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CA6128机床主轴箱设计【含CAD图纸、说明书】

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压缩包内含有CAD图纸和说明书,咨询Q 197216396 或 11970985毕 业 设 计 (论 文)专 业 机械设计制造及其自动化 班 级学生姓名学 号课 题指导教师 年 06月 01 日目录摘 要IABSTRACTII第1章 绪论11.1主轴箱及其部件设计的主要意义11.2 主要设计内容21.3 主要技术参数2第2章 车床主传动系统方案设计32.1 主传动的组成及要求32.1.1 主传动的组成32.1.2 主传动的设计要求32.2 主传动系统的传动方式42.2.1 集中传动式42.2.2 分离传动式42.3 主传动的变速方式42.3.1 变换齿轮变速42.3.2 滑移齿轮变速52.3.3 多速电动机变速52.3.4 各种变速机构的组合52.4 主传动的换向方式52.4.1 电动机换向52.4.2 机械换向5第3章 传动运动设计和传动系统图的拟定63.1 设计参数的确定63.2 绘制转速图8第4章 主要设计零件的计算和验算104.1主轴箱的箱体104.2传动系统的I轴及轴上零件设计114.2.1普通V带传动的计算114.2.2多片式摩擦离合器的计算134.2.3齿轮的验算154.2.4传动轴的验算184.2.5轴承疲劳强度校核194.3传动系统的轴及轴上零件设计204.3.1齿轮的验算214.3.2传动轴的验算244.3.3轴组件的刚度验算264.4 传动系统的轴及轴上零件设计284.4.1齿轮的验算284.4.2 传动轴的验算314.4.3 轴组件的刚度验算324.5传动系统的轴及轴上零件设计344.5.1齿轮的验算344.5.2传动轴的验算374.5.3轴组件的刚度验算38结论41致 谢42参考文献43摘 要 CA6128普通车床适用于车削内外圆柱面,圆锥面及其他基准面,车削各种公制、英制、模数和径节螺纹,并能进行钻孔,铰孔和拉油槽等工作。设计主抽箱主要是从主传动系统的运动设计、主运动部件的结构设计和箱体这三方面进行设计。 主传动系统的运动设计有:确定极限转速、确定公比、确定转速级数、确定结构网和结构式、绘制转速图、确定齿轮齿数和拟定传动系统图。主运动部件的结构设计有:带传动的设计、确定各种计算转速、确定齿轮模数、确定各轴最小直径和设计部分主轴主件。箱体的设计非本设计的最点部分,故没有详细论述。关键词:CA6128机床 主轴箱 设计 校核IIABSTRACTCA6128ordinary lathe machining and applicable columns surface, taper surface and other datum, turning all sorts of metric, imperial, module and thread, and diameter drilling, reaming and bearing, work. Design main box mainly from the main transmission system design, the movement of the structure design and the design of cabinet three aspects.Main transmission system design is: to determine the movement speed, and determine the speed, structure, and structured, rendering speed diagram, the pinion gear transmission system and the plan.The moving parts of structure design: belt transmission design and calculation speed, determine the gear module, each shaft diameter and the design of main shaft parts.The design of this case, the point of the design is not in detail.Key words:CA6128 machine spindle box design check第1章 绪论 机床技术参数有主参数和基本参数,他们是运动传动和结构设计的依据,影响到机床是否满足所需要的基本功能要求,参数拟定就是机床性能设计。主参数是直接反映机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据,如车床的最大加工直径,一般在设计题目中给定,基本参数是一些加工件尺寸、机床结构、运动和动力特性有关的参数,可归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数。通用车床工艺范围广,所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同,有粗加工又有精加工;用硬质合金刀具又用高速钢刀具。因此,必须对所设计的机床工艺范围和使用情况做全面的调研和统计,依据某些典型工艺和加工对象,兼顾其他的可能工艺加工的要求,拟定机床技术参数,拟定参数时,要考虑机床发展趋势和同国内外同类机床的对比,使拟定的参数最大限度地适应各种不同的工艺要求和达到机床加工能力下经济合理。机床主传动系因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同,应满足的要求也不一样。设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析,一般应满足的基本要求有:满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性,如机床主轴油足够的转速范围和转速级数;满足机床传递动力的要求。主电动机和传动机构能提供足够的功率和转矩,具有较高的传动效率;满足机床工作性能要求。主传动中所有零部件有足够的刚度、精度和抗震性,热变形特性稳定;满足产品的经济性要求。传动链尽可能简短,零件数目要少,以便节约材料,降低成本。本论文从资料查阅总体设计模块设计撰写论文历时三个月,具体流程如下所示:资料查阅、熟悉课题各零部件的尺寸确定校核各零件的强度绘制装配图和部分零件图撰写论文1.1主轴箱及其部件设计的主要意义主轴箱的设计主要是主轴的设计。1)为了满足各种不规则形状工件的加工,车床主轴选择立式还是卧式将直接影响装夹工件和设计夹具的时间。2)根据加工的范围不同,设计不同的机构能达到意想不到的效果。如采用立式主轴能依靠工件自重,使其与夹具基准面准确地、紧密的接触,获得高精度且稳定的加工。3)好的主轴设计能使制造费用降低,性能很好的提高,更具有市场竞争力。4)主轴作为数控机床的执行件,联系着伺服电动机和刀架,因此他的设计将直接影响加工后成品的精度。而精度是影响我国数控机床发展的首要问题。综上所述,主轴及其部件的设计是数控机床发展是一个重要方面,需要在设计中重点对待。 CA6128机床可进行各种车削工作,并可加工公制、英制、模数和径节螺纹。主轴三支撑均采用滚动轴承;进给系统用双轴滑移共用齿轮机构;纵向与横向进给由十字手柄操纵,并附有快速电机。该机床刚性好、功率大、操作方便。1.2 主要设计内容本文主要对主传动系统、主运动部件和主轴箱的箱体进行设计。1.3 主要技术参数根据设计要求并参考实际情况,初步选定机床主要参数如下:工件最大回转直径(mm)最高转速( )最低转速( )电机功率P(kW)公比转速级数Z280145031.57.521243 第2章 车床主传动系统方案设计主运动传动系统简称主传动系统,它的功用是将电动机的运动传给机床主轴,使主轴带动工作部件实现主运动,并能满足普通车床主轴变速和换向的要求,它对机床的使用性能、结构和制造成本都有明显的影响。2.1 主传动的组成及要求2.1.1 主传动的组成1) 定比传动机构:即具有固定的传动比传动机构,用来实现降速或升速,一般常采用齿轮、皮带及链传动等,有时也可以采用联轴节直接传动。2) 变速装置:机床中的变速装置有齿轮变速机构,机械无极变速以及液压无级变速装置等。3) 主轴组件:机床的主轴组件是执行件,它由主轴、主轴支承和安装在主轴上的传动件等组成。4) 开停装置:用来控制机床主运动执行件的启动和停止。通常采用离合器或直接开停电动机。5) 制动装置:用来使机床主运动执行件尽快地停止运动,以减少辅助时间,通常可以采用机械的、液压的、电气的或电动机的制动方式。6) 换向装置:用来改变机床主运动方向。对于主运动换向的机床,在主传动中都应该设有换向装置。它们可以是机械的、液压的或直接改变电动机的旋转方向。7) 操纵机构:机床的开停、变速、换向及制动等,一般都需要通过操纵机构来控制。在设计机床时,一般是联系起来考虑主传动与操纵机构的设计方案。8) 润滑与密封装置:为了保证主传动装置的正常工作和使用寿命,必须有良好的润滑装置与可靠的密封装置。9) 箱体:用来安装上述个组成部分。封闭式箱体不仅能保护传动机构,免受尘土、切屑等侵入,而且还可以减少这些机构所发生的噪声。2.1.2 主传动的设计要求1) 机床的主轴须有足够的变速范围和转速级数,以便满足实际使用的要求。2) 主电动机和传动机构须能承受和传递足够的功率和扭矩,并具有较高的传动效率。3) 执行件须有足够的精度、刚度、抗振性、和小于许可限度的热变形和温升。4) 噪声应在允许的范围内。5) 操纵要轻便灵活、迅速、安全可靠,并须便于调整和维修。6) 结构简单,润滑与密封良好,便于加工和装配,成本低。2.2 主传动系统的传动方式主传动的布局主要有集中传动式和分离传动式两种。主传动的全部变速机构和主轴组件装在同一箱体内,称为集中传动布局;分别装在变速箱和主轴箱两个箱体内,其间用带、链条等传动时,称为分离传动式布局。2.2.1 集中传动式优点是结构紧凑,便于实现集中操纵,箱体少。缺点是:传动机构运转中的振动和发热会直接影响到主轴的工作精度。一般适用于主运动为旋转运动的普通精度的中、大型机床。2.2.2 分离传动式优点是变速箱所产生的振动和热量不传给或少传给主轴,从而减少了主轴的振动和热变形;高速时不用齿轮传动,而由带直接传动,运动平稳,加工表面质量好;当采用背轮机构时,传动链短,传动效率较高,转动惯量小,便于启动和制动;低速时经背轮机构传动,扭矩大适应粗加工的要求。其缺点是:要两个箱体,低速时带负荷大,带根数多,容易打滑;当带安装在主轴中段时,调整、检修都不方便。本课题设计的车床主要加工各种轴类、套筒类和盘类零件上的回转表面,主运动的速度很高,所以经分析决定采用集中式传动2.3 主传动的变速方式2.3.1 变换齿轮变速这种变速机构的构造简单,结构紧凑,主要用于大批量生产中的自动或半自动机床、专用机床及组合机床等。2.3.2 滑移齿轮变速广泛应用于通用机床和一部分专用机床,其优点是:变速范围大,变速级数也较多;变速方便又节省时间;在较大的变速范围内可传递较大的功率和扭矩;不工作的齿轮不啮合,因而空载功率损失较小等。其缺点是:变速箱的构造较复杂不能在运转中变速,为使滑移齿轮容易进入啮合,多用直齿圆柱齿轮传动,传动平稳性不如斜齿轮传动等。2.3.3 多速电动机变速采用多速电动机,可以简化机床的结构、使用方便、并能在运动中改变某几种转速。通常与其他的变速方式联合使用。2.3.4 各种变速机构的组合根据机床不同工作特点,通常机床的变速机构往往是上述几种变速机构的组合。本课题设计的车床要求变速范围大,变速级数多,能够传递较大的功率和扭矩,所以经分析采用滑移齿轮变速。2.4 主传动的换向方式2.4.1 电动机换向变换电动机的转向,使主运动执行件的运动方向改变,这种换向方式可以简化机床的机械结构、操作简单省力。但若采用交流异步电动机换向,若换向频繁,易引起电动机过热。2.4.2 机械换向目前主传动系统中主要采用圆柱齿轮-多片式摩擦离合器式换向机构,它可以在高速运动中平稳换向,但结构复杂。本课题设计的车床需要正反两个方向都用于加工,特别是加工螺纹时,换向频繁,而普通车床一般都采用交流异步电动机作为主传动的驱动电源,因此,本设计采用圆柱齿轮-多片式摩擦离合器式换向机构来实现主运动的换向。第3章 传动运动设计和传动系统图的拟定3.1 运动参数的确定1)确定极限转速 已知主轴最低转速转速调整范围为2)确定公比 选定主轴转速数列的公比为3)求出主轴转速级数Z 4)确定结构网或结构式12=43 12=3412=322 12=232 12=223在上列两行方案中,第一行方案有时可以省掉一根轴。缺点是有一个传动组内有四个传动副。如果用一个四联滑移齿轮,刚会增加轴向尺寸,如果用两个双联滑移齿轮,则操纵机构必须互锁以防止两个滑移齿轮同时啮合。所以一般少用。第二行的三个方案可根据下述原则比较:从电动机到主轴,一般为降速传动。接近电动机处的零件,转速较高,从而转矩较小,尺寸也就较小。如使传动副较多的传动组放在接近电动机处,则可使小尺寸的零件多些,大尺寸的零件少些,就省材料了。这就是“前多后少”的原则。从这个角度考虑,以取12=322的方案为好。在12=322中,又因基本组和扩大组排列顺序的不同而有不同的方案。可能的六种方案,其结构网和结构式见下图。在这些方案中,可根据下列原则选择最佳方案。图3-1 结构网 从电动机到主轴主要为降速传动,若使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些,大尺寸零件少些,节省材料,也就是满足传动副前多后少的原则,因此取12=322方案。虽然最终都使主轴获得连续的等比数列的转速值,但由于前面传动轴的转速较高,在最高转速相同的情况下,变速范围小的变速组,最低转速较高,转矩较小,传动件的尺寸就可以小些,因此,各变速组的变速范围应逐渐增大,即所谓的“前密后疏”原则,按此原则。选择方案a为好。在降速传动中,防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比 ;在升速时为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比。在主传动链任一传动组的最大变速范围。计时必须保证中间传动轴的变速范围最小, 根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下:3.2 绘制转速图 1)选定电动机 一般金属切削机床的驱动,如无特殊性能要求,多采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。Y系列电动机高效、节能、起动转矩大、噪声低、振动小、运行安全可靠。根据机床所需功率选择Y160M-4,其同步转速为1450r/min。 2)分配总降速传动比 总降速传动比为,为主轴最低转速,考虑是否需要增加定比传动副,以使转速数列符合标准或有利于减少齿轮和及径向与轴向尺寸,并分担总降速传动比。然后,将总降速传动比按“先缓后急”的递减原则分配给串联的各变速组中的最小传动比。 3)确定传动轴的轴数 传动轴数变速组数+定比传动副数+1=4 4)绘制转速图先按传动轴数及主轴转速级数格距lg画出网格,用以绘制转速图。在转速图上,先分配从电动机转速到主轴最低转速的总降速比,在串联的双轴传动间画上u(kk+1)min.再按结构式的级比分配规律画上各变速组的传动比射线,从而确定了各传动副的传动比。 5)绘制传动系统图 图3-3 12级转速的传动系统图图3-4 传动系统路线图 第4章 主要设计零件的计算和验算4.1主轴箱的箱体 主轴箱中有主轴、变速机构,操纵机构和润滑系统等。主轴箱除应保证运动参数外,还应具有较高的传动效率,传动件具有足够的强度或刚度,噪声较低,振动要小,操作方便,具有良好的工艺性,便于检修,成本较低,防尘、防漏、外形美观等。箱体材料以中等强度的灰铸铁HT150及HT200为最广泛,本设计选用材料为HT20-40.箱体铸造时的最小壁厚根据其外形轮廓尺寸(长宽高),按下表选取.表4-1 箱体尺寸长宽高()壁厚(mm) 500 500 300-800 500 50010-15 800 650 50012-20 由于箱体轴承孔的影响将使扭转刚度下降10%-20%,弯曲刚度下降更多,为弥补开口削弱的刚度,常用凸台和加强筋;并根据结构需要适当增加壁厚。如中型车床的前支承壁一般取25mm左右,后支承壁取22mm左右,轴承孔处的凸台应满足安装调整轴承的需求。 箱体在主轴箱中起支承和定位的作用。CA6128主轴箱中共有15根轴,轴的定位要靠箱体上安装空的位置来保证,因此,箱体上安装空的位置的确定很重要。本设计中各轴安装孔的位置的确定主要考虑了齿轮之间的啮合及相互干涉的问题,根据各对配合齿轮的中心距及变位系数,并参考有关资料,箱体上轴安装空的位置确定如下: 中心距(a)=1/2(d1+d2)+ym (式中y是中心距变动系数)中心距-=90.0mm中心距-=198.0m中心距-=115.0mm 箱体在床身上的安装方式,机床类型不同,其主轴变速箱的定位安装方式亦不同。有固定式、移动式两种。车床主轴箱为固定式变速箱,用箱体底部平面与底部突起的两个小垂直面定位,用螺钉和压板固定。本主轴箱箱体为一体式铸造成型,留有安装结构,并对箱体的底部为安装进行了相应的调整。 箱体的颜色根据机床的总体设计确定,并考虑机床实际使用地区人们心理上对颜色的喜好及风俗。箱体中预留了润滑油路安装空间和安装螺纹孔及油沟,具体表达见箱体零件图。4.2传动系统的I轴及轴上零件设计 4.2.1普通V带传动的计算普通V带的选择应保证带传动不打滑的前提下能传递最大功率,同时要有足够的疲劳强度,以满足一定的使用寿命。设计功率 工况系数 取1.1; 故小带轮基准直径为130mm;带速 ;大带轮基准直径为230 mm;初选中心距1000mm, 由机床总体布局确定。过小,增加带弯曲次数;过大,易引起振动。带基准长度取2800mm;带挠曲次数1000mv/=7.0440;实际中心距 故小带轮包角单根V带的基本额定功率 取2.28kW;单根V带的基本额定功率增量 弯曲影响系数, 取 传动比系数,取2 故;带的根数 包角修正系数,取0.93; 带长修正系数,取1.01; 故 圆整z取4;单根带初拉力 q带每米长质量,取0.10; 故58.23N带对轴压力图4-1 带的结构图4.2.2多片式摩擦离合器的计算设计多片式摩擦离合器时,首先根据机床结构确定离合器的尺寸,如为轴装式时,外摩擦片的内径d应比花键轴大26mm,内摩擦片的外径D的确定,直接影响离合器的径向和轴向尺寸,甚至影响主轴箱内部结构布局,故应合理选择。摩擦片对数可按下式计算 Z2MnK/fbp式中 Mn摩擦离合器所传递的扭矩(Nmm); Mn955/955110.98/8001.28(Nmm); Nd电动机的额定功率(kW); 安装离合器的传动轴的计算转速(r/min); 从电动机到离合器轴的传动效率; K安全系数,一般取1.31.5; f摩擦片间的摩擦系数,由于磨擦片为淬火钢,取f=0.08; 摩擦片的平均直径(mm); =(D+d)/267mm; b内外摩擦片的接触宽度(mm); b=(D-d)/2=23mm; 摩擦片的许用压强(N/);1.11.001.000.760.836 基本许用压强(MPa)取1.1; 速度修正系数 n/6=2.5(m/s) 根据平均圆周速度查机床设计指导表2-16,取1.00; 接合次数修正系数,取1.00; 摩擦结合面数修正系数,取0.76。所以Z2MnK/fbp21.281.4/3.140.08230.83611 卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗确定,一般取0.40.4114.4 最后确定摩擦离合器的轴向压紧力Q,可按下式计算:Q=b(N)1.13.14231.003.57式中各符号意义同前述。摩擦片的厚度一般取1、1.5、1.75、2(mm),内外层分离时的最大间隙为0.20.4(mm),摩擦片的材料应具有较高的耐磨性、摩擦系数大、耐高温、抗胶合性好等特点,常用10或15钢,表面渗碳0.30.5(mm),淬火硬度达HRC5262。4-2摩擦片的结构图4.2.3齿轮的验算 验算齿轮强度,应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮,进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力,对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮,一定要验算齿根弯曲应力。 接触应力的验算公式为(MPa)(3-1)弯曲应力的验算公式为 (3-2)式中 N-齿轮传递功率(KW), T-齿轮在机床工作期限()内的总工作时间(h),对于中型机床的齿轮取=1500020000h,同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=/P,P为变速组的传动副数; -齿轮的最低转速(r/min);-基准循环次数; m疲劳曲线指数,;速度转化系数,功率利用系数,材料强化系数,的极限值,见表3-5,当时,则取=;当时,取=;工作情况系数,中等冲击的主运动,取=1.21.6;动载荷系数齿向载荷分布系数Y标准齿轮齿形系数许用接触应力(MPa)许用弯曲应力(MPa)如果验算结果或不合格时,可以改变初算时选定的材料或热处理方法,如仍不满足时,就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。I轴上的齿轮采用整淬的方式进行热处理传至I轴时的最大转速为:在离合器两齿轮中齿数最少的齿轮为242.75,且齿宽为B=12mmu=1.05符合强度要求。验算362.75的齿轮:符合强度要求.验算302.75的齿轮:符合强度要求.图4-3离合器的结构图表4-2 轴齿轮齿轮模数m齿数z12.753622.752432.75304.2.4传动轴的验算对于传动轴,除重载轴外,一般无须进行强度校核,只进行刚度验算。1)轴的抗弯断面惯性矩()花键轴 式中 d花键轴的小径(mm);i花轴的大径(mm);b、N花键轴键宽,键数;传动轴上弯曲载荷的计算,一般由危险断面上的最大扭矩求得:式中 N该轴传递的最大功率(kw); 该轴的计算转速(r/min)。传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力,齿轮的圆周力式中 D齿轮节圆直径(mm),D=mZ。齿轮的径向力:式中 为齿轮的啮合角,20;齿面摩擦角,;齿轮的螺旋角;0故N 2)花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为:式中 花键传递的最大转矩(); D、d花键轴的大径和小径(mm); L花键工作长度; N花键键数; K载荷分布不均匀系数,K=0.70.8; 故此花键轴校核合格图4-4 花键的结构图4.2.5轴承疲劳强度校核机床传动轴用滚动轴承,主要是因疲劳破坏而失效,故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为: C滚动轴承的额定负载(N),根据轴承手册或机床设计手册查取,单位用(kgf)应换算成(N);速度系数, 为滚动轴承的计算转速(r/mm) 寿命系数, 寿命系数,对球轴承=3,对滚子轴承=;工作情况系数,对轻度冲击和振动的机床(车床、铣床、钻床、磨床等多数机床),;功率利用系数,速度转化系数齿轮轮换工作系数;P当量动载荷,按机床设计手册。 故轴承校核合格4.3传动系统的轴及轴上零件设计4.3.1齿轮的验算 验算齿轮强度,应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮,进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力,对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮,一定要验算齿根弯曲应力。 接触应力的验算公式为(MPa)(3-1)弯曲应力的验算公式为 (3-2)式中 N-齿轮传递功率(KW), -电动机额定功率(KW); -从电动机到所计算的齿轮的机械效率; -齿轮计算转速(r/min); m-初算的齿轮模数(mm); B-齿宽(mm) Z-小齿轮齿数; u-大齿轮与小齿轮齿数之比,u1,“+”号用于外啮合,“-”号用于内啮合; -寿命系数:-工作期限系数:T-齿轮在机床工作期限()内的总工作时间(h),对于中型机床的齿轮取=1500020000h,同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=/P,P为变速组的传动副数; -齿轮的最低转速(r/min);-基准循环次数;以下均参见机床设计指导) m疲劳曲线指数,速度转化系数,功率利用系数,材料强化系数,的极限值,见表3-5,当时,则取=;当时,取=;工作情况系数,中等冲击的主运动,取=1.21.6;动载荷系数齿向载荷分布系数Y标准齿轮齿形系数许用接触应力(MPa)许用弯曲应力(MPa)如果验算结果或不合格时,可以改变初算时选定的材料或热处理方法,如仍不满足时,就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。轴上的双联滑移齿轮采用整淬的方式进行热处理传至轴时的最大转速为:m=2.25=5.77kw在双联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为362.25,且齿宽为B=14mmu=1.05故双联滑移齿轮符合标准验算482.75的齿轮:482.75齿轮采用整淬 =5.71kw B=14mm u=1 =故此齿轮合格验算422.75的齿轮:422.75齿轮采用整淬=5.1kw B=14mm u=4故此齿轮合格验算443齿轮:443齿轮采用整淬=5.1kw B=14mm u=1故此齿轮合格验算233齿轮:233齿轮采用整淬=5.1kw B=14mm u=1 故此齿轮合格表4-3 轴齿轮齿轮12345模数m2.752.752.7533齿数z36484244234.3.2传动轴的验算对于传动轴,除重载轴外,一般无须进行强度校核,只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩()花键轴 式中 d花键轴的小径(mm);i花轴的大径(mm);b、N花键轴键宽,键数;传动轴上弯曲载荷的计算,一般由危险断面上的最大扭矩求得:=式中 N该轴传递的最大功率(kw); 该轴的计算转速(r/min)。传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力,齿轮的圆周力:式中 D齿轮节圆直径(mm),D=mZ。齿轮的径向力:式中 为齿轮的啮合角;齿面摩擦角;齿轮的螺旋角;=27.86mm符合校验条件花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为:式中 花键传递的最大转矩(); D、d花键轴的大径和小径(mm); L花键工作长度; N花键键数; K载荷分布不均匀系数,K=0.70.8;故此花键轴校核合格4.3.3轴组件的刚度验算两支撑主轴组件的合理跨距 主轴组件的跨距对其刚度的影响很大,在绘制主轴组件的结构草图后,可以对合理跨距L。进行计算,以便修改草图,当跨距远大于L。时,应考虑采用三支撑结构。机床设计的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部C点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加,其极值方程为:式中 L。合理跨距; C 主轴悬伸梁; 后前支撑轴承刚度 该一元三次方程求解可得为一实根:机床传动轴用滚动轴承,主要是因疲劳破坏而失效,故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为: C滚动轴承的额定负载(N),根据轴承手册或机床设计手册查取,单位用(kgf)应换算成(N);速度系数, 为滚动轴承的计算转速(r/mm) 寿命系数, 寿命系数,对球轴承=3,对滚子轴承=;工作情况系数,对轻度冲击和振动的机床(车床、铣床、钻床、磨床等多数机床),;功率利用系数速度转化系数齿轮轮换工作系数P当量动载荷,按机床设计手册。 故轴承校核合格4.4 传动系统的轴及轴上零件设计4.4.1齿轮的验算 验算齿轮强度,应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮,进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力,对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮,一定要验算齿根弯曲应力。 接触应力的验算公式为(MPa)(3-1)弯曲应力的验算公式为 (3-2)式中 N-齿轮传递功率(KW), -电动机额定功率(KW); -从电动机到所计算的齿轮的机械效率; -齿轮计算转速(r/min); m-初算的齿轮模数(mm); B-齿宽(mm) Z-小齿轮齿数; u-大齿轮与小齿轮齿数之比,u1,“+”号用于外啮合,“-”号用于内啮合; -寿命系数:-工作期限系数:T-齿轮在机床工作期限()内的总工作时间(h),对于中型机床的齿轮取=1500020000h,同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=/P,P为变速组的传动副数; -齿轮的最低转速(r/min);-基准循环次数;(以下均参见机床设计指导) m疲劳曲线指数速度转化系数功率利用系数材料强化系数的极限值,见表3-5,当时,则取=;当时,取=;工作情况系数,中等冲击的主运动,取=1.21.6;动载荷系数齿向载荷分布系数Y标准齿轮齿形系数许用接触应力(MPa)许用弯曲应力(MPa)如果验算结果或不合格时,可以改变初算时选定的材料或热处理方法,如仍不满足时,就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。三轴上的滑移齿轮采用整淬的方式进行热处理传至三轴时的最大转速为:=5.42kw在滑移齿轮中齿数最少的齿轮为212.75,且齿宽为B=12mmu=1.05故滑移齿轮符合标准验算703的齿轮:703齿轮采用整淬=5.1kw B=15mm u=1 故此齿轮合格验算653的齿轮:653齿轮采用整淬=5.1kw B=10mm u=4故此齿轮合格验算443齿轮:443齿轮采用整淬=5.1kw B=10mm u=1故此齿轮合格表4-4 轴齿轮齿轮1234模数m3333齿数z446570214.4.2 传动轴的验算对于传动轴,除重载轴外,一般无须进行强度校核,只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩()花键轴 式中 d花键轴的小径(mm);i花轴的大径(mm);b、N花键轴键宽,键数;传动轴上弯曲载荷的计算,一般由危险断面上的最大扭矩求得:=式中 N该轴传递的最大功率(kw); 该轴的计算转速(r/min)。传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力,齿轮的圆周力:式中 D齿轮节圆直径(mm),D=mZ。齿轮的径向力:式中 为齿轮的啮合角;齿面摩擦角;齿轮的螺旋角;=27.86mm符合校验条件花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为:式中 花键传递的最大转矩(); D、d花键轴的大径和小径(mm); L花键工作长度; N花键键数; K载荷分布不均匀系数,K=0.70.8;故此三轴花键轴校核合格4.4.3 轴组件的刚度验算两支撑主轴组件的合理跨距 主轴组件的跨距对其刚度的影响很大,在绘制主轴组件的结构草图后,可以对合理跨距L。进行计算,以便修改草图,当跨距远大于L。时,应考虑采用三支撑结构。机床设计的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部C点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加,其极值方程为:式中 L。合理跨距; C 主轴悬伸梁; 后前支撑轴承刚度 该一元三次方程求解可得为一实根:机床传动轴用滚动轴承,主要是因疲劳破坏而失效,故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为: C滚动轴承的额定负载(N),根据轴承手册或机床设计手册查取,单位用(kgf)应换算成(N);速度系数, 为滚动轴承的计算转速(r/mm) 寿命系数, 寿命系数,对球轴承=3,对滚子轴承=;工作情况系数,对轻度冲击和振动的机床(车床、铣床、钻床、磨床等多数机床),;功率利用系数速度转化系数齿轮轮换工作系数P当量动载荷,按机床设计手册。 故轴承校核合格4.5传动系统的轴及轴上零件设计4.5.1齿轮的验算 验算齿轮强度,应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮,进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力,对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮,一定要验算齿根弯曲应力。 接触应力的验算公式为(MPa)(3-1)弯曲应力的验算公式为 (3-2)式中 N-齿轮传递功率(KW) -电动机额定功率(KW); -从电动机到所计算的齿轮的机械效率; -齿轮计算转速(r/min); m-初算的齿轮模数(mm); B-齿宽(mm) Z-小齿轮齿数; u-大齿轮与小齿轮齿数之比,u1,“+”号用于外啮合,“-”号用于内啮合; -寿命系数:-工作期限系数:T-齿轮在机床工作期限()内的总工作时间(h),对于中型机床的齿轮取=1500020000h,同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=/P,P为变速组的传动副数; -齿轮的最低转速(r/min);-基准循环次数;(以下均参见机床设计指导) m疲劳曲线指数速度转化系数功率利用系数材料强化系数的极限值,见表3-5,当时,则取=;当时,取=;工作情况系数,中等冲击的主运动,取=1.21.6;动载荷系数齿向载荷分布系数Y标准齿轮齿形系数许用接触应力(MPa)许用弯曲应力(MPa)如果验算结果或不合格时,可以改变初算时选定的材料或热处理方法,如仍不满足时,就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。轴上的直齿齿轮采用整淬的方式进行热处理传至轴时的最大转速为:N=5.42kw齿轮的模数与齿数为353,且齿宽为B=20mm u=1.05故齿轮符合标准验算843的齿轮:843齿轮采用整淬N=5.1kw B=20mm u=1 故此齿轮合格表4-5 轴齿轮齿轮12模数m33齿数z35844.5.2传动轴的验算对于传动轴,除重载轴外,一般无须进行强度校核,只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩()花键轴 式中 d花键轴的小径(mm);D花轴的大径(mm);b、N花键轴键宽,键数;传动轴上弯曲载荷的计算,一般由危险断面上的最大扭矩求得:=式中 N该轴传递的最大功率(kw); 该轴的计算转速(r/min)。传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力,齿轮的圆周力:式中 D齿轮节圆直径(mm),D=mZ。齿轮的径向力:式中 为齿轮的啮合角;齿面摩擦角;齿轮的螺旋角;=22.32mm符合校验条件花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为:式中 花键传递的最大转矩(); D、d花键轴的大径和小径(mm); L花键工作长度; N花键键数; K载荷分布不均匀系数,K=0.70.8; 故此花键轴校核合格4.5.3轴组件的刚度验算两支撑主轴组件的合理跨距 主轴组件的跨距对其刚度的影响很大,在绘制主轴组件的结构草图后,可以对合理跨距L。进行计算,以便修改草图,当跨距远大于L。时,应考虑采用三支撑结构。机床设计的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部C点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加,其极值方程为:式中 L。合理跨距; C 主轴悬伸梁; 后前支撑轴承刚度 该一元三次方程求解可得为一实根:机床传动轴用滚动轴承,主要是因疲劳破坏而失效,故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为:或按照计算负荷C的计算公式进行计算:式中额定寿命(h);计算动载荷;T工作周期(h),对一般机床取1000015000小时。 C滚动轴承的额定负载(N),根据轴承手册或机床设计手册查取,单位用(kgf)应换算成(N);速度系数, 为滚动轴承的计算转速(r/mm) 寿命系数, 寿命系数,对球轴承=3,对滚子轴承=;工作情况系数,对轻度冲击和振动的机床(车床、铣床、钻床、磨床等多数机床),;功率利用系数速度转化系数
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本文标题:CA6128机床主轴箱设计【含CAD图纸、说明书】
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