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無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 1 調(diào)研報告 大學(xué)四年的學(xué)習(xí)生活即將結(jié)束 大學(xué)學(xué)習(xí)生活中的最后一個環(huán)節(jié)也是最重要一個環(huán) 節(jié) 畢業(yè)設(shè)計 是對所學(xué)知識和技能的綜合運(yùn)用和檢驗 本人的畢業(yè)設(shè)計課題是對 CA6140 車床主軸箱的設(shè)計 其內(nèi)容包括 總體方案的確定 和驗證 機(jī)械部分的設(shè)計計算 伺服進(jìn)給機(jī)構(gòu)設(shè)計 自動轉(zhuǎn)位刀架的選擇或設(shè)計 編碼 盤安裝部分的結(jié)構(gòu)設(shè)計 主運(yùn)動自動變速原理等 對普通車床主軸箱的設(shè)計符合我國 國情 即適合我國目前的經(jīng)濟(jì)水平 教育水平和生產(chǎn)水平 又是國內(nèi)許多企業(yè)提高生產(chǎn) 設(shè)備自動化水平和精密程度的主要途徑 在我國有著廣闊的市場 從另一個角度來說 該設(shè)計既有機(jī)床結(jié)構(gòu)方面內(nèi)容 又有機(jī)加工方面內(nèi)容 有利于將大學(xué)所學(xué)的知識進(jìn)行綜 合運(yùn)用 雖然設(shè)計者未曾系統(tǒng)的學(xué)習(xí)過機(jī)床設(shè)計的課程 但通過該設(shè)計拓寬了知識面 增強(qiáng)了實踐能力 對普通機(jī)床和數(shù)控機(jī)床都有了進(jìn)一步的了解 畢業(yè)設(shè)計作為我們在大學(xué)校園里的最后一堂課 最后一項測試 它既是一次鍛煉 也是一次檢驗 在整個設(shè)計過程中 我獲益匪淺 在此 我要衷心感謝劉老師對我的關(guān) 心和細(xì)致指導(dǎo) 由于畢業(yè)設(shè)計是我的第一次綜合性設(shè)計 無論是設(shè)計本人的紕漏還是經(jīng)驗上的缺乏 都難免導(dǎo)致設(shè)計的一些失誤和不足 在此 懇請老師和同學(xué)們給以指正 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 2 摘 要 作為主要的車削加工機(jī)床 CA6140 機(jī)床廣泛的應(yīng)用于機(jī)械加工行業(yè)中 本設(shè)計主要針對 CA6140 機(jī)床的主軸箱進(jìn)行設(shè)計 設(shè)計的內(nèi)容主要有機(jī)床主 要參數(shù)的確定 傳動方案和傳動系統(tǒng)圖的擬定 對主要零件 進(jìn)行了計算和 驗算 利用三維畫圖軟件進(jìn)行了零件的設(shè)計和處理 關(guān)鍵詞 CA6140 機(jī)床 主軸箱 零件 傳動 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 3 目 錄 第一章 引言 第二章 機(jī)床的規(guī)格和用途 第三章 機(jī)床主要參數(shù)的確定 第四章 傳動放案和傳動系統(tǒng)圖的擬定 第五章 主要設(shè)計零件的計算和驗算 第六章 結(jié)論 第七章 致謝 第八章 參考資料編目 畢 業(yè) 設(shè) 計 任 務(wù) 書 200 8 年 4 月 10 日 畢業(yè)設(shè)計題目 CA6140 車床主軸箱的設(shè)計 指導(dǎo)教師 劉必柱 職稱 高級工程師 專業(yè)名稱 機(jī)電一體化技術(shù) 班級 機(jī)電 50532 學(xué)生姓名 袁園 學(xué)號 5020053238 設(shè)計要求 1 完成資料翻譯一份 3000 字以上 2 完成畢業(yè)設(shè)計調(diào)研報告一份 3 完成 CA6140 車床主軸箱的設(shè)計 4 完成相關(guān)程序設(shè)計 5 完成畢業(yè)設(shè)計說明書一份 6 完成相關(guān)圖紙 序號 內(nèi)容 時間安排 1 外文資料翻譯 2008 2 1 至 2008 3 5 2 搜集相關(guān)資料并調(diào)研 完 成調(diào)研報告 2008 3 6 至 2008 3 14 3 進(jìn)行主軸箱的設(shè)計 并完 成相關(guān)程序的編寫 編寫 說明書 繪制相關(guān)圖紙 2008 3 15 至 2008 4 11 4 整理畢業(yè)設(shè)計說明書并定 稿 準(zhǔn)備答辯 2008 3 23 至 2008 4 11 完成畢業(yè)課題的 計劃安排 5 答辯 2008 4 12 答辯提交資料 外文資料翻譯 畢業(yè)設(shè)計調(diào)研報告 畢業(yè)設(shè)計說明書 相關(guān)圖紙 計劃答辯時間 2007 4 12 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院機(jī)電技術(shù)學(xué)院 2008 年 4 月 10 日 分類號 密級 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計說明書 題 目 CA6140 車床主軸箱的設(shè)計 英文并列題目 The machine tool spindle box CA6140 design 學(xué)生姓名 袁園 專 業(yè) 機(jī)電一體化 指導(dǎo)教師 劉必拄 職 稱 高級工程師 畢業(yè)設(shè)計說明書提交日期 2008 4 12 地址 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 I 調(diào)研報告 大學(xué)四年的學(xué)習(xí)生活即將結(jié)束 大學(xué)學(xué)習(xí)生活中的最后一個環(huán)節(jié)也是最重要一個環(huán) 節(jié) 畢業(yè)設(shè)計 是對所學(xué)知識和技能的綜合運(yùn)用和檢驗 本人的畢業(yè)設(shè)計課題是對 CA6140 車床主軸箱的設(shè)計 其內(nèi)容包括 總體方案的確定 和驗證 機(jī)械部分的設(shè)計計算 伺服進(jìn)給機(jī)構(gòu)設(shè)計 自動轉(zhuǎn)位刀架的選擇或設(shè)計 編碼 盤安裝部分的結(jié)構(gòu)設(shè)計 主運(yùn)動自動變速原理等 對普通車床主軸箱的設(shè)計符合我國 國情 即適合我國目前的經(jīng)濟(jì)水平 教育水平和生產(chǎn)水平 又是國內(nèi)許多企業(yè)提高生產(chǎn) 設(shè)備自動化水平和精密程度的主要途徑 在我國有著廣闊的市場 從另一個角度來說 該設(shè)計既有機(jī)床結(jié)構(gòu)方面內(nèi)容 又有機(jī)加工方面內(nèi)容 有利于將大學(xué)所學(xué)的知識進(jìn)行綜 合運(yùn)用 雖然設(shè)計者未曾系統(tǒng)的學(xué)習(xí)過機(jī)床設(shè)計的課程 但通過該設(shè)計拓寬了知識面 增強(qiáng)了實踐能力 對普通機(jī)床和數(shù)控機(jī)床都有了進(jìn)一步的了解 畢業(yè)設(shè)計作為我們在大學(xué)校園里的最后一堂課 最后一項測試 它既是一次鍛煉 也是一次檢驗 在整個設(shè)計過程中 我獲益匪淺 在此 我要衷心感謝劉老師對我的關(guān) 心和細(xì)致指導(dǎo) 由于畢業(yè)設(shè)計是我的第一次綜合性設(shè)計 無論是設(shè)計本人的紕漏還是經(jīng)驗上的缺乏 都難免導(dǎo)致設(shè)計的一些失誤和不足 在此 懇請老師和同學(xué)們給以指正 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 II 摘 要 作為主要的車削加工機(jī)床 CA6140 機(jī)床廣泛的應(yīng)用于機(jī)械加工行業(yè)中 本設(shè)計主要針對 CA6140 機(jī)床的主軸箱進(jìn)行設(shè)計 設(shè)計的內(nèi)容主要有機(jī)床主 要參數(shù)的確定 傳動方案和傳動系統(tǒng)圖的擬定 對主要零件 進(jìn)行了計算和 驗算 利用三維畫圖軟件進(jìn)行了零件的設(shè)計和處理 關(guān)鍵詞 CA6140 機(jī)床 主軸箱 零件 傳動 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 III 目 錄 第一章 引言 第二章 機(jī)床的規(guī)格和用途 第三章 機(jī)床主要參數(shù)的確定 第四章 傳動放案和傳動系統(tǒng)圖的擬定 第五章 主要設(shè)計零件的計算和驗算 第六章 結(jié)論 第七章 致謝 第八章 參考資料編目 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 1 第一章 引言 普通車床是車床中應(yīng)用最廣泛的一種 約占車床類總數(shù)的 65 因其主軸以水平方 式放置故稱為臥式車床 CA6140 型普通車床的主要組成部件有 主軸箱 進(jìn)給箱 溜板箱 刀架 尾架 光 杠 絲杠和床身 主軸箱 又稱床頭箱 它的主要任務(wù)是將主電機(jī)傳來的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動經(jīng)過一系列的變速 機(jī)構(gòu)使主軸得到所需的正反兩種轉(zhuǎn)向的不同轉(zhuǎn)速 同時主軸箱分出部分動力將運(yùn)動傳給 進(jìn)給箱 主軸箱中等主軸是車床的關(guān)鍵零件 主軸在軸承上運(yùn)轉(zhuǎn)的平穩(wěn)性直接影響工件 的加工質(zhì)量 一旦主軸的旋轉(zhuǎn)精度降低 則機(jī)床的使用價值就會降低 進(jìn)給箱 又稱走刀箱 進(jìn)給箱中裝有進(jìn)給運(yùn)動的變速機(jī)構(gòu) 調(diào)整其變速機(jī)構(gòu) 可得 到所需的進(jìn)給量或螺距 通過光杠或絲杠將運(yùn)動傳至刀架以進(jìn)行切削 絲杠與光杠 用以聯(lián)接進(jìn)給箱與溜板箱 并把進(jìn)給箱的運(yùn)動和動力傳給溜板箱 使溜板 箱獲得縱向直線運(yùn)動 絲杠是專門用來車削各種螺紋而設(shè)置的 在進(jìn)行工件的其他表面 車削時 只用光杠 不用絲杠 同學(xué)們要結(jié)合溜板箱的內(nèi)容區(qū)分光杠與絲杠的區(qū)別 溜板箱 是車床進(jìn)給運(yùn)動的操縱箱 內(nèi)裝有將光杠和絲杠的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動變成刀架直線 運(yùn)動的機(jī)構(gòu) 通過光杠傳動實現(xiàn)刀架的縱向進(jìn)給運(yùn)動 橫向進(jìn)給運(yùn)動和快速移動 通過 絲杠帶動刀架作縱向直線運(yùn)動 以便車削螺紋 第二章 機(jī)床的規(guī)格和用途 CA6140 機(jī)床可進(jìn)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(jìn)給系統(tǒng)用雙軸滑移共用齒輪機(jī)構(gòu) 縱向與橫向進(jìn)給 由十字手柄操縱 并附有快速電機(jī) 該機(jī)床剛性好 功率大 操作方便 第三章 主要技術(shù)參數(shù) 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 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 2 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(jìn)給量范圍 細(xì)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(xì)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(jī) 功率 7 5 千瓦 轉(zhuǎn)速 1450 轉(zhuǎn) 分 快速電機(jī) 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(jī)床 外形尺寸 長 寬 高 2668 1000 1190 毫米 重量約 2000 公斤 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 3 第四章 傳動方案和傳動系統(tǒng)圖的擬定 1 確定極限轉(zhuǎn)速 已知主軸最低轉(zhuǎn)速 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 14 2 確定公比 選定主軸轉(zhuǎn)速數(shù)列的公比為 1 12 3 求出主軸轉(zhuǎn)速級數(shù) Z Z lgRn lg 1 lg14 lg1 12 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 1 選定電動機(jī) 一般金屬切削機(jī)床的驅(qū)動 如無特殊性能要求 多采用 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三 相異步電動機(jī) Y 系列電動機(jī)高效 節(jié)能 起動轉(zhuǎn)矩大 噪聲低 振動小 運(yùn)行安全可靠 根據(jù)機(jī)床所需功率選擇 Y160M 4 其同步轉(zhuǎn)速為 1500r min 2 分配總降速傳動比 總降速傳動比為 uII nmin nd 10 1500 6 67 10 3 nmin 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(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 3 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 4 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(jī)轉(zhuǎn)速到主軸最低轉(zhuǎn)速的總降速比 在串聯(lián)的雙軸傳動間畫上 u k k 1 min 再 按結(jié)構(gòu)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 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 4 CA6140 傳動系統(tǒng)圖 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 5 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 6 第五章 主要設(shè)計零件的計算和驗算 5 1 主軸箱的箱體 主軸箱中有主軸 變速機(jī)構(gòu) 操縱機(jī)構(gòu)和潤滑系統(tǒng)等 主軸箱除應(yīng)保證運(yùn)動參數(shù)外 還應(yīng)具有較高的傳動效率 傳動件具有足夠的強(qiáng)度或剛度 噪聲較低 振動要小 操作 方便 具有良好的工藝性 便于檢修 成本較低 防塵 防漏 外形美觀等 箱體材料以中等強(qiáng)度的灰鑄鐵 HT150 及 HT200 為最廣泛 本設(shè)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 按下表選取 長 寬 高 3m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(bǔ)開 口削弱的剛度 常用凸臺和加強(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 25mm 左右 后支承壁取 22mm 左右 軸承孔處的凸臺應(yīng)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(shè)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 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 7 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 a 1 2 d1 d2 ym 式中 y 是中心距變動系數(shù) 中心距 56 38 2 2 25 105 75mm 中心距 50 34 2 2 25 94 5mm 中心距 30 34 2 2 25 72mm 中心距 39 41 2 2 25 90mm 中心距 50 50 2 2 5 125mm 中心距 44 44 2 2 88mm 中心距 26 58 2 4 168mm 中心距 58 26 2 2 84mm 中心距 58 58 2 2 116mm 中心距 33 33 2 2 66mm 中心距 25 33 2 2 58mm 綜合考慮其它因素后 將箱體上各軸安裝空的位置確定如下圖 上圖中 XIV XV 軸的位置沒有表達(dá)清楚具體位置參見零件圖 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 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 8 個小垂直面定位 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) 并對箱體的底部為安裝進(jìn)行了相應(yīng)的調(diào)整 箱體的顏色根據(jù)機(jī)床的總體設(shè)計確定 并考慮機(jī)床實際使用地區(qū)人們心理上對顏色 的喜好及風(fēng)俗 箱體中預(yù)留了潤滑油路的安裝空間和安裝螺紋孔及油溝 具體表達(dá)見箱體零件圖 5 2 傳動系統(tǒng)的 I 軸及軸上零件設(shè)計 5 2 1 普通 V 帶傳動的計算 普通 V 帶的選擇應(yīng)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(qiáng)度 以滿足一定的使用壽命 設(shè)計功率 kW dAPK 工況系數(shù) 查 機(jī)床設(shè)計指導(dǎo) 任殿閣 張佩勤 主編 表 2 5 取 1 1 故 1 2 dkW 小帶輪基準(zhǔn)直徑 為 130mm 1d 帶速 v 1 60 9 86 nmsv 大帶輪基準(zhǔn)直徑 為 230 mm 2d 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0a0a0a0a 大 易引起振動 帶基準(zhǔn)長度 210120 2 7 54dddnL m 查 機(jī)床設(shè)計指導(dǎo) 任殿閣 張佩勤 主編 表 2 7 取 2800mm 0dL 帶撓曲次數(shù) 1000mv 7 04 40 0d 1s 實際中心距 2aAB 12 8 74ddL 21508d 故 210 7 3am 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 9 小帶輪包角 121180sin54 092da 單根 V 帶的基本額定功率 查 機(jī)床設(shè)計指導(dǎo) 任殿閣 張佩勤 主編 表 2 8 1P 取 2 28kW 單根 V 帶的基本額定功率增量 1 buKn 彎曲影響系數(shù) 查表 2 9 取bK31 0 傳動比系數(shù) 查表 2 10 取 1 12u 故 10 6P 帶的根數(shù) 1 dLzK 包角修正系數(shù) 查表 2 11 取 0 93 帶長修正系數(shù) 查表 2 12 取 1 01 L 故 12 3 89 806 91 0z 圓整 z 取 4 單根帶初拉力 20 5 daPFqvvzK q 帶每米長質(zhì)量 查表 2 13 取 0 10 故 58 23N0 帶對軸壓力 10 154 092sin258 3sin3 82QFz N 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 10 5 2 2 多片式摩擦離合器的計算 設(shè)計多片式摩擦離合器時 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 外摩擦片的內(nèi)徑 d 應(yīng)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(yīng)合理選擇 摩擦片對數(shù)可按下式計算 Z 2MnK f b p 20D 式中 Mn 摩擦離合器所傳遞的扭矩 N mm Mn 955 955 11 0 98 800 1 28 N mm 41dNjn410510 Nd 電動機(jī)的額定功率 kW 安裝離合器的傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 r min jn 從電動機(jī)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(jī)床設(shè)計指導(dǎo) 表 2 15 取 f 0 08 摩擦片的平均直徑 mm 0D D d 2 67mm b 內(nèi)外摩擦片的接觸寬度 mm b D d 2 23mm 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 11 摩擦片的許用壓強(qiáng) N p2m 1 1 1 00 1 00 0 76 0 8360t vKmz 基本許用壓強(qiáng) MPa 查 機(jī)床設(shè)計指導(dǎo) 表 2 15 取 1 1 0t 速度修正系數(shù)v n 6 2 5 m s p 02D41 根據(jù)平均圓周速度 查 機(jī)床設(shè)計指導(dǎo) 表 2 16 取 1 00 pv 接合次數(shù)修正系數(shù) 查 機(jī)床設(shè)計指導(dǎo) 表 2 17 取 1 00 mK 摩擦結(jié)合面數(shù)修正系數(shù) 查 機(jī)床設(shè)計指導(dǎo) 表 2 18 取 0 76 z 所以 Z 2MnK f b p 2 1 28 1 4 3 14 0 08 23 0 836 11 20D510267 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kP 0 4 0 4 11 4 4 kPdN 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 0tp 2DvK267510 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(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 常用 10 或 15 鋼 表面滲碳 0 3 0 5 mm 淬火硬度達(dá) HRC52 62 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 12 5 2 3 齒輪的驗算 驗算齒輪強(qiáng)度 應(yīng)選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)最小的齒輪 進(jìn)行接觸應(yīng)力和 彎曲應(yīng)力驗算 一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應(yīng)力 對低速傳動的齒輪驗算齒根 彎曲應(yīng)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(yīng)力 接觸應(yīng)力的驗算公式為 MPa 3 1 123j2081SjuKNZmBn j 彎曲應(yīng)力的驗算公式為 3 2 5123w SwjMPaY 式中 N 齒輪傳遞功率 KW N dN 160TOnKmC T 齒輪在機(jī)床工作期限 內(nèi)的總工作時間 h 對于中型機(jī)床的齒輪取ST 15000 20000h 同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認(rèn)為 T P P 為變S ST 速組的傳動副數(shù) 齒輪的最低轉(zhuǎn)速 r min 1n 基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù) 查表 3 1 以下均參見 機(jī)床設(shè)計指導(dǎo) OC m 疲勞曲線指數(shù) 查表 3 1 速度轉(zhuǎn)化系數(shù) 查表 3 2 nK 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 13 功率利用系數(shù) 查表 3 3 NK 材料強(qiáng)化系數(shù) 查表 3 4 Q 的極限值 見表 3 5 當(dāng) 時 則取 當(dāng) SmaxSinSKSKmaxSKmaxS 時 取 minKin 工作情況系數(shù) 中等沖擊的主運(yùn)動 取 1 2 1 6 1 1 動載荷系數(shù) 查表 3 6 2 齒向載荷分布系數(shù) 查表 3 9 3K Y 標(biāo)準(zhǔn)齒輪齒形系數(shù) 查表 3 8 許用接觸應(yīng)力 MPa 查表 3 9 j 許用彎曲應(yīng)力 MPa 查表 3 9 w 如果驗算結(jié)果 或 不合格時 可以改變初算時選定的材料或熱處理方法 如仍不jw 滿足時 就得采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施 I 軸上的齒輪采用整淬的方式進(jìn)行熱處理 傳至 I 軸時的最大轉(zhuǎn)速為 13082 mindnr 9 51 N 5 625kwdN 820 injnr 3 在離合器兩齒輪中齒數(shù)最少的齒輪為 50 2 25 且齒寬為 B 12mm u 1 05 1250MPj 32081 051 23 04725 6108 55 8MP AAj 符合強(qiáng)度要求 驗算 56 2 25 的齒輪 1250MPj 32081 051 2043 756291056 8P AAj 符合強(qiáng)度要求 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 14 5 2 4 傳動軸的驗算 對于傳動軸 除重載軸外 一般無須進(jìn)行強(qiáng)度校核 只進(jìn)行剛度驗算 軸的抗彎斷面慣性矩 4m 花鍵軸 424 6dbNDdI A4 2432 68 32 83 7 10m 式中 d 花鍵軸的小徑 mm i 花軸的大徑 mm b N 花鍵軸鍵寬 鍵數(shù) 傳動軸上彎曲載荷的計算 一般由危險斷面上的最大扭矩求得 4j9510 m nM A扭 445 62910 108Nm A 式中 N 該軸傳遞的最大功率 kw 該軸的計算轉(zhuǎn)速 r min jn 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 齒輪的圓周力 4326 5102 NDtP 扭 式中 D 齒輪節(jié)圓直徑 mm D mZ 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 15 齒輪的徑向力 rP cos rtgN A 式中 為齒輪的嚙合角 20 齒面摩擦角 5 72 齒輪的螺旋角 0 故 N3 51 0rtP 花鍵軸鍵側(cè)擠壓應(yīng)力的驗算 花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為 max28 njy jyMPaDdlNK 式中 花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩 axn NmA D d 花鍵軸的大徑和小徑 mm L 花鍵工作長度 N 花鍵鍵數(shù) K 載荷分布不均勻系數(shù) K 0 7 0 8 4286 5103 620 3 7jy jyMPaPa 故此花鍵軸校核合格 5 2 5 軸承疲勞強(qiáng)度校核 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 16 機(jī)床傳動軸用滾動軸承 主要是因疲勞破壞而失效 故應(yīng)進(jìn)行疲勞驗算 其額定壽命 的計算公式為 hL jhjFNnnj50 CfKlP Lh T105nFfThl 或 按 計 算 負(fù) 荷 的 計 算 公 式 進(jìn) 行 計 算 式 中 額 定 壽 命 計 算 動 載 荷工 作 期 限 對 一 般 機(jī) 床 取 小 時 C 滾動軸承的額定負(fù)載 N 根據(jù) 軸承手冊 或 機(jī)床設(shè)計手冊 查取 單 位用 kgf 應(yīng)換算成 N 速度系數(shù) 為滾動軸承的計算轉(zhuǎn)速 r mm nf 103nif i 壽命系數(shù) nf 50nnLf等 于 軸 承 的 工 作 期 限 壽命系數(shù) 對球軸承 3 對滾子軸承 103 工作情況系數(shù) 對輕度沖擊和振動的機(jī)床 車床 銑床 鉆床 磨床等多Ff 數(shù)機(jī)床 1 3 功率利用系數(shù) 查表 3 3 NK 速度轉(zhuǎn)化系數(shù) 查表 3 2 n 齒輪輪換工作系數(shù) 查 機(jī)床設(shè)計手冊 l P 當(dāng)量動載荷 按 機(jī)床設(shè)計手冊 124863 nLhT 0 395 n 故軸承校核合格 5 3 傳動系統(tǒng)的 軸及軸上零件設(shè)計 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 17 5 3 1 齒輪的驗算 驗算齒輪強(qiáng)度 應(yīng)選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)最小的齒輪 進(jìn)行接觸應(yīng)力和 彎曲應(yīng)力驗算 一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應(yīng)力 對低速傳動的齒輪驗算齒根 彎曲應(yīng)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(yīng)力 接觸應(yīng)力的驗算公式為 MPa 3 1 123j2081SjuKNZmBn j 彎曲應(yīng)力的驗算公式為 3 2 5123w SwjMPaY 式中 N 齒輪傳遞功率 KW N d 電動機(jī)額定功率 KW dN 從電動機(jī)到所計算的齒輪的機(jī)械效率 齒輪計算轉(zhuǎn)速 r min jn m 初算的齒輪模數(shù) mm B 齒寬 mm Z 小齒輪齒數(shù) u 大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比 u 1 號用于外嚙合 號用于內(nèi)嚙合 壽命系數(shù) SKTnNQ 工作期限系數(shù) 160TOmC T 齒輪在機(jī)床工作期限 內(nèi)的總工作時間 h 對于中型機(jī)床的齒輪取ST 15000 20000h 同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認(rèn)為 T P P 為變速組的S ST 傳動副數(shù) 齒輪的最低轉(zhuǎn)速 r min 1n 基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù) 查表 3 1 以下均參見 機(jī)床設(shè)計指導(dǎo) OC m 疲勞曲線指數(shù) 查表 3 1 速度轉(zhuǎn)化系數(shù) 查表 3 2 nK 功率利用系數(shù) 查表 3 3 N 材料強(qiáng)化系數(shù) 查表 3 4 Q 的極限值 見表 3 5 當(dāng) 時 則取 當(dāng) SmaxSinSKSKmaxSKmaxS 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 18 時 取 minSKSminK 工作情況系數(shù) 中等沖擊的主運(yùn)動 取 1 2 1 6 1 1K 動載荷系數(shù) 查表 3 6 2 齒向載荷分布系數(shù) 查表 3 9 3 Y 標(biāo)準(zhǔn)齒輪齒形系數(shù) 查表 3 8 許用接觸應(yīng)力 MPa 查表 3 9 j 許用彎曲應(yīng)力 MPa 查表 3 9 w 如果驗算結(jié)果 或 不合格時 可以改變初算時選定的材料或熱處理方法 如仍不jw 滿足時 就得采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施 軸上的雙聯(lián)滑移齒輪采用整淬的方式進(jìn)行熱處理 傳至 軸時的最大轉(zhuǎn)速為 13056427 8 minnr 36 98 92 m 2 25 N 5 77kwdN 1207 8 minjnr 3 在雙聯(lián)滑移齒輪中齒數(shù)最少的齒輪為 38 2 25 且齒寬為 B 14mm u 1 05 1250MPj 32081 051 23 04725 19 82 8MP AAj 故雙聯(lián)滑移齒輪符合標(biāo)準(zhǔn) 驗算 39 2 25 的齒輪 39 2 25 齒輪采用整淬1207 8 minjnr 3756 90 61 N 5 71kw B 14mm u 1 dN 1250MPj 32081 243 751027 949 5108MP AAj 故此齒輪合格 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 19 驗算 22 2 25 的齒輪 22 2 25 齒輪采用整淬1207 8 minjnr 372569 0 90 684 N 5 1kw B 14mm u 4dN 1250MPj 32081 1 243 75192 4 508MP AAj 故此齒輪合格 驗算 30 2 25 齒輪 30 2 25 齒輪采用整淬1207 8 minjnr 3756 90 68 N 5 1kw B 14mm u 1dN 1250MPj 32081 1 243 751 24 508MP AAj 故此齒輪合格 5 3 2 傳動軸的驗算 對于傳動軸 除重載軸外 一般無須進(jìn)行強(qiáng)度校核 只進(jìn)行剛度驗算 軸的抗彎斷面慣性矩 4m 花鍵軸 424 6dbNDdI m A4 243268 3 5310 式中 d 花鍵軸的小徑 mm i 花軸的大徑 mm b N 花鍵軸鍵寬 鍵數(shù) 傳動軸上彎曲載荷的計算 一般由危險斷面上的最大扭矩求得 4j9510 m nM A扭 445 2910 1086Nm A 式中 N 該軸傳遞的最大功率 kw 該軸的計算轉(zhuǎn)速 r min jn 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 20 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 齒輪的圓周力 tP432 510N 81NDtMP 扭 式中 D 齒輪節(jié)圓直徑 mm D mZ 齒輪的徑向力 rP cos 902rtgN A 式中 為齒輪的嚙合角 齒面摩擦角 齒輪的螺旋角 27 86mm 22 0 1 MTdm 符合校驗條件 花鍵軸鍵側(cè)擠壓應(yīng)力的驗算 花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為 max28 njy jyMPaDdlNK 式中 花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩 axnMmA D d 花鍵軸的大徑和小徑 mm L 花鍵工作長度 N 花鍵鍵數(shù) K 載荷分布不均勻系數(shù) K 0 7 0 8 428 5102 20 36 7jy jyMPaPa A 故此花鍵軸校核合格 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 21 5 3 3 軸組件的剛度驗算 兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件的跨距對其剛度的影響很大 在繪制主軸組件的結(jié)構(gòu)草圖后 可以對合理 跨距 L 進(jìn)行計算 以便修改草圖 當(dāng)跨距遠(yuǎn)大于 L 時 應(yīng)考慮采用三支撐結(jié)構(gòu) 機(jī)床設(shè)計 的教科書中的主軸組件柔度方程系在主軸端部 C 點家在時主軸和軸承兩 相柔度的迭加 其極值方程為 3610oBOBAEIlCL 式中 L 合理跨距 C 主軸懸伸梁 后 前支撐軸承剛度AB 該一元三次方程求解可得為一實根 3321 1BOABAOEILmCLC 并 且 機(jī)床傳動軸用滾動軸承 主要是因疲勞破壞而失效 故應(yīng)進(jìn)行疲勞驗算 其額定壽命 的計算公hL 式為 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 22 jhjFNnnj50 CfKlP Lh T105nhFfLThl 或 按 計 算 負(fù) 荷 的 計 算 公 式 進(jìn) 行 計 算 式 中 額 定 壽 命 計 算 動 載 荷工 作 期 限 對 一 般 機(jī) 床 取 小 時 C 滾動軸承的額定負(fù)載 N 根據(jù) 軸承手冊 或 機(jī)床設(shè)計手冊 查取 單位用 kgf 應(yīng)換算成 N 速度系數(shù) 為滾動軸承的計算轉(zhuǎn)速 r mm nf 103nif i 壽命系數(shù) nf 50nnLf等 于 軸 承 的 工 作 期 限 壽命系數(shù) 對球軸承 3 對滾子軸承 103 工作情況系數(shù) 對輕度沖擊和振動的機(jī)床 車床 銑床 鉆床 磨床等多數(shù)機(jī)床 Ff 1 3f 功率利用系數(shù) 查表 3 3 NK 速度轉(zhuǎn)化系數(shù) 查表 3 2 n 齒輪輪換工作系數(shù) 查 機(jī)床設(shè)計手冊 l P 當(dāng)量動載荷 按 機(jī)床設(shè)計手冊 124863 nLhT 0 395 n 故軸承校核合格 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 23 5 4 傳動系統(tǒng)的 軸及軸上零件設(shè)計 5 4 1 齒輪的驗算 驗算齒輪強(qiáng)度 應(yīng)選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)最小的齒輪 進(jìn)行接觸應(yīng)力和 彎曲應(yīng)力驗算 一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應(yīng)力 對低速傳動的齒輪驗算齒根 彎曲應(yīng)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(yīng)力 接觸應(yīng)力的驗算公式為 MPa 3 1 123j2081SjuKNZmBn j 彎曲應(yīng)力的驗算公式為 3 2 5123w SwjMPaY 式中 N 齒輪傳遞功率 KW N dN 電動機(jī)額定功率 KW dN 從電動機(jī)到所計算的齒輪的機(jī)械效率 齒輪計算轉(zhuǎn)速 r min jn 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 24 m 初算的齒輪模數(shù) mm B 齒寬 mm Z 小齒輪齒數(shù) u 大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比 u 1 號用于外嚙合 號用于內(nèi)嚙合 壽命系數(shù) SKTnNQ 工作期限系數(shù) 160TOKmC T 齒輪在機(jī)床工作期限 內(nèi)的總工作時間 h 對于中型機(jī)床的齒輪取ST 15000 20000h 同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認(rèn)為 T P P 為變S ST 速組的傳動副數(shù) 齒輪的最低轉(zhuǎn)速 r min 1n 基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù) 查表 3 1 以下均參見 機(jī)床設(shè)計指導(dǎo) OC m 疲勞曲線指數(shù) 查表 3 1 速度轉(zhuǎn)化系數(shù) 查表 3 2 nK 功率利用系數(shù) 查表 3 3 N 材料強(qiáng)化系數(shù) 查表 3 4 Q 的極限值 見表 3 5 當(dāng) 時 則取 當(dāng) SKmaxSinSKSKmaxSKmaxS 時 取 minin 工作情況系數(shù) 中等沖擊的主運(yùn)動 取 1 2 1 6 1 1 動載荷系數(shù) 查表 3 6 2K 齒向載荷分布系數(shù) 查表 3 9 3 Y 標(biāo)準(zhǔn)齒輪齒形系數(shù) 查表 3 8 許用接觸應(yīng)力 MPa 查表 3 9 j 許用彎曲應(yīng)力 MPa 查表 3 9 w 如果驗算結(jié)果 或 不合格時 可以改變初算時選定的材料或熱處理方法 如仍不jw 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 25 滿足時 就得采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施 三軸上的三聯(lián)滑移齒輪采用整淬的方式進(jìn)行熱處理 傳至三軸時的最大轉(zhuǎn)速為 1305694148 6 min2nr 3 7 0238 N 5 42kwdN 14 6 injnr 3 在三聯(lián)滑移齒輪中齒數(shù)最少的齒輪為 41 2 25 且齒寬為 B 12mm u 1 05 1250MPj 32081 051 23 04725 1894 86MP AAj 故三聯(lián)滑移齒輪符合標(biāo)準(zhǔn) 驗算 50 2 5 的齒輪 50 2 5 齒輪采用整淬148 6 minjnr 372059 0 90 682 N 5 1kw B 15mm u 1 dN 1250MPj 3081 1 243 7519052 86MP AAj 故此齒輪合格 驗算 63 3 的齒輪 63 3 齒輪采用整淬 148 6 minjnr 372059 0 90 682 N 5 1kw B 10mm u 4dN 1250MPj 3081 4 1 243 75186086MP AAj 故此齒輪合格 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 26 驗算 44 2 齒輪 44 2 齒輪采用整淬 148 6 minjnr 372059 0 90 682 N 5 1kw B 10mm u 1dN 1250MPj 3081 1 243 751294286MP AAj 故此齒輪合格 5 4 2 傳動軸的驗算 對于傳動軸 除重載軸外 一般無須進(jìn)行強(qiáng)度校核 只進(jìn)行剛度驗算 軸的抗彎斷面慣性矩 4m 花鍵軸 424 6dbNDdI A4 243268 3 5310m 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 27 式中 d 花鍵軸的小徑 mm i 花軸的大徑 mm b N 花鍵軸鍵寬 鍵數(shù) 傳動軸上彎曲載荷的計算 一般由危險斷面上的最大扭矩求得 4j9510 m nM A扭 445 2910 1086Nm A 式中 N 該軸傳遞的最大功率 kw 該軸的計算轉(zhuǎn)速 r min jn 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 齒輪的圓周 力 tP432 510 81NDt 扭 式中 D 齒輪節(jié)圓直徑 mm D mZ 齒輪的徑向力 rP cos 902rtgN A 式中 為齒輪的嚙合角 齒面摩擦角 齒輪的螺旋角 27 86mm 22 0 1 MTdm 符合校驗條件 花鍵軸鍵側(cè)擠壓應(yīng)力的驗算 花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為 max28 njy jyMPaDdlNK 式中 花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩 axnMNmA D d 花鍵軸的大徑和小徑 mm L 花鍵工作長度 N 花鍵鍵數(shù) K 載荷分布不均勻系數(shù) K 0 7 0 8 428 5102 20 36 7jy jyMPaPa A 故此三軸花鍵軸校核合格 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 28 5 4 3 軸組件的剛度驗算 兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件的跨距對其剛度的影響很大 在繪制主軸組件的結(jié)構(gòu)草圖后 可以對合理 跨距 L 進(jìn)行計算 以便修改草圖 當(dāng)跨距遠(yuǎn)大于 L 時 應(yīng)考慮采用三支撐結(jié)構(gòu) 機(jī)床設(shè)計 的教科書中的主軸組件柔度方程系在主軸端部 C 點家在時主軸和軸承兩 相柔度的迭加 其極值方程為 3610oBOBAEIlCL 式中 L 合理跨距 C 主軸懸伸梁 后 前支撐軸承剛度AB 該一元三次方程求解可得為一實根 3321 1BOABAOCEILmLC 并 且 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 29 機(jī)床傳動軸用滾動軸承 主要是因疲勞破壞而失效 故應(yīng)進(jìn)行疲勞驗算 其額定壽命 的計算公式為 hL jhjFNnnj50 CfKlP Lh T105nFfThl 或 按 計 算 負(fù) 荷 的 計 算 公 式 進(jìn) 行 計 算 式 中 額 定 壽 命 計 算 動 載 荷工 作 期 限 對 一 般 機(jī) 床 取 小 時 C 滾動軸承的額定負(fù)載 N 根據(jù) 軸承手冊 或 機(jī)床設(shè)計手冊 查取 單 位用 kgf 應(yīng)換算成 N 速度系數(shù) 為滾動軸承的計算轉(zhuǎn)速 r mm nf 103nif i 壽命系數(shù) nf 50nnLf等 于 軸 承 的 工 作 期 限 壽命系數(shù) 對球軸承 3 對滾子軸承 103 工作情況系數(shù) 對輕度沖擊和振動的機(jī)床 車床 銑床 鉆床 磨床等多Ff 數(shù)機(jī)床 1 3 功率利用系數(shù) 查表 3 3 NK 速度轉(zhuǎn)化系數(shù) 查表 3 2 n 齒輪輪換工作系數(shù) 查 機(jī)床設(shè)計手冊 l P 當(dāng)量動載荷 按 機(jī)床設(shè)計手冊 124863 nLhT 0 395 n 故軸承校核合格 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 30 5 4 傳動系統(tǒng)的 軸及軸上零件設(shè)計 5 4 1 齒輪的驗算 驗算齒輪強(qiáng)度 應(yīng)選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)最小的齒輪 進(jìn)行接觸應(yīng)力和 彎曲應(yīng)力驗算 一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應(yīng)力 對低速傳動的齒輪驗算齒根 彎曲應(yīng)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(yīng)力 接觸應(yīng)力的驗算公式為 MPa 3 1 123j2081SjuKNZmBn j 彎曲應(yīng)力的驗算公式為 3 2 5123w SwjMPaY 式中 N 齒輪傳遞功率 KW N dN 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 31 電動機(jī)額定功率 KW dN 從電動機(jī)到所計算的齒輪的機(jī)械效率 齒輪計算轉(zhuǎn)速 r min jn m 初算的齒輪模數(shù) mm B 齒寬 mm Z 小齒輪齒數(shù) u 大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比 u 1 號用于外嚙合 號用于內(nèi)嚙合 壽命系數(shù) SKTnNQ 工作期限系數(shù) 160TOKmC T 齒輪在機(jī)床工作期限 內(nèi)的總工作時間 h 對于中型機(jī)床的齒輪取ST 15000 20000h 同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認(rèn)為 T P P 為變S ST 速組的傳動副數(shù) 齒輪的最低轉(zhuǎn)速 r min 1n 基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù) 查表 3 1 以下均參見 機(jī)床設(shè)計指導(dǎo) OC m 疲勞曲線指數(shù) 查表 3 1 速度轉(zhuǎn)化系數(shù) 查表 3 2 nK 功率利用系數(shù) 查表 3 3 N 材料強(qiáng)化系數(shù) 查表 3 4 Q 的極限值 見表 3 5 當(dāng) 時 則取 當(dāng) SKmaxSinSKSKmaxSKmaxS 時 取 minin 工作情況系數(shù) 中等沖擊的主運(yùn)動 取 1 2 1 6 1 1 動載荷系數(shù) 查表 3 6 2K 齒向載荷分布系數(shù) 查表 3 9 3 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 32 Y 標(biāo)準(zhǔn)齒輪齒形系數(shù) 查表 3 8 許用接觸應(yīng)力 MPa 查表 3 9 j 許用彎曲應(yīng)力 MPa 查表 3 9 w 如果驗算結(jié)果 或 不合格時 可以改變初算時選定的材料或熱處理方法 如仍不jw 滿足時 就得采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施 軸上的直齒齒輪采用整淬的方式進(jìn)行熱處理 傳至 軸時的最大轉(zhuǎn)速為 13052026584 140 min8n r 3 7 9 232 N 5 42kwdNA140 minjnr 3 齒輪的模數(shù)與齒數(shù)為 33 2 且齒寬為 B 20mm u 1 05 1250MPj 32081 051 23 04725 101MP j 故齒輪符合標(biāo)準(zhǔn) 驗算 58 2 的齒輪 58 2 齒輪采用整淬 140 minjnr 3 725202658 90 90 688 N 5 1kw B 20mm u 1 dN 1250MPj 3201 1 2 43725 13580MP j 故此齒輪合格 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 33 5 4 2 傳動軸的驗算 對于傳動軸 除重載軸外 一般無須進(jìn)行強(qiáng)度校核 只進(jìn)行剛度驗算 軸的抗彎斷面慣性矩 4m 花鍵軸 424 6dbNDdI A4 2426 32 3 710m 式中 d 花鍵軸的小徑 mm D 花軸的大徑 mm b N 花鍵軸鍵寬 鍵數(shù) 傳動軸上彎曲載荷的計算 一般由危險斷面上的最大扭矩求得 4j9510 m nM A扭 465 2910 180Nm A 式中 N 該軸傳遞的最大功率 kw 該軸的計算轉(zhuǎn)速 r min jn 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 齒輪的圓周 力 tP6525 1802 31NDt 扭 式中 D 齒輪節(jié)圓直徑 mm D mZ 齒輪的徑向力 rP 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 34 cos 103rtPgN A 式中 為齒輪的嚙合角 齒面摩擦角 齒輪的螺旋角 22 32mm 22 0 1 MTdm 符合校驗條件 花鍵軸鍵側(cè)擠壓應(yīng)力的驗算 花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為 max28 njy jyMPaDdlNK 式中 花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩 axnMNmA D d 花鍵軸的大徑和小徑 mm L 花鍵工作長度 N 花鍵鍵數(shù) K 載荷分布不均勻系數(shù) K 0 7 0 8 6285 1014 20 3 7jy jyMPaPa 故此花鍵軸校核合格 5 4 3 軸組件的剛度驗算 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 35 兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件的跨距對其剛度的影響很大 在繪制主軸組件的結(jié)構(gòu)草圖后 可以對合理 跨距 L 進(jìn)行計算 以便修改草圖 當(dāng)跨距遠(yuǎn)大于 L 時 應(yīng)考慮采用三支撐結(jié)構(gòu) 機(jī)床設(shè)計 的教科書中的主軸組件柔度方程系在主軸端部 C 點家在時主軸和軸承兩 相柔度的迭加 其極值方程為 3610oBOBAEIlCL 式中 L 合理跨距 C 主軸懸伸梁 后 前支撐軸承剛度AB 該一元三次方程求解可得為一實根 3321 1BOABAOCEILmLC 并 且 機(jī)床傳動軸用滾動軸承 主要是因疲勞破壞而失效 故應(yīng)進(jìn)行疲勞驗算 其額定壽命 的計算公式為 h jhjFNnnj50 CfKlP Lh T105nFfLThl 或 按 計 算 負(fù) 荷 的 計 算 公 式 進(jìn) 行 計 算 式 中 額 定 壽 命 計 算 動 載 荷工 作 期 限 對 一 般 機(jī) 床 取 小 時 C 滾動軸承的額定負(fù)載 N 根據(jù) 軸承手冊 或 機(jī)床設(shè)計手冊 查取 單 位用 kgf 應(yīng)換算成 N 速度系數(shù) 為滾動軸承的計算轉(zhuǎn)速 r mm nf 103nif i 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 36 壽命系數(shù) nf 50nnLf 等 于 軸 承 的 工 作 期 限 壽命系數(shù) 對球軸承 3 對滾子軸承 103 工作情況系數(shù) 對輕度沖擊和振動的機(jī)床 車床 銑床 鉆床 磨床等多Ff 數(shù)機(jī)床 1 3 功率利用系數(shù) 查表 3 3 NK 速度轉(zhuǎn)化系數(shù) 查表 3 2 n 齒輪輪換工作系數(shù) 查 機(jī)床設(shè)計手冊 l P 當(dāng)量動載荷 按 機(jī)床設(shè)計手冊 1265 nLhT 30 87 n 故軸承校核合格 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 37 5 5 傳動系統(tǒng)的 軸及軸上零件設(shè)計 5 5 1 齒輪的驗算 驗算齒輪強(qiáng)度 應(yīng)選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)最小的齒輪 進(jìn)行接觸應(yīng)力和 彎曲應(yīng)力驗算 一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應(yīng)力 對低速傳動的齒輪驗算齒根 彎曲應(yīng)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(yīng)力 接觸應(yīng)力的驗算公式為 MPa 3 1 123j2081SjuKNZmBn j 彎曲應(yīng)力的驗算公式為 3 2 5123w SwjMPaY 式中 N 齒輪傳遞功率 KW N dN 電動機(jī)額定功率 KW dN 從電動機(jī)到所計算的齒輪的機(jī)械效率 齒輪計算轉(zhuǎn)速 r min jn m 初算的齒輪模數(shù) mm B 齒寬 mm Z 小齒輪齒數(shù) u 大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比 u 1 號用于外嚙合 號用于內(nèi)嚙合 壽命系數(shù) SKTnNQ 工作期限系數(shù) 160TOKmC T 齒輪在機(jī)床工作期限 內(nèi)的總工作時間 h 對于中型機(jī)床的齒輪取ST 15000 20000h 同一變速組內(nèi)的S 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 38 齒輪總工作時間可近似地認(rèn)為 T P P 為變速組的傳動副數(shù) ST 齒輪的最低轉(zhuǎn)速 r min 1n 基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù) 查表 3 1 以下均參見 機(jī)床設(shè)計指導(dǎo) OC m 疲勞曲線指數(shù) 查表 3 1 速度轉(zhuǎn)化系數(shù) 查表 3 2 nK 功率利用系數(shù) 查表 3 3 N 材料強(qiáng)化系數(shù) 查表 3 4 Q 的極限值 見表 3 5 當(dāng) 時 則取 當(dāng) SKmaxSinSKSKmaxSKmaxS 時 取 minin 工作情況系數(shù) 中等沖擊的主運(yùn)動 取 1 2 1 6 1 1 動載荷系數(shù) 查表 3 6 2K 齒向載荷分布系數(shù) 查表 3 9 3 Y 標(biāo)準(zhǔn)齒輪齒形系數(shù) 查表 3 8 許用接觸應(yīng)力 MPa 查表 3 9 j 許用彎曲應(yīng)力 MPa 查表 3 9 w 如果驗算結(jié)果 或 不合格時 可以改變初算時選定的材料或熱處理方法 如仍不jw 滿足時 就得采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施 軸上的斜齒輪采用調(diào)質(zhì)處理的方式進(jìn)行熱處理 傳至五軸時的最大轉(zhuǎn)速為 130569051448 6 min284n r 3 9 0723 N 5 42kwdN 148 6 minjnr 3 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 39 斜齒輪為 26 4 且齒寬為 B 35mm u 1 05 1560MPj 32081 051 23 04721 53406486MP AAj 故斜齒輪符合標(biāo)準(zhǔn) 驗算 80 2 5 的齒輪 80 2 5 齒輪采用調(diào)質(zhì)熱處理148 6 minjnr 3 9205902 80 70 1842 N 211 39kw B 26mm u 1 dN 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 40 1250MPj 32081 1 2043 721 95605 586MP AAj 故此齒輪合格 驗算 50 2 5 的齒輪 50 2 5 齒輪采用調(diào)質(zhì)熱處理148 6 minjnr 3 9205902 80 7 682 N 5 1kw B 10mm u 4dN 1250MPj 3081 4 1 243 5182 5086MP AAj 故此齒輪合格 5 5 2 傳動軸的驗算 對于傳動軸 除重載軸外 一般無須進(jìn)行強(qiáng)度校核 只進(jìn)行剛度驗算 軸的抗彎斷面慣性矩 4m 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 41 花鍵軸 424 6dbNDdI m A4 26435126 53 5 1 0 式中 d 花鍵軸的小徑 mm i 花軸的大徑 mm b N 花鍵軸鍵寬 鍵數(shù) 傳動軸上彎曲載荷的計算 一般由危險斷面上的最大扭矩求得 4j9510 m nM A扭 4615290 108 Nm A 式中 N 該軸傳遞的最大功率 kw 該軸的計算轉(zhuǎn)速 r min jn 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 齒輪的圓周 力 tP6421 205 1NDt 扭 式中 D 齒輪節(jié)圓直徑 mm D mZ 齒輪的徑向力 rP cos 1450rtgN A 式中 為齒輪的嚙合角 齒面摩擦角 齒輪的螺旋角 31 43mm 22 0 1 MTdm 符合校驗條件 花鍵軸鍵側(cè)擠壓應(yīng)力的驗算 花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為 max28 njy jyMPaDdlNK 式中 花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩 axnMNmA D d 花鍵軸的大徑和小徑 mm L 花鍵工作長度 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 42 N 花鍵鍵數(shù) K 載荷分布不均勻系數(shù) K 0 7 0 8 428 5107 620 43 jy jyMPaPa A 故此五軸花鍵軸校核合格 5 5 3 軸組件的剛度驗算 兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件的跨距對其剛度的影響很大 在繪制主軸組件的結(jié)構(gòu)草圖后 可以對合理 跨距 L 進(jìn)行計算 以便修改草圖 當(dāng)跨距遠(yuǎn)大于 L 時 應(yīng)考慮采用三支撐結(jié)構(gòu) 機(jī)床設(shè)計 的教科書中的主軸組件柔度方程系在主軸端部 C 點家在時主軸和軸承兩 相柔度的迭加 其極值方程為 3610oBOBAEIlCL 式中 L 合理跨距 C 主軸懸伸梁 后 前支撐軸承剛度AB 該一元三次方程求解可得為一實根 3321 1BOABAOCEILmLC 并 且 機(jī)床傳動軸用滾動軸承 主要是因疲勞破壞而失效 故應(yīng)進(jìn)行疲勞驗算 其額定壽命 的計算公式為 h 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 43 jhjFNnnj50 CfKlP Lh T105nhFfLThl 或 按 計 算 負(fù) 荷 的 計 算 公 式 進(jìn) 行 計 算 式 中 額 定 壽 命 計 算 動 載 荷工 作 期 限 對 一 般 機(jī) 床 取 小 時 C 滾動軸承的額定負(fù)載 N 根據(jù) 軸承手冊 或 機(jī)床設(shè)計手冊 查取 單 位用 kgf 應(yīng)換算成 N 速度系數(shù) 為滾動軸承的計算轉(zhuǎn)速 r mm nf 103nif i 壽命系數(shù) nf 50nnLf等 于 軸 承 的 工 作 期 限 壽命系數(shù) 對球軸承 3 對滾子軸承 103 工作情況系數(shù) 對輕度沖擊和振動的機(jī)床 車床 銑床 鉆床 磨床等多Ff 數(shù)機(jī)床 1 3 功率利用系數(shù) 查表 3 3 NK 速度轉(zhuǎn)化系數(shù) 查表 3 2 n 齒輪輪換工作系數(shù) 查 機(jī)床設(shè)計手冊 l P 當(dāng)量動載荷 按 機(jī)床設(shè)計手冊 124863 nLhT 0 395 n 故軸承校核合格 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 44 第六章 結(jié)論 CA6140 的主軸箱是機(jī)床的動力源將動力和運(yùn)動傳遞給機(jī)床主軸的基本環(huán)節(jié) 其機(jī)構(gòu) 復(fù)雜而巧妙 要實現(xiàn)其全部功能在軟件中的模擬仿真工作量非常大 這次設(shè)計的效果沒 有預(yù)計的完美 有一些硬件方面的原因 在模擬仿真的時候 由于計算機(jī)的配置不能達(dá) 到所需要求 致使運(yùn)行速度非常慢 不但時間上拖了下來 而且所模擬的效果很不理想 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 45 我接受的設(shè)計任務(wù)是對 CA6140 車床的主軸箱進(jìn)行設(shè)計 主軸箱的結(jié)構(gòu)繁多 考慮到實際 硬件設(shè)備的承受能力 在進(jìn)行三維造型的時候在不影響模擬仿真的情況下 我省去了很 多細(xì)部結(jié)構(gòu) 從這點讓我深深的體會到 科技是第一生產(chǎn)力 這句話的正確與嚴(yán)峻性 在設(shè)計中我們也遇到了其它許多棘手的問題 例如 每個人采用的度量標(biāo)準(zhǔn)不一致 導(dǎo) 致裝配的時候產(chǎn)生了干涉的問題 對于這個問題我們采用互相調(diào)節(jié)的方法 需要相互配 合的兩個零件的設(shè)計者相互協(xié)調(diào) 最后實現(xiàn)設(shè)計的效果 對于一次設(shè)計來說 總體安排很重要 這次設(shè)計由于總體安排剛開始的時候沒有很 合理的制定 所以工作量的實際大小與工作的具體性質(zhì)不是很明確 以致在開始的幾天 里沒有什么實質(zhì)性的進(jìn)展 在隨后的工作過程中大家都注意了這一點 所以進(jìn)度勉強(qiáng)趕 了上來 不過時間還是緊了點 對但最終大家努力完成了設(shè)計任務(wù) 第七章 致謝 在這次設(shè)計過程中 設(shè)計指導(dǎo)老師給予我們很多的支持和幫助 在此我對劉老師在 設(shè)計中對我們的指點和教導(dǎo)表示衷心的感謝 在此對那些在做畢業(yè)設(shè)計過程中幫助過我的同學(xué)以及了老師表示衷心的感謝 因為 大家的幫助才能使我順利地完成了畢業(yè)設(shè)計 第八章 參考資料編目 1 任殿閣 張佩勤主編 設(shè)計手冊 遼寧科學(xué)技術(shù)出版社 1991 年 9 月 2 付鐵主編 計算機(jī)輔助機(jī)械設(shè)計實訓(xùn)教程 北京理工大學(xué)出版社 3 方世杰主編 機(jī)械優(yōu)化設(shè)計 機(jī)械工業(yè)出版社 2003 年 3 月 無錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 46 4 曹桄 高學(xué)滿主編 金屬切削機(jī)床掛圖 上海交通大學(xué)出版社 1984 年 8 月 5 吳宗澤 羅圣國主編 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊 高等教育出版社 1982 年 12 月 6 華東紡織工學(xué)院 哈爾濱工業(yè)大學(xué) 天津大學(xué) 機(jī)床設(shè)計圖冊 上?？茖W(xué)技術(shù)出版 社 7 機(jī)械設(shè)計手冊編寫組 機(jī)械設(shè)計手冊 機(jī)械工業(yè)出版社 1986 年 12 月 8 邱宣懷主編 機(jī)械設(shè)計 高等教育出版社 2004 年 5 月 9 李華 李煥峰副主編 機(jī)械制造技術(shù) 機(jī)械工業(yè)出版社出版 10 葉偉昌 林崗副主編 機(jī)械工程及自動化簡明設(shè)計手冊 機(jī)械工業(yè)出版社出版 11 卜炎主編 機(jī)械傳動裝置設(shè)計手冊 機(jī)械出版社出版 12 徐錦康主編 機(jī)械設(shè)計 高等教育出版社出版 13 大連理工大學(xué)畫教研室編 機(jī)械制圖 高等教育出版社出版 14 隋明明主編 史藝農(nóng)審 機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ) 機(jī)械工業(yè)出版社出版