盤絲車床床頭箱部件設計

盤絲車床床頭箱部件設計,盤絲車床床頭箱部件設計,車床,床頭,部件,設計 附表4： 寧波大紅鷹學院畢業(yè)設計（論文）任務書 所在學院 機械與電氣工程學院 專業(yè) 機械設計制造及其自動化 班級 學生姓名 學號 指導教師 題 目 盤絲車床床頭箱部件設計 一、畢業(yè)設計（論文）工作內(nèi)容與基本要求： 主要任務與目標： 1、 翻譯2篇與課程相關的最新英文文獻，文獻翻譯要求在2000字以上； 2、 查閱和整理文獻并提交一篇反映課題內(nèi)容的文獻綜述，文獻綜述在3000字以上； 3、 獨立完成盤絲車床床頭箱部件設計，提交一份開題報告。 4、 按照開題報告的進度計劃，獨立進行結構設計所需的數(shù)據(jù)計算，結合相關課程中涉及的經(jīng)驗公式與經(jīng)驗數(shù)據(jù)，撰寫論文，論文正文不少于10000字。 研究途徑與方法： 1、 結合所學專業(yè)課程，通過查閱相關資料，溫習相關制圖軟件，完成畢業(yè)設計； 2、 與指導老師和小組同學進行傳動方案和運動方案的討論，在大體設計方向明確的情況下，正確選擇確定盤絲車床總床頭箱部件的設計方案。 3、 做必要的運動學和動力學計算，并運用機械設計基礎理論知識進行盤絲車床總床頭箱部件設計系統(tǒng)分析計算及結構設計。根據(jù)設計結構完成機械系統(tǒng)設計裝配草圖。 4、 根據(jù)裝配草圖，完成自制零件的結構設計，并進行強度、剛度的計算校核，最后完成裝配圖和自制零件的計算機繪圖工作。 5、 整理設計資料，完成設計計算說明書。 推薦資料、參考文獻： [1] 王力行. 專用機床夾具安裝精度分析[J]. 裝備制造技術, 2008, (9): 163-164. [2] 王增新. 專用機床主傳動優(yōu)化設計[J]. 數(shù)控加工, 2009, (24): 92-95. [3] 宋建武, 楊麗. 軸類零件中心孔加工專用機床設計[J]. 機床與液壓, 2009, 37(8): 237-266. [4] J.A. Canteli, J.L. Cantero, N.C. Marin et al. Cutting performance of TiCN-HSS cermet in dry machining[J]. Journal of Materials Processing Technology 2010, 210: 122-128. [5] M. Rogante. Wear characterisation and tool performance of sintered carbide inserts during automatic machining of AISI 1045 steel [J]. Journal of Materials Processing Technology, 2009, 209: 4776-4783. 設計技術要求： 1、 床頭箱設計中需滿足，主軸前端裝液壓卡盤，由安裝在主軸后端的油缸控制工件的夾緊和松開。 2、 主軸正轉可進行平面螺紋車削，主軸反轉可鏜孔和車端面，關鍵需保證車絲時多次走刀循環(huán)不會發(fā)生“亂扣”現(xiàn)象。 注意事項： 1、 零件圖需要有圖框、零件尺寸標注需規(guī)范并符合制圖標準； 2、 要求2D圖總量折合為2張A0圖的量以上； 3、最終稿2D圖需轉成PDF形式保薦并提交電子文檔； 5、英文翻譯需注明原文出處，并附上PDF格式原文。 二、畢業(yè)論文進度計劃 1、　接受任務，熟悉內(nèi)容，完成外文翻譯、文獻綜述、開題報告； 2、　完成設計圖樣和說明書初稿； 3、 修改圖樣、說明書，完成二稿； 4、　修改、檢查全部資料，打印、上交資料； 5、　準備論文答辯。 畢業(yè)設計（論文）時間：2011年 6 月 20 日至2011年 11 月 30 日 計 劃 答 辯 時 間： 2011 年 12 月 日 三、專業(yè)（教研室）審批意見： 審批人（簽字）： 工作任務與工作量要求：原則上查閱文獻資料不少于12篇，其中外文資料不少于2篇；文獻綜述不少于3000字；文獻翻譯不少于2000字；畢業(yè)論文1篇不少于8000字，理工科類論文或設計說明書不少于6000字（同時提交有關圖紙和附件），外語類專業(yè)論文不少于相當6000漢字。 提交相關圖紙、實驗報告、調研報告、譯文等其它形式的成果。畢業(yè)設計（論文）撰寫規(guī)范及有關要求，請查閱《寧波大紅鷹學院畢業(yè)設計（論文）指導手冊》。 備注：學生一人一題，指導教師對每一名學生下達一份《畢業(yè)設計（論文）任務書》。 寧波大紅鷹學院畢業(yè)設計（論文）開題報告 課題名稱 盤絲車床床頭箱部件設計 課題來源 課題類型 指導教師 學生姓名 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 學 號 開題報告內(nèi)容： 1. 畢業(yè)設計資料準備 在寫畢業(yè)設計之前，通過學校圖書館和數(shù)字圖書館進行大量的查閱資料工作，還有通過網(wǎng)絡資源上的查詢，是我對這個課題有了初步的認識，也閱讀了相關資料。如下： [1] 王力行. 專用機床夾具安裝精度分析[J]. 裝備制造技術, 2008, (9): 163-164. [2] 王增新. 專用機床主傳動優(yōu)化設計[J]. 數(shù)控加工, 2009, (24): 92-95. [3] 宋建武, 楊麗. 軸類零件中心孔加工專用機床設計[J]. 機床與液壓, 2009, 37(8): 237-266. [4 濮良貴主編 機械設計 第八版 北京：機械工業(yè)出版社，2007.8 [5] 馮辛安主編 接卸制造裝備設計 第2版 大連理工大學 北京：機械工業(yè)出版社，2007.12 [6] 吳宗澤主編 機械設計課程設計手冊 第三版 清華大學 北京：高等教育出版社，2006.12 [7] pro/E wildfire4.0零件設計基礎教程 韓玉龍 科學出版社 [9] J.A. Canteli, J.L. Cantero, N.C. Marin et al. Cutting performance of TiCN-HSS cermet in dry machining[J]. Journal of Materials Processing Technology 2010, 210: 122-128. [10] M. Rogante. Wear characterisation and tool performance of sintered carbide inserts during automatic machining of AISI 1045 steel [J]. Journal of Materials Processing Technology, 2009, 209: 4776-4783. 通過查閱資料大概了解到了，隨著我國機床工具行業(yè)的快速發(fā)展，整體競爭實力不斷增強，國際地位顯著提高。但是我國現(xiàn)在機床各個功能部件發(fā)展滯后，數(shù)控系統(tǒng)和功能部件發(fā)展滯后已成為制約行業(yè)發(fā)展的瓶頸。國產(chǎn)中檔數(shù)控系統(tǒng)國內(nèi)市場占有率只有35%，而高檔數(shù)控系統(tǒng)95%以上依靠進口。功能部件國內(nèi)市場總體占有率約為30%，其中高檔功能部件市場占有率更低。 2.設計目的與要求 設計目的： 隨著科學技術的飛速發(fā)展，車床在機械制造業(yè)越來越占有著重要地位，人們對各類車床的技術要求也越來越高。但是，我國數(shù)控機床功能部件的發(fā)展落后──品種少，單元技術水平低，性能質量不夠穩(wěn)定，成本居高不下，交貨不夠及時等──滿足不了數(shù)控機床主機產(chǎn)品發(fā)展的需要。然而機床功能部件是是機床的重要組成部分，所以機床功能部件 的生產(chǎn)與發(fā)展直接影響到車床的發(fā)展。根據(jù)我國數(shù)控機床功能部件當前的基本情況：品種少，單元技術水平低，但一些產(chǎn)品已有一定的市場份額；欲發(fā)展新品種，提高產(chǎn)品質量水平，但缺乏先進的技術。 設計要求： 1.床頭箱設計中需滿足，主軸前端裝液壓卡盤，由安裝在主軸后端的油缸控制工件的夾緊和松開。 2.主軸正轉可進行平面螺紋車削，主軸反轉可鏜孔和車端面，關鍵需保證車絲時多次走刀循環(huán)不會發(fā)生“亂扣”現(xiàn)象。 3.運用AutoCAD、Pro/Engineer或UGS NX繪圖軟件來繪制相應的二維總裝配圖。 3. 設計思路 (1)與指導老師和小組同學進行傳動方案和運動方案的討論，在大體設計方向明確的情況下，正確選擇確定盤絲車床總床頭箱部件的設計方案。 (2)做必要的運動學和動力學計算，并運用機械設計基礎理論知識進行盤絲車床總床頭箱部件設計系統(tǒng)分析計算及結構設計。根據(jù)設計結構完成機械系統(tǒng)設計裝配草圖。 (3)根據(jù)裝配草圖，完成自制零件的結構設計，并進行強度、剛度的計算校核，最后完成裝配圖和自制零件的計算機繪圖工作。 (4)整理設計資料，完成設計計算說明書。 4. 預期成果 結合我所要完成的課題，運用機械設計基礎理論知識進行盤絲車床總床頭箱部件設計系統(tǒng)分析計算及結構設計，完成相應的文獻綜述，并翻譯相關的英文文獻，繪制出成機械系統(tǒng)設計裝配圖及一篇畢業(yè)論文。 5. 任務完成階段 1～4周：查閱大量的文獻、查找相關資料并撰寫開題報告。（4周） 5～8周：資料整理、分析階段。（4周） 8～12周：分析、收集材料，根據(jù)裝配草圖，完成自制零件的結構設計，并進行強度、剛度的計算校核，最后完成裝配圖和自制零件的計算機繪圖工作并完成“論文初稿”（5周） 13～14周： 仔細閱讀論文初稿，繼續(xù)修訂，完善論文并完成“論文終稿”（1周） 15周：完成PPT的制作、繼續(xù)熟悉論文并脫稿流利闡述論文所做的主要工作。（1周） 6. 完成畢業(yè)設計所具備的條件 電腦、Pro/E制圖軟件、MoldFlow軟件、測繪工具、圖書館查資料、網(wǎng)絡上各種信息檢索系統(tǒng)中的相關文獻資料，指導老師的指導及同學的幫助解決難點。 指導教師簽名： 年 月 日 寧XX學院 畢業(yè)設計(論文) 盤絲車床床頭箱部件設計 所在學院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學 號 指導老師 年 月 日 誠 信 承 諾 我謹在此承諾：本人所寫的畢業(yè)論文《盤絲車床床頭箱部件設計說明書》均系本人獨立完成，沒有抄襲行為，凡涉及其他作者的觀點和材料，均作了注釋，若有不實，后果由本人承擔。 承諾人（簽名）： 年 月 日 47 摘 要 作為主要的車削加工機床，盤絲車床廣泛的應用于機械加工行業(yè)中，本設計主要針對盤絲車床的床頭箱進行設計，設計的內(nèi)容主要有機床主要參數(shù)的確定，傳動方案和傳動系統(tǒng)圖的擬定，對主要零件 進行了計算和驗算，利用三維畫圖軟件進行了零件的設計和處理。 盤絲車床主軸箱設計，主要包括三方面的設計，即：根據(jù)設計題目所給定的機床用途、規(guī)格、主軸極限轉速、轉速數(shù)列公比或級數(shù)，確定其他有關運動參數(shù)，選定主軸各級轉速值；通過分析比較，選擇傳動方案；擬定結構式或結構網(wǎng)，擬定轉速圖；確定齒輪齒數(shù)及帶輪直徑；繪制傳動系統(tǒng)圖。其次，根據(jù)機床類型和電動機功率，確定主軸及各傳動件的計算轉速，初定傳動軸直徑、齒輪模數(shù)，確定傳動帶型號及根數(shù)，摩擦片尺寸及數(shù)目；裝配草圖完成后要驗算傳動件（傳動軸、主軸、齒輪、滾動軸承）的剛度、強度或壽命。最后，完成運動設計和動力設計后，要將主傳動方案“結構化”，設計主軸變速箱裝配圖及零件圖，側重進行傳動軸組件、主軸組件、變速機構、箱體、潤滑與密封、傳動軸及滑移齒輪零件的設計。 關鍵詞：盤絲車床 床頭箱 零件 傳動 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 主要技術參數(shù)、傳動方案和傳動系統(tǒng)圖的擬定 8 2.1 擬定技術參數(shù) 8 2.1 細化技術參數(shù) 9 2.1.1.確定極限轉速 9 2.1.2確定公比 9 2.1.3.求出主軸轉速級數(shù)Z 9 2.1.4確定結構網(wǎng)或結構式 9 2.1.5繪制轉速圖 9 第3章 主要設計零件的計算和驗算 11 3.1傳動系統(tǒng)的I軸及軸上零件設計 11 3.1.1普通V帶傳動的計算 11 3.1.2多片式摩擦離合器的計算 13 3.2.3齒輪的驗算 15 3.1.4傳動軸的驗算 17 3.1.5軸承疲勞強度校核 18 3.2 傳動系統(tǒng)的Ⅱ軸及軸上零件設計 19 3.2.1齒輪的驗算 19 3.2.2傳動軸的驗算 22 3.2.3軸組件的剛度驗算 23 3.3 傳動系統(tǒng)的Ⅲ軸及軸上零件設計 24 3.3.1齒輪的驗算 24 3.3.2 傳動軸的驗算 27 3.3.3 軸組件的剛度驗算 29 3.4傳動系統(tǒng)的Ⅳ軸及軸上零件設計 30 3.4.1齒輪的驗算 30 3.4.2傳動軸的驗算 33 3.4.3軸組件的剛度驗算 34 3.5. 傳動系統(tǒng)的Ⅴ軸及軸上零件設計 36 3.5.1齒輪的驗算 36 3.5.2傳動軸的驗算 38 3.5.3軸組件的剛度驗算 40 第4章 床頭箱的箱體設計 41 總 結 44 致 謝 45 參考資料 46 寧波大紅鷹學院畢業(yè)設計（論文） 第1章 緒論 普通車床是車床中應用最廣泛的一種，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。 機床技術參數(shù)有主參數(shù)和基本參數(shù)，他們是運動傳動和結構設計的依據(jù)，影響到機床是否滿足所需要的基本功能要求，參數(shù)擬定就是機床性能設計。主參數(shù)是直接反映機床的加工能力、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，一般在設計題目中給定，基本參數(shù)是一些加工件尺寸、機床結構、運動和動力特性有關的參數(shù)，可歸納為尺寸參數(shù)、運動參數(shù)和動力參數(shù)。 普通車床的主要組成部件有：床頭箱、進給箱、溜板箱、刀架、尾架、光杠、絲杠和床身。 床頭箱：又稱主軸箱，它的主要任務是將主電機傳來的旋轉運動經(jīng)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，同時床頭箱分出部分動力將運動傳給進給箱。床頭箱中等主軸是車床的關鍵零件。主軸在軸承上運轉的平穩(wěn)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(lián)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內(nèi)容區(qū)分光杠與絲杠的區(qū)別。 溜板箱：是車床進給運動的操縱箱，內(nèi)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(xiàn)刀架的縱向進給運動、橫向進給運動和快速移動，通過絲杠帶動刀架作縱向直線運動，以便車削螺紋。 機床主傳動系因機床的類型、性能、規(guī)格和尺寸等因素的不同，應滿足的要求也不一樣。設計機床主傳動系時最基本的原則就是以最經(jīng)濟、合理的方式滿足既定的要求。在設計時應結合具體機床進行具體分析，一般應滿足的基本要求有：滿足機床使用性能要求。首先應滿足機床的運動特性，如機床主軸油足夠的轉速范圍和轉速級數(shù)；滿足機床傳遞動力的要求。主電動機和傳動機構能提供足夠的功率和轉矩，具有較高的傳動效率；滿足機床工作性能要求。主傳動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)濟性要求。傳動鏈盡可能簡短，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軸承；進給系統(tǒng)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2章 主要技術參數(shù)、傳動方案和傳動系統(tǒng)圖的擬定 2.1 擬定技術參數(shù) 根據(jù)市場情況我們根據(jù)日常常用需求情況，特擬定床頭箱的一些相關參數(shù)如下： 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(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 主軸轉速范圍： 正傳（24級）…………………………………………----…………… 10～1400轉/分 反傳（12級）……………………………………---…-……………… 14～1580轉/分 主電機： 功率………………………………………………----………………………… 7.5千瓦 轉速…………………………………………………----…………………… 1450轉/分 2.1 細化技術參數(shù) 2.1.1.確定極限轉速 假設主軸最低轉速nmin為10mm/s,最高轉速nmax為1400mm/s，轉速調整范圍為 Rn=nmax/nmin=14 2.1.2確定公比 選定主軸轉速數(shù)列的公比為φ＝1.12 2.1.3.求出主軸轉速級數(shù)Z Z=lgRn/lgφ+1= lg14/lg1.12+1=24 2.1.4確定結構網(wǎng)或結構式 24=2×3×2×2 2.1.5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(jié)能、起動轉矩大、噪聲低、振動小、運行安全可靠。根據(jù)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=10/1500≈6.67×10－3,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(shù)列符合標準或有利于減少齒輪和及徑向與軸向尺寸，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(lián)的各變速組中的最小傳動比。 （3）確定傳動軸的軸數(shù) 傳動軸數(shù)＝變速組數(shù)+定比傳動副數(shù)+1=6 （4）繪制轉速圖 先按傳動軸數(shù)及主軸轉速級數(shù)格距l(xiāng)gφ畫出網(wǎng)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速比，在串聯(lián)的雙軸傳動間畫上u(k→k+1)min.再按結構式的級比分配規(guī)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。 盤絲車床傳動系統(tǒng)圖 第3章 主要設計零件的計算和驗算 3.1傳動系統(tǒng)的I軸及軸上零件設計 3.1.1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(shù)，查《機床設計指導》（任殿閣，張佩勤 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； 初選中心距＝1000mm, 由機床總體布局確定。過小，增加帶彎曲次數(shù)；過大，易引起振動。 帶基準長度 查《機床設計指導》（任殿閣，張佩勤 主編）表2-7，?。?800mm; 帶撓曲次數(shù)＝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，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——帶每米長質量，查表2-13，取0.10； 故＝58.23N 帶對軸壓力 3.1.2多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(jù)機床結構確定離合器的尺寸，如為軸裝式時，外摩擦片的內(nèi)徑d應比花鍵軸大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)部結構布局，故應合理選擇。 摩擦片對數(shù)可按下式計算 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——電動機的額定功率（kW）； ——安裝離合器的傳動軸的計算轉速（r/min）； η——從電動機到離合器軸的傳動效率； 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《機床設計指導》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（N/）； ＝＝1.1×1.00×1.00×0.76＝0.836 ——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(shù) ＝n/6×=2.5（m/s） 根據(jù)平均圓周速度查《機床設計指導》表2-16，取1.00； ——接合次數(shù)修正系數(shù)，查《機床設計指導》表2-17，取1.00； ——摩擦結合面數(shù)修正系數(shù)，查《機床設計指導》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，可按下式計算： Q=b(N)＝1.1×3.14××23×1.00＝3.57× 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），內(nèi)外層分離時的最大間隙為0.2～0.4（mm）,摩擦片的材料應具有較高的耐磨性、摩擦系數(shù)大、耐高溫、抗膠合性好等特點，常用10或15鋼，表面滲碳0.3～0.5（mm）,淬火硬度達HRC52～62。 3.2.3齒輪的驗算 驗算齒輪強度，應選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)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（）內(nèi)的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內(nèi)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(shù)； -齒輪的最低轉速（r/min）; -基準循環(huán)次數(shù)；查表3-1（以下均參見《機床設計指導》） m—疲勞曲線指數(shù)，查表3-1； —速度轉化系數(shù)，查表3-2； —功率利用系數(shù)，查表3-3； —材料強化系數(shù)，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(shù)，中等沖擊的主運動，取=1.2~1.6； —動載荷系數(shù)，查表3-6； —齒向載荷分布系數(shù)，查表3-9； Y—標準齒輪齒形系數(shù)，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(shù)及模數(shù)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==5.625kw 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 符合強度要求。 驗算56×2.25的齒輪： =≤[]=1250MP 符合強度要求 3.1.4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(shù)； 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(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(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(jù)《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(shù)， 為滾動軸承的計算轉速（r/mm） —壽命系數(shù)， —壽命系數(shù)，對球軸承=3，對滾子軸承=； 工作情況系數(shù)，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機床），； —功率利用系數(shù)，查表3—3； —速度轉化系數(shù)，查表3—2； —齒輪輪換工作系數(shù)，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 3.2 傳動系統(tǒng)的Ⅱ軸及軸上零件設計 3.2.1齒輪的驗算 驗算齒輪強度，應選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)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； -齒輪計算轉速（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，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內(nèi)嚙合； -壽命系數(shù)： -工作期限系數(shù)： T-齒輪在機床工作期限（）內(nèi)的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內(nèi)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(shù)； -齒輪的最低轉速（r/min）; -基準循環(huán)次數(shù)；查表3-1（以下均參見《機床設計指導》） m—疲勞曲線指數(shù)，查表3-1； —速度轉化系數(shù)，查表3-2； —功率利用系數(shù)，查表3-3； —材料強化系數(shù)，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(shù)，中等沖擊的主運動，取=1.2~1.6； —動載荷系數(shù)，查表3-6； —齒向載荷分布系數(shù)，查表3-9； Y—標準齒輪齒形系數(shù)，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(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行熱處理 傳至Ⅱ軸時的最大轉速為： 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 3.2.2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(shù)； 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(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(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?！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(jù)《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(shù)， 為滾動軸承的計算轉速（r/mm） —壽命系數(shù)， —壽命系數(shù)，對球軸承=3，對滾子軸承=； 工作情況系數(shù)，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機床），； —功率利用系數(shù)，查表3—3； —速度轉化系數(shù)，查表3—2； —齒輪輪換工作系數(shù)，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 3.3 傳動系統(tǒng)的Ⅲ軸及軸上零件設計 3.3.1齒輪的驗算 驗算齒輪強度，應選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)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； -齒輪計算轉速（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，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內(nèi)嚙合； -壽命系數(shù)： -工作期限系數(shù)： T-齒輪在機床工作期限（）內(nèi)的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內(nèi)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(shù)； -齒輪的最低轉速（r/min）; -基準循環(huán)次數(shù)；查表3-1（以下均參見《機床設計指導》） m—疲勞曲線指數(shù)，查表3-1； —速度轉化系數(shù)，查表3-2； —功率利用系數(shù)，查表3-3； —材料強化系數(shù)，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(shù)，中等沖擊的主運動，取=1.2~1.6； —動載荷系數(shù)，查表3-6； —齒向載荷分布系數(shù)，查表3-9； Y—標準齒輪齒形系數(shù)，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(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行熱處理 傳至三軸時的最大轉速為： 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)滑移齒輪符合標準 驗算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 3.3.2 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(shù)； 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(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(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(jù)《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(shù)， 為滾動軸承的計算轉速（r/mm） —壽命系數(shù)， —壽命系數(shù)，對球軸承=3，對滾子軸承=； 工作情況系數(shù)，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機床），； —功率利用系數(shù)，查表3—3； —速度轉化系數(shù)，查表3—2； —齒輪輪換工作系數(shù)，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 3.4傳動系統(tǒng)的Ⅳ軸及軸上零件設計 3.4.1齒輪的驗算 驗算齒輪強度，應選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)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； -齒輪計算轉速（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，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內(nèi)嚙合； -壽命系數(shù)： -工作期限系數(shù)： T-齒輪在機床工作期限（）內(nèi)的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內(nèi)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(shù)； -齒輪的最低轉速（r/min）; -基準循環(huán)次數(shù)；查表3-1（以下均參見《機床設計指導》） m—疲勞曲線指數(shù)，查表3-1； —速度轉化系數(shù)，查表3-2； —功率利用系數(shù)，查表3-3； —材料強化系數(shù)，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(shù)，中等沖擊的主運動，取=1.2~1.6； —動載荷系數(shù)，查表3-6； —齒向載荷分布系數(shù)，查表3-9； Y—標準齒輪齒形系數(shù)，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(shù)及模數(shù)等措施。 Ⅸ軸上的直齒齒輪采用整淬的方式進行熱處理 傳至Ⅸ軸時的最大轉速為： 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 故齒輪符合標準 驗算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(shù)； 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(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(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(jù)《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(shù)， 為滾動軸承的計算轉速（r/mm） —壽命系數(shù)， —壽命系數(shù)，對球軸承=3，對滾子軸承=； 工作情況系數(shù)，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機床），； —功率利用系數(shù)，查表3—3； —速度轉化系數(shù)，查表3—2； —齒輪輪換工作系數(shù)，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 3.5. 傳動系統(tǒng)的Ⅴ軸及軸上零件設計 3.5.1齒輪的驗算 驗算齒輪強度，應選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)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； -齒輪計算轉速（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，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內(nèi)嚙合； -壽命系數(shù)： -工作期限系數(shù)： T-齒輪在機床工作期限（）內(nèi)的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內(nèi)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(shù)； -齒輪的最低轉速（r/min）; -基準循環(huán)次數(shù)；查表3-1（以下均參見《機床設計指導》） m—疲勞曲線指數(shù)，查表3-1； —速度轉化系數(shù)，查表3-2； —功率利用系數(shù)，查表3-3； —材料強化系數(shù)，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(shù)，中等沖擊的主運動，取=1.2~1.6； —動載荷系數(shù)，查表3-6； —齒向載荷分布系數(shù)，查表3-9； Y—標準齒輪齒形系數(shù)，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(shù)及模數(shù)等措施。 軸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==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 3.5.2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(shù)； 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(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(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?！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(jù)《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(shù)， 為滾動軸承的計算轉速（r/mm） —壽命系數(shù)， —壽命系數(shù)，對球軸承=3，對滾子軸承=； 工作情況系數(shù)，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機床），； —功率利用系數(shù)，查表3—3； —速度轉化系數(shù)，查表3—2； —齒輪輪換工作系數(shù)，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 第4章 床頭箱的箱體設計 床頭箱中有主軸、變速機構，操縱機構和潤滑系統(tǒng)等。床頭箱除應保證運動參數(shù)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及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(jù)其外形輪廓尺寸(長×寬×高),按下表選取. 長×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(jù)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及相互干涉的問題，根據(jù)各對配合齒輪的中心距及變位系數(shù)，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(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(jù)機床的總體設計確定，并考慮機床實際使用地區(qū)人們心理上對顏色的喜好及風俗。 箱體中預留了潤滑油路的安裝空間和安裝螺紋孔及油溝，具體表達見箱體零件圖。 總 結 盤絲車床的床頭箱是機床的動力源將動力和運動傳遞給機床主軸的基本環(huán)節(jié)，其機構復雜而巧妙，要實現(xiàn)其全部功能在軟件中的模擬仿真工作量非常大。這次設計的效果沒有預計的完美，從這點讓我深深的體會到“科技是第一生產(chǎn)力”這句話的正確與嚴峻性。在設計中我們也遇到了其它許多棘手的問題，例如，每個人采用的度量標準不一致，導致裝配的時候產(chǎn)生了干涉的問題，對于這個問題我們采用互相調節(jié)的方法，需要相互配合的兩個零件的設計者相互協(xié)調，最后實現(xiàn)設計的效果。 對于一次設計來說，總體安排很重要。這次設計由于總體安排剛開始的時候沒有很合理的制定，所以工作量的實際大小與工作的具體性質不是很明確，以致在開始的幾天里沒有什么實質性的進展。在隨后的工作過程中大家都注意了這一點，所以進度勉強趕了上來，不過時間還是緊了點。對但最終大家努力完成了設計任務。 致 謝 本課題在選題及研究過程中得到學校XX老師和的悉心指導。老師多次詢問設計進程，并為我指點迷津，幫助我開拓研究思路，精心點撥、熱忱鼓勵。老師治學嚴謹，學識淵博，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。其嚴以律己，寬以待人的崇高風范，樸實無華、平易近人的人格魅力，令我如沐春風，倍感溫馨。一股暖意細水長流，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，唯有虔誠的祝福導師合家歡樂，一生平安。 最后感謝我的朋友和同學們在我大學生活和學習中對我的幫助，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 [1]工程學院機械制造教研室 主編.金屬切削機床指導書. [2]濮良貴 紀名剛主編.機械設計(第七版).北京:高等教育出版社,2001年6月 [3]毛謙德 李振清主編.《袖珍機械設計師手冊》第二版.機械工業(yè)出版社,2002年5月 [4]《減速器實用技術手冊》編輯委員會編.減速器實用技術手冊.北京:機械工業(yè)出版社,1992年 [5]戴曙 主編.金屬切削機床.北京:機械工業(yè)出版社,2005年1月 [6]《機床設計手冊》編寫組 主編.機床設計手冊.北京:機械工業(yè)出版社,1980年8月 [7]華東紡織工學院 哈爾濱工業(yè)大學 天津大學主編.機床設計圖冊.上海:上?？茖W技術出版社,1979年6月 [8]付鐵主編《計算機輔助機械設計實訓教程》．北京理工大學出版社． [9.]李華，李煥峰副主編 《 機械制造技術 》 機械工業(yè)出版社出版 [10.].葉偉昌 ，林崗副主編 《機械工程及自動化簡明設計手冊》 機械工業(yè)出版社出版