1、第 1 页 共 97 页一、总体方案设计机床工业是机器制造业的重要部门，肩负着为农业、工业、科学技术和国防现代化提供技术装备的任务，是使现代化工业生产具有高生产率和先进的技术经济指标的保证。设计机床的目标就是选用技术先进。经济效果显著的最佳可行方案，以获得高的经济效益和社会效益。我国是一个机床拥有量大、 大部分机床役龄长、数控化程度不高的发展中国家。因此，从事机床设计的人员，应不断地把经过实践检验的新理论、新技术、新方法应用到设计中，做到既要技术先进、经济效益好、效率高。要不断的吸收国外的成功经验，做到既要符合我国国情，又要赶超国际水平。要不断的开拓创新，设计和制造出更多的生产率高、静态动态性
2、能好、结构简单、使用方便、维修容易、造型美观、耗能少、成本低的现代化机床。设计本着以上原则进行，尽量向低成本、高效率、简化操作、符合人机工程的方向考虑。（一） 、主传动的组成部分主传动由动力源、变速装置及执行元件（如主轴、刀架、工作台等）部分组成。主传动系统属于外联系传动链。主传动包括动力源（电动机） 、变速装置、定比传动机构、主轴组件、操纵机构等十部分组成。1、动力源 电动机或液压马达，它给执行件提供动力，并使其获得一定的运动速度和方向。2、 定比传动机构 具有固定传动比的传动机构，用来实现降速、升速或运动联接，本设计中采用齿轮和带传动。3、 变速装置 传递动力、运动以及变换运动速度的装置，
3、本设计中采用两个滑移齿轮变速组和一个背轮机构使主轴获得 18 级转速。4、 主轴组件 第 2 页 共 97 页机床的执行件之一，它由主轴支承和安装在主轴上的传动件等组成，5、 开停装置 用来实现机床的启动和停止的机构，本设计中采用直接开停电动机来实现主轴的启动和停止。6、 制动装置 用来控制主轴迅速停止转动的装置，以减少辅助时间。本设计中采用电磁式制动器。7、 换向装置 用来变换机床主轴的旋转方向的装置。本设计中采用电动机直接换向。8、 操纵机构 控制机床主轴的开停、换向、变速及制动的机构。本设计中，开停、换向和制动采用电控制；变速采用液压控制。9、 润滑与密封 为了保证主传动的正常工作和良好
4、的使用寿命，必须有良好的润滑装置和可靠的密封装置。本设计中采用箱外循环强制润滑，主轴组件采用迷宫式密封。10、 箱体 上述个机构和装置都装在箱体中，并应保证其相互位置的准确性。本设计中采用灰铁铸造箱体。11、 刀架 数控机床中为了实现对刀架的自动控制，采用制动转位刀架。（二） 、机床主要部件及其运动方式的选定主运动的实现根据设计要求，本设计采用分离式主传动系统，包括变速箱、主轴箱两部分。其中，变速箱与电动机至于机座内，主轴箱与变速箱采用带传动连接。所有的变速都采用液压操作。进给运动的实现第 3 页 共 97 页本次所设计的机床进给运动均由单片机进行数字控制，因此在 X、Y 方向上，进给运动均采
5、用滚珠丝杠螺母副，其动力由步进电机通过齿轮传递。齿轮的消隙采用偏心环调整。数字控制的实现采用单片机控制，各个控制按扭均安装在控制台上，而控制台摆放在易操作的位置，这一点须根据实际情况而定。机床其它零部件的选择考虑到生产效率以及生产的经济性，机床附件如油管、行程开关等，以及标准件如滚珠丝杠、轴承等均选择外购形式。（三） 、机床的主要技术参数由设计任务书的要求，现将 CJK6132 经济型数控车床的主要技术参数及加工范围技术参数列于下：项目 单位 规格床身上最大回转直径 mm 320最大工件长度 mm 750最大切削直径 mm 320最大切削长度 mm 750床鞍（滑板）上最大切削直径 mm 25
6、0主轴前端锥孔 莫氏 6 号锥度主轴孔径 mm 350主轴转速范围 r/min 401800主轴转速级数 18 级主轴电机输出功率 （普通） kW 5中心高 距床身 mm 250距地面 mm 1130尾座套筒直径 mm 65尾座套筒行程 mm 150尾座套筒锥孔锥度 莫氏 5 号（四） 、各组成部件的特性与所应达到的要求第 4 页 共 97 页1床身机床床身采用优质铸铁，内部筋采用 U 形布局，床身整体刚性高。滑动导轨面采用中频淬火，淬硬层深。硬度达 HRC52 以上，拖板滑动面贴塑，使得进给系统的刚度，摩擦阻尼系数等动、静特性都处于最佳状态。2. 床头箱结构机床主传动采用液压操纵机构，可实现
7、十八级转速。机床主轴箱内的传动齿轮均经淬硬磨齿处理，传动比稳定，运转噪音低。机床主轴为二支撑结构，前支撑采用 C 级高精度轴承，润滑油润滑，提高了回转精度，使机床主轴具有良好的精度和刚性。机床采用单片式电磁刹车离合器，解决主轴的刹车及离合问题，离合器安装于床头箱带轮侧，使床头箱内结构大为简化，便于维修。3.进给系统机床两轴进给系统采用步进电机驱动滚珠丝杠的典型传动方式，在滑板与床鞍及床鞍与床身之间的滑动面处贴有 TSF 导轨板，滑动磨擦系数非常小，有助于提高了机床的快速响应性能及生产效率。在进给系统各滑动处及两轴丝杠丝母处都设置了润滑点。4. 刀架机床采用立式四工位刀架，该刀架布刀方便，刚性好
8、。 5. 尾座采用手动尾座6. 冷却系统冷却箱放在后床腿中。7.卡盘机床标准配置为_250 手动卡盘， 8.电气系统电路的动力回路，均有过流、短路保护，机床相关动作都有相应的互锁，以保障设备和人身安全。电气系统具有自诊断功能，操作及维修人员可根据指示灯及显示器等随时观察到机床各部分的运行状态。9.安全保护当机床遇到外部突然断电或自身故障时，由控制电路的设计，机床可动进给第 5 页 共 97 页轴，冷却电机等如已在“ 启动 ”状态者，将进入“停止”状态；如已在“ 停止”状态的则不可自行进入启动状态，确保了机床的安全。另外由于机床计算机内的控制程序是“固化 ”在芯片中的，而零件加工程序是由电池供电
9、保护的，所以，意外断电或故障时，不会丢失计算机内存储的程序菜单。机床具有报警装置及紧急停止按钮，可防止各种突发故障给机床造成损坏。由于软件的合理设计，报警可通过显示器显示文字及报警号，通过操作面板的指示灯指示；机床根据情况将报警的处理方式分为三类：对紧急报警实行“急停”；对一般报警实行“ 进给保持 ”；对操作错误只进行 “提示”。第 6 页 共 97 页二、机床主传动设计（一） 、主要技术参数的确定机床的主要技术参数包括主参数和基本参数。主参数是机床参数中最主要的，它必须满足以下要求：a、 直接反映出机床的加工能力和特性；b、 决定其他基本参数值的大小；c、 作为机床设计的出发点；d、 作为用
10、户选用机床的主要依据。对于通用机床（包括专门化机床） ，主参数通常都以机床的最大加工尺寸表示，只有在不适用于用工件最大尺寸表示时，才采用其他尺寸或物理量。如卧式镗床的主参数用主轴直径，拉床用额定拉力等。为了更完整地表示出机床的工作能力和加工范围，有时在主参数后面标出另一参数值，称为第二主参数。如最大工件长度、最大跨度、主轴数和最大加工模数等。除主参数外，机床的主要技术参数还包括下列基本参数：a、 与工件尺寸有关的参数；b、 与工、夹、量具标准化有关的参数；c、 与机床结构有关的参数；d、 与机床运动特性和动力特性有关的参数。这些基本参数可以归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数三种。1尺寸参数尺寸
11、参数是表示机床工作范围的主要尺寸和工、夹、量具的标准化及机床结构有关的主要参数。如普通车床横刀架上最大工件的回转直径，在相同中心高的情况下，这一尺寸参数既决定加工长工件的最大直径，又决定刀架的厚度及其刚性。机床主要尺寸参数内容见下表（ ） 。第 7 页 共 97 页最大加工尺寸最大加工直径或最大工件直径，最大加工模数、螺旋角主轴通孔直径最大加工长度或最大工件长度最大工件安装尺寸。如工作台尺寸、主轴端面至工作台面最大距离、主轴中心线至工作台面最大距离或立柱间距等最小工件加工尺寸。如主轴中心线至工作台面距离、最小车削直径、最小磨削外径或孔径等与工件主要尺寸有关的参数部件运动尺寸范围刀架、工作台、主
12、轴箱、横梁的最大行程刀架、工作台、砂轮（导轮）箱或摇臂的最大回转角度与工、夹、量具标准化有关的参数主轴或尾架套筒的锥孔大小工件头架或尾架的顶尖安装锥度刀杆断面尺寸、刀夹最大尺寸、安装的刀具直径工作台 T 型槽的尺寸和数目与机床结构有关的参数床身或摇臂的导轨宽度花盘或圆工作台的直径主轴中心线或工作台面至地面的高度机床主要尺寸参数内容机床的主参数主要决定于工件的尺寸。对于各类通用机床，已在调查研究各种工件的基础上制定出了机床的参数标准，设计时应该遵照执行。专用机床的主参数则基本上可以根据工件尺寸决定。主参数系列采用优先数系，这样做有如下好处：（1）优先数按等比级数分级，能在较宽的范围内以较少的品种
13、，经济合理地满足用户的需要，即可把产品的品种规格限制在必需的最少范围内。（2）优先数系具有各种不同公比的系列，因而可以满足较密和较疏的分级要求。随着形势的发展，可以通过插入中间值使较疏的系列变成较密的系列，而原来的项值保留不变。在参数范围很宽时，根据经济性和需要量等不同的条件，还可以分段选用最合适的基本系列（即选用不同的公比） ，以复合系列的形式组成最佳系列。（3）优先数系是国际上统一的数值制度，有利于国际的标准化。其他尺寸参数一般根据主参数来确定。但由于机床的使用情况比较复杂，这些尺寸参数的确定还有相似分析法和图解分析法及回归分析法。第 8 页 共 97 页由此可以得到 CK6140 数控车
14、床的尺寸参数如下表所示 ：参数项目 单位 数值床身上最大工件回转直径 mm 320刀架上最大工件回转直径 mm 160主轴通孔直径 mm 35主轴锥孔莫氏 Nq 6尾架顶尖套锥孔莫氏 Nq 5最大工件长度 L mm 750刀杆截面尺寸 mm 20202运动参数运动参数包括机床主运动（切削运动）的速度范围和级数，进给量范围和级数以及辅助运动的速度等，它是由加工表面成形运动的工艺要求所决定的。主轴极限转速和变速范围对于主运动为回转运动的机床，主轴极限转速为： min)(10minaxmax rdvni)(axiin式中的 或 不是该机床可能加工的的最小或最大直径，而是认为是在mindax机床全部工
15、艺范围内可以用最大切削速度 来加工时的最小工件直径和用最maxv小切削速度 来加工时的最大工件直径，这样才能得出合理的极限转速值。minv（1）极限切削速度 Vmax、V min根据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要考虑：工序种类、工艺要求、刀具和工件材料等因素。允许的切削速度极限参考值如下表所示：第 9 页 共 97 页加工条件 maxvminv硬质合金刀具粗加工 80120硬质合金刀具半精加工或精加工150250高速钢刀具低速光刀 10安装磨头附件进行磨削3.57.5精铰孔 1.54宽刀加工 1.53.5精车丝杠或蜗轮 1.251.5选择极限转速的典型条件为：a最大切削速度按硬质合金车刀
16、半精车和精车钢料来取值考虑较小规格车床可普遍采用可转位刀片，切速可适当提高，故对主参数为（最大工件回转直径）250630mm 的车床取 250m/min,而大规格车床换刀费时取切速小些耐用度可以高些，故8001000mm 的车床取 200m/min；b最小切速 可考虑两种情况，即（ a）高速钢车刀精车丝杠和（b ）高minv速钢车刀低速光车盘类零件，故 分别取（a）1.5m/min 和（b）8m/min；minvc最小工件直径 ，即使用 时可能遇到的最小工件直径，一般取indax0.1；d最大工件直径 ，当 为 b 中情况（a）时，即按车削丝杠可能遇maxinv到的最大直径，取 0.1， 为
17、b 中情况（b ）时，按刀架滑板上最大工件回i转直径1（对多数车床10.5） 由上分析得到按典型加工条件选取的数值如下表（ ）所示：第 10 页 共 97 页主参数系列极限切削速度（m/min）最大和最小工件直径（mm）变速范围 nRminv maxd最大工件回转直径（mm）maxv（a） （b）Rv mind（a ） （b）Rn=RvRd250630 250（ a）Rv=166.7（b）Rv=31.25（a ）Rn=166.7（b）Rn=156.28001000 2001.5 8（ a）Rv=133.3（b）Rv=250.1D0.1DD1（0.5D） （a ）Rn=133.3（b）Rn=12
18、53、主轴转速的确定（1） 、 主轴最高转速 的确定MaxN根据分析，用硬质合金车刀对小直径钢材半精车外圆时，主轴转速为最高，按经验，并参考切削用量资料，取 ，k=0.5, Rd=0.2, 则：min/20Vmax163205.DkdmaxRaxdin in/190r3210Vminax （2） 、主轴最低转速 的确定MiN根据分析，主轴最低转速由以下工序决定：用高速钢车刀，对铸铁材料的盘形零件粗车端面。按经验，并参切削用量资料，取 V =15m/min,则最低转速为：max min/30r165d10naxini 第 11 页 共 97 页4、转速范围及公比 的确定根据最高转速与最底转速可初
19、步得出主轴转速范围= 66.33MinaxNR3019则公比2796181zn由设计手册取标准值得=1.26根据标准公比及初算 ，查表取 =40r/min，则最高转速MinNMin= =40axi171726.=2034r/min则主轴转速范围85.043MinaxnNR且验算公比得 =1.25993 1.26,满足要求。5、结构式与结构网的确定（1）结构式的确立 结构式的方案共有如下几种：18=332 18=233 18=323在上述方案中，三个方案可根据下述原则比较：从电机到主轴，一般为降速传动。接近电机处的零件，转速较高，从而转矩较小，尺寸也就较小。如使传动副较多的传动组放在接近电机处，
20、则可使小尺寸的零件多些，而大尺寸的零件可以少些，这样就节省省材料，经济上就占优势，且这也符合“前多后少”的原则。从这个角度考虑，以取 18=332 的方案为好，本次设计即采用此方案。根据设计要求确定如下结构式：18= 3（1 ） 3（3） 2（9）基本组 扩一组 扩二组（2）构网的拟定1）传动副的极限传动比范围和传动组的极限变速范围 在降速传动时，为防止被动齿轮的直径过大而使径向尺寸太大，常限制最小传动比 1/4。在升速时，为防止产生过大的振动和噪声，常限maxi制最大传动比 2。第 12 页 共 97 页2）基本组和扩大组的排列顺序原则是选择中间传动轴变速范围最小的方案。因为如果各方案同号传
21、动轴的最高转速相同，则变速范围小的，最低转速高，转矩小，传动件的尺寸也就小些。根据前面求得的公比 =1.26,按照以上原则，选择最佳方案，本次设计采用的结构网如下图所示： n123456789n10234156786、转速图的拟定电动机和主轴的转速是已定的，当选定了结构式和结构网后，就可分配各传动组的传动比，并确定中间轴的转速。再加上定比传动，就可画出转速图。中间轴的转速如果能高一些，传动件的尺寸也就可以小一些。但是，中间轴如果转速过高，将会引起过大的振动、发热和噪声。因此，要注意限制中间轴的转速，不使过高。本次设计所选用的结构式共有三个传动组，变速机构共需 5 根轴，加上电动机轴共 6 根轴
22、，故转速图上需 6 条竖线；主轴共 18 种转速，电动机轴与轴 1之间采用定比传动。转速图如下图所示：第 13 页 共 97 页7、传动比参数的确定（1） 、电动机与轴 1 传动副齿轮齿数的确定因为铣床不需要正反转，为了便于速度的分配，该传动副采用定比传动，其传动比有速度可求得：=1142/1440=1/1.26i为了方便电动机与变速箱在机座内的布置，电动机与变速箱的联结采用带传动。根据带轮的标准，尺寸值定为 112mm 和 140mm。a、 变速箱与主轴箱之间采用带传动，为了便于完成转速的要求和速度的分配，确定其带轮的尺寸比为：172：200。b、 为了减少变速箱的轴向尺寸，减少齿轮数目，简
23、化结构，采用一对公用齿轮的传动系统。因而，两变速组的传动比互相牵制，可能会增加径向尺寸。为了实现齿轮公用，传动比与齿数的搭配较为繁琐，在此不进行具体的说明，只把最后的结果列入下：c、 轴 1 与轴 2 传动副齿轮齿数的确定根据转速图可得，该传动副的传动比 =1/1.26、 =1、 =1.26。查ii第 14 页 共 97 页金属切削机床Page136 页表 8-1，并考虑到主轴箱的几何尺寸，取该传动副中 =30，齿数和 =68，则由传动比可求得该传动副齿数比为：minZzS当 =1/1.6 时 Z /Z =30：3812当 =1 时 Z /Z =34：34i当 =1.6 时 Z /Z =38：
24、3012轴 2 与轴 3 传动副齿轮齿数的确定根据转速图可得，该传动副的传动比 = ， = 及i26.1i-1. 。查金属切削机床 Page136 页表 8-1，并考虑到主轴箱的几i46.1何尺寸，取该传动副 =22，齿数和 =77，则由传动比可求得minZZS该传动副齿数比为：Z /Z =47/30 , Z /Z =22/55 , Z /Z =34/43232323轴 5 与轴 7 间采用背轮机构，总传动比为 ，和齿形离合器，传动比96.1为：1。齿数为：第一级：27*2.5：69*2.5第二级：19*3：61*3 （二） 、传动系统图的拟定根据以上分析及计算，拟定如下传动系统图：第 15
25、页 共 97 页第 16 页 共 97 页（三） 、电动机的选择1、电动机的功率计算按在各种加工情况下较经常遇到的最大切削力和最大切削速度来计算，在车床中，切断工件的切削力大于外圆车削，因而按用硬质合金刀具切断钢材时来计算。即：0126vFNz切式中 主切削力的切向分力(N)zFV切削速度(m/min ) 具体计算见下章kgf(25pB.1z)F.04Fzy由查机床设计手册得出参数:P=200 B= 6 f=0.3mm/r则 410N3.89205.1z 所以得有效功率为：kw.2614N切取 =0.8，则由经验公式可得电动机总功率为：m65.380.9mc2、 电动机参数的选择在选择电动机时
26、，必须使得 P P ，根据这个原则，查额 定 总机械设计手册选取 Y112-M-4 型电动机. （四） 、齿轮传动的设计计算由于直齿圆柱齿轮具有加工和安装方便、生产效率高、生产成本低等优点，而且直齿圆柱齿轮传动也能满足设计要求，所以本次设计选用渐开线直齿圆柱齿轮传动；主轴箱中的齿轮用于传递动力和运动，它的精度直接与工作的平稳性、接触误差及噪声有关。为了控制噪声，机床上主传动齿轮都选用较高的精度，但考虑到制造成本，本次设计都选用 6-7 级的精度。具体设计步骤如下：1、模数的估算：按接触疲劳和弯曲疲劳计算齿轮模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮各参数都已知道后方可确定，所以只在草图画完之后校核用
27、。在画草图之前，先估算，再选用标准齿轮模数。第 17 页 共 97 页齿轮弯曲疲劳的估算公式：mm （式中 即为齿轮所传递的功率）wm32jZnNN齿面点蚀的估算公式：mm （式中 即为齿轮所传递的功率）A3j其中 为大齿轮的计算转速， 为齿轮中心距。jnA由中心距 及齿数 求出模数：21,Zmm21mj根据估算所得 和 中较大的值，选取相近的标准模数。wj前面已求得各轴所传递的功率，各轴上齿轮模数估算如下：第 18 页 共 97 页第一对齿轮副 mmwm5.1039.42mmA3.8.mm25.14730j所以，第一对齿轮副传动的齿轮模数应为 mm5.1mw同理，对各对齿轮的模数计算从略，最
28、后计算得出最高的模数为 2.5 综上所述，为了降低成本，机床中各齿轮模数值应尽可能取相同，所以，本次设计中取各个齿轮模数均为 =2.5mm。2、齿轮传动各轴的轴中心矩计算根据渐开线标准直齿圆柱齿轮分度圆直径计算公式可得各个传动副中齿轮的分度圆直径为：1 轴与 2 轴：d =mz/2=2.5*(30+38)/2=8512 轴与 3 轴： 96.25/)3047(*5.2/mz2 3、齿轮宽度 B 的确定齿宽影响齿的强度，但如果太宽，由于齿轮制造误差和轴的变形，可能接触不均匀，反儿容易引起振动和噪声。一般取 b=（610）m。本次设计中，取单片齿轮宽度 B=8m=83=24mm，则与其啮合的从动齿
29、轮的宽度一致；而取多联齿轮的宽度 B=6m=63=18mm，则与其啮合的从动齿轮的宽度一致。4、齿轮其他参数的计算根据机械原理中关于渐开线圆柱齿轮参数的计算公式几相关参数的规定，齿轮的其它参数都可以由以上计算所得的参数计算出来，本次设计中，这些参数在此不在一一计算。5、齿轮结构的设计不同精度等级的齿轮，要采用不同的加工方法，对结构的要求也不同，7 级精度的齿轮，用较高精度的滚齿机或插齿机可以达到。但淬火后，由于变形，精度将下降。因此，需要淬火的 7 级齿轮一般滚或插后要剃齿，使精度高于 7 级，或者淬火后再珩齿。6 级精度的齿轮，用精密滚齿机可以达到。淬火齿轮，必须才能达到 6 级。机床主轴箱
30、中的齿轮齿部一般都需要淬火。多联齿第 19 页 共 97 页轮块的一般形式如下图所示，各部分的尺寸确定如下：bkbb1h（1） 、退刀槽 kB本次设计中多联齿轮多采用插齿加工方法，因此取 =6mm。kB（2） 、其他问题滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿，有规定的形状和尺寸，如下图所示，圆齿和倒角性质不同，加工方法也不一样。图中安装拨动齿轮的滑块的尺寸在本次设计中取 b1h=105。第 20 页 共 97 页10106、齿轮的校核（接触疲劳强度）：KvA=1.251.071.11.43=2.1查表得： =0.88 =2.5 =189.8ZHEZ=HEubdK21)(将数据代入得： 1100mpaH齿
31、轮接触疲劳强度满足，因此接触的应力小于许用的接触应力。其它齿轮也符合要求，故其余齿轮不在验算，在此略去。（五） 、轴的设计计算1、各传动轴轴径的估算滚动轴承的型号是根据轴端直径确定的，而且轴的设计是在初步计算轴径的基础上进行的，因此先要初算轴径。轴的直径可按扭转强度法用下列公式进行估算。30nPAdm对于空心轴，则340)-(1第 21 页 共 97 页式中， 轴传递的功率，kW；P轴的计算转速，r/min；n其经验值见表 15-3；0A取 的值为 0.5。（1） 、计算各传动轴传递的功率 P根据电动机的计算选择可知，本次设计所选用的电动机额定功率各传动轴传递的功率可按下式计算：kWNd5.d
32、NP电机到传动轴之间传动效率；由传动系统图可以看出，本次设计中没有采用联轴器，而直接由电动机轴将动力传到轴上，即各个轴之间均为齿轮传动，所以可得各轴传递的功率为：=0.96， =0.93， =0.904 =0.877 1234所以，各传动轴传递的功率分别为：kW8.9.04NP1d1 7638.3221763 8kw901.P44 (2) 估算各轴的最小直径本次设计中，考虑到主轴的强度与刚度以及制造成本的经济性，初步选择主轴的材料为 40Cr，其它各轴的材料均选择 45 钢，取 A0 值为 115，各轴的计算转速由转速图得出，n1j=1000r/min, n2j=400r/min, n3j=1
33、25r/min, n4j=125r/min, 所以各轴的最小直径为：m15408.315d.6.3117.5908.5d31在以上各轴中都开有花键，所以为了使键槽不影响轴的强度，应将轴的最小直径增大 5%，将增大后的直径圆整后分别取各轴的最小直径为：第 22 页 共 97 页=25 , =25 , =35 。 min1dmin2dmin3d2、各轴段长度值的确定各轴段的长度值，应根据主轴箱的具体结构而定，且必须满足以下的原则：（1） 、应满足轴承及齿轮的定位要求；（2） 、应满足滑移齿轮安全滑移的要求；3、轴的刚度与强度校核根据本次设计的要求，需选择除主轴外的一根轴进行强度校核，而主轴必须进行
34、刚度校核。在此选择第一根轴进行强度校核。（1） 、第一根轴的强度校核1)、轴的受力分析及受力简图由主轴箱的展开图可知，该轴的动力源由电动机通过齿轮传递过来，而后通过一个三联齿轮将动力传递到下一根轴。其两端通过一对角接触球轴承将力转移到箱体上去。由于传递的齿轮采用的直齿圆柱齿轮，因此其轴向力可以忽略不计。所以只要校核其在 xz 平面及 yz 平面的受力。轴所受载荷是从轴上零件传来的，计算是，常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当作铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关。其受力简图如下：在 xz
35、平面内：a blR2xzR1xzR1R2 F1xzF2xzA B C D在 yz 平面内：第 23 页 共 97 页a blR1R2A B C DR1yz F1yzF2yzR2yzT1T22） 、作出轴的弯矩图根据上述简图，分别按 xz 平面及 yz 平面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别作出两个平面的上的弯矩图。在 xz 平面内，根据力的平衡原理可得：R1xz+R2xz+F2xz=F1xz将各个力对 R1 取矩可得：F1xza=F2xz（l-b）+R2xzl由以上两式可解出：R1xz=F1xz（l-a）/l-F2xzb/lR2xz=F1xza/l-F2xz+F2xzb/l由于有多个力的存在
36、，弯矩无法用一个方程来表示，用 x 来表示所选截面距 R1的距离，则每段的弯矩方程为：在 AB 段： M=-R1xzx （ax0）在 BC 段： M=F1xz-R1xz（a+x ）-F1xza （l-bxa）在 CD 段： M=-R2xz（l-x） （lxl-b）则该轴在 xz 平面内的弯矩图为：- -XM同理可得在 yz 平面内的弯矩图为：第 24 页 共 97 页M - - Y3)、作出轴的扭矩图由受力分析及受力简图可知，该轴只在 yz 平面内存在扭矩。其扭矩大小为：T1=Fyzr1 T2=Fyzr2则扭矩图为：XT4） 、作出总的弯矩图由以上求得的在 xz、yz 平面的弯矩图，根据 M=
37、 可得yzMxz2总的弯矩图为：第 25 页 共 97 页M X5） 、作出计算弯矩图根据已作出的总弯矩图和扭矩图，则可由公式 Mca= 求22)(T出计算弯矩，其中 是考虑扭矩和弯矩的加载情况及产生应力的循环特性差异的系数，因通常由弯矩产生的弯曲应力是对称循环的变应力，而扭矩所产生的扭转切应力则常常不是对称循环的变应力，故在求计算弯矩时，必须计及这种循环特性差异的影响。即当扭转切应力为静应力时，取 0.3；扭转切应力为脉动循环变应力时，取 0.6；若扭转切应力也为对称循环变应力时，则取=1。应本次设计中扭转切应力为静应力，所以取 0.3，则计算弯矩图为：M X第 26 页 共 97 页6）
38、、校核轴的强度选择轴的材料为 45 钢，并经过调质处理。由机械设计手册查得其许用弯曲应力为 60MP，由计算弯矩图可知，该轴的危险截面在 F1 的作用点上，由于该作用点上安装滑移齿轮，开有花键，由机械设计可查得其截面的惯性矩为：W= d4+（D-d ） （D+d ） 2zb/32D其中 z 为花键的数目，在本次设计中，z=6，D=30mm，d=26mm， b=4mm所以其截面的惯性矩为 W=575.963mm3根据标准直齿圆柱齿轮受力计算公式可得圆周力与径向力：Ft=2T1/d1 Fr=Fttg其中 T1 为小齿轮传递的扭矩，Nmm； 为啮合角，对标准齿轮，取=20 ；而 Ft 与 Fr 分别
39、对应与 xz 平面及 yz 平面的力。各段轴的长度可从 2号 A0 图中得出，则根据前面的公式可得出该轴危险截面的计算弯矩为：Mca=25014.22Nm，则该轴危险截面所受的弯曲应力为：ca=25014.22/575.96343.43MP 60MP，所以该轴的强度满足要求。（2） 、主轴的刚度校核1） 、主轴材料的选择考虑到主轴的刚度几强度，选择主轴的材料为 40Cr，并经过调质处理；2） 、主轴结构的确定主轴的结构应根据主轴上应安装的组件以及在主轴箱里的具体布置来确定，主轴的具体结构已在零件图上表达清楚，其图号为 6，在此不在绘出。3） 、主轴的刚度验算轴的变形和允许值轴上装齿轮和轴承处的
40、绕度和倾角（y 和 ）应该小于弯曲变形的许用值和即 y 轴的类型 （mm）y变形部位 （rad）第 27 页 共 97 页一般传动轴 4.00030.0005l 装向心轴承处 0.0025刚度的要求较高-0.0002l 装齿轮处 0.001安装齿轮轴 （0.010.00） m 装单列圆锥滚子轴承0.006L 表跨距，m 表模数轴的变形计算公式计算轴本身弯曲变形产生的绕度 y 及倾角 时，一般常将轴简化为集中载荷下的简支梁。按材料力学相关公式计算，主轴的直径相差不大且计算精度要求不高的时候，可把轴看作等径轴，采用平均直 d 来计算，计算花键时同样选择用平均直径圆轴： id惯性矩： 64Ii矩形花
41、键轴： 2dD1i4惯性矩： 6)(2dzdI轴的分解和变形合成对于复杂受力的变形，先将受力分解为三个垂直面上的分力，应用弯曲变形公式求出所求截面的两个垂直平面的 。然后进行叠加，在同以平面内的可进y和行代数叠加，在两平面内的按几何公式，求出该截面的总绕度和总倾角危险工作面的判断验算刚度时应选择最危险的工作条件进行，一般时轴的计算转速低传动齿轮的直径小，且位于轴的中央时，轴受力将使总变形剧烈，如对：二、三种工作条件难以判断那一种最危险，就分别进行计算，找到最大弯曲变形值 y和第 28 页 共 97 页提高轴刚度的一些措施加大轴的直径，适当减少轴的跨度或增加第三支承，重新安排齿轮在轴上的位置改变
42、轴的布置方位等。轴的校核计算轴的计算简图在 xz 平面内：F1F2R2 R1同理可得在 yz 平面内的受力图，在此不在画出。主轴的传动功率：P 主= =3.513KW469.0.4主轴转矩： =156900Nmm2513T6主支点上的力：NdFtB 8.261409.5主dtC2451069.21T主根据弯矩平衡：0)4863()396(23tBtcHEFFR求得：RHE=-84.9根据力得平衡： NHA7.0则弯矩图为：第 29 页 共 97 页M X2）垂直平面得弯矩图：=951.71NtgFBR=761.4NCr根据平面内得弯矩平衡有： 0)48623()3962(3rBrCNE FFR
43、.8再根据力得平衡： R NNA71.0则可得 B、C 点得弯矩图：M X在 B 点和 C 点为最危险截面，要满足要求，B、C 点满足即可，在 B、C 截面得弯矩为：=803403.1N22BVHBM第 30 页 共 97 页=675702.3 N22CVHCM扭矩图为：T X经分析可知 B 所在得位置为最危险截面，只要 B 满足条件即可，则刚度满足。计算弯矩2)(BBCTM=862517.2 N轴得抗弯截面系数为： 347.14598021806)(mDzbddW53.96Mca1故满足第三强度理论刚度验算：在水平面内， 单独作用时：tBFEIblpfc48)3(12= I52210.)463(.6=-0.02598mm
