C6140普通車(chē)床主軸變速箱設(shè)計(jì)【說(shuō)明書(shū)+CAD】

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Because lathes also can do drilling and reaming, their versatility permits several operations to be done with a single setup of the work piece. Consequently, more lathes of various types are used in manufacturing than any other machine tool. The essential components of a lathe are the bed, headstock assembly, tailstock assembly, and the leads crew and feed rod. The headstock is mounted in a foxed position on the inner ways, usually at the left end of the bed. It provides a powered means of rotating the word at various speeds . Essentially, it consists of a hollow spindle, mounted in accurate bearings, and a set of transmission gears- similar to a truck transmissionthrough which the spindle can be rotated at a number of speeds. Most lathes provide from 8 to 18 speeds, usually in a geometric ratio, and on modern lathes all the speeds can be obtained merely by moving from two to four levers. An increasing trend is to provide a continuously variable speed range through electrical or mechanical drives. Because the accuracy of a lathe is greatly dependent on the spindle, it is of heavy construction and mounted in heavy bearings, usually preloaded tapered roller or ball types. The spindle has a hole extending through its length, through which long bar stock can be fed. The size of maximum size of bar stock that can be machined when the material must be fed through spindle. Key words: Lathes; headstock assembly; variable speed; V VI 目錄 摘要 .III ABSTRACT .IV 1 緒論 .1 1.1 設(shè)計(jì)的目的 .1 1.2 機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)要求 .1 2 車(chē)床參數(shù)的擬定 .2 2.1 車(chē)床主參數(shù)和基本參數(shù) .2 2.1.1 極限切削速度 Vmax、Vmin 的確定 .2 2.1.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速的確定 .2 2.1.3 主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)和公比的確定 .3 2.1.4 主電機(jī)的選擇 .3 3 主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) .6 3.1 傳動(dòng)結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)、轉(zhuǎn)速圖的確定 .6 3.1.1 傳動(dòng)形式的確定 .6 3.1.2 傳動(dòng)組及各傳動(dòng)組中傳動(dòng)副的數(shù)目 .6 3.1.3 傳動(dòng)系統(tǒng)擴(kuò)大順序的安排 .7 3.1.4 繪制轉(zhuǎn)速圖 .7 3.1.5 轉(zhuǎn)速圖的擬定 .7 3.1.6 分配降速比 .8 3.2 齒輪齒數(shù)的確定及傳動(dòng)系統(tǒng)圖的繪制 .10 3.2.1 帶輪確定 .10 3.2.2 齒輪齒數(shù)的確定的要求 .14 4 強(qiáng)度計(jì)算和結(jié)構(gòu)草圖設(shè)計(jì) .17 4.1 確定計(jì)算轉(zhuǎn)速 .17 4.1.1 各軸、齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速 .17 4.2 軸的估算和驗(yàn)算 .19 4.2.1 主軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算 .19 4.2.2 傳動(dòng)軸直徑的估算 .22 4.3 齒輪模數(shù)的估算和計(jì)算 .24 4.3.1 齒輪模數(shù)的估算 .24 4.3.2 齒輪模數(shù)的驗(yàn)算 .26 VII 4.4 軸承的選擇與校核 .31 4.4.1 一般傳動(dòng)軸上的軸承選擇 .31 4.4.2 主軸軸承的類(lèi)型 .31 4.4.3 軸承間隙調(diào)整和預(yù)緊 .33 4.4.4 軸承的較核 .34 4.4.5 軸承的密封和潤(rùn)滑 .36 4.5 片式摩擦離合器的選擇與驗(yàn)算 .36 4.5.1 按扭矩選擇 .36 4.5.2 片式離合器的計(jì)算 .36 4.5.3 計(jì)算摩擦面的對(duì)數(shù) Z.37 5 主軸箱的箱體設(shè)計(jì) .39 6 結(jié)論與展望 .40 6.1 結(jié)論 .40 6.2 展望 .40 致 謝 .41 參考文獻(xiàn) .42 無(wú)錫太湖學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 0 1 緒論 1.1 畢業(yè)設(shè)計(jì)的目的 通過(guò)機(jī)床主運(yùn)動(dòng)機(jī)械變速傳動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，在擬定傳動(dòng)和變速的結(jié)構(gòu)方案過(guò)程 中，得到設(shè)計(jì)構(gòu)思、分析方案、結(jié)構(gòu)工藝性、機(jī)械制圖、零件計(jì)算、編寫(xiě)技術(shù)要求文件 和查閱級(jí)數(shù)資料等方面的綜合訓(xùn)練，樹(shù)立正確的設(shè)計(jì)思想，掌握機(jī)床設(shè)計(jì)的過(guò)程和方法， 使原有的知識(shí)有了進(jìn)一步的加深。 （1） 課程設(shè)計(jì)屬于機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)課程的延續(xù)，通過(guò)設(shè)計(jì)實(shí)踐，進(jìn)一步學(xué)習(xí)掌握機(jī)械系 統(tǒng)的一般方法。 （2） 培養(yǎng)綜合運(yùn)用機(jī)械制圖、機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)、精度設(shè)計(jì)、金屬工藝學(xué)、材料熱處理及 結(jié)構(gòu)工藝等相關(guān)知識(shí)，進(jìn)行工程設(shè)計(jì)的能力。 （3） 培養(yǎng)使用手冊(cè)、圖冊(cè)、有關(guān)資料及設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)范的能力。 （4） 提高技術(shù)總結(jié)及編制技術(shù)文件的能力。 （5） 為進(jìn)入工廠打下基礎(chǔ)。 1.2 機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)要求 （1） 、主軸具有一定的轉(zhuǎn)速和足夠的轉(zhuǎn)速范圍、轉(zhuǎn)速級(jí)別，能夠?qū)崿F(xiàn)運(yùn)動(dòng)的開(kāi)停、 變速、換向和制動(dòng)等，以滿足機(jī)床的運(yùn)動(dòng)要求。 （2） 、主電動(dòng)機(jī)具有足夠的功率，全部機(jī)構(gòu)和元件具有足夠的強(qiáng)度和剛度，以滿足 機(jī)床的傳動(dòng)要求。 （3） 、主運(yùn)動(dòng)的有關(guān)機(jī)構(gòu)，特別是主軸組件有足夠的精度、抗振性、溫升小和噪音 小，傳動(dòng)效率高，以滿足機(jī)床的工作性能要求。 （4） 、操作靈活可靠，調(diào)整維修方便，潤(rùn)滑密封良好，以滿足機(jī)床的使用要求。 （5） 、結(jié)構(gòu)緊湊簡(jiǎn)單、工藝性好、成本低、以滿足經(jīng)濟(jì)要求。 三、車(chē)床主要參數(shù)（規(guī)格尺寸） 最大工件回轉(zhuǎn)直徑 D（mm） 400 刀架上最大回轉(zhuǎn)直徑 D1 200 主軸通孔直徑 d 50 主軸頭號(hào)（JB2521-79） 6 最大工件長(zhǎng)度 L 750-2000 CA6140 車(chē)床主軸變速箱的設(shè)計(jì) 1 2 車(chē)床參數(shù)的擬定 2.1 車(chē)床主參數(shù)和基本參數(shù) 2.1.1 極限切削速度 Vmax、Vmin 的確定 根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮： 允許的切速極限參考值如下： 表 2-1 允許的切速極限參考值 加 工 條 件 Vmax(m/min) Vmin(m/min) 硬質(zhì)合金刀具粗加工鑄鐵工件 3050 硬質(zhì)合金刀具半精或精加工碳鋼工件 150300 螺紋加工和鉸孔 38 根據(jù)給出條件，取 Vmax=200 m/min 螺紋加工和鉸孔時(shí)取 Vmin=5 m/min 2.1.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速的確定 計(jì)算車(chē)床主軸極限轉(zhuǎn)速時(shí)的加工直徑， 按經(jīng)驗(yàn)分別取 K=0.5, Rd =0.25 dmax=KD=0.5400=200mm dmin=Rddmax=0.25x200=50mm 其中: dmax、d min 并不是指機(jī)床上可加工的最大和最小直徑，而是指實(shí)際使用情況下，采用 Vmax、 （Vmin ）時(shí)常用的經(jīng)濟(jì)加工直徑。 則主軸極限轉(zhuǎn)速應(yīng)為： 取標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列數(shù)值，即 =1400r/minmaxn 在 中考慮車(chē)螺紋和鉸孔時(shí)，其加工的最大直徑 應(yīng)根據(jù)實(shí)際加工情況選取min maxd 。因此，此處選最大直徑為 50mm504in/8.35014.1maxinin rdv in/1273504.310inmaxmax rdv 無(wú)錫太湖學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 2 取標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列數(shù)值，即 =31.5r/minmin 轉(zhuǎn)速范圍 Rn= iax 轉(zhuǎn)速范圍 Rn= = =44.44r/minmin5.3140 考慮到設(shè)計(jì)的機(jī)構(gòu)復(fù)雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴(kuò)大傳動(dòng)，并選級(jí)數(shù) Z=12，今以 和 代入公式 得 R=12.7 和 43.8，因此取 更合適。各級(jí)轉(zhuǎn)41.26. 1nR41. 速數(shù)列可直接從標(biāo)準(zhǔn)的數(shù)列表中查出，標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速數(shù)列表給出了 的從 110000 的06. 數(shù)值，因?yàn)?。從表中找到 =1440r/min 就可以每個(gè) 5 個(gè)數(shù)值選取一個(gè)，60.1max 得列表如下 31.5，45，63，90，125，180，250，355，500，710，1000，1400 2.1.3 主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù) Z 和公比 的確定 已知 1minaxZR 取 Z=12 級(jí) minax1Zn 124.8.43R =1440 =31.5maxnmin7.5.310in 綜合上述可得：主傳動(dòng)部件的運(yùn)動(dòng)參數(shù) Z=12 =1.41i/4maxrin/.minr 2.1.4 主電機(jī)的選擇 合理地確定電機(jī)功率 N，使機(jī)床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機(jī) 經(jīng)常輕載而降低功率因素。 中型普通車(chē)床典型重切削條件下的用量如表 2-2 所示。 刀具材料：YT15 工件材料 45 號(hào)鋼，切削方式：車(chē)削外圓 查下表可知：切深 ap=3.5mm 進(jìn)給量 f(s)=0.35mm/r CA6140 車(chē)床主軸變速箱的設(shè)計(jì) 3 切削速度 V=90m/min 表 2-2 中型普通車(chē)床典型重切削條件下的切削用量 320 40 切削用量 普通型 輕型 普通型 輕型 切深 pa 3.5 3 4 3.5 進(jìn)給量 f 0.35 0.25 0.4 0.35 切削速度 v 90 75 100 80 功率估算法用的計(jì)算公式 a 主切削力： b 切削功率： Pc= KWFVC45.612093 c 估算主電機(jī)功率： min/140rnd KPC56.8.總 中型機(jī)床上，一般都采用三相交流異步電動(dòng)機(jī)作為動(dòng)力源?？梢栽谙盗兄羞x用，在選擇 電動(dòng)機(jī)型號(hào)時(shí)，應(yīng)注意 根據(jù)機(jī)床切削能力的要求確定電機(jī)功率，但電動(dòng)機(jī)都已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，因此選取相應(yīng)的標(biāo) 準(zhǔn)值 KWP5. 電機(jī)轉(zhuǎn)速 ：dn 選用時(shí)，要使電機(jī)轉(zhuǎn)速 與主軸最高轉(zhuǎn)速 和 I 軸轉(zhuǎn)速相近或相宜，以免采用過(guò)dnmaxn 大的升速或過(guò)小的降速傳動(dòng)。 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可知： P 值為 5.5KW，按我國(guó)生產(chǎn)的電機(jī)在 Y 系列的額定功率選擇。 Nfapc 30265.3.01107.75. 無(wú)錫太湖學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 4 表 2-3 Y 系列的額定功率 電機(jī)型號(hào) 額定功率 滿載轉(zhuǎn)速 同步轉(zhuǎn)速 A B C D E +0.018 Y132S-4 5.5KW 1440 1500 216 140 89 38 +0.002 80 F G H K AB AC AD HD BB L 10 33 132 12 280 270 210 315 200 475 圖 2.1 為 Y 系列的電機(jī)的外形圖。 圖 2.1 為 Y 系列的電機(jī)的外形圖 無(wú)錫太湖學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 0 3 主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 3.1 傳動(dòng)結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)、轉(zhuǎn)速圖的確定 3.1.1 傳動(dòng)形式的確定 集中傳動(dòng)方式：傳動(dòng)系的全部傳動(dòng)和變速機(jī)構(gòu)集中裝在同一個(gè)主軸箱內(nèi)。 集中傳動(dòng)適用于中、大型機(jī)床，尤其是 CA6140,其優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)緊湊，便于集中操縱， 安裝調(diào)整方便。利于降低制造成本；缺點(diǎn)是運(yùn)轉(zhuǎn)的傳動(dòng)件在運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中所產(chǎn)生的振動(dòng)、 熱量，會(huì)使主軸產(chǎn)生變形，使主軸回轉(zhuǎn)中心線偏離正確位置而直接影響加工精度。 3.1.2 傳動(dòng)組及各傳動(dòng)組中傳動(dòng)副的數(shù)目 擬定傳動(dòng)鏈的基本原則，就是以經(jīng)濟(jì)的滿足對(duì)機(jī)床的要求，可以滿足同樣要求的方案 有很多種，在進(jìn)行傳動(dòng)鏈的可能性分析時(shí)，應(yīng)根據(jù)經(jīng)濟(jì)合理的原則，選出有最好的方案。 轉(zhuǎn)速圖有助于各種方案的比較，并為進(jìn)一步確定傳動(dòng)系統(tǒng)提供方便。擬定主運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)速圖 應(yīng)該按照下列步驟進(jìn)行： 擬定傳動(dòng)方案，包括傳動(dòng)形式的選擇以及開(kāi)停。換向，操縱等整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)的確定。 傳動(dòng)形式則指?jìng)鲃?dòng)和變速的元件，機(jī)構(gòu)以及組成，安排不同特點(diǎn)的傳動(dòng)形式，變速類(lèi)型。 傳動(dòng)方案和形式與結(jié)構(gòu)的復(fù)雜程度密切相關(guān)，和工作性能也有關(guān)，因此，確定傳動(dòng) 方案和形式，要從結(jié)構(gòu)、工藝、性能、以及經(jīng)濟(jì)性等多方面統(tǒng)一考慮。 級(jí)數(shù)為 的傳動(dòng)系統(tǒng)由若干個(gè)順序的傳遞組組成，各傳動(dòng)組分別有Z 個(gè)傳動(dòng)副。.4321、 即 .21 傳動(dòng)副數(shù)由于結(jié)構(gòu)的限制以 2 或 3 為適合，即變速級(jí)數(shù) Z 應(yīng)為 2 和 3 的因子： 即 baZ32 實(shí)現(xiàn) 12 級(jí)主軸轉(zhuǎn)速變化的傳動(dòng)系統(tǒng)可以寫(xiě)成多種傳動(dòng)副的組合: 1) 2) 43412 3) 4) 23 5) 在上述方案中， （1） （2）方案有時(shí)可以省掉一根軸，缺點(diǎn)是一個(gè)傳動(dòng)組內(nèi)有四個(gè)傳動(dòng) CA6140 車(chē)床主軸變速箱的設(shè)計(jì) 1 副，如果用一個(gè)四聯(lián)滑移齒輪。則會(huì)增加軸向尺寸；如果用兩個(gè)雙聯(lián)滑移齒輪，則操縱 機(jī)構(gòu)必須互銷(xiāo)，以防止兩個(gè)滑移齒輪同時(shí)嚙合，所以一般少用。 （3） （4） （5）方案：按照傳動(dòng)副“前多后少”的原則選擇 Z=322 這一方案，但 軸換向采用雙向片式摩擦離合器結(jié)構(gòu)，軸的軸向尺寸不至于過(guò)大，以免加長(zhǎng)變速箱尺 寸，第一傳動(dòng)組的傳動(dòng)副不宜過(guò)多，以 2 為宜因此此方案不宜采用，而應(yīng)選擇 12=232。 方案 4）是比較合理的 12=232 3.1.3 傳動(dòng)系統(tǒng)擴(kuò)大順序的安排 12=232 的傳動(dòng)副組合，其傳動(dòng)組的擴(kuò)大順序又可以有形式： 1) 6213 2） 根據(jù)級(jí)比指數(shù)分配要“前密后疏”的原則，應(yīng)選用 Z= 這一方案，然而1236 對(duì)于我們所設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)將會(huì)出現(xiàn)兩個(gè)問(wèn)題： 第一變速組采用降速傳動(dòng)時(shí)，由于摩擦離合器徑向結(jié)構(gòu)尺寸限制，使得軸上的齒 輪直徑不能太小，軸上的齒輪則會(huì)成倍增大。這樣，不僅使-軸間中心距加大，而 且-軸間的中心距也會(huì)輥大，從而使整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)尺寸增大。這種傳動(dòng)不宜采用。 如果第一變速組采用升速傳動(dòng)，則軸至主軸間的降速傳動(dòng)只能同后兩個(gè)變速組承 擔(dān)。為了避免出現(xiàn)降速比小于允許的杉限值，常常需要增加一個(gè)定比降速傳動(dòng)組，使系 統(tǒng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜。這種傳動(dòng)也不是理想的。 如果采用 這一方案則可解決上述存在的問(wèn)題。6132 3.1.4 繪制轉(zhuǎn)速圖 車(chē)床主傳動(dòng)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速結(jié)構(gòu)圖如圖 3.1 所示。 3.1.5 轉(zhuǎn)速圖的擬定 運(yùn)動(dòng)參數(shù)確定以后，主軸各級(jí)轉(zhuǎn)速就已知，切削耗能確定了電機(jī)功率。在此基礎(chǔ)上， 選擇電機(jī)型號(hào)，確定各中間傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速，這樣就擬定主運(yùn)動(dòng)的轉(zhuǎn)速圖，使主運(yùn)動(dòng)逐步 具體化。 無(wú)錫太湖學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 2 3.1.6 分配降速比 設(shè)計(jì)機(jī)床主軸變速傳動(dòng)時(shí)，為了避免從動(dòng)齒輪過(guò)大而增加箱體的徑向尺寸，一般限制 降速最小傳動(dòng)比 Umin 1/4,為避免擴(kuò)大傳動(dòng)誤差，減少振動(dòng)噪聲，一般限制直齒圓柱齒 輪的最大升速比 Umax ,因此決定了一個(gè)傳動(dòng)組的最大變速范圍2 8/minaxur 該車(chē)床主軸傳動(dòng)系統(tǒng)共設(shè)有四個(gè)傳動(dòng)組其中有一個(gè)是帶傳動(dòng)。根據(jù)降速比分配應(yīng) “前慢后快”的原則以及摩擦離合器的工作速度要求，確定各傳動(dòng)組最小傳動(dòng)比。 總的傳動(dòng)比： a 決定軸-的最小降速傳動(dòng)比主軸上的齒輪希望大一些，能起到飛輪的作用，所以最 后一個(gè)變速組的最小降速傳動(dòng)比取極限 1/4，公比 =1.41，1.41 4=4，6132 最末一級(jí)間的間隔為 6 級(jí) 1.min47.5140.3電總uminiincbau皮總 44min.cu9.11 64cu42mincc 圖 3.1 轉(zhuǎn)速結(jié)構(gòu)網(wǎng) 132:280 44:31 25:50 1800r/min 1400 1000 710 500 355 250 180 125 90 31,5 45 31.5 CA6140 車(chē)床主軸變速箱的設(shè)計(jì) 3 b 中間軸傳動(dòng)比 可按先快后慢的原則，確定最小傳動(dòng)比，根據(jù)基比指數(shù)確定其他傳動(dòng)比 軸最小傳動(dòng)比 miniamincbuu 因?yàn)?所以 軸最小傳動(dòng) 軸采用升速傳動(dòng)，加大齒輪 外徑，使主動(dòng)輪齒根直徑大于離合器外轂。 因此，皮帶輪的傳動(dòng)比為. 4in1c5.01232bu71.4.12b 214.1 2mina u 41.132au214.12min2au 49.01. .21.2皮u 33min.bbu 無(wú)錫太湖學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 4 3.2 傳動(dòng)原理圖 3.2 齒輪齒數(shù)的確定及傳動(dòng)系統(tǒng)圖的繪制 3.2.1 帶輪確定 因?yàn)榇差^箱內(nèi)部緊湊，而第一軸除皮帶輪外的受力不大，沒(méi)有必要為抵消皮帶的拉 力而選用大的軸承和軸，所以用卸荷式帶輪結(jié)構(gòu)更劃算。 1、選擇三角帶型號(hào) 根據(jù)計(jì)算功率 NKPac P-電機(jī)額定功率 Ka-工作情況系數(shù) 車(chē)床的啟動(dòng)載荷輕，工作載荷穩(wěn)定，兩班制工作時(shí)，取 Ka =1.1 CA6140 車(chē)床主軸變速箱的設(shè)計(jì) 5 故 =5.5x1.1=6.05KKWPKac 2、選擇 V 帶的帶型 根據(jù)計(jì)算功率和電機(jī)額定轉(zhuǎn)速查機(jī)械設(shè)計(jì)圖 811 選用 B 型。 3、確定小帶輪的基準(zhǔn)直徑 并驗(yàn)算帶速 vd 皮帶輪的直徑越小，帶的彎曲應(yīng)力就越大，為了提高帶的使用壽命，小帶輪直徑不 宜過(guò)小。 1） 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑 。1d 由表 86 和表 88.取小帶輪的基準(zhǔn)直徑 =1321d 2）驗(yàn)算帶速 vsmnd/54.76014160電 因?yàn)?5m/sV30m/s，故帶速合適。 4、計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 因?yàn)?1.22d14皮u 得 軸的轉(zhuǎn)速 n1 為 699.85r/min 所以 27306.1d2d 大帶輪直徑圓整為 280。4.2803u1*d皮 軸的實(shí)際轉(zhuǎn)速 min/9.67.rn 轉(zhuǎn)速誤差 031.85 對(duì)于帶傳送裝置，轉(zhuǎn)速誤差允許在 范圍內(nèi)。5. 5、確定 V 帶的中心距 )(2)(7.021dada 初定中心距為 500mm。 無(wú)錫太湖學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 6 由下列公式計(jì)算所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 Ld madaLd 1.6584)()(22012210 由 查表 82 選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 Ld=1600mm. 按下列公式計(jì)算實(shí)際中心距 a 5306.90.5200 dLa 6、 驗(yàn)算小帶輪的包角 1 1204.6350.71483.57)(18012 ad 因此，小帶輪包角取值合理。 7、計(jì)算帶的根數(shù) Z 1） 計(jì)算單根 V 帶的額定功率 Pr 由 、 和 B 型帶查表 8-4a，由插補(bǔ)法得.321mdin/140電n70KWP 由 、 和 B 型帶查表 84b 得.1di kwP4.0 查表 85 得 ，表 82 得95a 92.LKWKPaLr 5.50)4.17.()(0 2） 計(jì)算單根 V 帶的根數(shù) Z 69.25.0rcaPZ 因此，帶的根數(shù)為 3。 8、計(jì)算單根 V 帶的初拉力的最小值（ min)(0F 帶型 Y Z A B C D E 0.02 0.06 0.10 0.18 0.30 0.61 0.92 由上表知道 B 型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量 q=0.18kg/m NvqZKPFac 4.285.718054.739.06)2(5)5.2(0min)( 20 CA6140 車(chē)床主軸變速箱的設(shè)計(jì) 7 應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力 0Fmin)( 9、計(jì)算壓軸力 p 壓軸力的最小值 NFZp 136024.sin.283sin)(2min)(0 帶輪結(jié)構(gòu)工作表如下表所示。 帶輪直徑 mm帶型號(hào) 帶長(zhǎng) Ld 中心距 大帶輪 小帶輪 帶根數(shù) 作用于軸上的 壓力 B 1600 530 280 132 3 1360N 主軸箱的動(dòng)力是從主電機(jī)經(jīng)過(guò)皮帶輪和三角帶傳遞給軸，并且輸進(jìn)主軸箱，為防 止軸在三角帶的張力作用下產(chǎn)生變形，設(shè)計(jì)時(shí)將皮帶輪先通過(guò)花鍵套、滾動(dòng)軸承和法 蘭安裝在箱體上。從而使張力由床身承受，扭矩由花鍵套傳遞給軸。軸不在因皮帶 輪的張力而產(chǎn)生彎曲變形，故軸上的零件的動(dòng)作條件得到改善。如下圖所示 無(wú)錫太湖學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 8 3.2.2 齒輪齒數(shù)的確定的要求 1）確定齒輪齒數(shù) 可用計(jì)算法或查表確定齒輪齒數(shù)，后者更為簡(jiǎn)便，根據(jù)要求的傳動(dòng)比 u 和初步定出 的傳動(dòng)副齒數(shù)和 ，查表即可求出小齒輪齒數(shù)ZS 選擇時(shí)應(yīng)考慮： 1.傳動(dòng)組小齒輪應(yīng)保證不產(chǎn)生根切。對(duì)于標(biāo)準(zhǔn)齒輪，其最小齒數(shù) =17miniZ 2.齒輪的齒數(shù)和 不能太大，以免齒輪尺寸過(guò)大而引起機(jī)床結(jié)構(gòu)增大，一般推薦齒數(shù)和ZS 100-120。ZS 3.同一變速組中的各對(duì)齒輪，其中心距必須保證相等。 4 采用三聯(lián)滑移齒輪時(shí)，最大齒輪齒數(shù)與次大齒輪齒數(shù)差應(yīng)該大于或等于 4。. 5 保證強(qiáng)度和防止熱處理變形過(guò)大，齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚 6 保證主軸的轉(zhuǎn)速誤差在規(guī)定的范圍之內(nèi)。 卸荷式皮帶輪 1-皮帶輪 2-花鍵套筒 3-螺釘 4-支撐套 CA6140 車(chē)床主軸變速箱的設(shè)計(jì) 9 查機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)表 3-9 第一變速組： ，時(shí)， 、70、72、75、84.41.au685zS ，時(shí)， 、72、75、84.2.2a 9z 符合條件的 72、75 和 84。 因此選 。于是得變速組 a 的兩個(gè)傳動(dòng)副的主從齒輪數(shù)分別為： 49、35；28、5684zS 第二變速組： 時(shí)， 、82、84、85、87、89、90.1.bu0z 時(shí)， 、84、86、87、89、90.224.b81zS 時(shí)， 、81、84、87、88、91.331.bu0z 符合條件的 和 8784zS 因此選 。于是得變速組 b 的三個(gè)傳動(dòng)副的主從齒輪數(shù)分別為：7z 36、51；29、58；23、64。 第三變速組： 時(shí)， 、84、 86、87、89、90、92、93、95、104、105.21cu81zS 時(shí)， 、84、85、86、89、90、91、94、95、104、105.4.2c z 符合條件的 、104 和 10595zS 因此選 。于是得變速組 c 的兩個(gè)傳動(dòng)副的主從齒輪數(shù)分別為：10z 70、35；21、84 表 3-3 變速組 第一變速組 第二變速組 第三變速組 齒數(shù)和 84 87 105 齒輪 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z1 1 Z12 Z13 Z14 無(wú)錫太湖學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 10 齒數(shù) 49 35 28 56 36 51 29 58 23 64 70 35 21 84 2）驗(yàn)算主軸轉(zhuǎn)速誤差 由于確定的齒輪齒數(shù)所得的實(shí)際轉(zhuǎn)速與傳動(dòng)設(shè)計(jì)的理論轉(zhuǎn)速難以完全相符，需要驗(yàn)算 主軸各級(jí)轉(zhuǎn)速，最大誤差不得超過(guò)10(-1)%。 主軸各級(jí)實(shí)際轉(zhuǎn)速值用下式計(jì)算 cbuna皮電實(shí) )1( 其中 滑移系數(shù) =0.02 ua ub uc 分別為各級(jí)的傳動(dòng)比 轉(zhuǎn)速誤差用主軸實(shí)際轉(zhuǎn)速與標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速相對(duì)誤差的絕對(duì)值表示 n= 10(-1)%=4.1%實(shí) 際 標(biāo) 準(zhǔn)實(shí) 際 n 同樣其他的實(shí)際轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)速誤差如下: 表 3-4 主軸 轉(zhuǎn)速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 n10 n11 n12 標(biāo)準(zhǔn) 轉(zhuǎn)速 31.5 45 63 90 125 180 250 355 500 710 1000 1440 實(shí)際 轉(zhuǎn)速 31.35 44.2 62.33 87.8 123.8 175.1 247.6 350.2 495.3 700.5 990.65 1401 轉(zhuǎn)速 誤差 0.48 1.8 1.07 2.5 0.97 2.8 0.97 1.4 0.95 1.4 0.94 2.8 轉(zhuǎn)速誤差滿足要求。 3）繪制主傳動(dòng)系統(tǒng)圖 按照主傳動(dòng)轉(zhuǎn)速圖以及齒輪齒數(shù)繪制主傳動(dòng)系統(tǒng)圖如下 3.5 所示 CA6140 車(chē)床主軸變速箱的設(shè)計(jì) 11 圖 3.5 主傳動(dòng)系統(tǒng)圖 無(wú)錫太湖學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 12 4 強(qiáng)度計(jì)算和結(jié)構(gòu)草圖設(shè)計(jì) 4.1 確定計(jì)算轉(zhuǎn)速 4.1.1 各軸、齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速 主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速： III 軸 計(jì)算轉(zhuǎn)速 1. III 軸最低轉(zhuǎn)速 125r/min， 2. 可使主軸獲得 31.5r/min、250r/min 兩級(jí)轉(zhuǎn)速， 3. 其中 250r/min 大于 nj，需要傳遞全部功率， 4. 所以 III 軸計(jì)算轉(zhuǎn)速為 125r/min II 軸 計(jì)算轉(zhuǎn)速 1. III 軸計(jì)算轉(zhuǎn)速為 125r/min，由 II 軸最低轉(zhuǎn)速 355r/min 得來(lái)， 需要傳遞全部功率， 2. 所以 II 軸計(jì)算轉(zhuǎn)速為 355r/min。 I 軸 計(jì)算轉(zhuǎn)速 II 軸計(jì)算轉(zhuǎn)速為 355r/min，由 I 軸最低轉(zhuǎn)速 710r/min 得來(lái)， 需要傳遞全部功率， 所以， I 軸計(jì)算轉(zhuǎn)速為 710r/min 變速組 c 最小齒輪 z=21，裝在第 III 軸上， 使主軸獲得 31.5180r/min 共 6 級(jí)， 其中主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 90r/min， 故 z=21 齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速為 355r/min 齒輪 z=84，裝在第軸上， 獲得 31.5180r/min 共 6 級(jí)， 其中主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 90r/min， 故 z=84 齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速為 90r/min 齒輪 z=70，裝在第 III 軸上， 使主軸獲得 2501400r/min 共 6 級(jí)， 其中主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 355r/min， 故 z=70，齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速為 125r/min 齒輪 z=35，裝在第軸上， 獲得 2501400r/min 共 6 級(jí)， 其中主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 90r/min， min/9041.53321min rZj CA6140 車(chē)床主軸變速箱的設(shè)計(jì) 13 故 z=35 齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速為 250r/min 變速組 b 最小齒輪 z=23，裝在第 II 軸上。 III 軸獲得 125、355r/min ， 其中 III 軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 125r/min， 故 z=23 齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速為 355r/min。 齒輪 z=64，裝在第 III 軸上。 III 軸獲得 125、355r/min ， 其中 III 軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 125r/min， 故 z=64 齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速為 355r/min。 z=29，裝在第 II 軸上。 III 軸獲得 180、500r/min ， 其中 III 軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 125r/min， 故 z=29 齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速為 355r/min。 齒輪 z=58，裝在第 III 軸上。 III 軸獲得 180、500r/min ， 其中 III 軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 125r/min， 故 z=58 齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速為 180r/min。 z=36，裝在第 II 軸上。 III 軸獲得 250、710r/min ， 其中 III 軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 125r/min， 故 z=36 齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速為 355r/min。 齒輪 z=52，裝在第 III 軸上。 III 軸獲得 250、710r/min ， 其中 III 軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 125r/min， 故 z=52 齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速為 250r/min 變速組 a 最小齒輪 z=28， II 軸獲得 355r/min ， 其中 II 軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 355r/min， 故 z=28 齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速為 710r/min 齒輪 z=56 II 軸獲得 355r/min ， 其中 II 軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 355r/min， 故 z=56 齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速為 355r/min 齒輪 z=49， II 軸獲得 1000r/min ， 其中 II 軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 355r/min， 無(wú)錫太湖學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 14 故 z=49 齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速為 710r/min 齒輪 z=35 II 軸獲得 1000r/min ， 其中 II 軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 355r/min， 故 z=35 齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速為 1000r/min 4.2 軸的估算和驗(yàn)算 4.2.1 主軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算 主軸組件結(jié)構(gòu)復(fù)雜，技術(shù)要求高。安裝工件的主軸參與切削成形運(yùn)動(dòng)，因此它的精度 和性能性能直接影響加工質(zhì)量（加工精度與表面粗糙度） 。 1）主軸直徑的選擇 查表可以選取前支承軸頸直徑 D1=105 mm 后支承軸頸直徑 D2=(0.70.85)D 1=73.589.25 mm 選取 D2=75 mm 2）主軸內(nèi)徑的選擇 車(chē)床主軸由于要通過(guò)棒料，安裝自動(dòng)卡盤(pán)的操縱機(jī)構(gòu)及通過(guò)卸頂尖的頂桿必須是空心 軸。 確定孔徑的原則是在滿足對(duì)空心主軸孔徑要求和最小壁厚要求以及不削弱主軸剛度的 要求盡可能取大些。 推薦：普通車(chē)床 d/D(或 d1/D1)=0.550.6 其中 D主軸的平均直徑，D= (D 1+D2)/2 d1前軸頸處內(nèi)孔直徑 d=(0.550.6)D=49.554mm 所以，內(nèi)孔直徑取 52mm 主軸錐孔對(duì)支撐軸徑 A、B 的跳動(dòng)，近軸端允差 0.005mm，離軸端 300mm 處允差 0.01mm，錐度的接觸率大于 70%，表面粗糙度 Ra0.4um，硬度要求 HRC48. 3）前錐孔尺寸 前錐孔用來(lái)裝頂尖或其它工具錐柄，要求能自鎖，目前采用莫氏錐孔。選擇如下： 莫氏錐度號(hào)取 6 號(hào) 標(biāo)準(zhǔn)莫氏錐度尺寸 大端直徑 D=63.348 CA6140 車(chē)床主軸變速箱的設(shè)計(jì) 15 4）主軸前端懸伸量的選擇 軸懸伸量指主軸前端面到前支撐徑向反力作用點(diǎn)（一般即為前徑支撐中點(diǎn)）的距離，它 主要取決于主軸前端部結(jié)構(gòu)形式和尺寸，前支撐軸配置和密封等。因此，主要由結(jié)構(gòu)設(shè) 計(jì)確定。 懸伸量與主軸部件的剛度和抗振性成反比，故應(yīng)取小值主軸懸伸量與前軸頸直徑之比 a/D1=0.61.25 a=(0.61.5)D 1=66131.25mm 所以，懸伸量取 120mm 5）主軸合理跨距和最佳跨距 主軸跨距是決定主軸系統(tǒng)精度剛度的重要影響因素，目的是找出在切削力的作用下，主 軸前端的柔度值最小的跨距稱為最優(yōu)跨距（ ）0L 根據(jù)表 3-14 見(jiàn)金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)計(jì)算前支承剛度 。AK 前后軸承均用雙列短圓柱滾子軸承，并采用前端定位的方式。 查表 4.170DKA =1700901.4=9.26105 N/mm 因?yàn)楹筝S承直徑小于前軸承，取 4.1BAK KB =6.61105N/mm )1(6)03BAKaL 其中 為參變量BAK 綜合變量 3aEIA 其中 E彈性模量，取 E=2.0105 N/mm2 I轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，I=(D 4-d4)/64=3.14(804-454)=1.81106mm4 =3aKEIA35 6106.98. =0.3909 由圖 4.1 主軸最佳跨距計(jì)算線圖中，在橫坐標(biāo)上找出 =0.3909 的點(diǎn)向上作垂線與 無(wú)錫太湖學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 16 的斜線相交，由交點(diǎn)向左作水平線與縱坐標(biāo)軸相交，得 L0/a=2.5。4.1BAK 所以最佳跨距 L0 L0=2.5120=300 又因?yàn)楹侠砜缇嗟姆秶?L 合理 =(0.753)L 0=2251600 所以取 L=625mm 6）主軸剛度的驗(yàn)算 對(duì)于一般受彎矩作用的主軸，需要進(jìn)行彎曲剛度驗(yàn)算。主要驗(yàn)算主軸軸端的位移 y 和 前軸承處的轉(zhuǎn)角 A。 如主軸前端作用一外載荷 F 如下圖 圖 4.1 主軸最佳跨距計(jì)算線圖 圖 4.2 主軸布置簡(jiǎn)圖 CA6140 車(chē)床主軸變速箱的設(shè)計(jì) 17 切削力 Fz=3026N 撓度 y A= EIaLFz3)( 2 = 65 2108.0.)(16 =0.029 y=0.0002L=0.0002625=0.125 yAy 傾角 A= EIaLF6)32( = 65108.0. )23(1 =0.000269 前端裝有圓柱滾子軸承，查表 A=0.001rad A A 符合剛度要求。 7） 主軸的材料與熱處理 材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)到 220250HBS，主軸端部錐孔、定心軸頸或定心圓錐面等部位 局部淬硬至 HRC5055，軸徑應(yīng)淬硬。 4.2.2 傳動(dòng)軸直徑的估算 傳動(dòng)軸除應(yīng)滿足強(qiáng)度要求外，還應(yīng)滿足剛度要求，強(qiáng)度要求保證軸在反復(fù)載荷和扭矩 載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。車(chē)床主軸傳動(dòng)系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大的變形。 因此疲勞強(qiáng)度一般不失是主要矛盾，除了載荷很大的情況外，可不必驗(yàn)算軸的強(qiáng)度。剛 度要求保證軸在載荷下不發(fā)生過(guò)大的變形。因此，必須保證傳動(dòng)軸有足夠的剛度。 傳動(dòng)軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下列公式 圖 4.3 無(wú)錫太湖學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 18 估算傳動(dòng)軸直徑： mm491jnNd 其中：N該傳動(dòng)軸的輸入功率 KWd Nd電機(jī)額定功率； 從電機(jī)到該傳動(dòng)軸之間傳動(dòng)件的傳動(dòng)效率的乘積 取 V 帶的傳動(dòng)效率 =0.96，齒輪的傳動(dòng)效率為 0.995，滾動(dòng)軸承的傳動(dòng)效率為 0.99（一對(duì)） 該傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速 r/minjn 每米長(zhǎng)度上允許的扭轉(zhuǎn)角(deg/m ),可根據(jù)傳動(dòng)軸的要求選取如表 4-1 所示。 表 4-1 軸允許的扭轉(zhuǎn)角 剛度要求 允許的扭轉(zhuǎn)角 主 軸 一般的傳動(dòng)軸 較低的傳動(dòng)軸 0.51 11.5 1.52 對(duì)于一般的傳動(dòng)軸，取 =1.5 軸 KW28.596.0dN =710 r/min jn mm1.245.710941d 為了傳遞轉(zhuǎn)矩，選用花鍵軸，所以 d1=24.1x（1-7%）=22.4mm 圓整后去 d1=30mm。 軸 KW25.9.065.2 N =355 r/min jn CA6140 車(chē)床主軸變速箱的設(shè)計(jì) 19 mm67.285.13942d 為了傳遞轉(zhuǎn)矩，選用花鍵軸，所以 d2=28.67x（1-7%）=26.67mm 圓整后去 d2=35mm。 軸 KW0.59.0965.3 N =125r/min mmjn 14.37.1243d 為了傳遞轉(zhuǎn)矩，選用花鍵軸，所以 d2=37.14x（1-7%）=34.54mm 圓整后去 mm。403d 查表可以選取花鍵的型號(hào)其尺寸 分別為)741(GBbDZ 軸取 1 0356 軸取 2d4 軸取 312 4.3 齒輪模數(shù)的估算和計(jì)算 4.3.1 齒輪模數(shù)的估算 根據(jù)齒輪彎曲疲勞的估算： 其中 、Z 應(yīng)為同一齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速和齒輪齒數(shù)，并且取乘積最小的代入上式，jn 1）第一變速組 由轉(zhuǎn)速圖得 Z1=49 齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 710r/min。 Z2=35 齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 1000r/min。 Z3=28 齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 710r/min。 Z4=56 齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 355/min。 根據(jù) Pd=5.28KW 05.23568.2m mm 因此取 32jdwznPm32jdwzn w 無(wú)錫太湖學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 20 2）第二變速組 由轉(zhuǎn)速圖得 Z5=36 齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 355r/min。 Z6=52 齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 250r/min。 Z7=29 齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 355r/min。 Z8=58 齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 180/min。 Z9=23 齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 355r/min。 Z10=64 齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 125/min。 Pd=5.25KW 因此取 3）第三變速組 由轉(zhuǎn)速圖得 Z11=70 齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 125r/min。 Z12=35 齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 250r/min。 Z13=21 齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 355r/min。 Z14=84 齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 90/min。 Pd=5.20KW 因此取 mw=3 齒輪接觸疲勞強(qiáng)度 mj 其中 為大齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速，A 為齒輪中心距。jn 由中心距 A 及齒數(shù) 、 求出模數(shù)1z2 1) 第一變速組 Z1+Z2=Z3+Z4=84 Pd=5.28KW 取模數(shù)為 2mm。 78.21564.323jdwznm93.2510.323jdzn 370jdnP21ZjmnAjd2.730Zmj .18421 w CA6140 車(chē)床主軸變速箱的設(shè)計(jì) 21 2) 第二變速組 Z5+Z6=Z7+Z8= Z9+Z10=87 Pd=5.25KW 取模數(shù)為 3mm。 3） 第三變速組 Z11+Z12=Z13+Z14= 105 Pd=5.2KW 取模數(shù)為 3mm。 據(jù)估算所得 和 中較大的值，選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。mj 第一變速組 m1=2.5；第二變速組 m2=3；第三變速組 m3=3 齒輪塊設(shè)計(jì)：機(jī)床的變速系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速結(jié)構(gòu)。根據(jù)各傳動(dòng)軸的工 作特點(diǎn)，第一擴(kuò)大組、第二擴(kuò)大組以及第三擴(kuò)大組的滑移齒輪均采用了整體式的滑 移齒輪。所以滑移齒輪與傳動(dòng)軸間均采用花鍵連接。 從工藝角度考慮，其他固定齒輪（主軸上的齒輪除外）也采用花鍵連接。 4.3.2 齒輪模數(shù)的驗(yàn)算 因?yàn)樵O(shè)計(jì)的是機(jī)床，所以齒輪對(duì)強(qiáng)度及精度都有一定的要求，齒輪應(yīng)具有較高的強(qiáng)度 及齒面具有高硬度；齒輪選用的是 40Cr 調(diào)制處理，硬度 250280HBW，驗(yàn)算時(shí)選相同模 數(shù)中承受載荷最大齒數(shù)最少的齒輪，一般對(duì)高速傳動(dòng)齒輪以驗(yàn)算接觸疲勞強(qiáng)度，對(duì)于低 速傳動(dòng)的齒輪以驗(yàn)算彎曲疲勞強(qiáng)度為主，對(duì)硬齒面軟齒心的滲碳淬火齒輪，一定要驗(yàn)算 彎曲疲勞強(qiáng)度。 根據(jù)齒輪的接觸疲勞計(jì)算齒輪模數(shù)公式為： mm3213)(160jjmSj nizPK 根據(jù)齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算齒輪模數(shù)公式為： mm275132jmsnYz mnAjd6.128370Zmj 95.721mnAjd04.1337Zj 73.25.2 1 無(wú)錫太湖學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 22 式中：P-計(jì)算齒輪傳遞的額定功率 -計(jì)算齒輪（小齒輪）的計(jì)算轉(zhuǎn)速 r/minJn -齒寬系數(shù) ， 常取 610；mmb -計(jì)算齒輪的齒數(shù)，一般取傳動(dòng)中最小齒輪的齒數(shù)；1z -大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比， ；“+”用于外嚙合， “-”號(hào)用于內(nèi)嚙合；i 12zi -壽命系數(shù)， ；Ks qNnrKs -工作期限系數(shù)， ；T mTC06 齒輪等傳動(dòng)件在接觸和彎曲交變載荷下的疲勞曲線指數(shù) m 和基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù) Co n-齒輪的最低轉(zhuǎn)速 r/min; T-預(yù)定的齒輪工作期限，中型機(jī)床推薦：T=1500020000h; -轉(zhuǎn)速變化系數(shù)nK -功率利用系數(shù)N -材料強(qiáng)化系數(shù)。幅值低的交變我荷可使金屬材料的晶粒邊界強(qiáng)化，起著阻止疲q 勞細(xì)縫擴(kuò)展的作用； （壽命系數(shù)）的極限SKminax,SK 當(dāng) ；minimax SS時(shí) ， 取時(shí) ， 則 取 -工作情況系數(shù)。中等沖擊的主運(yùn)動(dòng)： =1.21.6；1 1 -動(dòng)載荷系數(shù)2K -齒向載荷分布系數(shù)3 Y-齒形系數(shù)； 、 -許用彎曲、接觸應(yīng)力 MPaj 1) 第一變速組：相同模數(shù)中行承載最大齒數(shù)最少的齒輪為 Z=28. Z=28 位于軸，屬于高速軸，按照接觸疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算齒輪模數(shù)。 KW28.5N mm70.mzd CA6140 車(chē)床主軸變速箱的設(shè)計(jì) 23 節(jié)圓速度 m/s61.2607ndV 由表 8 可得：取精度等級(jí)為 7 級(jí) 。 =1.2 2K2.1 由表 9 得： =13K qNnrsmTC0631.107356T =0.90 nK.w4.qK 6.931.s 由表可知 maxS 所以 取 Ks=0.6 由表 11 許用應(yīng)力知，取齒輪材料為 45 整淬 =1100MPa =320MPaj 由表 10 可知 可查得 Y=0.453213)(160jjmSj nizPK 96.1701284728.56.)(1603 2j 所以 模數(shù)取 2.5 符合要求。 同樣可以校核其它齒輪的模數(shù)也符合要求。 2) 第二變速組：相同模數(shù)中行承載最大齒數(shù)最少的齒輪為 Z=23. 按照接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算齒輪模數(shù)。 KW25.N mm693mzd 節(jié)圓速度 m/s28.1035ndV 由表 8 可得：取精度等級(jí)為 7 級(jí) 。 =1.2 2K2.1 無(wú)錫太湖學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 24 由表 9 得： =13K qNnrsmTC0631.107563T =0.90 nK.w4.qK 6931.s 由表可知 maxS 所以 取 Ks=0.6 由表 11 許用應(yīng)力知，取齒輪材料為 45 整淬 =1100MPa =320MPaj 由表 10 可知 可查得 Y=0.4083213)(160jjmSj nizPK 57.23102873.6.)(1603 2j 2751323jmsnYzNK36.2057408.63 所以 模數(shù)取 3 符合要求。 3) 第三變速組：相同模數(shù)中行承載最大齒數(shù)最少的齒輪為 Z=19. 按照彎曲疲勞強(qiáng)度和彎曲疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算齒輪模數(shù)。 KW2.5N mm631mzd 節(jié)圓速度 m/s17.05ndV 由表 8 可得：取精度等級(jí)為 7 級(jí) 。 =1.2 2K2.1 由表 9 得： =13K CA6140 車(chē)床主軸變速箱的設(shè)計(jì) 25 qNnrKsmTC0631.107356T =0.90 n.w4.q 6931.Ks 由表可知 maxKS 所以 取 Ks=0.6 由表 11 許用應(yīng)力知，取齒輪材料為 45 整淬 =1100MPa =320MPaj 由表 10 可知 可查得 Y=0.3863213)(160jjmSj nizPK 78.23510276.)5(1603 2j 25132jmsnYzNK52.30786.0.7 所以 模數(shù)取 3 符合要求。 表 4-2 無(wú)錫太湖學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 26 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14 齒數(shù) 49 35 28 56 36 52 29 58 23 64 70 35 21 84 模數(shù) 2.5 3 3 分度 圓直 徑 122.5 87.5 70 140 108 156 87 174 69 192 210 105 63 252 齒根 高 h 125.3 5.2)(mca 3.75 3.75 齒頂 高 h .a 3 3 齒頂 圓直 徑 da 127.5 92.5 75 145 114 162 93 180 75 198 216 111 69 258 齒根 圓直 徑 df 116.25 81.25 63.75 133.75 101.5 148.5 79.5 166.5 61.5 184.5 202.5 97.5 55.5 244.5 中心 距 105 130.5 157.5 齒寬 17.5 21 21 4.4 軸承的選擇與校核 機(jī)床傳動(dòng)軸常用的滾動(dòng)軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升、空載功率和噪音等方面， 球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越。而且滾錐軸承對(duì)軸的剛度、支承孔的加工精度要求都比較高， 異常球軸承用得更多。但滾錐軸承的內(nèi)外圈可以公開(kāi)。裝配方便，間隙容易調(diào)整。所以 有時(shí)在沒(méi)有軸向力時(shí)，也常采用這種軸承。選擇軸承的型式和尺寸，首先取決于承載能 力，但也要考慮其它結(jié)構(gòu)條件。即要滿足承載能力要求，又要符合孔的加工工藝，可以 用輕、中、或重系列的軸承來(lái)達(dá)到支承孔直徑的安排要求?；ㄦI軸兩端裝軸承的軸頸尺 寸至少有一個(gè)應(yīng)小于花鍵的內(nèi)徑，一般傳動(dòng)軸承選用 G 級(jí)精度。 4.4.1 一般傳動(dòng)軸上的軸承選擇 為了安裝方便，軸上傳動(dòng)件的外徑均小于箱體左側(cè)支承孔直徑，均采用深溝球軸 承，為了便于裝配和軸承間隙調(diào)整，軸均采用圓錐滾子軸承，滾動(dòng)軸承均采用 E 級(jí) 精度。其具體的型號(hào)和尺寸如下 軸 前支撐：6206；中支撐：6206、6205；后支撐：6207 CA6140 車(chē)床主軸變速箱的設(shè)計(jì) 27 軸 前支撐：30206；后支撐：30206 軸 前支撐：30208；中支撐：6210；后支撐：30208 4.4.2 主軸軸承的類(lèi)型 主軸的前軸承選取雙列向心短圓柱滾子軸承，內(nèi)孔有 1：12 錐度，與主軸的錐形軸 徑相匹配，軸向移動(dòng)為內(nèi)圈，可把內(nèi)圈脹大，以消除徑向間隙或預(yù)緊，軸承的滾動(dòng)體為 滾子，能承受較大的徑向載荷和較高的轉(zhuǎn)速，軸承有兩列滾子交叉排列，數(shù)量較多，剛 性很高，溫升低，但不能承受軸向力，必須和能承受軸向力的軸承（ 60角的雙向推力角接觸球軸承，是一種新型軸承，用來(lái)承受雙向軸向載荷，為保證軸承 不受徑向載荷，軸承外圈的公稱外徑與它配套的同孔徑雙列滾子軸承相同，但外徑公差 帶在零線的下方。具有承載能力大，允許極限轉(zhuǎn)速高。)使用，因此整個(gè)部件支承結(jié)構(gòu)比 較復(fù)雜。 前端軸承為 NN3021K, 后端軸承為 NN3015K 中間軸承為 6214 深溝球軸承和雙向推力角接觸球軸承 234420。 軸承尺寸如下表所示。 軸承型號(hào) D d B R NN3015K 115 75 30 1.1 NN3021K 145 105 40 1.5 6216 160 80 26 2 234420 150 100 60 1.5 軸承的精度和配合 主軸軸承精度要求比一般傳動(dòng)軸高，前軸承的誤差對(duì)主軸前端的影響最大，所以前 軸承的精度一般比后軸承精度選擇高一級(jí)。 因此前軸承的精度為 C，前軸承的精度為 D。 軸承與軸和軸承與箱體之間的配合都采用過(guò)渡配合。 無(wú)錫太湖學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 28 圖 4.1 軸承外形圖 4.4.3 軸承間隙調(diào)整和預(yù)緊 為了提高主軸回轉(zhuǎn)精度和剛度，主軸軸承的間隙應(yīng)能調(diào)整。把軸承調(diào)到合適的負(fù)間 隙，形成一定的預(yù)負(fù)載，回轉(zhuǎn)精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗振性也有改善。預(yù) 負(fù)載使軸承內(nèi)產(chǎn)生接觸變形，過(guò)大的預(yù)負(fù)載對(duì)提高剛度沒(méi)有明顯效果，而磨損發(fā)熱量和 噪聲都會(huì)增大，軸承壽命將因此而降低。 調(diào)整結(jié)構(gòu)形式如下圖所示： CA6140 車(chē)床主軸變速箱的設(shè)計(jì) 29 圖 4.2 主軸調(diào)整圖 調(diào)整說(shuō)明： 用螺母軸向移動(dòng)軸承內(nèi)圈，使內(nèi)圈徑向增大， 特點(diǎn)：結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單。移動(dòng)量完全靠經(jīng)驗(yàn)，一旦調(diào)整過(guò)緊，難以把內(nèi)圈退回。 4.4.4 軸承的較核 1) 滾動(dòng)軸承的疲勞壽命驗(yàn)算 hTPKCfLlHnpAh 050 或 Nflnhj 額定壽命 (h) hL 額定動(dòng)載荷(N) C 計(jì)算動(dòng)載荷(N)j 滾動(dòng)軸承的許用壽命(h) ，一般取 100