CA6140車床主軸箱的設(shè)計(jì)【說明書+CAD】

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不斷提高勞動(dòng)生產(chǎn)率和自動(dòng)化程度是機(jī)床發(fā)展的基本方向。近年來，數(shù)控機(jī)床已成為機(jī)床發(fā)展的主流。數(shù)控機(jī)床無需人工操作，而是靠數(shù)控程序完成加工循環(huán)。因此，調(diào)整方便，適應(yīng)靈活多變的產(chǎn)品，使得中小批生產(chǎn)自動(dòng)化成為可能。數(shù)控機(jī)床不僅實(shí)現(xiàn)了柔性自動(dòng)化，而且提高了生產(chǎn)率，降低了廢品率，它已由中小批生產(chǎn)進(jìn)入了大批量的生產(chǎn)領(lǐng)域。當(dāng)然，改型方便，易實(shí)現(xiàn)產(chǎn)品的更新?lián)Q代，也是數(shù)控機(jī)床進(jìn)入大量生產(chǎn)領(lǐng)域的重要原因[4]。 1.1.2 國內(nèi)機(jī)床工業(yè)與國外的差距 我國機(jī)床工業(yè)已取得了很大的成就，但與世界先進(jìn)生產(chǎn)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(jī)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(dòng)化和數(shù)控化機(jī)床的產(chǎn)量、技術(shù)水平和質(zhì)量等方面都明顯落后。我國數(shù)控機(jī)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(jī)床，還遠(yuǎn)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(jī)床基本還是空白的[5,6]。 在技術(shù)水平和性能方面差距也很明顯，國外已做到15-19軸聯(lián)動(dòng)，分辨率達(dá)0.01微米，而我國目前只能做到5-6軸聯(lián)動(dòng)，分辨率為1微米。國內(nèi)產(chǎn)品的質(zhì)量與可靠性也不夠穩(wěn)定，特別是先進(jìn)數(shù)控系統(tǒng)的開發(fā)和研制還需要作進(jìn)一步努力。我國機(jī)床工業(yè)必須不斷擴(kuò)大技術(shù)隊(duì)伍和提高人員的技術(shù)素質(zhì)，學(xué)習(xí)和引進(jìn)國外的先進(jìn)科學(xué)技術(shù)，大力開展科學(xué)研究，以便早日趕上世界先進(jìn)水平[7,8]。 1.2 CA6140機(jī)床的說明 CA6140機(jī)床可進(jìn)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(dòng)軸承；進(jìn)給系統(tǒng)用雙軸滑移共用齒輪機(jī)構(gòu)；縱向與橫向進(jìn)給由十字手柄操縱，并附有快速電機(jī)。該機(jī)床剛性好、功率大、操作方便。 主要技術(shù)參數(shù)如下： 工件最大回轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速范圍： 正傳（24級(jí)）……………………………………………………… 10～1400轉(zhuǎn)/分 反傳（12級(jí)）……………………………………………………… 14～1580轉(zhuǎn)/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(jìn)給量范圍： 細(xì)化 0.028~0.054毫米/轉(zhuǎn) 縱向（64種）…………………………………… 正常 0.08~1.59毫米/轉(zhuǎn) 加大 1.71~6.33 毫米/轉(zhuǎn) 細(xì)化 0.014~0.027毫米/轉(zhuǎn) 橫向（64種）……………………………………… 正常 0.04~0.79 毫米/轉(zhuǎn) 加大 0.86~3.16 毫米/轉(zhuǎn) 刀架快速移動(dòng)速度： 縱向……………………………………………………………………………4米/分 橫向……………………………………………………………………………4米/分 主電機(jī)： 功率……………………………………………………………………………7.5千瓦 轉(zhuǎn)速…………………………………………………………………………1450轉(zhuǎn)/分 快速電機(jī)： 功率……………………………………………………………………………370瓦 轉(zhuǎn)速……………………………………………………………2600轉(zhuǎn)/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(jī)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(dòng)其旋轉(zhuǎn)，并使其實(shí)現(xiàn)起動(dòng)、停止和換向等功能[9,10]。 1.3.2 主軸箱組成及特點(diǎn) （1）卸荷帶輪裝置 帶輪傳動(dòng)中產(chǎn)生的拉力，通過軸承、法蘭盤傳給主軸箱，這種結(jié)構(gòu)稱為卸荷帶輪裝置。 （2）摩擦離合器 主軸箱內(nèi)的雙向機(jī)械多片式摩擦離合器，它具有左、右兩組由若干內(nèi)、外摩擦片交疊組成的摩擦片組。 （3）制動(dòng)器及操縱機(jī)構(gòu) 制動(dòng)裝置的功用是在車床停機(jī)過程中，克服主軸箱內(nèi)各運(yùn)動(dòng)件的旋轉(zhuǎn)慣性，使主軸迅速停止轉(zhuǎn)動(dòng)，以縮短輔助時(shí)間。 （4）主軸部件 主軸是車床的關(guān)鍵部分，在工作時(shí)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(zhuǎn)精度。 （5）主軸變速操縱機(jī)構(gòu) 該機(jī)構(gòu)主要用來控制箱內(nèi)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(dòng)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(diǎn)是箱體外循環(huán)。油液將主軸箱中摩擦所產(chǎn)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(jī)床的加工精度[11-15]。 1.4 選題依據(jù) 通過近四年的學(xué)習(xí)，本人對(duì)機(jī)械方面的知識(shí)有了不少的了解。于是在畢業(yè)設(shè)計(jì)時(shí)是選擇了CA6140車床主軸箱的設(shè)計(jì)這個(gè)課題，該設(shè)計(jì)既有機(jī)床結(jié)構(gòu)方面內(nèi)容，又有機(jī)床設(shè)計(jì)方面內(nèi)容，有利于將大學(xué)所學(xué)的知識(shí)進(jìn)行綜合運(yùn)用。雖然本人未曾系統(tǒng)的學(xué)習(xí)機(jī)床設(shè)計(jì)方面的課程，但相信通過該畢業(yè)設(shè)計(jì)能夠拓寬知識(shí)面，增加自己的查閱科研文獻(xiàn)資料的能力，以及動(dòng)手實(shí)踐的能力，所以選擇此課題。 本課題由南京理工大學(xué)曹春平講師擬定。 1.5 本設(shè)計(jì)的意義和應(yīng)用價(jià)值 CA6140車床是金屬切削機(jī)床的一個(gè)典型代表，廣泛的應(yīng)用于金屬切削加工領(lǐng)域。該機(jī)床剛性好、功率大、操作方便。研制CA6140機(jī)床主軸箱的結(jié)構(gòu)及并進(jìn)行設(shè)計(jì)，一方面可以加深對(duì)機(jī)床結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、機(jī)床傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)的了解和掌握，將自己大學(xué)四年所學(xué)的知識(shí)進(jìn)行全面的整合和優(yōu)化，另一方面還可以提高自己的實(shí)際動(dòng)手能力，調(diào)研能力以及工程制圖能力。所以，我認(rèn)為選擇該課題意義匪淺。 1.6 研究內(nèi)容及方法 1.6.1 研究內(nèi)容 根據(jù)任務(wù)書給定的設(shè)計(jì)參數(shù)確定傳動(dòng)方案、傳動(dòng)系統(tǒng)圖，確定各傳動(dòng)齒輪的參數(shù)，傳動(dòng)比等，同時(shí)要考慮到傳動(dòng)效率等問題。另還要對(duì)主要零件進(jìn)行計(jì)算、研究，對(duì)主軸剛度、強(qiáng)度等進(jìn)行計(jì)算和驗(yàn)算。 1.6.2 研究方法 （1）確定傳動(dòng)方案和傳動(dòng)系統(tǒng)圖 根據(jù)CA6140車床主軸箱結(jié)構(gòu)及任務(wù)書給定的設(shè)計(jì)參數(shù)，確定主軸箱的結(jié)構(gòu)、轉(zhuǎn)速圖，最終確定系統(tǒng)的傳動(dòng)結(jié)構(gòu)、傳動(dòng)系統(tǒng)圖。 （2）進(jìn)行主軸箱內(nèi)各結(jié)構(gòu)計(jì)算及校核 完成主軸箱箱體、各傳動(dòng)軸軸上零件計(jì)算及校核。 2 傳動(dòng)方案及傳動(dòng)系統(tǒng)圖的擬定 （1）確定極限轉(zhuǎn)速 已知主軸最低轉(zhuǎn)速mm/s，最高轉(zhuǎn)速mm/s，轉(zhuǎn)速調(diào)整范圍為 （2.1） （2）確定公比 選定主軸轉(zhuǎn)速數(shù)列的公比為 （3）求出主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)Z （2.2） （4）確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)或結(jié)構(gòu)式 （5）繪制轉(zhuǎn)速圖 2.1 電動(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)，根據(jù)原則條件選擇Y-132M-4型Y系列籠式三相異步電動(dòng)機(jī)。再結(jié)合講師所給CA6140車床主軸箱的設(shè)計(jì)任務(wù)書可選擇電動(dòng)機(jī)參數(shù)如下： 功率： 7.5 Kw 滿載轉(zhuǎn)速： 1450 r/min 2.2 傳動(dòng)路線及轉(zhuǎn)速圖的擬定 （1）分配總降速傳動(dòng)比 總降速傳動(dòng)比為,為主軸最低轉(zhuǎn)速，考慮是否需要增加定比傳動(dòng)副，以使轉(zhuǎn)速數(shù)列符合標(biāo)準(zhǔn)或有利于減少齒輪和徑向與軸向尺寸，并分擔(dān)總降速傳動(dòng)比。然后，將總降速傳動(dòng)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(dòng)比。 （2）確定傳動(dòng)軸的軸數(shù) 傳動(dòng)軸數(shù)＝變速組數(shù)+定比傳動(dòng)副數(shù)+1=6 （2.3） （3）繪制轉(zhuǎn)速圖 先按傳動(dòng)軸數(shù)及主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)格距l(xiāng)gφ畫出網(wǎng)格，用以繪制轉(zhuǎn)速圖。在轉(zhuǎn)速圖上，先分配從電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速到主軸最低轉(zhuǎn)速的總降速比，在串聯(lián)的雙軸傳動(dòng)間畫上。再按結(jié)構(gòu)式的級(jí)比分配規(guī)律畫上各變速組的傳動(dòng)比射線，從而確定了各傳動(dòng)副的傳動(dòng)比。本設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速的公比近為φ=1.25，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)的公比推薦值，最后取φ=1.26，于是擬訂出轉(zhuǎn)速圖如圖2.1所示。 （4）確定系統(tǒng)傳動(dòng)方案圖 主軸箱系統(tǒng)傳動(dòng)方案圖如圖2.2所示。 圖2.1 CA6140轉(zhuǎn)速圖 圖2.2 主軸箱傳動(dòng)系統(tǒng)圖 （5）傳動(dòng)路線的擬定 （a） 主傳動(dòng)系統(tǒng)傳動(dòng)路線 運(yùn)動(dòng)由電動(dòng)機(jī)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(zhuǎn)或停止。當(dāng)壓緊左部摩擦片時(shí)，軸I的運(yùn)動(dòng)經(jīng)及相應(yīng)的齒輪副傳給軸II，這時(shí)主軸正轉(zhuǎn)。當(dāng)壓緊右部摩擦片時(shí)，軸I的運(yùn)動(dòng)經(jīng)及相應(yīng)的齒輪副傳給軸VII，再傳到軸II，這時(shí)由于增加了一次外嚙合，而使主軸反轉(zhuǎn)。當(dāng)處于中間位置時(shí)，主軸停止。軸II運(yùn)動(dòng)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(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)表達(dá)式如下： 根據(jù)以上的確定，可以初步定出的傳動(dòng)系統(tǒng)圖，如圖2.3所示。 圖2.3 CA6140車床主傳動(dòng)系統(tǒng)圖 （b) 車削米制螺紋時(shí)傳動(dòng)鏈的傳動(dòng)路線 （c) 加工螺紋時(shí)的傳動(dòng)路線表達(dá)式可歸納如下： 3 主軸箱主要零件的設(shè)計(jì)及校核 3.1 主軸箱箱體尺寸的確定 箱體材料以中等強(qiáng)度的灰鑄鐵HT150及HT200為最廣泛,本設(shè)計(jì)選用材料為HT20-40.箱體鑄造時(shí)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(zhuǎn)剛度下降10%-20%，彎曲剛度下降更多，為彌補(bǔ)開口削弱的剛度，常用凸臺(tái)和加強(qiáng)筋；并根據(jù)結(jié)構(gòu)需要適當(dāng)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(tái)應(yīng)滿足安裝調(diào)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(shè)計(jì)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(duì)配合齒輪的中心距及變位系數(shù)，并參考有關(guān)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(dòng)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(dòng)軸Ⅰ各主要零件的設(shè)計(jì) 3.2.1 軸徑的估算 參考《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》表3.10—2得： （3.13），查《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》表1.1—10得：=0.96 ， 取 由轉(zhuǎn)速圖可得： ∴ 轉(zhuǎn)速：(r/min) 效率： 功率：(kw) ∴(mm) 取mm 3.2.2 V帶輪的設(shè)計(jì) （1）計(jì)算V帶功率 = （3.14） 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》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(jì)算功率及小帶輪轉(zhuǎn)速r/miin，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖8—11，選取普通V帶帶型：A型 （112～140mm） （3）確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速 （a）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑 根據(jù)V帶的帶型，參考《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8—6、8—8定小帶輪的的基準(zhǔn)直徑，應(yīng)使≥，取=132mm， 適當(dāng)整圓成=130(mm) （b）驗(yàn)算帶速 （3.15） 取=10m/s （c)計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 由轉(zhuǎn)速圖中，帶輪傳動(dòng)比得= ,再根據(jù)表8—8適當(dāng)整圓 得 進(jìn)行適當(dāng)整圓得=230(mm) （4）確定中心距，并選擇V帶的基準(zhǔn)長度 （a）根據(jù)帶傳動(dòng)的總體尺寸的限制條件或中心距的要求，結(jié)合《機(jī)械設(shè)計(jì)》中式（8—20）初定中心距 ++ 即 取=450(mm) （b)計(jì)算相應(yīng)的帶長 ++ （3.16） =(mm) 帶的基準(zhǔn)長度根據(jù)由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8—2選取 =1600 (mm) （c)計(jì)算中心距及其變動(dòng)范圍 傳動(dòng)的實(shí)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(chǎn)生的補(bǔ)充張緊的需要，給出中心距的變化范圍： =(mm) (mm) （5）驗(yàn)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(yīng)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(dòng)的工作能力，應(yīng)使： （3.18） (6）確定帶的根數(shù) （3.19） 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》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(jī)械設(shè)計(jì)》式8—6得單根V帶所需最小初拉力為： （3.20） =137.595（N） (8)計(jì)算帶傳動(dòng)的壓軸力 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》得：（N） （3.21） 圖3.2 V帶輪的結(jié)構(gòu)示意圖 3.2.3 多片式摩擦離合器的計(jì)算 設(shè)計(jì)多片式摩擦離合器時(shí)，首先根據(jù)機(jī)床結(jié)構(gòu)確定離合器的尺寸，如為軸裝式時(shí)，外摩擦片的內(nèi)徑d應(yīng)比花鍵軸大2—6，內(nèi)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(nèi)部結(jié)構(gòu)布局，故應(yīng)合理選擇。摩擦片對(duì)數(shù)可按下式計(jì)算： （3.22） 式中 T——摩擦離合器所傳遞的扭矩（） ——電動(dòng)機(jī)的額定功率（kw） (Nmm) （3.23） ——安裝離合器的傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min） ——從電動(dòng)機(jī)到離合器軸的傳動(dòng)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(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》表2-15，取f=0.08 ——摩擦片的平均直徑（mm） mm （3.24）b——內(nèi)外摩擦片的接觸寬度（mm） mm （3.25） ——摩擦片的許用壓強(qiáng)（） ——基本許用壓強(qiáng)，查《機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)》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(jì)算： （3.29） 式中各符號(hào)意義同前述。 摩擦片的厚度一般取1、1.5、1.75、2（mm），內(nèi)外層分離時(shí)的最大間隙為0.2—0.4（mm），摩擦片的材料應(yīng)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(diǎn)，常用10或15鋼，表面滲碳0.3—0.5（mm），淬火硬度達(dá)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(duì)齒輪的計(jì)算 （1）由于CA6140金屬切削機(jī)床主軸箱里的軸I轉(zhuǎn)速不是很高，運(yùn)作時(shí)比較平穩(wěn)，所以初選軸I與軸II相嚙合的一對(duì)齒輪中，小齒輪的齒數(shù)為24，齒輪精度為7級(jí)，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(jì)算所傳遞的扭矩 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》得（3.30），且由以上計(jì)算可知： r/min，kw ∴ (Nmm) （c）查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-7，取得齒寬系數(shù) （d）查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-6，得材料的彈性影響系數(shù) （e）查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-21d，得 , （f）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，參考《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-13得： （3.31） （3.32） （g）查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-19，取， （h）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-12得： MPa （3.33） MPa （3.34） (2)計(jì)算小齒輪分度圓直徑，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》得 ， （3.35） 代入中較小的值 ∴ (mm) （3.36） (a)計(jì)算圓周速度V： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》得： （3.37）代入已計(jì)算的數(shù)據(jù)得 (m/s) (b）計(jì)算齒寬b ： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》得：(mm) （3.38） (c)計(jì)算齒寬與齒高之比： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》得：模數(shù) （3.39） 齒高(mm) ∴ (d）計(jì)算載荷系數(shù)： 根據(jù)，齒輪精度為7級(jí)，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-8得 動(dòng)載系數(shù)，又直齒輪 ，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-2 得 使用系數(shù)，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-4，用插值法得7級(jí)精度的小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，，由，及查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-13得 故載荷系數(shù) (e）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-10a得：（3.40），代入已有數(shù)據(jù)得： (mm) (f）計(jì)算模數(shù)m ： （3.41） (3）按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-5得，彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式為 （3.42） （a) 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-20c查得 彎曲強(qiáng)度極限， （b)由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-18,取彎曲疲勞壽命系數(shù)， （c)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力： 取彎曲疲勞安全系數(shù) ，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-12得： (MPa) （3.43） (MPa) （3.44） （d） 計(jì)算載荷系數(shù)： （3.45） （e） 查取齒形系數(shù)： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-5 得齒形系數(shù) ， （f） 查應(yīng)力校正系數(shù)： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-5 得應(yīng)力校正系數(shù) ， （g） 計(jì)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(shè)計(jì)計(jì)算: 由彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式為 （3.46），代入數(shù)據(jù)得： ，整圓成 ，查《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》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(duì)齒輪的模數(shù)。 則此時(shí)按,大、小齒輪的齒數(shù)分別為： ，整圓成 (4）幾何尺寸的計(jì)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(jī)械設(shè)計(jì)》得校核齒輪即滿足： ， （3.50） (1）對(duì)軸I上齒數(shù)為51的齒輪進(jìn)行校核 ∴ 又由計(jì)算齒輪時(shí)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(duì)于傳動(dòng)軸，除重載軸外，一般無須進(jìn)行強(qiáng)度校核，只進(jìn)行剛度驗(yàn)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(dòng)軸上彎曲載荷的計(jì)算，一般由危險(xiǎn)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(jì)算最小轉(zhuǎn)速（r/min）。 傳動(dòng)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(cè)擠壓應(yīng)力的驗(yàn)算 花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為： (MPa) （3.54） 式中 —花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)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(zhì)的不同，可把軸承分為滑動(dòng)摩擦軸承（簡稱滑動(dòng)軸承）和滾動(dòng)摩擦軸承（簡稱滾動(dòng)軸承）兩大類。滾動(dòng)軸承由于摩擦系數(shù)小，起動(dòng)阻力小，而且它已標(biāo)準(zhǔn)化，選用、潤滑、維護(hù)都很方便，因此在一般機(jī)器中應(yīng)用較廣。 滾動(dòng)軸承是現(xiàn)代機(jī)器中廣泛應(yīng)用的部件之一，它是依靠主要元件間的滾動(dòng)接觸來支承轉(zhuǎn)動(dòng)零件的。滾動(dòng)軸承絕大多數(shù)已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，并由專業(yè)工廠大量生產(chǎn)制造及供應(yīng)各種常用規(guī)格的軸承。滾動(dòng)軸承具有摩擦阻力小，功率消耗少，起動(dòng)容易等優(yōu)點(diǎn)。 滾動(dòng)軸承由：內(nèi)圈、外圈、滾動(dòng)體、保持架等四部分組成，內(nèi)圈用來和軸頸裝配，外圈用來和軸承座孔裝配。通常是內(nèi)圈隨軸頸回轉(zhuǎn)，外圈固定，但也可用于外圈回轉(zhuǎn)而內(nèi)圈不動(dòng)，或是內(nèi)、外圈同時(shí)回轉(zhuǎn)的場(chǎng)合。當(dāng)內(nèi)、外圈相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，滾動(dòng)體即在內(nèi)、外圈的滾道間滾動(dòng)。軸承內(nèi)、外圈上的滾道有限制滾動(dòng)體沿軸向位移的作用。 選擇軸承類型時(shí)應(yīng)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(zhì)，是選擇軸承類型的主要依據(jù)。對(duì)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(duì)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(dāng)軸承在承受徑向載荷的同時(shí)，還有不打的軸向載荷時(shí)，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(dāng)軸向載荷較大的時(shí)，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(jié)構(gòu)，分別承擔(dān)徑向和軸向載荷。 (2）軸承的轉(zhuǎn)速 工作轉(zhuǎn)速對(duì)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(zhuǎn)速，故在高速時(shí)應(yīng)優(yōu)先選用球軸承。高速時(shí)宜選用相同內(nèi)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(chǎng)合。 (3）軸承的調(diào)心性能 軸的中心線與軸承座的中心線不重合時(shí)，或因軸受力而彎曲或傾斜時(shí)，會(huì)造成軸承的內(nèi)、外圈軸線發(fā)生偏斜。滾子軸承對(duì)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(shí)，為便于裝拆，可用內(nèi)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(hào)如下： 軸I 從左至右分別為深溝球軸承 61808(2對(duì)) 61807（6對(duì)） 3.2.8 軸承的校核 查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》得滾動(dòng)軸承的校核，即要滿足條件：滾動(dòng)軸承的額定壽命 為工作期限（h）,對(duì)于一般機(jī)床取值為15000—20000小時(shí)。 式中—額定壽命，—額定負(fù)載，—當(dāng)量動(dòng)載荷，，對(duì)于球軸承，對(duì)于滾子軸承。 由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》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(shí)，力矩載荷較大時(shí)，—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(dòng)軸II各主要零件的設(shè)計(jì) 3.3.1 軸徑的估算 參考《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》表3.10—2得： ，查《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》表1.1—10得：=0.96 ， 取 由轉(zhuǎn)速圖可得： ∴ 轉(zhuǎn)速：(r/min) (r/min) 效率： 查《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》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(zhuǎn)速越小軸徑越大，所以只要滿足轉(zhuǎn)速小的地方的軸徑要求，整個(gè)軸都可以滿足要求。 ∴(mm) ?。╩m） 3.3.2 齒輪的校核 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》得校核齒輪即滿足： ， 對(duì)軸II上齒數(shù)為43的齒輪進(jìn)行校核 ∴ 又由計(jì)算齒輪時(shí)的數(shù)據(jù)得： 比較得： 故該齒輪符合要求。 同理對(duì)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(dòng)軸的校核 對(duì)于傳動(dòng)軸，除重載軸外，一般無須進(jìn)行強(qiáng)度校核，只進(jìn)行剛度驗(yàn)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(dòng)軸上彎曲載荷的計(jì)算，一般由危險(xiǎn)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(zhuǎn)速（r/min）。 傳動(dòng)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(cè)擠壓應(yīng)力的驗(yàn)算 花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為： 式中 —花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)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(duì)) 30304（1對(duì)） 查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》得滾動(dòng)軸承的校核，即要滿足條件：滾動(dòng)軸承的額定壽命 為工作期限（h）,對(duì)于一般機(jī)床取值為15000—20000小時(shí)。 式中—額定壽命，—額定負(fù)載，—當(dāng)量動(dòng)載荷，，對(duì)于球軸承，對(duì)于滾子軸承。 由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》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(shí)，力矩載荷較大時(shí)，—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(dòng)軸III各主要零件的設(shè)計(jì) 3.4.1 軸徑的估算 參考《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》表3.10—2得： ，查《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》表1.1—10得：=0.96 ， 取 由轉(zhuǎn)速圖可得： ∴ 轉(zhuǎn)速：（r/min） 效率： 查《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》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(jī)械設(shè)計(jì)》得校核齒輪即滿足： ， 對(duì)軸III上齒數(shù)為63的齒輪進(jìn)行校核 ∴ 又由計(jì)算齒輪時(shí)的數(shù)據(jù)得： 比較得： 故該齒輪符合要求。 同理對(duì)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(gè)齒輪也符合要求。 圖3.8 三聯(lián)滑移齒輪圖 3.4.3 傳動(dòng)軸的校核 對(duì)于傳動(dòng)軸，除重載軸外，一般無須進(jìn)行強(qiáng)度校核，只進(jìn)行剛度驗(yàn)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(dòng)軸上彎曲載荷的計(jì)算，一般由危險(xiǎn)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(zhuǎn)速（r/min）。 傳動(dòng)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(cè)擠壓應(yīng)力的驗(yàn)算 花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為： 式中 —花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)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(duì)) 61806（1對(duì)） 30305（1對(duì)） 查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》得滾動(dòng)軸承的校核，即要滿足條件：滾動(dòng)軸承的額定壽命 為工作期限（h）,對(duì)于一般機(jī)床取值為15000—20000小時(shí)。 式中—額定壽命，—額定負(fù)載，—當(dāng)量動(dòng)載荷，，對(duì)于球軸承，對(duì)于滾子軸承。 由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》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(shí)，力矩載荷較大時(shí)，—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(dòng)軸IV各主要零件的設(shè)計(jì) 3.5.1 軸徑的估算 參考《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》表3.10—2得： ，查《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》表1.1—10得：=0.96 ， 取 由轉(zhuǎn)速圖可得： ∴ 轉(zhuǎn)速：(r/min) 效率： 功率：(kw) ∴(mm) 取(mm) 3.5.2 齒輪的校核 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》得校核齒輪即滿足： ， 對(duì)軸IV上齒數(shù)為50的齒輪進(jìn)行校核 ∴ 又由計(jì)算齒輪時(shí)的數(shù)據(jù)得： 比較得： 故該齒輪符合要求。 同理對(duì)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(dòng)軸的校核 對(duì)于傳動(dòng)軸，除重載軸外，一般無須進(jìn)行強(qiáng)度校核，只進(jìn)行剛度驗(yàn)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(dòng)軸上彎曲載荷的計(jì)算，一般由危險(xiǎn)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(zhuǎn)速（r/min）。 傳動(dòng)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(cè)擠壓應(yīng)力的驗(yàn)算 花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為： 式中 —花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)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(duì)) 30308（1對(duì)） 查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》得滾動(dòng)軸承的校核，即要滿足條件：滾動(dòng)軸承的額定壽命 為工作期限（h）,對(duì)于一般機(jī)床取值為15000—20000小時(shí)。 式中—額定壽命，—額定負(fù)載，—當(dāng)量動(dòng)載荷，，對(duì)于球軸承，對(duì)于滾子軸承。 由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》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(shí)，力矩載荷較大時(shí)，—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(dòng)軸V各主要零件的設(shè)計(jì) 3.6.1 軸徑的估算 參考《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》表3.10—2得： ，查《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》表1.1—10得：=0.96 ， 取 由轉(zhuǎn)速圖可得： ∴ 轉(zhuǎn)速：(r/min) 效率： 功率：（kw） ∴（mm） ?。╩m） 3.6.2 齒輪的校核 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》得校核齒輪即滿足： ， 對(duì)軸V上齒數(shù)為50的齒輪進(jìn)行校核 ∴ 又由計(jì)算齒輪時(shí)的數(shù)據(jù)得： 比較得： 故該齒輪符合要求。 同理對(duì)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(dòng)軸的校核 對(duì)于傳動(dòng)軸，除重載軸外，一般無須進(jìn)行強(qiáng)度校核，只進(jìn)行剛度驗(yàn)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(dòng)軸上彎曲載荷的計(jì)算，一般由危險(xiǎn)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(zhuǎn)速（r/min）。 傳動(dòng)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(cè)擠壓應(yīng)力的驗(yàn)算 花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為： 式中 —花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)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(duì)) 查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》得滾動(dòng)軸承的校核，即要滿足條件：滾動(dòng)軸承的額定壽命 為工作期限（h）,對(duì)于一般機(jī)床取值為15000—20000小時(shí)。 式中—額定壽命，—額定負(fù)載，—當(dāng)量動(dòng)載荷，，對(duì)于球軸承，對(duì)于滾子軸承。 由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》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(shí)，力矩載荷較大時(shí)，—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(dòng)軸VI各主要零件的設(shè)計(jì) 3.7.1 軸徑的估算 參考《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》表3.10—2得： ，查《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》表1.1—10得：=0.96 ， 取 由轉(zhuǎn)速圖可得： ∴ 轉(zhuǎn)速：(r/min) 效率： 功率：kw ∴(mm) 取(mm) 3.7.2 主軸上一對(duì)齒輪的計(jì)算 （1）由于CA6140金屬切削機(jī)床主軸箱里的主軸轉(zhuǎn)速不是很高，運(yùn)作時(shí)比較平穩(wěn)，所以初選主軸與軸V相嚙合的一對(duì)齒輪中，小齒輪的齒數(shù)為24，齒輪精度為7級(jí)，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(jì)算所傳遞的扭矩 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》得，且由以上計(jì)算可知： r/min kw ∴ (Nmm) （c）查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-7，取得齒寬系數(shù) （d）查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-6，得材料的彈性影響系數(shù) （e）查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-21d，得 , （f）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，參考《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-13得： （g）查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-19，取， （h）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-12得： (MPa) (MPa) （2）計(jì)算小齒輪分度圓直徑，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》得，代入中較小的值 ∴ (mm) （a）計(jì)算圓周速度V： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》得： ，代入已計(jì)算的數(shù)據(jù)得 (r/min) （b）計(jì)算齒寬b ： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》得：(mm) （c）計(jì)算齒寬與齒高之比： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》得：模數(shù) 齒高(mm) ∴ （d）計(jì)算載荷系數(shù)： 根據(jù)，齒輪精度為7級(jí)，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-8得 動(dòng)載系數(shù)，又直齒輪 ，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-2 得 使用系數(shù)，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-4，用插值法得7級(jí)精度的小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，，由，及查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-13得 故載荷系數(shù) （e）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-10a得：，代入已有數(shù)據(jù)得： (mm) （f）計(jì)算模數(shù)m ： （3）按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-5得，彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式為 （a） 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-20c查得 彎曲強(qiáng)度極限， （b）由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-18,取彎曲疲勞壽命系數(shù)， （c）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力： 取彎曲疲勞安全系數(shù) ，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式10-12得： (MPa) (MPa) （d） 計(jì)算載荷系數(shù)： （e） 查取齒形系數(shù)： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-5 得齒形系數(shù) ， （f） 查應(yīng)力校正系數(shù)： 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-5 得應(yīng)力校正系數(shù) ， （g） 計(jì)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(shè)計(jì)計(jì)算: 由彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式為 ，代入數(shù)據(jù)得： ，整圓成 ，查《實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》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(duì)齒輪的模數(shù)。 則此時(shí)按,大、小齒輪的齒數(shù)分別為： ，整圓成 （4）幾何尺寸的計(jì)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(jī)械設(shè)計(jì)》得校核齒輪即滿足： ， 對(duì)軸VI上齒數(shù)為50的齒輪進(jìn)行校核 ∴ 又由計(jì)算齒輪時(shí)的數(shù)據(jù)得： 比較得： 故該齒輪符合要求。 同理對(duì)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(dòng)軸的校核 對(duì)于傳動(dòng)軸，除重載軸外，一般無須進(jìn)行強(qiáng)度校核，只進(jìn)行剛度驗(yàn)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(dòng)軸上彎曲載荷的計(jì)算，一般由危險(xiǎn)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(zhuǎn)速（r/min）。 傳動(dòng)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(cè)擠壓應(yīng)力的驗(yàn)算 花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為： 式中 —花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)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(duì))、圓柱滾子軸承NU218（1個(gè)）、推力球軸承51120/P5(1對(duì))、雙列圓柱滾子軸承NN3012（1對(duì)）。 查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》得滾動(dòng)軸承的校核，即要滿足條件：滾動(dòng)軸承的額定壽命 為工作期限（h）,對(duì)于一般機(jī)床取值為15000—20000小時(shí)。 式中—額定壽命，—額定負(fù)載，—當(dāng)量動(dòng)載荷，，對(duì)于球軸承，對(duì)于滾子軸承。 由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》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(shí)，力矩載荷較大時(shí)，—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(jié)論與展望 通過兩周的時(shí)間查閱書籍資料等，對(duì)金屬切削機(jī)床的產(chǎn)生、發(fā)展動(dòng)態(tài)及國內(nèi)外行業(yè)的發(fā)展現(xiàn)狀有了大致的了解。 同時(shí)，還進(jìn)一步了解和掌握CA6140車床主軸箱的結(jié)構(gòu)構(gòu)成，各組成部分的功用等進(jìn)行該課題所需要的一些前期資料，為以后課題的如期進(jìn)行打下了良好的基礎(chǔ)。設(shè)計(jì)主要對(duì)主軸箱中的傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行了研究，確定了傳動(dòng)系統(tǒng)圖，轉(zhuǎn)速圖等，然后對(duì)主軸箱中的各根軸以及軸上的齒輪，軸承等主要零部件進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，最后對(duì)設(shè)計(jì)的齒輪，軸承及花鍵軸進(jìn)行校核，最后都符合要求。但考慮到本人第一次進(jìn)行本次設(shè)計(jì)工作，有些地方還是需要進(jìn)一步地了解，比如主軸箱設(shè)計(jì)優(yōu)化問題，簡化結(jié)構(gòu)提高它的傳動(dòng)效率的方法，保證主軸箱的安全性和可靠性的設(shè)計(jì)等。對(duì)于繪圖與計(jì)算方面的能力還有待提高，通過這次的的畢業(yè)