CA6140车床主轴箱的传动系统设计另外有完整编辑图纸.doc

/A6140车床主轴箱传动系统设计及仿真摘 要:CA6140卧室车床属于通用的中型机床，其主要组成部分可概括为“三箱刀架尾座床身”。此毕业设计是对CA6140车床主轴箱的传动系统及仿真进行设计，设计的内容包括：主传动系统总体设计、机床主轴箱设计传动设计、动力计算。主传动系统总体设计包括主传动形式选择、主轴电机选择及功率计算；机床主轴箱设计传动设计:拟定主传动参数、结构网、转速图、确定齿轮齿数和带轮直径，主传动的转向与制动方式，画出主运动的传动系统图；动力计算，其中包括确定齿轮模数，轴的尺、轴承的形式和型号，以及其他有关的计算。我运用CAD完成了主轴箱的二维总装配图和几个轴上零件的装配图，运用Pro-E软件完成零件设计(轴、齿轮、箱体、轴承等并进行了虚拟装配和仿真，保存了仿真的视频格式并且在Pro-E5.0界面中让它运行起来。关键词：CA6140机床;主轴箱;零件传动Design and Simulation of CA6140 lathe main spindle box drive systemAbstract：CA6140 lathe is a versatile medium-sized bedrooms machine, the main components can be summarized as "three-box turret tailstock bed." This graduation project is a drive system and simulation CA6140 lathe headstock design, the design includes: overall design of the main drive system, the spindle box design transmission design, dynamic calculation. The overall design of main drive system includes a main form of transmission choice, selection and spindle motor power calculation; spindle box design transmission design: Preparation of the main transmission parameters, network structure, speed diagram, determine the diameter of the pulley and gear, main drive and steering system dynamic way, to draw the main motion drive system diagram; dynamic calculation, including the identification of the gear module, feet, bearing forms and models, as well as other relevant calculation axis. I use CAD finished headstock assembly drawing two-dimensional assembly drawing and parts of several axes, the use of Pro-E design software to complete parts (shafts, gears, box, bearings and virtual assembly simulation and save simulation video formats and let the Pro-E5.0 interface up and running. Keywords: CA6140 machine; headstock; transmission parts1、 绪论1简介主题1.1金属切削机床国内外研究现状金属切削机床是采用切削工具，去除工件上多余的金属它是制造机器的机器，通常称之为“机床”。金属切削机床是人类在长期的生产实践中，生产的不断改进的基础上进行改造而发展起来的。最早的机床它是依靠双手工作。最早的加工对象是木料。后来慢慢地加工别的种类的东西，出现了依赖人的体力劳动，使工件往复转动的原始机床。当金属成为新的加工对象时，钻孔和车床得都需要增加动力，水力，风力和畜力的驱动机成为当时的主流。 18世纪，出现了蒸汽机，它可以为提供能量，从而使生产技术已经发生了革命性的变化。近年来，随着一些先进技术的开发并应用于机床，机床发展进入了一个新的时代。高效率高速高精度，柔性自动化智能化已经成为当代机床的发展趋势，更好的造福于人类和社会发展。近年来，机器的发展的主流是数控机床。数控机床，需要很少的人工操作，主要是靠编辑好的数控程序，来完成机械零件的加工。因此，机床的柔性自动化系统大大增加了。数控机床的柔性化，使得机床的生产效率提高，生产的废品量下降，已经从小批量生产进入大批量的生产的量。当然，修改方便，轻松实现产品的升级换代，也是数控机床成为大批量机械加工的一个重要原因4。1.1.2国内机床行业与国外差距中国机床当前已经取得了很大成绩，但与世界先进水平相比，还有较大的差异。主要差别在：精确度、稳定性、可靠性等；机床的复合性能差距较大，目前市场上的五轴联动加工中心多用于航天航空核电等，数控系统的差距，数控系统是数控机床的核心；其他关键配套件差距。在技术水平方面有很明显的性能差距，在高端数控机床的落后最主要还是在主要功能零部件上的技术落后，一台机床上最主要的组成部分是什么丝杠、导轨、伺服电机、力矩电机、电主轴、编码器，这些主要功能部件大部分我们还不能支持使用国产的。机械零部件是一方面，但是要完全靠机械部分来提高整体精度和可要性，那么要求越高成本可能要成倍增加，所以要靠控制部分数控系统、伺服驱动来实现精确控制，我们在高档数控系统及伺服驱动控制方面的落后也会直接制约高端机床的发展【7,8】。1.2 CA6140机器的说明CA614车床可进行各种工作，加工公制，英制，模数和径节螺纹。三个主轴支撑的滚动轴承;进料系统常见的是双轴滑移齿轮机构，用十字手柄操作纵向和横向的进给，具有快速电机。机器刚性强，功率大，操作方便。主要技术参数如下：工件最大回转直径 Dmax(mm)最高转速 nmax()最低转速()电机功率P（kW）公比转速级数Z400140010111.12241.3 CA6140主轴箱1.3.1 主轴箱的功用主轴箱功能是支撑主轴和推动其旋转，并使其启动，停止和转动方向的其他功能【7,8】。1.3.2 主轴箱组成及特点（1）制动器及操纵机构 制动装置的功用是在车床停机过程中，克服主轴箱内各运动件的旋转惯性，使主轴迅速停止转动，以缩短辅助时间。（2）主轴部件 主轴是车床的关键部分，在工作时承受很大的切削抗力。工件的精度和表面粗糙度，在很大程度上决定于主轴部件的刚度和回转精度。（3）卸荷带轮装置 卸荷带轮装置是带轮传动中产生的拉力，通过轴承、法兰盘传给主轴箱的结构。（4）摩擦离合器 主轴箱内的双向机械多片式摩擦离合器，它具有左、右两组由若干内、外摩擦片交叠组成的摩擦片组。（5）主轴变速操纵机构 该机构主要用来控制箱内一根轴上的双联滑移齿轮和另一根轴上的三联滑移齿轮。（6）主轴箱中各传动件的润滑 主轴箱的润滑是由专门的润滑系统提供的。CA6140型车床主轴箱润滑的特点是箱体外循环。油液将主轴箱中摩擦所产生的热量带至箱体外的油箱中，冷却后再流入箱体，因此就可以减少主轴箱的热变形，以提高机床的加工精度11-15。1.4 选题依据通过四年的大学学习，我对机械专业的知识有了不少的了解。故此在毕业设计选题时选择了CA6140车床主轴箱的传动系统设计及仿真这个题目，该设计包括机床结构和机床设计方面内容，让我能够把大学所学的知识系统地运用起来。虽然自己没有系统的学习过机床设计方面的课程，但我对该设计的仿真那一方面很感兴趣，我相信通过自己查找文献资料和动手操作，一定能够做好该毕业设计，并且扩大我的知识面。 1.5 本设计的意义和应用价值CA6140型普通车床目前在实际加工中有着广泛的应用，其有较好的生产率和一定的使用性能，通过对机床主轴箱传动系统的了解，有利于我们正确的认识和操作机床，正确的使用机床参数，以及举一反三，通过对c6140机床的了解，有利于我们刚好的了解同一类车床的组成及操作,我认为选择该课题意义匪浅。1.6 研究内容及方法1.6.1 研究内容根据任务书给定的设计参数确定传动方案、传动系统图，确定各传动齿轮的参数，传动比等，同时要考虑到传动效率等问题。另还要对主要零件进行计算、研究，对主轴刚度、强度等进行计算和验算。1.6.2 研究方法（1）确定传动方案和传动系统图根据CA6140车床主轴箱结构及给定的设计参数，确定主轴箱的结构、转速图，最终确定系统的传动结构、传动系统图。（2）进行主轴箱内各结构计算及校核,完成主轴箱箱体和各传动轴轴上的零件计算及校核。2 传动方案及传动系统图的拟定（1）确定极限转速 已知主轴的最低转速mm/s，最高转速mm/s，转速调整范围为 2-1 （2）确定公比 选定主轴转速数列的公比为1.12（3）求出主轴转速级数Z 2-2（4）确定结构式（5）绘制转速图2.1 电动机的选择一般车床若无特殊要求，多采用Y系列封闭式三相异步电动机，根据原则条件选择Y-132M-4型Y系列笼式三相异步电动机。再结合讲师所给CA6140车床主轴箱的设计任务书可选择电动机参数如下：功率： 7.5 Kw 满载转速： 1450 r/min2.2 传动路线及转速图的拟定（1）分配总降速传动比总降速传动比为,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。（2）确定传动轴的轴数 传动轴数变速组数+定比传动副数+1=6 2-3 （3）绘制转速图先按传动轴数及主轴转速级数格距lg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。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。本设计转速的公比近为=1.25，查机械设计手册的公比推荐值，最后取=1.26，于是拟订出转速图如图2.1所示。（4）确定系统传动方案图 主轴箱系统传动方案图如图2.2所示。（5）传动路线的拟定（a） 主传动系统传动路线运动由电动机经V带传至主轴箱中的轴I，轴I上装有双向多片式摩擦离合器，它的作用是使主轴正传、反转或停止。当压紧左部摩擦片时，轴的运动经及相应的齿轮副传给轴II，这时主轴正转。当压紧右部摩擦片时，轴I的运动经及相应的齿轮副传给轴VII，再传到轴II，这时由于增加了一次外啮合，而使主轴反转。当处于中间位置时，主轴停止。轴II运动通过齿轮传至轴III。再由轴III不同的齿轮副传至主轴VI。主轴传动系统结构表达式如下：根据以上的确定，可以初步定出的传动系统图，如图2.3所示。（b) 车削米制螺纹时传动链的传动路线图2.1 CA6140转速图图2.2 主轴箱传动系统图增加了一次外啮合，而使主轴反转。当处于中间位置时，主轴停止。轴II运动通过齿轮传至轴III。再由轴III不同的齿轮副传至主轴VI。主轴传动系统结构表达式如下：根据以上的确定，可以初步定出的传动系统图，如图2.3所示。图2.3 CA6140车床主传动系统图（b) 车削米制螺纹时传动链的传动路线（c) 加工螺纹时的传动路线表达式可归纳如下：3 主轴箱主要零件的设计及校核3.1 主轴箱箱体尺寸的确定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),按表3.1选取。表3.1 轮廓尺寸长宽高()壁厚(mm)< 500 500 3008-12> 500 500 300-800 500 50010-15> 800 800 50012-20 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 （其中y是中心距变动系数） （3.1）中心距-= (mm) （3.2）中心距-= (mm) （3.3）中心距-=(mm) （3.4）中心距-=(mm) （3.5）中心距-=（mm） （3.6）中心距-=（mm） （3.7）中心距-=（mm） （3.8）中心距-=（mm） （3.9）中心距-=（mm） （3.10）中心距-=（mm） （3.11）中心距-=（mm） （3.12）综合考虑其它因素后，将箱体上各轴安装空的位置确定如图3.1所示图3.1 主轴箱箱体各轴安装位置示意图3.2 传动轴各主要零件的设计3.2.1 轴径的估算参考实用机床设计手册表3.102得： （3.13），查实用机床设计手册表1.110得：=0.96 ， 取 由转速图可得： 转速：(r/min) 效率： 功率：(kw)(mm) 取mm3.2.2 V带轮的设计（1）计算V带功率 = （3.14）查机械设计表87 得 =1.1 =7.5 kw所以 =7.5 1.1 = 8.25 (kw)（2）选择V带的类型根据计算功率及小带轮转速r/miin，由机械设计图811，选取普通V带带型：A型 （112140mm）（3）确定带轮的基准直径并验算带速（a）初选小带轮的基准直径根据V带的带型，参考机械设计表86、88定小带轮的的基准直径，应使，取=132mm， 适当整圆成=130(mm)（b）验算带速 （3.15） 取=10m/s（c)计算大带轮的基准直径由转速图中，带轮传动比得= ,再根据表88适当整圆 得 进行适当整圆得=230(mm) （4）确定中心距，并选择V带的基准长度（a）根据带传动的总体尺寸的限制条件或中心距的要求，结合机械设计中式（820）初定中心距 +即 取=450(mm)（b)计算相应的带长+ （3.16）=(mm)带的基准长度根据由机械设计表82选取 =1600 (mm)（c)计算中心距及其变动范围传动的实际中心距近似为 （3.17） =(mm)考虑到带轮的制造误差，带长误差，带的弹性，以及因带的松弛而产生的补充张紧的需要，给出中心距的变化范围：=(mm)(mm)（5）验算小带轮包角由于小带轮的包角要小于大带轮上的包角，且小带轮上的摩擦力相应的小于大带轮上的总摩擦力，因此打滑只可能发生在小带轮上，为提高带传动的工作能力，应使： （3.18） (6）确定带的根数 （3.19）查机械设计表87得=1.1，查表84a 得=1.94，查表84b得=0.15，查表85得=0.98，查表82得=0.99 取=5（根）(7）确定初拉力由机械设计式86得单根V带所需最小初拉力为： （3.20）=137.595（N）(8)计算带传动的压轴力由机械设计得：（N） （3.21）图3.2 V带轮的结构示意图3.2.3 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26，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： （3.22）式中 T摩擦离合器所传递的扭矩（）电动机的额定功率（kw）(Nmm) （3.23） 安装离合器的传动轴的计算转速（r/min）从电动机到离合器轴的传动效率K安全系数，一般取1.31.5f摩擦片间的摩擦系数，由摩擦片为淬火钢，查机床设计指导表2-15，取f=0.08摩擦片的平均直径（mm）mm （3.24）b内外摩擦片的接触宽度（mm）mm （3.25）摩擦片的许用压强（）基本许用压强，查机床设计指导表2-15，取1.1速度修正系数 （3.26）(m/s) （3.27） 根据平均圆周速度取=1.00P1004表3.14-23取1.00P1004表3.14-22取0.76所以 （3.28）取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，最后确定摩擦离合器的轴向压紧力Q，可按下式计算： （3.29）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0.20.4（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0.30.5（mm），淬火硬度达HRC5262。图3.3 多片式摩擦离合器的示意图3.2.4 轴I上的一对齿轮的计算（1）由于CA6140金属切削机床主轴箱里的轴I转速不是很高，运作时比较平稳，所以初选轴I与轴II相啮合的一对齿轮中，小齿轮的齿数为24，齿轮精度为7级，则与其相啮合的大齿轮齿数为 取（a）试选载荷系数（b）计算所传递的扭矩 由机械设计得（3.30），且由以上计算可知： r/min，kw (Nmm)（c）查机械设计表10-7，取得齿宽系数（d）查机械设计表10-6，得材料的弹性影响系数（e）查机械设计图10-21d，得 , （f）计算应力循环次数，参考机械设计式10-13得： （3.31） （3.32）（g）查机械设计图10-19，取，（h）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，由机械设计式10-12得： MPa （3.33） MPa （3.34）(2)计算小齿轮分度圆直径，由机械设计得， （3.35）代入中较小的值 (mm) （3.36）(a)计算圆周速度V：由机械设计得： （3.37）代入已计算的数据得 (m/s)(b）计算齿宽b ：由机械设计得：(mm) （3.38）(c)计算齿宽与齿高之比： 由机械设计得：模数 （3.39） 齿高(mm) (d）计算载荷系数：根据，齿轮精度为7级，由机械设计图10-8得 动载系数，又直齿轮 ，由机械设计表10-2 得 使用系数，由机械设计表10-4，用插值法得7级精度的小齿轮相对支承非对称布置时，由，及查机械设计图10-13得故载荷系数(e）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径：由机械设计式10-10a得：（3.40），代入已有数据得： (mm)(f）计算模数m ： （3.41）(3）按齿根弯曲强度设计：由机械设计式10-5得，弯曲强度设计公式为 （3.42）（a) 由机械设计图10-20c查得弯曲强度极限，（b)由机械设计图10-18,取弯曲疲劳寿命系数，（c)计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数 ，由机械设计式10-12得： (MPa) （3.43） (MPa) （3.44）（d） 计算载荷系数： （3.45）（e） 查取齿形系数： 由机械设计表10-5 得齿形系数 ，（f） 查应力校正系数： 由机械设计表10-5 得应力校正系数 ， （g） 计算大、小齿轮的 ，并加以比较： 比较得大齿轮的数据大（h) 设计计算:由弯曲强度设计公式为 （3.46），代入数据得： ，整圆成 ，查实用机床设计手册可知，m得取值从0.75开始，每隔0.25都有值可选，本人选择为轴I与轴II相啮合的那对齿轮的模数。则此时按,大、小齿轮的齿数分别为： ，整圆成 (4）几何尺寸的计算：(a）分度圆直径 (mm) （3.47） (mm)(b）中心距 (mm) （3.48）(c）齿轮宽度 (mm) （3.49） (mm)3.2.5 齿轮的校核由机械设计得校核齿轮即满足： ， （3.50）(1）对轴I上齿数为51的齿轮进行校核 又由计算齿轮时的数据得： 比较得： 故该齿轮符合要求。同理校核轴I上齿数为56，模数为2的齿轮经行校核，该齿轮符合要求。综上该齿轮副符合要求。图3.4 齿轮副示意图3.2.6 轴的校核对于传动轴，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 （3.51）=式中d花键轴的小径（mm）；D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：=（Nmm） （3.52）式中该轴传递的最大功率（kw）; 该轴的计算最小转速（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 （3.53）式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。 齿轮的径向力： （3.52）式中 为齿轮的啮合角，20；齿面摩擦角，；齿轮的螺旋角；0 (N) （3.53）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：(MPa) （3.54）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=0.70.8；(MPa)故此花键轴校核合格图3.5 花键轴示意图3.2.7 轴承的选择根据轴承中摩擦性质的不同，可把轴承分为滑动摩擦轴承（简称滑动轴承）和滚动摩擦轴承（简称滚动轴承）两大类。滚动轴承由于摩擦系数小，起动阻力小，而且它已标准化，选用、润滑、维护都很方便，因此在一般机器中应用较广。滚动轴承是现代机器中广泛应用的部件之一，它是依靠主要元件间的滚动接触来支承转动零件的。滚动轴承绝大多数已经标准化，并由专业工厂大量生产制造及供应各种常用规格的轴承。滚动轴承具有摩擦阻力小，功率消耗少，起动容易等优点。滚动轴承由：内圈、外圈、滚动体、保持架等四部分组成，内圈用来和轴颈装配，外圈用来和轴承座孔装配。通常是内圈随轴颈回转，外圈固定，但也可用于外圈回转而内圈不动，或是内、外圈同时回转的场合。当内、外圈相对转动时，滚动体即在内、外圈的滚道间滚动。轴承内、外圈上的滚道有限制滚动体沿轴向位移的作用。选择轴承类型时应考虑以下的因素：(1）轴承所受的载荷轴承所受载荷的大小、方向和性质，是选择轴承类型的主要依据。对于纯轴向载荷，一般用推力轴承。较小的纯轴向载荷可选用推力球轴承；较大的纯轴向载荷可选用推力球轴承。对于纯径向载荷，一般选用深沟球轴承、圆柱滚子轴承或滚针轴承。当轴承在承受径向载荷的同时，还有不打的轴向载荷时，可选用深沟球轴承或接触角不大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承；当轴向载荷较大的时，可选用接触角较大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承，或选用向心轴承和推力轴承组合在一起的结构，分别承担径向和轴向载荷。(2）轴承的转速工作转速对轴承也有一定的要求，球轴承与滚子轴承相比较，有较高的极限转速，故在高速时应优先选用球轴承。高速时宜选用相同内径而外径较小的轴承。外径较大的轴承，宜用于低速重载的场合。(3）轴承的调心性能轴的中心线与轴承座的中心线不重合时，或因轴受力而弯曲或倾斜时，会造成轴承的内、外圈轴线发生偏斜。滚子轴承对轴承的倾斜最为敏感，这类轴承在偏斜状态下的承载能力可能低于球轴承。(4）轴承的安装和拆卸轴承在长轴上安装时，为便于装拆，可用内圈孔为112的圆锥孔的轴承，用以安装在紧定衬套上。总上所述，本人选择的轴承型号如下：轴I 从左至右分别为深沟球轴承 61808(2对) 61807（6对）3.2.8 轴承的校核查机械设计手册得滚动轴承的校核，即要满足条件：滚动轴承的额定寿命 为工作期限（h）,对于一般机床取值为1500020000小时。式中额定寿命，额定负载，当量动载荷，对于球轴承，对于滚子轴承。由机械设计手册得 （3.55）式中速度因数， 温度因数， 寿命因数， 力矩载荷因数，力矩载荷较小时，力矩载荷较大时，冲击载荷因数将代入中得：轴I上的深沟球轴承的校核：(h) 故该轴承符合要求。图3.6 轴I装配示意图3.3 传动轴II各主要零件的设计3.3.1 轴径的估算参考实用机床设计手册表3.102得： ，查实用机床设计手册表1.110得：=0.96 ， 取 由转速图可得： 转速：(r/min) (r/min) 效率： 查实用机床设计手册表1.110得：角接触球轴承效率=0.96 ，直齿圆柱齿轮效率=0.98 功率：（kw）由轴径确定的公式可知：转速越小轴径越大，所以只要满足转速小的地方的轴径要求，整个轴都可以满足要求。(mm) 取（mm）3.3.2 齿轮的校核由机械设计得校核齿轮即满足： ，对轴II上齿数为43的齿轮进行校核 又由计算齿轮时的数据得： 比较得： 故该齿轮符合要求。同理对轴II上齿数为38模数为2，齿数为39、22、30模数为2.5的齿轮经行校核，齿轮都符合要求。综上轴II上的三联滑移齿轮38、43、39，符合要求，其余两齿轮也符合要求。3.3.3 传动轴的校核对于传动轴，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 =式中 d花键轴的小径（mm）；D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：=(Nmm)式中 N该轴传递的最大功率（kw）; 该轴的最小转速（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：式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力：(N)式中 为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；=20mm，故校核符合要求。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：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=0.70.8； (MPa)故此花键轴校核合格 图3.7 轴II装配示意图3.3.4 轴承的校核根据轴径等要求，轴II所选的轴承 从左至右分别为圆锥滚子轴承 30305 (1对) 30304（1对）查机械设计手册得滚动轴承的校核，即要满足条件：滚动轴承的额定寿命 为工作期限（h）,对于一般机床取值为1500020000小时。式中额定寿命，额定负载，当量动载荷，对于球轴承，对于滚子轴承。由机械设计手册得式中速度因数， 温度因数， 寿命因数， 力矩载荷因数，力矩载荷较小时，力矩载荷较大时，冲击载荷因数将代入中得：轴II上的圆锥滚子轴承的校核：(h) 所选轴承符合要求。3.4 传动轴III各主要零件的设计3.4.1 轴径的估算参考实用机床设计手册表3.102得： ，查实用机床设计手册表1.110得：=0.96 ， 取 由转速图可得： 转速：（r/min）效率： 查实用机床设计手册表1.110得：圆锥滚子轴承效率=0.98功率：（kw） （mm） 取（mm）3.4.2 齿轮的校核由机械设计得校核齿轮即满足： ，对轴III上齿数为63的齿轮进行校核 又由计算齿轮时的数据得： 比较得： 故该齿轮符合要求。同理对轴III上齿数为41、58、50模数为2.5，齿数为20、50模数为2的齿轮经行校核，齿轮都符合要求。综上轴III上的三联滑移齿轮41、58、50，符合要求，其余三个齿轮也符合要求。图3.8 三联滑移齿轮图3.4.3 传动轴的校核对于传动轴，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 =式中 d花键轴的小径（mm）；D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：=(Nmm)式中 N该轴传递的最大功率（kw）; 该轴的最小转速（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：式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力：(N)式中 为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；=20mm，故校核符合要求。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：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=0.70.8； (MPa)故此花键轴校核