CA6140車床主軸箱的設計【說明書+CAD】

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我國機床工業(yè)已取得了很大的成就，但與世界先進生產水平相比，還有較大的差距。主要表現(xiàn)在：大部分高精度和超精密機床的性能還不能滿足要求，精度保持性也較差，特別是高效自動化和數(shù)控化機床的產量、技術水平和質量等方面都明顯落后。我國數(shù)控機床基本上是中等規(guī)格的車床、銑床和加工中心等。精密、大型、重型或小型數(shù)控機床，還遠不能滿足需要。至于航空、冶金、造船等工業(yè)部門所需要的多種類型的特種數(shù)控機床基本還是空白的[5,6]。 在技術水平和性能方面差距也很明顯，國外已做到15-19軸聯(lián)動，分辨率達0.01微米，而我國目前只能做到5-6軸聯(lián)動，分辨率為1微米。國內產品的質量與可靠性也不夠穩(wěn)定，特別是先進數(shù)控系統(tǒng)的開發(fā)和研制還需要作進一步努力。我國機床工業(yè)必須不斷擴大技術隊伍和提高人員的技術素質，學習和引進國外的先進科學技術，大力開展科學研究，以便早日趕上世界先進水平[7,8]。 1.2 CA6140機床的說明 CA6140機床可進行各種車削工作，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；進給系統(tǒng)用雙軸滑移共用齒輪機構；縱向與橫向進給由十字手柄操縱，并附有快速電機。該機床剛性好、功率大、操作方便。 主要技術參數(shù)如下： 工件最大回轉直徑： 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 主軸轉速范圍： 正傳（24級）……………………………………………………… 10～1400轉/分 反傳（12級）……………………………………………………… 14～1580轉/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) 進給量范圍： 細化 0.028~0.054毫米/轉 縱向（64種）…………………………………… 正常 0.08~1.59毫米/轉 加大 1.71~6.33 毫米/轉 細化 0.014~0.027毫米/轉 橫向（64種）……………………………………… 正常 0.04~0.79 毫米/轉 加大 0.86~3.16 毫米/轉 刀架快速移動速度： 縱向……………………………………………………………………………4米/分 橫向……………………………………………………………………………4米/分 主電機： 功率……………………………………………………………………………7.5千瓦 轉速…………………………………………………………………………1450轉/分 快速電機： 功率……………………………………………………………………………370瓦 轉速……………………………………………………………2600轉/分 冷卻泵： 功率………………………………………………………………………………90瓦 流量……………………………………………………………………………25升/分 工件最大長度為1000毫米的機床： 外形尺寸（長×寬×高）…………………………………2668×1000×1190毫米 重量約………………………………………………………………………2000公斤 1.3 CA6140主軸箱 1.3.1 主軸箱的功用 主軸箱的功用是支承主軸和傳動其旋轉，并使其實現(xiàn)起動、停止和換向等功能[9,10]。 1.3.2 主軸箱組成及特點 （1）卸荷帶輪裝置 帶輪傳動中產生的拉力，通過軸承、法蘭盤傳給主軸箱，這種結構稱為卸荷帶輪裝置。 （2）摩擦離合器 主軸箱內的雙向機械多片式摩擦離合器，它具有左、右兩組由若干內、外摩擦片交疊組成的摩擦片組。 （3）制動器及操縱機構 制動裝置的功用是在車床停機過程中，克服主軸箱內各運動件的旋轉慣性，使主軸迅速停止轉動，以縮短輔助時間。 （4）主軸部件 主軸是車床的關鍵部分，在工作時承受很大的切削抗力。工件的精度和表面粗糙度，在很大程度上決定于主軸部件的剛度和回轉精度。 （5）主軸變速操縱機構 該機構主要用來控制箱內一根軸上的雙聯(lián)滑移齒輪和另一根軸上的三聯(lián)滑移齒輪。 （6）主軸箱中各傳動件的潤滑 主軸箱的潤滑是由專門的潤滑系統(tǒng)提供的。CA6140型車床主軸箱潤滑的特點是箱體外循環(huán)。油液將主軸箱中摩擦所產生的熱量帶至箱體外的油箱中，冷卻后再流入箱體，因此就可以減少主軸箱的熱變形，以提高機床的加工精度[11-15]。 1.4 選題依據(jù) 通過近四年的學習，本人對機械方面的知識有了不少的了解。于是在畢業(yè)設計時是選擇了CA6140車床主軸箱的設計這個課題，該設計既有機床結構方面內容，又有機床設計方面內容，有利于將大學所學的知識進行綜合運用。雖然本人未曾系統(tǒng)的學習機床設計方面的課程，但相信通過該畢業(yè)設計能夠拓寬知識面，增加自己的查閱科研文獻資料的能力，以及動手實踐的能力，所以選擇此課題。 本課題由南京理工大學曹春平講師擬定。 1.5 本設計的意義和應用價值 CA6140車床是金屬切削機床的一個典型代表，廣泛的應用于金屬切削加工領域。該機床剛性好、功率大、操作方便。研制CA6140機床主軸箱的結構及并進行設計，一方面可以加深對機床結構設計、機床傳動系統(tǒng)設計的了解和掌握，將自己大學四年所學的知識進行全面的整合和優(yōu)化，另一方面還可以提高自己的實際動手能力，調研能力以及工程制圖能力。所以，我認為選擇該課題意義匪淺。 1.6 研究內容及方法 1.6.1 研究內容 根據(jù)任務書給定的設計參數(shù)確定傳動方案、傳動系統(tǒng)圖，確定各傳動齒輪的參數(shù)，傳動比等，同時要考慮到傳動效率等問題。另還要對主要零件進行計算、研究，對主軸剛度、強度等進行計算和驗算。 1.6.2 研究方法 （1）確定傳動方案和傳動系統(tǒng)圖 根據(jù)CA6140車床主軸箱結構及任務書給定的設計參數(shù)，確定主軸箱的結構、轉速圖，最終確定系統(tǒng)的傳動結構、傳動系統(tǒng)圖。 （2）進行主軸箱內各結構計算及校核 完成主軸箱箱體、各傳動軸軸上零件計算及校核。 2 傳動方案及傳動系統(tǒng)圖的擬定 （1）確定極限轉速 已知主軸最低轉速mm/s，最高轉速mm/s，轉速調整范圍為 （2.1） （2）確定公比 選定主軸轉速數(shù)列的公比為 （3）求出主軸轉速級數(shù)Z （2.2） （4）確定結構網(wǎng)或結構式 （5）繪制轉速圖 2.1 電動機的選擇 一般車床若無特殊要求，多采用Y系列封閉式三相異步電動機，根據(jù)原則條件選擇Y-132M-4型Y系列籠式三相異步電動機。再結合講師所給CA6140車床主軸箱的設計任務書可選擇電動機參數(shù)如下： 功率： 7.5 Kw 滿載轉速： 1450 r/min 2.2 傳動路線及轉速圖的擬定 （1）分配總降速傳動比 總降速傳動比為,為主軸最低轉速，考慮是否需要增加定比傳動副，以使轉速數(shù)列符合標準或有利于減少齒輪和徑向與軸向尺寸，并分擔總降速傳動比。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。 （2）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 （2.3） （3）繪制轉速圖 先按傳動軸數(shù)及主軸轉速級數(shù)格距l(xiāng)gφ畫出網(wǎng)格，用以繪制轉速圖。在轉速圖上，先分配從電動機轉速到主軸最低轉速的總降速比，在串聯(lián)的雙軸傳動間畫上。再按結構式的級比分配規(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。本設計轉速的公比近為φ=1.25，查機械設計手冊的公比推薦值，最后取φ=1.26，于是擬訂出轉速圖如圖2.1所示。 （4）確定系統(tǒng)傳動方案圖 主軸箱系統(tǒng)傳動方案圖如圖2.2所示。 圖2.1 CA6140轉速圖 圖2.2 主軸箱傳動系統(tǒng)圖 （5）傳動路線的擬定 （a） 主傳動系統(tǒng)傳動路線 運動由電動機經(jīng)V帶傳至主軸箱中的軸I，軸I上裝有雙向多片式摩擦離合器，它的作用是使主軸正傳、反轉或停止。當壓緊左部摩擦片時，軸I的運動經(jīng)及相應的齒輪副傳給軸II，這時主軸正轉。當壓緊右部摩擦片時，軸I的運動經(jīng)及相應的齒輪副傳給軸VII，再傳到軸II，這時由于增加了一次外嚙合，而使主軸反轉。當處于中間位置時，主軸停止。軸II運動通過齒輪傳至軸III。再由軸III不同的齒輪副傳至主軸VI。主軸傳動系統(tǒng)結構表達式如下： 根據(jù)以上的確定，可以初步定出的傳動系統(tǒng)圖，如圖2.3所示。 圖2.3 CA6140車床主傳動系統(tǒng)圖 （b) 車削米制螺紋時傳動鏈的傳動路線 （c) 加工螺紋時的傳動路線表達式可歸納如下： 3 主軸箱主要零件的設計及校核 3.1 主軸箱箱體尺寸的確定 箱體材料以中等強度的灰鑄鐵HT150及HT200為最廣泛,本設計選用材料為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),按表3.1選取。 表3.1 輪廓尺寸 長×寬×高() 壁厚(mm) < 500 × 500 × 300 8-12 > 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剛度下降10%-20%，彎曲剛度下降更多，為彌補開口削弱的剛度，常用凸臺和加強筋；并根據(jù)結構需要適當增加壁厚。如中型車床的前支承壁一般取25mm左右，后支承壁取22mm左右，軸承孔處的凸臺應滿足安裝調整軸承的需求。 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)各對配合齒輪的中心距及變位系數(shù)，并參考有關資料，箱體上軸安裝空的位置確定如下： 中心距 （其中y是中心距變動系數(shù)） （3.1） 中心距Ⅰ-Ⅱ= (mm) （3.2） 中心距Ⅰ-Ⅶ= (mm) （3.3） 中心距Ⅱ-Ⅶ=(mm) （3.4） 中心距Ⅱ-Ⅲ=(mm) （3.5） 中心距Ⅲ-Ⅳ=（mm） （3.6） 中心距Ⅴ-Ⅷ=（mm） （3.7） 中心距Ⅴ-Ⅵ=（mm） （3.8） 中心距Ⅷ-Ⅸ=（mm） （3.9） 中心距Ⅸ-Ⅵ=（mm） （3.10） 中心距Ⅸ-Ⅹ=（mm） （3.11） 中心距Ⅸ-Ⅺ=（mm） （3.12） 綜合考慮其它因素后，將箱體上各軸安裝空的位置確定如圖3.1所示 圖3.1 主軸箱箱體各軸安裝位置示意圖 3.2 傳動軸Ⅰ各主要零件的設計 3.2.1 軸徑的估算 參考《實用機床設計手冊》表3.10—2得： （3.13），查《實用機床設計手冊》表1.1—10得：=0.96 ， 取 由轉速圖可得： ∴ 轉速：(r/min) 效率： 功率：(kw) ∴(mm) 取mm 3.2.2 V帶輪的設計 （1）計算V帶功率 = （3.14） 查《機械設計》表8—7 得 =1.1 =7.5 kw 所以 ==7.5 1.1 = 8.25 (kw) （2）選擇V帶的類型 根據(jù)計算功率及小帶輪轉速r/miin，由《機械設計》圖8—11，選取普通V帶帶型：A型 （112～140mm） （3）確定帶輪的基準直徑并驗算帶速 （a）初選小帶輪的基準直徑 根據(jù)V帶的帶型，參考《機械設計》表8—6、8—8定小帶輪的的基準直徑，應使≥，取=132mm， 適當整圓成=130(mm) （b）驗算帶速 （3.15） 取=10m/s （c)計算大帶輪的基準直徑 由轉速圖中，帶輪傳動比得= ,再根據(jù)表8—8適當整圓 得 進行適當整圓得=230(mm) （4）確定中心距，并選擇V帶的基準長度 （a）根據(jù)帶傳動的總體尺寸的限制條件或中心距的要求，結合《機械設計》中式（8—20）初定中心距 ++ 即 取=450(mm) （b)計算相應的帶長 ++ （3.16） =(mm) 帶的基準長度根據(jù)由《機械設計》表8—2選取 =1600 (mm) （c)計算中心距及其變動范圍 傳動的實際中心距近似為 （3.17） =(mm) 考慮到帶輪的制造誤差，帶長誤差，帶的彈性，以及因帶的松弛而產生的補充張緊的需要，給出中心距的變化范圍： =(mm) (mm) （5）驗算小帶輪包角 由于小帶輪的包角要小于大帶輪上的包角，且小帶輪上的摩擦力相應的小于大帶輪上的總摩擦力，因此打滑只可能發(fā)生在小帶輪上，為提高帶傳動的工作能力，應使： （3.18） (6）確定帶的根數(shù) （3.19） 查《機械設計》表8—7得=1.1，查表8—4a 得=1.94，查表8—4b得=0.15，查表8—5得=0.98，查表8—2得=0.99 ∴ 取=5（根） (7）確定初拉力 由《機械設計》式8—6得單根V帶所需最小初拉力為： （3.20） =137.595（N） (8)計算帶傳動的壓軸力 由《機械設計》得：（N） （3.21） 圖3.2 V帶輪的結構示意圖 3.2.3 多片式摩擦離合器的計算 設計多片式摩擦離合器時，首先根據(jù)機床結構確定離合器的尺寸，如為軸裝式時，外摩擦片的內徑d應比花鍵軸大2—6，內摩擦片的外徑D的確定，直接影響離合器的徑向和軸向尺寸，甚至影響主軸箱內部結構布局，故應合理選擇。摩擦片對數(shù)可按下式計算： （3.22） 式中 T——摩擦離合器所傳遞的扭矩（） ——電動機的額定功率（kw） (Nmm) （3.23） ——安裝離合器的傳動軸的計算轉速（r/min） ——從電動機到離合器軸的傳動效率 K——安全系數(shù)，一般取1.31.5 f——摩擦片間的摩擦系數(shù)，由摩擦片為淬火鋼，查《機床設計指導》表2-15，取f=0.08 ——摩擦片的平均直徑（mm） mm （3.24）b——內外摩擦片的接觸寬度（mm） mm （3.25） ——摩擦片的許用壓強（） ——基本許用壓強，查《機床設計指導》表2-15，取1.1 ——速度修正系數(shù) （3.26） (m/s) （3.27） 根據(jù)平均圓周速度取 =1.00 ——P1004表3.14-23取1.00 ——P1004表3.14-22取0.76 所以 （3.28） 取 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，最后確定摩擦離合器的軸向壓緊力Q，可按下式計算： （3.29） 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），內外層分離時的最大間隙為0.2—0.4（mm），摩擦片的材料應具有較高的耐磨性、摩擦系數(shù)大、耐高溫、抗膠合性好等特點，常用10或15鋼，表面滲碳0.3—0.5（mm），淬火硬度達HRC52—62。 圖3.3 多片式摩擦離合器的示意圖 3.2.4 軸I上的一對齒輪的計算 （1）由于CA6140金屬切削機床主軸箱里的軸I轉速不是很高，運作時比較平穩(wěn)，所以初選軸I與軸II相嚙合的一對齒輪中，小齒輪的齒數(shù)為24，齒輪精度為7級，則與其相嚙合的大齒輪齒數(shù)為 取 （a）試選載荷系數(shù) （b）計算所傳遞的扭矩 由《機械設計》得（3.30），且由以上計算可知： r/min，kw ∴ (Nmm) （c）查《機械設計》表10-7，取得齒寬系數(shù) （d）查《機械設計》表10-6，得材料的彈性影響系數(shù) （e）查《機械設計》圖10-21d，得 , （f）計算應力循環(huán)次數(shù)，參考《機械設計》式10-13得： （3.31） （3.32） （g）查《機械設計》圖10-19，取， （h）計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由《機械設計》式10-12得： MPa （3.33） MPa （3.34） (2)計算小齒輪分度圓直徑，由《機械設計》得 ， （3.35） 代入中較小的值 ∴ (mm) （3.36） (a)計算圓周速度V： 由《機械設計》得： （3.37）代入已計算的數(shù)據(jù)得 (m/s) (b）計算齒寬b ： 由《機械設計》得：(mm) （3.38） (c)計算齒寬與齒高之比： 由《機械設計》得：模數(shù) （3.39） 齒高(mm) ∴ (d）計算載荷系數(shù)： 根據(jù)，齒輪精度為7級，由《機械設計》圖10-8得 動載系數(shù)，又直齒輪 ，由《機械設計》表10-2 得 使用系數(shù)，由《機械設計》表10-4，用插值法得7級精度的小齒輪相對支承非對稱布置時，，由，及查《機械設計》圖10-13得 故載荷系數(shù) (e）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑： 由《機械設計》式10-10a得：（3.40），代入已有數(shù)據(jù)得： (mm) (f）計算模數(shù)m ： （3.41） (3）按齒根彎曲強度設計： 由《機械設計》式10-5得，彎曲強度設計公式為 （3.42） （a) 由《機械設計》圖10-20c查得 彎曲強度極限， （b)由《機械設計》圖10-18,取彎曲疲勞壽命系數(shù)， （c)計算彎曲疲勞許用應力： 取彎曲疲勞安全系數(shù) ，由《機械設計》式10-12得： (MPa) （3.43） (MPa) （3.44） （d） 計算載荷系數(shù)： （3.45） （e） 查取齒形系數(shù)： 由《機械設計》表10-5 得齒形系數(shù) ， （f） 查應力校正系數(shù)： 由《機械設計》表10-5 得應力校正系數(shù) ， （g） 計算大、小齒輪的 ，并加以比較： ∴ 比較得大齒輪的數(shù)據(jù)大 （h) 設計計算: 由彎曲強度設計公式為 （3.46），代入數(shù)據(jù)得： ，整圓成 ，查《實用機床設計手冊》可知，m得取值從0.75開始，每隔0.25都有值可選，本人選擇為軸I與軸II相嚙合的那對齒輪的模數(shù)。 則此時按,大、小齒輪的齒數(shù)分別為： ，整圓成 (4）幾何尺寸的計算： (a）分度圓直徑 (mm) （3.47） (mm) (b）中心距 (mm) （3.48） (c）齒輪寬度 (mm) （3.49） (mm) 3.2.5 齒輪的校核 由《機械設計》得校核齒輪即滿足： ， （3.50） (1）對軸I上齒數(shù)為51的齒輪進行校核 ∴ 又由計算齒輪時的數(shù)據(jù)得： 比較得： 故該齒輪符合要求。 同理校核軸I上齒數(shù)為56，模數(shù)為2的齒輪經(jīng)行校核，該齒輪符合要求。 綜上該齒輪副符合要求。 圖3.4 齒輪副示意圖 3.2.6 軸的校核 對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。 軸的抗彎斷面慣性矩（） 花鍵軸 （3.51） = 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： =（Nmm） （3.52） 式中—該軸傳遞的最大功率（kw）; —該軸的計算最小轉速（r/min）。 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 （3.53） 式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。 齒輪的徑向力： （3.52） 式中 α—為齒輪的嚙合角，α＝20o； ρ—齒面摩擦角，； β—齒輪的螺旋角；β＝0 ∴ (N) （3.53） 花鍵軸鍵側擠壓應力的驗算 花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為： (MPa) （3.54） 式中 —花鍵傳遞的最大轉矩（）； 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； (MPa) 故此花鍵軸校核合格 圖3.5 花鍵軸示意圖 3.2.7 軸承的選擇 根據(jù)軸承中摩擦性質的不同，可把軸承分為滑動摩擦軸承（簡稱滑動軸承）和滾動摩擦軸承（簡稱滾動軸承）兩大類。滾動軸承由于摩擦系數(shù)小，起動阻力小，而且它已標準化，選用、潤滑、維護都很方便，因此在一般機器中應用較廣。 滾動軸承是現(xiàn)代機器中廣泛應用的部件之一，它是依靠主要元件間的滾動接觸來支承轉動零件的。滾動軸承絕大多數(shù)已經(jīng)標準化，并由專業(yè)工廠大量生產制造及供應各種常用規(guī)格的軸承。滾動軸承具有摩擦阻力小，功率消耗少，起動容易等優(yōu)點。 滾動軸承由：內圈、外圈、滾動體、保持架等四部分組成，內圈用來和軸頸裝配，外圈用來和軸承座孔裝配。通常是內圈隨軸頸回轉，外圈固定，但也可用于外圈回轉而內圈不動，或是內、外圈同時回轉的場合。當內、外圈相對轉動時，滾動體即在內、外圈的滾道間滾動。軸承內、外圈上的滾道有限制滾動體沿軸向位移的作用。 選擇軸承類型時應考慮以下的因素： (1）軸承所受的載荷 軸承所受載荷的大小、方向和性質，是選擇軸承類型的主要依據(jù)。對于純軸向載荷，一般用推力軸承。較小的純軸向載荷可選用推力球軸承；較大的純軸向載荷可選用推力球軸承。對于純徑向載荷，一般選用深溝球軸承、圓柱滾子軸承或滾針軸承。當軸承在承受徑向載荷的同時，還有不打的軸向載荷時，可選用深溝球軸承或接觸角不大的角接觸球軸承或圓錐滾子軸承；當軸向載荷較大的時，可選用接觸角較大的角接觸球軸承或圓錐滾子軸承，或選用向心軸承和推力軸承組合在一起的結構，分別承擔徑向和軸向載荷。 (2）軸承的轉速 工作轉速對軸承也有一定的要求，球軸承與滾子軸承相比較，有較高的極限轉速，故在高速時應優(yōu)先選用球軸承。高速時宜選用相同內徑而外徑較小的軸承。外徑較大的軸承，宜用于低速重載的場合。 (3）軸承的調心性能 軸的中心線與軸承座的中心線不重合時，或因軸受力而彎曲或傾斜時，會造成軸承的內、外圈軸線發(fā)生偏斜。滾子軸承對軸承的傾斜最為敏感，這類軸承在偏斜狀態(tài)下的承載能力可能低于球軸承。 (4）軸承的安裝和拆卸 軸承在長軸上安裝時，為便于裝拆，可用內圈孔為1﹕12的圓錐孔的軸承，用以安裝在緊定襯套上。 總上所述，本人選擇的軸承型號如下： 軸I 從左至右分別為深溝球軸承 61808(2對) 61807（6對） 3.2.8 軸承的校核 查《機械設計手冊》得滾動軸承的校核，即要滿足條件：滾動軸承的額定壽命 為工作期限（h）,對于一般機床取值為15000—20000小時。 式中—額定壽命，—額定負載，—當量動載荷，，對于球軸承，對于滾子軸承。 由《機械設計手冊》得 （3.55） 式中—速度因數(shù)， —溫度因數(shù)， —壽命因數(shù)， —力矩載荷因數(shù)，力矩載荷較小時，力矩載荷較大時，—沖擊載荷因數(shù) 將代入中得： 軸I上的深溝球軸承的校核： (h) ∵ ∴ 故該軸承符合要求。 圖3.6 軸I裝配示意圖 3.3 傳動軸II各主要零件的設計 3.3.1 軸徑的估算 參考《實用機床設計手冊》表3.10—2得： ，查《實用機床設計手冊》表1.1—10得：=0.96 ， 取 由轉速圖可得： ∴ 轉速：(r/min) (r/min) 效率： 查《實用機床設計手冊》表1.1—10得： 角接觸球軸承效率=0.96 ，直齒圓柱齒輪效率=0.98 功率：（kw） 由軸徑確定的公式可知：轉速越小軸徑越大，所以只要滿足轉速小的地方的軸徑要求，整個軸都可以滿足要求。 ∴(mm) ?。╩m） 3.3.2 齒輪的校核 由《機械設計》得校核齒輪即滿足： ， 對軸II上齒數(shù)為43的齒輪進行校核 ∴ 又由計算齒輪時的數(shù)據(jù)得： 比較得： 故該齒輪符合要求。 同理對軸II上齒數(shù)為38模數(shù)為2，齒數(shù)為39、22、30模數(shù)為2.5的齒輪經(jīng)行校核，齒輪都符合要求。 綜上軸II上的三聯(lián)滑移齒輪38、43、39，符合要求，其余兩齒輪也符合要求。 3.3.3 傳動軸的校核 對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。 軸的抗彎斷面慣性矩（） 花鍵軸 = 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： =(Nmm) 式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）; —該軸的最小轉速（r/min）。 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： 式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。齒輪的徑向力：(N) 式中 α—為齒輪的嚙合角； ρ—齒面摩擦角； β—齒輪的螺旋角； =20mm，故校核符合要求。 花鍵軸鍵側擠壓應力的驗算 花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為： 式中 —花鍵傳遞的最大轉矩（）； 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； (MPa) 故此花鍵軸校核合格 圖3.7 軸II裝配示意圖 3.3.4 軸承的校核 根據(jù)軸徑等要求，軸II所選的軸承 從左至右分別為圓錐滾子軸承 30305 (1對) 30304（1對） 查《機械設計手冊》得滾動軸承的校核，即要滿足條件：滾動軸承的額定壽命 為工作期限（h）,對于一般機床取值為15000—20000小時。 式中—額定壽命，—額定負載，—當量動載荷，，對于球軸承，對于滾子軸承。 由《機械設計手冊》得 式中—速度因數(shù)， —溫度因數(shù)， —壽命因數(shù)， —力矩載荷因數(shù)，力矩載荷較小時，力矩載荷較大時，—沖擊載荷因數(shù) 將代入中得： 軸II上的圓錐滾子軸承的校核： (h) ∵ ∴所選軸承符合要求。 3.4 傳動軸III各主要零件的設計 3.4.1 軸徑的估算 參考《實用機床設計手冊》表3.10—2得： ，查《實用機床設計手冊》表1.1—10得：=0.96 ， 取 由轉速圖可得： ∴ 轉速：（r/min） 效率： 查《實用機床設計手冊》表1.1—10得：圓錐滾子軸承效率=0.98 功率：（kw） ∴（mm） ?。╩m） 3.4.2 齒輪的校核 由《機械設計》得校核齒輪即滿足： ， 對軸III上齒數(shù)為63的齒輪進行校核 ∴ 又由計算齒輪時的數(shù)據(jù)得： 比較得： 故該齒輪符合要求。 同理對軸III上齒數(shù)為41、58、50模數(shù)為2.5，齒數(shù)為20、50模數(shù)為2的齒輪經(jīng)行校核，齒輪都符合要求。 綜上軸III上的三聯(lián)滑移齒輪41、58、50，符合要求，其余三個齒輪也符合要求。 圖3.8 三聯(lián)滑移齒輪圖 3.4.3 傳動軸的校核 對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。 軸的抗彎斷面慣性矩（） 花鍵軸 = 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： =(Nmm) 式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）; —該軸的最小轉速（r/min）。 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： 式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。 齒輪的徑向力：(N) 式中 α—為齒輪的嚙合角； ρ—齒面摩擦角； β—齒輪的螺旋角； =20mm，故校核符合要求。 花鍵軸鍵側擠壓應力的驗算 花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為： 式中 —花鍵傳遞的最大轉矩（）； 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； (MPa) 故此花鍵軸校核合格。 圖3.9 軸III花軸圖 3.4.4 軸承的校核 根據(jù)軸徑等要求，軸III所選軸承 從左至右分別為 30306 (1對) 61806（1對） 30305（1對） 查《機械設計手冊》得滾動軸承的校核，即要滿足條件：滾動軸承的額定壽命 為工作期限（h）,對于一般機床取值為15000—20000小時。 式中—額定壽命，—額定負載，—當量動載荷，，對于球軸承，對于滾子軸承。 由《機械設計手冊》得 式中—速度因數(shù)， —溫度因數(shù)， —壽命因數(shù)， —力矩載荷因數(shù)，力矩載荷較小時，力矩載荷較大時，—沖擊載荷因數(shù) 將代入中得： 軸III上深溝球軸承的校核： (h) 軸III上圓錐滾子軸承的校核： (h) ∵ ∴軸III上的軸承校核符合要求。 圖3.10 軸III裝配示意圖 3.5 傳動軸IV各主要零件的設計 3.5.1 軸徑的估算 參考《實用機床設計手冊》表3.10—2得： ，查《實用機床設計手冊》表1.1—10得：=0.96 ， 取 由轉速圖可得： ∴ 轉速：(r/min) 效率： 功率：(kw) ∴(mm) 取(mm) 3.5.2 齒輪的校核 由《機械設計》得校核齒輪即滿足： ， 對軸IV上齒數(shù)為50的齒輪進行校核 ∴ 又由計算齒輪時的數(shù)據(jù)得： 比較得： 故該齒輪符合要求。 同理對軸IV上齒數(shù)為80模數(shù)為2，齒數(shù)為20、51模數(shù)為3的齒輪經(jīng)行校核，齒輪都符合要求。 綜上軸IV上的雙聯(lián)滑移齒輪80、50，和雙聯(lián)滑移齒輪20、51都符合要求。 圖3.11 軸IV雙聯(lián)滑移齒輪1 圖3.12 軸IV雙聯(lián)滑移齒輪2 3.5.3 傳動軸的校核 對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。 軸的抗彎斷面慣性矩（） 花鍵軸 = 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： =（Nmm） 式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）; —該軸的最小轉速（r/min）。 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： (N) 式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。 齒輪的徑向力：(N) 式中 α—為齒輪的嚙合角； ρ—齒面摩擦角； β—齒輪的螺旋角； =22.32mm，故校核符合要求。 花鍵軸鍵側擠壓應力的驗算 花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為： 式中 —花鍵傳遞的最大轉矩（Nmm）； 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； (MPa) 故此花鍵軸校核合格。 圖3.13 軸IV花軸圖 3.5.4 軸承的校核 根據(jù)軸徑等要求，軸IV所選軸承從左至右分別為30307(1對) 30308（1對） 查《機械設計手冊》得滾動軸承的校核，即要滿足條件：滾動軸承的額定壽命 為工作期限（h）,對于一般機床取值為15000—20000小時。 式中—額定壽命，—額定負載，—當量動載荷，，對于球軸承，對于滾子軸承。 由《機械設計手冊》得 式中—速度因數(shù)， —溫度因數(shù)， —壽命因數(shù)， —力矩載荷因數(shù)，力矩載荷較小時，力矩載荷較大時，—沖擊載荷因數(shù) 將代入中得： 軸IV上的角接觸球軸承的校核： (h) 軸IV上的圓錐滾子軸承的校核： (h) ∵ ∴軸IV上的軸承校核符合要求。 圖3.14 軸IV裝配示意圖 3.6 傳動軸V各主要零件的設計 3.6.1 軸徑的估算 參考《實用機床設計手冊》表3.10—2得： ，查《實用機床設計手冊》表1.1—10得：=0.96 ， 取 由轉速圖可得： ∴ 轉速：(r/min) 效率： 功率：（kw） ∴（mm） ?。╩m） 3.6.2 齒輪的校核 由《機械設計》得校核齒輪即滿足： ， 對軸V上齒數(shù)為50的齒輪進行校核 ∴ 又由計算齒輪時的數(shù)據(jù)得： 比較得： 故該齒輪符合要求。 同理對軸V上齒數(shù)為26模數(shù)為5.75，齒數(shù)為80模數(shù)為3的齒輪經(jīng)行校核，齒輪都符合要求。 圖3.15 齒數(shù)為80的齒輪 3.6.3 傳動軸的校核 對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。 軸的抗彎斷面慣性矩（） 花鍵軸 = 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： =(Nmm) 式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）; —該軸的最小轉速（r/min）。 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： (N) 式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。 齒輪的徑向力：(N) 式中α—為齒輪的嚙合角； ρ—齒面摩擦角； β—齒輪的螺旋角； =31.43mm，故校核符合要求。 花鍵軸鍵側擠壓應力的驗算 花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為： 式中 —花鍵傳遞的最大轉矩（）； 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； (MPa) 故此花鍵軸校核合格。 圖3.16 花鍵軸 3.6.4 軸承的校核 根據(jù)軸徑等要求，軸V所選軸承 從左至右分別為 30312 (2對) 查《機械設計手冊》得滾動軸承的校核，即要滿足條件：滾動軸承的額定壽命 為工作期限（h）,對于一般機床取值為15000—20000小時。 式中—額定壽命，—額定負載，—當量動載荷，，對于球軸承，對于滾子軸承。 由《機械設計手冊》得 式中—速度因數(shù)， —溫度因數(shù)， —壽命因數(shù)， —力矩載荷因數(shù)，力矩載荷較小時，力矩載荷較大時，—沖擊載荷因數(shù) 將代入中得： 軸V上的圓錐滾子軸承的校核： (h) ∵ ∴軸V上的軸承校核符合要求。 圖3.17 軸V 示意圖 3.7 傳動軸VI各主要零件的設計 3.7.1 軸徑的估算 參考《實用機床設計手冊》表3.10—2得： ，查《實用機床設計手冊》表1.1—10得：=0.96 ， 取 由轉速圖可得： ∴ 轉速：(r/min) 效率： 功率：kw ∴(mm) 取(mm) 3.7.2 主軸上一對齒輪的計算 （1）由于CA6140金屬切削機床主軸箱里的主軸轉速不是很高，運作時比較平穩(wěn)，所以初選主軸與軸V相嚙合的一對齒輪中，小齒輪的齒數(shù)為24，齒輪精度為7級，則與其相嚙合的大齒輪齒數(shù)為 取 （a）試選載荷系數(shù) （b）計算所傳遞的扭矩 由《機械設計》得，且由以上計算可知： r/min kw ∴ (Nmm) （c）查《機械設計》表10-7，取得齒寬系數(shù) （d）查《機械設計》表10-6，得材料的彈性影響系數(shù) （e）查《機械設計》圖10-21d，得 , （f）計算應力循環(huán)次數(shù)，參考《機械設計》式10-13得： （g）查《機械設計》圖10-19，取， （h）計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由《機械設計》式10-12得： (MPa) (MPa) （2）計算小齒輪分度圓直徑，由《機械設計》得，代入中較小的值 ∴ (mm) （a）計算圓周速度V： 由《機械設計》得： ，代入已計算的數(shù)據(jù)得 (r/min) （b）計算齒寬b ： 由《機械設計》得：(mm) （c）計算齒寬與齒高之比： 由《機械設計》得：模數(shù) 齒高(mm) ∴ （d）計算載荷系數(shù)： 根據(jù)，齒輪精度為7級，由《機械設計》圖10-8得 動載系數(shù)，又直齒輪 ，由《機械設計》表10-2 得 使用系數(shù)，由《機械設計》表10-4，用插值法得7級精度的小齒輪相對支承非對稱布置時，，由，及查《機械設計》圖10-13得 故載荷系數(shù) （e）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑： 由《機械設計》式10-10a得：，代入已有數(shù)據(jù)得： (mm) （f）計算模數(shù)m ： （3）按齒根彎曲強度設計： 由《機械設計》式10-5得，彎曲強度設計公式為 （a） 由《機械設計》圖10-20c查得 彎曲強度極限， （b）由《機械設計》圖10-18,取彎曲疲勞壽命系數(shù)， （c）計算彎曲疲勞許用應力： 取彎曲疲勞安全系數(shù) ，由《機械設計》式10-12得： (MPa) (MPa) （d） 計算載荷系數(shù)： （e） 查取齒形系數(shù)： 由《機械設計》表10-5 得齒形系數(shù) ， （f） 查應力校正系數(shù)： 由《機械設計》表10-5 得應力校正系數(shù) ， （g） 計算大、小齒輪的 ，并加以比較： ∴ 比較得大齒輪的數(shù)據(jù)大 （h）設計計算: 由彎曲強度設計公式為 ，代入數(shù)據(jù)得： ，整圓成 ，查《實用機床設計手冊》可知，m得取值從0.75開始，每隔0.25都有值可選，本人選擇為主軸與軸V相嚙合的那對齒輪的模數(shù)。 則此時按,大、小齒輪的齒數(shù)分別為： ，整圓成 （4）幾何尺寸的計算： （a）分度圓直徑 (mm) (mm) （b）中心距 (mm) （c）齒輪寬度 (mm) (mm) 3.7.3 齒輪的校核 由《機械設計》得校核齒輪即滿足： ， 對軸VI上齒數(shù)為50的齒輪進行校核 ∴ 又由計算齒輪時的數(shù)據(jù)得： 比較得： 故該齒輪符合要求。 同理對軸VI上齒數(shù)為58模數(shù)為5.75，齒輪符合要求。 圖3.18 齒數(shù)為50的齒輪示意圖 3.7.4 傳動軸的校核 對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。 軸的抗彎斷面慣性矩（） 花鍵軸 = 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： =(Nmm) 式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）; —該軸的最小轉速（r/min）。 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： (N) 式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。 齒輪的徑向力：(N) 式中 α—為齒輪的嚙合角； ρ—齒面摩擦角； β—齒輪的螺旋角； =35.17(mm)，故校核符合要求。 花鍵軸鍵側擠壓應力的驗算 花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為： 式中 —花鍵傳遞的最大轉矩（）； 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； (MPa) 故此花鍵軸校核合格。 3.7.5 軸承的校核 根據(jù)軸徑等要求，軸VI所選軸承從左至右分別為雙列圓柱滾子軸承NN3015K (1對)、圓柱滾子軸承NU218（1個）、推力球軸承51120/P5(1對)、雙列圓柱滾子軸承NN3012（1對）。 查《機械設計手冊》得滾動軸承的校核，即要滿足條件：滾動軸承的額定壽命 為工作期限（h）,對于一般機床取值為15000—20000小時。 式中—額定壽命，—額定負載，—當量動載荷，，對于球軸承，對于滾子軸承。 由《機械設計手冊》得 式中—速度因數(shù)，—溫度因數(shù)，—壽命因數(shù)，—力矩載荷因數(shù)，力矩載荷較小時，力矩載荷較大時，—沖擊載荷因數(shù) 將代入中得： 軸VI上的圓柱滾子軸承的校核： (h) 軸VI上的推力球軸承的校核： (h) ∵ ∴軸VI上的軸承校核符合要求。 圖3.19 主軸裝配示意圖 4 結論與展望 通過兩周的時間查閱書籍資料等，對金屬切削機床的產生、發(fā)展動態(tài)及國內外行業(yè)的發(fā)展現(xiàn)狀有了大致的了解。 同時，還進一步了解和掌握CA6140車床主軸箱的結構構成，各組成部分的功用等進行該課題所需要的一些前期資料，為以后課題的如期進行打下了良好的基礎。設計主要對主軸箱中的傳動系統(tǒng)進行了研究，確定了傳動系統(tǒng)圖，轉速圖等，然后對主軸箱中的各根軸以及軸上的齒輪，軸承等主要零部件進行設計計算，最后對設計的齒輪，軸承及花鍵軸進行校核，最后都符合要求。但考慮到本人第一次進行本次設計工作，有些地方還是需要進一步地了解，比如主軸箱設計優(yōu)化問題，簡化結構提高它的傳動效率的方法，保證主軸箱的安全性和可靠性的設計等。對于繪圖與計算方面的能力還有待提高，通過這次的的畢業(yè)