ac6140车床主轴箱的设计--毕业设计.doc

CA6140车床主轴箱的设计
第1章 绪论
1.1课题来源
随着技术的发展，机床主轴箱的设计会向较高的速度精度，而且要求连续输出的高转矩能力和非常宽的恒功率运行范围。另外还会改善机床的动平衡，避免震动、污染和噪音等。
本设计为CA6140机床的主轴箱。 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。CA6140机床主轴箱的作用就是把运动源的恒定转速改变为主运动执行件（主轴、工作台、滑枕等）所需的各种速度；传递机床工作时所需的功率和扭矩；实现主运动的起动、停止、换向和制动。
主轴箱通常主要由下列装置和机构组成：齿轮变速装置；定比传动副；换向装置；起动停止装置；制动装置；操纵装置；密封装置；主轴部件和箱体。根据机床的用途和性能不同，有的机床主轴箱可以只包括其中的部分装置和部件。
主轴箱是支承主轴并安装主轴的传动变速装置，使主轴获得各种不同转速，以实现主切削运动。该机床主轴箱刚性好、功率大、操作方便。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。
1.2研究动态及发展趋势
机床设计和制造的发展速度是很快的。由原先的只为满足加工成形而要求刀具与工件间的某些相对运动关系和零件的一定强度和刚度，发展至今日的高度科学技术成果综合应用的现代机床的设计，也包括计算机辅助设计（CAD）的应用。但目前机床主轴变速箱的设计还是以经验或类比为基础的传统（经验）设计方法。因此，探索科学理论的应用，科学地分析的处理经验，数据和资料，既能提高机床设计和制造水平，也将促进设计方法的现代化。
随着科学技术的不断发展，机械产品日趋精密、复杂，改型也日益频繁，对机床的性能、精度、自动化程度等提出了越来越高的要求。机械加工工艺过程自动化是实现上述要求的重要技术措施之一，不仅能提高产品质量和生产率，降低生产成本，还能改善工人的劳动条件。为此，许多企采用自动机床、组合机床和专用机床组成自动或半自动生产线。但是，采用这种自动、高效的设备，需要很大的初期投资以及较长的生产准备周期，只有在大批量的生产条件（如汽车、拖拉机、家用电器等工业主要零件的生产）下、才会有显著的经济效益。
在机械制造工业中，单件、小批量生产的零件约占机械、加工的70%～80%。科学技术的进步和机械产品市场竞争的日益激烈，致使机械产品不改型、更新换代、批量相对减少，质量要求越来越高。采用专用的自动化机床加工这类零件就显得横不合理，而且调整或改装专用的“刚性”自动化生产线投资大、周期长，有时从技术上甚至是不可能实现的。采用各类仿型机床，虽然可以部分地解决小批量复杂的加工，但在更新零件时需制造靠模和调整机床，生产准备周期长，而且由于靠模误差的影响，加工零件的精度很难达到较高的要求。
为了解决上述问题，满足多品种、小批量，特别是结构复杂、精度要求高的零件的自动化生产，迫切需要一种灵活的、通用的、能够适于产品频繁变化“柔性”自动化机床。随着计算机科学技术的发展，1952年，美国帕森斯公司（Parsons）和麻省理工学院（MIT）合作，研制成功里世界上第一台以数字计算机为基础的数字控制（numerical control，简称NC）3坐标直线插补铣床，从而机械制造业进入了一个新阶段
同时，在设计中处处实际出发，分析和处理问题是至关重要的。从大处讲，联系实际是指在进行机床工艺可能性的分析。参数拟定和方案确定中，既要了解当今的先进生产水平和可能趋势。更应了解我国实际生产水平，使设计的机床，机器在四化建设中发挥最佳的效盖。从小处讲，指对设计的机床零部件的制造，装配和维修要进行认真的，切实的考虑和分析，综合思考的设计方法。
1.3课题设计的目的与意义
通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计，在拟定传动和变速的结构方案过程中，得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。
意义 ：
通过分析研究现有的CA6140车床主轴箱规格和用途、主要参数、采用功能原理设计法进行设计。使所设计的产品尽量达到结构简单、紧凑、操作方便、成本低廉的要求。
1.4设计的主要内容
介绍车床的演变发展过程、CA6140车床的功能用途、优越性和发展趋势。完成了运动方案的确定和机构化设计，绘制系统结构原理图，机构的零件图

第2章 机床的规格和用途以及主要参数的确定
CA6140型普通车床的主要组成部件有：主轴箱、进给箱、溜板箱、刀架、尾架、光杠、丝杠和床身。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。
CA6140机床广泛的应用于机械加工行业中，CA6140机床主轴箱的作用就是把运动源的恒定转速改变为主运动执行件（主轴、工作台、滑枕等）所需的各种速度；传递机床工作时所需的功率和扭矩；实现主运动的起动、停止、换向和制动。CA6140车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。
2.1工件参数
2.1.1工件的最大回转直径
在床面上…………………………………………………………………400毫米
在床鞍上…………………………………………………………………210毫米
工件最大长度(四种规格)………………………750、1000、1500、2000毫米
2.2主轴参数
2.2.1主轴转速范围
正传（24级）……………………………………………………10-1400转/分
反转（24级）……………………………………………………14-1580转/分
2.2.2主轴其他参数
主轴孔径………………………………………………………………….48毫米
主轴前段孔锥度…………………………………………………………400毫米
2.3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
2.4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/转
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
2.5刀具快速移动速度
纵向………………………………………………………………………4米/分
横向………………………………………………………………………4米/分
2.6电机冷却泵参数
2.6.1主电机
功率………………………………………………………………………7.5千瓦
转速…………………………………………………………………1450转/分
2.6.2快速电机
功率………………………………………………………………………370瓦
转速…………………………………………………………………2600转/分
2.6.3冷却泵
功率………………………………………………………………………90瓦
流量………………………………………………………………… 25升/分
2.7重量及外形尺寸
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

第3章 传动方案和传动系统图的拟定
3.1 确定极限转速
已知主轴最低转速为10mm/s,最高转速为1400mm/s，转速调整范围为
= /=14
3.2 确定公比
选定主轴转速数列的公比为φ＝1.12
3.3 求出主轴转速级数Z
由图1-2及系统传动路线可以看出，当主轴正转时，由第一条传动路线（Ⅰ-Ⅱ-Ⅲ-Ⅵ轴）使主轴获得2×3=6级正转，由第二条路线（Ⅰ-Ⅱ-Ⅲ-Ⅳ-Ⅴ-Ⅵ轴）又使主轴获得2×3×2×2=24级正转，这样可获得30级正转。当主轴反转时，可获得3+3×2×2=15级反转。但由于轴Ⅲ-Ⅴ间的四种传动比为:

其中和基本相等，所以实际上主轴只能获得2×3×（2×2－1）=18级正转，这样主轴实际获得6+18=24级正转。同理主轴只有3+3（2×2－1）=12级反转。
3.4 确定结构网或结构式
由公式Z=（）×（）×（）… （4-1）
其中Z为主轴转速级，为按传动顺序的各变速组传动副数，为各变速组的级比指数。
故结构式24=2×3×2×2
3.5 绘制转速图
3.5.1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系列封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。Y系列电动机结构简单、起动性能好、工作可靠、价格低廉、维护方便、高效、节能、起动转矩大、噪声低、振动小、运行安全可靠。
因主电机功率要求为7.5千瓦转速1400r/min，故选择Y132M-4，其同步转速为1440r/min。
3.5.2分配总降速传动比
总降速传动比为=/ =10/1440≈6.67×10－3, 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。
3.5.3确定传动轴的轴数
传动轴数＝变速组数+定比传动副数+1=6
3.5.4绘制转速图
先按传动轴数及主轴转速级数格距lgφ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4-1 转速图

图4-2 CA6140传动系统图

3.5.5 传动方案拟定
当双向多片摩擦离合器M1左结合时，轴Ⅰ的运动经M1左部的摩擦片及齿轮副或传给轴Ⅱ。当M1右结合时轴Ⅰ的运动经M1右部摩擦片及齿轮Z50传给轴Ⅶ上的齿轮Z34，然后传给轴Ⅱ上的齿轮Z30。轴Ⅱ的运动分别可分别通过三对齿轮副、、传给轴Ⅲ。
轴Ⅲ的运动可分为两路传给主轴Ⅵ：
（1）当主轴Ⅵ上的滑动齿轮Z50处于左端位置时，轴Ⅲ运动经齿轮副直接传给主轴Ⅵ，使主轴高速运转。
（2）当主轴Ⅵ上的滑动齿轮Z50处于左端位置时，使齿轮式离合器M2接合，则轴Ⅱ的运动经Ⅲ-Ⅳ-Ⅴ-Ⅵ的背轮机构传给主轴，使主轴获得中低转速。

第4章 主要设计零件的计算和验算
4.1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.
表5-1
长×宽×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=58mm
综合考虑其它因素后，将箱体上各轴安装空的位置确定如下图：

图5-1

上图中XIV、XV轴的位置没有表达清楚具体位置参见零件图。
设计的箱体外观形状如下图：

图5-2
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。
箱体中预留了润滑油路的安装空间和安装螺纹孔及油沟，具体表达见箱体零件图。
4.2传动系统的I轴及轴上零件设计
4.2.1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） （5-1）
——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 ； （5-2）
大带轮基准直径为230 mm；
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 （5-3）
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； （5-5）
实际中心距 （5-6）
（5-7）
故
小带轮包角 （5-8）
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 （5-9）
——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 （5-10）
——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 z取4；
单根带初拉力 （5-11）
q——带每米长质量，查表2-13，取0.10；
故＝58.23N
带对轴压力 （5-12）
图5-3

4.2.2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] （5-13）
式中 ——摩擦离合器所传递的扭矩（N·mm）；
＝955×η/＝955××11×0.98/800＝1.28×（）;（5-14）
——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
取f=0.08；
——摩擦片的平均直径（mm）;
=（D+d）/2＝67mm; （5-16）
b——内外摩擦片的接触宽度（mm）；
b=（D-d）/2=23mm； （5-17）
——摩擦片的许用压强（N/）；
＝＝1.1×1.00×1.00×0.76＝0.836 （5-18）
——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） （5-19）
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× （5-20）
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。

图5-4

4.2.3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） （5-21）
弯曲应力的验算公式为
（5-22）
式中 N-齿轮传递功率（KW），N=；
（5-23）
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＜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。
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 （5-24）

在离合器两齿轮中齿数最少的齿轮为50×2.25，且齿宽为B=12mm u=1.05
=≤[]=1250MP （5-25）
符合强度要求。

验算56×2.25的齿轮：
=≤[]=1250MP （5-26）
符合强度要求

图5-5

4.2.4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（）
花键轴 = （5-27）
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：
（5-28）
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 （5-29）
式中 D—齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。
齿轮的径向力：
（5-30）
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
花键键侧工作表面的挤压应力为：
（5-31）
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—花键键数；
K—载荷分布不均匀系数，K=0.7～0.8；
（5-32）
故此花键轴校核合格

图5-6

4.2.5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：
（5-33）
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

4.3传动系统的Ⅱ轴及轴上零件设计
4.3.1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） （5-34）
弯曲应力的验算公式为
（5-35）
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：
（5-36）
-工作期限系数：
（5-37）
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＜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。
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：
（5-38）
（5-39）
m=2.25
N==5.77kw （5-40）

在双联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为38×2.25，且齿宽为B=14mm
u=1.05
=≤[]=1250MP （5-41）
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==5.71kw B=14mm u=1
=≤[]=1250MP（5-42）
故此齿轮合格

验算22×2.25的齿轮：
22×2.25齿轮采用整淬

N==5.1kw B=14mm u=4 （5-43）
=≤[]=1250MP （5-44）
故此齿轮合格
验算30×2.25齿轮：
30×2.25齿轮采用整淬

N==5.1kw B=14mm u=1 （5-45）
=≤[]=1250MP （5-46）
故此齿轮合格

图5-7

4.3.2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 （5-47）
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：
(5-48）
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： （5-49）
式中 D—齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。
齿轮的径向力：
（5-50）
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 （5-51）
符合校验条件
花键轴键侧挤压应力的验算
花键键侧工作表面的挤压应力为：
（5-52）
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—花键键数；
K—载荷分布不均匀系数，K=0.7～0.8；
(5-53）
故此花键轴校核合格

图5-8
4.3.3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：
（5-54）
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：
（5-55）
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：
（5-56）
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》。
（5-57）
（5-58）
（5-59）
故轴承校核合格

图5-8

4.4 传动系统的Ⅲ轴及轴上零件设计
4.4.1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）≤[] （5-60）
弯曲应力的验算公式为
（5-61）
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：
（5-62）
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＜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。
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 （5-63）

在三联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为41×2.25，且齿宽为B=12mm u=1.05
=≤[]=1250MP （5-64）
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==5.1kw B=15mm u=1 （5-65）
=≤[]=1250MP （5-66）
故此齿轮合格

验算63×3的齿轮：
63×3齿轮采用整淬