CA6140机床三维建模与装配设计说明书【全套图纸】

河北工程大学毕业设计 I 摘要摘要 本设计是根据任务书的要求，对 CA6140 机床进行装配设计并运用 Solidworks 软件对其进行 三维建模及实现动画模拟过程。首先通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计，其中 主要包括主轴箱和进给箱零部件的设计。其次使用 Solidworks 软件完成机械零部件的 设计，零件和装配符合实际要求。最后在完成装配设计的同时进行动静干涉检查，动 画模拟工作。 关键字关键字：CA6140 主轴箱 Solidworks 三维建模 河北工程大学毕业设计 Abstract tThis design is based on the requirements of the project, to CA6140 machine assembly design and use Solidworks software on the 3 d model and realization process animated simulation. First through the machine mechanical variable speed drive system main movement to structure design, which mainly includes spindle box and feed box parts design. Second use Solidworks software completed the design of mechanical parts, parts and assembly accord with the actual requirement. Finally complete assembly design in the same time action interference, animated simulation work. Keywords: CA6140 spindle-box Solidworks 3 d model 河北工程大学毕业设计 目录目录 摘要摘要I ABSTRACTII 第第 1 1 章章 三维建模技三维建模技术术概述概述1 第第 2 2 章章 机床总体设计机床总体设计2 2.1 设计目的2 2.2 主轴箱设计步骤2 2.2.1 运动设计2 2.2.2 动力设计7 2.2.3 齿轮强度校核11 2.2.4 主轴挠度的校核15 2.2.5 主轴最佳跨距的确定16 2.2.6 各传动轴支承处轴承的选择17 2.3 进给箱设计步骤17 2.3.1 进给箱的传动机构17 2.3.2 进给箱切螺纹机构设计18 2.3.3 切螺纹系统及齿数比19 第第 3 3 章章 机床三维设计机床三维设计21 3.1 轴类零件建模设计.21 3.2 齿轮类零件建模设计23 3.2.1 构造齿轮23 3.2.2 对轴心孔倒角24 3.3 端盖类零建模设计25 3.3.1 构建圆柱组合体25 3.3.2 生成台阶孔27 3.3.3 生成均布圆孔30 3.4 轴承类零件建模设计34 3.4.1 打开标准库并生成轴承零件34 3.4.2 选择轴承的参数生成轴承34 3.5 装配的过程及干涉分析35 3.5.1 装配过程35 3.5.2 干涉分析40 3.6 运动模拟设计41 3.6.1 运动模拟设计是虚拟样机技术的组成41 3.6.2 运动模拟设计41 结论结论42 参考文献参考文献43 致谢致谢44 河北工程大学毕业设计 1 第第 1 1 章章 三维建模技术概述三维建模技术概述 solidworks 是生信国际有限公司推出的基于 windows 的机械设计软件。生信公司是 一家专业化的信息高速技术服务公司，在信息和技术方面一直保持与国际 cad/cae/cam/pdm 市场同步。该公司提倡的“基于 windows 的 cad/cae/cam/pdm 桌面集成 系统”是以 windows 为平台，以 solidworks 为核心的各种应用的集成，包括结构分析、 运动分析、工程数据管理和数控加工等，为中国企业提供了梦寐以求的解决方案。 solidworks 是微机版参数化特征造型软件的新秀，该软件旨在以工作站版的相应软 件价格的 1/41/5 向广大机械设计人员提供用户界面更友好，运行环境更大众化的实体 造型实用功能。 solidworks 是基于 windows 平台的全参数化特征造型软件，它可以十分方便地实现 复杂的三维零件实体造型、复杂装配和生成工程图。图形界面友好，用户上手快。该软 件可以应用于以规则几何形体为主的机械产品设计及生产准备工作中，其价位适中。 河北工程大学毕业设计 2 第第 2 2 章章 机床总体设计机床总体设计 2.12.1 设计目的设计目的 通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计，在拟定传动和变速的结构方案过 程中，得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术文件 和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并 具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。 2.22.2 主轴箱设计步骤主轴箱设计步骤 2.2.12.2.1 运动设计运动设计 2.2.1.12.2.1.1 已知条件已知条件 (1)确定转速范围：主轴最小转速,主轴最大转速 nmax = 1700r/minmin/ 5 . 37 min rn (2)确定公比：41 . 1 (3)转速级数：12z 2.2.1.22.2.1.2 结构分析式结构分析式 (1)确定结构方案： 主轴传动系统采用 V 带、齿轮传动； 传动形式采用集中式传动； 主轴换向制动采用双片式摩擦离合器和带式制动器； 变速系统采用多联滑移齿轮变速； (2)主传动系统运动设计： 拟定结构式： 确定变速组传动副数目 实现 12 级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合： A12=3*4 B12=4*3 C12=3*2*2 D12=2*3*2 E12=2*2*3 方案 A 、B 可节省一根传动轴。但是，其中一个传动组内有四个变速传动副，增大 了该轴的轴向尺寸。这种方案不宜使用。 根据传动副数目分配应“前多后少”的原则，方案 C 是可取的。但是，由于主轴 采用双向离合器结构，致使 1 轴尺寸过大，此方案不宜使用。 河北工程大学毕业设计 3 从电动机到主轴主要为降速运动，若使用传动副较多的传动组放在较接近电动机 处可使小尺寸零件多一些，大尺寸零件少一些，节省材料，也就是满足传动副前多后 少的原则，因此取 12=2*3*2，即 D 方案。再降速过程中，防止齿轮论直径过大而使 径向尺寸限制最小传动比min1/4;再升速时为防止产生过大的噪音和震动常限制i 最大的转速比max2. 在主传动链任一传动组的最大变速范围 Rmax=i max/min810.再设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小。故选用 D 方ii 案。 B 确定变速组扩大顺序： 12=2*3*2 的传动组合，其传动组的扩大顺序又可以分为以下 6 种形式： A12=213226 B12=21 34 22 C12=233126 D12=263123 E12=223421 F.12=263221 根据级比指数非陪要“前疏后密”的原则，应选用第一种方案。然而，对于设 的机构，将会出现两个问题： a b c 图 1.1 方案比较 第一组变速组采用降速传动图 2.1a时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限制，使得 河北工程大学毕业设计 4 轴的齿轮直径不能太小，轴上的齿轮会成倍增大。这样，不仅使轴间中心距 加大，而且轴间的中心距也会加大，从而使整个传动结构尺寸增大。这种传动不 宜采用。 如果第一变速组采用升速传动图 2.1b,则轴至主轴间的降速传动只能由后两个 变速组承担。为了避免出现降速比小于允许的极限值，常常需要增加一个定比降速传动 组，使系统结构复杂。这种传动也是不理想的。 所以采用方案 C，即 12=233126，即可解决上述存在的问题图 2.1c.其结构如 图 2.2 所示： 图 1.2 结构网 2.2.1.32.2.1.3 绘制转速图绘制转速图 (1)验算传动组变速范围： 第二扩大组的变速范围是 R2=8,符合设计原则要求。 6 (2)分配降速比： 该车床主轴传动系统共设有四个传动组，其中一个是带传动。根据降速比应“前慢后 快”的原则及摩擦离合器的工作速度要求，确定各传动组最小传动比。 U= = 1440 5 . 37 4 . 38 1 = 10.35 1 53 . 1 1 2 1 3 1 4 1 河北工程大学毕业设计 5 （3）绘制转速图：见图 2.3 1180 850 600 425 300 212 150 106 75 53 1700 37.5 Z3/Z5 Z1/Z2 Z13/Z14 Z9/Z10 Z7/Z8 Z5/Z6 Z11/Z12 电 图 1.3 转速图 4绘制传动系统图 确定齿轮齿数： 利用查表法求出各传动组齿轮齿数如下表 表 1.1 各传动组齿轮齿数 变速组 第一变速组 第二变速组 第三变速组 齿数和 96 102 114 齿轮 z1 z2 z3 z4 z5 z6 z7 z8 z9 z10 z11 z12 z13 z14 齿数 32 64 56 40 27 75 34 68 42 60 23 91 76 38 传动过程中，会采用三联滑移齿轮，为避免齿轮滑移中的干涉，三联滑移齿轮中 最大和次大齿轮之间的齿数差大于 4。所选齿轮数符合设计要求。 验算主轴转速误差： 主轴各级实际转速值用下式计算： 河北工程大学毕业设计 6 n=nE*(1 - )u1 u2 u3 式中 u1 u2 u3 分别为第一，第二，第三变速组齿轮传动比， 取 0.05， 转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示： n= n - 10 （ -1）% n - n n 其中 n主轴标准转速 表 1.2 转速误差表 主轴转速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 标准转速 37.5 53 75 106 150 212 实际转速 38.7 53.4 74.8 170.6 149.5 209.3 转速误差 % 3.2 0.7 0.2 1.5 0.3 1.2 主轴转速 n7 n8 n9 n10 n11 n12 标准转速 300 425 600 850 1180 1700 实际转速 304.2 422.5 591.5 851.5 1183 1656.3 转速误差 % 1.4 0.5 1.4 0.2 0.3 2.5 转速误差满足要求。 河北工程大学毕业设计 7 2.2.1.42.2.1.4 绘制传动系统图绘制传动系统图 根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图： 图 1.4 传动系统图 2.2.22.2.2 动力设计动力设计 2.2.2.12.2.2.1 确定各轴转速确定各轴转速 (1)确定主轴计算转速：主轴的计算转速为 min/106r41 . 1 37.5nn 1 3 12 1 3 z min IV (2)各传动轴的计算转速： 轴可从主轴 90r/min 按 72/18 的传动副找上去，轴的计算转速 125r/min；轴的计算转速为 355r/min；轴的计算转速为 710r/min。 (3)各齿轮的计算转速 轴可从主轴为 106r/min 按各传动轴上的传动副找上去，轴的计算转速为 河北工程大学毕业设计 8 150r/min；轴的计算转速为 425r/min；轴的计算转速为 850r/min； 综上所述，各轴的计算转速如下： 表 1.3 各轴的计算转速如下 轴序号 电 主 计算转速 1440 850 425 150 106 （r/min） 2.2.2.22.2.2.2 带传动设计带传动设计 电动机转速 n=1440r/min,传递功率 P=7.5KW,传动比 i=2.03，两班制， 一天运转 16.1 小时，工作年数 10 年。 (1)确定计算功率 取1.1，则 A K25KW . 8 5 . 71 . 1PKP Aca (2)选取 V 带型 根据小带轮的转速和计算功率，选 B 型带。 (3)确定带轮直径和验算带速 查表小带轮基准直径,mmd125 1 mmid25403 . 2 125125 2 验算带速成 100060 11 nd v 其中-小带轮转速，r/min； 1 n -小带轮直径，mm； 1 d ，合适。25, 5/42 . 9 100060 144012514 . 3 smv (4)确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为,则 0 a 055（）a2（） 21 dd 21 dd 于是 208.45a758,初取中心距为400mm。 0 a 带长 0 2 12 2100 4 )( )( 2 2 a dd ddaL mm1405 4004 )125254( )254125( 2 14 . 3 4002 2 查表取相近的基准长度，。 d LmmLd1400 河北工程大学毕业设计 9 带传动实际中心距mm LL aa d 5 . 397 2 0 0 (5)验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于。 120 。合适。 120 4 . 161 3 . 57180 12 1 a dd (6)确定带的根数 L ca kkpp p Z )( 00 其中： -时传递功率的增量； 0 p1i -按小轮包角，查得的包角系数； k -长度系数； L k 为避免 V 型带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于 10。 4 90 . 0 95. 0)46. 019 . 2 ( 25. 8 Z (7)计算带的张紧力 0 F 2 0 ) 5 . 2 (500qv k k vZ p F ca 其中： -带的传动功率,KW； ca p v-带速,m/s； q-每米带的质量，kg/m；取 q=0.17kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 NF 7 . 19342 . 9 17 . 0 ) 95 . 0 9 . 05 . 2 ( 442 . 9 25 . 8 500 2 0 (8)计算作用在轴上的压轴力 NZFFQ1530 2 4 . 161 sin 7 . 19342 2 sin2 1 0 河北工程大学毕业设计 10 2.2.2.32.2.2.3 各传动组齿轮模数的确定和校核各传动组齿轮模数的确定和校核 (1)模数的确定： a 传动组： 1-2 轴取 Z1=32, 由于 3 22 1 ) 1( 16338 jm d nz N m 其中: -公比 ； = 2； -电动机功率； = 7.5KW； d N d N -齿宽系数； m -齿轮传动许允应力; -计算齿轮计算转速。 j n ， 取= 600MPa,安全系数 S = 1。 S KN lim lim 由应力循环次数选取9 . 0 N K MPa540 1 6009 . 0 ，取 S=1，。90 . 0 N K MPaMPa S K HN 540 1 60090 . 0 1lim mmm72 . 3 7105402248 5 . 7) 12( 163383 22 1 取 m = 4mm。 按齿数 30 的计算，可取 m = 4mm；mmm13 . 3 2 按齿数 36 的计算，, 可取 m = 4mm。mmm39 . 3 3 于是传动组 a 的齿轮模数取 m = 4mm，b = 32mm。 轴上齿轮的直径： 。mmdmmdmmd aaa 96244120304144364 321 ； 轴上三联齿轮的直径分别为： mmdmmdmmd aaa 192484168424144364 3 2 1 ； b 传动组： 河北工程大学毕业设计 11 2-3 轴 取 Z5=27 确定轴上另两联齿轮的模数。 3 22 ) 1( 16338 jm d nz N m 按 22 齿数的齿轮计算： min/3558 . 2rnj， 可得 m = 4.8mm；取 m = 5mm。 按 42 齿数的齿轮计算： 可得 m = 3.55mm； 于是轴两联齿轮的模数统一取为 m = 5mm。 于是轴两联齿轮的直径分别为： mmdmmd bb 210425110225 21 ； 轴上与轴两联齿轮啮合的两齿轮直径分别为： mmdmmd bb 210425310625 2 1 ； c 传动组： 3 轴 取 Z11=23，取 m = 5mm。 轴上两联动齿轮的直径分别为： mmdmmd cc 30060590185 21 ； 2.2.32.2.3 齿轮强度校核齿轮强度校核 2.2.3.12.2.3.1 校核校核 a a 传动组齿轮传动组齿轮 计算公式 bm YYKT SaFa F 1 2 校核齿数为 24 的即可，确定各项参数 P=8.25KW,n=710r/min, mmNnPT 566 101 . 1710/25 . 8 1055 . 9 /1055 . 9 确定动载系数：sm dn v/57 . 3 100060 71096 100060 齿轮精度为 7 级，由机械设计查得使用系数05 . 1 v K mmmb m 3248 河北工程大学毕业设计 12 确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数1 d 非对称 223 1.120.18 1 0.60.23 10 Hdd Kb 42 . 1 321023 . 0 )6 . 01 (18 . 0 12 . 1 3 ,查机械设计得4)24/(32/hb27 . 1 F K 确定齿间载荷分配系数: N d T Ft2290 96 101 . 122 5 由机械设计查得mN b FK tA /10056.71 32 22900 . 1 1.2 HF KK 确定动载系数: 6 . 127 . 1 2 . 105 . 1 0 . 1 HFvA KKKKK 查表 10-5 65 . 2 Fa Y58 . 1 Sa F 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 aFE Mp540 图 10-18 查得 ,S = 1.39 . 0 N K aF Mp374 3 . 1 5409 . 0 ， 3 . 89 58 . 1 65 . 2 374 SaFa F YY 故合适。 3 . 89 6 . 28 432 22906 . 1 bm KFt 2.2.3.22.2.3.2 校核校核 b b 传动组齿轮传动组齿轮 校核齿数为 22 的即可，确定各项参数 P=8.25KW,n=355r/min, mmNnPT 566 1022 . 2 355/25 . 8 1055 . 9 /1055 . 9 确定动载系数：sm dn v/04 . 2 100060 355110 100060 齿轮精度为 7 级，由机械设计查得使用系数0 . 1 v K 河北工程大学毕业设计 13 mmmb m 4058 确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数1 d 非对称 223 1.120.18 1 0.60.23 10 Hdd Kb 42 . 1 401023 . 0 )6 . 01 (18 . 0 12 . 1 3 ,查机械设计得9 . 2)8 . 25/(40/hb27 . 1 F K 确定齿间载荷分配系数: N d T Ft4040 110 1022 . 2 22 5 由机械设计查得mN b FK tA /100101 40 40400 . 1 1 . 1 HF KK 确定动载系数: 397 . 1 27 . 1 1 . 10 . 10 . 1 HFvA KKKKK 查表 10-5 72 . 2 Fa Y57 . 1 Sa F 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 aFE Mp540 图 10-18 查得 ,S = 1.39 . 0 N K aF Mp374 3 . 1 5409 . 0 ， 5 . 87 57 . 1 72 . 2 374 SaFa F YY 故合适。 5 . 87 2 . 28 540 4040397 . 1 bm KFt 2.2.3.32.2.3.3 校核校核 c c 传动组齿轮传动组齿轮 校核齿数为 18 的即可，确定各项参数 P=8.25KW,n=355r/min, mmNnPT 566 1022 . 2 355/25 . 8 1055 . 9 /1055 . 9 确定动载系数：sm dn v/67 . 1 100060 35590 100060 河北工程大学毕业设计 14 齿轮精度为 7 级，由机械设计查得使用系数9 . 0 v K mmmb m 4058 确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数1 d 非对称 223 1.120.18 1 0.60.23 10 Hdd Kb 42 . 1 401023 . 0 )6 . 01 (18 . 0 12 . 1 3 ,查机械设计得2)45/(40/hb27 . 1 F K 确定齿间载荷分配系数: N d T Ft4930 90 1022 . 2 22 5 由机械设计查得mN b FK tA /100123 40 49300 . 1 1 . 1 HF KK 确定动载系数: 2573 . 1 27 . 1 1 . 19 . 00 . 1 HFvA KKKKK 查表 10-5 91. 2 Fa Y53 . 1 Sa F 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 aFE Mp540 图 10-18 查得 ,S = 1.39 . 0 N K aF Mp374 3 . 1 5409 . 0 ， 84 53 . 1 91 . 2 374 SaFa F YY 故合适。8499.30 540 49302573 . 1 bm KFt 2.2.4 主轴挠度的校核主轴挠度的校核 2.2.4.12.2.4.1 确定各轴最小直径确定各轴最小直径 (1)轴的直径：min/710,96 . 0 11 rn 河北工程大学毕业设计 15 mm n d29 710 96 . 0 5 . 7 91 5 . 7 91 4 4 (2)轴的直径：min/355,922 . 0 99 . 0 99 . 0 98 . 0 212 rn mm n d34 355 922 . 0 5 . 7 91 5 . 7 91 4 4 (3)轴的直径：min/125,89 . 0 99 . 0 98 . 0 323 rn mm n d44 125 89 . 0 5 . 7 91 5 . 7 91 4 4 (4)主轴的直径：min/ 5 . 31,85 . 0 98 . 0 98 . 0 99 . 0 434 rn mm n d61 5 . 31 85 . 0 5 . 7 91 5 . 7 91 4 4 2.2.4.22.2.4.2 轴的校核轴的校核 轴的校核：通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对轴中点 处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核 NdTF mNnPT t 2017)1096/( 8 . 962/2 8 . 96710/96 . 0 5 . 71055 . 9 /1055 . 9 3 66 ,228,330 10200,36: 2852 9 22 mmbmmx PaEmmd NFFFP tt 已知 mmy12 . 0 403 . 0 mm lIE bxlxbF YB 3 3 4 3 4 9 4 3222 222 1098 . 0 1068510 64 36 102006 103302286853302282852 6 。 所以合格,yYB 轴、轴的校核同上。 2.2.52.2.5 主轴最佳跨距的确定主轴最佳跨距的确定 400mm 车床，P=7.5KW. 2.2.5.12.2.5.1 选择轴颈直径选择轴颈直径, ,轴承型号和最佳跨距轴承型号和最佳跨距 河北工程大学毕业设计 16 前轴颈应为 75-100mm,初选=100mm,后轴颈取,前轴承为 NN3020K, 1 d 12 )9 . 07 . 0(ddmmd70 2 后轴承为 NN3016K,根据结构,定悬伸长度mma75 1 2.2.5.22.2.5.2 求轴承刚度求轴承刚度 考虑机械效率 主轴最大输出转距N P T676 90 85 . 0 9550 床身上最大加工直径约为最大回转直径的 60%,取 50%即 200,故半径为 0.1.mmm 切削力 NFC6760 1 . 0 676 背向力 NFF CP 338067605 . 05 . 0 故总的作用力 NFFF CP 7558 22 次力作用于顶在顶尖间的工件上主轴尾架各承受一半, 故主轴轴端受力为 NF37792/ 先假设 mmlal225753, 3/ 前后支撑分别为 BAR R N l aF R N l alF R B A 1260 225 75 3779 2 5039 225 75225 3779 2 根据 9 . 19 . 0801 . 0 cos)(39 . 3 izlF d dF K ar r r v 30, 2, 1,17, 8 .10,8 . 8 1260,5039 AABBaBaA vBvA ziizlmml NFNF NK NK B A 11070cos172 8 . 10126039 . 3 18090cos3028 . 8503939 . 3 9 . 1 9 . 0 8 . 01 . 0 9 . 1 9 . 0 8 . 01 . 0 658 . 0 10075 . 0 1809 1039 . 2 101 . 2 1039 . 2 046 . 0 085 . 0 05 . 0 852/70100 63 . 1 1107 1809 / 6 3 611 3 4644 aK EI mI mmd KK A e BA 河北工程大学毕业设计 17 。mmlal225375, 3/ 0 与原假设相符查线图 2.2.62.2.6 各传动轴支承处轴承的选择各传动轴支承处轴承的选择 主轴 前支承：NN3020K;中支承：N219E;后支承：NN3016K 轴 前支承：30207;后支承：30207 轴 前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207 轴 前支承：30208;后支承：30208 2.32.3 进给箱设计步骤进给箱设计步骤 2.3.12.3.1 进给箱的传动机构进给箱的传动机构 CA6140 型卧式车床进给箱又叫走刀箱，它固定在床身左前面，内装有进给 变速机构，用来变换进给量和各种螺纹的导程，进给运动链使刀架实现纵向或横向的进 给运动及变速换向。如图 3-1 所示： 进给链从主轴起经换向机构、挂轮、进给箱，再经光杠或丝杠，溜板箱最后至纵溜板或 横溜板。 电动机主换向机构主 轴刀 架 车 纵 图 3-1 CA6140 普通车床传动原理图 普通车床的特有功能是车准螺距数列来变化。所以普通车床进给传动链的变速机构 （包括挂轮和进给箱的变速机构）主要削一定范围内的各种螺纹，要求进给传动链的变 速机构能严格准确地按照标是依据各种螺纹的标准螺距数列的有要求，同时兼顾到以便 车削的进给量范围来设计的。 传动链中的螺纹进给传动链是主轴一转，刀架移动 T 毫米（导程 T=kt,其中 k 为实数， 挂轮进给换向机构 丝杠螺母 进给箱变速机构转换机构 光杠转换机构 河北工程大学毕业设计 18 t 为螺距） 。 1iciaiut1=T-(1.2-1) 其中 ic,ia,iu分别为传动链中固定传动比，挂轮传动比。进给箱传动 m 机构传动比，t1为纵向丝杠的螺 距。 2.3.22.3.2 进给箱切螺纹机构设计进给箱切螺纹机构设计 CA6140 型车床具有切削公制螺纹、英制螺纹、模数螺纹和径节螺纹的功能，机床的 纵向丝杠螺纹用公制，螺距 t1=12mm 代入式(1.2-1)得主轴每转一下，刀架移动量为 T 毫 米，这即为车削螺纹的导程值。对于单头螺纹是螺距值，因此当螺纹的基本参数不是用 螺距表示时必须将其加以换算，然后代入式（1.2-1） 。具体方法如下： 公制螺纹：其基本参数为螺距 t(mm),因而 T=tmm； 英制螺纹：基本参数 l 为每一英寸长度内包含的牙数 a 即 a（牙/英寸）因而，英制 螺纹的螺距为 Ta=24.5/a 毫米； 模数螺纹：公制螺杆上的螺纹称模数螺纹，它的基本参数是以螺杆相啮合 的蜗轮模数 m（mm）来表示，因而，模数螺纹的螺距 Tm应等于蜗杆的周节长度，即 Tm=m； 径节螺纹：英制蜗杆上的螺纹称为径节螺纹，它的基本参数是以与螺杆相 啮合的蜗轮参数径节 DP 来表示，径节的 DP=Z/D（牙/英寸）其中 Z 和 D 分 别为蜗轮的齿数和分度圆直径（英寸） ，即蜗轮或齿轮折算到每英寸分度圆直径上的齿数。 因而径节螺纹的导程为：TDP=/DP（in）25.4/DP。 于是根据式（1.2-1）可得车削 4 种螺纹的运动平衡式分别为： 1iciaiut1=T=t(mm)-（1.3-1） 1iciaiut1=Ta=25.4/a(mm)-（1.3-2） 1iciaiut1=m(mm)-（1.3-3） 1iciaiut1=25.4/DP(mm)-（1.3-4） 从上各式中可知，为了车削一定范围的螺纹就必须根据各种螺纹的标准数列变换传动链 中的可变换传动比。 2.3.32.3.3 切螺纹系统及齿数比切螺纹系统及齿数比 2.3.3.12.3.3.1 较精密螺纹系统传动链计算较精密螺纹系统传动链计算 经过计算，CA6140 型卧式车床的较精密螺纹系统传动链如下所示： 河北工程大学毕业设计 19 U U挂 挂 M3M3M4M4M5M5（丝杠）（丝杠）刀架刀架 图 3-2 CA6140 型卧式车床的较精密螺纹系统传动链 离合器：M3，M4 和 M5 全部结合使轴、和丝杠连成一体。 运动平衡式： L=1U挂 挂12 58 58 33 33 简化得挂轮换置公式为： U挂 挂= = = a b d c L 12 进给链从主轴起经换向机构、挂轮、进给箱，再经过光杠或丝杠，溜板箱最后至纵溜板或横溜板。 2.3.3.22.3.3.2 刀架快速移动链计算刀架快速移动链计算 CA6140 型卧式车床的刀架快速移动链如下所示： 电动机 2600r/minX 13 29 4 29 所以工作进给和快速运动都传到了蜗杆轴，为了防止干涉而损坏机床零件，并在进给时也能 快速运动，节省时间，简化操作，在齿轮 Z56与轴之间装有超越离合器。 2.3.3.32.3.3.3 节螺纹进给传动链计算节螺纹进给传动链计算 CA6140 型卧式车床的大导程螺纹运动链如下所示： 河北工程大学毕业设计 20 图 3-3 CA6140 节螺纹进给传动链 第第 3 3 章章 机床三维设计机床三维设计 河北工程大学毕业设计 21 3.13.1 轴类零件建模设计轴类零件建模设计 (1)启动 SolidWorks2009,选择菜单命令“文件” ， “新建” ，弹出对话框如图所示： （2）绘制草图，如图所示： 河北工程大学毕业设计 22 （3）点击工具栏“旋转凸台/基体”按钮，如图所示： （4）对轴进行倒角，如图所示： 河北工程大学毕业设计 23 3.23.2 齿轮类零件建模设计齿轮类零件建模设计 3.2.1 构造齿轮构造齿轮 打开 solidworks2009d 的设计库，安装 Toolbox 插件，选择 ISO 中的“动力传动” ， “齿轮” 下拉菜单中的正齿轮，右击生成零件，如图所示： 输入齿轮参数，如图所示： 河北工程大学毕业设计 24 3.2.2 对轴心孔倒角对轴心孔倒角 河北工程大学毕业设计 25 单击确定。 3.33.3 端盖类零建模设计端盖类零建模设计 3.3.13.3.1 构建圆柱组合体构建圆柱组合体 （1）选择菜单命令“文件” ， “新建” ，选择“右视”基准面作为绘制草图，并绘制圆， 如图所示： 河北工程大学毕业设计 26 （2）以上一步所画的圆柱左端面为草图绘制平面 河北工程大学毕业设计 27 3.3.23.3.2 生成台阶孔生成台阶孔 单击工具栏中的“拉伸切除”按钮，如图所示： 河北工程大学毕业设计 28 河北工程大学毕业设计 29 河北工程大学毕业设计 30 3.3.33.3.3 生成均布圆孔生成均布圆孔 （1）选择轴端面作为绘制平面，画圆和直线，作为构造线，如图所示： 河北工程大学毕业设计 31 河北工程大学毕业设计 32 河北工程大学毕业设计 33 单击工具栏中的“线性阵列”按钮，选择“圆周阵列” ，如图所示： 河北工程大学毕业设计 34 3.43.4 轴承类零件建模设计轴承类零件建模设计 3.4.13.4.1 打开标准库并生成轴承零件打开标准库并生成轴承零件 打开 SolidWorks2009 的设计库，如图所示： 3.4.23.4.2 选择轴承的参数生成轴承选择轴承的参数生成轴承 河北工程大学毕业设计 35 3.53.5 装配的过程及干涉分析装配的过程及干涉分析 3.5.13.5.1 装配过程装配过程 （1）新建文件，单击“装配体” ，如图所示： （2）单击“浏览” ，打开已绘制的零件，如图所示： 河北工程大学毕业设计 36 （3）单击工具栏中的“插入零部件”按钮，如图所示： （4）添加装配关系，单击工具栏中的“配合”按钮，并分别选择 2 轴和齿轮要配合的两 个面，如图所示： （5）按照上述方法依次添加装配关系，如图所示： 河北工程大学毕业设计 37 河北工程大学毕业设计 38 河北工程大学毕业设计 39 按照上述步骤，装配其他轴，最终结果如图所示： 河北工程大学毕业设计 40 3.5.23.5.2 干涉分析干涉分析 在一个复杂的装配体中，如果想用视觉来检查零部件之间是否有干涉的情况是件困难的事。有了干涉 检查，可以很容易检查出来。 打开工具栏中的“干涉检查” ，如图所示: 河北工程大学毕业设计 41 结果显示检测到的干涉，干涉将在图形区域中以红色高亮显