CA6140車床主軸箱的設計.pdf

CA6140 車床主軸箱的設計 1 1 緒論 緒論 1 1 1 1 課題簡介課題簡介 1 1 1 金屬切削機床國內(nèi)外研究狀況 金屬切削機床是用切削的方法將金屬毛坯加工成機器零件的機器 它是制造機器 的機器 所以又稱 工作母機 或 工作機 習慣上稱 機床 1 金屬切削機床是人類在改造自然的長期生產(chǎn)實踐中 不斷改進生產(chǎn)工具的基礎上 產(chǎn)生很發(fā)展起來的 最原始的機床是依靠雙手的往復運動在工件上鉆孔 最初的加工 對象是木料 而后發(fā)展到加工其他材料 出現(xiàn)了依靠人力使工件往復回轉(zhuǎn)的原始車床 當加工對象由木料逐步過渡到金屬時 車圓 鉆孔等都要求增大動力 于是就逐漸出 現(xiàn)了水力 風力和畜力等驅(qū)動的機床 18 世紀末 蒸汽機的出現(xiàn) 提供了新型巨大的 能源 使生產(chǎn)技術發(fā)生了革命性的變化 20 世紀以來 齒輪變速箱的出現(xiàn) 使機床結 構發(fā)生了根本性的變化 近些年來 隨著電子技術 計算機技術 信息技術以及激光 技術等的發(fā)展并應用于機床領域 使機床的發(fā)展進入了一個新時代 自動化 精密化 高效化和多樣化成為這一時代機床發(fā)展的特征 用以滿足社會生產(chǎn)多種多樣 越來越 高的要求 推動社會生產(chǎn)力的發(fā)展 2 3 不斷提高勞動生產(chǎn)率和自動化程度是機床發(fā)展的基本方向 近年來 數(shù)控機床已 成為機床發(fā)展的主流 數(shù)控機床無需人工操作 而是靠數(shù)控程序完成加工循環(huán) 因此 調(diào)整方便 適應靈活多變的產(chǎn)品 使得中小批生產(chǎn)自動化成為可能 數(shù)控機床不僅實 現(xiàn)了柔性自動化 而且提高了生產(chǎn)率 降低了廢品率 它已由中小批生產(chǎn)進入了大批 量的生產(chǎn)領域 當然 改型方便 易實現(xiàn)產(chǎn)品的更新?lián)Q代 也是數(shù)控機床進入大量生 產(chǎn)領域的重要原因 4 1 1 2 國內(nèi)機床工業(yè)與國外的差距 我國機床工業(yè)已取得了很大的成就 但與世界先進生產(chǎn)水平相比 還有較大的差 距 主要表現(xiàn)在 大部分高精度和超精密機床的性能還不能滿足要求 精度保持性也 較差 特別是高效自動化和數(shù)控化機床的產(chǎn)量 技術水平和質(zhì)量等方面都明顯落后 我國數(shù)控機床基本上是中等規(guī)格的車床 銑床和加工中心等 精密 大型 重型或小 型數(shù)控機床 還遠不能滿足需要 至于航空 冶金 造船等工業(yè)部門所需要的多種類 型的特種數(shù)控機床基本還是空白的 5 6 在技術水平和性能方面差距也很明顯 國外已做到 15 19 軸聯(lián)動 分辨率達 0 01 微米 而我國目前只能做到 5 6 軸聯(lián)動 分辨率為 1 微米 國內(nèi)產(chǎn)品的質(zhì)量與可靠性 也不夠穩(wěn)定 特別是先進數(shù)控系統(tǒng)的開發(fā)和研制還需要作進一步努力 我國機床工業(yè) 必須不斷擴大技術隊伍和提高人員的技術素質(zhì) 學習和引進國外的先進科學技術 大 力開展科學研究 以便早日趕上世界先進水平 7 8 1 2 CA6140 1 2 CA6140 機床的說明機床的說明 CA6140 機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 主要技術參數(shù)如下 工件最大回轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速范圍 正傳 24 級 10 1400 轉(zhuǎn) 分 反傳 12 級 14 1580 轉(zhuǎn) 分 加工螺紋范圍 公制 44 種 1 192 毫米 英制 20 種 2 24 牙 英寸 模數(shù) 39 種 0 25 48 毫米 徑節(jié) 37 種 1 96 徑節(jié) 進給量范圍 細化 0 028 0 054 毫米 轉(zhuǎn) 縱向 64 種 正常 0 08 1 59 毫米 轉(zhuǎn) 加大 1 71 6 33 毫米 轉(zhuǎn) 細化 0 014 0 027 毫米 轉(zhuǎn) 橫向 64 種 正常 0 04 0 79 毫米 轉(zhuǎn) 加大 0 86 3 16 毫米 轉(zhuǎn) 刀架快速移動速度 縱向 4 米 分 橫向 4 米 分 主電機 功率 7 5 千瓦 轉(zhuǎn)速 1450 轉(zhuǎn) 分 快速電機 功率 370 瓦 轉(zhuǎn)速 2600 轉(zhuǎn) 分 冷卻泵 功率 90 瓦 流量 25 升 分 工件最大長度為 1000 毫米的機床 外形尺寸 長 寬 高 2668 1000 1190 毫米 重量約 2000 公斤 1 3 CA6140 1 3 CA6140 主軸箱主軸箱 1 3 1 主軸箱的功用 主軸箱的功用是支承主軸和傳動其旋轉(zhuǎn) 并使其實現(xiàn)起動 停止和換向等功能 9 10 1 3 2 主軸箱組成及特點 1 卸荷帶輪裝置 帶輪傳動中產(chǎn)生的拉力 通過軸承 法蘭盤傳給主軸箱 這種結構稱為卸荷帶輪裝置 2 摩擦離合器 主軸箱內(nèi)的雙向機械多片式摩擦離合器 它具有左 右兩組 由若干內(nèi) 外摩擦片交疊組成的摩擦片組 3 制動器及操縱機構 制動裝置的功用是在車床停機過程中 克服主軸箱內(nèi) 各運動件的旋轉(zhuǎn)慣性 使主軸迅速停止轉(zhuǎn)動 以縮短輔助時間 4 主軸部件 主軸是車床的關鍵部分 在工作時承受很大的切削抗力 工件 的精度和表面粗糙度 在很大程度上決定于主軸部件的剛度和回轉(zhuǎn)精度 5 主軸變速操縱機構 該機構主要用來控制箱內(nèi)一根軸上的雙聯(lián)滑移齒輪和 另一根軸上的三聯(lián)滑移齒輪 6 主軸箱中各傳動件的潤滑 主軸箱的潤滑是由專門的潤滑系統(tǒng)提供的 CA6140 型車床主軸箱潤滑的特點是箱體外循環(huán) 油液將主軸箱中摩擦所產(chǎn)生的熱量 帶至箱體外的油箱中 冷卻后再流入箱體 因此就可以減少主軸箱的熱變形 以提 高機床的加工精度 11 15 1 4 1 4 選題依據(jù)選題依據(jù) 通過近四年的學習 本人對機械方面的知識有了不少的了解 于是在畢業(yè)設計時 是選擇了 CA6140 車床主軸箱的設計這個課題 該設計既有機床結構方面內(nèi)容 又有 機床設計方面內(nèi)容 有利于將大學所學的知識進行綜合運用 雖然本人未曾系統(tǒng)的學 習機床設計方面的課程 但相信通過該畢業(yè)設計能夠拓寬知識面 增加自己的查閱科 研文獻資料的能力 以及動手實踐的能力 所以選擇此課題 本課題由南京理工大學曹春平講師擬定 1 5 1 5 本設計的意義和應用價值本設計的意義和應用價值 CA6140 車床是金屬切削機床的一個典型代表 廣泛的應用于金屬切削加工領域 該機床剛性好 功率大 操作方便 研制 CA6140 機床主軸箱的結構及并進行設計 一方面可以加深對機床結構設計 機床傳動系統(tǒng)設計的了解和掌握 將自己大學四年 所學的知識進行全面的整合和優(yōu)化 另一方面還可以提高自己的實際動手能力 調(diào)研 能力以及工程制圖能力 所以 我認為選擇該課題意義匪淺 1 6 1 6 研究內(nèi)容及方法研究內(nèi)容及方法 1 6 1 研究內(nèi)容 根據(jù)任務書給定的設計參數(shù)確定傳動方案 傳動系統(tǒng)圖 確定各傳動齒輪的參數(shù) 傳動比等 同時要考慮到傳動效率等問題 另還要對主要零件進行計算 研究 對主 軸剛度 強度等進行計算和驗算 1 6 2 研究方法 1 確定傳動方案和傳動系統(tǒng)圖 根據(jù) CA6140 車床主軸箱結構及任務書給定的設計參數(shù) 確定主軸箱的結構 轉(zhuǎn) 速圖 最終確定系統(tǒng)的傳動結構 傳動系統(tǒng)圖 2 進行主軸箱內(nèi)各結構計算及校核 完成主軸箱箱體 各傳動軸軸上零件計算及校核 2 2 傳動方案及傳動系統(tǒng)圖的擬定傳動方案及傳動系統(tǒng)圖的擬定 1 確定極限轉(zhuǎn)速 已知主軸最低轉(zhuǎn)速 10 min n mm s 最高轉(zhuǎn)速 max 1400 n mm s 轉(zhuǎn)速調(diào)整范圍為 maxmin 14 n Rnn 2 1 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)速級數(shù) Z lg lg1lg14 lg1 12 124 n ZR 2 2 4 確定結構網(wǎng)或結構式 242 3 22 5 繪制轉(zhuǎn)速圖 2 1 2 1 電動機的選擇電動機的選擇 一般車床若無特殊要求 多采用 Y 系列封閉式三相異步電動機 根據(jù)原則條件選 擇 Y 132M 4 型 Y 系列籠式三相異步電動機 再結合講師所給 CA6140 車床主軸箱的設 計任務書可選擇電動機參數(shù)如下 功率 7 5 Kw 滿載轉(zhuǎn)速 1450 r min 2 2 2 2 傳動路線及轉(zhuǎn)速圖的擬定傳動路線及轉(zhuǎn)速圖的擬定 1 分配總降速傳動比 總降速傳動比為 3 min 10 14506 67 10 nd Unn min n 為主軸最低轉(zhuǎn)速 考慮是 否需要增加定比傳動副 以使轉(zhuǎn)速數(shù)列符合標準或有利于減少齒輪和徑向與軸向尺 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 2 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 2 3 3 繪制轉(zhuǎn)速圖 先按傳動軸數(shù)及主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)格距 lg 畫出網(wǎng)格 用以繪制轉(zhuǎn)速圖 在轉(zhuǎn)速圖上 先分配從電動機轉(zhuǎn)速到主軸最低轉(zhuǎn)速的總降速比 在串聯(lián)的雙軸傳動間畫上 1 min U kk 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 本設計轉(zhuǎn)速的公比近為 1 25 查機械設計手冊的公比推薦值 最后取 1 26 于是擬訂出轉(zhuǎn)速圖如圖 2 1 所示 4 確定系統(tǒng)傳動方案圖 主軸箱系統(tǒng)傳動方案圖如圖 2 2 所示 電動機軸 10 12 5 16 20 25 32 40 50 63 80 100 125 160 200 250 320 400 450 500 560 710 900 20 80 20 80 51 50 50 50 1120 1440r min 63 50 22 58 30 50 39 41 360 450 570 708 904 1120 51 43 56 38 950 1180 800 130 230 1450r min 圖 2 1 CA6140 轉(zhuǎn)速圖 圖 2 2 主軸箱傳動系統(tǒng)圖 5 傳動路線的擬定 a 主傳動系統(tǒng)傳動路線 運動由電動機經(jīng) V 帶傳至主軸箱中的軸 I I 軸 I I 上裝有雙向多片式摩擦離合器 1 M 它的作用是使主軸正傳 反轉(zhuǎn)或停止 當壓緊 1 M 左部摩擦片時 軸 I I 的運動 經(jīng) 1 M 及相應的齒輪副傳給軸 IIII 這時主軸正轉(zhuǎn) 當壓緊 1 M 右部摩擦片時 軸 I I 的 運動經(jīng) 1 M 及相應的齒輪副傳給軸 VIIVII 再傳到軸 IIII 這時由于增加了一次外嚙合 而使主軸反轉(zhuǎn) 當 1 M 處于中間位置時 主軸停止 軸 IIII 運動通過齒輪傳至軸 IIIIII 再由軸 IIIIII 不同的齒輪副傳至主軸 VIVI 主軸傳動系統(tǒng)結構表達式如下 12 12 39 562020 26 41 388080 13022 515051 58 23058 435050 30 503463 50 343050 MIVVM IIIIII MVIIM suu uuuu r uuu rsuu u 電動機 VI 主軸 W 7 5kw n 1450r min d 根據(jù)以上的確定 可以初步定出的傳動系統(tǒng)圖 如圖 2 3 所示 51 50 20 80 58 26 63 50 50 50 20 80 30 50 58 41 22 39 43 38 51 56 230 7 5kw 1450r min 圖 2 3 CA6140 車床主傳動系統(tǒng)圖 b 車削米制螺紋時傳動鏈的傳動路線 19 14 20 14 36 21 33 33 586310025 21 33 26 3325 581007536 28 2533 28 28 36 28 32 28 VIIXXXIIIXIV XI 右螺紋 主軸 左螺紋 2835 3528 1835 2536 4528 2815 3625 3548 1815 4548 s XVXVIXVIIIMXIX 絲杠 刀架 c 加工螺紋時的傳動路線表達式可歸納如下 58 58 33 50 33 58804426 3325 50 80 26204458 2533 20 25 63100 3 10075 64100 10097 VIIX VIVIVVIII XI XII XIII X XII 正常螺紋 右螺紋 主軸 左螺紋 米 英制螺紋 模數(shù) 徑節(jié)螺紋 3 34 5 2536 63625 136 25 XIViXV XVIi MXVXIV i ac XIIIMXVM bd XVIIIM 基 倍 基 公制及模數(shù)螺紋 合 英制及徑節(jié)螺紋 合 合 合 XIX 3 3 主軸箱主要零件的設計及校核主軸箱主要零件的設計及校核 3 1 主軸箱箱體尺寸的確定 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 按表 3 1 選取 表 3 1 輪廓尺寸 長 寬 高 3 mm 壁厚 mm 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(zhuǎn)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(diào)整 軸承的需求 箱體在主軸箱中起支承和定位的作用 CA6140 主軸箱中共有 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 12 2 dd aym 其中 y 是中心距變動系數(shù) 3 1 中心距 5638 2 25105 75 2 mm 3 2 中心距 5034 2 2594 5 2 mm 3 3 中心距 3034 2 2572 2 mm 3 4 中心距 3941 2 2590 2 mm 3 5 中心距 5050 2 5125 2 mm 3 6 中心距 4444 288 2 mm 3 7 中心距 2654 4168 2 mm 3 8 中心距 5826 282 2 mm 3 9 中心距 5858 2116 2 mm 3 10 中心距 3333 266 2 mm 3 11 中心距 2533 258 2 mm 3 12 綜合考慮其它因素后 將箱體上各軸安裝空的位置確定如圖 3 1 所示 圖 3 1 主軸箱箱體各軸安裝位置示意圖 3 2 3 2 傳動軸 各主要零件的設計傳動軸 各主要零件的設計 3 2 1 軸徑的估算 參考 實用機床設計手冊 表 3 10 2 得 3 100 120 c P d n 3 13 查 實 用機床設計手冊 表 1 1 10 得 V 帶 0 96 取 3 105 c P d n 由轉(zhuǎn)速圖可得 0 230 130 V ii 帶 轉(zhuǎn)速 1 0 1450 819 565 230 130 d n n i r min 效率 01 0 96 V 帶 功率 101 7 5 0 967 2 d PP kw 1 3 3 1 1 7 2 10510521 67 819 565 P d n mm 取 min 1 22 d mm 3 2 2 V 帶輪的設計 1 計算 V 帶功率 c a p c a p A k P 3 14 查 機械設計 表 8 7 得 A k 1 1 P 7 5 kw 所以 c a p A k P 7 5 1 1 8 25 kw 2 選擇 V 帶的類型 根據(jù)計算功率 c a p 及小帶輪轉(zhuǎn)速 1 1450 n r miin 由 機械設計 圖 8 11 選 取普通 V 帶帶型 A 型 112 140mm 3 確定帶輪的基準直徑 d d 并驗算帶速V a 初選小帶輪的基準直徑 1 d d 根據(jù) V 帶的帶型 參考 機械設計 表 8 6 8 8 定小帶輪的的基準直徑 1 d d 應使 1 d d min d d 取 1 d d 132mm 適當整圓成 1 d d 130 mm b 驗算帶速V 1 1 3 14 130 1450 10 0166 60 100060 1000 d d n V 3 15 取V 10m s c 計算大帶輪的基準直徑 由轉(zhuǎn)速圖中 帶輪傳動比得i 23 13 再根據(jù)表 8 8 適當整圓 得 21 23 132233 54 13 dd di d 進行適當整圓得 2 d d 230 mm 4 確定中心距 a 并選擇 V 帶的基準長度 d L a 根據(jù)帶傳動的總體尺寸的限制條件或中心距的要求 結合 機械設計 中式 8 20 初定中心距 0 a 1 0 7 d d 201 2 dd dad 2 d d 即 0 0 7 3602 360 a 取 0 a 450 mm b 計算相應的帶長 0 d L 00 2 d La 1 2 d d 2 21 2 0 4 dd d dd d a 3 16 2 100 9003601470 7561471 24 450 mm 帶的基準長度 d L 根據(jù) 0 d L 由 機械設計 表 8 2 選取 d L 1600 mm c 計算中心距 a 及其變動范圍 傳動的實際中心距近似為 0 0 2 dd LL aa 3 17 16001471 450514 5 2 mm 考慮到帶輪的制造誤差 帶長誤差 帶的彈性 以及因帶的松弛而產(chǎn)生的補充張 緊的需要 給出中心距的變化范圍 min 0 015 d aaL 514 50 015 1600490 5 mm max 0 03 d aaL 514 50 03 1600562 5 mm 5 驗算小帶輪包角 1 由于小帶輪的包角 1 要小于大帶輪上的包角 2 且小帶輪上的摩擦力相應的小 于大帶輪上的總摩擦力 因此打滑只可能發(fā)生在小帶輪上 為提高帶傳動的工作能力 應使 0 00 121 57 3 180 90 dd dd a 3 18 0 000 57 3514 5 6 確定帶的根數(shù)Z 00 ca A rL P KP Z PPP KK 3 19 查 機械設計 表8 7得 A K 1 1 查表8 4a 得 0 P 1 94 查表8 4b得 0 P 0 15 查表 8 5 得 K 0 98 查表 8 2 得 L K 0 99 7 5 1 1 4 067 1 940 15 0 98 0 99 Z 取Z 5 根 7 確定初拉力 0 F 由 機械設計 式 8 6 得單根 V 帶所需最小初拉力為 2 0 min 2 5 500 ca KP FQV KZ V 3 20 2 2 50 98 1 1 7 5 5000 1 10 0 985 10 137 595 N 8 計算帶傳動的壓軸力 P F 由 機械設計 得 1 00min 169 2sin2 5 sin1373 2386 22 P FZFF N 3 21 圖 3 2 V 帶輪的結構示意圖 3 2 3 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 6 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)部結構布局 故應合理選擇 摩擦片對數(shù)可按下 式計算 0 2 TK Z fD b P 3 22 式中 T 摩擦離合器所傳遞的扭矩 Nmm d N 電動機的額定功率 kw 444 dj 955 10 n955 107 5 0 98 819 5658 56 10 TN Nmm 3 23 j n 安裝離合器的傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 r min 從電動機到離合器軸的傳動效率 K 安全系數(shù) 一般取 1 31 5 f 摩擦片間的摩擦系數(shù) 由摩擦片為淬火鋼 查 機床設計指導 表 2 15 取 f 0 08 m D 摩擦片的平均直徑 mm 2 81 39 260 m DDd mm 3 24 b 內(nèi)外摩擦片的接觸寬度 mm 2 81 39 223 bDd mm 3 25 P 摩擦片的許用壓強 2 N mm 0 P 基本許用壓強 查 機床設計指導 表 2 15 取 1 1 1 K 速度修正系數(shù) 0132 1 1 1 001 000 760 836 ppK K K 3 26 24 0 6 102 5 p vD n m s 3 27 根據(jù)平均圓周速度 p v 取 1 K 1 00 3 K P1004 表 3 14 23 取 1 00 2 K P1004 表 3 14 22 取 0 76 所以 242 0 2 2 8 56 101 4 3 140 08 6021 0 836 15 097 ZMnKfD b p 3 28 取 16 Z 臥式車床反向離合器所傳遞的扭矩可按 空載功率損耗 k P 確定 一般取 0 4 7 53 k Pkw 最后確定摩擦離合器的軸向壓緊力 Q 可按下式計算 225 00 1 13 14602112 61 10 N QPD bK 3 29 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 圖 3 3 多片式摩擦離合器的示意圖 3 2 4 軸 I 上的一對齒輪的計算 1 由于 CA6140 金屬切削機床主軸箱里的軸 I 轉(zhuǎn)速不是很高 運作時比較平穩(wěn) 所以初選軸 I 與軸 II 相嚙合的一對齒輪中 小齒輪的齒數(shù)為 1 Z 24 齒輪精度為 7 級 則與其相嚙合的大齒輪齒數(shù)為 21 51 2428 47 43 ZZi 取 2 29 Z a 試選載荷系數(shù) 1 3 t K b 計算所傳遞的扭矩 1 T 由 機械設計 得 5 1 95 5 10 P T n 3 30 且由以 上計算可知 825 217 n r min 7 2 P kw 55 5 1 95 5 1095 5 107 2 0 8332 10 825 217 P T n Nmm c 查 機械設計 表 10 7 取得齒寬系數(shù) 1 d d 查 機械設計 表 10 6 得材料的彈性影響系數(shù) 1 2 189 8 Ea ZMP e 查 機械設計 圖 10 21d 得 lim1 600MPa lim 2 500MPa f 計算應力循環(huán)次數(shù) 參考 機械設計 式 10 13 得 9 11 6060 960 12 8 300 154 147 10 h Nn jL 3 31 9 9 1 2 4 147 10 1 296 10 3 23 2 N N 3 32 g 查 機械設計 圖 10 19 取 1 0 9 HN K 2 0 95 HN K h 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1 安全系數(shù) S 1 由 機械設計 式 10 12 得 1lim1 1 0 9 600 540 1 HN H K S MPa 3 33 2lim2 2 0 95 500 475 1 HN H K S MPa 3 34 2 計算小齒輪分度圓直徑 1t d 由 機械設計 得 2 1 3 1 1 2 32 t E t dH K T Z u d u 3 35 代入 H 中較小的值 2 5 3 1 51 1 1 3 0 8332 10189 8 43 2 3273 5597 51 1475 43 t d mm 3 36 a 計算圓周速度 V 由 機械設計 得 11 601000 t d n V 3 37 代入已計算的數(shù)據(jù)得 3 1473 5597825 217 3 1768 601000 V m s b 計算齒寬 b 由 機械設計 得 1 1 73 559773 5597 dt bd mm 3 38 c 計算齒寬與齒高之比 b h 由 機械設計 得 模數(shù) 1 1 73 5597 3 065 24 t t d M Z 3 39 齒高 2 252 25 3 0656 869 t hM mm 73 5597 10 67 6 896 b h d 計算載荷系數(shù) 根據(jù) 3 1768 Vm s 齒輪精度為 7 級 由 機械設計 圖 10 8 得 動載系數(shù) 1 05 v K 又直齒輪 1 HF KK 由 機械設計 表 10 2 得 使用系數(shù) 1 25 A K 由 機械設計 表 10 4 用插值法得 7 級精度的小齒輪相對支承非對稱布置時 1 424 H K 由 10 67 b h 及 1 1835 H K 查 機械設計 圖 10 13 得 1 31 F K 故載荷系數(shù) 1 251 051 1 4241 869 AvHH KKKKK e 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 由 機械設計 式 10 10a 得 3 11t t K dd K 3 40 代入已有數(shù)據(jù)得 3 1 1 869 73 559783 0224 1 3 d mm f 計算模數(shù) m 1 1 8 3 02 24 3 4 5 9 24 d m Z 3 41 3 按齒根彎曲強度設計 由 機械設計 式 10 5 得 彎曲強度設計公式為 1 3 2 1 2 FaSa dF Y Y KT m Z 3 42 a 由 機械設計 圖 10 20c 查得 彎曲強度極限 1 500 FE MPa 2 420 FE MPa b 由 機械設計 圖 10 18 取彎曲疲勞壽命系數(shù) 1 0 85 FN K 2 0 88 FN K c 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) 1 4 S 由 機械設計 式 10 12 得 11 1 0 85500 303 57 1 4 FNFE F K S MPa 3 43 22 2 0 88420 264 1 4 FNFE F K S MPa 3 44 d 計算載荷系數(shù) 1 251 0511 311 719 AvFF KKKKK 3 45 e 查取齒形系數(shù) 由 機械設計 表 10 5 得齒形系數(shù) 1 2 65 Fa Y 2 2 53 Fa Y f 查應力校正系數(shù) 由 機械設計 表 10 5 得應力校正系數(shù) 1 1 58 Sa Y 2 1 62 Sa Y g 計算大 小齒輪的 FaSa F YY 并加以比較 11 1 2 651 58 0 01379 303 57 F aS a F YY 22 2 2 531 62 0 014525 264 FaSa F YY 比較得大齒輪的數(shù)據(jù)大 h 設計計算 由彎曲強度設計公式為 1 3 2 1 2 FaSa dF Y Y KT m Z 3 46 代入數(shù)據(jù)得 5 3 2 2 1 7190 8332 10 0 01451 932 1 24 m 整圓成 2 m 查 實用機床 設計手冊 可知 m 得取值從 0 75 開始 每隔 0 25 都有值可選 本人選擇 2 m 為軸 I 與軸 II 相嚙合的那對齒輪的模數(shù) 則此時按 2 m 大 小齒輪的齒數(shù)分別為 1 1 83 0224 41 5 2 d Z m 整圓成 1 43 Z 21 51 4351 43 ZiZ 4 幾何尺寸的計算 a 分度圓直徑 11 24386 dmZ mm 3 47 22 251102 dmZ mm b 中心距 12 86102 94 22 dd a mm 3 48 c 齒輪寬度 11 18686 d bd mm 3 49 22 1 102102 d bd mm 3 2 5 齒輪的校核 由 機械設計 得校核齒輪即滿足 F t F aSa KF bmYY 2 t T F d 3 50 1 對軸 I 上齒數(shù)為 51 的齒輪進行校核 5 220 833210 102 t T F d 5 1 869 2 0 8332 10 14 968 102 102 2 t KF bm 又由計算齒輪時的數(shù)據(jù)得 264 66 935 2 316 1 703 F FaSa Y Y 比較得 F t F aSa KF bmYY 故該軸承符合要求 35 6 33 26 圖 3 6 軸 I 裝配示意圖 3 3 3 3 傳動軸 傳動軸 II II 各主要零件的設計各主要零件的設計 3 3 1 軸徑的估算 參考 實用機床設計手冊 表 3 10 2 得 3 100 120 c P d n 查 實用機床設計 手冊 表 1 1 10 得 V 帶 0 96 取 3 105 c P d n 由轉(zhuǎn)速圖可得 12 38 56 i 轉(zhuǎn)速 1 2 12 819 565 1207 78 38 56 n n i r min 1 2 12 819 565 969 670 43 51 n n i r min 效率 2 1212 查 實用機床設計手冊 表 1 1 10 得 角接觸球軸承效率 1 0 96 直齒圓柱齒輪效率 2 0 98 功率 2 2112 7 2 0 990 986 9156 PP kw 由軸徑確定的公式可知 轉(zhuǎn)速越小軸徑越大 所以只要滿足轉(zhuǎn)速小的地方的軸徑 要求 整個軸都可以滿足要求 2 3 3 2 2 6 9156 10510520 365 969 670 P d n mm 取 min 2 22 d mm 3 3 2 齒輪的校核 由 機械設計 得校核齒輪即滿足 F t F aSa KF bmYY 2 t T F d 對軸 II 上齒數(shù)為 43 的齒輪進行校核 4 226 7510 86 t T F d 5 1 86920 67510 17 060 86862 t KF bm 又由計算齒輪時的數(shù)據(jù)得 303 57 76 152 2 371 682 F FaSa Y Y 比較得 F t F aSa KF bmYY 所選軸承符合要求 3 4 3 4 傳動軸 傳動軸 III III 各主要零件的設計各主要零件的設計 3 4 1 軸徑的估算 參考 實用機床設計手冊 表 3 10 2 得 3 100 120 c P d n 查 實用機床 設計手冊 表 1 1 10 得 V 帶 0 96 取 3 105 c P d n 由轉(zhuǎn)速圖可得 m in 23 58 22 i 轉(zhuǎn)速 2 3 23 969 670 367 806 58 22 n n i r min 效率 2 2332 查 實用機床設計手冊 表 1 1 10 得 圓錐滾 子軸承效率 3 0 98 功率 2 3223 6 9156 0 980 986 5089 PP kw 3 3 3 3 3 6 5089 10510527 367 367 806 P d n mm 取 min 3 28 d mm 3 4 2 齒輪的校核 由 機械設計 得校核齒輪即滿足 F t F aSa KF bmYY 2 t T F d 對軸 III 上齒數(shù)為 63 的齒輪進行校核 4 225 4110 126 t T F d 5 6 89220 54110 23 49 11261262 t KF bm 又由計算齒輪時的數(shù)據(jù)得 263 5 66 925 2 2681 736 F FaSa YY 比較得 F t F aSa KF bmYY 軸 III 上的軸承校核符合要求 圖 3 10 軸 III 裝配示意圖 3 5 3 5 傳動軸 傳動軸 IV IV 各主要零件各主要零件的設計的設計 3 5 1 軸徑的估算 參考 實用機床設計手冊 表 3 10 2 得 3 100 120 c P d n 查 實用機床設 計手冊 表 1 1 10 得 V 帶 0 96 取 3 105 c P d n 由轉(zhuǎn)速圖可得 min 34 80 20 i 轉(zhuǎn)速 3 4 34 367 806 91 952 80 20 n n i r min 效率 2 34321 功率 2 4334 6 5089 0 980 98 0 996 06 PP kw 4 3 3 4 4 6 06 10510542 412 91 952 P d n mm 取 min 4 43 d mm 3 5 2 齒輪的校核 由 機械設計 得校核齒輪即滿足 F t F aSa KF bmYY 2 t T F d 對軸 IV 上齒數(shù)為 50 的齒輪進行校核 4 225 0410 100 t T F d 5 3 55420 50410 17 91 11001002 t KF bm 又由計算齒輪時的數(shù)據(jù)得 243 56 61 75 2 321 70 F F aSa YY 比較得 F t F aSa KF bmYY 軸 IV 上的軸承校核符合要求 圖 3 14 軸 IV 裝配示意圖 3 6 3 6 傳動軸 傳動軸 V V 各主要零件的設計各主要零件的設計 3 6 1 軸徑的估算 參考 實用機床設計手冊 表 3 10 2 得 3 100 120 c P d n 查 實用機床設計 手冊 表 1 1 10 得 V 帶 0 96 取 3 105 c P d n 由轉(zhuǎn)速圖可得 min 45 80 20 i 轉(zhuǎn)速 4 5 45 91 952 22 988 80 20 n n i r min 效率 22 45321 功率 22 5445 6 06 0 980 98 0 995 5901 PP kw 5 3 3 5 5 5 5901 10510565 538 22 988 P d n mm 取 min 5 66 d mm 3 6 2 齒輪的校核 由 機械設計 得校核齒輪即滿足 F t F aSa KF bmYY 2 t T F d 對軸 V 上齒數(shù)為 50 的齒輪進行校核 4 224 5610 150 t T F d 5 5 48320 45610 7 408 11501503 t KF bm 又由計算齒輪時的數(shù)據(jù)得 243 56 61 75 2 321 70 F F aSa YY 比較得 F t F aSa KF bmYY 軸 V 上的軸承校核符合要求 圖 3 17 軸 V 示意圖 3 7 3 7 傳動軸 傳動軸 VI VI 各主要零件的設計各主要零件的設計 3 7 1 軸徑的估算 參考 實用機床設計手冊 表 3 10 2 得 3 100 120 c P d n 查 實用機床設計 手冊 表 1 1 10 得 V 帶 0 96 取 3 105 c P d n 由轉(zhuǎn)速圖可得 min 56 58 26 i 轉(zhuǎn)速 5 6 56 22 988 10 305 58 26 n n i r min 效率 2 5632 功率 2 6556 5 5901 0 980 985 261 PP kw 6 3 3 6 6 5 261 10510581 99 10 305 P d n mm 取 min 6 82 d mm 3 7 2 主軸上一對齒輪的計算 1 由于 CA6140 金屬切削機床主軸箱里的主軸轉(zhuǎn)速不是很高 運作時比較平穩(wěn) 所 以初選主軸與軸 V 相嚙合的一對齒輪中 小齒輪的齒數(shù)為 1 Z 24 齒輪精度為 7 級 則與其相嚙合的大齒輪齒數(shù)為 21 58 2453 54 26 ZZi 取 2 54 Z a 試選載荷系數(shù) 1 3 t K b 計算所傳遞的扭矩 1 T 由 機械設計 得 5 1 95 5 10 P T n 且由以上計算可知 10 401 n r min 5 261 P kw 55 6 1 95 51095 5105 261 4 830510 10 401 P T n Nmm c 查 機械設計 表 10 7 取得齒寬系數(shù) 0 4 d d 查 機械設計 表 10 6 得材料的彈性影響系數(shù) 1 2 189 8 Ea ZMP e 查 機械設計 圖 10 21d 得 lim1 600MPa lim 2 500MPa f 計算應力循環(huán)次數(shù) 參考 機械設計 式 10 13 得 9 11 6060 960 12 8 300 154 147 10 h Nn jL 9 9 1 2 4 147 10 1 296 10 3 23 2 N N g 查 機械設計 圖 10 19 取 1 0 9 HN K 2 0 95 HN K h 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1 安全系數(shù) S 1 由 機械設計 式 10 12 得 1lim1 1 0 9 600 540 1 HN H K S MPa 2lim2 2 0 95 500 475 1 HN H K S MPa 2 計算小齒輪分度圓直徑 1t d 由 機械設計 得 2 1 3 1 1 2 32 t E t dH K T Z u d u 代入 H 中較小的值 2 6 3 1 58 1 1 34 830510189 8 26 2 32356 559 58 0 4475 26 t d mm a 計算圓周速度 V 由 機械設計 得 11 601000 t d n V 代入已計算的數(shù)據(jù)得 3 1 43 5 6 5 5 91 0 4 0 1 0 1 9 4 6 01 0 0 0 V r min b 計算齒寬 b 由 機械設計 得 1 0 4356 599142 692 dt bd mm c 計算齒寬與齒高之比 b h 由 機械設計 得 模數(shù) 1 1 356 559 14 857 24 t t d M Z 齒高 2 252 25 14 58733 427 t hM mm 356 559 10 67 33 427 b h d 計算載荷系數(shù) 根據(jù) 0 194 Vm s 齒輪精度為 7 級 由 機械設計 圖 10 8 得 動載系數(shù) 0 064 v K 又直齒輪 1 HF KK 由 機械設計 表 10 2 得 使用系數(shù) 1 25 A K 由 機械設計 表 10 4 用插值法得 7 級精度的小齒輪相對支承非對稱布置時 1 1835 H K 由 10 67 b h 及 1 1835 H K 查 機械設計 圖 10 13 得 1 165 F K 故載荷系數(shù) 1 250 064 1 1 18350 09468 AvHH KKKKK e 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 由 機械設計 式 10 10a 得 3 11t t K dd K 代入已有數(shù)據(jù)得 3 1 0 09468 356 559148 903 1 3 d mm f 計算模數(shù) m 1 1 1 4 8 9 0 3 6 2 0 4 2 4 d m Z 3 按齒根彎曲強度設計 由 機械設計 式 10 5 得 彎曲強度設計公式為 1 3 2 1 2 FaSa dF Y Y KT m Z a 由 機械設計 圖 10 20c 查得 彎曲強度極限 1 500 FE MPa 2 300 FE MPa b 由 機械設計 圖 10 18 取彎曲疲勞壽命系數(shù) 1 0 85 FN K 2 0 86 FN K c 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) 1 8 S 由 機械設計 式 10 12 得 11 1 0 85500 236 111 1 8 FNFE F K S MPa 22 2 0 86300 143 33 1 8 FNFE F K S MPa d 計算載荷系數(shù) 1 250 0641 1 1650 0932 AvFF KKKKK e 查取齒形系數(shù) 由 機械設計 表 10 5 得齒形系數(shù) 1 2 65 Fa Y 2 2 304 Fa Y f 查應力校正系數(shù) 由 機械設計 表 10 5 得應力校正系數(shù) 1 1 58 Sa Y 2 1 72 Sa Y g 計算大 小齒輪的 FaSa F YY 并加以比較 11 1 2 651 58 0 0177 236 111 F aS a F YY 22 2 2 3041 72 0 028 143 33 F aS a F YY 比較得大齒輪的數(shù)據(jù)大 h 設計計算 由彎曲強度設計公式為 1 3 2 1 2 FaSa dF Y Y KT m Z 代入數(shù)據(jù)得 6 3 2 20 09324 8305 10 0 0284 79 0 424 m 整圓成 5 m 查 實用機床 設計手冊 可知 m 得取值從 0 75 開始 每隔 0 25 都有值可選 本人選擇 5 75 m 為 主軸與軸 V 相嚙合的那對齒輪的模數(shù) 則此時按 5 75 m 大 小齒輪的齒數(shù)分別為 1 1 148 903 25 896 5 75 d Z m 整圓成 1 26 Z 21 58 2658 26 ZiZ 4 幾何尺寸的計算 a 分度圓直徑 11 5 7526149 5 dmZ mm 22 5 7558333 5 dmZ mm b 中心距 12 149 5333 5 241 5 22 dd a mm c 齒輪寬度 11 0 4149 559 8 d bd mm 22 0 4333 5133 4 d bd mm 3 7 3 齒輪的校核 由