盘丝车床床头箱部件设计

宁波大红鹰学院毕业设计（论文）

3.5. 传动系统的Ⅴ轴及轴上零件设计 3.5.1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

2081?????j?Zm?u?1?K1K2K3KSK?NuBnj（MPa）≤[?j]（3-1）

弯曲应力的验算公式为

2081?105K1K2K3KSN?w?(MPa)???w? （3-2） 2ZmBYnj式中 N-齿轮传递功率（KW），N=Nd??； Nd-电动机额定功率（KW）；

?-从电动机到所计算的齿轮的机械效率； nj-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； KS-寿命系数：

KS?KTKnKNKQ KT-工作期限系数：

KT?m60n1T COT-齿轮在机床工作期限（TS）内的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮取

TS=15000~20000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=TS/P，P为

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变速组的传动副数；

n1-齿轮的最低转速（r/min）;

） CO-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；

Kn—速度转化系数，查表3-2； KN—功率利用系数，查表3-3；

KQ—材料强化系数，查表3-4；

KS—的极限值KSmax，KSmin见表3-5，当KS≥KSmax时，则取KS=KSmax；当KS＜KSmin时，取KS=KSmin；

K1—工作情况系数，中等冲击的主运动，取K1=1.2~1.6； K2—动载荷系数，查表3-6； K3—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； [?j]—许用接触应力（MPa）,查表3-9； [?w]—许用弯曲应力（MPa），查表3-9。

如果验算结果?j或?w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。

轴上的斜齿轮采用调质处理的方式进行热处理 传至五轴时的最大转速为：

13056395051n3?1450??????1148.86r/min

23038415050??13056395051?????0.98?0.999?0.723 23038415050N=Nd??=3.42kw

nj?n3?1148.86r/min

斜齿轮为26×4，且齿宽为B=35mm u=1.05

2081?103?j=26?4(1.05?1)?1.2?1.3?1.04?3.72?1.53?5.42?1304MP≤[?j]=1560MP

1.05?20?1148.8638

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故斜齿轮符合标准 验算80×2.5的齿轮： 80×2.5齿轮采用调质热处理

nj?n3?1148.86r/min

??13056395020?????0.98?0.999?0.972?0.184 23038415080N=Nd??=211.39kw B=26mm u=1

2081?103?j=50?2.5故此齿轮合格

(1?1)?1.2??11.04?3.72?211.39?560MP≤[?j]=1250MP

115??1148.86验算50×2.5的齿轮： 50×2.5齿轮采用调质热处理

nj?n3?1148.86r/min

??13056395020????0.98?0.999?0.972?0.680 23038415080N=Nd??=5.1kw B=10mm u=4

2081?103?j=80?2.5故此齿轮合格

(4?1)?1.2??11.04?3.72?5.1?558MP≤[?j]=1250MP

4?10?1148.863.5.2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（mm4）

花键轴

I??d4?b?N(D?d)(D?d)264(mm)=

4??354?152?6?(45?35)?(45?35)264?1.65?106mm4

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：

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M扭?955?104152N?1.26?106N?mm (N?mm)=955?104?1148.86nj式中 N—该轴传递的最大功率（kw）;

nj—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

2M扭2?1.26?106（N）??5.04?104N 周力Pt：Pt?D50式中 D—齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。

齿轮的径向力Pr：

Ptg(???)/cos?(N)?1450N r?Pt?式中 α—为齿轮的啮合角；

ρ—齿面摩擦角； β—齿轮的螺旋角；

d?M2?(?T)2mm=31.43mm

0.1[??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：

8Mmax?jy?2n2???jy???,(MPa) (D?d)lNK式中 Mnmax—花键传递的最大转矩（N?mm）；

D、d—花键轴的大径和小径（mm）； N—花键键数；

K—载荷分布不均匀系数，K=0.7～0.8；

8?4.51?104 ?jy??7.06MPa???jy??20(MPa) 22??(45?35)?152?6?0.7 L—花键工作长度；

故此五轴花键轴校核合格

3.5.3轴组件的刚度验算

两支撑主轴组件的合理跨距

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