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沈 陽 化 工 大 學 科 亞 學 院 本 科 畢 業(yè) 論 文 題 目 車床主軸箱 CA6140的設計 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 班 級 機制 1102 學生姓名 王旻涵 指導教師 侯志敏 論文提交日期 2015 年 6月 1日 論文答辯日期 2015 年 6月 5日 畢業(yè)設計 論文 任務書 機械設計制造及其自動化專業(yè) 1102班 姓名 王旻涵 畢業(yè)設計 論文 題目 車床主軸箱 CA6140的設計 畢業(yè)設計 論文 內容 1 零號圖紙 1張 二號圖紙 3張 裝配圖 零件圖 2 計算說明書一份 A4 紙 小 4 字 30頁以上 畢業(yè)設計 論文 專題部分 通過查閱資料及調研 要求設計一車床主軸箱 CA6140 的設計 1 設計方案的選擇與計算 選合適的傳動機構 適合小廠生產的零部件 2 撰寫設計說明書 總體結構和成套圖紙 起止時間 2015 年 3月 6至 2015年 6月 5日 指導教師簽字 年 月 日 摘 要 伴隨著國民經濟的快速發(fā)展 機械行業(yè)的市場呈現出一片光明的景 象 國外的先進技術和經驗我們通過消化吸收 將其優(yōu)點轉化成我們的 優(yōu)勢資源 利用其優(yōu)點我們將在制造業(yè)中占有一席之地 主軸箱是機床 中的重要零部件 它承擔著整臺機床動力傳動的任務 機床的工作效率 也受主軸箱的好壞影響 由此可見主軸箱的重要程度 在機械行業(yè)中 CA6140 機床為主體的切割機 已廣泛應用于零件 加工行業(yè) 這樣的設計主要是為 CA6140 車床主軸箱設計 設計內容包 括確定主參數 傳輸方案及驅動系統(tǒng)圖 主要部分是通過使用二維繪圖 軟件設計和零部件加工計算 關鍵詞 CA6140 機床 主軸箱 零件 Abstract With the rapid development of machinery industry the market is bright through the digestion and absorption of foreign advanced technology and experience to the advantage of our resources into and thus a place in the manufacturing sector Machine tool spindle box is an important component it bears the entire power transmission task machine tools spindle box also directly affects good and bad machine s efficiency can be imagined importance spindle box In machinery industry the CA6140 machine as the main cutting machine has been widely applied in the industry of parts processing this design is mainly for CA6140 lathe spindle box design determination of main parameters design content including machine tools transmission scheme and drive system chart of the main parts is calculated by using two dimensional drawing software to design and parts processing Key words CA6140 Mahine tools Spindle box parts 目 錄 第一章 引言 1 第二章 機床的規(guī)格和用途 2 第三章 主要技術參數 3 第四章 擬定傳動方案和傳動系統(tǒng)圖 5 4 1 極限轉速的確定 5 4 2 公比的確定 5 4 3 主軸轉速級數 Z 的求算 5 4 4 結構網或結構式的確定 5 4 5 轉速圖的繪制 5 第五章 計算和驗算主要設計零件 7 5 1 主軸箱的箱體 7 5 2 設計 I 軸及軸上零件 8 5 2 1 計算普通 V 帶傳動 8 5 2 2 計算多片式摩擦離合器 10 5 2 3 驗算齒輪 12 5 2 4 驗算傳動軸 14 5 2 5 疲勞強度校核 軸承 16 5 3 設計 軸及軸上零件 17 5 3 1 驗算齒輪 17 5 3 2 驗算傳動軸 20 5 3 3 驗算軸組件的剛度 22 5 4 軸及軸上零件設計 24 5 4 1 驗算齒輪 24 5 4 2 驗算傳動軸 27 5 4 3 驗算軸組件的剛度 29 5 5 設計 軸及軸上零件 32 5 5 1 驗算齒輪 32 5 5 2 驗算傳動軸 35 5 5 3 驗算軸組件的剛度 36 5 6 設計 軸及軸上零件 36 5 6 1 驗算齒輪 37 5 6 2 驗算傳動軸 38 5 6 3 驗算軸組件的剛度 39 總結 40 參考文獻 41 致謝 42 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第一章 引言 0 第一章 引言 普通車床又稱為臥式車床 因其主軸以水平方式放置的緣故 而被稱為臥式車 床 是車床中應用最廣泛的一種 約占總數的 65 主要部件有 主軸箱 進給箱 溜板箱 刀架 尾架 光杠 絲杠和床身 主軸箱 主電機旋轉經過一系列的變速機構 從一開始轉正 負 2 種不同轉向 使主軸得到需要 在同一時間進給箱接收主軸箱分離的力量 是主軸箱的任務 主 軸是主軸箱的關鍵部件 直接影響工件的加工質量是在軸承運行穩(wěn)定性是主要因素 減小主軸的旋轉精度 是減少使用機床的價值 進給箱 被安裝在進給箱中的變速機構 是調節(jié)進給運動的 其饋送或間距可 以通過變速機構來調節(jié) 刀架接收通過光杠或絲杠傳遞的運動 溜板箱 作為車床進給運動控制箱實際上是滑板箱 被固定在刀架底部 可以和 刀架一同進行做縱向 橫向進給 快速移動或螺紋加工 為了方便操作機床 各種 操作手柄和按鈕被裝在溜板箱上 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第二章 機床的規(guī)格和用途 1 第二章 機床的規(guī)格和用途 主軸箱 進給箱 溜板箱 刀架 尾架 光杠 絲杠和床身是組成 CA6140 車 床的組成部 滾動軸承作為的主軸三支撐 雙軸滑移共用齒輪機構作為進給系統(tǒng) 用十字手柄操作縱向與橫向進給 伴有快速電機 剛性強 功率高 操作簡潔是此 機床的特點 CA6140 機床廣泛的應用于機械加工行業(yè)中 加工公制 英制 模數和徑節(jié)螺 紋均可用 CA6140 車床進行 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 主要技術參數 2 第三章 技術參數 工件最大回轉直徑 在床面上 m40 在床鞍上 21 工件最大長度 m20 157 主軸孔徑 48 主軸前端孔錐度 主軸轉速范圍 正傳 min r140 反傳 58 加工螺紋范圍 公制 192 模數 480 5 徑節(jié) 徑節(jié)6 進給量范圍 細化 r m0 54 28 縱向正常 19 加大 r 6 37 細化 02 4 橫向正常 r 9 加大 m316 8 刀架快速移動速度 縱向 in 4 橫向 主電機 功率 kw7 5 轉速 min r140 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第三章 主要技術參數 3 快速電機 功率 w370 轉速 min r26 冷卻泵 功率 90 流量 L in25 工件最大長度為 的機床 10 外形尺寸毫米 mm9 68 重量約 kg2 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第四章 擬定傳動方案和傳動系統(tǒng)圖 4 第四章 擬定傳動方案和傳動系統(tǒng)圖 4 1 極限轉速 為主軸最小轉速 1400mm s 為最大轉速 10m smin maxn 轉速調整范圍 4 nRiax 4 2 公比 是主軸轉速數列的公比1 2 4 3 主軸轉速級數 Z 24 1 lgRn Z 4 4 結構式 243 4 5 畫轉速圖 1 所選電動機 無特殊要求 用 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機 來作為金屬切削 機床的驅動 Y 系列電動機效率高 節(jié)能 噪聲小 振動小 起動轉矩大 運行安 全 選擇 Y160M 4 是根據機床來確定 1500 轉 分的同步轉速 2 總降速傳動比 是總降速傳動比 主軸最低轉速 nmin 通過增加定比傳3 10 6 7 n uIdmi 動副 來減少齒輪和及徑向與軸向尺寸 從而使總降速傳動比分擔開來 串聯的各 變速組中的最小傳動比是由總降速傳動比按 先緩后急 的遞減原則分配來的 3 傳動軸軸數 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第四章 擬定傳動方案和傳動系統(tǒng)圖 5 傳動軸數 6 4 畫轉速圖 畫轉速圖可用傳動軸數 主軸轉速級數格距 在圖上 電動機轉速到主軸最低 轉速的總降速比是先分配的 在串聯的雙軸傳動間 各變速組的傳1 min k u 動比射線按結構式的級比分配規(guī)律畫上 傳動副的傳動比就確定了 見圖 1 CA6140 主軸運動轉速圖 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第四章 擬定傳動方案和傳動系統(tǒng)圖 6 圖 1 CA6140 主軸運動轉速 圖 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 計算和驗算主要設計零件 7 第五章 計算和驗算主要設計零件 5 1 箱體 主軸箱中包含主軸 變速機構 操作機構和潤滑系統(tǒng)等 確保運動參數和較高 的傳動效率是主軸箱應該做到的 充足的強度 較低噪聲 操作方便 良好的工藝 性傳動件是傳動件應具備的特性 這種設計材料的選擇中等強度 灰鑄鐵 HT150 及 HT200 最為最廣泛 HT200 為 選用材料 根據其外形輪廓尺寸 長 寬 高 選取最小壁厚 體積小于 500 500 300 壁厚選取 8 12mm 3m 體積大于 500 500 300 800 500 500 壁厚選取 10 15mm 3 體積大于 800 800 500 壁厚選取 12 20mm 3 扭轉剛度下降 10 20 是受到箱體軸承孔的影響 導致彎曲剛度大幅下降 通 過用凸臺和加強筋來補足因開口而受到削弱的剛度 還可適當增加壁厚來進一步保 證 支撐和定位的作用是身在主軸箱 在主軸箱中 有通過安裝孔位置可以完成 15 根軸的定位 從而 確定盒體上的安裝孔的位置是非常重要的 考慮到安裝之間的 齒輪嚙合并相互干擾是決定軸孔的位置 在箱主體的主要問題由軸安裝孔的位置測 定每個以適應齒輪和變位系數的中心距來畫 計算公式為 5 1 ym d21 a 05 7 3856 94 40 2 05 1 39 m 05 8 2 4 166 4 58 2 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 計算和驗算主要設計零件 8 6m 2 3 585 因此得出箱體上各軸安裝孔的位置 見圖 2 安裝孔位置圖 圖 2 安裝孔位置圖 不同類型的機床 定位安裝主軸傳動方式也有所不同 是固定的 移動的 在 箱上的兩個小垂直平面座的平面底部的盒子 以及壓力板的底部固定有螺栓 稱為 固定式 單件式鑄造成型是其軸箱體 由于安裝的需要進行了相應的調整 以在箱 體的底部 通過床的整體設計 使用喜好顏色的人 以確定框的顏色 框具有保留 詳見身體部位在圖中的空間 5 2 設計 I 軸及軸上零件 5 2 1計算普通 V帶傳動 普通 V 帶應保證帶傳動不打滑和能夠提供的最大功率和疲勞強度 壽命必須滿 足 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 計算和驗算主要設計零件 9 設計功率 kW 5 2 dAPK 其中 工況系數A 通過 機床設計指導 得 1 1 1 2 dkW 130mm 1 帶速 1 60 9 86 dvnmsv 230 mm 2d 1000mm 初選中心距 表示 可從總體布局的 過小 帶彎曲數增加 0a00a 相反 易振動 5 3 210120 2 7 54dddnL ma 通過 機床設計指導 得 帶基準長度 8 F 40 為帶撓曲次數 表示 7 4 1mv 1s 實際中心距 2aAB 1 08 74ddL 2158dB 故 20 7 03am 小帶輪包角 1211sin54 092da 通過 機床設計指導 得 單根 V帶的基本額定功率 8kW P1 V 帶基本額定功率增量 1 buPK 其中 彎曲影響系數 bK3 0 傳動比系數 1 12u 故 10 6P 帶的根數 1 dLPzK 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 計算和驗算主要設計零件 10 其中 包角修正系數 0 93 K 帶長修正系數 1 01 L 故 12 3 89 806 91 0z 圓 z 取 4 單根帶初拉力 5 20 5 daPFqvvzK 4 q 是帶每米重量 0 10 由上得 0F58 23N 軸受帶的壓力 見圖 3 帶對軸壓力圖 圖 3 帶對軸壓力圖 5 10 154 092sin258 sin3 82QFz N 5 5 2 2計算多片式摩擦離合器 對于片式摩擦離合器的設計 首先根據機床結構選擇離合器的尺寸 確定為軸 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 計算和驗算主要設計零件 11 裝式時 外摩擦片的內徑 d 比小 2 6mm 而離合器的徑向和軸向尺寸由內部摩擦 片整體直徑 d 確定 d 會影響主軸箱內部布局結構都會 所以應正確選取 計算摩擦片對數 b p 5 2MnK f Z20D 6 其中 Mn 扭矩 Mn 955 1 28 410dNjn510 Nd 額定功率 計算轉速 jn 傳動效率 K 安全系數 取 1 3 1 5 f 摩擦系數 磨擦片材質是淬火鋼 通過 機床設計指導 得 f 0 08 平均直徑 0D 67m 2d B 接觸寬度 3 b 許用壓強 p 0t vKmz0 86 基本許用壓強 通過 機床設計指導 得 1 1 0t 速度修正系數 v p 02Dn 641 s5 平均圓周速度 通過 機床設計指導 得 1 00 v 接合次數修正系數 通過 機床設計指導 得 1 00 mK 摩擦結合面數修正系數 通過 機床設計指導 得 0 76 z b p 11 2Mn f Z20D 按空載功率損耗 可確定臥式車床反向離合器所傳遞的扭矩 kP 0 4 4 4 kdN 摩擦離合器的軸向壓緊力 Q 可最后確定 計算如下 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 計算和驗算主要設計零件 12 Q b N 3 57 0tp 2DvK510 符號意義同上 選擇所述襯里的厚度通常為 1 1 5 1 75 2 mm 0 2 0 4 mm 用于 內外層分離的最大間隙 常用 10 或 15 鋼摩擦片材料 襯里應該已高耐磨損性 較 大的摩擦系數 良好的耐高溫性 0 3 0 5 mm 的表面滲碳 及 HRC52 62 的淬 火硬度 圖 4 多片式摩擦離合器圖 5 2 3齒輪的驗算 檢查齒輪的強度 應選擇相同的模承載的最大最小齒輪 接觸應力的齒數和彎曲 應力計算 通用齒輪齒面接觸應力計算的高速傳輸 齒輪齒根彎曲應力計算低速驅 動 在硬齒面 軟核滲碳齒輪淬火 一定要檢查齒根彎曲應力 驗算接觸應力的公式如下 5 123j2081SjuKNZmBn MPaj 7 驗算彎曲應力的公如下 5 5123w208 SwjKNPaZBYn 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 計算和驗算主要設計零件 13 8 其中 N 傳遞功率 dN 5 160TOnKmC 9 T 工作期限 內齒輪總工作時間 h 同一變速S ST20h 15 組 總工作時間 Ps P 傳動副數 最低轉速 1n 基準循環(huán)次數 以下均參見 機床設計指導 OC M 疲勞曲線指數 速度轉化系數 nK 功率利用系數 N 材料強化系數 Q 是 極限值 當 時 當 時 maxSSminSKaxS SKSmaxinSK S in 工作情況系數 中等沖擊主運動 1K1 6 2 動載荷系數 2 齒向載荷分布系數 3 Y 標準齒輪齒形系數 許用接觸應力 j 許用彎曲應力 w 驗算 或 不合格時 最初選擇的材料或熱處理方法可以改變 也不能滿足 jw 齒寬再次調整或齒模數的選擇 采用整淬的方式對 I 軸上的齒輪進行熱處理 傳至 I 軸時最大轉速 13082 mindnr 9 51 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 計算和驗算主要設計零件 14 Nd 5 62kw 80 minjnr 3 離合器兩齒輪 齒數最少 為 齒寬 5 1 05 u 2mB j 32081 01 23 0475 68 5 8MP AA j MP 符合要求 驗算 的齒輪 2 5 6 j 3081 01 2043 7562910 8MP AA j 1250P 符合強度要求 見圖 5 齒輪圖 圖 5 齒輪圖 5 2 4驗算傳動軸 傳動軸的方面 除了過載軸 強度 其他不必 通常僅剛度檢查 計算花軸鍵軸抗彎斷面慣性矩 I 7 42 10 4mm4 5 10 424 6dbNDdI m A 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 計算和驗算主要設計零件 15 其中 d 小徑 I 大徑 b 鍵寬 N 鍵數 計算彎曲載荷 最大扭矩通常采取的險段 5 4j9510 Nm nM A扭 445 62910 108Nm A 11 其中 N 最大功率 計算轉速 jn 齒輪的輸入扭矩和齒輪圓周力和徑向力的輸出轉矩 齒輪圓周力是在軸彎曲載 荷 5 4326 5102 NDtMP 扭 12 其中 D 直徑 mZ 徑向力 rP 5 cos rtgN A 13 其中 嚙合角 20 齒面摩擦角 5 7 螺旋角 0 故 3 1 rtP N 驗算側擠壓應力 擠壓應力為 5 max28 njy jyMPaDdlNK 14 其中 傳遞的最大轉矩 maxn 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 計算和驗算主要設計零件 16 D 大徑 D 小徑 L 工作長度 N 鍵數 K 載荷分布不均勻系數 0 8 7 4286 513 620 3 jy jyMPaPa 故合格 見圖 6 花鍵軸圖 圖 6 花鍵軸圖 5 2 5疲勞強度校核 軸承 滾動軸承為傳動軸 導致無法工作的原因是疲勞破壞 所以需要疲勞驗算 計 算額定壽命 的公式 hL 2 5 KlPf50NFnCk hT 15 或按計算符合 Cj 的計算公式進行計算 5 nlfNFhj 16 其中 Ln 定壽命 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 計算和驗算主要設計零件 17 Cj 計算動載荷 T 工作期限 取 10000 15000小時 C 額定負載 速度系數 計算轉速 nf 103nif in 壽命系數 nf 5nLfn等 于 軸 承 的 工 作 期 限 壽命系數 球軸承 等于 3 滾子軸承 等于 103 工作情況系數 Ff 1 Ff 功率利用系數 NK 速度轉化系數 n 齒輪輪換工作系數 l 當量動載荷用 P 124863 nLhT 0 395 n 故合格 5 3 設計 軸及軸上零件 5 3 1驗算齒輪 檢查齒輪的強度 應選擇相同的模承載的最大最小齒輪 接觸應力的齒數和彎 曲應力計算 通用齒輪齒面接觸應力計算的高速傳輸 齒輪齒根彎曲應力計算低速 驅動 在硬齒面 軟核滲碳齒輪淬火 一定要檢查齒根彎曲應力 驗算接觸應力 MPa 5 123j2081SjuKNZmBn j 17 驗算彎曲應力 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 計算和驗算主要設計零件 18 5 5123w208 SwjKNMPaZmBYn 18 Nd U 齒數之比 大齒輪與小齒輪 當 u 大于等于 1 號外嚙合 號內嚙 合 壽命系數 SK TnNQK 其中 代表工作期限系數 5 160TOmC 19 T 工作期限 內齒輪總工作時間 h 同一變速S ST20h 15 組 總工作時間 Ps 是 極限值 當 時 當 時 maxSKSminSKaxS SKSmaxinSK S in 驗算 或 不合格時 最初選擇的材料或熱處理方法可以改變 也不能滿足 j w 齒寬再次調整或齒模數的選擇 采用整淬的方式對雙聯滑移齒輪熱處理 傳至 軸時最大轉速為 13056427 8 minnr 3 6 90 9208 5 m 5 77kwNd 1207 8 injnr 3 雙聯滑移齒輪 齒數最少 齒寬 2 5 314m B 05u 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 計算和驗算主要設計零件 19 j 32081 051 23 04725 19 82 8MP AA j 1250P 符合標準 驗算齒輪 39 采用整淬 1207 8 minjnr 3756 90 61 Nd kw4 Bu j 32081 23 57102 949 5108MP AA j 1250P 齒輪合格 驗算齒輪 采用整淬 1207 8 minjnr 3 72569 0 90 684 Nd kw1 Bu4 j 32081 3 51927 542078MP AA j 1250P 齒輪合格 驗算齒輪 3 采用整淬 1207 8 minjnr 3756 90 68 Nd kw14 Buj 32081 23 51 24 5078MP AA j 1250P 齒輪合格 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 計算和驗算主要設計零件 20 5 3 2驗算傳動軸 傳動軸的方面 除了過載軸 強度 其他不必 通常僅剛度檢查 計算花軸鍵的軸抗彎斷面慣性矩 I 如下 7 42 10 4mm4 5 424 6dbNDdI m A 20 計算彎曲載荷 最大扭矩通常采取的險段 5 4j9510 N nM A扭 445 2910 1086Nm A 21 齒輪的輸入扭矩和齒輪圓周力和徑向力的輸出轉矩 齒輪圓周力是在軸彎曲載荷 5 432 510 81DtP 扭 22 齒輪的徑向力 r 5 cos 902rtPgN A 23 5 22 0 1 MTdm 7 86 24 符合條件 驗算側擠壓應力 側表面的擠壓應力 5 max28 njy jyMPaDdlNK 25 428 5102 20 36 7jy jyMaPa A 故合格 見圖 7 花鍵軸圖 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 計算和驗算主要設計零件 21 圖 7 花鍵軸圖 5 3 3驗算軸組件的剛度 具有在主軸部件的剛度有很大的影響是跨度 畫主軸組件的結構后 計算合理 跨距 L 對圖的修改更加有力 L 遠小于跨距時 三支撐結構應被考慮 主軸組件的靈活性式系統(tǒng)在主井和靈活性的軸承兩相疊加主軸終點 C 極值公 是 5 3610oBOBAEIlCL 26 其中 L 合理跨距 C 主軸懸伸梁 后支撐軸承剛度 A 前支撐軸承剛度 B 求解可得一實根 3321 1BOABAOEILmCLC 并 且 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 計算和驗算主要設計零件 22 滾動軸承為傳動軸 導致無法工作的原因是疲勞破壞 所以需要疲勞驗算 計 算額定壽命 的公式 hL 5 KlPf50NFnCk 27 按符合 的公式計算 j 5 CnlfCNFhj 28 124863 nLT 0h 395 n 故合格 見圖 8 軸承圖 圖 8 軸承圖 5 4 設計 軸及軸上零件 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 計算和驗算主要設計零件 23 5 4 1驗算齒輪 1驗算齒輪 檢查齒輪的強度 應選擇相同的模承載的最大最小齒輪 接觸應力的齒數和彎 曲應力計算 通用齒輪齒面接觸應力計算的高速傳輸 齒輪齒根彎曲應力計算低速 驅動 在硬齒面 軟核滲碳齒輪淬火 一定要檢查齒根彎曲應力 驗算接觸應力 5 29 123j2081SjuKNZmBn MPaj 驗算彎曲應力 5 5123w208 SwjaYn 30 U 齒數之比 當 u 大于等于 1 號外嚙合 號內嚙合 STnNQK 5 160OmC 31 同一變速組 總工作時間ST20h 15 PT s 是 極限值 當 時 當 時 maxKSminSKaxS SKSmaxinSK S Sin 驗算 或 不合格時 最初選擇的材料或熱處理方法可以改變 也不能滿足 j w 齒寬再次調整或齒模數的選擇 采用整淬的方式對三聯滑移齒輪熱處理 傳至三軸時的最大轉速為 1305694148 6 min2nr 3 7 0 238 Nd 54kw 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 計算和驗算主要設計零件 24 148 6 minjnr 3 三聯滑移齒輪 齒數最少 齒寬 2 51 12m B1 05u j 320 0 3 0475 8941 5 86MP AA j 120P 符合標準 驗算 齒輪 5 齒輪采用整淬20 148 6 minjnr 3 72590 0 9 682 Nd kw15 Bu j 381 43 190502 86MP AA j 1250P 故合格 驗算 齒輪 3 6 齒輪采用整淬 148 6 minjnr 3 72059 0 90 682 Nd kw 1 B 4u j 32081 4 2043 75186186MP AA j 1250P 故合格 驗算 齒輪 4 齒輪采用整淬2 18 6 minjnr 3 72059 0 90 6824 Nd kw1 B 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 計算和驗算主要設計零件 25 1 u j 3208 1 2043 75129486MP AA j 1250P 故合格 見圖 9 齒輪圖 圖 9 齒輪圖 5 4 2 驗算傳動軸 傳動軸的方面 除了過載軸 強度 其他不必 通常僅剛度檢查 計算花軸鍵的軸抗彎斷面慣性矩 I 424 6dbNDdI m A 5 4 2432 83 83 7 10m 32 計算彎曲載荷 最大扭矩通常采取的險段 5 4jN9510 m nM A扭 445 2910 1086N A 33 齒輪的輸入扭矩和齒輪圓周力和徑向力的輸出轉矩 齒輪圓周力是在軸彎曲載 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 計算和驗算主要設計零件 26 荷 5 432 510N 81NDtMP 扭 34 齒輪的徑向力 r cos 902rtPg A 5 220 1 MTdm 7 86 35 符合條件 驗算側擠壓應力 側表面的擠壓應力 5 max28 njy jyMPaDdlNK 36 K 取 0 7 0 8 428 5102 20 36 7jy jyMPaPa A 故合格 見圖 10 三軸花鍵圖 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 計算和驗算主要設計零件 27 圖 10 三軸花鍵圖 5 4 3 驗算軸組件的剛度 具有在主軸部件的剛度有很大的影響是跨度 畫主軸組件的結構后 計算合理 跨距 L 對圖的修改更加有力 L 遠小于跨距時 三支撐結構應被考慮 主軸組件的靈活性式系統(tǒng)在主井和靈活性的軸承兩相疊加主軸終點 C 極值公 是 5 3610oBOBAEIlCL 37 求解可得一實根 3321 1BOABAOCEILmLC 并 且 滾動軸承為傳動軸 導致無法工作的原因是疲勞破壞 所以需要疲勞驗算 計 算額定壽命 的公式 h 5 KlPf50NFnCLk 38 或按符合 Cj 的公式計算 5 nlfNFhj 39 hT150 3Ff 12486 nLT 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 計算和驗算主要設計零件 28 230 nLhT 1985 故合格 見圖 11 軸承圖 圖 11 軸承圖 5 5 設計 軸及軸上零件 5 5 1驗算齒輪 檢查齒輪的強度 應選擇相同的模承載的最大最小齒輪 接觸應力的齒數和彎 曲應力計算 通用齒輪齒面接觸應力計算的高速傳輸 齒輪齒根彎曲應力計算低速 驅動 在硬齒面 軟核滲碳齒輪淬火 一定要檢查齒根彎曲應力 驗算接觸應力 5 123j2081SjuKNZmBn MPa j 40 驗算彎曲應力 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 計算和驗算主要設計零件 29 5 5123w208 SwjKNMPaZmBYn 41 U 齒數之比 當 u 大于等于 1 號外嚙合 號內嚙合 壽命系數用 表示 SK TnNQ 其中 代表工作期限系數 5 42 160TOKmC 取 15000 20000h 同一變速組 總工作時間 S TS P 是 極限值 當 時 當 時 maxminSaxSK SmaxKinS SK SKin 為中等沖擊主運動 1 2 1 6 1 1 驗算 或 不合格時 最初選擇的材料或熱處理方法可以改變 也不能滿足 j w 齒寬再次調整或齒模數的選擇 采用整淬方式直齒齒輪熱處理 傳至 軸時的最大轉速為 13052026584 140 min8n r 3 7 9 232 NdA5 4kw 10 minjnr 3 模數與齒數為 齒輪 齒寬 2 20 B1 05 u j 38 51 3 472MP j20MP 符合標準 驗算 齒輪 58 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 計算和驗算主要設計零件 30 齒輪采用整淬2 58 140 minjnr 3 725202658 90 90 688 Nd kw B 1u j 3201 1 2 4325 3580MP j 1250P 故合格 見圖 12 齒輪圖 圖 12 齒輪圖 5 5 2驗算傳動軸 傳動軸的方面 除了過載軸 強度 其他不必 通常僅剛度檢查 計算花軸鍵的軸抗彎斷面慣性矩 I如下 424 6dbNDdI m A 5 4 242363 710m A 43 計算彎曲載荷 最大扭矩通常采取的險段 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 計算和驗算主要設計零件 31 5 4jN9510 m nM A扭 465 2910 180Nm A 44 齒輪的輸入扭矩和齒輪圓周力和徑向力的輸出轉矩 齒輪圓周力是在軸彎曲載 荷 5 6525 180N2 31NDtP 扭 45 齒輪徑向力 r 5 cos 103rtPg A 46 22 32mm 5 22 0 1 MTdm 47 符合條件 驗算花鍵軸鍵側擠壓應力 工作在花鍵鍵側表面的擠壓應力 5 max28 njy jyMPaDdlNK 48 K 取 0 7 0 8 6285 1014 20 3 7jy jyPaMPa 故合格 見圖 13 花鍵軸圖 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 計算和驗算主要設計零件 32 圖 13 花鍵軸圖 5 5 3軸組件的剛度驗算 具有在主軸部件的剛度有很大的影響是跨度 畫主軸組件的結構后 計算合理 跨距 L 對圖的修改更加有力 L 遠小于跨距時 三支撐結構應被考慮 主軸組件的靈活性式系統(tǒng)在主井和靈活性的軸承兩相疊加主軸終點 C 極值公 是 5 3610oBOBAEIlCL 49 其中 后支撐軸承剛度 AC 前支撐軸承剛度 B 求解可得一實根 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 計算和驗算主要設計零件 33 3321 1BOABAOCEILmLC 并 且 滾動軸承為傳動軸 導致無法工作的原因是疲勞破壞 所以需要疲勞驗算 計 算額定壽命 的公式 h 5 KlPf50NFnCLk 50 或按符合 Cj 的公式計算 5 nlfNFhj 51 150 T 3Ff 126 nLh 05T 387 n 故合格 見圖 14 軸承圖 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 計算和驗算主要設計零件 34 圖 14 軸承圖 5 6 傳動系統(tǒng)的 軸及軸上零件設計 5 6 1齒輪的驗算 檢查齒輪的強度 應選擇相同的模承載的最大最小齒輪 接觸應力的齒數和彎 曲應力計算 通用齒輪齒面接觸應力計算的高速傳輸 齒輪齒根彎曲應力計算低速 驅動 在硬齒面 軟核滲碳齒輪淬火 一定要檢查齒根彎曲應力 驗算接觸應力 5 52 123j2081SjuKNZmBn MPa j 驗算彎曲應力 5 5123w208 SwjaYn 53 U 代表齒數之比 大齒輪與小齒輪 當 u 大于等于 1 號外嚙合 號內 嚙合 壽命系數用 表示 SK TnNQ 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 計算和驗算主要設計零件 35 其中 代表工作期限系數 TK 5 160OnmC 54 取 同一變速組 總工作時間 ST20h 15 TS P 是 極限值 當 時 當 時 maxKminSKaxS SKSmaxinK S Sin 1 6 2 驗算 或 不合格時 最初選擇的材料或熱處理方法可以改變 也不能滿足 j w 齒寬再次調整或齒模數的選擇 采用調質處理的方式對軸上的斜齒輪進行熱處理 傳至五軸時的最大轉速為 130569051448 6 min284n r 3 9 0 723 Nd 5 kw 1486 minjnr 3 斜齒輪 齒寬 263 B1 05 u j 30 05 1 24372 413048 6MP AA j 1560P 故符合標準 見圖 15 斜齒輪圖 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 計算和驗算主要設計零件 36 圖 15 斜齒輪圖 齒輪驗算 2 5 80 采用調質熱處理對 80 2 5 齒輪 148 6 minjnr 3 9205902 80 70 1842 Nd kw 6 Bu j 3081 1 243 56052 58MP AA j 1250P 故合格 見圖 16 斜齒輪圖 圖 16 斜齒輪圖 齒輪 驗算 齒輪 2 5 02 5 0 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 計算和驗算主要設計零件 37 采用調質熱處理對 齒輪2 5 0 1486 minjnr 3 929 80 70 68205 Nd kw 1 B 4u j 32081 4 2043 7518 5186MP AA j 1250P 齒輪合格 見圖 17 齒輪圖 圖 17 齒輪圖 5 6 2傳動軸的驗算 傳動軸的方面 除了過載軸 強度 其他不必 通常僅剛度檢查 計算花軸鍵的軸抗彎斷面慣性矩 I 如下 424 6dbNDdI m A 5 4 26435125351 0m A 53 計算彎曲載荷 最大扭矩通常采取的險段 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 計算和驗算主要設計零件 38 5 4jN9510 m nM A扭 4615290 108 Nm A 54 其中 N 最大功率 計算轉速 jn 齒輪的輸入扭矩和齒輪圓周力和徑向力的輸出轉矩 齒輪圓周力是在軸彎曲載 荷 5 55 6421 20N5 1NDtMP 扭 其中 D 齒輪節(jié)圓直徑 mZ 齒輪的徑向力 r 5 cos 1450rtPg A 56 5 57 22 0 1 MTdm 3 符合條件 驗算側擠壓應力 側表面的擠壓應力 5 58 max28 njy jyMPaDdlNK 0 7 428517 0620 43 jy jyMaPa A 五軸花鍵軸合格 見圖 18 傳動軸圖 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 計算和驗算主要設計零件 39 圖 18 傳動軸圖 5 6 3軸組件的剛度驗算 具有在主軸部件的剛度有很大的影響是跨度 畫主軸組件的結構后 計算合理 跨距 L 對圖的修改更加有力 L 遠小于跨距時 三支撐結構應被考慮 主軸組件的靈活性式系統(tǒng)在主井和靈活性的軸承兩相疊加主軸終點 C 極值公 是 5 3610oBOBAEIlCL 59 332 1 1BOABAOImCELC 并 且 滾動軸承作為機床的傳動軸 導致失效主要原因是疲勞破壞 因此需要對疲勞 進行驗算 5 KlPf50NFnLk 60 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 計算和驗算主要設計零件 40 或按符合 Cj 的公式計算 5 NKnlPfNFhj 61 150 T 3Ff 12486 nLhT 0 395 n 軸承校核合格 見圖 19 軸承圖 圖 19 軸承圖 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 第五章 計算和驗算主要設計零件 41 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 總結 42 總結 主軸箱的基本環(huán)節(jié)是將機床的動力源和運動傳遞給機床主軸 復雜和巧妙的運 動是其組織的特點 研究的主軸箱的總體方案中 機床分析不僅包含用途和規(guī)格及 功能 還對箱體 傳動系統(tǒng)和軸及軸上零件進行了結構上的設計和計算 主軸箱是各種變化的齒輪 軸 剎車裝置的載體 起到了主軸箱的重要作用 箱主要是支持和定位主軸箱中的作用包含 15 個軸和外殼的軸的定位 確定框體安裝 在所述的事項的孔的位置 軸和齒輪的設計也很重要 確定主軸箱的整體設計是否 合格 需要對軸的剛度和承載疲勞強度和齒輪的強度 接觸應力和彎曲應力計算 最后通過 CAD 等一些繪圖軟件將設計畫出來 在設計的過程中并不是一帆風順的 在設計期間遇到了許多問題 如在齒輪的 設計中 如何正確地確定嚙合條件被滿足 而是通過教師的引導和訪問大量數據 最后的問題得以解決 并且準確的結論 牙齒的分布必須在同一側鄰接卡上的嚙合 線的同一行 法 等主 從動齒輪齒廓 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 參考文獻 43 參考文獻 1 任殿閣 張佩勤主編 設計手冊 遼寧科學技術出版社 1991 年 9 月 2 付鐵主編 計算機輔助機械設計實訓教程 北京理工大學出版社 3 王國強主編 機械優(yōu)化設計 機械工業(yè)出版社 2009 年 9 月 4 曹桄 高學滿主編 金屬切削機床掛圖 上海交通大學出版社 1985 年 10 月 5 吳宗澤 羅圣國主編 機械設計課程設計手冊 高等教育出版社 2006 年 5 月 6 華東紡織工學院 哈爾濱工業(yè)大學 天津大學 機床設計圖冊 上?？茖W技術出版社 7 機械設計手冊編寫組 機械設計手冊 機械工業(yè)出版社 1986 年 12 月 8 張有忱 趙蕓蕓主編 機械設計 高等教育出版社 2011 年 8 月 9 李華 李煥峰副主編 機械制造技術 機械工業(yè)出版社出版 10 葉偉昌 林崗副主編 機械工程及自動化簡明設計手冊 機械工業(yè)出版社出版 11 卜炎主編 機械傳動裝置設計手冊 機械出版社出版 12 徐錦康主編 機械設計 高等教育出版社出版 13 清華大學工程圖學及計算機輔助設計教研室編 機械制圖 高等教育出版社出版 14 隋明明主編 史藝農審 機械設計基礎 機械工業(yè)出版社出版 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文 致謝 44 致謝 經過這段時間的畢業(yè)設計 使我學到了很多新的知識 也使我增長了很多機械 設計方面的經驗 大學四年里學習過的大部分知識都通過此次畢業(yè)設計得到了鞏固 同時 也接觸了一些新知識 鍛煉了解決問題的能力 這對我以后的學習和工作都 會起到重要作用 在畢業(yè)設計過程中 都是在侯志敏老師的耐心指導下進行的 設計過程中遇到 的各種難題 李老師都為我作了詳盡的解答 才能使整個畢業(yè)設計得以順利完成 在這里 衷心的感謝侯老師對我的耐心教導和幫助表示 同時 也感謝其他老 師在大學四年里對我的幫助與耐心指導以及我身邊的同學們 最后 祝各位老師工作 順利 在此祝各位老師和同學們萬事順利 身體健康