C6140普通車床主軸變速箱設計【說明書+CAD】

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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 transmissionthrough 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 VI 目錄 摘要 .III ABSTRACT .IV 1 緒論 .1 1.1 設計的目的 .1 1.2 機床主傳動系統(tǒng)設計要求 .1 2 車床參數的擬定 .2 2.1 車床主參數和基本參數 .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、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 齒輪模數的估算和計算 .24 4.3.1 齒輪模數的估算 .24 4.3.2 齒輪模數的驗算 .26 VII 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 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 無錫太湖學院畢業(yè)設計說明書 0 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、以滿足經濟要求。 三、車床主要參數（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 CA6140 車床主軸變速箱的設計 1 2 車床參數的擬定 2.1 車床主參數和基本參數 2.1.1 極限切削速度 Vmax、Vmin 的確定 根據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 3050 硬質合金刀具半精或精加工碳鋼工件 150300 螺紋加工和鉸孔 38 根據給出條件，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， 按經驗分別取 K=0.5, Rd =0.25 dmax=KD=0.5400=200mm dmin=Rddmax=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 ）時常用的經濟加工直徑。 則主軸極限轉速應為： 取標準數列數值，即 =1400r/minmaxn 在 中考慮車螺紋和鉸孔時，其加工的最大直徑 應根據實際加工情況選取min maxd 。因此，此處選最大直徑為 50mm504in/8.35014.1maxinin rdv in/1273504.310inmaxmax rdv 無錫太湖學院畢業(yè)設計說明書 2 取標準數列數值，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 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. 1nR41. 速數列可直接從標準的數列表中查出，標準轉速數列表給出了 的從 110000 的06. 數值，因為 。從表中找到 =1440r/min 就可以每個 5 個數值選取一個，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 Z 和公比 的確定 已知 1minaxZR 取 Z=12 級 minax1Zn 124.8.43R =1440 =31.5maxnmin7.5.310in 綜合上述可得：主傳動部件的運動參數 Z=12 =1.41i/4maxrin/.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，滿足生產需要，又不致使電機 經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 CA6140 車床主軸變速箱的設計 3 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 根據機床切削能力的要求確定電機功率，但電動機都已經標準化，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，按我國生產的電機在 Y 系列的額定功率選擇。 Nfapc 30265.3.01107.75. 無錫太湖學院畢業(yè)設計說明書 4 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 0 3 主傳動系統(tǒng)設計 3.1 傳動結構式、結構網、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。 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生的振動、 熱量，會使主軸產生變形，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目 擬定傳動鏈的基本原則，就是以經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，應根據經濟合理的原則，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、以及經濟性等多方面統(tǒng)一考慮。 級數為 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 傳動副數由于結構的限制以 2 或 3 為適合，即變速級數 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) 43412 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有四個傳動 CA6140 車床主軸變速箱的設計 1 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=322 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=232。 方案 4）是比較合理的 12=232 3.1.3 傳動系統(tǒng)擴大順序的安排 12=232 的傳動副組合，其傳動組的擴大順序又可以有形式： 1) 6213 2） 根據級比指數分配要“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 2 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/minaxur 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 64cu42mincc 圖 3.1 轉速結構網 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 3 b 中間軸傳動比 可按先快后慢的原則，確定最小傳動比，根據基比指數確定其他傳動比 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. 4in1c5.01232bu71.4.12b 214.1 2mina u 41.132au214.12min2au 49.01. .21.2皮u 33min.bbu 無錫太湖學院畢業(yè)設計說明書 4 3.2 傳動原理圖 3.2 齒輪齒數的確定及傳動系統(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 根據計算功率 NKPac P-電機額定功率 Ka-工作情況系數 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 5 故 =5.5x1.1=6.05KKWPKac 2、選擇 V 帶的帶型 根據計算功率和電機額定轉速查機械設計圖 811 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 86 和表 88.取小帶輪的基準直徑 =1321d 2）驗算帶速 vsmnd/54.76014160電 因為 5m/sV30m/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 27306.1d2d 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。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 6 由下列公式計算所需的基準長度 Ld madaLd 1.6584)()(22012210 由 查表 82 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 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.321mdin/140電n70KWP 由 、 和 B 型帶查表 84b 得.1di kwP4.0 查表 85 得 ，表 82 得95a 92.LKWKPaLr 5.50)4.17.()(0 2） 計算單根 V 帶的根數 Z 69.25.0rcaPZ 因此，帶的根數為 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 7 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 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 8 3.2.2 齒輪齒數的確定的要求 1）確定齒輪齒數 可用計算法或查表確定齒輪齒數，后者更為簡便，根據要求的傳動比 u 和初步定出 的傳動副齒數和 ，查表即可求出小齒輪齒數ZS 選擇時應考慮： 1.傳動組小齒輪應保證不產生根切。對于標準齒輪，其最小齒數 =17miniZ 2.齒輪的齒數和 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，最大齒輪齒數與次大齒輪齒數差應該大于或等于 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。 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 9 查機械制造裝備設計表 3-9 第一變速組： ，時， 、70、72、75、84.41.au685zS ，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分別為： 49、35；28、5684zS 第二變速組： 時， 、82、84、85、87、89、90.1.bu0z 時， 、84、86、87、89、90.224.b81zS 時， 、81、84、87、88、91.331.bu0z 符合條件的 和 8784zS 因此選 。于是得變速組 b 的三個傳動副的主從齒輪數分別為：7z 36、51；29、58；23、64。 第三變速組： 時， 、84、 86、87、89、90、92、93、95、104、105.21cu81zS 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分別為：10z 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 10 齒數 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 =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 11 圖 3.5 主傳動系統(tǒng)圖 無錫太湖學院畢業(yè)設計說明書 12 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 31.5180r/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 31.5180r/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 2501400r/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 2501400r/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 13 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 14 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=(0.70.85)D 1=73.589.25 mm 選取 D2=75 mm 2）主軸內徑的選擇 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)=0.550.6 其中 D主軸的平均直徑，D= (D 1+D2)/2 d1前軸頸處內孔直徑 d=(0.550.6)D=49.554mm 所以，內孔直徑取 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 15 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=0.61.25 a=(0.61.5)D 1=66131.25mm 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 =1700901.4=9.26105 N/mm 因為后軸承直徑小于前軸承，取 4.1BAK KB =6.61105N/mm )1(6)03BAKaL 其中 為參變量BAK 綜合變量 3aEIA 其中 E彈性模量，取 E=2.0105 N/mm2 I轉動慣量，I=(D 4-d4)/64=3.14(804-454)=1.81106mm4 =3aKEIA35 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 16 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。4.1BAK 所以最佳跨距 L0 L0=2.5120=300 又因為合理跨距的范圍 L 合理 =(0.753)L 0=2251600 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 17 切削力 Fz=3026N 撓度 y A= EIaLFz3)( 2 = 65 2108.0.)(16 =0.029 y=0.0002L=0.0002625=0.125 yAy 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，調質到 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 HRC5055，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 18 估算傳動軸直徑： mm491jnNd 其中：N該傳動軸的輸入功率 KWd 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 0.51 11.5 1.52 對于一般的傳動軸，取 =1.5 軸 KW28.596.0dN =710 r/min jn mm1.245.710941d 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 19 mm67.285.13942d 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 14.37.1243d 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。403d 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 齒輪模數的估算和計算 4.3.1 齒輪模數的估算 根據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，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 Pd=5.28KW 05.23568.2m mm 因此取 32jdwznPm32jdwzn w 無錫太湖學院畢業(yè)設計說明書 20 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 、 求出模數1z2 1) 第一變速組 Z1+Z2=Z3+Z4=84 Pd=5.28KW 取模數為 2mm。 78.21564.323jdwznm93.2510.323jdzn 370jdnP21ZjmnAjd2.730Zmj .18421 w CA6140 車床主軸變速箱的設計 21 2) 第二變速組 Z5+Z6=Z7+Z8= Z9+Z10=87 Pd=5.25KW 取模數為 3mm。 3） 第三變速組 Z11+Z12=Z13+Z14= 105 Pd=5.2KW 取模數為 3mm。 據估算所得 和 中較大的值，選取相近的標準模數。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 調制處理，硬度 250280HBW，驗算時選相同模 數中承受載荷最大齒數最少的齒輪，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。 根據齒輪的接觸疲勞計算齒輪模數公式為： mm3213)(160jjmSj nizPK 根據齒輪的彎曲疲勞強度計算齒輪模數公式為： mm275132jmsnYz mnAjd6.128370Zmj 95.721mnAjd04.1337Zj 73.25.2 1 無錫太湖學院畢業(yè)設計說明書 22 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 ， 常取 610；mmb -計算齒輪的齒數，一般取傳動中最小齒輪的齒數；1z -大齒輪與小齒輪的齒數比， ；“+”用于外嚙合， “-”號用于內嚙合；i 12zi -壽命系數， ；Ks qNnrKs -工作期限系數， ；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 m 和基準循環(huán)次數 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=1500020000h; -轉速變化系數nK -功率利用系數N -材料強化系數。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）的極限SKminax,SK 當 ；minimax SS時 ， 取時 ， 則 取 -工作情況系數。中等沖擊的主運動： =1.21.6；1 1 -動載荷系數2K -齒向載荷分布系數3 Y-齒形系數； 、 -許用彎曲、接觸應力 MPaj 1) 第一變速組：相同模數中行承載最大齒數最少的齒輪為 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。 KW28.5N mm70.mzd CA6140 車床主軸變速箱的設計 23 節(jié)圓速度 m/s61.2607ndV 由表 8 可得：取精度等級為 7 級 。 =1.2 2K2.1 由表 9 得： =13K qNnrsmTC0631.107356T =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 =320MPaj 由表 10 可知 可查得 Y=0.453213)(160jjmSj nizPK 96.1701284728.56.)(1603 2j 所以 模數取 2.5 符合要求。 同樣可以校核其它齒輪的模數也符合要求。 2) 第二變速組：相同模數中行承載最大齒數最少的齒輪為 Z=23. 按照接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度驗算齒輪模數。 KW25.N mm693mzd 節(jié)圓速度 m/s28.1035ndV 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 24 由表 9 得： =13K qNnrsmTC0631.107563T =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 =320MPaj 由表 10 可知 可查得 Y=0.4083213)(160jjmSj nizPK 57.23102873.6.)(1603 2j 2751323jmsnYzNK36.2057408.63 所以 模數取 3 符合要求。 3) 第三變速組：相同模數中行承載最大齒數最少的齒輪為 Z=19. 按照彎曲疲勞強度和彎曲疲勞強度驗算齒輪模數。 KW2.5N mm631mzd 節(jié)圓速度 m/s17.05ndV 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 25 qNnrKsmTC0631.107356T =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 =320MPaj 由表 10 可知 可查得 Y=0.3863213)(160jjmSj nizPK 78.23510276.)5(1603 2j 25132jmsnYzNK52.30786.0.7 所以 模數取 3 符合要求。 表 4-2 無錫太湖學院畢業(yè)設計說明書 26 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14 齒數 49 35 28 56 36 52 29 58 23 64 70 35 21 84 模數 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。但滾錐軸承的內外圈可以公開。裝配方便，間隙容易調整。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?；ㄦI軸兩端裝軸承的軸頸尺 寸至少有一個應小于花鍵的內徑，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 27 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，內孔有 1：12 錐度，與主軸的錐形軸 徑相匹配，軸向移動為內圈，可把內圈脹大，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 28 圖 4.1 軸承外形圖 4.4.3 軸承間隙調整和預緊 為了提高主軸回轉精度和剛度，主軸軸承的間隙應能調整。把軸承調到合適的負間 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 負載使軸承內產生接觸變形，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。 調整結構形式如下圖所示： CA6140 車床主軸變速箱的設計 29 圖 4.2 主軸調整圖 調整說明： 用螺母軸向移動軸承內圈，使內圈徑向增大， 特點：結構簡單。移動量完全靠經驗，一旦調整過緊，難以把內圈退回。 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)j 滾動軸承的許用壽命(h) ，一般取 100