CA6140車床主軸箱的設(shè)計(jì)-說明書

1、 本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書（論文） 第 XXXVIII 頁 共XXXVIII 頁2.3 主軸箱的主要參數(shù)工件最大回轉(zhuǎn)直徑：400mm工件最大長度（四種規(guī)格）：1000mm主軸孔徑：48mm主軸前端孔錐度：400mm主軸轉(zhuǎn)速范圍：正轉(zhuǎn)：101400r/min;反轉(zhuǎn)：141580r/min加工螺紋范圍：1192mm/ 224牙/英寸 模數(shù)：0.2548mm 縱向進(jìn)給量范圍：0.1mm，橫向進(jìn)給量：0.05mm刀架快速移動(dòng)速度：4m/min主電機(jī)：功率：7.5千瓦；轉(zhuǎn)速：1450r/min快速電機(jī)：功率：370瓦；轉(zhuǎn)速：2600r/min冷卻泵：功率：90瓦；流量：25L/min3主軸箱的設(shè)計(jì)3.1傳動(dòng)系

2、統(tǒng)及傳動(dòng)方案的確定(1)確定極限轉(zhuǎn)速已知主軸最低轉(zhuǎn)速nmin為10mm/s,最高轉(zhuǎn)速nmax為1400mm/s，轉(zhuǎn)速調(diào)整范圍為Rn=nmax/nmin=140(2)確定公比選定主軸轉(zhuǎn)速數(shù)列的公比為1.26(3)求出主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)ZZ=lgRn/lg+1= lg140/lg1.26+1=24(4)確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)或結(jié)構(gòu)式24=2×3×2×2(5)繪制轉(zhuǎn)速圖(a)分配總降速傳動(dòng)比總降速傳動(dòng)比為UII=Nmin/Nd=10/15006.67×103,nmin為主軸最低轉(zhuǎn)速，考慮是否需要增加定比傳動(dòng)副，以使轉(zhuǎn)速數(shù)列符合標(biāo)準(zhǔn)或有利于減少齒輪和及徑向與軸向尺寸，并分擔(dān)總降速

3、傳動(dòng)比。然后，將總降速傳動(dòng)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(dòng)比8-9。(b)確定傳動(dòng)軸的軸數(shù)傳動(dòng)軸數(shù)變速組數(shù)+定比傳動(dòng)副數(shù)+1=6(c)繪制轉(zhuǎn)速圖先按傳動(dòng)軸數(shù)及主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)格距l(xiāng)g畫出網(wǎng)格，用以繪制轉(zhuǎn)速圖。在轉(zhuǎn)速圖上，先分配從電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速到主軸最低轉(zhuǎn)速的總降速比，在串聯(lián)的雙軸傳動(dòng)間畫上u(kk+1)min.再按結(jié)構(gòu)式的級(jí)比分配規(guī)律畫上各變速組的傳動(dòng)比射線，從而確定了各傳動(dòng)副的傳動(dòng)比10。 圖3.1 主軸運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)速圖主軸運(yùn)動(dòng)的傳動(dòng)路線為：圖3.2 傳動(dòng)路線表達(dá)式3.2 主要零件的設(shè)計(jì)及校核3.2.1 主軸箱的箱體 箱體材料以中等強(qiáng)度的灰鑄鐵HT150及HT200為最廣泛,本設(shè)

4、計(jì)選用材料為HT20-40.箱體鑄造時(shí)的最小壁厚根據(jù)其外形輪廓尺寸(長×寬×高),按下表選取.表3-1 最小壁厚與輪廓尺寸長×寬×高()壁厚(mm)小于 500 × 500 × 3008-12500 × 500 × 300至800 × 500 × 50010-15大于800 × 800 × 50012-20 由于箱體軸承孔的影響將使扭轉(zhuǎn)剛度下降10%-20%，彎曲剛度下降更多，為彌補(bǔ)開口削弱的剛度，常用凸臺(tái)和加強(qiáng)筋；并根據(jù)結(jié)構(gòu)需要適當(dāng)增加壁厚。如中型車床的前支承壁一般取25m

5、m左右，后支承壁取22mm左右，軸承孔處的凸臺(tái)應(yīng)滿足安裝調(diào)整軸承的需求11。 箱體在主軸箱中起支承和定位的作用。CA6140主軸箱中共有6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(shè)計(jì)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(duì)配合齒輪的中心距及變位系數(shù)，并參考有關(guān)資料，箱體上軸安裝空的位置確定如下：中心距中心距-=（56+38）/2×2.25=105.75mm中心距-=（39+41）/2×2.25=90mm中心距-=（50+50）/2×2.5=125mm中心距-=（20+80）/2×

6、;2.5=125mm中心距-=（26+58）/2×4=168mm 綜合考慮其它因素后，將箱體上各軸安裝的位置確定如下圖：圖3.3 各軸安裝位置圖 箱體在床身上的安裝方式，機(jī)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(dòng)式兩種。車床主軸箱為固定式變速箱，用箱體底部平面與底部突起的兩個(gè)小垂直面定位，用螺釘和壓板固定。本主軸箱箱體為一體式鑄造成型，留有安裝結(jié)構(gòu)，并對(duì)箱體的底部為安裝進(jìn)行了相應(yīng)的調(diào)整12。3.2.2 傳動(dòng)系統(tǒng)的I軸及軸上零件設(shè)計(jì)(1)普通V帶傳動(dòng)的計(jì)算普通V帶的選擇應(yīng)保證帶傳動(dòng)不打滑的前提下能傳遞最大功率，同時(shí)要有足夠的疲勞強(qiáng)度，以滿足一定的使用壽命。設(shè)計(jì)功率

7、（kW）工況系數(shù)，查機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)13（任殿閣，張佩勤 主編）表2-5，取1.1；故小帶輪基準(zhǔn)直徑為130mm；帶速 ；大帶輪基準(zhǔn)直徑為230 mm；初選中心距1000mm, 由機(jī)床總體布局確定。過小，增加帶彎曲次數(shù)；過大，易引起振動(dòng)。帶基準(zhǔn)長度查機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)（任殿閣，張佩勤 主編）表2-7，取2800mm;帶撓曲次數(shù)1000mv/=7.0440；實(shí)際中心距 故小帶輪包角單根V帶的基本額定功率,查機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)（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(dòng)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

8、；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(zhì)量，查表2-13，取0.17；故帶對(duì)軸壓力圖3.4 V帶輪(2)多片式摩擦離合器的計(jì)算設(shè)計(jì)多片式摩擦離合器時(shí)，首先根據(jù)機(jī)床結(jié)構(gòu)確定離合器的尺寸，如為軸裝式時(shí)，外摩擦片的內(nèi)徑d應(yīng)比花鍵軸大26mm，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，甚至影響主軸箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)布局，故應(yīng)合理選擇。摩擦片對(duì)數(shù)可按下式計(jì)算Z2MnK/fbp式中Mn摩擦離合器所傳遞的扭矩（N·mm）；Mn955×/955××11×0.98/8001.28×（N·mm）;N

9、d電動(dòng)機(jī)的額定功率（kW）；安裝離合器的傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）；從電動(dòng)機(jī)到離合器軸的傳動(dòng)效率；K安全系數(shù)，一般取1.31.5；f摩擦片間的摩擦系數(shù)，由于磨擦片為淬火鋼，查機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)表2-15，取f=0.08；摩擦片的平均直徑（mm）;=（D+d）/267mm;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(qiáng)（N/）；=1.1×1.00×1.00×0.760.836基本許用壓強(qiáng)（MPa），查機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)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(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)表2-16，取1.00；接

10、合次數(shù)修正系數(shù)，查機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)表2-17，取1.00；摩擦結(jié)合面數(shù)修正系數(shù)，查機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)表2-18，取0.76。所以Z2MnK/fbp2×1.28××1.4/（3.14×0.08××23×0.83611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0.40.4×114.4 最后確定摩擦離合器的軸向壓緊力Q，可按下式計(jì)算：Q=b(N)1.1×3.14××23×1.003.57×式中各符號(hào)意義同前述。摩擦片的厚度一般取1、1.5、1.75、2（mm），內(nèi)外

11、層分離時(shí)的最大間隙為0.20.4（mm）,摩擦片的材料應(yīng)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(diǎn)，常用10或15鋼，表面滲碳0.30.5（mm）,淬火硬度達(dá)HRC5262。9圖3.5 多片式磨成離合器(3)齒輪的計(jì)算(a)傳動(dòng)比為的齒輪m=2.25 小齒輪：分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 大齒輪：分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 （b）傳動(dòng)比為的齒輪m=2.25 小齒輪：分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 大齒輪：分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 (a)傳動(dòng)比為的齒輪m=2.2

12、5 小齒輪：分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 大齒輪：分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒寬：取 (4)傳動(dòng)軸的計(jì)算式中：P軸所傳遞的功率，kwn軸的轉(zhuǎn)速，r/minA軸的材料及承載情況確定的系數(shù)，取112所以 (3-1)取最小段為30mm(5)主要零件的驗(yàn)算(a)齒輪的校核對(duì)50×2.25的齒輪，且其齒寬為17mm，u=1.05齒面接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 (3-2)其中重合度系數(shù)式中：重疊系數(shù)；彈性影響系數(shù)；K載荷系數(shù)，；T1齒輪傳遞的扭矩，N·mm；d齒寬系數(shù)；d1小齒輪分度圓直徑；u齒數(shù)比； 許用接觸應(yīng)力。 符合強(qiáng)度要

13、求。(b)軸的強(qiáng)度校核軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件為 (3-3)式中扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，Mpa；T軸所受的扭矩，N·mm；軸的抗扭矩截面系數(shù)，;n軸的轉(zhuǎn)速，r/min；P軸傳遞的功率，kw；d計(jì)算截面處軸的直徑，mm；許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa。代入公式得故此傳動(dòng)軸校驗(yàn)合格。(c)軸承的校核機(jī)床傳動(dòng)軸用滾動(dòng)軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應(yīng)進(jìn)行疲勞驗(yàn)算。其額定壽命的計(jì)算公式為： h （3-4）式中：P當(dāng)量動(dòng)載荷，N；n軸承轉(zhuǎn)速，r/min；溫度系數(shù)，取1.0；C軸承所能承受的基本額定載荷，N。帶入驗(yàn)算公式得，故軸承校核合格14-15。3.2.3 傳動(dòng)系統(tǒng)的軸及軸上零件設(shè)計(jì)(1)齒輪的計(jì)算(a)傳動(dòng)比為的齒輪

14、m=2.25 小齒輪：分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 大齒輪：分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 (b)傳動(dòng)比為的齒輪m=2.25 小齒輪：分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 大齒輪：分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 (c)傳動(dòng)比為的齒輪m=2.25 小齒輪：分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 大齒輪：分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 (2)傳動(dòng)軸的計(jì)算式中：P軸所傳遞的功率，kwn軸的轉(zhuǎn)速，r/minA軸的材料及承載情況確定的系數(shù)，取112所

15、以取最小段為25mm(3)主要零件的驗(yàn)算(a)齒輪的驗(yàn)算對(duì)30×2.25的齒輪，且其齒寬為21mm，齒面接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 (3-5)其中重合度系數(shù)式中：重疊系數(shù)；彈性影響系數(shù)；K載荷系數(shù)，；T1齒輪傳遞的扭矩，N·mm；d齒寬系數(shù)；d1小齒輪分度圓直徑；u齒數(shù)比； 許用接觸應(yīng)力。 符合強(qiáng)度要求。(b)軸的強(qiáng)度校核軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件為 (3-6)式中：扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，Mpa；T軸所受的扭矩，N·mm；軸的抗扭矩截面系數(shù)，;n軸的轉(zhuǎn)速，r/min；P軸傳遞的功率，kw；d計(jì)算截面處軸的直徑，mm；許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa。代入公式得故此傳動(dòng)軸校驗(yàn)合格。(c)軸承的校核機(jī)床

16、傳動(dòng)軸用滾動(dòng)軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應(yīng)進(jìn)行疲勞驗(yàn)算。其額定壽命的計(jì)算公式為： h (3-7)式中：P當(dāng)量動(dòng)載荷，N；n軸承轉(zhuǎn)速，r/min；溫度系數(shù)，取1.0；C軸承所能承受的基本額定載荷，N。帶入驗(yàn)算公式得，故軸承校核合格圖3.6 軸裝配圖3.2.4 傳動(dòng)系統(tǒng)的軸及軸上零件設(shè)計(jì)(1)齒輪的計(jì)算(a)傳動(dòng)比為的齒輪m=2.5 小齒輪：分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 大齒輪：分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 (b)傳動(dòng)比為的齒輪m=2.5 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 (c)傳動(dòng)比為的齒輪m=2.25 大

17、齒輪：分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 大齒輪：分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 (2)傳動(dòng)軸的計(jì)算 (3-8)式中：P軸所傳遞的功率，kwn軸的轉(zhuǎn)速，r/minA軸的材料及承載情況確定的系數(shù)，取112所以取最小段為 30mm(3)主要零件的驗(yàn)算(a)齒輪的驗(yàn)算對(duì)50×2. 5的齒輪，且其齒寬為25mm，齒面接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 (3-9)其中重合度系數(shù)式中：重疊系數(shù)；彈性影響系數(shù)；K載荷系數(shù)，；T1齒輪傳遞的扭矩，N·mm；d齒寬系數(shù)；d1小齒輪分度圓直徑；u齒數(shù)比； 許用接觸應(yīng)力。符合強(qiáng)度要求。(b)軸的強(qiáng)度校核軸的扭

18、轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件為 (3-10)式中：扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，Mpa；T軸所受的扭矩，N·mm；軸的抗扭矩截面系數(shù)，;n軸的轉(zhuǎn)速，r/min；P軸傳遞的功率，kw；d計(jì)算截面處軸的直徑，mm；許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa。代入公式得故此傳動(dòng)軸校驗(yàn)合格。(c)軸承的校核機(jī)床傳動(dòng)軸用滾動(dòng)軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應(yīng)進(jìn)行疲勞驗(yàn)算。其額定壽命的計(jì)算公式為： h (3-11)式中：P當(dāng)量動(dòng)載荷，N；n軸承轉(zhuǎn)速，r/min；溫度系數(shù)，取1.0；C軸承所能承受的基本額定載荷，N。帶入驗(yàn)算公式得，故軸承校核合格。圖3.7 軸裝配圖3.2.5 傳動(dòng)系統(tǒng)的軸及軸上零件設(shè)計(jì)(1)齒輪的計(jì)算(a)傳動(dòng)比為的齒輪m=2.5 小

19、齒輪：分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 大齒輪：分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 （b）傳動(dòng)比為的齒輪m=2.5 小齒輪：分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 大齒輪：分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 (2)傳動(dòng)軸的計(jì)算 (3-12)式中：P軸所傳遞的功率，kwn軸的轉(zhuǎn)速，r/minA軸的材料及承載情況確定的系數(shù)，取112所以取最小段為 25mm(3)主要零件的驗(yàn)算(a)齒輪的驗(yàn)算對(duì)50×2. 5的齒輪，且其齒寬為25mm，齒面接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 (3-13)其中重合度系數(shù)式中：重疊

20、系數(shù)；彈性影響系數(shù)；K載荷系數(shù)，；T1齒輪傳遞的扭矩，N·mm；d齒寬系數(shù)；d1小齒輪分度圓直徑；u齒數(shù)比； 許用接觸應(yīng)力。符合強(qiáng)度要求。(b)軸的強(qiáng)度校核軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件為 (3-14)式中：扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，Mpa；T軸所受的扭矩，N·mm；軸的抗扭矩截面系數(shù)，;n軸的轉(zhuǎn)速，r/min；P軸傳遞的功率，kw；d計(jì)算截面處軸的直徑，mm；許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa。代入公式得故此傳動(dòng)軸校驗(yàn)合格。(c)軸承的校核機(jī)床傳動(dòng)軸用滾動(dòng)軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應(yīng)進(jìn)行疲勞驗(yàn)算。其額定壽命的計(jì)算公式為： h (3-15)式中：P當(dāng)量動(dòng)載荷，N；n軸承轉(zhuǎn)速，r/min；溫度系數(shù)，取1.0；

21、C軸承所能承受的基本額定載荷，N。帶入驗(yàn)算公式得，故軸承校核合格。圖3.8 軸裝配圖3.2.6 傳動(dòng)系統(tǒng)的軸及軸上零件設(shè)計(jì)(1)齒輪的計(jì)算(a)傳動(dòng)比為的齒輪m=4 小齒輪：分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 大齒輪：分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 (2)傳動(dòng)軸的計(jì)算 (3-16)式中：P軸所傳遞的功率，kwn軸的轉(zhuǎn)速，r/minA軸的材料及承載情況確定的系數(shù)，取112所以取最小段為 50mm(3)主要零件的驗(yàn)算(a)齒輪的驗(yàn)算對(duì)51×2.5的齒輪，且其齒寬為25mm，齒面接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 (3-17)其中重合度系數(shù)式中：重疊系

22、數(shù)；彈性影響系數(shù)；K載荷系數(shù)，；T1齒輪傳遞的扭矩，N·mm；d齒寬系數(shù)；d1小齒輪分度圓直徑；u齒數(shù)比； 許用接觸應(yīng)力。符合強(qiáng)度要求。(b)軸的強(qiáng)度校核軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件為 (3-18)式中：扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，Mpa；T軸所受的扭矩，N·mm；軸的抗扭矩截面系數(shù)，;n軸的轉(zhuǎn)速，r/min；P軸傳遞的功率，kw；d計(jì)算截面處軸的直徑，mm；許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa。代入公式得故此傳動(dòng)軸校驗(yàn)合格。(c)軸承的校核機(jī)床傳動(dòng)軸用滾動(dòng)軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應(yīng)進(jìn)行疲勞驗(yàn)算。其額定壽命的計(jì)算公式為： h (3-19)式中：P當(dāng)量動(dòng)載荷，N；n軸承轉(zhuǎn)速，r/min；溫度系數(shù)，取1.0；C

23、軸承所能承受的基本額定載荷，N。帶入驗(yàn)算公式得，故軸承校核合格。圖3.9 軸裝配圖3.2.7 傳動(dòng)系統(tǒng)的軸及軸上零件設(shè)計(jì)(1)齒輪的計(jì)算 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 (2)傳動(dòng)軸的計(jì)算 (3-20)式中：P軸所傳遞的功率，kwn軸的轉(zhuǎn)速，r/minA軸的材料及承載情況確定的系數(shù)，取112所以取最小段為 50mm(3)主要零件的驗(yàn)算(a)齒輪的驗(yàn)算對(duì)50×2.5的齒輪，齒面接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 (3-21)其中重合度系數(shù)式中：重疊系數(shù)；彈性影響系數(shù)；K載荷系數(shù)，；T1齒輪傳遞的扭矩，N·mm；d齒寬系數(shù)；d1小齒輪分度圓直徑；u齒數(shù)比； 許用接

24、觸應(yīng)力。符合強(qiáng)度要求。(b)軸的強(qiáng)度校核軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件為 (3-22)式中：扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，Mpa；T軸所受的扭矩，N·mm；軸的抗扭矩截面系數(shù)，;n軸的轉(zhuǎn)速，r/min；P軸傳遞的功率，kw；d計(jì)算截面處軸的直徑，mm；許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa。代入公式得故此傳動(dòng)軸校驗(yàn)合格。(c)軸承的校核機(jī)床傳動(dòng)軸用滾動(dòng)軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應(yīng)進(jìn)行疲勞驗(yàn)算。其額定壽命的計(jì)算公式為： h(3-23)式中：P當(dāng)量動(dòng)載荷，N；n軸承轉(zhuǎn)速，r/min；溫度系數(shù)，取1.0；C軸承所能承受的基本額定載荷，N。帶入驗(yàn)算公式得，故軸承校核合格圖3.10 軸裝配圖結(jié) 論CA6140的主軸箱是機(jī)床的動(dòng)力源將動(dòng)力和運(yùn)動(dòng)傳遞給機(jī)床主軸的基本環(huán)節(jié)，其機(jī)構(gòu)復(fù)雜而巧妙，本次設(shè)計(jì)中，我主要完