《CA6136數(shù)控車床主軸箱結(jié)構(gòu)設計計算》14000字

CA6136數(shù)控車床主軸箱結(jié)構(gòu)設計計算摘要作為主要的車削加工機床，CA6136機床廣泛的應用于機械加工行業(yè)中，適用于車削外圓柱面，圓錐面及其他基準面，車削各種公制，英制，模數(shù)和徑節(jié)螺紋，并能進行鉆孔，鉸孔和拉油槽等工作。本設計主要針對CA6136機床的主軸箱進行設計，通過查閱相關(guān)資料了解CA6136數(shù)控車床主軸箱的內(nèi)部構(gòu)造和主體結(jié)構(gòu)。通過機床主運動機械變速傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設計，在擬定傳動和變速的結(jié)構(gòu)方案過程中，得到設計構(gòu)思，方案分析，結(jié)構(gòu)工藝學，機械制圖，零件計算等方面的鍛煉。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)圖的確定，對主要零件進行了計算，按照傳動級數(shù)和選定的傳動方式，設計每根軸的齒輪數(shù)量，根據(jù)齒輪的彎曲疲勞強度設計每個齒輪的詳細參數(shù)，設計軸的軸段，并對軸進行危險截面的彎矩校核。設計主軸箱的主軸，并且對主軸進行撓度，剛度的驗算，對主軸危險截面進行校核。對所選用的軸承進行校核，對主軸箱進行整體設計，并利用CAD畫圖軟件進行了零件的設計和處理。關(guān)鍵詞：CA6136機床，主軸箱，計算，畫圖目錄TOC\o"1-3"\h\u14145摘要 I700引言 431211緒論 62971.1車床的定義及其分類 6186661.2車床的發(fā)展歷程 7116701.3設計背景 7317351.4設計內(nèi)容及思路 8192222傳動方案確定和其他設計 8247422.1參數(shù)確定 8169262.2.結(jié)構(gòu)設計 8303232.2.1結(jié)構(gòu)分析式 8209042.2.2選擇電動機 941192.2.4繪制轉(zhuǎn)速圖 10313812.2.5確定各組傳動副齒數(shù) 11184122.2.6繪制傳動系統(tǒng)圖 11324792.3箱體設計 12278542.3.1箱體材料的選擇 12234502.3.2箱體尺寸： 13211472.4潤滑設計 1371332.5密封設計 1330603傳動系統(tǒng)的設計 1451263.1計算各個軸的轉(zhuǎn)速 14325133.1.1確定主軸計算轉(zhuǎn)速 14204623.1.2確定每根軸的轉(zhuǎn)速 1454333.1.3確定齒輪轉(zhuǎn)速 1451403.1.4核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 1416623.2傳動系統(tǒng)的I軸及軸上零件設計 1542933.2.1普通V帶傳動計算 155263.2.2齒輪傳動設計 1681333.2.3軸的設計 19194863.2.4軸承的選用 20266333.2.5多片式摩擦離合器的計算 20238283.2.6鍵的選用 21247063.3傳動系統(tǒng)的II軸及軸上零件設計 22142623.3.1齒輪傳動設計 22128163.3.2軸II的設計 2455883.3.3軸承的選用 25148513.4傳動系統(tǒng)的III軸及軸上零件設計 25182243.4.1齒輪傳動設計 25148263.4.2軸III的設計 28155363.4.3軸承的選用 29262253.5傳動主軸的設計 29189793.5.1主軸的軸徑設計 29221773.5.2主軸的軸承選擇 30151293.5.3主軸的各軸段與直徑確定 3076234傳動系統(tǒng)的校核 30316554.1I軸及其零件校核 30280954.1.1軸I的強度校核 30235554.1.2軸承疲勞強度校核 31195824.2軸II及其零件校核 33282634.2.1軸II的強度校核 33325294.2.2軸承疲勞強度校核 34144864.3軸III及零件校核 3575294.3.1軸III的強度校核 35325034.3.2軸承疲勞強度校核 3675954.4主軸及其零件校核 37238474.4.1主軸撓度計算 37232624.4.2主軸剛度計算 39164884.4.3主軸軸承強度校核 39312765技術(shù)經(jīng)濟性分析 4114950設計總結(jié) 4227414參考文獻 43引言本課題是對數(shù)控車床的主軸傳動系統(tǒng)進行的研究與設計，根據(jù)所給的數(shù)據(jù)進行主傳動系統(tǒng)的設計。在設計過程中，必須要進行全面周全的考慮，使得所設計的方案，在技術(shù)上先進合理，在經(jīng)濟上效益高。本設計過程的主要內(nèi)容，一共包括以下幾個方面。方案設計：根據(jù)所給的已知數(shù)據(jù)，計算確定主軸轉(zhuǎn)速數(shù)列公比。根據(jù)所求的主軸轉(zhuǎn)速數(shù)列公比，確定結(jié)構(gòu)式，繪制結(jié)構(gòu)網(wǎng)圖，轉(zhuǎn)速圖。根據(jù)轉(zhuǎn)速圖，確定各個變速組傳動比值，確定齒輪齒數(shù)，繪制傳動系統(tǒng)圖。確定皮帶輪的帶輪直徑，選擇帶寬。結(jié)構(gòu)設計：對每組齒輪，雙聯(lián)齒輪，三聯(lián)齒輪按照其設計規(guī)范進行詳細設計，包括確定直徑、模數(shù)、齒寬、中心距、材料、表面處理等。對皮帶輪軸上多片式摩擦離合器的計算。對每跟軸的軸段進行設計，并選用與之匹配的軸承。對主軸進行前后頸部設計，并選用合適的雙列圓柱滾子軸承與推力球軸承。整體設計，包括箱體設計，內(nèi)部密封潤滑設計。校核驗算：對每根軸的軸上危險截面進行驗算。對每根軸上的軸承進行強度驗算。對主軸進行撓度，剛度，危險截面的強度驗算。繪制圖紙：繪制箱體的俯視展開圖。繪制箱體的三維切面圖。繪制各軸，及軸上部分零件的零件圖。在設計過程中，需要查閱很多機械方面的書籍與資料，遇到了許多設計方面的問題，需要通過自己查詢資料的同時，與指導教師進行深切的討論，尋找出設計的缺陷，補足設計的完整合理性，經(jīng)濟實用性。同時還要注意計算的準確，引用文獻，文章的合理。并指明引用文獻的出處，避免抄襲之嫌。并要經(jīng)過分析、推理、判斷、歸納的過程而形成新的觀點，突出與前人不同的新見解。1緒論1.1車床的定義及其分類機床是機械加工過程中最重要的載體，常見的機床有車床，銑床，磨床，刨床，鏜床鉆床等，還有各種各樣的焊機，專門加工齒輪的機床等等一系列機械加工平臺。而車床是主要通過車刀，對旋轉(zhuǎn)的工件進行加工的機床。例如常見的軸的加工，盤的加工和套的加工等。并且，在車床上配合使用鉆頭，鉸刀等，還能對工件進行額外需求的加工。車床的種類也是有很多的，其中最為常見的就是普通車床，它最顯著的優(yōu)點就是加工的對象廣，可調(diào)整范圍大，并且可以加工工件內(nèi)表面和外表面上的螺紋。但是普通車床需要通過工人手工操作，這也體現(xiàn)出了普通車床的最大的缺點，就是效率低下，而且加工的精度中人為因素占比很大。只適合于數(shù)量小，精度要求較低的的加工場合。所以為了提高加工的效率，轉(zhuǎn)塔車床和回轉(zhuǎn)車床也成為了車間車床加工的?？?。與普通車床相比，轉(zhuǎn)塔車床可以裝很多車刀或回輪刀架，可以在一次加工過程中，選用不同的刀具一次性玩成對單個工件的加工，形成一床多用，大大提升了加工的時間成本。但是依然沒有解決由于工人個人經(jīng)驗，技術(shù)等因素造成的精度低的問題。于是又出現(xiàn)了新一代的加工機床——自動車床。顧名思義，自動車床實現(xiàn)了加工的半自動，自動上料，自動加工，并且可以重復加工同一批工件，適用于需求量大的生產(chǎn)場合。不過，自動車床的缺點也在加工的過程中展現(xiàn)出來。在加工的過程中，自動車床只能從頭到尾一直加工同樣要求的不同工件，無法受人的控制，隨意加工。也就是說，如果在加工過程中，需要對剩余加工工件進行加工上的修改，那么自動車床還需要重新編寫加工程序。為了解決這一情況，在自動車床的基礎(chǔ)上。人們通過自己的聰明才智，成功創(chuàng)造出本次設計的主角，數(shù)控車床。數(shù)控車床是一種通過在電腦上傳輸信息，發(fā)送治療給機器，讓其實現(xiàn)各種各樣加工的機器。通過預先給系統(tǒng)指令，讓車床完成要求的加工動作，并且可以在加工過程中，通過簡單的操作即可改變加工要求的一種新式車床。數(shù)控車床是目前加工行業(yè)中最適合批量加工，精確加工的機床之一。省去了人力，和人為因素導致的精度不足的問題。不過，成本高的問題也是讓許多廠家望而卻步。1.2車床的發(fā)展歷程車床的鼻祖最遠可追溯到兩千多年前，當時的人們?yōu)榱思庸すぞ?，用樹木做床身，用貝殼或者石片做刀具，粗略的加工工具。由此可見在當時，車床加工的理念已經(jīng)產(chǎn)生了雛形。十五世紀，歐洲地區(qū)為了加工鐘表的齒輪，出現(xiàn)了螺紋車床。十六世紀著名畫家達芬奇曾經(jīng)繪制過車床，鏜床，磨床等機床的構(gòu)想圖。而且在構(gòu)想圖中，已經(jīng)出現(xiàn)了曲柄，軸承等工件的身影。與此同時，中國明朝出版的《天工開物》中，已經(jīng)有了磨床的結(jié)構(gòu)。而且在中國古代燒制瓷器的過程中，轉(zhuǎn)輪和人手工操作的過程，也是車床構(gòu)想運用的現(xiàn)象。時間來到了工業(yè)革命時期。這段時間是基礎(chǔ)制造業(yè)的蓬勃發(fā)展時期。作為工廠加工最重要的機床之一，車床在工業(yè)革命期間的發(fā)展也是十分迅速的。不過自從英國人莫茲利發(fā)明的由絲杠來傳動刀架的車床開始，車床開始出現(xiàn)了重大變革。因此，莫茲利也被成為英國機床之父。隨著電動機的出現(xiàn)，車床的驅(qū)動系統(tǒng)逐漸開始以電為主。同時隨著科技發(fā)展的需求，車床的分類也越來越廣，精度要求也越來越高。而且，機床也不再是單一的車床為主，逐漸出現(xiàn)了，磨，銑，鏜，刨等。為20世紀輕重工業(yè)大發(fā)展，提供了條件。1951年，第一臺數(shù)控機床在美國問世。標志著機床加工已經(jīng)進入了數(shù)字時代。而且隨著電子科技的發(fā)展，在20世紀70年代，小型計算機的普遍適用，使得數(shù)控技術(shù)再一次得到突飛猛進，逐漸發(fā)展為今天我們所見的數(shù)控機床。1.3設計背景當前世界，正在面臨著世界科技大發(fā)展，經(jīng)濟全球化的發(fā)展時期?；A(chǔ)工業(yè)的堅實與否，是衡量一個國家整體工業(yè)水平高度的指標。對于機床領(lǐng)域，我國的發(fā)展還是較世界先進水平還有一段差距。還沒辦法做到世界一流的加工精度和加工能力。而且很多的關(guān)鍵性的零部件，還是需要通過進口他國來實現(xiàn)。而且目前的行業(yè)發(fā)展來看，數(shù)控技術(shù)的發(fā)展，已經(jīng)成為了機床行業(yè)的新標桿。數(shù)控技術(shù)夠硬，才能夠擁有更加先進的發(fā)展速度，發(fā)展方向，發(fā)展途徑。1.4設計內(nèi)容及思路本次數(shù)控車床主軸箱的設計，是基于普通車床主軸箱的設計之上。主軸箱是車床系統(tǒng)中，負責傳動運動的部分，通過多級齒輪傳動，各個軸之間進行運動的傳遞，讓整個車床進行加工運動。本次設計的主要內(nèi)容是設計傳動系統(tǒng)的內(nèi)部結(jié)構(gòu)，每根軸上齒輪的數(shù)量，每個齒輪的齒數(shù)，軸和軸上零件的選擇，軸和軸上設計件的校核。并對整個箱體進行設計，對其密封潤滑，內(nèi)部結(jié)構(gòu)分布進行詳細的設計。設計的總思路是按照機械工程手冊，和之前學習過的書籍，韓長生.安陽機床集團發(fā)表在制造技術(shù)與機床期刊上的《CWA6163臥式車床》。整體設計過程以計算為主，設計校核完整性，按照《機械設計手冊》和《金屬機床加工》等書籍的指導下進行。2傳動方案確定和其他設計2.1參數(shù)確定根據(jù)設計要求并參考實際情況，初步選定機床主要參數(shù)如下：床身上最大加工直徑：360mm 最大加工長度：300-650mm主軸的轉(zhuǎn)速范圍：35-1400r/min主電機功率：4KW2.2.結(jié)構(gòu)設計已知主軸最低轉(zhuǎn)速nmin=35r/min，最高轉(zhuǎn)速nmax=1轉(zhuǎn)速調(diào)整范圍為Rn=nmax確定主軸轉(zhuǎn)速數(shù)列的公比φ=1.41主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)Z=lgRn/lgφ+1=122.2.1結(jié)構(gòu)分析式（1）12=3×2×2從電動機到主軸主要為降速傳動，若使傳動副較多的傳動組放在較接近電動機處可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，節(jié)省材料，也就是滿足傳動副前多后少的原則，因此選?。?）12=2在12=2×3×確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下：圖2.1傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖在降速傳動中，防止齒輪直徑過大而使徑向尺寸常限制最小傳動比；在升速時為防止產(chǎn)生過大的噪音和震動常限制最大轉(zhuǎn)速比。在主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍。在設計時必須保證中間傳動軸的變速范圍最小，在檢查傳動組的變速范圍時，只需要檢查最后一個擴大組，因為其它傳動組的變速范圍都比他小，即Rn=φxn(Pn?1)≤Rmax故選用的方案合理。2.2.2選擇電動機由于nmax=1400r/min，查詢機械設計手冊和相關(guān)電動機介紹，可知一般多采用Y系列封閉自扇冷式三相異步電動機。額定功率：4kw同步轉(zhuǎn)速：nd額定轉(zhuǎn)速：n額電動機輸入轉(zhuǎn)矩T電=9550×2.2.4繪制轉(zhuǎn)速圖（1）分配總降速傳動比總降速傳動比i總=n（2）確定轉(zhuǎn)速數(shù)列已知nmin將所得各個軸的轉(zhuǎn)速填入如下表格。圖2.2傳動系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖2.2.5確定各組傳動副齒數(shù)①傳動組A：上圖所示，傳動組A中iA1iA2iA3綜上，可選出Sz=60或72。但要滿足Sz≤100-120。Zmin≥18-20，及齒輪中最大和次大齒數(shù)差ZiA1=Z②傳動組B：同理傳動組A，iB1=1，iB2=4，iB3=2，③傳動組C：同理傳動組A，iC1=2為升速運動，iC2=0.25為降速運動，小齒輪齒數(shù)為72,21，則2.2.6繪制傳動系統(tǒng)圖將上述所設計的各對齒輪按照CA6136主軸箱的展開排列順序畫出二維簡圖，具體數(shù)據(jù)如下圖所示：圖2.3傳動系統(tǒng)簡圖2.3箱體設計2.3.1箱體材料的選擇主軸箱的箱體結(jié)構(gòu)比較復雜，一般的加工方法為鑄造。材料的選定根據(jù)實際要求確定，一般材料為HT150， 強度較高的箱體使用HT200。本設計中選定HT200灰口鑄鐵作為箱體的材料。2.3.2箱體尺寸根據(jù)其內(nèi)部分布結(jié)構(gòu)確定箱體尺寸圖5.1箱體結(jié)構(gòu)設計圖確定箱體尺寸為715×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(jié)構(gòu)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20mm左右，軸承孔處的凸臺應滿足安裝調(diào)整軸承的需求。幾根軸之間的距離根據(jù)齒輪直徑和嚙合關(guān)系確定。2.4潤滑設計由于普通車床主軸箱，多用潤滑油進行潤滑，其內(nèi)部為多齒輪封閉式傳動，外部有箱體保護，所以齒輪的工作環(huán)境較為干凈。采用潤滑油潤滑的時候，應該要保證回油路的暢通。進油方向要注意到泵油效應。箱體上的回油孔的直徑要盡可能的大一些，箱體放置油標，放油孔低于油池底面。潤滑油的選擇與軸，軸承，齒輪的工作條件密切相關(guān)，由于本設計中轉(zhuǎn)速較低，而且考慮到環(huán)境污染等實際問題，所以選用粘度較高的潤滑油即可。2.5密封設計為了實現(xiàn)箱體密封目的，本設計提供了一種箱體密封結(jié)構(gòu)箱蓋，設置有多個第一安裝孔；箱體，裝配于箱蓋；密封圈，設置于箱蓋與箱體之間；多個限位件，設置有通孔；以及多個緊固件，穿過對應的限位件的通孔以鎖緊密封連接箱體和箱蓋。其中，各限位件具有：插入部，插入對應的第一安裝孔中；以及止擋部，形成于插入部的一端并止擋在箱蓋的上方。在根據(jù)本實用新型的箱體密封結(jié)構(gòu)中，緊固件在鎖緊密封連接箱蓋和箱體時，各限位件的插入部從密封圈的上方擠壓密封圈，并基于插入部的長度控制密封圈的壓縮量，密封效果好。由于止擋部止擋在箱蓋的上方，從而使限位件在安裝和拆卸過程中不易掉落。3傳動系統(tǒng)的設計3.1計算各個軸的轉(zhuǎn)速3.1.1確定主軸計算轉(zhuǎn)速由轉(zhuǎn)速圖可知：主軸的計算轉(zhuǎn)速是低速第一個三分之一變速范圍的最高一級轉(zhuǎn)速，所以nIV=nminφz3?1=3.1.2確定每根軸的轉(zhuǎn)速從轉(zhuǎn)速圖可知，nIII=140r/min，nII3.1.3確定齒輪轉(zhuǎn)速傳動組C中,21/87齒輪組只需要計算齒數(shù)為21的齒輪，其轉(zhuǎn)速為200r/min，72/36齒輪組中，只需要計算齒輪為36的齒輪，其轉(zhuǎn)速為800r/min。傳動組B中，同理齒數(shù)為18的齒輪其轉(zhuǎn)速為400r/min。傳動組A中，齒數(shù)為30的齒輪其轉(zhuǎn)速為800r/min3.1.4核算主軸轉(zhuǎn)速誤差n實n標n實?n故滿足誤差的允許值，符合設計要求。3.2傳動系統(tǒng)的I軸及軸上零件設計3.2.1普通V帶傳動計算（1）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。其設計功率公式為Pca=KA×P（Kw）其中KA（2）查詢帶輪基準直徑表小帶輪ddd2=id驗算帶速：v=π（3）確定帶傳動的中心距和帶的基準長度設中心距為a0，則要滿足427<a0<1220故取a0則帶長為L0查詢普通V帶長度基準表，取相近長度V帶Ld0=2050mm帶輪實際中心距：a=a（4）驗算小帶輪包角，小帶輪包角一般情況下不小于120°α≈180°?（（5）確定帶的根數(shù)查詢單根普通V帶額定功率表可知，在小帶輪直徑為250mm，轉(zhuǎn)速為1440r/min時，其基本額定功率P1=1.92Kw。帶根數(shù)Z=PcaP1+?P1kαkL，其中，單根V帶的基本額定功率增量（6）計算張緊力F0F0=500（7）計算作用在軸上的壓軸力FQ（8）皮帶輪設計尺寸圖3.1皮帶輪設計尺寸3.2.2齒輪傳動設計（1）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。（2）計算軸輸入功率和輸入轉(zhuǎn)矩查詢機械設計課程設計指導書，表9-1可知帶傳動效率η1=0.96軸承效率η2=0.99，八級精度下齒輪的效率η3=0.97η總=η1則工作機輸出的功率Pw=Pxη總=3.368Kw則I軸的輸入功率PIT1=9550×（3）材料與熱處理由于轉(zhuǎn)速不是太高，大小齒輪均選用45號鋼作為材料，進行調(diào)制處理。小齒輪與大齒輪的硬度差要保持在30-50HBS范圍內(nèi)，且小齒輪的硬度要高于大齒輪，所以令小齒輪的硬度為260HBS，大齒輪的硬度為220HBS，滿足硬度要求。（4）按照齒面接觸疲勞強度設計齒輪d1①取載荷系數(shù)K1=1.3②查詢《機械設計》表10-7，選取齒寬系數(shù)?d③查詢《機械設計》表10-6，ZE=189.8④查詢《機械設計》表10-21d，σHlim1=600MPa應力循環(huán)次數(shù)N1=60nI⑤查詢《機械設計》圖10-19得KHN1則接觸疲勞許用應力為：[σ[σ因為[σH1]＞[d1計算齒輪最大圓周速度Vmax=故符合8級精度設計要求。（5）確定齒輪主要參數(shù)①齒數(shù)：30/42②模數(shù)：m=163383（其中μ=2為公比，Nd為電動機功率=4Kw。Φm=8為齒寬系數(shù)，[σ]為齒輪允許傳動應力，此處去600MPaS為安全系數(shù)取1，則計算出m=2.9，取m=3③分度圓直徑d：d1分=m④中心距a：a=⑤齒寬B：B=0.3a=0.3×同理齒數(shù)36/36，m=2.22，取m=3則軸I上的兩個齒輪的直徑分別為90mm，108mm軸II上的兩個齒輪直徑分別為126mm，108mm（6）按照齒根彎曲疲勞強度計算σF其中：①查詢《機械設計》表10-8可得動載荷系數(shù)Kv=1.12，直齒輪K②查詢《機械設計》表10-2可得使用系數(shù)K③查詢《機械設計》表10-4用插值法得KH則載荷系數(shù)K=KAxKvxKHβ④查詢《機械設計》表10-20c，得大小齒輪的彎曲強度極限σFE1=500MPa，σ⑤查詢《機械設計》表10-18，取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，則[σF1]=⑥查詢《機械設計》表10-5，齒形系數(shù)YFa1=2.5，YFa2=2.則σF=2KσF2故齒輪校核合格。3.2.3軸I的設計（1）選擇軸材料：查詢《機械設計》表15-1，選用45號鋼，并進行調(diào)質(zhì)處理，硬度220-250HBS[σ?1]=60MPa，σB=640MPa（2）初步確定最小軸徑：η1=0.96，dmin=91具體設計數(shù)據(jù)如下：圖3.2I軸設計尺寸圖3.2.4軸承的選用考慮到該軸承受徑向載荷較大，而且轉(zhuǎn)速較高，應選用深溝球軸承與軸徑配合。根據(jù)GB/T276-1994，選用深溝球軸承6207,6007分別放置箱體支架和齒輪處。3.2.5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(jié)構(gòu)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，甚至影響主軸箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)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(jié)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?。?.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。3.2.6鍵的選用根據(jù)GB/T1096-23，根據(jù)軸徑選擇鍵的規(guī)格為10x8x20，軸深5mm。3.3傳動系統(tǒng)的II軸及軸上零件設計3.3.1齒輪傳動設計（1）計算II軸的輸入功率和輸入轉(zhuǎn)矩由I軸數(shù)據(jù)可得，PII=T2=9550×（2）材料、熱處理及精度等級由于轉(zhuǎn)速不是太高，大小齒輪均選用45號鋼作為材料，進行調(diào)制處理。小齒輪與大齒輪的硬度差要保持在30-50HBS范圍內(nèi)，且小齒輪的硬度要高于大齒輪，所以令小齒輪的硬度為260HBS，大齒輪的硬度為220HBS，滿足硬度要求。兩齒輪初選八級精度。（3）按齒面接觸疲勞強度設計齒輪：d2①取載荷系數(shù)K1=1.3②查詢《機械設計》表10-7，選取齒寬系數(shù)?d③查詢《機械設計》表10-6，ZE=189.8④查詢《機械設計》表10-21d，σHlim1=600MPa應力循環(huán)次數(shù)N1=60nII⑤查詢《機械設計》圖10-19得KHN1（4）計算接觸疲勞許用應力：[σ[σ因為[σH1]＞[d2（5）計算齒輪最大圓周速度Vmax故符合8級精度設計要求。（6）確定齒輪主要參數(shù)：①齒數(shù)：45/45模數(shù)：m=163383（齒數(shù)：18/72模數(shù)：m=163383（齒數(shù)：30/60模數(shù)：m=163383（故模數(shù)取m=3③分度圓直徑d：d1分=md3分d5分=④中心距a：a=故，軸II上三聯(lián)齒輪直徑為134mm,54mm,90mm軸III上與之嚙合的三聯(lián)齒輪直徑為135mm，54mm，216mm④齒寬B=0.3a=40.5mm（7）按照齒根彎曲疲勞強度計算σF其中：①查詢《機械設計》表10-8可得動載荷系數(shù)Kv=1.12，直齒輪K②查詢《機械設計》表10-2可得使用系數(shù)K③查詢《機械設計》表10-4用插值法得KH則載荷系數(shù)K=KAxKvxKHβ④查詢《機械設計》表10-20c，得大小齒輪的彎曲強度極限σFE1=500MPa，σ⑤查詢《機械設計》表10-18，取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，則[σ[σF2]=⑥查詢《機械設計》表10-5，齒形系數(shù)YFa1=2.5，YFa2=2.則σF=2KTσF2故齒輪校核合格。3.3.2軸II的設計（1）選擇軸材料：查詢《機械設計》表15-1，選用45號鋼，并進行調(diào)質(zhì)處理，硬度220-250HBS[σ?1]=60MPa,σσS（2）初步確定最小軸徑η2=η1x0.98x0.99x0.99=0.922，dmin=91（3）具體軸段長度尺寸如下圖3.3II軸尺寸設計圖3.3.3軸承的選用考慮到傳動軸所受的徑向載荷和單向軸向載荷和軸徑，根據(jù)GB297-1994選用30206圓錐滾子軸承。 3.4傳動系統(tǒng)的III軸及軸上零件設計3.4.1齒輪傳動設計（1）計算III軸的輸入功率和輸入轉(zhuǎn)矩由I軸數(shù)據(jù)可得，PIII=T3=9550×P（2）材料、熱處理及精度等級由于轉(zhuǎn)速不是太高，大小齒輪均選用45號鋼作為材料，進行調(diào)制處理。小齒輪與大齒輪的硬度差要保持在30-50HBS范圍內(nèi)，且小齒輪的硬度要高于大齒輪，所以令小齒輪的硬度為260HBS，大齒輪的硬度為220HBS，滿足硬度要求。兩齒輪初選八級精度。（3）按齒面接觸疲勞強度設計齒輪：d3①取載荷系數(shù)K1=1.3②查詢《機械設計》表10-7，選取齒寬系數(shù)?d③查詢《機械設計》表10-6，ZE=189.8④查詢《機械設計》表10-21d，σHlim1=600MPa⑤查詢《機械設計》圖10-19得KHN1（4）計算接觸疲勞許用應力：[σ[σ因為[σH1]＞[d3（5）計算齒輪最大圓周速度Vmax故符合8級精度設計要求。（6）確定第一對齒輪主要參數(shù)：①齒數(shù)：72/36模數(shù)：m=163383（②齒數(shù)：21/87模數(shù)：m=163383（故取標準模數(shù)m=4③分度圓直徑d：d1分=md3分=m④中心距a：a=⑤齒寬B：B=故軸III上雙聯(lián)齒輪直徑分別為，288mm，84mm。軸IV上與之嚙合的齒輪直徑分別為，144mm，348mm。（7）按照齒根彎曲疲勞強度計算σF其中：①查詢《機械設計》表10-8可得動載荷系數(shù)Kv=1.12，直齒輪K②查詢《機械設計》表10-2可得使用系數(shù)K③查詢《機械設計》表10-4用插值法得KH則載荷系數(shù)K=KAxKvxKHβ④查詢《機械設計》表10-20c，得大小齒輪的彎曲強度極限σFE1=500MPa，σ⑤查詢《機械設計》表10-18，取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.88，則[σF1]=⑥查詢《機械設計》表10-5，齒形系數(shù)YFa1=2.72，YFa2=2.36。應力矯正系數(shù)則σF=2KσF2故齒輪校核合格。3.4.2軸III的設計（1）選擇軸材料：查詢《機械設計》表15-1，選用45號鋼，并進行調(diào)質(zhì)處理，硬度220-250HBS[σ?1]=60MPa,σσS（2）初步確定最小軸徑：η3=η2x0.98x0.99=0.89，dmin=91（3）具體軸段數(shù)據(jù)如下：圖3.4III軸的設計尺寸圖3.4.3軸承的選用同II軸考慮到傳動軸所受的徑向載荷和單向軸向載荷和軸徑，根據(jù)GB297-1994選用30209圓錐滾子軸承。中間放置NU210E圓柱滾子軸承，來承受III軸上大的徑向載荷。3.5傳動主軸的設計3.5.1主軸的軸徑設計CA6136主軸箱設計的車床主軸都為空心軸，主要是為了減輕重量，而且可以讓長的工件穿進主軸方便加工。由于主軸承受扭矩很大，而且主軸為空心軸，查詢《機械設計》表15-1，其材料選擇35SiMn，并進行調(diào)質(zhì)處理。硬度229-285HBS。考慮到主軸有鍵槽和軸承，而且為空心軸，故設計數(shù)據(jù)如下：（1）主軸的最小直徑：η4=η3x0.98x0.99x0.98=0.85dmin（2）主軸直徑初選查詢相關(guān)資料，根據(jù)機床主電動機電功率，確定主軸的前軸頸d1的取值范圍為100mm，后軸頸d2=（0.7-0.85）d1。故取d1=100mm，d2=70mm。查詢相關(guān)資料，車床主軸的內(nèi)徑大約為（0.4-0.6）d1。取內(nèi)徑d0=40mm。查詢《金屬機床設計》表5-14，主軸懸伸長度a=120mm。3.5.2主軸的軸承選擇根據(jù)主軸的軸頸，前頸選擇NU1014K雙列圓柱滾子軸承，后頸選擇NU1014K雙列圓柱滾子軸承。前頸后端與基架相連處選用7020AC/DF雙列角接觸球軸承，其目的是因為主軸前支承采用內(nèi)錐孔雙列圓柱滾子軸承來承受徑向力，提高主軸的徑向剛度和主軸回轉(zhuǎn)精度，采用兩個推力球軸承來承受軸向力，降低主軸軸向竄動量，提高主軸軸向剛度。后支承采用內(nèi)錐孔雙列圓柱滾子軸承，起到徑向支承作用。3.5.3主軸的鍵的選擇根據(jù)主軸所需要安裝鍵的軸段軸徑為85mm確定，鍵寬b為22mm，查詢普通平鍵規(guī)格表，當d=85mm時，鍵長在63-250mm之間?？紤]到鍵所在的軸段長度，在標準鍵長系列表中選擇L=110mm。鍵高h=14，軸槽深t=9mm3.5.4主軸的各軸段與直徑確定具體數(shù)據(jù)如下圖：圖3.5傳動主軸的設計尺寸4傳動系統(tǒng)的校核4.1軸I及其零件校核4.1.1軸I的強度校核對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行度驗算軸的抗彎斷面慣性矩。①彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得：M扭矩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。②圓周力Pt③徑向力Pr其中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計算合成彎矩：L1=250mm，L2=328.5mm，L=L1+L2=578.5水平面彎矩M水豎直面彎矩M豎合成彎矩M=M根據(jù)強度理論計算危險截面處應力：σca=M故校核成功。4.1.2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：L?其中C為計算動載荷，Lh為軸承壽命，T為工作期限，一般機床[T]取10000-15000?！獕勖禂?shù)，對球軸承=3，對滾子軸承=；軸上所受到的徑向力為F=388.57N，軸向力Fa=806.67N則確定軸承收到的徑向力和軸向力查詢文獻（9），深溝球軸承6207的基本動載荷C1=25.7KN，e=0.26深溝球軸承6007基本動載荷C2=15.9KN。e=0.28則對于6007軸承，F(xiàn)a=806.67N，F(xiàn)r=388.57N，F(xiàn)a/Fr＞e，查詢參考文獻（1）表13-8，X=0.56，Y=1.55。則P=XFr+YFa=1467.94N。代入數(shù)據(jù)得：Lh=25488.3h＞[T]故6007軸承校核成功。對于左側(cè)6207軸承，右側(cè)6007軸承，通過計算得出Fa=806.67N，F(xiàn)r1=245.41N，F(xiàn)r2=143.16N，對于右側(cè)6007軸承，手里比中間處還低，故肯定校核成功。對于6207軸承，查詢參考文獻（1）表13-8，X=0.56，Y=1.71，P=XFr+YFa=945.80N代入數(shù)據(jù)Lh=417992.8h＞[T]故6207軸承校核成功。故該軸軸承校核合格。4.1.3鍵強度校核查詢參考文獻（1）P69，平鍵的主要失效形式是工作面被壓潰或者過度磨損。平面擠壓強度計算σp=4T其中T為軸傳遞轉(zhuǎn)矩，d為軸徑，l為鍵工作長度，h為鍵高。查詢文獻（1）P69表5-2，軸材料為鋼時，選用靜載荷狀態(tài)。則[σpσ故擠壓強度校核合格。動連接耐磨性計算P=其中[P]為需用壓強，軸材料為鋼時，則P=26.68MPa≤故動連接耐磨校核合格，該鍵可以正常使用。4.2軸II及其零件校核4.2.1軸II的強度校核①彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得：M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。②圓周力Pt③徑向力Pr其中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計算合成彎矩：L1=242mm，L2=130mm，L=L1+L2=372水平面彎矩M水豎直面彎矩M豎合成彎矩M=M根據(jù)強度理論計算危險截面處應力：σca=M故校核成功。4.2.2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：L?軸上所受到的徑向力為F=1109.68N，軸向力Fa=2303.7N則確定軸承收到的徑向力和軸向力。查詢文獻（9）30206圓錐滾子軸承Cr=43.2KN，Cor=50.2KN，e=0.26，X=1,Y=1.71通過計算可得出F1=686.94N，F(xiàn)2=422.74N，F(xiàn)1＞F2，故代入數(shù)據(jù)，P=2992.35。Lh=305282h＞[T]，故軸承校核合格4.3軸III及零件校核4.3.1軸III的強度校核①彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得：M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。②圓周力Pt③徑向力Pr其中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 計算合成彎矩：L1=465mm，L2=215mm，L=L1+L2=680水平面彎矩M水豎直面彎矩M豎合成彎矩M=M根據(jù)強度理論計算危險截面處應力：σca=M故校核成功。4.3.2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：L?軸上所受到的徑向力為F=854.44N，軸向力Fa=1773.8則確定軸承收到的徑向力和軸向力。查詢文獻（9）圓柱滾子軸承NU210E，Cr=61.2KN，Cor=69.2KN，e=0.22，X=056,Y=1.99計算得出Fr=854.44N，F(xiàn)a=1773.8N，P=4384.3N。Lh=779650h＞[T]故該軸承校核成功。圓錐滾子軸承30209，Cr=67.8KN，Cor=85.3KN，e=0.22，X=0.56，Y=1.99。計算得出Fr1=270.15N，F(xiàn)r2=584.29N。故選Fr2。則P=3857.06N。Lh=1681281h＞[T]，故校核成功，該軸所有軸承校核成功。4.4主軸及其零件校核4.4.1主軸撓度計算（1）剛性支撐是彈性主軸端部位移。假設支撐為剛度時，主軸的彈性變形引起的主軸位移，可以按照兩點梁的撓度公式來計算。為方便計算，假設齒輪在軸的中間時撓度最大，采用逐段剛化法。圖4.1主軸受力分析圖y1y2其中Fcy，F(xiàn)cz，F(xiàn)y，F(xiàn)z為主軸的受力，a為主軸的懸伸量，L為兩支撐間的跨距，I為主軸的截面的平均慣性矩。設主軸的平均直徑為D，內(nèi)孔直徑為d。I=π（D由切削力公式可知：Fz=Fp=CFy=Fc=CFx=Ff=C（2）查閱相關(guān)數(shù)據(jù)，設機床的最低轉(zhuǎn)速時扣吃刀量為3mm，進給量為0.41，轉(zhuǎn)速為n主=nminFz=Fp=828.12NFy=Fc=2237.15NFx=Ff=970.92NT（3）求圓周力Ft與徑向力Fr：Ft=Fr=Ft則Fcy=Fr=2068.9N，F(xiàn)cz=Ft=5684.5N式中：d1為主軸上小齒輪的分度圓直徑，α=20°為壓力角。（4）將上述數(shù)據(jù)代入撓度計算公式得:y1=120=0.00295y2=1202.1×10=0.0446（5）校核合成撓度Yn=y1故設計滿足要求。4.4.2主軸剛度計算（1）驗算軸的疲勞強度：L1=400mm，L2=100mm水平方向：Ffy1Ffy2水平彎矩：My1豎直方向：Ffx1豎直彎矩：Mx1合成彎矩：Mc（2）校核危險截面：轉(zhuǎn)矩T主=341.07N·m轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的剪力按脈動循環(huán)變化，取a=0.5，則危險截面c處的當量彎矩Mec=Mc2危險截面c的強度α故滿足要求。4.4.3主軸軸承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：L?則確定軸承收到的徑向力和軸向力。查詢文獻（9）對于雙列圓柱滾子軸承NU1014，Cr=47.5KN，Cor=57KN。查詢資料可知，圓柱滾子軸承屬于只承受徑向載荷的軸承，P=Fr=2068.9N。代入數(shù)據(jù)得：Lh=388668h＞[T]，故校核成功。對于角接觸球軸承7020AC/DF，Cr=111KN，Cor=141KN，e=0.43，X=0.44，Y=1.3。計算得出Fa=5684.5N，F(xiàn)r=2068.9N，P=8300N。代入數(shù)據(jù)得：Lh=27027h＞[T]。故校核成功，主軸全部軸承校核成功4.4.4主軸鍵強度校核（1）平面擠壓強度計算σp=4T其中T=341.07N·m，d=85mm，h=14mm，l=110mm，代入數(shù)據(jù)得：σp=2.61Mpa≤[σ（2）動連接耐磨性計算P=代入數(shù)據(jù)P=2.61Mpa≤[P]5技術(shù)經(jīng)濟性分析機床行業(yè)對當代中國人的各方面生活產(chǎn)生了比較深刻的影響。從市場規(guī)模，行業(yè)服務等各方面，切入到生活的方方面面。所以機床技術(shù)的經(jīng)濟性成為了市場競爭的有利因素之一。新式機床的設計成為了新時代的首要任務。前段時間，中央發(fā)行的《機床行業(yè)發(fā)展“十三五”規(guī)劃》明確要求，到2020年機床行業(yè)增加30%，提高行業(yè)的滲透率。而如今我國的發(fā)展進入了“十四五”全新時期，也是各行各業(yè)飛速發(fā)展的全新時期。為了鞏固全面建成小康社會的成果，堅持和用戶黨和國家的前進方針，實現(xiàn)“中國制造2025”的偉大目標，從2021年開始，機床行業(yè)發(fā)展將會有新高度，新寬度，新深度。行業(yè)發(fā)展伴隨而來的就是經(jīng)濟效益的發(fā)展。便宜實用，設計精巧的機床將更加受到市場的青睞。所以在設計過程中，經(jīng)濟適用性也是需要考慮的一部分。不能只注重于設計的華麗和可用性，而是把更多的精力放到設計的實用性和優(yōu)越性上。在CA6136數(shù)控車床主軸箱結(jié)構(gòu)設計中，采用了很多達到技術(shù)經(jīng)濟性要求的設計。比如在主軸的過程中，為了更方便的使被加工零件可以深入主軸的內(nèi)部進行加工定位，將主軸設計成空心軸，其目的另一方面上也是為了減少主軸的設計材料，減小成本。再如，設計的齒輪，二聯(lián)齒輪，三聯(lián)齒輪的材料均為45號鋼，并進行調(diào)質(zhì)處理，而且根據(jù)大小齒輪的嚙合總量，將小齒輪的硬度略高于大齒輪，其目的就是為了讓齒輪在嚙合的過程中，既能正常運行，又能在不影響正常運行的情況下，彌補兩齒輪由于齒數(shù)的差別而導致的齒輪壽命差異。進一步提升了齒輪組的使用壽命，同時，滿足技術(shù)經(jīng)濟性的要求。又如在選用主軸軸承的時候，選用推力球軸承來承受軸向力，降低軸向竄動，提高軸向精度，使用雙列圓柱滾子軸承提高主軸的徑向剛度和主軸回轉(zhuǎn)精度，來使主軸的使用壽命達到設計要求。在本設計過程中還有許多考慮到材料與經(jīng)濟性的例子，在此不一一列舉。本設計中僅有箱體潤滑油涉及到環(huán)境污染的問題，在設計過程中也將其考慮周全，并進行了技術(shù)的優(yōu)化。隨著近年來，互聯(lián)網(wǎng)5G，VR等先進技術(shù)的發(fā)展和工業(yè)水平的大幅提高，各行各業(yè)的產(chǎn)品都要跟上新時代的腳步，在車床設計領(lǐng)域也是如此。相較于普通機床還需要工人手動控制