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無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 1 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 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 2 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 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 3 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 畢 業(yè) 設 計 任 務 書 200 8 年 4 月 10 日 畢業(yè)設計題目 CA6140 車床主軸箱的設計 指導教師 劉必柱 職稱 高級工程師 專業(yè)名稱 機電一體化技術 班級 機電 50532 學生姓名 袁園 學號 5020053238 設計要求 1 完成資料翻譯一份 3000 字以上 2 完成畢業(yè)設計調研報告一份 3 完成 CA6140 車床主軸箱的設計 4 完成相關程序設計 5 完成畢業(yè)設計說明書一份 6 完成相關圖紙 序號 內容 時間安排 1 外文資料翻譯 2008 2 1 至 2008 3 5 2 搜集相關資料并調研 完 成調研報告 2008 3 6 至 2008 3 14 3 進行主軸箱的設計 并完 成相關程序的編寫 編寫 說明書 繪制相關圖紙 2008 3 15 至 2008 4 11 4 整理畢業(yè)設計說明書并定 稿 準備答辯 2008 3 23 至 2008 4 11 完成畢業(yè)課題的 計劃安排 5 答辯 2008 4 12 答辯提交資料 外文資料翻譯 畢業(yè)設計調研報告 畢業(yè)設計說明書 相關圖紙 計劃答辯時間 2007 4 12 無錫職業(yè)技術學院機電技術學院 2008 年 4 月 10 日 分類號 密級 無錫職業(yè)技術學院 畢業(yè)設計說明書 題 目 CA6140 車床主軸箱的設計 英文并列題目 The machine tool spindle box CA6140 design 學生姓名 袁園 專 業(yè) 機電一體化 指導教師 劉必拄 職 稱 高級工程師 畢業(yè)設計說明書提交日期 2008 4 12 地址 無錫職業(yè)技術學院 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 I 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 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 II 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 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 III 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 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 1 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(lián)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(xiàn)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 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 2 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 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 3 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 1 12 3 求出主軸轉速級數 Z Z lgRn lg 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(lián)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 lg 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(lián)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 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 4 CA6140 傳動系統(tǒng)圖 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 5 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 6 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 3m壁厚 mm 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 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 7 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 56 38 2 2 25 105 75mm 中心距 50 34 2 2 25 94 5mm 中心距 30 34 2 2 25 72mm 中心距 39 41 2 2 25 90mm 中心距 50 50 2 2 5 125mm 中心距 44 44 2 2 88mm 中心距 26 58 2 4 168mm 中心距 58 26 2 2 84mm 中心距 58 58 2 2 116mm 中心距 33 33 2 2 66mm 中心距 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 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 8 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 dAPK 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 1 2 dkW 小帶輪基準直徑 為 130mm 1d 帶速 v 1 60 9 86 nmsv 大帶輪基準直徑 為 230 mm 2d 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0a0a0a0a 大 易引起振動 帶基準長度 210120 2 7 54dddnL m 查 機床設計指導 任殿閣 張佩勤 主編 表 2 7 取 2800mm 0dL 帶撓曲次數 1000mv 7 04 40 0d 1s 實際中心距 2aAB 12 8 74ddL 21508d 故 210 7 3am 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 9 小帶輪包角 121180sin54 092da 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 1P 取 2 28kW 單根 V 帶的基本額定功率增量 1 buKn 彎曲影響系數 查表 2 9 取bK31 0 傳動比系數 查表 2 10 取 1 12u 故 10 6P 帶的根數 1 dLzK 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 L 故 12 3 89 806 91 0z 圓整 z 取 4 單根帶初拉力 20 5 daPFqvvzK q 帶每米長質量 查表 2 13 取 0 10 故 58 23N0 帶對軸壓力 10 154 092sin258 3sin3 82QFz N 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 10 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 f b p 20D 式中 Mn 摩擦離合器所傳遞的扭矩 N mm Mn 955 955 11 0 98 800 1 28 N mm 41dNjn410510 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 jn 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 0D D d 2 67mm b 內外摩擦片的接觸寬度 mm b D d 2 23mm 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 11 摩擦片的許用壓強 N p2m 1 1 1 00 1 00 0 76 0 8360t vKmz 基本許用壓強 MPa 查 機床設計指導 表 2 15 取 1 1 0t 速度修正系數v n 6 2 5 m s p 02D41 根據平均圓周速度 查 機床設計指導 表 2 16 取 1 00 pv 接合次數修正系數 查 機床設計指導 表 2 17 取 1 00 mK 摩擦結合面數修正系數 查 機床設計指導 表 2 18 取 0 76 z 所以 Z 2MnK f b p 2 1 28 1 4 3 14 0 08 23 0 836 11 20D510267 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kP 0 4 0 4 11 4 4 kPdN 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 0tp 2DvK267510 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 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 12 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 123j2081SjuKNZmBn j 彎曲應力的驗算公式為 3 2 5123w SwjMPaY 式中 N 齒輪傳遞功率 KW N dN 160TOnKmC 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ST 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S ST 速組的傳動副數 齒輪的最低轉速 r min 1n 基準循環(huán)次數 查表 3 1 以下均參見 機床設計指導 OC m 疲勞曲線指數 查表 3 1 速度轉化系數 查表 3 2 nK 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 13 功率利用系數 查表 3 3 NK 材料強化系數 查表 3 4 Q 的極限值 見表 3 5 當 時 則取 當 SmaxSinSKSKmaxSKmaxS 時 取 minKin 工作情況系數 中等沖擊的主運動 取 1 2 1 6 1 1 動載荷系數 查表 3 6 2 齒向載荷分布系數 查表 3 9 3K Y 標準齒輪齒形系數 查表 3 8 許用接觸應力 MPa 查表 3 9 j 許用彎曲應力 MPa 查表 3 9 w 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jw 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 13082 mindnr 9 51 N 5 625kwdN 820 injnr 3 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 1250MPj 32081 051 23 04725 6108 55 8MP AAj 符合強度要求 驗算 56 2 25 的齒輪 1250MPj 32081 051 2043 756291056 8P AAj 符合強度要求 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 14 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 4m 花鍵軸 424 6dbNDdI A4 2432 68 32 83 7 10m 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 4j9510 m nM A扭 445 62910 108Nm A 式中 N 該軸傳遞的最大功率 kw 該軸的計算轉速 r min jn 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 4326 5102 NDtP 扭 式中 D 齒輪節(jié)圓直徑 mm D mZ 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 15 齒輪的徑向力 rP cos rtgN A 式中 為齒輪的嚙合角 20 齒面摩擦角 5 72 齒輪的螺旋角 0 故 N3 51 0rtP 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 max28 njy jyMPaDdlNK 式中 花鍵傳遞的最大轉矩 axn NmA 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 4286 5103 620 3 7jy jyMPaPa 故此花鍵軸校核合格 5 2 5 軸承疲勞強度校核 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 16 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 hL jhjFNnnj50 CfKlP Lh T105nFfThl 或 按 計 算 負 荷 的 計 算 公 式 進 行 計 算 式 中 額 定 壽 命 計 算 動 載 荷工 作 期 限 對 一 般 機 床 取 小 時 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 nf 103nif i 壽命系數 nf 50nnLf等 于 軸 承 的 工 作 期 限 壽命系數 對球軸承 3 對滾子軸承 103 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Ff 數機床 1 3 功率利用系數 查表 3 3 NK 速度轉化系數 查表 3 2 n 齒輪輪換工作系數 查 機床設計手冊 l P 當量動載荷 按 機床設計手冊 124863 nLhT 0 395 n 故軸承校核合格 5 3 傳動系統(tǒng)的 軸及軸上零件設計 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 17 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 123j2081SjuKNZmBn j 彎曲應力的驗算公式為 3 2 5123w SwjMPaY 式中 N 齒輪傳遞功率 KW N d 電動機額定功率 KW dN 從電動機到所計算的齒輪的機械效率 齒輪計算轉速 r min jn 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 SKTnNQ 工作期限系數 160TOmC 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ST 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S ST 傳動副數 齒輪的最低轉速 r min 1n 基準循環(huán)次數 查表 3 1 以下均參見 機床設計指導 OC m 疲勞曲線指數 查表 3 1 速度轉化系數 查表 3 2 nK 功率利用系數 查表 3 3 N 材料強化系數 查表 3 4 Q 的極限值 見表 3 5 當 時 則取 當 SmaxSinSKSKmaxSKmaxS 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 18 時 取 minSKSminK 工作情況系數 中等沖擊的主運動 取 1 2 1 6 1 1K 動載荷系數 查表 3 6 2 齒向載荷分布系數 查表 3 9 3 Y 標準齒輪齒形系數 查表 3 8 許用接觸應力 MPa 查表 3 9 j 許用彎曲應力 MPa 查表 3 9 w 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jw 滿足時 就得采取調整齒寬或重新選擇齒數及模數等措施 軸上的雙聯(lián)滑移齒輪采用整淬的方式進行熱處理 傳至 軸時的最大轉速為 13056427 8 minnr 36 98 92 m 2 25 N 5 77kwdN 1207 8 minjnr 3 在雙聯(lián)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 1250MPj 32081 051 23 04725 19 82 8MP AAj 故雙聯(lián)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1207 8 minjnr 3756 90 61 N 5 71kw B 14mm u 1 dN 1250MPj 32081 243 751027 949 5108MP AAj 故此齒輪合格 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 19 驗算 22 2 25 的齒輪 22 2 25 齒輪采用整淬1207 8 minjnr 372569 0 90 684 N 5 1kw B 14mm u 4dN 1250MPj 32081 1 243 75192 4 508MP AAj 故此齒輪合格 驗算 30 2 25 齒輪 30 2 25 齒輪采用整淬1207 8 minjnr 3756 90 68 N 5 1kw B 14mm u 1dN 1250MPj 32081 1 243 751 24 508MP AAj 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 4m 花鍵軸 424 6dbNDdI m A4 243268 3 5310 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 4j9510 m nM A扭 445 2910 1086Nm A 式中 N 該軸傳遞的最大功率 kw 該軸的計算轉速 r min jn 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 20 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 tP432 510N 81NDtMP 扭 式中 D 齒輪節(jié)圓直徑 mm D mZ 齒輪的徑向力 rP cos 902rtgN A 式中 為齒輪的嚙合角 齒面摩擦角 齒輪的螺旋角 27 86mm 22 0 1 MTdm 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 max28 njy jyMPaDdlNK 式中 花鍵傳遞的最大轉矩 axnMmA 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 8 428 5102 20 36 7jy jyMPaPa A 故此花鍵軸校核合格 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 21 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 3610oBOBAEIlCL 式中 L 合理跨距 C 主軸懸伸梁 后 前支撐軸承剛度AB 該一元三次方程求解可得為一實根 3321 1BOABAOEILmCLC 并 且 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hL 式為 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 22 jhjFNnnj50 CfKlP Lh T105nhFfLThl 或 按 計 算 負 荷 的 計 算 公 式 進 行 計 算 式 中 額 定 壽 命 計 算 動 載 荷工 作 期 限 對 一 般 機 床 取 小 時 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 nf 103nif i 壽命系數 nf 50nnLf等 于 軸 承 的 工 作 期 限 壽命系數 對球軸承 3 對滾子軸承 103 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 Ff 1 3f 功率利用系數 查表 3 3 NK 速度轉化系數 查表 3 2 n 齒輪輪換工作系數 查 機床設計手冊 l P 當量動載荷 按 機床設計手冊 124863 nLhT 0 395 n 故軸承校核合格 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 23 5 4 傳動系統(tǒng)的 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 123j2081SjuKNZmBn j 彎曲應力的驗算公式為 3 2 5123w SwjMPaY 式中 N 齒輪傳遞功率 KW N dN 電動機額定功率 KW dN 從電動機到所計算的齒輪的機械效率 齒輪計算轉速 r min jn 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 24 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 SKTnNQ 工作期限系數 160TOKmC 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ST 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S ST 速組的傳動副數 齒輪的最低轉速 r min 1n 基準循環(huán)次數 查表 3 1 以下均參見 機床設計指導 OC m 疲勞曲線指數 查表 3 1 速度轉化系數 查表 3 2 nK 功率利用系數 查表 3 3 N 材料強化系數 查表 3 4 Q 的極限值 見表 3 5 當 時 則取 當 SKmaxSinSKSKmaxSKmaxS 時 取 minin 工作情況系數 中等沖擊的主運動 取 1 2 1 6 1 1 動載荷系數 查表 3 6 2K 齒向載荷分布系數 查表 3 9 3 Y 標準齒輪齒形系數 查表 3 8 許用接觸應力 MPa 查表 3 9 j 許用彎曲應力 MPa 查表 3 9 w 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jw 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 25 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(lián)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 1305694148 6 min2nr 3 7 0238 N 5 42kwdN 14 6 injnr 3 在三聯(lián)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 1250MPj 32081 051 23 04725 1894 86MP AAj 故三聯(lián)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148 6 minjnr 372059 0 90 682 N 5 1kw B 15mm u 1 dN 1250MPj 3081 1 243 7519052 86MP AAj 故此齒輪合格 驗算 63 3 的齒輪 63 3 齒輪采用整淬 148 6 minjnr 372059 0 90 682 N 5 1kw B 10mm u 4dN 1250MPj 3081 4 1 243 75186086MP AAj 故此齒輪合格 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 26 驗算 44 2 齒輪 44 2 齒輪采用整淬 148 6 minjnr 372059 0 90 682 N 5 1kw B 10mm u 1dN 1250MPj 3081 1 243 751294286MP AAj 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 4m 花鍵軸 424 6dbNDdI A4 243268 3 5310m 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 27 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 4j9510 m nM A扭 445 2910 1086Nm A 式中 N 該軸傳遞的最大功率 kw 該軸的計算轉速 r min jn 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 tP432 510 81NDt 扭 式中 D 齒輪節(jié)圓直徑 mm D mZ 齒輪的徑向力 rP cos 902rtgN A 式中 為齒輪的嚙合角 齒面摩擦角 齒輪的螺旋角 27 86mm 22 0 1 MTdm 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 max28 njy jyMPaDdlNK 式中 花鍵傳遞的最大轉矩 axnMNmA 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 8 428 5102 20 36 7jy jyMPaPa A 故此三軸花鍵軸校核合格 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 28 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 3610oBOBAEIlCL 式中 L 合理跨距 C 主軸懸伸梁 后 前支撐軸承剛度AB 該一元三次方程求解可得為一實根 3321 1BOABAOCEILmLC 并 且 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 29 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 hL jhjFNnnj50 CfKlP Lh T105nFfThl 或 按 計 算 負 荷 的 計 算 公 式 進 行 計 算 式 中 額 定 壽 命 計 算 動 載 荷工 作 期 限 對 一 般 機 床 取 小 時 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 nf 103nif i 壽命系數 nf 50nnLf等 于 軸 承 的 工 作 期 限 壽命系數 對球軸承 3 對滾子軸承 103 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Ff 數機床 1 3 功率利用系數 查表 3 3 NK 速度轉化系數 查表 3 2 n 齒輪輪換工作系數 查 機床設計手冊 l P 當量動載荷 按 機床設計手冊 124863 nLhT 0 395 n 故軸承校核合格 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 30 5 4 傳動系統(tǒng)的 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 123j2081SjuKNZmBn j 彎曲應力的驗算公式為 3 2 5123w SwjMPaY 式中 N 齒輪傳遞功率 KW N dN 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 31 電動機額定功率 KW dN 從電動機到所計算的齒輪的機械效率 齒輪計算轉速 r min jn 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 SKTnNQ 工作期限系數 160TOKmC 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ST 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S ST 速組的傳動副數 齒輪的最低轉速 r min 1n 基準循環(huán)次數 查表 3 1 以下均參見 機床設計指導 OC m 疲勞曲線指數 查表 3 1 速度轉化系數 查表 3 2 nK 功率利用系數 查表 3 3 N 材料強化系數 查表 3 4 Q 的極限值 見表 3 5 當 時 則取 當 SKmaxSinSKSKmaxSKmaxS 時 取 minin 工作情況系數 中等沖擊的主運動 取 1 2 1 6 1 1 動載荷系數 查表 3 6 2K 齒向載荷分布系數 查表 3 9 3 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 32 Y 標準齒輪齒形系數 查表 3 8 許用接觸應力 MPa 查表 3 9 j 許用彎曲應力 MPa 查表 3 9 w 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jw 滿足時 就得采取調整齒寬或重新選擇齒數及模數等措施 軸上的直齒齒輪采用整淬的方式進行熱處理 傳至 軸時的最大轉速為 13052026584 140 min8n r 3 7 9 232 N 5 42kwdNA140 minjnr 3 齒輪的模數與齒數為 33 2 且齒寬為 B 20mm u 1 05 1250MPj 32081 051 23 04725 101MP j 故齒輪符合標準 驗算 58 2 的齒輪 58 2 齒輪采用整淬 140 minjnr 3 725202658 90 90 688 N 5 1kw B 20mm u 1 dN 1250MPj 3201 1 2 43725 13580MP j 故此齒輪合格 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 33 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 4m 花鍵軸 424 6dbNDdI A4 2426 32 3 710m 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 4j9510 m nM A扭 465 2910 180Nm A 式中 N 該軸傳遞的最大功率 kw 該軸的計算轉速 r min jn 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 tP6525 1802 31NDt 扭 式中 D 齒輪節(jié)圓直徑 mm D mZ 齒輪的徑向力 rP 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 34 cos 103rtPgN A 式中 為齒輪的嚙合角 齒面摩擦角 齒輪的螺旋角 22 32mm 22 0 1 MTdm 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 max28 njy jyMPaDdlNK 式中 花鍵傳遞的最大轉矩 axnMNmA 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 6285 1014 20 3 7jy jyMPaPa 故此花鍵軸校核合格 5 4 3 軸組件的剛度驗算 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 35 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 3610oBOBAEIlCL 式中 L 合理跨距 C 主軸懸伸梁 后 前支撐軸承剛度AB 該一元三次方程求解可得為一實根 3321 1BOABAOCEILmLC 并 且 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 h jhjFNnnj50 CfKlP Lh T105nFfLThl 或 按 計 算 負 荷 的 計 算 公 式 進 行 計 算 式 中 額 定 壽 命 計 算 動 載 荷工 作 期 限 對 一 般 機 床 取 小 時 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 nf 103nif i 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 36 壽命系數 nf 50nnLf 等 于 軸 承 的 工 作 期 限 壽命系數 對球軸承 3 對滾子軸承 103 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Ff 數機床 1 3 功率利用系數 查表 3 3 NK 速度轉化系數 查表 3 2 n 齒輪輪換工作系數 查 機床設計手冊 l P 當量動載荷 按 機床設計手冊 1265 nLhT 30 87 n 故軸承校核合格 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 37 5 5 傳動系統(tǒng)的 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 123j2081SjuKNZmBn j 彎曲應力的驗算公式為 3 2 5123w SwjMPaY 式中 N 齒輪傳遞功率 KW N dN 電動機額定功率 KW dN 從電動機到所計算的齒輪的機械效率 齒輪計算轉速 r min jn 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 SKTnNQ 工作期限系數 160TOKmC 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ST 15000 20000h 同一變速組內的S 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 38 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 ST 齒輪的最低轉速 r min 1n 基準循環(huán)次數 查表 3 1 以下均參見 機床設計指導 OC m 疲勞曲線指數 查表 3 1 速度轉化系數 查表 3 2 nK 功率利用系數 查表 3 3 N 材料強化系數 查表 3 4 Q 的極限值 見表 3 5 當 時 則取 當 SKmaxSinSKSKmaxSKmaxS 時 取 minin 工作情況系數 中等沖擊的主運動 取 1 2 1 6 1 1 動載荷系數 查表 3 6 2K 齒向載荷分布系數 查表 3 9 3 Y 標準齒輪齒形系數 查表 3 8 許用接觸應力 MPa 查表 3 9 j 許用彎曲應力 MPa 查表 3 9 w 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jw 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 130569051448 6 min284n r 3 9 0723 N 5 42kwdN 148 6 minjnr 3 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 39 斜齒輪為 26 4 且齒寬為 B 35mm u 1 05 1560MPj 32081 051 23 04721 53406486MP AAj 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148 6 minjnr 3 9205902 80 70 1842 N 211 39kw B 26mm u 1 dN 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 40 1250MPj 32081 1 2043 721 95605 586MP AAj 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148 6 minjnr 3 9205902 80 7 682 N 5 1kw B 10mm u 4dN 1250MPj 3081 4 1 243 5182 5086MP AAj 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 4m 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 41 花鍵軸 424 6dbNDdI m A4 26435126 53 5 1 0 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 4j9510 m nM A扭 4615290 108 Nm A 式中 N 該軸傳遞的最大功率 kw 該軸的計算轉速 r min jn 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 tP6421 205 1NDt 扭 式中 D 齒輪節(jié)圓直徑 mm D mZ 齒輪的徑向力 rP cos 1450rtgN A 式中 為齒輪的嚙合角 齒面摩擦角 齒輪的螺旋角 31 43mm 22 0 1 MTdm 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 max28 njy jyMPaDdlNK 式中 花鍵傳遞的最大轉矩 axnMNmA D d 花鍵軸的大徑和小徑 mm L 花鍵工作長度 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 42 N 花鍵鍵數 K 載荷分布不均勻系數 K 0 7 0 8 428 5107 620 43 jy jyMPaPa A 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 3610oBOBAEIlCL 式中 L 合理跨距 C 主軸懸伸梁 后 前支撐軸承剛度AB 該一元三次方程求解可得為一實根 3321 1BOABAOCEILmLC 并 且 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 h 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 43 jhjFNnnj50 CfKlP Lh T105nhFfLThl 或 按 計 算 負 荷 的 計 算 公 式 進 行 計 算 式 中 額 定 壽 命 計 算 動 載 荷工 作 期 限 對 一 般 機 床 取 小 時 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 nf 103nif i 壽命系數 nf 50nnLf等 于 軸 承 的 工 作 期 限 壽命系數 對球軸承 3 對滾子軸承 103 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Ff 數機床 1 3 功率利用系數 查表 3 3 NK 速度轉化系數 查表 3 2 n 齒輪輪換工作系數 查 機床設計手冊 l P 當量動載荷 按 機床設計手冊 124863 nLhT 0 395 n 故軸承校核合格 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 44 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(xiàn)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 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 45 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(xiàn)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 無錫職業(yè)技術學院畢業(yè)設計說明書 46 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