【065】5CA6140車床主軸箱的設計,065,ca6140,車床,主軸,設計 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 調研報告 ?大學四年的學習生活即將結束，大學學習生活中的最后一個環(huán)節(jié)也是最重要一個環(huán)節(jié)——畢業(yè)設計，是對所學知識和技能的綜合運用和檢驗。 ??? 本人的畢業(yè)設計課題是對CA6140車床主軸箱的設計，其內容包括：總體方案的確定和驗證、機械部分的設計計算（伺服進給機構設計、自動轉位刀架的選擇或設計、編碼盤安裝部分的結構設計）、主運動自動變速原理等。對普通車床主軸箱的設計符合我國國情，即適合我國目前的經濟水平、教育水平和生產水平，又是國內許多企業(yè)提高生產設備自動化水平和精密程度的主要途徑，在我國有著廣闊的市場。從另一個角度來說，該設計既有機床結構方面內容，又有機加工方面內容，有利于將大學所學的知識進行綜合運用。雖然設計者未曾系統(tǒng)的學習過機床設計的課程，但通過該設計拓寬了知識面，增強了實踐能力，對普通機床和數控機床都有了進一步的了解。 ??? 畢業(yè)設計作為我們在大學校園里的最后一堂課、最后一項測試，它既是一次鍛煉，也是一次檢驗，在整個設計過程中，我獲益匪淺。在此，我要衷心感謝劉老師對我的關心和細致指導。 ??? 由于畢業(yè)設計是我的第一次綜合性設計，無論是設計本人的紕漏還是經驗上的缺乏都難免導致設計的一些失誤和不足，在此，懇請老師和同學們給以指正。 摘 要 作為主要的車削加工機床，CA6140機床廣泛的應用于機械加工行業(yè)中，本設計主要針對CA6140機床的主軸箱進行設計，設計的內容主要有機床主要參數的確定，傳動方案和傳動系統(tǒng)圖的擬定，對主要零件 進行了計算和驗算，利用三維畫圖軟件進行了零件的設計和處理。 關鍵詞：CA6140機床 主軸箱 零件 傳動 目 錄 第一章 引言 第二章 機床的規(guī)格和用途 第三章 機床主要參數的確定 第四章 傳動放案和傳動系統(tǒng)圖的擬定 第五章 主要設計零件的計算和驗算 第六章 結論 第七章 致謝 第八章 參考資料編目 46 第一章 引言 普通車床是車床中應用最廣泛的一種，約占車床類總數的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，它的主要任務是將主電機傳來的旋轉運動經過一系列的變速機構使主軸得到所需的正反兩種轉向的不同轉速，同時主軸箱分出部分動力將運動傳給進給箱。主軸箱中等主軸是車床的關鍵零件。主軸在軸承上運轉的平穩(wěn)性直接影響工件的加工質量，一旦主軸的旋轉精度降低，則機床的使用價值就會降低。 進給箱：又稱走刀箱，進給箱中裝有進給運動的變速機構，調整其變速機構，可得到所需的進給量或螺距，通過光杠或絲杠將運動傳至刀架以進行切削。 絲杠與光杠：用以聯接進給箱與溜板箱，并把進給箱的運動和動力傳給溜板箱，使溜板箱獲得縱向直線運動。絲杠是專門用來車削各種螺紋而設置的，在進行工件的其他表面車削時，只用光杠，不用絲杠。同學們要結合溜板箱的內容區(qū)分光杠與絲杠的區(qū)別。 溜板箱：是車床進給運動的操縱箱，內裝有將光杠和絲杠的旋轉運動變成刀架直線運動的機構，通過光杠傳動實現刀架的縱向進給運動、橫向進給運動和快速移動，通過絲杠帶動刀架作縱向直線運動，以便車削螺紋。 第二章 機床的規(guī)格和用途 CA6140機床可進行各種車削工作，并可加工公制、英制、模數和徑節(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。 第三章 主要技術參數 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（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 第四章 傳動方案和傳動系統(tǒng)圖的擬定 1.確定極限轉速 已知主軸最低轉速nmin為10mm/s,最高轉速nmax為1400mm/s，轉速調整范圍為 Rn=nmax/nmin=14 2.確定公比 選定主軸轉速數列的公比為φ＝1.12 3.求出主軸轉速級數Z Z=lgRn/lgφ+1= lg14/lg1.12+1=24 4.確定結構網或結構式 24=2×3×2×2 5.繪制轉速圖 （1）選定電動機 一般金屬切削機床的驅動，如無特殊性能要求，多采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。Y系列電動機高效、節(jié)能、起動轉矩大、噪聲低、振動小、運行安全可靠。根據機床所需功率選擇Y160M-4，其同步轉速為1500r/min。 （2）分配總降速傳動比 總降速傳動比為uII=nmin/nd=10/1500≈6.67×10－3,nmin為主軸最低轉速，考慮是否需要增加定比傳動副，以使轉速數列符合標準或有利于減少齒輪和及徑向與軸向尺寸，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的各變速組中的最小傳動比。 （3）確定傳動軸的軸數 傳動軸數＝變速組數+定比傳動副數+1=6 （4）繪制轉速圖 先按傳動軸數及主軸轉速級數格距l(xiāng)gφ畫出網格，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，在串聯的雙軸傳動間畫上u(k→k+1)min.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。 CA6140傳動系統(tǒng)圖 第五章 主要設計零件的計算和驗算 5.1主軸箱的箱體 主軸箱中有主軸、變速機構，操縱機構和潤滑系統(tǒng)等。主軸箱除應保證運動參數外，還應具有較高的傳動效率，傳動件具有足夠的強度或剛度，噪聲較低，振動要小，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其外形輪廓尺寸(長×寬×高),按下表選取. 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，根據各對配合齒輪的中心距及變位系數，并參考有關資料，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是中心距變動系數） 中心距Ⅰ-Ⅱ=（56+38）/2×2.25=105.75mm 中心距Ⅰ-Ⅶ=（50+34）/2×2.25=94.5mm 中心距Ⅱ-Ⅶ=（30+34）/2×2.25=72mm 中心距Ⅱ-Ⅲ=（39+41）/2×2.25=90mm 中心距Ⅲ-Ⅳ=（50+50）/2×2.5=125mm 中心距Ⅴ-Ⅷ=（44+44）/2×2=88mm 中心距Ⅴ-Ⅵ=（26+58）/2×4=168mm 中心距Ⅷ-Ⅸ=（58+26）/2×2=84mm 中心距Ⅸ-Ⅵ=（58+58）/2×2=116mm 中心距Ⅸ-Ⅹ=（33+33）/2×2=66mm 中心距Ⅸ-Ⅺ=（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軸的位置沒有表達清楚具體位置參見零件圖。 箱體在床身上的安裝方式，機床類型不同，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個小垂直面定位，用螺釘和壓板固定。本主軸箱箱體為一體式鑄造成型，留有安裝結構，并對箱體的底部為安裝進行了相應的調整。 箱體的顏色根據機床的總體設計確定，并考慮機床實際使用地區(qū)人們心理上對顏色的喜好及風俗。 箱體中預留了潤滑油路的安裝空間和安裝螺紋孔及油溝，具體表達見箱體零件圖。 5.2.傳動系統(tǒng)的I軸及軸上零件設計 5.2.1普通V帶傳動的計算 普通V帶的選擇應保證帶傳動不打滑的前提下能傳遞最大功率，同時要有足夠的疲勞強度，以滿足一定的使用壽命。 設計功率 （kW） ——工況系數，查《機床設計指導》（任殿閣，張佩勤 主編）表2-5，取1.1； 故 小帶輪基準直徑為130mm； 帶速 ； 大帶輪基準直徑為230 mm； 初選中心距＝1000mm, 由機床總體布局確定。過小，增加帶彎曲次數；過大，易引起振動。 帶基準長度 查《機床設計指導》（任殿閣，張佩勤 主編）表2-7，取＝2800mm; 帶撓曲次數＝1000mv/=7.0440； 實際中心距 故 小帶輪包角 單根V帶的基本額定功率,查《機床設計指導》（任殿閣，張佩勤 主編）表2-8，取2.28kW； 單根V帶的基本額定功率增量 ——彎曲影響系數，查表2-9，取 ——傳動比系數，查表2-10，取1.12 故； 帶的根數 ——包角修正系數，查表2-11，取0.93； ——帶長修正系數，查表2-12，取1.01； 故 圓整z取4； 單根帶初拉力 q——帶每米長質量，查表2-13，取0.10； 故＝58.23N 帶對軸壓力 5.2.2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2～6mm，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。 摩擦片對數可按下式計算 Z≥2MnK/fb[p] 式中 Mn——摩擦離合器所傳遞的扭矩（N·mm）； Mn＝955×η/＝955××11×0.98/800＝1.28×（N·mm）; Nd——電動機的額定功率（kW）； ——安裝離合器的傳動軸的計算轉速（r/min）； η——從電動機到離合器軸的傳動效率； K——安全系數，一般取1.3～1.5； f——摩擦片間的摩擦系數，由于磨擦片為淬火鋼，查《機床設計指導》表2-15，取f=0.08； ——摩擦片的平均直徑（mm）; =（D+d）/2＝67mm; b——內外摩擦片的接觸寬度（mm）； b=（D-d）/2=23mm； ——摩擦片的許用壓強（N/）； ＝＝1.1×1.00×1.00×0.76＝0.836 ——基本許用壓強（MPa），查《機床設計指導》表2-15，取1.1； ——速度修正系數 ＝n/6×=2.5（m/s） 根據平均圓周速度查《機床設計指導》表2-16，取1.00； ——接合次數修正系數，查《機床設計指導》表2-17，取1.00； ——摩擦結合面數修正系數，查《機床設計指導》表2-18，取0.76。 所以 Z≥2MnK/fb[p]＝2×1.28××1.4/（3.14×0.08××23×0.836＝11 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 ＝0.4＝0.4×11＝4.4 最后確定摩擦離合器的軸向壓緊力Q，可按下式計算： Q=b(N)＝1.1×3.14××23×1.00＝3.57× 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。 5.2.3齒輪的驗算 驗算齒輪強度，應選擇相同模數承受載荷最大的齒數最小的齒輪，進行接觸應力和彎曲應力驗算。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲應力。對硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗算齒根彎曲應力。 接觸應力的驗算公式為 （MPa）≤[]（3-1） 彎曲應力的驗算公式為 （3-2） 式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； T-齒輪在機床工作期限（）內的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數； -齒輪的最低轉速（r/min）; -基準循環(huán)次數；查表3-1（以下均參見《機床設計指導》） m—疲勞曲線指數，查表3-1； —速度轉化系數，查表3-2； —功率利用系數，查表3-3； —材料強化系數，查表3-4； —的極限值，見表3-5，當≥時，則取=；當＜時，取=； —工作情況系數，中等沖擊的主運動，取=1.2~1.6； —動載荷系數，查表3-6； —齒向載荷分布系數，查表3-9； Y—標準齒輪齒形系數，查表3-8； []—許用接觸應力（MPa）,查表3-9； []—許用彎曲應力（MPa），查表3-9。 如果驗算結果或不合格時，可以改變初算時選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時，就得采取調整齒寬或重新選擇齒數及模數等措施。 I軸上的齒輪采用整淬的方式進行熱處理 傳至I軸時的最大轉速為： N==5.625kw 在離合器兩齒輪中齒數最少的齒輪為50×2.25，且齒寬為B=12mm u=1.05 =≤[]=1250MP 符合強度要求。 驗算56×2.25的齒輪： =≤[]=1250MP 符合強度要求 5.2.4傳動軸的驗算 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）； i—花軸的大徑（mm）； b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數； 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： = 式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）; —該軸的計算轉速（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： 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 故N 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； K—載荷分布不均勻系數，K=0.7～0.8； 故此花鍵軸校核合格 5.2.5軸承疲勞強度校核 機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進行疲勞驗算。其額定壽命的計算公式為： C—滾動軸承的額定負載（N）,根據《軸承手冊》或《機床設計手冊》查取，單位用（kgf）應換算成（N）； —速度系數， 為滾動軸承的計算轉速（r/mm） —壽命系數， —壽命系數，對球軸承=3，對滾子軸承=； 工作情況系數，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數機床），； —功率利用系數，查表3—3； —速度轉化系數，查表3—2； —齒輪輪換工作系數，查《機床設計手冊》； P—當量動載荷，按《機床設計手冊》。 故軸承校核合格 5.3.傳動系統(tǒng)的Ⅱ軸及軸上零件設計 5.3.1齒輪的驗算 驗算齒輪強度，應選擇相同模數承受載荷最大的齒數最小的齒輪，進行接觸應力和彎曲應力驗算。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲應力。 對硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗算齒根彎曲應力。 接觸應力的驗算公式為 （MPa）≤[]（3-1） 彎曲應力的驗算公式為 （3-2） 式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； -電動機額定功率（KW）； -從電動機到所計算的齒輪的機械效率； -齒輪計算轉速（r/min）; m-初算的齒輪模數（mm）; B-齒寬（mm） Z-小齒輪齒數； u-大齒輪與小齒輪齒數之比，u≥1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內嚙合； -壽命系數： -工作期限系數： T-齒輪在機床工作期限（）內的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數； -齒輪的最低轉速（r/min）; -基準循環(huán)次數；查表3-1（以下均參見《機床設計指導》） m—疲勞曲線指數，查表3-1； —速度轉化系數，查表3-2； —功率利用系數，查表3-3； —材料強化系數，查表3-4； —的極限值，見表3-5，當≥時，則取=；當＜時，取=； —工作情況系數，中等沖擊的主運動，取=1.2~1.6； —動載荷系數，查表3-6； —齒向載荷分布系數，查表3-9； Y—標準齒輪齒形系數，查表3-8； []—許用接觸應力（MPa）,查表3-9； []—許用彎曲應力（MPa），查表3-9。 如果驗算結果或不合格時，可以改變初算時選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時，就得采取調整齒寬或重新選擇齒數及模數等措施。 Ⅱ軸上的雙聯滑移齒輪采用整淬的方式進行熱處理 傳至Ⅱ軸時的最大轉速為： m=2.25 N==5.77kw 在雙聯滑移齒輪中齒數最少的齒輪為38×2.25，且齒寬為B=14mm u=1.05 =≤[]=1250MP 故雙聯滑移齒輪符合標準 驗算39×2.25的齒輪： 39×2.25齒輪采用整淬 N==5.71kw B=14mm u=1 =≤[]=1250MP 故此齒輪合格 驗算22×2.25的齒輪： 22×2.25齒輪采用整淬 N==5.1kw B=14mm u=4 =≤[]=1250MP 故此齒輪合格 驗算30×2.25齒輪： 30×2.25齒輪采用整淬 N==5.1kw B=14mm u=1 =≤[]=1250MP 故此齒輪合格 5.3.2傳動軸的驗算 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）； i—花軸的大徑（mm）； b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數； 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： = 式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）; —該軸的計算轉速（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： 式中 α—為齒輪的嚙合角； ρ—齒面摩擦角； β—齒輪的螺旋角； =27.86mm 符合校驗條件 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； K—載荷分布不均勻系數，K=0.7～0.8； 故此花鍵軸校核合格 5.3.3軸組件的剛度驗算 兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件的跨距對其剛度的影響很大，在繪制主軸組件的結構草圖后，可以對合理跨距L。進行計算，以便修改草圖，當跨距遠大于L。時，應考慮采用三支撐結構。 《機床設計》的教科書中的主軸組件柔度方程系在主軸端部C點家在時主軸和軸承兩相柔度的迭加，其極值方程為： 式中 L?！侠砜缇?； C —主軸懸伸梁； ﹑—后﹑前支撐軸承剛度 該一元三次方程求解可得為一實根： 機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進行疲勞驗算。其額定壽命的計算公式為： C—滾動軸承的額定負載（N）,根據《軸承手冊》或《機床設計手冊》查取，單位用（kgf）應換算成（N）； —速度系數， 為滾動軸承的計算轉速（r/mm） —壽命系數， —壽命系數，對球軸承=3，對滾子軸承=； 工作情況系數，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數機床），； —功率利用系數，查表3—3； —速度轉化系數，查表3—2； —齒輪輪換工作系數，查《機床設計手冊》； P—當量動載荷，按《機床設計手冊》。 故軸承校核合格 5.4 傳動系統(tǒng)的Ⅲ軸及軸上零件設計 5.4.1齒輪的驗算 驗算齒輪強度，應選擇相同模數承受載荷最大的齒數最小的齒輪，進行接觸應力和彎曲應力驗算。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲應力。 對硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗算齒根彎曲應力。 接觸應力的驗算公式為 （MPa）≤[]（3-1） 彎曲應力的驗算公式為 （3-2） 式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； -電動機額定功率（KW）； -從電動機到所計算的齒輪的機械效率； -齒輪計算轉速（r/min）; m-初算的齒輪模數（mm）; B-齒寬（mm） Z-小齒輪齒數； u-大齒輪與小齒輪齒數之比，u≥1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內嚙合； -壽命系數： -工作期限系數： T-齒輪在機床工作期限（）內的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數； -齒輪的最低轉速（r/min）; -基準循環(huán)次數；查表3-1（以下均參見《機床設計指導》） m—疲勞曲線指數，查表3-1； —速度轉化系數，查表3-2； —功率利用系數，查表3-3； —材料強化系數，查表3-4； —的極限值，見表3-5，當≥時，則取=；當＜時，取=； —工作情況系數，中等沖擊的主運動，取=1.2~1.6； —動載荷系數，查表3-6； —齒向載荷分布系數，查表3-9； Y—標準齒輪齒形系數，查表3-8； []—許用接觸應力（MPa）,查表3-9； []—許用彎曲應力（MPa），查表3-9。 如果驗算結果或不合格時，可以改變初算時選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時，就得采取調整齒寬或重新選擇齒數及模數等措施。 三軸上的三聯滑移齒輪采用整淬的方式進行熱處理 傳至三軸時的最大轉速為： N==5.42kw 在三聯滑移齒輪中齒數最少的齒輪為41×2.25，且齒寬為B=12mm u=1.05 =≤[]=1250MP 故三聯滑移齒輪符合標準 驗算50×2.5的齒輪： 50×2.5齒輪采用整淬 N==5.1kw B=15mm u=1 =≤[]=1250MP 故此齒輪合格 驗算63×3的齒輪： 63×3齒輪采用整淬 N==5.1kw B=10mm u=4 =≤[]=1250MP 故此齒輪合格 驗算44×2齒輪： 44×2齒輪采用整淬 N==5.1kw B=10mm u=1 =≤[]=1250MP 故此齒輪合格 5.4.2 傳動軸的驗算 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）； i—花軸的大徑（mm）； b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數； 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： = 式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）; —該軸的計算轉速（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： 式中 α—為齒輪的嚙合角； ρ—齒面摩擦角； β—齒輪的螺旋角； =27.86mm 符合校驗條件 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； K—載荷分布不均勻系數，K=0.7～0.8； 故此三軸花鍵軸校核合格 5.4.3 軸組件的剛度驗算 兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件的跨距對其剛度的影響很大，在繪制主軸組件的結構草圖后，可以對合理跨距L。進行計算，以便修改草圖，當跨距遠大于L。時，應考慮采用三支撐結構。 《機床設計》的教科書中的主軸組件柔度方程系在主軸端部C點家在時主軸和軸承兩相柔度的迭加，其極值方程為： 式中 L?！侠砜缇啵? C —主軸懸伸梁； ﹑—后﹑前支撐軸承剛度 該一元三次方程求解可得為一實根： 機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進行疲勞驗算。其額定壽命的計算公式為： C—滾動軸承的額定負載（N）,根據《軸承手冊》或《機床設計手冊》查取，單位用（kgf）應換算成（N）； —速度系數， 為滾動軸承的計算轉速（r/mm） —壽命系數， —壽命系數，對球軸承=3，對滾子軸承=； 工作情況系數，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數機床），； —功率利用系數，查表3—3； —速度轉化系數，查表3—2； —齒輪輪換工作系數，查《機床設計手冊》； P—當量動載荷，按《機床設計手冊》。 故軸承校核合格 5.4傳動系統(tǒng)的Ⅳ軸及軸上零件設計 5.4.1齒輪的驗算 驗算齒輪強度，應選擇相同模數承受載荷最大的齒數最小的齒輪，進行接觸應力和彎曲應力驗算。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲應力。 對硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗算齒根彎曲應力。 接觸應力的驗算公式為 （MPa）≤[]（3-1） 彎曲應力的驗算公式為 （3-2） 式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； -電動機額定功率（KW）； -從電動機到所計算的齒輪的機械效率； -齒輪計算轉速（r/min）; m-初算的齒輪模數（mm）; B-齒寬（mm） Z-小齒輪齒數； u-大齒輪與小齒輪齒數之比，u≥1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內嚙合； -壽命系數： -工作期限系數： T-齒輪在機床工作期限（）內的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數； -齒輪的最低轉速（r/min）; -基準循環(huán)次數；查表3-1（以下均參見《機床設計指導》） m—疲勞曲線指數，查表3-1； —速度轉化系數，查表3-2； —功率利用系數，查表3-3； —材料強化系數，查表3-4； —的極限值，見表3-5，當≥時，則取=；當＜時，取=； —工作情況系數，中等沖擊的主運動，取=1.2~1.6； —動載荷系數，查表3-6； —齒向載荷分布系數，查表3-9； Y—標準齒輪齒形系數，查表3-8； []—許用接觸應力（MPa）,查表3-9； []—許用彎曲應力（MPa），查表3-9。 如果驗算結果或不合格時，可以改變初算時選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時，就得采取調整齒寬或重新選擇齒數及模數等措施。 Ⅸ軸上的直齒齒輪采用整淬的方式進行熱處理 傳至Ⅸ軸時的最大轉速為： N==5.42kw 齒輪的模數與齒數為33×2，且齒寬為B=20mm u=1.05 =≤[]=1250MP 故齒輪符合標準 驗算58×2的齒輪： 58×2齒輪采用整淬 N==5.1kw B=20mm u=1 =≤[]=1250MP 故此齒輪合格 5.4.2傳動軸的驗算 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； 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： = 式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）; —該軸的計算轉速（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： 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 符合校驗條件 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； K—載荷分布不均勻系數，K=0.7～0.8； 故此花鍵軸校核合格 5.4.3軸組件的剛度驗算 兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件的跨距對其剛度的影響很大，在繪制主軸組件的結構草圖后，可以對合理跨距L。進行計算，以便修改草圖，當跨距遠大于L。時，應考慮采用三支撐結構。 《機床設計》的教科書中的主軸組件柔度方程系在主軸端部C點家在時主軸和軸承兩相柔度的迭加，其極值方程為： 式中 L?！侠砜缇啵? C —主軸懸伸梁； ﹑—后﹑前支撐軸承剛度 該一元三次方程求解可得為一實根： 機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進行疲勞驗算。其額定壽命的計算公式為： C—滾動軸承的額定負載（N）,根據《軸承手冊》或《機床設計手冊》查取，單位用（kgf）應換算成（N）； —速度系數， 為滾動軸承的計算轉速（r/mm） —壽命系數， —壽命系數，對球軸承=3，對滾子軸承=； 工作情況系數，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數機床），； —功率利用系數，查表3—3； —速度轉化系數，查表3—2； —齒輪輪換工作系數，查《機床設計手冊》； P—當量動載荷，按《機床設計手冊》。 故軸承校核合格 5.5. 傳動系統(tǒng)的Ⅴ軸及軸上零件設計 5.5.1齒輪的驗算 驗算齒輪強度，應選擇相同模數承受載荷最大的齒數最小的齒輪，進行接觸應力和彎曲應力驗算。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲應力。 對硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗算齒根彎曲應力。 接觸應力的驗算公式為 （MPa）≤[]（3-1） 彎曲應力的驗算公式為 （3-2） 式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； -電動機額定功率（KW）； -從電動機到所計算的齒輪的機械效率； -齒輪計算轉速（r/min）; m-初算的齒輪模數（mm）; B-齒寬（mm） Z-小齒輪齒數； u-大齒輪與小齒輪齒數之比，u≥1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內嚙合； -壽命系數： -工作期限系數： T-齒輪在機床工作期限（）內的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數； -齒輪的最低轉速（r/min）; -基準循環(huán)次數；查表3-1（以下均參見《機床設計指導》） m—疲勞曲線指數，查表3-1； —速度轉化系數，查表3-2； —功率利用系數，查表3-3； —材料強化系數，查表3-4； —的極限值，見表3-5，當≥時，則取=；當＜時，取=； —工作情況系數，中等沖擊的主運動，取=1.2~1.6； —動載荷系數，查表3-6； —齒向載荷分布系數，查表3-9； Y—標準齒輪齒形系數，查表3-8； []—許用接觸應力（MPa）,查表3-9； []—許用彎曲應力（MPa），查表3-9。 如果驗算結果或不合格時，可以改變初算時選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時，就得采取調整齒寬或重新選擇齒數及模數等措施。 軸上的斜齒輪采用調質處理的方式進行熱處理 傳至五軸時的最大轉速為： N==5.42kw 斜齒輪為26×4，且齒寬為B=35mm u=1.05 =≤[]=1560MP 故斜齒輪符合標準 驗算80×2.5的齒輪： 80×2.5齒輪采用調質熱處理 N==211.39kw B=26mm u=1 =≤[]=1250MP 故此齒輪合格 驗算50×2.5的齒輪： 50×2.5齒輪采用調質熱處理 N==5.1kw B=10mm u=4 =≤[]=1250MP 故此齒輪合格 5.5.2傳動軸的驗算 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）； i—花軸的大徑（mm）； b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數； 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： = 式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）; —該軸的計算轉速（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： 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 符合校驗條件 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； K—載荷分布不均勻系數，K=0.7～0.8； 故此五軸花鍵軸校核合格 5.5.3軸組件的剛度驗算 兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件的跨距對其剛度的影響很大，在繪制主軸組件的結構草圖后，可以對合理跨距L。進行計算，以便修改草圖，當跨距遠大于L。時，應考慮采用三支撐結構。 《機床設計》的教科書中的主軸組件柔度方程系在主軸端部C點家在時主軸和軸承兩相柔度的迭加，其極值方程為： 式中 L。—合理跨距； C —主軸懸伸梁； ﹑—后﹑前支撐軸承剛度 該一元三次方程求解可得為一實根： 機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進行疲勞驗算。其額定壽命的計算公式為： C—滾動軸承的額定負載（N）,根據《軸承手冊》或《機床設計手冊》查取，單位用（kgf）應換算成（N）； —速度系數， 為滾動軸承的計算轉速（r/mm） —壽命系數， —壽命系數，對球軸承=3，對滾子軸承=； 工作情況系數，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數機床），； —功率利用系數，查表3—3； —速度轉化系數，查表3—2； —齒輪輪換工作系數，查《機床設計手冊》； P—當量動載荷，按《機床設計手冊》。 故軸承校核合格 第六章 結論 CA6140的主軸箱是機床的動力源將動力和運動傳遞給機床主軸的基本環(huán)節(jié)，其機構復雜而巧妙，要實現其全部功能在軟件中的模擬仿真工作量非常大。這次設計的效果沒有預計的完美，有一些硬件方面的原因，在模擬仿真的時候，由于計算機的配置不能達到所需要求，致使運行速度非常慢，不但時間上拖了下來，而且所模擬的效果很不理想。我接受的設計任務是對CA6140車床的主軸箱進行設計。主軸箱的結構繁多，考慮到實際硬件設備的承受能力，在進行三維造型的時候在不影響模擬仿真的情況下，我省去了很多細部結構。從這點讓我深深的體會到“科技是第一生產力”這句話的正確與嚴峻性。在設計中我們也遇到了其它許多棘手的問題，例如，每個人采用的度量標準不一致，導致裝配的時候產生了干涉的問題，對于這個問題我們采用互相調節(jié)的方法，需要相互配合的兩個零件的設計者相互協(xié)調，最后實現設計的效果。 對于一次設計來說，總體安排很重要。這次設計由于總體安排剛開始的時候沒有很合理的制定，所以工作量的實際大小與工作的具體性質不是很明確，以致在開始的幾天里沒有什么實質性的進展。在隨后的工作過程中大家都注意了這一點，所以進度勉強趕了上來，不過時間還是緊了點。對但最終大家努力完成了設計任務。 第七章 致謝 在這次設計過程中，設計指導老師給予我們很多的支持和幫助，在此我對劉老師在設計中對我們的指點和教導表示衷心的感謝！ 在此對那些在做畢業(yè)設計過程中幫助過我的同學以及了老師表示衷心的感謝。因為大家的幫助才能使我順利地完成了畢業(yè)設計。 第八章 參考資料編目 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.方世杰主編《機械優(yōu)化設計》．機械工業(yè)出版社．2003年3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．1984年8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．1982年12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》．上海科學技術出版社． 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.邱宣懷主編 《機械設計》高等教育出版社．2004年5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.大連理工大學畫教研室編 《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