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無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) I 調(diào)研報(bào)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(gè)環(huán)節(jié)也是最重要一個(gè)環(huán) 節(jié) 畢業(yè)設(shè)計(jì) 是對(duì)所學(xué)知識(shí)和技能的綜合運(yùn)用和檢驗(yàn) 本人的畢業(yè)設(shè)計(jì)課題是對(duì) CA6140 車床主軸箱的設(shè)計(jì) 其內(nèi)容包括 總體方案的確定 和驗(yàn)證 機(jī)械部分的設(shè)計(jì)計(jì)算 伺服進(jìn)給機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 自動(dòng)轉(zhuǎn)位刀架的選擇或設(shè)計(jì) 編碼 盤安裝部分的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 主運(yùn)動(dòng)自動(dòng)變速原理等 對(duì)普通車床主軸箱的設(shè)計(jì)符合我國(guó) 國(guó)情 即適合我國(guó)目前的經(jīng)濟(jì)水平 教育水平和生產(chǎn)水平 又是國(guó)內(nèi)許多企業(yè)提高生產(chǎn) 設(shè)備自動(dòng)化水平和精密程度的主要途徑 在我國(guó)有著廣闊的市場(chǎng) 從另一個(gè)角度來(lái)說(shuō) 該設(shè)計(jì)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(shí)進(jìn)行綜 合運(yùn)用 雖然設(shè)計(jì)者未曾系統(tǒng)的學(xué)習(xí)過(guò)機(jī)床設(shè)計(jì)的課程 但通過(guò)該設(shè)計(jì)拓寬了知識(shí)面 增強(qiáng)了實(shí)踐能力 對(duì)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(jì)作為我們?cè)诖髮W(xué)校園里的最后一堂課 最后一項(xiàng)測(cè)試 它既是一次鍛煉 也是一次檢驗(yàn) 在整個(gè)設(shè)計(jì)過(guò)程中 我獲益匪淺 在此 我要衷心感謝劉老師對(duì)我的關(guān) 心和細(xì)致指導(dǎo) 由于畢業(yè)設(shè)計(jì)是我的第一次綜合性設(shè)計(jì) 無(wú)論是設(shè)計(jì)本人的紕漏還是經(jīng)驗(yàn)上的缺乏 都難免導(dǎo)致設(shè)計(jì)的一些失誤和不足 在此 懇請(qǐng)老師和同學(xué)們給以指正 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 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(jì)主要針對(duì) CA6140 機(jī)床的主軸箱進(jìn)行設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)的內(nèi)容主要有機(jī)床主 要參數(shù)的確定 傳動(dòng)方案和傳動(dòng)系統(tǒng)圖的擬定 對(duì)主要零件 進(jìn)行了計(jì)算和 驗(yàn)算 利用三維畫圖軟件進(jìn)行了零件的設(shè)計(jì)和處理 關(guān)鍵詞 CA6140 機(jī)床 主軸箱 零件 傳動(dòng) 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 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(dòng)放案和傳動(dòng)系統(tǒng)圖的擬定 第五章 主要設(shè)計(jì)零件的計(jì)算和驗(yàn)算 第六章 結(jié)論 第七章 致謝 第八章 參考資料編目 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 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(lái)的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)經(jīng)過(guò)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(shí)主軸箱分出部分動(dòng)力將運(yùn)動(dòng)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(jià)值就會(huì)降低 進(jìn)給箱 又稱走刀箱 進(jìn)給箱中裝有進(jìn)給運(yùn)動(dòng)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(guò)光杠或絲杠將運(yùn)動(dòng)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(dòng)和動(dòng)力傳給溜板箱 使溜板 箱獲得縱向直線運(yùn)動(dòng) 絲杠是專門用來(lái)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(shí) 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(dòng)的操縱箱 內(nèi)裝有將光杠和絲杠的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)變成刀架直線 運(yùn)動(dòng)的機(jī)構(gòu) 通過(guò)光杠傳動(dòng)實(shí)現(xiàn)刀架的縱向進(jìn)給運(yùn)動(dòng) 橫向進(jìn)給運(yùn)動(dòng)和快速移動(dòng) 通過(guò) 絲杠帶動(dòng)刀架作縱向直線運(yùn)動(dòng) 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(dòng)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(zhǎng)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(jí) 10 1400 轉(zhuǎn) 分 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 2 反傳 12 級(jí) 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(dòng)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(zhǎng)度為 1000 毫米的機(jī)床 外形尺寸 長(zhǎng) 寬 高 2668 1000 1190 毫米 重量約 2000 公斤 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 3 第四章 傳動(dòng)方案和傳動(dòng)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(jí)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(dòng)機(jī) 一般金屬切削機(jī)床的驅(qū)動(dòng) 如無(wú)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(dòng)機(jī) Y 系列電動(dòng)機(jī)高效 節(jié)能 起動(dòng)轉(zhuǎn)矩大 噪聲低 振動(dòng)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(dòng)比 總降速傳動(dòng)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(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 3 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 4 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 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(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 k k 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 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 4 CA6140 傳動(dòng)系統(tǒng)圖 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 5 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 6 第五章 主要設(shè)計(jì)零件的計(jì)算和驗(yàn)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(rùn)滑系統(tǒng)等 主軸箱除應(yīng)保證運(yùn)動(dòng)參數(shù)外 還應(yīng)具有較高的傳動(dòng)效率 傳動(dòng)件具有足夠的強(qiáng)度或剛度 噪聲較低 振動(dòng)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(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(zhǎng) 寬 高 按下表選取 長(zhǎng) 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(kāi) 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 25mm 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 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(lái)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(wèn)題 根據(jù)各對(duì)配合齒 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 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(dòng)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(méi)有表達(dá)清楚具體位置參見(jiàn)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(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 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 8 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 箱體的顏色根據(jù)機(jī)床的總體設(shè)計(jì)確定 并考慮機(jī)床實(shí)際使用地區(qū)人們心理上對(duì)顏色 的喜好及風(fēng)俗 箱體中預(yù)留了潤(rùn)滑油路的安裝空間和安裝螺紋孔及油溝 具體表達(dá)見(jiàn)箱體零件圖 5 2 傳動(dòng)系統(tǒng)的 I 軸及軸上零件設(shè)計(jì) 5 2 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 kW dAPK 工況系數(shù) 查 機(jī)床設(shè)計(jì)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(guò)小 增加帶彎曲次數(shù) 過(guò)0a0a0a0a 大 易引起振動(dòng) 帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度 210120 2 7 54dddnL m 查 機(jī)床設(shè)計(jì)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(shí)際中心距 2aAB 12 8 74ddL 21508d 故 210 7 3am 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 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(jì)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(dòng)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(zhǎng)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(zhǎng)質(zhì)量 查表 2 13 取 0 10 故 58 23N0 帶對(duì)軸壓力 10 154 092sin258 3sin3 82QFz N 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 10 5 2 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 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(duì)數(shù)可按下式計(jì)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(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 jn 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 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(jì)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(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 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(jì)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(jì)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(jì)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(jì)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(jì)算 Q b N 1 1 3 14 23 1 00 3 57 0tp 2DvK267510 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)外層分離時(shí)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(diǎn) 常用 10 或 15 鋼 表面滲碳 0 3 0 5 mm 淬火硬度達(dá) HRC52 62 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 12 5 2 3 齒輪的驗(yàn)算 驗(yàn)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(yàn)算 一般對(duì)高速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力 對(duì)低速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒根 彎曲應(yīng)力 對(duì)硬齒面 軟齒芯滲碳淬火的齒輪 一定要驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力 接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 MPa 3 1 123j2081SjuKNZmBn j 彎曲應(yīng)力的驗(yàn)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(shí)間 h 對(duì)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(shí)間可近似地認(rèn)為 T P P 為變S ST 速組的傳動(dòng)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(jiàn) 機(jī)床設(shè)計(jì)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(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 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(jiàn)表 3 5 當(dāng) 時(shí) 則取 當(dāng) SmaxSinSKSKmaxSKmaxS 時(shí) 取 minKin 工作情況系數(shù) 中等沖擊的主運(yùn)動(dòng) 取 1 2 1 6 1 1 動(dòng)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(yàn)算結(jié)果 或 不合格時(shí) 可以改變初算時(shí)選定的材料或熱處理方法 如仍不jw 滿足時(shí) 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(shí)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(yàn)算 56 2 25 的齒輪 1250MPj 32081 051 2043 756291056 8P AAj 符合強(qiáng)度要求 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 14 5 2 4 傳動(dòng)軸的驗(yàn)算 對(duì)于傳動(dòng)軸 除重載軸外 一般無(wú)須進(jìn)行強(qiáng)度校核 只進(jìn)行剛度驗(yàn)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(dòng)軸上彎曲載荷的計(jì)算 一般由危險(xiǎn)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(jì)算轉(zhuǎn)速 r min jn 傳動(dòng)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(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 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(yàn)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(zhǎng)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(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 16 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 hL jhjFNnnj50 CfKlP Lh T105nFfThl 或 按 計(jì) 算 負(fù) 荷 的 計(jì) 算 公 式 進(jìn) 行 計(jì) 算 式 中 額 定 壽 命 計(jì) 算 動(dòng) 載 荷工 作 期 限 對(duì) 一 般 機(jī) 床 取 小 時(shí) C 滾動(dòng)軸承的額定負(fù)載 N 根據(jù) 軸承手冊(cè) 或 機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè) 查取 單 位用 kgf 應(yīng)換算成 N 速度系數(shù) 為滾動(dòng)軸承的計(jì)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(duì)球軸承 3 對(duì)滾子軸承 103 工作情況系數(shù) 對(duì)輕度沖擊和振動(dòng)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(jì)手冊(cè) l P 當(dāng)量動(dòng)載荷 按 機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè) 124863 nLhT 0 395 n 故軸承校核合格 5 3 傳動(dòng)系統(tǒng)的 軸及軸上零件設(shè)計(jì) 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 17 5 3 1 齒輪的驗(yàn)算 驗(yàn)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(yàn)算 一般對(duì)高速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力 對(duì)低速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒根 彎曲應(yīng)力 對(duì)硬齒面 軟齒芯滲碳淬火的齒輪 一定要驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力 接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 MPa 3 1 123j2081SjuKNZmBn j 彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 3 2 5123w SwjMPaY 式中 N 齒輪傳遞功率 KW N d 電動(dòng)機(jī)額定功率 KW dN 從電動(dòng)機(jī)到所計(jì)算的齒輪的機(jī)械效率 齒輪計(jì)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(hào)用于外嚙合 號(hào)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(shí)間 h 對(duì)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(shí)間可近似地認(rèn)為 T P P 為變速組的S ST 傳動(dòng)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(jiàn) 機(jī)床設(shè)計(jì)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(jiàn)表 3 5 當(dāng) 時(shí) 則取 當(dāng) SmaxSinSKSKmaxSKmaxS 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 18 時(shí) 取 minSKSminK 工作情況系數(shù) 中等沖擊的主運(yùn)動(dòng) 取 1 2 1 6 1 1K 動(dòng)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(yàn)算結(jié)果 或 不合格時(shí) 可以改變初算時(shí)選定的材料或熱處理方法 如仍不jw 滿足時(shí) 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(shí)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(yàn)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(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 19 驗(yàn)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(yàn)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(dòng)軸的驗(yàn)算 對(duì)于傳動(dòng)軸 除重載軸外 一般無(wú)須進(jìn)行強(qiáng)度校核 只進(jìn)行剛度驗(yàn)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(dòng)軸上彎曲載荷的計(jì)算 一般由危險(xiǎn)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(jì)算轉(zhuǎn)速 r min jn 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 20 傳動(dòng)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(yàn)條件 花鍵軸鍵側(cè)擠壓應(yīng)力的驗(yàn)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(zhǎng)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(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 21 5 3 3 軸組件的剛度驗(yàn)算 兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件的跨距對(duì)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(duì)合理 跨距 L 進(jìn)行計(jì)算 以便修改草圖 當(dāng)跨距遠(yuǎn)大于 L 時(shí) 應(yīng)考慮采用三支撐結(jié)構(gòu) 機(jī)床設(shè)計(jì) 的教科書(shū)中的主軸組件柔度方程系在主軸端部 C 點(diǎn)家在時(shí)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(shí)根 3321 1BOABAOEILmCLC 并 且 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hL 式為 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 22 jhjFNnnj50 CfKlP Lh T105nhFfLThl 或 按 計(jì) 算 負(fù) 荷 的 計(jì) 算 公 式 進(jìn) 行 計(jì) 算 式 中 額 定 壽 命 計(jì) 算 動(dòng) 載 荷工 作 期 限 對(duì) 一 般 機(jī) 床 取 小 時(shí) C 滾動(dòng)軸承的額定負(fù)載 N 根據(jù) 軸承手冊(cè) 或 機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè) 查取 單位用 kgf 應(yīng)換算成 N 速度系數(shù) 為滾動(dòng)軸承的計(jì)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(duì)球軸承 3 對(duì)滾子軸承 103 工作情況系數(shù) 對(duì)輕度沖擊和振動(dòng)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(jì)手冊(cè) l P 當(dāng)量動(dòng)載荷 按 機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè) 124863 nLhT 0 395 n 故軸承校核合格 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 23 5 4 傳動(dòng)系統(tǒng)的 軸及軸上零件設(shè)計(jì) 5 4 1 齒輪的驗(yàn)算 驗(yàn)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(yàn)算 一般對(duì)高速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力 對(duì)低速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒根 彎曲應(yīng)力 對(duì)硬齒面 軟齒芯滲碳淬火的齒輪 一定要驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力 接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 MPa 3 1 123j2081SjuKNZmBn j 彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 3 2 5123w SwjMPaY 式中 N 齒輪傳遞功率 KW N dN 電動(dòng)機(jī)額定功率 KW dN 從電動(dòng)機(jī)到所計(jì)算的齒輪的機(jī)械效率 齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速 r min jn 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 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(hào)用于外嚙合 號(hào)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(shí)間 h 對(duì)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(shí)間可近似地認(rèn)為 T P P 為變S ST 速組的傳動(dòng)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(jiàn) 機(jī)床設(shè)計(jì)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(jiàn)表 3 5 當(dāng) 時(shí) 則取 當(dāng) SKmaxSinSKSKmaxSKmaxS 時(shí) 取 minin 工作情況系數(shù) 中等沖擊的主運(yùn)動(dòng) 取 1 2 1 6 1 1 動(dòng)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(yàn)算結(jié)果 或 不合格時(shí) 可以改變初算時(shí)選定的材料或熱處理方法 如仍不jw 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 25 滿足時(shí) 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(shí)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(yàn)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(yàn)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(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 26 驗(yàn)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(dòng)軸的驗(yàn)算 對(duì)于傳動(dòng)軸 除重載軸外 一般無(wú)須進(jìn)行強(qiáng)度校核 只進(jìn)行剛度驗(yàn)算 軸的抗彎斷面慣性矩 4m 花鍵軸 424 6dbNDdI A4 243268 3 5310m 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 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(dòng)軸上彎曲載荷的計(jì)算 一般由危險(xiǎn)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(jì)算轉(zhuǎn)速 r min jn 傳動(dòng)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(yàn)條件 花鍵軸鍵側(cè)擠壓應(yīng)力的驗(yàn)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(zhǎng)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(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 28 5 4 3 軸組件的剛度驗(yàn)算 兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件的跨距對(duì)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(duì)合理 跨距 L 進(jìn)行計(jì)算 以便修改草圖 當(dāng)跨距遠(yuǎn)大于 L 時(shí) 應(yīng)考慮采用三支撐結(jié)構(gòu) 機(jī)床設(shè)計(jì) 的教科書(shū)中的主軸組件柔度方程系在主軸端部 C 點(diǎn)家在時(shí)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(shí)根 3321 1BOABAOCEILmLC 并 且 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 29 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 hL jhjFNnnj50 CfKlP Lh T105nFfThl 或 按 計(jì) 算 負(fù) 荷 的 計(jì) 算 公 式 進(jìn) 行 計(jì) 算 式 中 額 定 壽 命 計(jì) 算 動(dòng) 載 荷工 作 期 限 對(duì) 一 般 機(jī) 床 取 小 時(shí) C 滾動(dòng)軸承的額定負(fù)載 N 根據(jù) 軸承手冊(cè) 或 機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè) 查取 單 位用 kgf 應(yīng)換算成 N 速度系數(shù) 為滾動(dòng)軸承的計(jì)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(duì)球軸承 3 對(duì)滾子軸承 103 工作情況系數(shù) 對(duì)輕度沖擊和振動(dòng)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(jì)手冊(cè) l P 當(dāng)量動(dòng)載荷 按 機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè) 124863 nLhT 0 395 n 故軸承校核合格 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 30 5 4 傳動(dòng)系統(tǒng)的 軸及軸上零件設(shè)計(jì) 5 4 1 齒輪的驗(yàn)算 驗(yàn)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(yàn)算 一般對(duì)高速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力 對(duì)低速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒根 彎曲應(yīng)力 對(duì)硬齒面 軟齒芯滲碳淬火的齒輪 一定要驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力 接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 MPa 3 1 123j2081SjuKNZmBn j 彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 3 2 5123w SwjMPaY 式中 N 齒輪傳遞功率 KW N dN 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 31 電動(dòng)機(jī)額定功率 KW dN 從電動(dòng)機(jī)到所計(jì)算的齒輪的機(jī)械效率 齒輪計(jì)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(hào)用于外嚙合 號(hào)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(shí)間 h 對(duì)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(shí)間可近似地認(rèn)為 T P P 為變S ST 速組的傳動(dòng)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(jiàn) 機(jī)床設(shè)計(jì)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(jiàn)表 3 5 當(dāng) 時(shí) 則取 當(dāng) SKmaxSinSKSKmaxSKmaxS 時(shí) 取 minin 工作情況系數(shù) 中等沖擊的主運(yùn)動(dòng) 取 1 2 1 6 1 1 動(dòng)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(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 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(yàn)算結(jié)果 或 不合格時(shí) 可以改變初算時(shí)選定的材料或熱處理方法 如仍不jw 滿足時(shí) 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(shí)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(yàn)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(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 33 5 4 2 傳動(dòng)軸的驗(yàn)算 對(duì)于傳動(dòng)軸 除重載軸外 一般無(wú)須進(jìn)行強(qiáng)度校核 只進(jìn)行剛度驗(yàn)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(dòng)軸上彎曲載荷的計(jì)算 一般由危險(xiǎn)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(jì)算轉(zhuǎn)速 r min jn 傳動(dòng)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(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 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(yàn)條件 花鍵軸鍵側(cè)擠壓應(yīng)力的驗(yàn)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(zhǎng)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(yàn)算 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 35 兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件的跨距對(duì)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(duì)合理 跨距 L 進(jìn)行計(jì)算 以便修改草圖 當(dāng)跨距遠(yuǎn)大于 L 時(shí) 應(yīng)考慮采用三支撐結(jié)構(gòu) 機(jī)床設(shè)計(jì) 的教科書(shū)中的主軸組件柔度方程系在主軸端部 C 點(diǎn)家在時(shí)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(shí)根 3321 1BOABAOCEILmLC 并 且 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 jhjFNnnj50 CfKlP Lh T105nFfLThl 或 按 計(jì) 算 負(fù) 荷 的 計(jì) 算 公 式 進(jìn) 行 計(jì) 算 式 中 額 定 壽 命 計(jì) 算 動(dòng) 載 荷工 作 期 限 對(duì) 一 般 機(jī) 床 取 小 時(shí) C 滾動(dòng)軸承的額定負(fù)載 N 根據(jù) 軸承手冊(cè) 或 機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè) 查取 單 位用 kgf 應(yīng)換算成 N 速度系數(shù) 為滾動(dòng)軸承的計(jì)算轉(zhuǎn)速 r mm nf 103nif i 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 36 壽命系數(shù) nf 50nnLf 等 于 軸 承 的 工 作 期 限 壽命系數(shù) 對(duì)球軸承 3 對(duì)滾子軸承 103 工作情況系數(shù) 對(duì)輕度沖擊和振動(dòng)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(jì)手冊(cè) l P 當(dāng)量動(dòng)載荷 按 機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè) 1265 nLhT 30 87 n 故軸承校核合格 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 37 5 5 傳動(dòng)系統(tǒng)的 軸及軸上零件設(shè)計(jì) 5 5 1 齒輪的驗(yàn)算 驗(yàn)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(yàn)算 一般對(duì)高速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒面接觸應(yīng)力 對(duì)低速傳動(dòng)的齒輪驗(yàn)算齒根 彎曲應(yīng)力 對(duì)硬齒面 軟齒芯滲碳淬火的齒輪 一定要驗(yàn)算齒根彎曲應(yīng)力 接觸應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 MPa 3 1 123j2081SjuKNZmBn j 彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式為 3 2 5123w SwjMPaY 式中 N 齒輪傳遞功率 KW N dN 電動(dòng)機(jī)額定功率 KW dN 從電動(dòng)機(jī)到所計(jì)算的齒輪的機(jī)械效率 齒輪計(jì)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(hào)用于外嚙合 號(hào)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(shí)間 h 對(duì)于中型機(jī)床的齒輪取ST 15000 20000h 同一變速組內(nèi)的S 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 38 齒輪總工作時(shí)間可近似地認(rèn)為 T P P 為變速組的傳動(dòng)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(jiàn) 機(jī)床設(shè)計(jì)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(jiàn)表 3 5 當(dāng) 時(shí) 則取 當(dāng) SKmaxSinSKSKmaxSKmaxS 時(shí) 取 minin 工作情況系數(shù) 中等沖擊的主運(yùn)動(dòng) 取 1 2 1 6 1 1 動(dòng)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(yàn)算結(jié)果 或 不合格時(shí) 可以改變初算時(shí)選定的材料或熱處理方法 如仍不jw 滿足時(shí) 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(shí)的最大轉(zhuǎn)速為 130569051448 6 min284n r 3 9 0723 N 5 42kwdN 148 6 minjnr 3 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 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(yàn)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(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 40 1250MPj 32081 1 2043 721 95605 586MP AAj 故此齒輪合格 驗(yàn)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(dòng)軸的驗(yàn)算 對(duì)于傳動(dòng)軸 除重載軸外 一般無(wú)須進(jìn)行強(qiáng)度校核 只進(jìn)行剛度驗(yàn)算 軸的抗彎斷面慣性矩 4m 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 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(dòng)軸上彎曲載荷的計(jì)算 一般由危險(xiǎn)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(jì)算轉(zhuǎn)速 r min jn 傳動(dòng)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(yàn)條件 花鍵軸鍵側(cè)擠壓應(yīng)力的驗(yàn)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(zhǎng)度 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 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(yàn)算 兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件的跨距對(duì)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(duì)合理 跨距 L 進(jìn)行計(jì)算 以便修改草圖 當(dāng)跨距遠(yuǎn)大于 L 時(shí) 應(yīng)考慮采用三支撐結(jié)構(gòu) 機(jī)床設(shè)計(jì) 的教科書(shū)中的主軸組件柔度方程系在主軸端部 C 點(diǎn)家在時(shí)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(shí)根 3321 1BOABAOCEILmLC 并 且 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 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 43 jhjFNnnj50 CfKlP Lh T105nhFfLThl 或 按 計(jì) 算 負(fù) 荷 的 計(jì) 算 公 式 進(jìn) 行 計(jì) 算 式 中 額 定 壽 命 計(jì) 算 動(dòng) 載 荷工 作 期 限 對(duì) 一 般 機(jī) 床 取 小 時(shí) C 滾動(dòng)軸承的額定負(fù)載 N 根據(jù) 軸承手冊(cè) 或 機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè) 查取 單 位用 kgf 應(yīng)換算成 N 速度系數(shù) 為滾動(dòng)軸承的計(jì)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(duì)球軸承 3 對(duì)滾子軸承 103 工作情況系數(shù) 對(duì)輕度沖擊和振動(dòng)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(jì)手冊(cè) l P 當(dāng)量動(dòng)載荷 按 機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè) 124863 nLhT 0 395 n 故軸承校核合格 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 44 第六章 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 要實(shí)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(jì)的效果沒(méi) 有預(yù)計(jì)的完美 有一些硬件方面的原因 在模擬仿真的時(shí)候 由于計(jì)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(shí)間上拖了下來(lái) 而且所模擬的效果很不理想 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 45 我接受的設(shè)計(jì)任務(wù)是對(duì) CA6140 車床的主軸箱進(jìn)行設(shè)計(jì) 主軸箱的結(jié)構(gòu)繁多 考慮到實(shí)際 硬件設(shè)備的承受能力 在進(jìn)行三維造型的時(shí)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(diǎn)讓我深深的體會(huì)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(jì)中我們也遇到了其它許多棘手的問(wèn)題 例如 每個(gè)人采用的度量標(biāo)準(zhǔn)不一致 導(dǎo) 致裝配的時(shí)候產(chǎn)生了干涉的問(wèn)題 對(duì)于這個(gè)問(wèn)題我們采用互相調(diào)節(jié)的方法 需要相互配 合的兩個(gè)零件的設(shè)計(jì)者相互協(xié)調(diào) 最后實(shí)現(xiàn)設(shè)計(jì)的效果 對(duì)于一次設(shè)計(jì)來(lái)說(shuō) 總體安排很重要 這次設(shè)計(jì)由于總體安排剛開(kāi)始的時(shí)候沒(méi)有很 合理的制定 所以工作量的實(shí)際大小與工作的具體性質(zhì)不是很明確 以致在開(kāi)始的幾天 里沒(méi)有什么實(shí)質(zhì)性的進(jìn)展 在隨后的工作過(guò)程中大家都注意了這一點(diǎn) 所以進(jìn)度勉強(qiáng)趕 了上來(lái) 不過(guò)時(shí)間還是緊了點(diǎn) 對(duì)但最終大家努力完成了設(shè)計(jì)任務(wù) 第七章 致謝 在這次設(shè)計(jì)過(guò)程中 設(shè)計(jì)指導(dǎo)老師給予我們很多的支持和幫助 在此我對(duì)劉老師在 設(shè)計(jì)中對(duì)我們的指點(diǎn)和教導(dǎo)表示衷心的感謝 在此對(duì)那些在做畢業(yè)設(shè)計(jì)過(guò)程中幫助過(guò)我的同學(xué)以及了老師表示衷心的感謝 因?yàn)?大家的幫助才能使我順利地完成了畢業(yè)設(shè)計(jì) 第八章 參考資料編目 1 任殿閣 張佩勤主編 設(shè)計(jì)手冊(cè) 遼寧科學(xué)技術(shù)出版社 1991 年 9 月 2 付鐵主編 計(jì)算機(jī)輔助機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)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(jì) 機(jī)械工業(yè)出版社 2003 年 3 月 無(wú)錫職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 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(guó)主編 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè) 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(jì)圖冊(cè) 上?？茖W(xué)技術(shù)出版 社 7 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)編寫組 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 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(jì) 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(dòng)化簡(jiǎn)明設(shè)計(jì)手冊(cè) 機(jī)械工業(yè)出版社出版 11 卜炎主編 機(jī)械傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)手冊(cè) 機(jī)械出版社出版 12 徐錦康主編 機(jī)械設(shè)計(jì) 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(jì)基礎(chǔ) 機(jī)械工業(yè)出版社出版