ca6140主傳動系統(tǒng)的設計級數(shù)z=18公比1.26極限轉速Nmin=33.5rmin Dmax=400mm含CAD圖紙

ca6140主傳動系統(tǒng)的設計級數(shù)z=18公比1.26極限轉速Nmin=33.5rmin Dmax=400mm含CAD圖紙,ca6140主傳動系統(tǒng)的設計級數(shù)z=18公比1.26極限轉速Nmin=33.5rmin,Dmax=400mm含CAD圖紙,ca6140,傳動系統(tǒng),設計,級數(shù),18,公比,極限,轉速,nmin,rmin CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 1 頁 共 63 頁 畢 業(yè) 設 計 論 文 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 班 級 學生姓名 學 號 課 題 CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 指導教師 2012 年 1 月 5 日 CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 2 頁 共 63 頁 摘要 CA6140 車床是主要的車削加工機床 廣泛應用于是機械加工行 業(yè)中 本論文針對 CA6140 車床的主傳動系統(tǒng)進行了設計 設計的內 容包括以下三個方面 1 根據(jù)設計題目所給定的機床用途 規(guī)格 主軸極限轉速 轉 速數(shù)列公比或級數(shù) 確定其他有關運動參數(shù) 選定主軸各級轉速值 通過分析比較 選擇傳動方案 擬定結構式或結構網(wǎng) 擬定轉速圖 確定齒輪齒數(shù)及帶輪直徑 繪制傳動系統(tǒng)圖 2 根據(jù)機床類型和電動機功率 確定主軸及各傳動件的計算轉 速 初定傳動軸直徑 齒輪模數(shù) 確定傳動帶型號及根數(shù) 摩擦片 尺寸及數(shù)目 裝配草圖完成后要驗算傳動件 傳動軸 主軸 齒輪 滾動軸承 的剛度 強度或壽命 3 完成運動設計和動力設計后 要將主傳動方案 結構化 設計主軸變速箱裝配圖及零件圖 側重進行傳動軸組件 主軸組件 變速機構 箱體 潤滑與密封 傳動軸及滑移齒輪零件的設計 關鍵詞 CA6140 車床 主傳動系統(tǒng) 變速系統(tǒng) 主軸組件 CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 3 頁 共 63 頁 目錄 目錄 4 1 緒論 10 2 設計計算 11 2 1 普通車床的規(guī)格 11 2 1 1 車床的規(guī)格系列和用處 11 2 1 2 操作性能要求 11 3 主動參數(shù)參數(shù)的擬定 11 3 1 確定傳動公比 11 3 2 主電動機的選擇 12 4 變速結構的設計 13 4 1 主變速方案擬定 13 4 2 變速結構式 結構網(wǎng)的選擇 13 4 2 1 確定變速組及各變速組中變速副的數(shù)目 13 4 2 2 變速式的擬定 14 4 2 3 結構式的擬定 14 4 2 4 結構網(wǎng)的擬定 15 4 2 5 結構式的擬定 15 4 2 6 結構式的擬定 15 4 2 7 確定各變速組變速副齒數(shù) 17 4 2 8 繪制變速系統(tǒng)圖 18 5 結構設計 19 5 1 結構設計的內容 技術要求和方案 19 5 2 展開圖及其布置 19 5 3 I 軸 輸入軸 的設計 20 5 4 齒輪塊設計 20 5 5 傳動軸的設計 21 5 6 主軸組件設計 22 5 6 1 各部分尺寸的選擇 22 5 6 2 主軸材料和熱處理 23 5 6 3 主軸軸承 23 5 6 4 主軸與齒輪的連接 24 5 6 5 潤滑與密封 25 5 6 6 其他問題 25 6 傳動件的設計 25 6 1 帶輪的設計 25 CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 4 頁 共 63 頁 6 2 傳動軸的直徑估算 28 6 2 1 確定各軸轉速 28 6 2 2 傳動軸直徑的估算 確定各軸最小直徑 29 6 2 3 鍵的選擇 30 6 3 傳動軸的校核 30 6 3 1 傳動軸的校核 31 6 3 2 鍵的校核 31 6 4 各變速組齒輪模數(shù)的確定和校核 32 6 4 1 齒輪模數(shù)的確定 32 6 4 2 齒寬的確定 36 6 4 3 齒輪結構的設計 37 6 5 帶輪結構設計 38 6 6 片式摩擦離合器的選擇和計算 39 6 7 齒輪校驗 41 齒輪強度校核 41 6 7 1 校核 a 變速組齒輪 42 6 7 2 校核 b 變速組齒輪 43 6 7 3 校核 c 變速組齒輪 44 6 8 軸承的選用與校核 46 6 8 1 各軸軸承的選用 46 6 8 2 各軸軸承的校核 46 7 主軸組件設計 47 7 1 主軸的基本尺寸確定 48 7 1 1 外徑尺寸 D 48 7 1 2 主軸孔徑 d 48 7 1 3 主軸懸伸量 a 49 7 1 4 支撐跨距 L 50 7 1 5 主軸最佳跨距 的確定 510 7 2 主軸剛度驗算 53 7 2 1 主軸前支撐轉角的驗算 53 7 2 2 主軸前端位移的驗算 55 8 總結 58 參考文獻 60 致 謝 61 CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 5 頁 共 63 頁 1 緒論 機床技術參數(shù)分為主參數(shù)和基本參數(shù) 它們是運動傳動和結構 設計的依據(jù) 主參數(shù)是直接反映機床的加工能力 決定和影響其他 基本參數(shù)的依據(jù) 如車床的最大加工直徑 一般在設計題目中給定 基本參數(shù)是一些加工件尺寸 機床結構 運動和動力特性有關的參 數(shù) 可歸納為尺寸參數(shù) 運動參數(shù)和動力參數(shù) 機床技術參數(shù)影響 到機床的基本功能要求 CA6140 車床是我國設計制造的典型的臥式車床 在我國機械制 造類工廠中應用極其廣泛 CA6140 車床工藝范圍廣 適用于加工各種軸類 套筒類和盤類 零件上的回轉表面 也適用于車削端面及各種常用螺紋 還可以進 行鉆孔 擴孔 滾花 攻螺紋和套螺紋等加工 CA6140 型臥式車床的萬能性較大 但結構復雜而且自動化程度 低 在加工形狀比較復雜的工件時 換刀較麻煩 加工過程中輔助 時間較長 生產(chǎn)率低 適用于單件 小批生產(chǎn)及修理車間 機床主傳動系因機床的類型 性能 規(guī)格和尺寸等因素的不同 應滿足的要求也不一樣 設計機床主傳動系時最基本的原則就是以 最經(jīng)濟 合理的方式滿足既定的要求 在設計時應結合具體機床進 行具體分析 一般應滿足的基本要求有 滿足機床使用性能要求 首先應滿足機床的運動特性 如機床主軸油足夠的轉速范圍和轉速 級數(shù) 滿足機床傳遞動力的要求 主電動機和傳動機構能提供足夠 的功率和轉矩 具有較高的傳動效率 滿足機床工作性能要求 主 傳動中所有零部件有足夠的剛度 精度和抗震性 熱變形特性穩(wěn)定 滿足產(chǎn)品的經(jīng)濟性要求 傳動鏈盡可能簡短 零件數(shù)目要少 以便 節(jié)約材料 降低成本 本論文從資料查閱 總體設計 模塊設計 撰寫論文歷時三個 月 具體流程如下 資料查閱 熟悉課題 繪制裝配草圖 各零部件的尺寸確 定 校核各零件的強度 繪制裝配圖和部分零件圖 撰寫論 文 外文翻譯 CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 6 頁 共 63 頁 2 設計計算 2 1 CA6140 車床的規(guī)格 2 1 1 車床的規(guī)格系列和用處 普通機床的規(guī)格和類型有系列型號作為設計時應該遵照的基礎 因此 對這些基本知識和資料作些簡要介紹 本次設計的是 CA6140 型車床主傳動系統(tǒng)的設計 主要用于加工回轉體 CA6140 型車床的 主要參數(shù)是床身上最大工件回轉直徑 第二參數(shù)是最大工件長度 主參數(shù)數(shù)值相同的臥式車床 往往有幾種不同的第二參數(shù) 以便滿 足加工不同長度工件 CA6140 型車床的主參數(shù)是 400mm 第二參數(shù) 有 750 1000 1500 2000mm 四種 表 1 1 CA6140 車床的主參數(shù) 規(guī)格尺寸 和基本參數(shù)表 工件最大回轉直 徑 mm maxD 最高轉速 maxnir 最低轉速 minir 電機功 率 P kW 電機轉速 N r min 公比 轉速級數(shù) Z 400 2000 33 5 7 5 1440 1 26 18 2 1 2 操作性能要求 1 具有皮帶輪卸荷裝置 2 手動操縱雙向片式摩擦離合器實現(xiàn)主軸的正反轉及停止運動 要求 3 主軸的變速由變速手柄完成 CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 7 頁 共 63 頁 3 主動參數(shù)參數(shù)的擬定 3 1 確定傳動公比 根據(jù) 1 表 3 5 標準公比 這里我們取標準公比系列7P 1 26 因為 1 26 1 064 根據(jù) 1 表 3 6 標準數(shù)列 首先找到7P 最小極限轉速 33 5 再每跳過 3 個數(shù) 1 26 1 06 取一個轉速 6 即可得到公比為 1 26 的數(shù)列 40 50 63 80 100 125 160 200 250 315 400 500 630 800 1000 1250 1600 2000 3 2 主電動機的選擇 合理的確定電機功率 P 使機床既能充分發(fā)揮其使用性能 滿 足生產(chǎn)需要 又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素 現(xiàn)在以常見的中碳鋼為工件材料 取 45 號鋼 正火處理 車削 外圓 表面粗糙度 3 2mm 采用車刀具 可轉位外圓車刀 刀桿aR 尺寸 16mm 25mm 刀具幾何參數(shù) 15 6 75 15 0 0 o0 or or o o01 10 b 0 3mm r 1mm 1re 現(xiàn)以確定粗車是的切削用量為設計 確定背吃刀量 和進給量 f 根據(jù) 2 表 8 50 取pa4Ppa 4mm f 取 0 6 rm 確定切削速度 參 2 表 8 57 取 V 1 7 48Pcsm 機床功率的計算 主切削力的計算 根據(jù) 2 表 8 59 和表 8 60 主切削力4950 的計算公式及有關參數(shù) F 9 81 Z Fcn60CFcZa FcfcZvFcK 9 81 270 4 0 92 0 9515 75 0615 0 3242 N 切削功率的計算 3242 1 7 5 5 kW cPF cv310 310 依照一般情況 取機床變速效率 0 8 6 86 kW Z8 5 CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 8 頁 共 63 頁 根據(jù) 3 表 12 1 Y 系列 IP44 電動機的技術數(shù)據(jù) Y 系167P 列 IP44 電動機為一般用途全封閉自扇冷式籠型異步電動機 具 有防塵埃 鐵屑或其他雜物侵入電動機內部的特點 B 級絕緣 工 業(yè)環(huán)境溫度不超過 40 相對濕度不超過 95 海拔高度不超過 1000m 額定電壓 380V 頻率 50Hz 適用于無特殊要求的機械上 如機床 泵 風機 攪拌機 運輸機 農(nóng)業(yè)機械等 根據(jù)以上要求 我們選取 Y132M 4 型三相異步電動機 額定功 率 7 5kW 滿載轉速 1440 額定轉矩 2 2 質量 81kg minr 至此 可得到上表 1 1 中的車床參數(shù) CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 9 頁 共 63 頁 4 變速結構的設計 4 1 主變速方案擬定 擬訂傳動方案的基本原則 就是以最經(jīng)濟的辦法滿足對機床既 定的要求 可以滿足同樣要求的方案可能有很多 在進行傳動方案 的可能分析時 應根據(jù)經(jīng)濟合理的原則 選出最好的方案 轉速圖 有助于各種方案的比較 并為進一步確定傳動系統(tǒng)圖提供方便 擬 訂主運動轉速圖可以按照以下步驟進行 擬定變速方案 包括變速型式的選擇以及開停 換向 制動 操縱等整個變速系統(tǒng)的確定 變速型式則指變速和變速的元件 機 構以及組成 安排不同特點的變速型式 變速類型 變速方案和型式與結構的復雜程度密切相關 和工作性能也有 關系 因此 確定變速方案和型式 要從結構 工藝 性能及經(jīng)濟 等多方面統(tǒng)一考慮 變速方案有多種 變速型式更是眾多 比如 變速型式上有集 中變速 分離變速 擴大變速范圍可用增加變速組數(shù) 也可采用背 輪結構 分支變速等型式 變速箱上既可用多速電機 也可用交換 齒輪 滑移齒輪 公用齒輪等 顯然 可能的方案有很多 優(yōu)化的方案也因條件而異 此次設 計中 我們采用集中變速型式的主軸變速箱 4 2 變速結構式 結構網(wǎng)的選擇 結構式 結構網(wǎng)對于分析和選擇簡單的串聯(lián)式的變速不失為有 用的方法 但對于分析復雜的變速并想由此導出實際的方案 就并 非十分有效 4 2 1 變速式的擬訂 級數(shù)為 Z 的變速系統(tǒng)由若干個順序的變速組組成 各變速組分 別有 個變速副 即 321Z 變速副中由于結構的限制以 2 或 3 為合適 即變速級數(shù) Z 應為 2 和 3 的因子 可以有三種方案 ba 8 321 8 上面三個方案 從電動機到主軸一般是降速傳動組 故應把傳 動副較大的傳動組放在前面接近電動機處 使其轉速高 從而扭矩 CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 10 頁 共 63 頁 比較小 尺寸也可以少一些 因此取 18 3 3 2 方案比較好 4 2 2 結構式的擬定 對于 18 3 3 2 傳動式 具體的內容如下 傳動齒輪數(shù)目 2 3 3 2 2 2 1 21 個 軸向尺寸 19b 傳動軸數(shù)目 6 根 操縱機構 兩個三聯(lián)滑移齒輪 一個雙聯(lián)滑移齒輪 選擇傳動組結構式的時候 要考慮到機床主軸變速箱的具體結 構 裝置和性能 在 軸上裝有摩擦離合器時 應減小軸向尺寸 第一傳動組的傳動副不能多 以 2 為宜 本次設計中就是采用的 2 一對是傳向正傳運動的 另一個是傳向反向運動的 主軸對于加工精度 表面粗糙度的影響大 因此主軸上齒輪少 一些比較好 最后一個傳動組的傳動副選擇 2 或者用一個定比傳 動副 對于 18 級的傳動可以有多種結構式和對應的結構網(wǎng) 可為了使 結構和其他方面不復雜 同時為了滿足設計的需要 選擇的設計方 案是 93128 從電動機到主軸主要為降速變速 若使變速副較多的變速組放 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 也就是滿足變速副前多后少的原則 因此取 18 3 3 2 方案為 好 設計車床主變速傳動系時 為避免從動齒輪尺寸過大而增加箱 體的徑向尺寸 在降速變速中 一般限制限制最小變速比 41min u 為避免擴大傳動誤差 減少震動噪聲 在升速時一般限制最大轉 速比 斜齒圓柱齒輪傳動較平穩(wěn) 可取 因此在主2max u 5 2max u 變速鏈任一變速組的最大變速范圍 在設計時必須保證中間變速 10 8 25 inaxa R 軸的變速范圍最小 按此方案 可計算極限傳動比及指數(shù) x x 值為 極限傳動比指數(shù) 1 26 x 641 min xu CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 11 頁 共 63 頁 x 32max u x x 值 x x 98in x 4 2 4 結構網(wǎng)的擬定 根據(jù)中間變速軸變速范圍小的原則選擇結構網(wǎng) 從而確定結構 網(wǎng)如下 4 2 5 結構式的擬定 正常連續(xù)的順序擴大傳動 串聯(lián)式 的傳動結構式為 Z Z1 1 Z2 Z1 Z3 Z1Z2 即 Z 18 3 1 3 3 2 9 主軸的變速范圍應等于住變速傳動系中各個變速組變速范圍的 乘積 即 inR 210 檢查變速組的變速范圍是否超過極限值時 只需檢查最后一個 擴大組 因為其他變速組的變速范圍都比最后擴大組的小 只要最 后擴大組的變速范圍不超過極限值 其他變速組就不會超過極限值 122 PXR 其中 6 2 符合要求 0 8 349 12 接下來繪制轉速圖 CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 12 頁 共 63 頁 選擇 Y132M 4 型 Y 系列籠式三相異步電動機 分配總降速變速比 總降速變速比 023 14 5 3 min d 又電動機轉速 這個選擇是根據(jù)電機的轉速與主軸140rd 最高轉速 nmax 和 軸的轉速相近或相宜 以免采用過大的升速或過 小的降速傳動 3 根據(jù)本次設計機床的需要 所選用的雙速電機 確定各級轉速 由 z 18 確定各級轉速 min 5 3rnmi 26 1 車床 軸轉速一般取 700 1000r min 另外 也注意到電機與 軸間的傳動方式 當用帶傳動時 降速比不宜太大 否則 軸上 帶輪太大 和主軸尾端可能干涉 因此 本設計選擇 軸承的轉速 為 n 960r min 繪制轉速圖 在六根軸中 除去電動機軸 其余五軸按變速順序依次設為 主軸 與 與 與 與 軸 之間的變速組分別設為 a b c d 現(xiàn)由 主軸 開始 確定 軸的轉速 先來確定 軸的轉速 變速組 d 的變速范圍為 結合結構式 10 8 26 1max9 R 軸的轉速只有一種可能 1000 800 630 500 400 315 250 200 160r min 確定軸 的轉速 變速組 c 的級比指數(shù)為 3 希望中間軸轉速較小 因而為了避免 升速 又不致變速比太小 可取 4 0 1 ib5 026 1 3 ib1 3 ib 軸 的轉速確定為 630 500 400r min 確定軸 的轉速 CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 13 頁 共 63 頁 對于軸 其級比指數(shù)為 1 可取 2 1 1 ia26 1 ia 確定軸 轉速為 800r min 由此也可確定加在電動機與主軸之間的定變速比 8 10 4 i 下面畫出轉速圖 電動機轉速與主軸最高轉速相近 CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 14 頁 共 63 頁 4 2 6 確定各變速組變速副齒數(shù) 用計算法或查表法確定齒輪齒數(shù) 后者更為簡單 根據(jù)要求的傳動比 u 和初步 定出的傳動齒輪副齒數(shù)和 Sz 查表即可求出小齒輪齒數(shù) 在本次設計中采用的就是常用傳動比的適用齒數(shù) 小齒輪 表就見教科書 CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 15 頁 共 63 頁 機床簡明設計手冊 不過在表中選取的時候應注意以下幾個問題 不產(chǎn)生根切 一般去 Zmin 18 20 保證強度和防止熱處理變形過大 齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚 2mm 一般 取 5mm 則 zmin 6 5 具體的尺寸可參考圖 mT2 同一傳動組的各對齒輪副的中心距應該相等 若莫數(shù)相同時 則齒數(shù)和亦應 相等 但由于傳動比的要求 尤其是在傳動中使用了公用齒輪后 常常滿足 比了上述要求 機床上可用修正齒輪 在一定范圍內調整中心距使其相等 但修正量不能太大 一般齒數(shù)差不能超過 3 4 個齒 防止各種碰撞和干涉 三聯(lián)滑移齒輪的相鄰的齒數(shù)差應大于 4 應避免齒輪和軸之間相撞 出現(xiàn)以 上的情況可以采用相應的措施來補救 在同時滿足以上的條件下齒輪齒數(shù)的確定已經(jīng)可以初步定出 具體的各個齒 輪齒數(shù)可以見傳動圖上所標寫的 確定軸間距 軸間距是由齒輪齒數(shù)和后面計算并且經(jīng)驗算而確定的模數(shù) m 而確定的 具 體的計算值如下 模數(shù)和齒輪的齒數(shù)而確定的軸間距必須滿足以上的幾個條件 軸與 軸之間的距離 取 m 2 5mm 由轉速圖而確定 85 021 z 12 57 6015dmzz 齒輪 1 與 2 之間的中心距 127 5038 dam CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 16 頁 共 63 頁 軸與 軸之間的距離 取 m 2 5mm 由轉速圖而確定的傳動比見圖 380 429 5730 6ii 342 589 120dmzz 齒輪 3 與 4 之間的中心距 342107 5dam 軸與 軸之間的距離 取 m 3 5mm 由轉速圖而確定的傳動比 541 6320 9 84ii 9103 58 49dmzz 齒輪 9 與 10 之間的中心距 CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 17 頁 共 63 頁 91032854dam 軸 軸之間的中心距離 取 m 3 5mm 由轉速圖而確定的傳動比 20 67851 93i 1516 2073 582dmzz 15647032 dam 主軸到脈沖軸的中心距 取 m 3 5mm 傳動比 1i 19203 5 15dzmz 920 15 dam 軸到反轉軸 軸的中心距 CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 18 頁 共 63 頁 取 m 2 5mm 傳動比 1 47i 2122 50 3485dmzz 21605dam 由齒頂高 10 25 afahc 而 取 可 知 齒頂高和齒跟高只與所取的模數(shù) m 有關 可知取 m 2 5mm 時 12 5 0253 1afhcm 取 m 3 5mm 時 13 5 02354 7afhmc 4 2 7 繪制變速系統(tǒng)圖 根據(jù)軸數(shù) 齒輪副 電動機等已知條件可有如下系統(tǒng)圖 CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 19 頁 共 63 頁 CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 20 頁 共 63 頁 5 結構設計 5 1 結構設計的內容 技術要求和方案 CA6140 主傳動系統(tǒng)的結構包括傳動件 傳動軸 軸承 帶輪 齒輪 離合器和制動器等 主軸組件 操縱機構 潤滑密封系統(tǒng)和 箱體及其聯(lián)結件的結構設計與布置 用一張展開圖和若干張橫截面 圖表示 主軸變速箱是機床的重要部件 設計時除考慮一般機械傳動的 有關要求外 著重考慮以下幾個方面的問題 精度方面的要求 剛 度和抗震性的要求 傳動效率要求 主軸前軸承處溫度和溫升的控 制 結構工藝性 操作方便 安全 可靠原則 遵循標準化和通用 化的原則 主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點 由于結構復雜 設計中不可避免要經(jīng)過反復思考和多次修改 在正式畫圖前應該先 畫草圖 目的是 1 布置傳動件及選擇結構方案 2 檢驗傳動設計的結果中有無干涉 碰撞或其他不合理的情況 以便及時改正 3 確定傳動軸的支承跨距 齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位 置 以確定各軸的受力點和受力方向 為軸和軸承的驗算提供必要 的數(shù)據(jù) 5 2 展開圖及其布置 展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序 假想將各軸沿其 軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個平面上 I 軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪 有兩種布置方案 一是將 兩級變速齒輪和離合器做成一體 齒輪的直徑受到離合器內徑的約 束 齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑 否則齒輪無法加工 這 樣軸的間距加大 另一種布置方案是離合器的左右部分分別裝在同 軸線的軸上 左邊部分接通 得到一級反向轉動 右邊接通得到三 級正向轉動 這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大 我們采用第二種方案 通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結構 總布置時需要考慮制動器的位置 制動器可以布置在背輪軸上 CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 21 頁 共 63 頁 也可以放在其他軸上 制動器不要放在轉速太低軸上 以免制動扭 矩太大 使制動器尺寸增大 齒輪在軸上布置很重要 關系到變速箱的軸向尺寸 減少軸向 尺寸有利于提高剛度和減小體積 5 3 I 軸 輸入軸 的設計 將運動帶入變速箱的帶輪一般都安裝在軸端 軸變形較大 結 構上應注意加強軸的剛度或使軸部受帶輪的拉力 采用卸荷裝置 I 軸上裝有摩擦離合器 由于組成離合器的零件很多 裝配很不方 便 一般都是在箱外組裝好 I 軸在整體裝入箱內 我們采用的卸荷 裝置一般是把軸承裝載法蘭盤上 通過法蘭盤將帶輪的拉力傳遞到 箱壁上 車床上的反轉一般用于加工螺紋時退刀 車螺紋時 換向頻率 較高 實現(xiàn)正反轉的變換方案很多 我們采用正反向離合器 正反 向的轉換在不停車的狀態(tài)下進行 常采用片式摩擦離合器 由于裝 在箱內 一般采用濕式 在確定軸向尺寸時 摩擦片不壓緊時 應留有 0 2 0 4 的m 間隙 間隙應能調整 離合器及其壓緊裝置中有三點值得注意 1 摩擦片的軸向定位 由兩個帶花鍵孔的圓盤實現(xiàn) 其中一 個圓盤裝在花鍵上 另一個裝在花鍵軸上的一個環(huán)形溝槽里 并轉 過一個花鍵齒 和軸上的花鍵對正 然后用螺釘把錯開的兩個圓盤 連接在一起 這樣就限制了軸向和周向的兩個自由度 起了定位作 用 2 摩擦片的壓緊由加力環(huán)的軸向移動實現(xiàn) 在軸系上形成了 彈性力的封閉系統(tǒng) 不增加軸承軸向復合 3 結構設計時應使加力環(huán)推動擺桿和鋼球的運動是不可逆的 即操縱力撤消后 有自鎖作用 I 軸上裝有摩擦離合器 兩端的齒輪是空套在軸上 當離合器 接通時才和軸一起轉動 但脫開的另一端齒輪 與軸回轉方向是相 反的 二者的相對轉速很高 約為兩倍左右 結構設計時應考慮這 點 CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 22 頁 共 63 頁 齒輪與軸之間的軸承可以用滾動軸承也可以用滑動軸承 滑動 軸承在一些性能和維修上不如滾動軸承 但它的徑向尺寸小 空套齒輪需要有軸向定位 軸承需要潤滑 5 4 齒輪塊設計 齒輪是變速箱中的重要元件 齒輪同時嚙合的齒數(shù)是周期性變 化的 也就是說 作用在一個齒輪上的載荷是變化的 同時由于齒 輪制造及安裝誤差等 不可避免要產(chǎn)生動載荷而引起振動和噪音 常成為變速箱的主要噪聲源 并影響主軸回轉均勻性 在齒輪塊設 計時 應充分考慮這些問題 齒輪塊的結構形式很多 取決于下列有關因素 1 是固定齒輪還是滑移齒輪 2 移動滑移齒輪的方法 3 齒輪精度和加工方法 主傳動系統(tǒng)中齒輪用于傳遞動力和運動 它的精度選擇主要取 決于圓周速度 采用同一精度時 圓周速度越高 振動和噪聲越大 根據(jù)實際結果得知 圓周速度會增加一倍 噪聲約增大 6dB 工作平穩(wěn)性和接觸誤差對振動和噪聲的影響比運動誤差要大 所以這兩項精度應選高一級 為了控制噪聲 機床上主傳動齒輪都要選用較高的精度 大都 是用 7 6 6 圓周速度很低的 才選 8 7 7 如果噪聲要求很嚴 或一些關鍵齒輪 就應選 6 5 5 當精度從 7 6 6 提高到 6 5 5 時 制造費用將顯著提高 不同精度等級的齒輪 要采用不同的加工方法 對結構要求也 有所不同 8 級精度齒輪 一般滾齒或插齒就可以達到 7 級精度齒輪 用較高精度滾齒機或插齒機可以達到 但淬火 后 由于變形 精度將下降 因此 需要淬火的 7 級齒輪一般滾 插 后要剃齒 使精度高于 7 或者淬火后在衍齒 6 級精度的齒輪 用精密滾齒機可以達到 淬火齒輪 必須磨 齒才能達到 6 級 機床主傳動系統(tǒng)中齒輪齒部一般都需要淬火 CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 23 頁 共 63 頁 滑移齒輪進出嚙合的一端要圓齒 有規(guī)定的形狀和尺寸 圓齒 和倒角性質不同 加工方法和畫法也不一樣 應予注意 選擇齒輪塊的結構要考慮毛坯形式 棒料 自由鍛或模鍛 和 機械加工時的安裝和定位基面 盡可能做到省工 省料又易于保證 精度 齒輪磨齒時 要求有較大的空刀 砂輪 距離 因此多聯(lián)齒輪 不便于做成整體的 一般都做成組合的齒輪塊 有時為了縮短軸向 尺寸 也有用組合齒輪的 要保證正確嚙合 齒輪在軸上的位置應該可靠 滑移齒輪在軸 向位置由操縱機構中的定位槽 定位孔或其他方式保證 一般在裝 配時最后調整確定 5 5 傳動軸的設計 機床傳動軸 廣泛采用滾動軸承作支撐 軸上要安裝齒輪 離 合器和制動器等 傳動軸應保證這些傳動件或機構能正常工作 首先傳動軸應有足夠的強度 剛度 如撓度和傾角過大 將使 齒輪嚙合不良 軸承工作條件惡化 使振動 噪聲 空載功率 磨 損和發(fā)熱增大 兩軸中心距誤差和軸芯線間的平行度等裝配及加工 誤差也會引起上述問題 傳動軸可以是光軸也可以是花鍵軸 成批生產(chǎn)中 有專門加工 花鍵的銑床和磨床 工藝上并無困難 所以裝滑移齒輪的軸都采用 花鍵軸 不裝滑移齒輪的軸也常采用花鍵軸 花鍵軸承載能力高 加工和裝配也比帶單鍵的光軸方便 軸的部分長度上的花鍵 在終端有一段不是全高 不能和花鍵 空配合 這是加工時的過濾部分 一般尺寸花鍵的滾刀直徑 為刀D 65 85 m 機床傳動軸常采用的滾動軸承有球軸承和滾錐軸承 在溫升 空載功率和噪聲等方面 球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越 而且滾錐軸承 對軸的剛度 支撐孔的加工精度要求都比較高 因此球軸承用的更 多 但是滾錐軸承內外圈可以分開 裝配方便 間隙容易調整 所 以有時在沒有軸向力時 也常采用這種軸承 選擇軸承的型號和尺 寸 首先取決于承載能力 但也要考慮其他結構條件 CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 24 頁 共 63 頁 同一軸心線的箱體支撐直徑安排要充分考慮鏜孔工藝 成批生 產(chǎn)中 廣泛采用定徑鏜刀和可調鏜刀頭 在箱外調整好鏜刀尺寸 可以提高生產(chǎn)率和加工精度 還常采用同一鏜刀桿安裝多刀同時加 工幾個同心孔的工藝 下面分析幾種鏜孔方式 對于支撐跨距長的 箱體孔 要從兩邊同時進行加工 支撐跨距比較短的 可以從一邊 叢大孔方面進刀 伸進鏜桿 同時加工各孔 對中間孔徑比兩端 大的箱體 鏜中間孔必須在箱內調刀 設計時應盡可能避免 既要滿足承載能力的要求 又要符合孔加工工藝 可以用輕 中或重系列軸承來達到支撐孔直徑的安排要求 兩孔間的最小壁厚 不得小于 5 10 以免加工時孔變形 m 花鍵軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個應小于花鍵的內徑 一般傳動軸上軸承選用 級精度 G 傳動軸必須在箱體內保持準確位置 才能保證裝在軸上各傳動 件的位置正確性 不論軸是否轉動 是否受軸向力 都必須有軸向 定位 對受軸向力的軸 其軸向定位就更重要 回轉的軸向定位 包括軸承在軸上定位和在箱體孔中定位 在 選擇定位方式時應注意 1 軸的長度 長軸要考慮熱伸長的問題 宜由一端定位 2 軸承的間隙是否需要調整 3 整個軸的軸向位置是否需要調整 4 在有軸向載荷的情況下不宜采用彈簧卡圈 5 加工和裝配的工藝性等 5 6 主軸組件設計 主軸組件結構復雜 技術要求高 安裝工件 車床 或者刀具 銑床 鉆床等 的主軸參予切削成形運動 因此它的精度和性能 直接影響加工質量 加工精度和表面粗糙度 設計時主要圍繞著保 證精度 剛度和抗振性 減少溫升和熱變形等幾個方面考慮 5 6 1 各部分尺寸的選擇 主軸形狀與各部分尺寸不僅和強度 剛度有關 而且涉及多方 面的因素 1 內孔直徑 CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 25 頁 共 63 頁 車床主軸由于要通過棒料 安裝自動卡盤的操縱機構及通過卸 頂尖的頂桿 必須是空心軸 為了擴大使用范圍 加大可加工棒料 直徑 車床主軸內孔直徑有增大的趨勢 2 軸頸直徑 前支撐的直徑是主軸上一主要的尺寸 設計時 一般先估算或 擬定一個尺寸 結構確定后再進行核算 3 前錐孔直徑 前錐孔用來裝頂尖或其他工具錐柄 要求能自鎖 目前采用莫 氏六號錐孔 4 支撐跨距及懸伸長度 為了提高剛度 應盡量縮短主軸的外伸長度 選擇適當?shù)闹 撐跨距 一般推薦取 2 3 5 跨距 小時 軸承變形對軸LaLL 端變形的影響大 所以 軸承剛度小時 應選大值 軸剛度差時 則取小值 跨距 的大小 很大程度上受其他結構的限制 常常不能滿足 以上要求 安排結構時力求接近上述要求 5 6 2 主軸材料和熱處理 在主軸結構形狀和尺寸一定的條件下 材料的彈性模量 E 越大 主軸的剛度也越高 由于鋼材的 E 值較大 故一般采用鋼質主軸 一般機床的主軸選用價格便宜 性能良好的 45 號鋼 提高主軸有關 表面硬度 增加耐磨性 在長期使用中不至于喪失精度 這是對主 軸熱處理的根本要求 機床主軸都在一定部位上承受著不同程度的 摩擦 主軸與滾動軸承配合使用時 軸頸表面具有適當?shù)挠捕瓤筛?善裝配工藝并保證裝配精度 通常硬度為 HRC40 50 即可滿足要求 一般機床的主軸 淬火時要求無裂紋 硬度均勻 淬硬層深度不小 于 1mm 最好 1 5 2mm 使精磨后仍能保留一點深度的淬硬層 主軸 熱處理后變形要小 螺紋表面一般不淬火 淬火部位的空刀槽不能 過深 臺階交接處應該倒角 滲氮主軸的銳邊 棱角必須倒圓 R 0 5mm 可避免滲氮層穿透剝落 5 6 3 主軸軸承 1 軸承類型選擇 CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 26 頁 共 63 頁 主軸前軸承有兩種常用的類型 雙列短圓柱滾子軸承 承載能力大 可同時承受徑向力和軸向 力 結構比較簡單 但允許的極限轉速低一些 與雙列短圓柱滾子軸承配套使用承受軸向力的軸承有三種 600角雙向推力向心球軸承 是一種新型軸承 在近年生產(chǎn)的機 床上廣泛采用 具有承載能力大 允許極限轉速高的特點 外徑比 同規(guī)格的雙列圓柱滾子軸承小一些 在使用中 這種軸承不承受徑 向力 推力球軸承 承受軸向力的能力最高 但允許的極限轉速低 容易發(fā)熱 向心推力球軸承 允許的極限轉速高 但承載能力低 主要用 于高速輕載的機床 2 軸承的配置 大多數(shù)機床主軸采用兩個支撐 結構簡單 制造方便 但為了 提高主軸剛度也有用三個支撐的了 三支撐結構要求箱體上三支撐 孔具有良好的同心度 否則溫升和空載功率增大 效果不一定好 三孔同心在工藝上難度較大 可以用兩個支撐的主要支撐 第三個 為輔助支撐 輔助支撐軸承 中間支撐或后支撐 保持比較大的游 隙 約 0 03 0 07 只有在載荷比較大 軸產(chǎn)生彎曲變形時 m 輔助支撐軸承才起作用 軸承配置時 除選擇軸承的類型不同外 推力軸承的布置是主要 差別 推力軸承布置在前軸承 后軸承還是分別布置在前 后軸承 影響著溫升后軸的伸長方向以及結構的負責程度 應根據(jù)機床的實 際要求確定 在配置軸承時 應注意以下幾點 每個支撐點都要能承受經(jīng)向力 兩個方向的軸向力應分別有相應的軸承承受 徑向力和兩個方向的軸向力都應傳遞到箱體上 即負荷都由機 床支撐件承受 3 軸承的精度和配合 主軸軸承精度要求比一般傳動軸高 前軸承的誤差對主軸前端 CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 27 頁 共 63 頁 的影響最大 所以前軸承的精度一般比后軸承選擇高一級 普通精度級機床的主軸 前軸承的選 或 級 后軸承選 或CDD 級 選擇軸承的精度時 既要考慮機床精度要求 也要考慮經(jīng)濟E 性 軸承與軸和軸承與箱體孔之間 一般都采用過渡配合 另外軸 承的內外環(huán)都是薄壁件 軸和孔德形狀誤差都會反映到軸承滾道上 去 如果配合精度選的太低 會降低軸承的回轉精度 所以軸和孔 的精度應與軸承精度相匹配 1 軸承間隙的調整 為了提高主軸的回轉精度和剛度 主軸軸承的間隙應能調整 把軸承調到合適的負間隙 形成一定的預負載 回轉精度和剛度都 能提高 壽命 噪聲和抗震性也有改善 預負載使軸承內產(chǎn)生接觸 變形 過大的預負載對提高剛度沒有明顯的小果 而磨損發(fā)熱量和 噪聲都會增大 軸承壽命將因此而降低 軸承間隙的調整量 應該能方便而且能準確地控制 但調整機 構的結構不能太復雜 雙列短圓柱滾子軸承內圈相對外圈可以移動 當內圈向大端軸向移動時 由于 1 12 的內錐孔 內圈將脹大消除 間隙 其他軸承調整也有與主軸軸承相似的問題 特別要注意 調整 落幕的端面與螺紋中心線的垂直度 隔套兩個端面的平行度都由較 高要求 否則 調整時可能將軸承壓偏而破壞精度 隔套越長 誤 差的影響越小 螺母端面對螺紋中心線垂直度 軸上和孔上套簡兩端平行度等 均有嚴格的精度要求 5 6 4 主軸與齒輪的連接 齒輪與主軸的連接可以用花鍵或者平鍵 軸做成圓柱體 或者 錐面 錐度一般取 1 15 左右 錐面配合對中性好 但加工較難 平鍵一般用一個或者兩個 相隔 180 度布置 兩國特鍵不但平衡較 好 而且平鍵高度較低 避免因齒輪鍵槽太深導致小齒輪輪轂厚度 不夠的問題 CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 28 頁 共 63 頁 5 6 5 潤滑與密封 主軸轉速高 必須保證充分潤滑 一般常用單獨的油管將油引 到軸承處 主軸是兩端外伸的軸 防止漏油更為重要而困難 防漏的措施 有兩種 1 堵 加密封裝置防止油外流 主軸轉速高 多采用非接觸式的密封裝置 形式很多 一種軸 與軸承蓋之間留 0 1 0 3 的間隙 間隙越小 密封效果越好 m 但工藝困難 還有一種是在軸承蓋的孔內開一個或幾個并列的溝槽 圓弧形或 形 效果比上一種好些 在軸上增開了溝槽 矩形或v 鋸齒形 效果又比前兩種好 在有大量切屑 灰塵和冷卻液的環(huán)境中工作時 可采用曲路密 封 曲路可做成軸向或徑向 徑向式的軸承蓋要做成剖分式 較為 復雜 2 疏導 在適當?shù)牡胤阶龀龌赜吐?使油能順利地流回到油 箱 5 6 6 其他問題 主軸上齒輪應盡可能靠近前軸承 大齒輪更應靠前 這樣可以 減小主軸的扭轉變形 當后支承采用推力軸承時 推力軸承承受著前向后的軸向力 推力軸承緊靠在孔的內端面 所以 內端面需要加工 端面和孔有 較高的垂直度要求 否則將影響主軸的回轉精度 支承孔如果直接 開在箱體上 內端面加工有一定難度 為此 可以加一個杯形套孔 解決 套孔單獨在車床上加工 保證高的端面與孔德垂直度 主軸的直徑主要取決于主軸需要的剛度 結構等 各種牌號鋼 材的彈性模量基本一樣 對剛度影響不大 主軸一般選優(yōu)質中碳鋼 即可 精度較高的機床主軸考慮到熱處理變形的影響 可以選用 或其他合金鋼 主軸頭部需要淬火 硬度為 50 55 其他Cr40 HRC 部分處理后 調整硬度為 220 250 HBS CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 29 頁 共 63 頁 6 傳動件的設計 6 1 帶輪的設計 一般機床上都采用三角帶傳動 三角帶傳動中 軸間距 A 可以 加大 由于是摩擦傳遞 帶與輪槽間會有打滑 宜可緩和沖擊及隔 離振動 使傳動平穩(wěn) 帶輪結構簡單 但尺寸大 機床中常用作電 機輸出軸的定比傳動 電動機轉速 n 1440r min 傳遞功率 P 7 5kW 傳動比 i 1440 960 1 5 兩班制 一天運轉 16 小時 工作年數(shù) 10 年 1 選擇三角帶的型號 由 4 表 8 7 工作情況系數(shù) 查的共況系數(shù) 1 2 156PAKAK 故根據(jù) 4 公式 8 21 0 972 kWKAca 式中 P 電動機額定功率 工作情況系數(shù) A 因此根據(jù) 由 4 圖 8 11 普通 V 帶輪型圖選用 A 型 caP1n157P 2 確定帶輪的基準直徑 D 帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大 為提高帶的壽命 小帶 輪的直徑 不宜過小 即 查 4 表 8 8 圖 8 11 和 Dmin 157P 表 8 6 取主動小帶輪基準直徑 140 15P 由 4 公式 8 15a 150 12D 式中 小帶輪轉速 大帶輪轉速 帶的滑動系數(shù) 一般取 n n 0 02 由 4 表 8 8 取圓mD8 205 1 40962 157P 整為 212mm 3 驗算帶速度 V 按 4 式 8 13 驗算帶的速度150PsmnDV 6 1064 36 CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 30 頁 共 63 頁 故帶速合適 smvs305 4 初定中心距 帶輪的中心距 通常根據(jù)機床的總體布局初步選定 一般可在 下列范圍內選取 根據(jù) 4 經(jīng)驗公式 8 20 152P 2 7 01021DAD 取 取 710mm m744 0A 5 三角帶的計算基準長度 L 由 4 公式 8 22 計算帶輪的基準長度158P 0 212042ADAL m19741720 由 4 表 8 2 圓整到標準的計算長度 L 2000mm146P 6 驗算三角帶的撓曲次數(shù) 符合要求 0 340smvuL 次 7 確定實際中心距 A 按 4 公式 8 23 計算實際中心距158PmA723 19420 7200 8 驗算小帶輪包角 1 根據(jù) 4 公式 8 25 158P 故主動輪上包角合適 OOoAD203 74 021 9 確定三角帶根數(shù) Z 根據(jù) 4 式 8 26 得158P0calpzk 查表 4 表 8 4d 由 i 1 5 和 得 0 15KW 153 min14rn0p 查表 4 表 8 5 0 98 查表 4 表 8 2 長度系數(shù)k 1 01lk CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 31 頁 共 63 頁 39 401 98 15 092 Z 取 根5 10 計算預緊力 查 4 表 8 3 q 0 1kg m 由 4 式 8 27 20 5 2 qvkvZpFca 其中 帶的變速功率 KW ca v 帶速 m s q 每米帶的質量 kg m 取 q 0 1kg m v 1440r min 9 42m s NF 82 1564 90 98 52 4 90520 計算作用在軸上的壓軸力 ZQ 23 17sin 562sin210 傳動比 5 1960 421 vi 查表 4 表 8 4a 由 和 得 152PmD1 in41rn0p 1 92KW 6 2 傳動軸的直徑估算 傳動軸除應滿足強度要求外 還應滿足剛度的要求 強度要求 保證軸在反復載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞 機床主傳動系 統(tǒng)精度要求較高 不允許有較大變形 因此疲勞強度一般不失是主 要矛盾 除了載荷很大的情況外 可以不必驗算軸的強度 剛度要 求保證軸在載荷下不至發(fā)生過大的變形 因此 必須保證傳動軸有 足夠的剛度 6 2 1 確定各軸轉速 確定主軸計算轉速 計算轉速 是傳動件能傳遞全部功率jn CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 32 頁 共 63 頁 的最低轉速 各傳動件的計算轉速可以從轉速圖上 按主軸的計算 轉速和相應的傳動關系確定 根據(jù) 1 表 3 10 主軸的計算轉速為 min 70 5r41 25n3213zmi j 各變速軸的計算轉速 軸 的計算轉速可從主軸 71r min 按 72 18 的變速副找上去 軸 的計算轉速 為3jn 100r min 軸 的計算轉速 為 400r min 2j 軸 的計算轉速 為 800r min 1jn 各齒輪的計算轉速 各變速組內一般只計算組內最小齒輪 也是最薄弱的齒輪 故 也只需確定最小齒輪的計算轉速 變速組 c 中 22 86 只需計算 z 22 的齒輪 計算轉速為 280r min 變速組 b 計算 z 18 的齒輪 計算轉速為 400r min 變速組 a 應計算 z 28 的齒輪 計算轉速為 800r min 核算主軸轉速誤差 min 14 5736 245 9 324 1640 rn 實 min0rn 標 53 01 標 標實 所以合適 6 2 2 傳動軸直徑的估算 確定各軸最小直徑 根據(jù) 5 公式 7 1 并查 5 表 7 13 得到 mnPdj491 取 1 軸的直徑 取 i 80 96 11rj mndj 3 2575 79144 CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 33 頁 共 63 頁 軸的直徑 取 min 40 92 0 908 12 rnj mndj 61 345795 714 軸的直徑 取 in 0 89 0323 rnj ndj 25 4615 795 7144 其中 P 電動機額定功率 kW 從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積 該傳動軸的計算轉速 jnminr 傳動軸允許的扭轉角 o 當軸上有鍵槽時 d 值應相應增大 4 5 當軸為花鍵軸時 可 將估算的 d 值減小 7 為花鍵軸的小徑 空心軸時 d 需乘以計算系數(shù) b b 值見 5 表 7 12 和 為由鍵槽并且軸 為空心軸 和 為花鍵軸 根據(jù)以上原則各軸的直徑取值 和 在md30 d 后文給定 軸采用光軸 軸和 軸因為要安裝滑移齒輪所以都采 用花鍵軸 因為矩形花鍵定心精度高 定心穩(wěn)定性好 能用磨削的 方法消除熱處理變形 定心直徑尺寸公差和位置公差都能獲得較高 的精度 故我采用矩形花鍵連接 按 規(guī)定 矩形花鍵19874 TGB 的定心方式為小徑定心 查 15 表 5 3 30 的矩形花鍵的基本尺寸 系列 軸花鍵軸的規(guī)格 軸花鍵軸的規(guī) 2368 為DdN 格 842 為BDdN 各軸間的中心距的確定 16 5 21 mmz 78d 082 4 cos 6 oV 6 2 3 鍵的選擇 查 4 表 6 1 選擇軸 上的鍵 根據(jù)軸的直徑 鍵的 30 2 d 尺寸選擇 鍵的長度 L 取 22 主軸處鍵的選擇同78 取鍵 高鍵 寬 hb CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 34 頁 共 63 頁 上 鍵的尺寸為 鍵的長度 L 取 100 1628 取鍵 高鍵 寬 hb 6 3 傳動軸的校核 需要驗算傳動軸薄弱環(huán)節(jié)處的傾角荷撓度 驗算傾角時 若支 撐類型相同則只需驗算支反力最大支撐處傾角 當此傾角小于安裝 齒輪處規(guī)定的許用值時 則齒輪處傾角不必驗算 驗算撓度時 要 求驗算受力最大的齒輪處 但通?？沈炈銈鲃虞S中點處撓度 誤差 3 當軸的各段直徑相差不大 計算精度要求不高時 可看做等直 徑 采用平均直徑 進行計算 計算花鍵軸傳動軸一般只驗算彎曲1d 剛度 花鍵軸還應進行鍵側擠壓驗算 彎曲剛度驗算 的剛度時可 采用平均直徑 或當量直徑 一般將軸化為集中載荷下的簡支梁 12 其撓度和傾角計算公式見 5 表 7 15 分別求出各載荷作用下所產(chǎn) 生的撓度和傾角 然后疊加 注意方向符號 在同一平面上進行代 數(shù)疊加 不在同一平面上進行向量疊加 6 3 1 傳動軸的校核 軸的校核 通過受力分析 在一軸的三對嚙合齒輪副中 中間的兩對齒輪對 軸中點處的撓度影響最大 所以 選擇中間齒 輪嚙合來進行校核 NdTF mnPr 7 153 012 86 2 860 9 905 96 最大撓度 mEIbl3 434922max1068 47 3 6 706 9mdII MPa 軸 的 材 料 彈 性 模 量 式 中 查 1 表 3 12 許用撓度 y1 所 以 合 格 yYB 軸 軸的校核同上 6 3 2 鍵的校核 鍵和軸的材料都是鋼 由 4 表 6 2 查的許用擠壓應力 取其中間值 鍵的工作長度MPap120 MPap10 鍵與輪榖鍵槽的接觸高度mbLl 168 由 4 式 6 1 可得hk5 37 5 CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 35 頁 共 63 頁 MPaPaMkldT pp 10 3 1023165 8203 式 中 表鍵 弱 材 料 的 許 用 擠 壓 應 力鍵 軸 輪 轂 三 者 中 最 鍵 的 直 徑 為 鍵 的 寬 度 為 鍵 的 公 稱 長 度 圓 頭 平 鍵鍵 的 工 作 長 度 為 鍵 的 高 度此 處度鍵 與 輪 轂 鍵 槽 的 接 觸 高傳 遞 的 轉 矩 264 5 0 p MPamd mbmLbll hkkN 可見連接的擠壓強度足夠了 鍵的標記為 031980 TGB鍵 6 4 各變速組齒輪模數(shù)的確定和校核 6 4 1 齒輪模數(shù)的確定 齒輪模數(shù)的估算 通常同一變速組內的齒輪取相同的模數(shù) 如 齒輪材料相同時 選擇負荷最重的小齒輪 根據(jù)齒面接觸疲勞強度 和齒輪彎曲疲勞強度條件按 5 表 7 17 進行估算模數(shù) 和 并HmF 按其中較大者選取相近的標準模數(shù) 為簡化工藝變速傳動系統(tǒng)內各 變速組的齒輪模數(shù)最好一樣 通常不超過 2 3 種模數(shù) 先計算最小齒數(shù)齒輪的模數(shù) 齒輪選用直齒圓柱齒輪及斜齒輪 傳動 查 4 表 10 8 齒輪精度選用 7 級精度 再由 4 表 10 1 選擇小齒輪材料為 40C 調質 硬度為 280HBS r 根據(jù) 5 表 7 17 有公式 齒面接觸疲勞強度 32 1 1602 HPjmHznK 齒輪彎曲疲勞強度 34FPjF a 變速組 分別計算各齒輪模數(shù) 先計算最小齒數(shù) 28 的齒輪 齒面接觸疲勞強度 32 1 1602 HPjmHznK 其中 公比 2 P 齒輪傳遞的名義功率 P 0 96 7 5 7 2KW 齒寬系數(shù) m m105 b 齒輪許允接觸應力 由 5 圖 7 6 按 MQHP lim9 HP li CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 36 頁 共 63 頁 線查取 計算齒輪計算轉速 jn K 載荷系數(shù)取 1 2 650MPa limH MPaPaHP589 065 m14 302 71123 根據(jù) 6 表 10 4 將齒輪模數(shù)圓整為 4mm 齒輪彎曲疲勞強度 3FPjmFznK 其中 P 齒輪傳遞的名義功率 P 0 96 7 5 7 2KW 齒寬系數(shù) m m105 b 齒輪許允齒根應力 由 5 圖 7 11 按 MQFP lim4 FP li 線查取 計算齒輪計算轉速 jn K 載荷系數(shù)取 1 2 MPaF30lim FP42 1 m1 0874301 根據(jù) 6 表 10 4 將齒輪模數(shù)圓整為 2 5mm 所以1FHm 41 于是變速組 a 的齒輪模數(shù)取 m 4mm b 32mm 軸 上主動輪齒輪的直徑 ddaa 1403528421 軸 上三聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為 aa 9656 2 1 b 變速組 確定軸 上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù) 先計算最小齒數(shù) 18 的齒輪 CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 37 頁 共 63 頁 齒面接觸疲勞強度 32 1 1602 HPjmHznK 其中 公比 4 P 齒輪傳遞的名義功率 P 0 922 7 5 6 915KW 齒寬系數(shù) m m105 b 齒輪許允接觸應力 由 5 圖 7 6 按 MQHP lim9 HP li 線查取 計算齒輪計算轉速 jn K 載荷系數(shù)取 1 2 650MPa limH MPaPaP589 065 mH 24 50213 632 根據(jù) 6 表 10 4 將齒輪模數(shù)圓整為 5mm 齒輪彎曲疲勞強度 3FPjmFznK 其中 P 齒輪傳遞的名義功率 P 0 922 7 5 6 915KW 齒寬系數(shù) m m105 b 齒輪許允齒根應力 由 5 圖 7 11 按 MQ 線FP lim4 FP li 查取 計算齒輪計算轉速 jn K 載荷系數(shù)取 1 2 MPaF30lim FP42 1 m01 380956432 根據(jù) 6 表 10 4 將齒輪模數(shù)圓整為 3mm 所以2FHm 2 于是變速組 b 的齒輪模數(shù)取 m 5mm b 40mm CA6140 車床主傳動系統(tǒng)設計 第 38 頁 共 63 頁 軸 上主動輪齒輪的直徑 mdmdmd bbb 254 150390185 32 軸 上三聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為 bbb 63672 3 2 1 c 變速組 為了使傳動平穩(wěn) 所以使用斜齒輪 取 螺旋角 mn5 o14 計算中心距 a 3