C6140普通車床主軸箱設計【含CAD圖紙、說明書】

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指導教師 簽名 簽名 簽名 教研室主任 科學組組長 簽名 系主任 簽名 年 月 日 III 摘要 車床主要是為了進行車外圓 車端面和鏜孔等項工作而設計的機床 車削很少在其 他種類的機床上進行 而且任何一種其他機床都不能像車床那樣方便地進行車削加工 由于車床還可以用來鉆孔和鉸孔 車床的多功能性可以使工件在一次安裝中完成幾種加 工 因此 在生產(chǎn)中使用的各種車床比任何其他種類的機床都多 車床的基本部件有 床身 主軸箱組件 尾座組件 溜板組件 絲杠和光杠 主軸箱安裝在內(nèi)側導軌的固定位置上 一般在床身的左端 它提供動力 并可使工 件在各種速度下回轉 它基本上由一個安裝在精密軸承中的空心主軸和一系列變速齒輪 類似于卡車變速箱 所組成 通過變速齒輪 主軸可以在許多種轉速下旋轉 大多數(shù)車 床有 8 12 種轉速 一般按等比級數(shù)排列 而且在現(xiàn)代機床上只需扳動 2 4 個手柄 就能 得到全部轉速 一種正在不斷增長的趨勢是通過電氣的或者機械的裝置進行無級變速 由于機床的精度在很大程度上取決于主軸 因此 主軸的結構尺寸較大 通常安裝 在預緊后的重型圓錐滾子軸承或球軸承中 主軸中有一個貫穿全長的通孔 長棒料可以 通過該孔送料 主軸孔的大小是車床的一個重要尺寸 因此當工件必須通過主軸孔供料 時 它確定了能夠加工的棒料毛坯的最大尺寸 關鍵字 車床 主軸箱組件 主軸 無級變速 IV Abstract Lathes are machine tools designed primarily to do turning facing and boring Very little turning is done on other types of machine tools and none can do it with equal facility Because lathes also can do drilling and reaming their versatility permits several operations to be done with a single setup of the work piece Consequently more lathes of various types are used in manufacturing than any other machine tool The essential components of a lathe are the bed headstock assembly tailstock assembly and the leads crew and feed rod The headstock is mounted in a foxed position on the inner ways usually at the left end of the bed It provides a powered means of rotating the word at various speeds Essentially it consists of a hollow spindle mounted in accurate bearings and a set of transmission gears similar to a truck transmission through which the spindle can be rotated at a number of speeds Most lathes provide from 8 to 18 speeds usually in a geometric ratio and on modern lathes all the speeds can be obtained merely by moving from two to four levers An increasing trend is to provide a continuously variable speed range through electrical or mechanical drives Because the accuracy of a lathe is greatly dependent on the spindle it is of heavy construction and mounted in heavy bearings usually preloaded tapered roller or ball types The spindle has a hole extending through its length through which long bar stock can be fed The size of maximum size of bar stock that can be machined when the material must be fed through spindle Key words Lathes headstock assembly variable speed V 目錄 摘要 III ABSTRACT IV 1 緒論 1 1 1 畢業(yè)設計的目的 1 1 2 機床主傳動系統(tǒng)設計要求 1 2 車床參數(shù)的擬定 2 2 1 車床主參數(shù)和基本參數(shù) 2 2 1 1 極限切削速度 Vmax Vmin 的確定 2 2 1 2 主軸的極限轉速的確定 2 2 1 3 主軸轉速級數(shù)和公比的確定 3 2 1 4 主電機的選擇 3 3 主傳動系統(tǒng)設計 6 3 1 傳動結構式 結構網(wǎng) 轉速圖的確定 6 3 1 1 傳動形式的確定 6 3 1 2 傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目 6 3 1 3 傳動系統(tǒng)擴大順序的安排 7 3 1 4 繪制轉速圖 7 3 1 5 轉速圖的擬定 7 3 1 6 分配降速比 8 3 2 齒輪齒數(shù)的確定及傳動系統(tǒng)圖的繪制 10 3 2 1 帶輪確定 10 3 2 2 齒輪齒數(shù)的確定的要求 14 4 強度計算和結構草圖設計 17 4 1 確定計算轉速 17 4 1 1 各軸 齒輪的計算轉速 17 4 2 軸的估算和驗算 19 4 2 1 主軸的設計與計算 19 4 2 2 傳動軸直徑的估算 22 4 3 齒輪模數(shù)的估算和計算 24 4 3 1 齒輪模數(shù)的估算 24 4 3 2 齒輪模數(shù)的驗算 26 VI 4 4 軸承的選擇與校核 31 4 4 1 一般傳動軸上的軸承選擇 31 4 4 2 主軸軸承的類型 31 4 4 3 軸承間隙調(diào)整和預緊 33 4 4 4 軸承的較核 34 4 4 5 軸承的密封和潤滑 36 4 5 片式摩擦離合器的選擇與驗算 36 4 5 1 按扭矩選擇 36 4 5 2 片式離合器的計算 36 4 5 3 計算摩擦面的對數(shù) Z 37 5 主軸箱的箱體設計 39 6 結論與展望 40 6 1 結論 40 6 2 展望 40 致 謝 41 參考文獻 42 CA6140 車床主軸變速箱的設計 1 1 緒論 1 1 畢業(yè)設計的目的 通過機床主運動機械變速傳動系統(tǒng)的結構設計 在擬定傳動和變速的結構方案過程 中 得到設計構思 分析方案 結構工藝性 機械制圖 零件計算 編寫技術要求文件 和查閱級數(shù)資料等方面的綜合訓練 樹立正確的設計思想 掌握機床設計的過程和方法 使原有的知識有了進一步的加深 1 課程設計屬于機械系統(tǒng)設計課程的延續(xù) 通過設計實踐 進一步學習掌握機械系 統(tǒng)的一般方法 2 培養(yǎng)綜合運用機械制圖 機械設計基礎 精度設計 金屬工藝學 材料熱處理及 結構工藝等相關知識 進行工程設計的能力 3 培養(yǎng)使用手冊 圖冊 有關資料及設計標準規(guī)范的能力 4 提高技術總結及編制技術文件的能力 5 為進入工廠打下基礎 1 2 機床主傳動系統(tǒng)設計要求 1 主軸具有一定的轉速和足夠的轉速范圍 轉速級別 能夠實現(xiàn)運動的開停 變速 換向和制動等 以滿足機床的運動要求 2 主電動機具有足夠的功率 全部機構和元件具有足夠的強度和剛度 以滿足 機床的傳動要求 3 主運動的有關機構 特別是主軸組件有足夠的精度 抗振性 溫升小和噪音 小 傳動效率高 以滿足機床的工作性能要求 4 操作靈活可靠 調(diào)整維修方便 潤滑密封良好 以滿足機床的使用要求 5 結構緊湊簡單 工藝性好 成本低 以滿足經(jīng)濟要求 三 車床主要參數(shù) 規(guī)格尺寸 最大工件回轉直徑 D mm 400 刀架上最大回轉直徑 D1 200 主軸通孔直徑 d 50 主軸頭號 JB2521 79 6 最大工件長度 L 750 2000 無錫太湖學院畢業(yè)設計說明書 2 2 車床參數(shù)的擬定 2 1 車床主參數(shù)和基本參數(shù) 2 1 1 極限切削速度 Vmax Vmin 的確定 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 2 1 允許的切速極限參考值 加 工 條 件 Vmax m min Vmin m min 硬質合金刀具粗加工鑄鐵工件 30 50 硬質合金刀具半精或精加工碳鋼工件 150 300 螺紋加工和鉸孔 3 8 根據(jù)給出條件 取 Vmax 200 m min 螺紋加工和鉸孔時取 Vmin 5 m min 2 1 2 主軸的極限轉速的確定 計算車床主軸極限轉速時的加工直徑 按經(jīng)驗分別取 K 0 5 Rd 0 25 dmax KD 0 5 400 200mm dmin Rd dmax 0 25x200 50mm 其中 dmax d min 并不是指機床上可加工的最大和最小直徑 而是指實際使用情況下 采用 Vmax Vmin 時常用的經(jīng)濟加工直徑 則主軸極限轉速應為 取標準數(shù)列數(shù)值 即 1400r minmaxn 在 中考慮車螺紋和鉸孔時 其加工的最大直徑 應根據(jù)實際加工情況選取min maxd 因此 此處選最大直徑為 50mm50 4 in 8 31504 1maxinin rdv in 1273504 310inmaxmax rdv CA6140 車床主軸變速箱的設計 3 取標準數(shù)列數(shù)值 即 31 5r minmin 轉速范圍 Rn iax 轉速范圍 Rn 44 44r minmin5 3140 考慮到設計的機構復雜程度要適中 故采用常規(guī)的擴大傳動 并選級數(shù) Z 12 今以 和 代入公式 得 R 12 7 和 43 8 因此取 更合適 各級轉41 26 1 nR41 速數(shù)列可直接從標準的數(shù)列表中查出 標準轉速數(shù)列表給出了 的從 1 10000 的06 數(shù)值 因為 從表中找到 1440r min 就可以每個 5 個數(shù)值選取一個 60 1max 得列表如下 31 5 45 63 90 125 180 250 355 500 710 1000 1400 2 1 3 主軸轉速級數(shù) Z 和公比 的確定 已知 1minax ZR 取 Z 12 級 minax1Zn 124 8 43 R 1440 31 5maxnmin7 5 310in 綜合上述可得 主傳動部件的運動參數(shù) Z 12 1 41i 4maxr in minr 2 1 4 主電機的選擇 合理地確定電機功率 N 使機床既能充分發(fā)揮其性能 滿足生產(chǎn)需要 又不致使電機 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如表 2 2 所示 刀具材料 YT15 工件材料 45 號鋼 切削方式 車削外圓 查下表可知 切深 ap 3 5mm 進給量 f s 0 35mm r 無錫太湖學院畢業(yè)設計說明書 4 切削速度 V 90m min 表 2 2 中型普通車床典型重切削條件下的切削用量 320 40 切削用量 普通型 輕型 普通型 輕型 切深 pa 3 5 3 4 3 5 進給量 f 0 35 0 25 0 4 0 35 切削速度 v 90 75 100 80 功率估算法用的計算公式 a 主切削力 b 切削功率 Pc KWFVC45 612093 c 估算主電機功率 min 140rnd KPC56 8 總 中型機床上 一般都采用三相交流異步電動機作為動力源 可以在系列中選用 在選擇 電動機型號時 應注意 根據(jù)機床切削能力的要求確定電機功率 但電動機都已經(jīng)標準化 因此選取相應的標 準值 KWP5 電機轉速 dn 選用時 要使電機轉速 與主軸最高轉速 和 I 軸轉速相近或相宜 以免采用過dnmaxn 大的升速或過小的降速傳動 查 機械設計手冊 可知 P 值為 5 5KW 按我國生產(chǎn)的電機在 Y 系列的額定功率選擇 Nfapc 30265 3 01107 75 CA6140 車床主軸變速箱的設計 5 表 2 3 Y 系列的額定功率 電機型號 額定功率 滿載轉速 同步轉速 A B C D E 0 018 Y132S 4 5 5KW 1440 1500 216 140 89 38 0 002 80 F G H K AB AC AD HD BB L 10 33 132 12 280 270 210 315 200 475 圖 2 1 為 Y 系列的電機的外形圖 圖 2 1 為 Y 系列的電機的外形圖 無錫太湖學院畢業(yè)設計說明書 6 3 主傳動系統(tǒng)設計 3 1 傳動結構式 結構網(wǎng) 轉速圖的確定 3 1 1 傳動形式的確定 集中傳動方式 傳動系的全部傳動和變速機構集中裝在同一個主軸箱內(nèi) 集中傳動適用于中 大型機床 尤其是 CA6140 其優(yōu)點是結構緊湊 便于集中操縱 安裝調(diào)整方便 利于降低制造成本 缺點是運轉的傳動件在運轉過程中所產(chǎn)生的振動 熱量 會使主軸產(chǎn)生變形 使主軸回轉中心線偏離正確位置而直接影響加工精度 3 1 2 傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目 擬定傳動鏈的基本原則 就是以經(jīng)濟的滿足對機床的要求 可以滿足同樣要求的方案 有很多種 在進行傳動鏈的可能性分析時 應根據(jù)經(jīng)濟合理的原則 選出有最好的方案 轉速圖有助于各種方案的比較 并為進一步確定傳動系統(tǒng)提供方便 擬定主運動轉速圖 應該按照下列步驟進行 擬定傳動方案 包括傳動形式的選擇以及開停 換向 操縱等整個傳動系統(tǒng)的確定 傳動形式則指傳動和變速的元件 機構以及組成 安排不同特點的傳動形式 變速類型 傳動方案和形式與結構的復雜程度密切相關 和工作性能也有關 因此 確定傳動 方案和形式 要從結構 工藝 性能 以及經(jīng)濟性等多方面統(tǒng)一考慮 級數(shù)為 的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳遞組組成 各傳動組分別有Z 個傳動副 4321 即 21 傳動副數(shù)由于結構的限制以 2 或 3 為適合 即變速級數(shù) Z 應為 2 和 3 的因子 即 baZ32 實現(xiàn) 12 級主軸轉速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副的組合 1 2 4 3412 3 4 23 5 在上述方案中 1 2 方案有時可以省掉一根軸 缺點是一個傳動組內(nèi)有四個傳動 CA6140 車床主軸變速箱的設計 7 副 如果用一個四聯(lián)滑移齒輪 則會增加軸向尺寸 如果用兩個雙聯(lián)滑移齒輪 則操縱 機構必須互銷 以防止兩個滑移齒輪同時嚙合 所以一般少用 3 4 5 方案 按照傳動副 前多后少 的原則選擇 Z 3 2 2 這一方案 但 軸換向采用雙向片式摩擦離合器結構 軸的軸向尺寸不至于過大 以免加長變速箱尺 寸 第一傳動組的傳動副不宜過多 以 2 為宜因此此方案不宜采用 而應選擇 12 2 3 2 方案 4 是比較合理的 12 2 3 2 3 1 3 傳動系統(tǒng)擴大順序的安排 12 2 3 2 的傳動副組合 其傳動組的擴大順序又可以有形式 1 6213 2 根據(jù)級比指數(shù)分配要 前密后疏 的原則 應選用 Z 這一方案 然而1236 對于我們所設計的結構將會出現(xiàn)兩個問題 第一變速組采用降速傳動時 由于摩擦離合器徑向結構尺寸限制 使得 軸上的齒 輪直徑不能太小 軸上的齒輪則會成倍增大 這樣 不僅使 軸間中心距加大 而 且 軸間的中心距也會輥大 從而使整個傳動系統(tǒng)結構尺寸增大 這種傳動不宜采用 如果第一變速組采用升速傳動 則 軸至主軸間的降速傳動只能同后兩個變速組承 擔 為了避免出現(xiàn)降速比小于允許的杉限值 常常需要增加一個定比降速傳動組 使系 統(tǒng)結構復雜 這種傳動也不是理想的 如果采用 這一方案則可解決上述存在的問題 6132 3 1 4 繪制轉速圖 車床主傳動系統(tǒng)轉速結構圖如圖 3 1 所示 3 1 5 轉速圖的擬定 運動參數(shù)確定以后 主軸各級轉速就已知 切削耗能確定了電機功率 在此基礎上 選擇電機型號 確定各中間傳動軸的轉速 這樣就擬定主運動的轉速圖 使主運動逐步 具體化 無錫太湖學院畢業(yè)設計說明書 8 3 1 6 分配降速比 設計機床主軸變速傳動時 為了避免從動齒輪過大而增加箱體的徑向尺寸 一般限制 降速最小傳動比 Umin 1 4 為避免擴大傳動誤差 減少振動噪聲 一般限制直齒圓柱齒 輪的最大升速比 Umax 因此決定了一個傳動組的最大變速范圍2 8 minax ur 該車床主軸傳動系統(tǒng)共設有四個傳動組其中有一個是帶傳動 根據(jù)降速比分配應 前慢后快 的原則以及摩擦離合器的工作速度要求 確定各傳動組最小傳動比 總的傳動比 a 決定軸 的最小降速傳動比主軸上的齒輪希望大一些 能起到飛輪的作用 所以最 后一個變速組的最小降速傳動比取極限 1 4 公比 1 41 1 41 4 4 6132 最末一級間的間隔為 6 級 1 min47 5140 3 電總uminiincbau皮總 44min cu9 11 264 cu42mincc 圖 3 1 轉速結構網(wǎng) 132 280 44 31 25 50 1800r min 1400 1000 710 500 355 250 180 125 90 31 5 45 31 5 CA6140 車床主軸變速箱的設計 9 b 中間軸傳動比 可按先快后慢的原則 確定最小傳動比 根據(jù)基比指數(shù)確定其他傳動比 軸最小傳動比 miniamincbuu 因為 所以 軸最小傳動 軸采用升速傳動 加大齒輪 外徑 使主動輪齒根直徑大于離合器外轂 因此 皮帶輪的傳動比為 4in1 c5 01232 bu71 4 12b 214 1 2mina u 41 132 au214 12min2 au 49 01 21 2 皮u 33min bbu 無錫太湖學院畢業(yè)設計說明書 10 3 2 傳動原理圖 3 2 齒輪齒數(shù)的確定及傳動系統(tǒng)圖的繪制 3 2 1 帶輪確定 因為床頭箱內(nèi)部緊湊 而第一軸除皮帶輪外的受力不大 沒有必要為抵消皮帶的拉 力而選用大的軸承和軸 所以用卸荷式帶輪結構更劃算 1 選擇三角帶型號 根據(jù)計算功率 NKPac P 電機額定功率 Ka 工作情況系數(shù) 車床的啟動載荷輕 工作載荷穩(wěn)定 兩班制工作時 取 Ka 1 1 CA6140 車床主軸變速箱的設計 11 故 5 5x1 1 6 05KKWPKac 2 選擇 V 帶的帶型 根據(jù)計算功率和電機額定轉速查機械設計圖 8 11 選用 B 型 3 確定小帶輪的基準直徑 并驗算帶速 vd 皮帶輪的直徑越小 帶的彎曲應力就越大 為了提高帶的使用壽命 小帶輪直徑不 宜過小 1 初選小帶輪的基準直徑 1d 由表 8 6 和表 8 8 取小帶輪的基準直徑 1321d 2 驗算帶速 vsmnd 54 76014160 電 因為 5m s V 30m s 故帶速合適 4 計算大帶輪的基準直徑 因為 1 22d14 皮u 得 軸的轉速 n1 為 699 85r min 所以 27306 1d2 d 大帶輪直徑圓整為 280 4 2803u1 d皮 軸的實際轉速 min 9 67 rn 轉速誤差 031 85 對于帶傳送裝置 轉速誤差允許在 范圍內(nèi) 5 5 確定 V 帶的中心距 2 7 021dada 初定中心距為 500mm 無錫太湖學院畢業(yè)設計說明書 12 由下列公式計算所需的基準長度 Ld madaLd 1 6584 22012210 由 查表 8 2 選帶的基準長度 Ld 1600mm 按下列公式計算實際中心距 a 5306 90 5200 dLa 6 驗算小帶輪的包角 1 1204 6350 71483 57 18012 ad 因此 小帶輪包角取值合理 7 計算帶的根數(shù) Z 1 計算單根 V 帶的額定功率 Pr 由 和 B 型帶查表 8 4a 由插補法得 321md in 140 電n70KWP 由 和 B 型帶查表 8 4b 得 1di kwP4 0 查表 8 5 得 表 8 2 得95 a 92 LKWKPaLr 5 50 4 17 0 2 計算單根 V 帶的根數(shù) Z 69 25 0 rcaPZ 因此 帶的根數(shù)為 3 8 計算單根 V 帶的初拉力的最小值 min 0F 帶型 Y Z A B C D E 0 02 0 06 0 10 0 18 0 30 0 61 0 92 由上表知道 B 型帶的單位長度質量 q 0 18kg m NvqZKPFac 4 285 718054 739 06 2 5 5 2 0min 20 CA6140 車床主軸變速箱的設計 13 應使帶的實際初拉力 0Fmin 9 計算壓軸力 p 壓軸力的最小值 NFZp 136024 sin 283sin 2min 0 帶輪結構工作表如下表所示 帶輪直徑 mm帶型號 帶長 Ld 中心距 大帶輪 小帶輪 帶根數(shù) 作用于軸上的 壓力 B 1600 530 280 132 3 1360N 主軸箱的動力是從主電機經(jīng)過皮帶輪和三角帶傳遞給軸 并且輸進主軸箱 為防 止軸 在三角帶的張力作用下產(chǎn)生變形 設計時將皮帶輪先通過花鍵套 滾動軸承和法 蘭安裝在箱體上 從而使張力由床身承受 扭矩由花鍵套傳遞給軸 軸 不在因皮帶 輪的張力而產(chǎn)生彎曲變形 故軸 上的零件的動作條件得到改善 如下圖所示 無錫太湖學院畢業(yè)設計說明書 14 3 2 2 齒輪齒數(shù)的確定的要求 1 確定齒輪齒數(shù) 可用計算法或查表確定齒輪齒數(shù) 后者更為簡便 根據(jù)要求的傳動比 u 和初步定出 的傳動副齒數(shù)和 查表即可求出小齒輪齒數(shù)ZS 選擇時應考慮 1 傳動組小齒輪應保證不產(chǎn)生根切 對于標準齒輪 其最小齒數(shù) 17 miniZ 2 齒輪的齒數(shù)和 不能太大 以免齒輪尺寸過大而引起機床結構增大 一般推薦齒數(shù)和ZS 100 120 ZS 3 同一變速組中的各對齒輪 其中心距必須保證相等 4 采用三聯(lián)滑移齒輪時 最大齒輪齒數(shù)與次大齒輪齒數(shù)差應該大于或等于 4 5 保證強度和防止熱處理變形過大 齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚 6 保證主軸的轉速誤差在規(guī)定的范圍之內(nèi) 卸荷式皮帶輪 1 皮帶輪 2 花鍵套筒 3 螺釘 4 支撐套 CA6140 車床主軸變速箱的設計 15 查 機械制造裝備設計 表 3 9 第一變速組 時 70 72 75 84 41 au685 zS 時 72 75 84 2 2a 9z 符合條件的 72 75 和 84 因此選 于是得變速組 a 的兩個傳動副的主從齒輪數(shù)分別為 49 35 28 5684 zS 第二變速組 時 82 84 85 87 89 90 1 bu0z 時 84 86 87 89 90 224 b81 zS 時 81 84 87 88 91 331 bu0z 符合條件的 和 8784 zS 因此選 于是得變速組 b 的三個傳動副的主從齒輪數(shù)分別為 7z 36 51 29 58 23 64 第三變速組 時 84 86 87 89 90 92 93 95 104 105 21 cu81zS 時 84 85 86 89 90 91 94 95 104 105 4 2c z 符合條件的 104 和 10595zS 因此選 于是得變速組 c 的兩個傳動副的主從齒輪數(shù)分別為 10 z 70 35 21 84 表 3 3 變速組 第一變速組 第二變速組 第三變速組 齒數(shù)和 84 87 105 齒輪 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z1 1 Z12 Z13 Z14 無錫太湖學院畢業(yè)設計說明書 16 齒數(shù) 49 35 28 56 36 51 29 58 23 64 70 35 21 84 2 驗算主軸轉速誤差 由于確定的齒輪齒數(shù)所得的實際轉速與傳動設計的理論轉速難以完全相符 需要驗算 主軸各級轉速 最大誤差不得超過 10 1 主軸各級實際轉速值用下式計算 cbuna皮電實 1 其中 滑移系數(shù) 0 02 ua ub uc 分別為各級的傳動比 轉速誤差用主軸實際轉速與標準轉速相對誤差的絕對值表示 n 10 1 4 1 實 際 標 準實 際 n 同樣其他的實際轉速及轉速誤差如下 表 3 4 主軸 轉速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 n10 n11 n12 標準 轉速 31 5 45 63 90 125 180 250 355 500 710 1000 1440 實際 轉速 31 35 44 2 62 33 87 8 123 8 175 1 247 6 350 2 495 3 700 5 990 65 1401 轉速 誤差 0 48 1 8 1 07 2 5 0 97 2 8 0 97 1 4 0 95 1 4 0 94 2 8 轉速誤差滿足要求 3 繪制主傳動系統(tǒng)圖 按照主傳動轉速圖以及齒輪齒數(shù)繪制主傳動系統(tǒng)圖如下 3 5 所示 CA6140 車床主軸變速箱的設計 17 圖 3 5 主傳動系統(tǒng)圖 無錫太湖學院畢業(yè)設計說明書 18 4 強度計算和結構草圖設計 4 1 確定計算轉速 4 1 1 各軸 齒輪的計算轉速 主軸 的計算轉速 III 軸 計算轉速 1 III 軸最低轉速 125r min 2 可使主軸獲得 31 5r min 250r min 兩級轉速 3 其中 250r min 大于 nj 需要傳遞全部功率 4 所以 III 軸計算轉速為 125r min II 軸 計算轉速 1 III 軸計算轉速為 125r min 由 II 軸最低轉速 355r min 得來 需要傳遞全部功率 2 所以 II 軸計算轉速為 355r min I 軸 計算轉速 II 軸計算轉速為 355r min 由 I 軸最低轉速 710r min 得來 需要傳遞全部功率 所以 I 軸計算轉速為 710r min 變速組 c 最小齒輪 z 21 裝在第 III 軸上 使主軸獲得 31 5 180r min 共 6 級 其中主軸的計算轉速為 90r min 故 z 21 齒輪計算轉速為 355r min 齒輪 z 84 裝在第 軸上 獲得 31 5 180r min 共 6 級 其中主軸的計算轉速為 90r min 故 z 84 齒輪計算轉速為 90r min 齒輪 z 70 裝在第 III 軸上 使主軸獲得 250 1400r min 共 6 級 其中主軸的計算轉速為 355r min 故 z 70 齒輪計算轉速為 125r min 齒輪 z 35 裝在第 軸上 獲得 250 1400r min 共 6 級 其中主軸的計算轉速為 90r min min 9041 53321min rZj CA6140 車床主軸變速箱的設計 19 故 z 35 齒輪計算轉速為 250r min 變速組 b 最小齒輪 z 23 裝在第 II 軸上 III 軸獲得 125 355r min 其中 III 軸的計算轉速為 125r min 故 z 23 齒輪計算轉速為 355r min 齒輪 z 64 裝在第 III 軸上 III 軸獲得 125 355r min 其中 III 軸的計算轉速為 125r min 故 z 64 齒輪計算轉速為 355r min z 29 裝在第 II 軸上 III 軸獲得 180 500r min 其中 III 軸的計算轉速為 125r min 故 z 29 齒輪計算轉速為 355r min 齒輪 z 58 裝在第 III 軸上 III 軸獲得 180 500r min 其中 III 軸的計算轉速為 125r min 故 z 58 齒輪計算轉速為 180r min z 36 裝在第 II 軸上 III 軸獲得 250 710r min 其中 III 軸的計算轉速為 125r min 故 z 36 齒輪計算轉速為 355r min 齒輪 z 52 裝在第 III 軸上 III 軸獲得 250 710r min 其中 III 軸的計算轉速為 125r min 故 z 52 齒輪計算轉速為 250r min 變速組 a 最小齒輪 z 28 II 軸獲得 355r min 其中 II 軸的計算轉速為 355r min 故 z 28 齒輪計算轉速為 710r min 齒輪 z 56 II 軸獲得 355r min 其中 II 軸的計算轉速為 355r min 故 z 56 齒輪計算轉速為 355r min 齒輪 z 49 II 軸獲得 1000r min 其中 II 軸的計算轉速為 355r min 無錫太湖學院畢業(yè)設計說明書 20 故 z 49 齒輪計算轉速為 710r min 齒輪 z 35 II 軸獲得 1000r min 其中 II 軸的計算轉速為 355r min 故 z 35 齒輪計算轉速為 1000r min 4 2 軸的估算和驗算 4 2 1 主軸的設計與計算 主軸組件結構復雜 技術要求高 安裝工件的主軸參與切削成形運動 因此它的精度 和性能性能直接影響加工質量 加工精度與表面粗糙度 1 主軸直徑的選擇 查表可以選取前支承軸頸直徑 D1 105 mm 后支承軸頸直徑 D2 0 7 0 85 D 1 73 5 89 25 mm 選取 D2 75 mm 2 主軸內(nèi)徑的選擇 車床主軸由于要通過棒料 安裝自動卡盤的操縱機構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 D 1 D2 2 d1 前軸頸處內(nèi)孔直徑 d 0 55 0 6 D 49 5 54mm 所以 內(nèi)孔直徑取 52mm 主軸錐孔對支撐軸徑 A B 的跳動 近軸端允差 0 005mm 離軸端 300mm 處允差 0 01mm 錐度的接觸率大于 70 表面粗糙度 Ra0 4um 硬度要求 HRC48 3 前錐孔尺寸 前錐孔用來裝頂尖或其它工具錐柄 要求能自鎖 目前采用莫氏錐孔 選擇如下 莫氏錐度號取 6 號 標準莫氏錐度尺寸 大端直徑 D 63 348 CA6140 車床主軸變速箱的設計 21 4 主軸前端懸伸量的選擇 軸懸伸量指主軸前端面到前支撐徑向反力作用點 一般即為前徑支撐中點 的距離 它 主要取決于主軸前端部結構形式和尺寸 前支撐軸配置和密封等 因此 主要由結構設 計確定 懸伸量與主軸部件的剛度和抗振性成反比 故應取小值主軸懸伸量與前軸頸直徑之比 a D1 0 6 1 25 a 0 6 1 5 D 1 66 131 25mm 所以 懸伸量取 120mm 5 主軸合理跨距和最佳跨距 主軸跨距是決定主軸系統(tǒng)精度剛度的重要影響因素 目的是找出在切削力的作用下 主 軸前端的柔度值最小的跨距稱為最優(yōu)跨距 0L 根據(jù)表 3 14 見 金屬切削機床設計 計算前支承剛度 AK 前后軸承均用雙列短圓柱滾子軸承 并采用前端定位的方式 查表 4 170DKA 1700 901 4 9 26 105 N mm 因為后軸承直徑小于前軸承 取 4 1 BAK KB 6 61 105N mm 1 6 03 BAKaL 其中 為參變量BAK 綜合變量 3aEIA 其中 E 彈性模量 取 E 2 0 105 N mm2 I 轉動慣量 I D 4 d4 64 3 14 804 454 1 81 106mm4 3aKEIA 35 6106 98 0 3909 由圖 4 1 主軸最佳跨距計算線圖中 在橫坐標上找出 0 3909的點向上作垂線與 無錫太湖學院畢業(yè)設計說明書 22 的斜線相交 由交點向左作水平線與縱坐標軸相交 得 L0 a 2 5 4 1 BAK 所以最佳跨距 L0 L0 2 5 120 300 又因為合理跨距的范圍 L 合理 0 75 3 L 0 225 1600 所以取 L 625mm 6 主軸剛度的驗算 對于一般受彎矩作用的主軸 需要進行彎曲剛度驗算 主要驗算主軸軸端的位移 y 和 前軸承處的轉角 A 如主軸前端作用一外載荷 F 如下圖 圖 4 1 主軸最佳跨距計算線圖 圖 4 2 主軸布置簡圖 CA6140 車床主軸變速箱的設計 23 切削力 Fz 3026N 撓度 y A EIaLFz3 2 65 2108 0 16 0 029 y 0 0002L 0 0002 625 0 125 yA y 傾角 A EIaLF6 32 65108 0 23 1 0 000269 前端裝有圓柱滾子軸承 查表 A 0 001rad A A 符合剛度要求 7 主軸的材料與熱處理 材料為 45 鋼 調(diào)質到 220 250HBS 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 軸徑應淬硬 4 2 2 傳動軸直徑的估算 傳動軸除應滿足強度要求外 還應滿足剛度要求 強度要求保證軸在反復載荷和扭矩 載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞 車床主軸傳動系統(tǒng)精度要求較高 不允許有較大的變形 因此疲勞強度一般不失是主要矛盾 除了載荷很大的情況外 可不必驗算軸的強度 剛 度要求保證軸在載荷下不發(fā)生過大的變形 因此 必須保證傳動軸有足夠的剛度 傳動軸直徑按扭轉剛度用下列公式 圖 4 3 無錫太湖學院畢業(yè)設計說明書 24 估算傳動軸直徑 mm4 91 jnNd 其中 N 該傳動軸的輸入功率 KW d Nd 電機額定功率 從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積 取 V 帶的傳動效率 0 96 齒輪的傳動效率為 0 995 滾動軸承的傳動效率為 0 99 一對 該傳動軸的計算轉速 r minjn 每米長度上允許的扭轉角 deg m 可根據(jù)傳動軸的要求選取如表 4 1 所示 表 4 1 軸允許的扭轉角 剛度要求 允許的扭轉角 主 軸 一般的傳動軸 較低的傳動軸 0 5 1 1 1 5 1 5 2 對于一般的傳動軸 取 1 5 軸 KW28 596 0 dN 710 r min jn mm1 245 710941 d 為了傳遞轉矩 選用花鍵軸 所以 d1 24 1x 1 7 22 4mm 圓整后去 d1 30mm 軸 KW25 9 065 2 N 355 r min jn CA6140 車床主軸變速箱的設計 25 mm67 285 13942 d 為了傳遞轉矩 選用花鍵軸 所以 d2 28 67x 1 7 26 67mm 圓整后去 d2 35mm 軸 KW0 59 0965 3 N 125r min mmjn 14 37 1243 d 為了傳遞轉矩 選用花鍵軸 所以 d2 37 14x 1 7 34 54mm 圓整后去 mm 403 d 查表可以選取花鍵的型號其尺寸 分別為 741 GBbDZ 軸取 1 0356 軸取 2d4 軸取 312 4 3 齒輪模數(shù)的估算和計算 4 3 1 齒輪模數(shù)的估算 根據(jù)齒輪彎曲疲勞的估算 其中 Z 應為同一齒輪的計算轉速和齒輪齒數(shù) 并且取乘積最小的代入上式 jn 1 第一變速組 由轉速圖得 Z1 49 齒輪的計算轉速為 710r min Z2 35 齒輪的計算轉速為 1000r min Z3 28 齒輪的計算轉速為 710r min Z4 56 齒輪的計算轉速為 355 min 根據(jù) Pd 5 28KW 05 23568 2 m mm 因此取 32jdwznPm 32jdwzn w 無錫太湖學院畢業(yè)設計說明書 26 2 第二變速組 由轉速圖得 Z5 36 齒輪的計算轉速為 355r min Z6 52 齒輪的計算轉速為 250r min Z7 29 齒輪的計算轉速為 355r min Z8 58 齒輪的計算轉速為 180 min Z9 23 齒輪的計算轉速為 355r min Z10 64 齒輪的計算轉速為 125 min Pd 5 25KW 因此取 3 第三變速組 由轉速圖得 Z11 70 齒輪的計算轉速為 125r min Z12 35 齒輪的計算轉速為 250r min Z13 21 齒輪的計算轉速為 355r min Z14 84 齒輪的計算轉速為 90 min Pd 5 20KW 因此取 mw 3 齒輪接觸疲勞強度 mj 其中 為大齒輪的計算轉速 A 為齒輪中心距 jn 由中心距 A 及齒數(shù) 求出模數(shù)1z2 1 第一變速組 Z1 Z2 Z3 Z4 84 Pd 5 28KW 取模數(shù)為 2mm 78 21564 323 jdwznm93 2510 323 jdzn 370jdnP 21Zj mnAjd2 730 Zmj 18421 w CA6140 車床主軸變速箱的設計 27 2 第二變速組 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 87 Pd 5 25KW 取模數(shù)為 3mm 3 第三變速組 Z11 Z12 Z13 Z14 105 Pd 5 2KW 取模數(shù)為 3mm 據(jù)估算所得 和 中較大的值 選取相近的標準模數(shù) mj 第一變速組 m1 2 5 第二變速組 m2 3 第三變速組 m3 3 齒輪塊設計 機床的變速系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速結構 根據(jù)各傳動軸的工 作特點 第一擴大組 第二擴大組以及第三擴大組的滑移齒輪均采用了整體式的滑 移齒輪 所以滑移齒輪與傳動軸間均采用花鍵連接 從工藝角度考慮 其他固定齒輪 主軸上的齒輪除外 也采用花鍵連接 4 3 2 齒輪模數(shù)的驗算 因為設計的是機床 所以齒輪對強度及精度都有一定的要求 齒輪應具有較高的強度 及齒面具有高硬度 齒輪選用的是 40Cr 調(diào)制處理 硬度 250 280HBW 驗算時選相同模 數(shù)中承受載荷最大齒數(shù)最少的齒輪 一般對高速傳動齒輪以驗算接觸疲勞強度 對于低 速傳動的齒輪以驗算彎曲疲勞強度為主 對硬齒面軟齒心的滲碳淬火齒輪 一定要驗算 彎曲疲勞強度 根據(jù)齒輪的接觸疲勞計算齒輪模數(shù)公式為 mm3213 160jjmSj nizPK 根據(jù)齒輪的彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù)公式為 mm 275132 jmsnYz mnAjd6 128370 Zmj 95 721 mnAjd04 1337 Zj 73 25 2 1 無錫太湖學院畢業(yè)設計說明書 28 式中 P 計算齒輪傳遞的額定功率 計算齒輪 小齒輪 的計算轉速 r minJn 齒寬系數(shù) 常取 6 10 m mb 計算齒輪的齒數(shù) 一般取傳動中最小齒輪的齒數(shù) 1z 大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比 用于外嚙合 號用于內(nèi)嚙合 i 12 zi 壽命系數(shù) Ks qNnrKs 工作期限系數(shù) T mTC06 齒輪等傳動件在接觸和彎曲交變載荷下的疲勞曲線指數(shù) m 和基準循環(huán)次數(shù) Co n 齒輪的最低轉速 r min T 預定的齒輪工作期限 中型機床推薦 T 15000 20000h 轉速變化系數(shù)nK 功率利用系數(shù)N 材料強化系數(shù) 幅值低的交變我荷可使金屬材料的晶粒邊界強化 起著阻止疲q 勞細縫擴展的作用 壽命系數(shù) 的極限SKminax SK 當 minimax SS 時 取時 則 取 工作情況系數(shù) 中等沖擊的主運動 1 2 1 6 1 1 動載荷系數(shù)2K 齒向載荷分布系數(shù)3 Y 齒形系數(shù) 許用彎曲 接觸應力 MPa j 1 第一變速組 相同模數(shù)中行承載最大齒數(shù)最少的齒輪為 Z 28 Z 28 位于 軸 屬于高速軸 按照接觸疲勞強度驗算齒輪模數(shù) KW28 5 N mm70 mzd CA6140 車床主軸變速箱的設計 29 節(jié)圓速度 m s61 2607 ndV 由表 8 可得 取精度等級為 7 級 1 2 2K2 1 由表 9 得 13K qNnrs mTC0631 107356 T 0 90 nK w4 qK 6 931 s 由表可知 maxS 所以 取 Ks 0 6 由表 11 許用應力知 取齒輪材料為 45 整淬 1100MPa 320MPa j 由表 10 可知 可查得 Y 0 453213 160jjmSj nizPK 96 1701284728 56 1603 2 j 所以 模數(shù)取 2 5 符合要求 同樣可以校核其它齒輪的模數(shù)也符合要求 2 第二變速組 相同模數(shù)中行承載最大齒數(shù)最少的齒輪為 Z 23 按照接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度驗算齒輪模數(shù) KW25 N mm693 mzd 節(jié)圓速度 m s28 1035 ndV 由表 8 可得 取精度等級為 7 級 1 2 2K2 1 無錫太湖學院畢業(yè)設計說明書 30 由表 9 得 13K qNnrs mTC0631 107563 T 0 90 nK w4 qK 6931 s 由表可知 maxS 所以 取 Ks 0 6 由表 11 許用應力知 取齒輪材料為 45 整淬 1100MPa 320MPa j 由表 10 可知 可查得 Y 0 4083213 160jjmSj nizPK 57 23102873 6 1603 2 j 2751323 jmsnYzNK 36 2057408 63 所以 模數(shù)取 3 符合要求 3 第三變速組 相同模數(shù)中行承載最大齒數(shù)最少的齒輪為 Z 19 按照彎曲疲勞強度和彎曲疲勞強度驗算齒輪模數(shù) KW2 5 N mm631 mzd 節(jié)圓速度 m s17 05 ndV 由表 8 可得 取精度等級為 7 級 1 2 2K2 1 由表 9 得 13K CA6140 車床主軸變速箱的設計 31 qNnrKs mTC0631 107356 T 0 90 n w4 q 6931 Ks 由表可知 maxKS 所以 取 Ks 0 6 由表 11 許用應力知 取齒輪材料為 45 整淬 1100MPa 320MPa j 由表 10 可知 可查得 Y 0 3863213 160jjmSj nizPK 78 23510276 5 1603 2 j 25132 jmsnYzNK 52 30786 0 7 所以 模數(shù)取 3 符合要求 表 4 2 無錫太湖學院畢業(yè)設計說明書 32 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14 齒數(shù) 49 35 28 56 36 52 29 58 23 64 70 35 21 84 模數(shù) 2 5 3 3 分度 圓直 徑 122 5 87 5 70 140 108 156 87 174 69 192 210 105 63 252 齒根 高 h 125 3 5 2 mca 3 75 3 75 齒頂 高 h a 3 3 齒頂 圓直 徑 da 127 5 92 5 75 145 114 162 93 180 75 198 216 111 69 258 齒根 圓直 徑 df 116 25 81 25 63 75 133 75 101 5 148 5 79 5 166 5 61 5 184 5 202 5 97 5 55 5 244 5 中心 距 105 130 5 157 5 齒寬 17 5 21 21 4 4 軸承的選擇與校核 機床傳動軸常用的滾動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 有時在沒有軸向力時 也常采用這種軸承 選擇軸承的型式和尺寸 首先取決于承載能 力 但也要考慮其它結構條件 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到支承孔直徑的安排要求 花鍵軸兩端裝軸承的軸頸尺 寸至少有一個應小于花鍵的內(nèi)徑 一般傳動軸承選用 G 級精度 4 4 1 一般傳動軸上的軸承選擇 為了安裝方便 軸上傳動件的外徑均小于箱體左側支承孔直徑 均采用深溝球軸 承 為了便于裝配和軸承間隙調(diào)整 軸均采用圓錐滾子軸承 滾動軸承均采用 E 級 精度 其具體的型號和尺寸如下 軸 前支撐 6206 中支撐 6206 6205 后支撐 6207 CA6140 車床主軸變速箱的設計 33 軸 前支撐 30206 后支撐 30206 軸 前支撐 30208 中支撐 6210 后支撐 30208 4 4 2 主軸軸承的類型 主軸的前軸承選取雙列向心短圓柱滾子軸承 內(nèi)孔有 1 12 錐度 與主軸的錐形軸 徑相匹配 軸向移動為內(nèi)圈 可把內(nèi)圈脹大 以消除徑向間隙或預緊 軸承的滾動體為 滾子 能承受較大的徑向載荷和較高的轉速 軸承有兩列滾子交叉排列 數(shù)量較多 剛 性很高 溫升低 但不能承受軸向力 必須和能承受軸向力的軸承 60 角的雙向推力角接觸球軸承 是一種新型軸承 用來承受雙向軸向載荷 為保證軸承 不受徑向載荷 軸承外圈的公稱外徑與它配套的同孔徑雙列滾子軸承相同 但外徑公差 帶在零線的下方 具有承載能力大 允許極限轉速高 使用 因此整個部件支承結構比 較復雜 前端軸承為 NN3021K 后端軸承為 NN3015K 中間軸承為 6214 深溝球軸承和雙向推力角接觸球軸承 234420 軸承尺寸如下表所示 軸承型號 D d B R NN3015K 115 75 30 1 1 NN3021K 145 105 40 1 5 6216 160 80 26 2 234420 150 100 60 1 5 軸承的精度和配合 主軸軸承精度要求比一般傳動軸高 前軸承的誤差對主軸前端的影響最大 所以前 軸承的精度一般比后軸承精度選擇高一級 因此前軸承的精度為 C 前軸承的精度為 D 軸承與軸和軸承與箱體之間的配合都采用過渡配合 無錫太湖學院畢業(yè)設計說明書 34 圖 4 1 軸承外形圖 4 4 3 軸承間隙調(diào)整和預緊 為了提高主軸回轉精度和剛度 主軸軸承的間隙應能調(diào)整 把軸承調(diào)到合適的負間 隙 形成一定的預負載 回轉精度和剛度都能提高 壽命 噪聲和抗振性也有改善 預 負載使軸承內(nèi)產(chǎn)生接觸變形 過大的預負載對提高剛度沒有明顯效果 而磨損發(fā)熱量和 噪聲都會增大 軸承壽命將因此而降低 調(diào)整結構形式如下圖所示 CA6140 車床主軸變速箱的設計 35 圖 4 2 主軸調(diào)整圖 調(diào)整說明 用螺母軸向移動軸承內(nèi)圈 使內(nèi)圈徑向增大 特點 結構簡單 移動量完全靠經(jīng)驗 一旦調(diào)整過緊 難以把內(nèi)圈退回 4 4 4 軸承的較核 1 滾動軸承的疲勞壽命驗算 hTPKCfLlHnpAh 050 或 Nflnhj 額定壽命 h hL 額定動載荷 N C 計算動載荷 N