是很明確，以致在開始的幾天里沒有什么實(shí)質(zhì)性的進(jìn)展。在隨后的工作過程中大家都注意了這一點(diǎn)，所以進(jìn)度勉強(qiáng)趕了上來，不過時(shí)間還是緊了點(diǎn)。對(duì)但最終大家努力完成了設(shè)計(jì)任務(wù)。
致 謝
本課題在選題及研究過程中得到學(xué)校XX老師和的悉心指導(dǎo)。老師多次詢問設(shè)計(jì)進(jìn)程，并為我指點(diǎn)迷津，幫助我開拓研究思路，精心點(diǎn)撥、熱忱鼓勵(lì)。老師治學(xué)嚴(yán)謹(jǐn)，學(xué)識(shí)淵博，思想深邃，視野雄廓，為我營造了一種良好的精神氛圍。置身老師的指導(dǎo)過程中，不僅我的思想觀念煥然一新，也改善了我的思考方式，而且還明白了許多待人接物與為人處世的道理。其嚴(yán)以律己，寬以待人的崇高風(fēng)范，樸實(shí)無華、平易近人的人格魅力，令我如沐春風(fēng)，倍感溫馨。一股暖意細(xì)水長(zhǎng)流，源自內(nèi)心而又沐潤全身，微言寸語豈能祥訴感激之情，只好銘記心中，唯有虔誠的祝福導(dǎo)師合家歡樂，一生平安。
最后感謝我的朋友和同學(xué)們?cè)谖掖髮W(xué)生活和學(xué)習(xí)中對(duì)我的幫助，就要分別了，衷心祝福各位一路走好。再次感謝各位老師、同學(xué)以及公司多位工程師，希望大家以后工作順利。謝謝?。?
參考資料
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