《蘭州工業(yè)學(xué)院機(jī)設(shè)專業(yè)ca6140機(jī)床主軸箱的設(shè)計(jì)12級(jí)變速解讀》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《蘭州工業(yè)學(xué)院機(jī)設(shè)專業(yè)ca6140機(jī)床主軸箱的設(shè)計(jì)12級(jí)變速解讀（40頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。
1、蘭州工業(yè)學(xué)院最大加工直徑為 400mm普通車床主軸變速箱設(shè)計(jì)院 (系) 部： 機(jī)械工程系學(xué)生姓名：指導(dǎo)教師： 劉吉兆（教授）專業(yè)： 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化班級(jí)：完成時(shí)間：2007 年 1 月目錄1. 車床參數(shù)的擬定 - -21.1車床主參數(shù)和基本參數(shù) -21.1.1擬定參數(shù)的步驟和方法 -22. 運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì) - -42.1傳動(dòng)結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇確定 -42.1.1傳動(dòng)組及各傳動(dòng)組中傳動(dòng)副的數(shù)目 -42.1.2傳動(dòng)系統(tǒng)擴(kuò)大順序的安排 -42.1.3繪制結(jié)構(gòu)網(wǎng) -42.1.4傳動(dòng)組的變速范圍的極限值 -52.1.5最大擴(kuò)大組的選擇 -52.2轉(zhuǎn)速圖的擬定 -62.2.1主電機(jī)的選定 -62.3齒輪
2、齒數(shù)的確定及傳動(dòng)系統(tǒng)圖的繪制 -72.3.1齒輪齒數(shù)的確定的要求 -72.3.2變速傳動(dòng)組中齒輪齒數(shù)的確定 -83. 強(qiáng)度計(jì)算和結(jié)構(gòu)草圖設(shè)計(jì) - -113.1確定計(jì)算轉(zhuǎn)速 -113.1.1主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速 -113.1.2中間傳動(dòng)件的計(jì)算轉(zhuǎn)速 -113.1.3齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速 -123.2傳動(dòng)軸的估算和驗(yàn)算 -123.2.1傳動(dòng)軸直徑的估算 -123.2.2主軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算 -133.2.3主軸材料與熱處理 -163.3齒輪模數(shù)的估算和計(jì)算 -163.3.1齒輪模數(shù)的估算 -163.3.2齒輪模數(shù)的驗(yàn)算 -193.4軸承的選擇與校核 -213.4.1一般傳動(dòng)軸上的軸承選擇 -213.4.2主軸軸承
3、的類型 -223.4.3軸承間隙調(diào)整 -223.4.4軸承的校核 -233.5摩擦離合器的選擇與驗(yàn)算 -2313.5.1 按扭矩選擇 -243.5 摩擦離合器的選擇與驗(yàn)算-243.5.1 按扭矩選擇 -243.5.2 外摩擦片的內(nèi)徑d- -253.5.3 選擇摩擦片尺寸 ( 自行設(shè)計(jì) )-253.5.4 計(jì)算摩擦面的對(duì)數(shù)Z-253.5.5 摩擦片片數(shù) -25參考文獻(xiàn) - -261. 車床參數(shù)的擬定1.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù)1.1.1 擬定參數(shù)的步驟和方法1）極限切削速度Vmax、Vmin根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：允許的切速極限參考值如下：表 1.1加工條件Vmax(m/m
4、in)Vmin(m/min)硬質(zhì)合金刀具粗加工鑄鐵工件30 50硬質(zhì)合金刀具半精或精加工碳150 300鋼工件螺紋加工和鉸孔38根據(jù)給出條件，取 Vmax=150 m/min 螺紋加工和鉸孔時(shí)取 Vmin=4 m/min2）主軸的極限轉(zhuǎn)速計(jì)算車床主軸極限轉(zhuǎn)速時(shí)的加工直徑，按經(jīng)驗(yàn)分別取K=0.5,Rn=0.25 。則主軸極限轉(zhuǎn)速應(yīng)為：1000vmaz1000v maz10001801146r / minnmaxDkRn3.1415 400 0.5 0.25dmin取標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列數(shù)值，即 nmax =1250r/min在 nmin中考慮車螺紋和鉸孔時(shí)， 其加工的最大直徑應(yīng)根據(jù)實(shí)際加工情況選取 50mm
5、左右。1000vmin10004nmin =d max3.1431.8 r/min40取標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列數(shù)值，即nmin =28r/min2轉(zhuǎn)速范圍 Rn=n maxn min轉(zhuǎn)速范圍 Rn=n max = 1250 =44.64r/minn min28取 1.41Z= 1lg Rn1lg 44.64lg=12lg 1.41考慮到設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度要適中， 故采用常規(guī)的擴(kuò)大傳動(dòng)。 并選級(jí)數(shù) Z=12，各級(jí)轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標(biāo)準(zhǔn)的數(shù)列表中查出，按標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速數(shù)列為：28， 40，56，80， 112，160，224，315， 450，630，900， 12503）主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)Z 和公比已知Rn=n maxn
6、minRn=Z-1且 Z= 2a x3ba、b 為正整數(shù)，即 Z 應(yīng)可以分解為 2 和 3 的因子，以便用 2、 3 聯(lián)滑移齒輪實(shí)現(xiàn)變速。取 Z=12 級(jí) 則 Z=22 3RnZ 1nmax1.4112 1Rn 43.8nminnmax =1250nmin =28 Rn= n max =44.64n min綜合上述可得：主傳動(dòng)部件的運(yùn)動(dòng)參數(shù)nmax1250nmin =28Z=12=1.414）主電機(jī)功率動(dòng)力參數(shù)的確定合理地確定電機(jī)功率 N，使機(jī)床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機(jī)經(jīng)常輕載而降低功率因素。中型普通車床典型重切削條件下的用量刀具材料： YT15 工件材料 45 號(hào)鋼，切
7、削方式：車削外圓查表可知：切深ap =3.5mm 進(jìn)給量 f(s)=0.35mm/r切削速度 V=90m/min功率估算法用的計(jì)算公式a 主切削力：Fz=1900apf0.75 =19003.50.35 0.75 =3026Nb 切削功率：3N 切 =FZV3026 90KW=KW=4.45KW6120061200c 估算主 機(jī)功率：N=N切 = 4.45 =5.5KW總 0.8可 取 機(jī) ： Y132S-4 定功率 5.5KW ， 速 1440r/min.2.運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)2.1 傳動(dòng)結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇確定2.1.1 傳動(dòng)組及各傳動(dòng)組中傳動(dòng)副的數(shù)目 數(shù) Z 的 系 由若干個(gè) 序的 成， 各 分
8、有 Z1、Z2、Z3、個(gè) 副 . 即Z=ZZ Z 123 副數(shù)由于 構(gòu)的限制以2 或 3 適合，即 速 數(shù) Z 應(yīng)為 2和 3 的因子：即a3bZ=2實(shí)現(xiàn) 12 主 速 化的 系 可以寫成多種 副的 合 :1)12=342)12=4 3312=3 2 24)12=2 3 2)5) 12=2 2 3按照 副“前多后少”的原 Z=3 2 2 一方案，但主 向采用雙向片式摩擦離合器 構(gòu)，致使 的 向尺寸 大，所以此方案不宜采用，而 先 12=232。方案 4）是比 合理的12=2322.1.2傳動(dòng)系統(tǒng)擴(kuò)大順序的安排12=232 的 副 合，其 的 大 序又可以有6 種形式：1)12=2132 262
9、)12=21 3422)6 3123312=233126 4) 12=25) 12=2 234 21 6) 12=2632 21根據(jù) 比指數(shù)分配要“前密后疏”的原 ， 用Z=21 32 26 一方案，然而 于我 所 的 構(gòu)將會(huì)出 兩個(gè) ：第一 速 采用降速 ，由于摩擦離合器徑向 構(gòu)尺寸限制，使得 上4的齒輪直徑不能太小，軸上的齒輪則會(huì)成倍增大。這樣，不僅使 - 軸間中心距加大，而且 - 軸間的中心距也會(huì)輥大，從而使整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)尺寸增大。這種傳動(dòng)不宜采用。如果第一變速組采用升速傳動(dòng)，則軸至主軸間的降速傳動(dòng)只能同后兩個(gè)變速組承擔(dān)。為了避免出現(xiàn)降速比小于允許的杉限值，常常需要增加一個(gè)定比降速傳動(dòng)
10、組，使系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復(fù)雜。這種傳動(dòng)也不是理想的。如果采用 Z=23 31 26 這一方案則可解決上述存在的問題。2.1.3繪制結(jié)構(gòu)網(wǎng)圖 2.1 結(jié)構(gòu)網(wǎng)2.1.4 傳動(dòng)組的變速范圍的極限值齒輪傳動(dòng)最小傳動(dòng)比Umin 1/4, 最大傳動(dòng)比Umax 2 , 決定了一個(gè)傳動(dòng)組的最大變速范圍 rmax=umax/umin8 。因此，要按照下表，淘汰傳動(dòng)組變速范圍超過極限值的所有傳動(dòng)方案。極限傳動(dòng)比及指數(shù)X,X, 值為：表 2.1公比極限傳動(dòng)比指數(shù)1.41X 值： Umin= 1=1/4x4X, 值： Umax= x,=225(X+ X, ) 值： rmin=x+x =862.1.5 最大擴(kuò)大組的選擇正常連續(xù)的
11、順序擴(kuò)大組的傳動(dòng)的傳動(dòng)結(jié)構(gòu)式為：Z=Z11Z2Z1Z3Z1Z2最后擴(kuò)大組的變速范圍按照 r8 原則，導(dǎo)出系統(tǒng)的最大級(jí)數(shù)Z 和變速范圍 Rn 為：表 2.2Z3231.41Z=12R n=44Z=9R n=15.6最后擴(kuò)大組的傳動(dòng)副數(shù)目Z3=2 時(shí)的轉(zhuǎn)速范圍遠(yuǎn)比Z3=3 時(shí)大因此，在機(jī)床設(shè)計(jì)中，因要求的R 較大，最后擴(kuò)大組應(yīng)取2 更為合適。同時(shí)，最后傳動(dòng)組與最后擴(kuò)大組往往是一致的。安裝在主軸與主軸前一傳動(dòng)軸的具有極限或接近傳動(dòng)比的齒輪副承受最大扭距，在結(jié)構(gòu)上可獲得較為滿意的處理，這也就是最后傳動(dòng)組的傳動(dòng)副經(jīng)常為2 的另一原因。2.2轉(zhuǎn)速圖的擬定運(yùn)動(dòng)參數(shù)確定以后，主軸各級(jí)轉(zhuǎn)速就已知，切削耗能確定了
12、電機(jī)功率。在此基礎(chǔ)上，選擇電機(jī)型號(hào)，確定各中間傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速，這樣就擬定主運(yùn)動(dòng)的轉(zhuǎn)速圖，使主運(yùn)動(dòng)逐步具體化。2.2.1 主電機(jī)的選定1）電機(jī)功率 N：中型機(jī)床上，一般都采用三相交流異步電動(dòng)機(jī)作為動(dòng)力源。根據(jù)機(jī)床切削能力的要求確定電機(jī)功率：N=5.5KW2） 電機(jī)轉(zhuǎn)速 n d ：選用時(shí)，要使電機(jī)轉(zhuǎn)速 nd 與主軸最高轉(zhuǎn)速 nmax 和 I 軸轉(zhuǎn)速相近或相宜， 以免采用過大的升速或過小的降速傳動(dòng)。nd =1440r/min3）分配降速比 :該車床主軸傳動(dòng)系統(tǒng)共設(shè)有四個(gè)傳動(dòng)組其中有一個(gè)是帶傳動(dòng)。根據(jù)降速比分配應(yīng)“前慢后快”的原則以及摩擦離合器的工作速度要求，確定各傳動(dòng)組最小傳動(dòng)比。u 總 = nmin
13、 / nE =28/1440=1/51.4分配總降速傳動(dòng)比時(shí)，要考慮是否增加定比傳動(dòng)副，以使轉(zhuǎn)速數(shù)列符合標(biāo)準(zhǔn)和有6利于減小齒數(shù)和減小徑向與軸向尺寸，必須按“前慢后快”的原則給串聯(lián)的各變速器分配最小傳動(dòng)比。a 決定軸 - 的最小降速傳動(dòng)比主軸上的齒輪希望大一些，能起到飛輪的作用，所以最后一個(gè)變速組的最小降速傳動(dòng)比取極限1/4 ，公比 =1.41 ，1.41 4=4，因此從軸的最下點(diǎn)向上4 格，找到上對(duì)應(yīng)的點(diǎn)，連接對(duì)應(yīng)的兩點(diǎn)即為- 軸的最小傳動(dòng)比。b決定其余變速組的最小傳動(dòng)比根據(jù)“前慢后快”的原則，軸- 間變速組取umin=1/ 3，即從軸向上 3 格，同理，軸 - 間取 u=1/ 3，連接各線。
14、c根據(jù)個(gè)變速組的傳動(dòng)比連線按基本組的級(jí)比指數(shù)x0=3，第一擴(kuò)大組的級(jí)比指數(shù)x1=1，第二擴(kuò)大組的級(jí)比指數(shù)x3=6, 畫出傳動(dòng)系統(tǒng)圖如2.2 所示圖 2.2 轉(zhuǎn)速圖2.3齒輪齒數(shù)的確定及傳動(dòng)系統(tǒng)圖的繪制2.3.1 齒輪齒數(shù)的確定的要求可用計(jì)算法或查表確定齒輪齒數(shù)，后者更為簡(jiǎn)便，根據(jù)要求的傳動(dòng)比u 和初步定出的傳動(dòng)副齒數(shù)和SZ ，查表即可求出小齒輪齒數(shù)。選擇時(shí)應(yīng)考慮：1.傳動(dòng)組小齒輪應(yīng)保證不產(chǎn)生根切。對(duì)于標(biāo)準(zhǔn)齒輪，其最小齒數(shù)ZminZmin =172.齒輪的齒數(shù)和 SZ 不能太大，以免齒輪尺寸過大而引起機(jī)床結(jié)構(gòu)增大，一般推薦齒數(shù)和 SZ 100-120，常選用在 100 之內(nèi)。3.同一變速組中的各
15、對(duì)齒輪，其中心距必須保證相等。4.保證強(qiáng)度和防止熱處理變形過大，齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚75. 保證主軸的轉(zhuǎn)速誤差在規(guī)定的范圍之內(nèi)。圖 2.3齒輪的壁厚2.3.2變速傳動(dòng)組中齒輪齒數(shù)的確定1）確定齒輪齒數(shù)1. 用計(jì)算法確定第一個(gè)變速組中各齒輪的齒數(shù)Zj+Z = SZjZj /Z j =uj其中Zj 主動(dòng)齒輪的齒數(shù)Zj 被動(dòng)齒輪的齒數(shù)uj一對(duì)齒輪的傳動(dòng)比SZ 一對(duì)齒輪的齒數(shù)和為了保證不產(chǎn)生根切以及保證最小齒輪裝到軸上或套筒上具有足夠的強(qiáng)度，最小齒輪必然是在降速比最大的傳動(dòng)副上出現(xiàn)。把 Z1 的齒數(shù)取大些：取 Z1=Zmin =20 則2Z120Z =u2=581 / 2.85齒數(shù)和 SZ =Z1+
16、Z2=20+58=78同樣根據(jù)公式Z3= Z 4 =392. 用查表法確定第二變速組的齒數(shù)a 首先在 u1、 u2、u3 中找出最小齒數(shù)的傳動(dòng)比 u1b 為了避免根切和結(jié)構(gòu)需要，取 Zmin =24c查表找到 u1=1/1.413 的倒數(shù) 2.82 的行找到 Zmin=24 查表最小齒數(shù)和為92d 找出可能的齒數(shù)和 SZ 的各種數(shù)值，這些數(shù)值必須同時(shí)滿足各傳動(dòng)比要求的齒輪齒數(shù)能同時(shí)滿足三個(gè)傳動(dòng)比要求的齒數(shù)和有SZ =929699102e 確定合理的齒數(shù)和8SZ =102依次可以查得Z5=27Z6=75Z7=34Z8=68Z9=42Z10=60同理可得其它的齒輪如下表所示：表 2.3變速組第一變
17、速組第二變速組第三變速組齒數(shù)和78102114齒輪Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14齒數(shù)20583939247834684260239176382）驗(yàn)算主軸轉(zhuǎn)速誤差由于確定的齒輪齒數(shù)所得的實(shí)際轉(zhuǎn)速與傳動(dòng)設(shè)計(jì)的理論轉(zhuǎn)速難以完全相符，需要驗(yàn)算主軸各級(jí)轉(zhuǎn)速，最大誤差不得超過 10( -1)%。主軸各級(jí)實(shí)際轉(zhuǎn)速值用下式計(jì)算n 實(shí)=nE (1- ) ua ubucud其中滑移系數(shù) =0.2a bcd 分別為各級(jí)的傳動(dòng)比 12/45u uu u轉(zhuǎn)速誤差用主軸實(shí)際轉(zhuǎn)速與標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速相對(duì)誤差的絕對(duì)值表示n= n實(shí)際n標(biāo)準(zhǔn) 10( -1)%n實(shí)際n 實(shí) 1=14400.6250.98
18、0.350.350.25 =27.8n=(27.8-28)/28 =0.7%同樣其他的實(shí)際轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)速誤差如下:表 2.4主 軸n1n2n3n4n5n6n7n8n9n10n11n12轉(zhuǎn)速標(biāo) 準(zhǔn)284056801121602243154506309001250轉(zhuǎn)速實(shí) 際27.8 39.855.779.6111.2159.3223.6314.5445.6628.4897.81244.9轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn) 速0.70.50.50.50.70.40.10.20.90.30.20.4誤差轉(zhuǎn)速誤差滿足要求。3） 齒輪的布置為了使變速箱結(jié)構(gòu)緊湊以及考慮主軸適當(dāng)?shù)闹С芯嚯x和散熱條件，其齒輪的布置如下圖 2.4 所示。94）
19、繪制主傳動(dòng)系統(tǒng)圖按照主傳動(dòng)轉(zhuǎn)速圖以及齒輪齒數(shù)繪制主傳動(dòng)系統(tǒng)圖如下2.5 所示圖 2.4齒輪結(jié)構(gòu)的布置圖 2.5 主傳動(dòng)系統(tǒng)圖3 . 強(qiáng)度計(jì)算和結(jié)構(gòu)草圖設(shè)計(jì)3.1確定計(jì)算轉(zhuǎn)速3.1.1 主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速nj =nminz/3-110z=12nj =nmin3=282.82=79r/min3.1.2 中間傳動(dòng)件的計(jì)算轉(zhuǎn)速軸上的 6 級(jí)轉(zhuǎn)速分別為： 112、160、224、315、450、630r/min. 主軸在 79r/min 以上都可以傳遞全部功率。軸經(jīng) Z13-Z 14 傳遞到主軸，這時(shí)從 112r/min 以上的轉(zhuǎn)速全部功率， 所以確定最低轉(zhuǎn)速 112r/min 為軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速。按上述的方法
20、從轉(zhuǎn)速圖中分別可找到計(jì)算轉(zhuǎn)速：軸為 315r/min, 軸為 900r/min, 電動(dòng)機(jī)軸為 1440r/min.3.1.3 齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速Z10 安裝在軸上，從轉(zhuǎn)速圖可見 Z10 齒輪本身有 6 種轉(zhuǎn)速，其要傳遞全部的功率的計(jì)算轉(zhuǎn)速為 112r/min 。同樣可以確定其余齒輪的轉(zhuǎn)速如下表3.1 所示：表 3.1齒輪Z1ZZZZZZZZZ1Z1Z1Z1 計(jì)算轉(zhuǎn)速9003159009003151123151123151121501601123.2 傳動(dòng)軸的估算和驗(yàn)算3.2.1 傳動(dòng)軸直徑的估算傳動(dòng)軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下列公式估算傳動(dòng)軸直徑：d944Nmmn j 其中： N該傳動(dòng)軸的輸入功率NN d
21、KWNd電機(jī)額定功率；從電機(jī)到該傳動(dòng)軸之間傳動(dòng)件的傳動(dòng)效率的乘積n j 該傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速r/min 每米長(zhǎng)度上允許的扭轉(zhuǎn)角(deg/m), 可根據(jù)傳動(dòng)軸的要求選取如表3.2 所示表 3.2剛度要主軸一般的傳動(dòng)軸較低的傳動(dòng)軸求允許的扭轉(zhuǎn)角Z111211 0.5 11 1.51.5 2對(duì)于一般的傳動(dòng)軸，取 =1.5NN d5.50.965.28 KWn j =900 r/mind1915.2828.5 mm40041.59001000取 d132 mmN2N d5.50.960.9955.25KWn j=425 r/mind2915.25=37 mm40041.53151000取 d236N3N
22、 d5.50.960.995 0.995.20 KWn j =150d3915.2042.2 mm40041501.51000d346采用花鍵軸結(jié)構(gòu)， 即將估算的傳動(dòng)軸直徑d 減小 7%為花鍵軸的直徑， 在選相近的標(biāo)準(zhǔn)花鍵。d1=29.3 0.93=27.0d2=34.5 0.93=32.0d3=42.2 0.93=40.0查表可以選取花鍵的型號(hào)其尺寸ZDdb(GB114474) 分別為d1 軸取 6-28 32 7d2 軸取 8-32 36 6d3 軸取 8-42 46 803.2.2主軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算主軸組件結(jié)構(gòu)復(fù)雜，技術(shù)要求高。安裝工件的主軸參與切削成形運(yùn)動(dòng)，此，它的精度和性能性能直接影響
23、加工質(zhì)量（加工精度與表面粗糙度）。121）主軸直徑的選擇查表可以選取前支承軸頸直徑D1=90 mm后支承軸頸直徑D2=(0.7 0.85)D 1=6377 mm選取D2=70 mm2）主軸內(nèi)徑的選擇車床主軸由于要通過棒料， 安裝自動(dòng)卡盤的操縱機(jī)構(gòu)及通過卸頂尖的頂桿必須是空心軸。確定孔徑的原則是在滿足對(duì)空心主軸孔徑要求和最小壁厚要求以及不削弱主軸剛度的要求盡可能取大些。推薦：普通車床d/D( 或 d1/D1 )=0.55 0.6其中D 主軸的平均直徑， D= (D1+D2)/2 d 1前軸頸處內(nèi)孔直徑d=(0.55 0.6)D=44 48 mm所以，內(nèi)孔直徑取45mm3）前錐孔尺寸前錐孔用來裝頂
24、尖或其它工具錐柄，要求能自鎖，目前采用莫氏錐孔。 選擇如下：莫氏錐度號(hào)取 5 號(hào)標(biāo)準(zhǔn)莫氏錐度尺寸大端直徑 D=44.3994）主軸前端懸伸量的選擇確定主軸懸伸量a 的原則是在滿足結(jié)構(gòu)要求的前提下，盡可能取小值。主軸懸伸量與前軸頸直徑之比a/D=0.6 1.5a=(0.6 1.5)D 1 =54135 mm所以，懸伸量取100mm5）主軸合理跨距和最佳跨距選擇根據(jù)表 3-14 見金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì)計(jì)算前支承剛度K A 。前后軸承均用 3182100 系列軸承，并采用前端定位的方式。查表 K A1700 D11.4K A=1700901.4 =9.26 105 N/mm13K A因?yàn)楹筝S承直徑小于前
25、軸承，取1.4K BKB = 6.61 105N/mmL0)31(L0K Aa1)6(K Ba其中K A 為參變量K B綜合變量EIK A a 3其中52E彈性模量，取 E=2.0 10 N/mmI444464轉(zhuǎn)動(dòng)慣量， I= (D -d )/64=3.14(80 -45 )=1.81 10 mmEI2.01051.81106K A a3=510039.26 10=0.3909由圖 3-34 中，在橫坐標(biāo)上找出 =0.3909 的點(diǎn)向上作垂線與 K A1.4 的斜線相交，K B由交點(diǎn)向左作水平線與縱坐標(biāo)軸相交，得L0/a=2.5 。所以最佳跨距 L0L0=2.5a=2.5 100=250 mm
26、又因?yàn)楹侠砜缇嗟姆秶鶯 合理 =(0.75 1.5)L 0=187.5 375 mm所以取 L=260 mm6）主軸剛度的驗(yàn)算對(duì)于一般機(jī)床主軸，主要進(jìn)行剛度驗(yàn)算，通常能滿足剛度要求的主軸也能滿足強(qiáng)度要求。對(duì)于一般受彎矩作用的主軸，需要進(jìn)行彎矩剛度驗(yàn)算。主要驗(yàn)算主軸軸端的位移 y 和前軸承處的轉(zhuǎn)角 A。14圖 3.1主軸支承的簡(jiǎn)化切削力Fz=3026N2撓度yA= Fza (La)3EI=30261002(260100)32.01051.8110 6=0.01y=0.0002L=0.0002260=0.052yAy傾角 A= Fa( 2L 3a)6EI= 3026100(22603 100)62
27、.010518110 6=0.00011前端裝有圓柱滾子軸承，查表 A=0.001rad A A符合剛度要求。3.2.3主軸材料與熱處理材料為45 鋼，調(diào)質(zhì)到220250HBS ，主軸端部錐孔、定心軸頸或定心圓錐面等部位局部淬硬至 HRC50 55，軸徑應(yīng)淬硬。3.3齒輪模數(shù)的估算和計(jì)算3.3.1 齒輪模數(shù)的估算根據(jù)齒輪彎曲疲勞的估算：m 323 N mm znj齒面點(diǎn)蝕的估算：A 3703 N mm n j其中 n j 為大齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速， A 為齒輪中心距。由中心距 A 及齒數(shù) z1 、 z2求出模數(shù)： m j2Ammz1z2根據(jù)估算所得 m 和 mj 中較大的值，選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。1）
28、齒數(shù)為 32 與 64 的齒輪N=5.28KW15m5.283231.85 mm32425AN3703n j= 3703 5.2885.5 mm425m j2 A285.5z2321.78 mmz164取模數(shù)為 22）齒數(shù)為 56 與 40 的齒輪m3235.281.54mm56850A3703Nn j=37035.2868 mm1850m j2 A268z1z2561.42 mm40取模數(shù)為 23）齒數(shù)為 27 與 75 的齒輪N=5.25KWm3235.252.48mm75150A3703Nnj=37035.25121mm150m j2 A2121z1z2272.37 mm7516取模數(shù)為
29、 2.54）齒數(shù)為 34 與 68 的齒輪N=525KWm3235.252.29mm68212A 370N3nj=37035.25107.8mm212m j2 A2107.82.11 mmz1z23468取模數(shù)為 2.55）齒數(shù)為 42 與 60 的齒輪N=5.25KWm3235.252.12mm60300A3703N =37035.2596.1 mmn j300m j2 A2 96.1z1z2421.88 mm60取模數(shù)為 2.56）齒數(shù)為 23 與 91 的齒輪N=5.20KW5.20m3232.32 mm91 150A 3703Nn j=37035.20121.0 mm150172 A2
30、 121.0m j2.12 mmz1 z223 91取模數(shù)為 2.57）齒數(shù)為 76 與 38 的齒輪N=5.20KWm3235.202.46 mm76150A3703Nn j=37035.20120.6 mm150m j2 A2120.6z2762.12 mmz138取模數(shù)為 2.53.3.2齒輪模數(shù)的驗(yàn)算結(jié)構(gòu)確定以后，齒輪的工作條件、空間安排、材料和精度等級(jí)等都已確定，才可能核驗(yàn)齒輪的接觸疲勞和彎曲疲勞強(qiáng)度值是否滿足要求。根據(jù)齒輪的接觸疲勞計(jì)算齒輪模數(shù)公式為：(i 1)K 1K 2 K 3 K S Nm j 163003mmm z1 2i j 2 n j根據(jù)齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算齒輪模數(shù)公
31、式為：mK 1K 2 K 3K s N275mmz1Y mn j 式中： N- 計(jì)算齒輪傳遞的額定功率N J - 計(jì)算齒輪（小齒輪）的計(jì)算轉(zhuǎn)速 r/minm - 齒寬系數(shù) mb ， m 常取 610；mz1- 計(jì)算齒輪的齒數(shù)，一般取傳動(dòng)中最小齒輪的齒數(shù)；i - 大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比， iz21；“ +”用于外嚙合，“- ”號(hào)用于內(nèi)嚙z118合；Ks - 壽命系數(shù)， Ks K r K n K N K q ；3.5K T - 工作期限系數(shù)， K T m 60nT ；3.6C 0 等 件在接觸和彎曲交 荷下的疲 曲 指數(shù)m和基準(zhǔn)循 次數(shù) Con- 的最低 速 r/min;T- 定的 工作期限，中型
32、機(jī)床推薦： T=15000 20000h;K n - 速 化系數(shù)K N - 功率利用系數(shù)K q - 材料 化系數(shù)。幅 低的交 我荷可使金屬材料的晶粒 界 化，起著阻止疲 展的作用；K S （壽命系數(shù)）的極限 K S max , K S min當(dāng) K S K max ， 取 K S K S min ，取 K SK S min ；K 1- 工作情況系數(shù)。中等沖 的主運(yùn) ：K 1 =1.2 1.6 ；K 2- 荷系數(shù)K 3- 向 荷分布系數(shù)Y- 形系數(shù)； 、 j - 用彎曲、接觸 力 MPa1) 數(shù) 32 與 64 的 N5.28 KWdmz2 3264mm 速度 Vd n648502.85 m/s
33、6000060000由表 8 可得：取精度等 7 級(jí) 。 K 2 =1.2K 1 1.2m1m170.21z32由表 9 得： K 3 =1KsK r K n K N K qK T60nT360850170004.43mK T107C 0K n =0.71K w0.60K q0.78Ks4.430.710.600.781.4719由表可知K SK max所以 取 Ks=0.6由表 11 許用應(yīng)力知，可取齒輪材料為45 整淬 =1100MPaj =320MPa由表 10 可知可查得 Y=0.45m j16300 3(i1) K1 K 2 K 3 K S Nm z12ij 2 n j( 641)1
34、.21.210.65.28m j16300 332641.8932 21100 2785032mK1K 2 K 3K s N275mn j z1Ym2751.21.210.65.281.51320.457850320所以 模數(shù)取 2 適合要求。同樣可以校核其它齒輪的模數(shù)也符合要求。3.4軸承的選擇與校核機(jī)床傳動(dòng)軸常用的滾動(dòng)軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升。空載功率和噪音等方面，球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越。而且滾錐軸承對(duì)軸的剛度、支承孔的加工精度要求都比較高，異常球軸承用得更多。但滾錐軸承的內(nèi)外圈可以公開。裝配方便，間隙容易調(diào)整。所以有時(shí)在沒有軸向力時(shí)，也常采用這種軸承。選擇軸承的型式和尺寸，首先取決
35、于承載能力，但也要考慮其它結(jié)構(gòu)條件。即要滿足承載能力要求，又要符合孔的加工工藝，可以用輕、中、或重系列的軸承來達(dá)到支承孔直徑的安排要求?；ㄦI軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個(gè)應(yīng)小于花鍵的內(nèi)徑，一般傳動(dòng)軸承選用G級(jí)精度。3.4.1 一般傳動(dòng)軸上的軸承選擇在傳動(dòng)軸上選擇6200 系列的深溝球軸承，其具體的型號(hào)和尺寸如下表3.3 所示表 3.3傳動(dòng)軸軸承型號(hào)620572067207軸承尺寸255230553572203.4.2 主軸軸承的類型主軸的前軸承選取 3182100 系列雙列向心短圓柱滾子軸承。這種軸承承載能力大，內(nèi)孔有 1：12 錐度，磨擦系數(shù)小，溫升低，但不能承受軸向力，必須和能承受軸向力的軸承配合使用，因此整個(gè)部件支承結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜。圖 3.13.4.3軸承間隙調(diào)整為了提高主軸回轉(zhuǎn)精度和剛度，主軸軸承的間隙應(yīng)能調(diào)整。把軸承調(diào)到合適的負(fù)間隙，形成一定的預(yù)負(fù)載，回轉(zhuǎn)精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗振性也有改善。預(yù)負(fù)載使軸承內(nèi)產(chǎn)生接觸變形，過大的預(yù)負(fù)載對(duì)提高剛度沒有明顯效果，而磨損發(fā)熱量和噪聲都會(huì)增大，軸承壽命將因此而降低。調(diào)整結(jié)構(gòu)形式如下圖所示：21圖 3.2調(diào)整說明：轉(zhuǎn)動(dòng)調(diào)整螺母，使內(nèi)圈向大端移動(dòng)。特點(diǎn)：結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單。移動(dòng)量完全靠經(jīng)驗(yàn)，一旦調(diào)整過緊，難以把內(nèi)圈退回。3.4.4 軸承的較核1) 滾動(dòng)軸承的疲勞壽命驗(yàn)算LhCf nT h500K A K Hp K Hn K
蘭州工業(yè)學(xué)院機(jī)設(shè)專業(yè)ca6140機(jī)床主軸箱的設(shè)計(jì)12級(jí)變速解讀
