CA6140机床主轴箱的设计（三维建模CAD图纸）.pdf

摘 摘 要要 作为主要的车削加工机床 CA6140 机床广泛的应用于机械加工行业 中 本设计主要针对 CA6140 机床的主轴箱进行设计 设计的内容主要有 机床主要参数的确定 传动方案和传动系统图的拟定 对主要零件 进行 了计算和验算 利用三维画图软件进行了零件的设计和处理 CA6140 车 床作为主要的车削加工机床 已广泛的应用于机械加工行业中 本文首 先介绍了金属切削机床在国内外的研究状况 以及国内外发展差距 然 后系统的介绍了 CA6140 主轴箱的组成及各个组成部分的功用 最后详细 的阐述了本论文的研究内容 思路 主要方法及进度 关键词关键词 金属切削机床 CA6140 主轴箱 AbstractAbstract As a major turning processing machine CA6140 machine widely used in mechanical processing industry the design of the machine tool for CA6140 main spindle box design design is the main content of machine tool of the main parameters of the sure transmission scheme and transmission system graph of the recommended the main parts are calculated and checked and the use of 3 d drawing software parts design and processing CA6140 lathe as a major turning processing machine tool have been widely used in mechanical processing industry in this paper first introduced the metal cutting machine tools in the domestic and foreign research condition and the domestic and foreign development gap and then systematically introduces the CA6140 spindle box and composition of the function of each component of the last detail the research content of this paper the main methods and ideas progress Key words Key words Metal cutting machine tools CA6140 spindle box 前 前 言言 普通车床是车床中应用最广泛的一种 约占车床类总数的 65 因 其主轴以水平方式放置故称为卧式车床 CA6140 型普通车床的主要组成部件有 主轴箱 进给箱 溜板箱 刀架 尾架 光杠 丝杠和床身 主轴箱 又称床头箱 它的主要任务是将主电机传来的旋转运动经 过一系列的变速机构使主轴得到所需的正反两种转向的不同转速 同时 主轴箱分出部分动力将运动传给进给箱 主轴箱中等主轴是车床的关键 零件 主轴在轴承上运转的平稳性直接影响工件的加工质量 一旦主轴 的旋转精度降低 则机床的使用价值就会降低 进给箱 又称走刀箱 进给箱中装有进给运动的变速机构 调整其 变速机构 可得到所需的进给量或螺距 通过光杠或丝杠将运动传至刀 架以进行切削 丝杠与光杠 用以联接进给箱与溜板箱 并把进给箱的运动和动力 传给溜板箱 使溜板箱获得纵向直线运动 丝杠是专门用来车削各种螺 纹而设置的 在进行工件的其他表面车削时 只用光杠 不用丝杠 同 学们要结合溜板箱的内容区分光杠与丝杠的区别 溜板箱 是车床进给运动的操纵箱 内装有将光杠和丝杠的旋转运 动变成刀架直线运动的机构 通过光杠传动实现刀架的纵向进给运动 横向进给运动和快速移动 通过丝杠带动刀架作纵向直线运动 以便车 削螺纹 1 1 机床的规格和用途机床的规格和用途 CA6140 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 2 2 主要技术参数主要技术参数 工件最大回转直径 在床面上 400 毫米 在床鞍上 210 毫米 工件最大长度 四种规格 750 1000 1500 2000 毫米 主轴孔径 48 毫米 主轴前端孔锥度 400 毫米 主轴转速范围 正传 24 级 10 1400 转 分 反传 12 级 14 1580 转 分 加工螺纹范围 公制 44 种 1 192 毫米 英制 20 种 2 24 牙 英寸 模数 39 种 0 25 48 毫米 径节 37 种 1 96 径节 进给量范围 细化 0 028 0 054 毫米 转 纵向 64 种 0 08 1 59 毫米 转 加大 1 71 6 33 毫米 转 细化 0 014 0 027 毫米 转 横向 64 种 正常 0 04 0 79 毫米 转 加大 0 86 3 16 毫米 转 刀架快速移动速度 纵向 4 米 分 横向 4 米 分 主电机 功率 7 5 千瓦 转速 1450 转 分 快速电机 功率 370 瓦 转速 2600 转 分 冷却泵 功率 90 瓦 流量 25 升 分 工件最大长度为 1000 毫米的机床 外形尺寸 长 宽 高 2668 1000 1190 毫米 重量约 2000 公斤 3 3 传动方案和传动系统图的拟定传动方案和传动系统图的拟定 1 确定极限转速 已知主轴最低转速 nmin 为 10mm s 最高转速 nmax 为 1400mm s 转速调整范围为 Rn nmax nmin 14 2 确定公比 选定主轴转速数列的公比为 1 12 3 求出主轴转速级数 Z Z lgRn lg 1 lg14 lg1 12 1 24 4 确定结构网或结构式 24 2 3 2 2 5 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 1500r min 2 分配总降速传动比 总降速传动比为 uII nmin nd 10 1500 6 67 10 3 nmin 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 图 3 1 CA6140 传动系统图 传动轴数 变速组数 定比传动副数 1 6 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 绘 制速度图上 先分配从电动机转速到主轴最低转速的总降速比 在串的 双轴传动间画上u k k 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 4 4 主要设计零件的计算和验算 主要设计零件的计算和验算 4 1 4 1 主轴箱的箱体主轴箱的箱体 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 箱体的长宽高和壁厚选择 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 CA6140 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 长 宽 高 3 mm 壁厚 mm 500 500 300 800 500 500 10 15 800 800 500 12 20 中心距 a 1 2 d1 d2 ym 式中 y 是中心距变动系数 中心距 56 38 2 2 25 105 75mm 中心距 50 34 2 2 25 94 5mm 中心距 30 34 2 2 25 72mm 中心距 39 41 2 2 25 90mm 中心距 50 50 2 2 5 125mm 中心距 44 44 2 2 88mm 中心距 26 58 2 4 168mm 中心距 58 26 2 2 84mm 中心距 58 58 2 2 116mm 中心距 33 33 2 2 66mm 中心距 25 33 2 2 58mm 综合考虑其它因素后 将箱体上各轴安装空的位置确定如下图图 4 1 所示 图 4 1 箱体上各轴的安装空的位置图 上图中 XIV XV 轴的位置没有表达清楚具体位置参见零件图 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的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 4 2 传动系统的 传动系统的 I I 轴及轴上零件设计 轴及轴上零件设计 4 2 1 4 2 1 普通 普通 V V 带传动的计算带传动的计算 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 p k p a d 4 1 A K 工况系数 查 机床设计指导 任殿阁 张佩勤 主 编 表 2 5 取 1 1 故 1 1 11 12 1 d PkW 小带轮基准直径 1 d d 为 130mm 带速 v 1 1 60 1000 9 86 d vd nm sv 4 2 大带轮基准直径 2 d d 为 230 mm 初选中心距 0 a 1000mm 0 a 由机床总体布局确定 0 a 过小 增加带弯 曲次数 0 a 过大 易引起振动 带基准长度 2 21 0012 0 2 2722 5 24 dd ddd dd n Laddmm a 4 3 查 机床设计指导 任殿阁 张佩勤 主编 表 2 7 取 0 d L 2800mm 带挠曲次数 1000mv 0 d L 7 04 40 1 s 实际中心距 2 aAAB 4 4 12 108 7 48 ddd Ldd A 4 5 2 21 1250 8 dd dd B 4 6 故 2 108 7108 71250223 amm 小带轮包角 1 21 1 1802sin154 09120 2 dd dd a ooo 4 7 单根 V 带的基本额定功率 1 P 查 机床设计指导 任殿阁 张佩勤 主 编 表 2 8 取 2 28kW 单根 V 带的基本额定功率增量 11 1 1 b u PK n K 4 8 b K 弯曲影响系数 查表 2 9 取 3 1 03 10 u K 传动比系数 查表 2 10 取 1 12 故 1 0 16 P 带的根数 11 d L P z PP K K 4 9 K 包角修正系数 查表 2 11 取 0 93 L K 带长修正系数 查表 2 12 取 1 01 故 1 12 1 3 89 2 280 16 0 93 1 01 z 圆整 z 取 4 单根带初拉力 2 0 2 5 500 1 d a P Fqv vz K 4 10 q 带每米长质量 查表 2 13 取 0 10 故 0 F 58 23N 带对轴压力 1 0 154 09 2sin2 58 23 4 sin453 98 22 QF zN o 4 11 4 2 2 4 2 2 多片式摩擦离合器的计算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 2 6mm 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 Z 2MnK f 2 0 D b p 4 12 式中 Mn 摩擦离合器所传递的扭矩 N mm Mn 955 4 10 d N j n 955 4 10 11 0 98 800 1 28 5 10 N mm Nd 电动机的额定功率 kW j n 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 3 1 5 f 摩擦片间的摩擦系数 由于磨擦片为淬火钢 查 机床 设计指导 表 2 15 取 f 0 08 0 D 摩擦片的平均直径 mm 0 D D d 2 67mm b 内外摩擦片的接触宽度 mm b D d 2 23mm p 摩擦片的许用压强 N 2 mm p 0 t p v K m K z K 1 1 1 00 1 00 0 76 0 836 4 13 0 t p 基本许用压强 MPa 查 机床设计指导 表 2 15 取 1 1 v K 速度修正系数 p v 0 2 D n 6 4 10 2 5 m s 根据平均圆周速度 p v 查 机床设计指导 表 2 16 取 1 00 m K 接合次数修正系数 查 机床设计指导 表 2 17 取 1 00 z K 摩擦结合面数修正系数 查 机床设计指导 表 2 18 取 0 76 所以 Z 2MnK f 2 0 D b p 2 1 28 5 10 1 4 3 14 0 08 2 67 23 0 836 11 4 14 卧式车床反向离合器所传递的扭矩按空载功率损耗 k P 确定 一般取 k P 0 4 d N 0 4 11 4 4 最后确定摩擦离合器的轴向压紧力 Q 可按下式计算 Q 0 t p 2 0 D b v K N 3 57 5 10 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 2 0 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 3 0 5 mm 4 2 3 4 2 3 齿轮的验算齿轮的验算 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 123 j 1 2081 S j uK K K K N ZmuBn 3 10 j 4 15 弯曲应力的验算公式为 5 123 w 2 2081 10 S w j K K K K N MPa Zm BYn 4 16 式中 N 齿轮传递功率 KW N d N 1 60 T O nT Km C 4 17 T 齿轮在机床工作期限 S T 内的总工作时间 h 对于中型机床 的齿轮取 S T 15000 20000h 同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认 为 T S T P P 为变速组的传动副数 1 n 齿轮的最低转速 r min O C 基准循环次数 查表 3 1 以下均参见 机床设计指导 m 疲劳曲线指数 查表 3 1 n K 速度转化系数 查表 3 2 N K 功率利用系数 查表 3 3 Q K 材料强化系数 查表 3 4 S K 的极限值 max S K min S K 见表 3 5 当 S K max S K 时 则取 S K max S K 当 S K min S K 时 取 S K min S K 1 K 工作情况系数 中等冲击的主运动 取 1 K 1 2 1 6 2 K 动载荷系数 查表 3 6 3 K 齿向载荷分布系数 查表 3 9 Y 标准齿轮齿形系数 查表 3 8 j 许用接触应力 MPa 查表 3 9 w 许用弯曲应力 MPa 查表 3 9 如果验算结果 j 或 w 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 1 130 820 min 230 d nnr 130 0 980 511 230 0 96 N d N 820 min j nnr 3 在离合器两齿轮中齿数最少的齿轮为 50 2 25 且齿宽为 B 12mm u 1 05 j 3 2081 10 1 05 1 1 2 1 31 04 3 72 5 625 1018 15 50 2 251 0512 820 MP j 1250MP 符合强度要求 验算 56 2 25 的齿轮如下图 4 2 所示 j 3 2081 10 1 05 1 1 2 11 04 3 72 5 625 910 56 2 251 0512 820 MP j 1250MP 符合强度要求 图 4 2 56 2 25 的齿轮的剖面图 4 2 4 4 2 4 传动轴的验算传动轴的验算 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 4 mm 花键轴 42 4 64 db N DdDd Imm 42 44 32 26 8 3832 2 3832 2 7 42 10 64 mm 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 4 j N 955 10 N mm n M 扭 44 5 625 955 106 55 10 820 N mm 式中 N 该轴传递的最大功率 kw j n 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 4 3 2 2 6 55 10 2 34 10 N D56 t M P 扭 4 18 式中 D 齿轮节圆直径 mm D mZ 齿轮的径向力 r P cos rt PP tgN 式中 为齿轮的啮合角 20 齿面摩擦角 5 72 齿轮的螺旋角 0 故 3 0 51 17 10 rt PP N 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 max 22 8 n jyjy M MPa DdlNK 4 19 式中 max n M 花键传递的最大转矩 N mm 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 7 0 8 4 22 8 6 55 10 3 620 3832 2 85 6 0 7 jyjy MPaMPa 故此花键轴校核合格 4 2 5 4 2 5 轴承疲劳强度校核轴承疲劳强度校核 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 h L 的 j h jFNn n n j 500 C f Cf K K KlP C N f Lh C Th1000015000 n h FN Cf LTh f K KlP 或按计算负荷 的计算公式进行计算 式中 额定寿命 计算动载荷 工作期限 对一般机床取 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 n f 速度系数 100 3 n i f n i n 为滚动轴承的计算转速 r mm n f 寿命系数 500 n n L f n L 等于轴承的工作期限 寿命系数 对球轴承 3 对滚子轴承 10 3 F f 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 1 1 1 3 F f N K 功率利用系数 查表 3 3 n K 速度转化系数 查表 3 2 l K 齿轮轮换工作系数 查 机床设计手册 P 当量动载荷 按 机床设计手册 1 24863 n LhT 2 32003 n LhT 3 19852 n LhT 故轴承校核合格 4 3 4 3 传动系统的传动系统的 轴及轴上零件设计 轴及轴上零件设计 4 3 1 4 3 1 齿轮的验算齿轮的验算 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 123 j 1 2081 S j uK K K K N ZmuBn 3 10 j 4 20 弯曲应力的验算公式 5 123 w 2 2081 10 S w j K K K K N MPa Zm BYn 4 21 式中 N 齿轮传递功率 KW N d N d N 电动机额定功率 KW 从电动机到所计算的齿轮的机械效率 j n 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 u 1 号用于外啮合 号用于内啮合 S K 寿命系数 STnNQ KK K K K T K 工作期限系数 1 60 T O nT Km C T 齿轮在机床工作期限 S T 内的总工作时间 h 对于中型机床 的齿轮取 S T 15000 20000h 同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认 为 T S T P P 为变速组的传动副数 1 n 齿轮的最低转速 r min O C 基准循环次数 查表 3 1 以下均参见 机床设计指导 m 疲劳曲线指数 查表 3 1 n K 速度转化系数 查表 3 2 N K 功率利用系数 查表 3 3 Q K 材料强化系数 查表 3 4 S K 的极限值 max S K min S K 见表 3 5 当 S K max S K 时 则 取 S K max S K 当 S K min S K 时 取 S K min S K 1 K 工作情况系数 中等冲击的主运动 取 1 K 1 21 6 2 K 动载荷系数 查表 3 6 3 K 齿向载荷分布系数 查表 3 9 Y 标准齿轮齿形系数 查表 3 8 j 许用接触应力 MPa 查表 3 9 w 许用弯曲应力 MPa 查表 3 9 如果验算结果 j 或 w 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 13056 14501207 78 min 23038 nr 3 6 13056 0 98 0 990 769 23038 m 2 25 N d N 5 77kw 1207 78 min j nnr 3 在双联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为 38 2 25 且齿宽为 B 14mm u 1 05 j 3 2081 10 1 05 1 1 2 1 31 04 3 72 5 42 1195 82 38 2 251 05 14 1207 78 MP j 1250MP 故双联滑移齿轮符合标准 验算 39 2 25 的齿轮 39 2 25 齿轮采用整淬 1207 78 min j nnr 3 7 13056 0 98 0 990 761 23038 N d N 5 71kw B 14mm u 1 j 3 2081 10 1 1 1 2 11 04 3 72 5 71 1027 94 39 2 25114 1207 78 MP j 1250MP 故此齿轮合格 验算 22 2 25 的齿轮 22 2 25 齿轮采用整淬 1207 78 min j nnr 3 72 1305639 0 98 0 990 970 680 2303841 N d N 5 1kw B 14mm u 4 j 3 2081 10 4 1 1 2 11 04 3 72 5 1 927 49 22 2 254 14 1207 78 MP j 1250MP 故此齿轮合格 验算 30 2 25 齿轮 30 2 25 齿轮采用整淬 1207 78 min j nnr 3 7 13056 0 98 0 990 680 23038 N d N 5 1kw B 14mm u 1 j 3 2081 10 1 1 1 2 11 04 3 72 5 1 1131 24 30 2 25114 1207 78 MP j 1250MP 故此齿轮合格 4 3 2 4 3 2 传动轴的验算传动轴的验算 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 4 mm 花键轴 42 4 64 db N DdDd Imm 42 44 326 8 3632 3632 6 534 10 64 mm 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 4 j N 955 10 N mm n M 扭 44 5 42 955 104 51 10 1148 86 N mm 式中 N 该轴传递的最大功率 kw j n 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 t P 4 3 2 2 4 51 10 N1 804 10 N D50 t M P 扭 式中 D 齿轮节圆直径 mm D mZ 齿轮的径向力 r P cos 902 rt PP tgNN 式中 为齿轮的啮合角 齿面摩擦角 齿轮的螺旋角 22 0 1 MT dmm 27 86mm 4 22 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 max 22 8 n jyjy M MPa DdlNK 4 23 式中 max n M 花键传递的最大转矩 N mm 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 7 0 8 4 22 8 4 51 10 2 0420 3632 116 8 0 7 jyjy MPaMPa 故此 花键轴校核合格 4 3 3 4 3 3 轴组件的刚度验算轴组件的刚度验算 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 3 6 6 10 o B O BBA EIl C EI L C CCC 4 24 式中 L 合理跨距 C 主轴悬伸梁 A C B C 后 前支撑轴承刚度 该一元三次方程求解可得为一实根 3 3 2 12 1 12 1 1 B O BA B B A O B A C EI Lmm CC EI Cmm C C C L C CC 并且 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 h L 的计算公式为 j h jFNn n n j 500 C f Cf K K KlP C N f Lh C Th1000015000 n h FN Cf LTh f K KlP 或按计算负荷 的计算公式进行计算 式中 额定寿命 计算动载荷 工作期限 对一般机床取 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 n f 速度系数 100 3 n i f n i n 为滚动轴承的计算转速 r mm n f 寿命系数 500 n n L f n L 等于轴承的工作期限 寿命系数 对球轴承 3 对滚子轴承 10 3 F f 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 1 1 1 3 F f N K 功率利用系数 查表 3 3 n K 速度转化系数 查表 3 2 l K 齿轮轮换工作系数 查 机床设计手册 P 当量动载荷 按 机床设计手册 1 24863 n LhT 4 25 2 32003 n LhT 4 26 3 19852 n LhT 4 27 4 4 传动系统的4 4 传动系统的 轴及轴上零件设计 轴及轴上零件设计 4 4 1 4 4 1 齿轮的验算齿轮的验算 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 123 j 1 2081 S j uK K K K N ZmuBn 3 10 MPa j 弯曲应力的验算公式为 5 123 w 2 2081 10 S w j K K K K N MPa Zm BYn 式中 N 齿轮传递功率 KW N d N d N 电动机额定功率 KW 从电动机到所计算的齿轮的机械效率 j n 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 u 1 号用于外啮合 号用于内啮合 S K 寿命系数 STnNQ KK K K K T K 工作期限系数 1 60 T O nT Km C 4 28 T 齿轮在机床工作期限 S T 内的总工作时间 h 对于中型机床 的齿轮取 S T 15000 20000h 同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认 为 T S T P P 为变速组的传动副数 1 n 齿轮的最低转速 r min O C 基准循环次数 查表 3 1 以下均参见 机床设计指导 m 疲劳曲线指数 查表 3 1 n K 速度转化系数 查表 3 2 N K 功率利用系数 查表 3 3 Q K 材料强化系数 查表 3 4 S K 的极限值 max S K min S K 见表 3 5 当 S K max S K 时 则 取 S K max S K 当 S K min S K 时 取 S K min S K 1 K 工作情况系数 中等冲击的主运动 取 1 K 1 2 1 6 2 K 动载荷系数 查表 3 6 3 K 齿向载荷分布系数 查表 3 9 Y 标准齿轮齿形系数 查表 3 8 j 许用接触应力 MPa 查表 3 9 w 许用弯曲应力 MPa 查表 3 9 如果验算结果 j 或 w 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 三轴上的三联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 1305639 14501148 86 min 2303841 nr 3 7 1305639 0 98 0 990 723 2303841 N 5 42kw 1148 86 min j nnr 3 在三联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为 41 2 25 且齿宽为 B 12mm u 1 05 j 3 2081 10 1 05 1 1 2 1 31 04 3 72 5 42 1189 41 2 251 05 20 1148 86 MP j 1250MP 故三联滑移齿轮符合标准 验算 50 2 5 的齿轮 50 2 5 齿轮采用整淬 1148 86 min j nnr 3 72 1305639 0 98 0 990 970 680 2303841 N d N 5 1kw B 15mm u 1 4 29 j 3 2081 10 1 1 1 2 11 04 3 72 5 1 910 50 2 51151148 86 MP j 1250MP 故此齿轮合格 验算 63 3 的齿轮 63 3 齿轮采用整淬 1148 86 min j nnr 3 72 1305639 0 98 0 990 970 680 2303841 N d N 5 1kw B 10mm u 4 j 3 2081 10 4 1 1 211 04 3 72 5 1 558 63 34 10 1148 86 MP j 1250MP 故此齿轮合格 验算 44 2 齿轮 如下图 4 3 所示 44 2 齿轮采用整淬 1148 86 min j nnr 3 72 1305639 0 98 0 990 970 680 2303841 N d N 5 1kw B 10mm u 1 j 3 2081 10 1 1 1 2 11 04 3 72 5 1 1239 44 21151148 86 MP j 1250MP 故此齿轮合格 图 4 3 44 2 齿轮的剖面图 4 4 2 4 4 2 传动轴的验算传动轴的验算 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 4 mm 花键轴 42 4 64 db N DdDd Imm 42 44 326 8 3632 3632 6 534 10 64 mm 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 4 j N 955 10 N mm n M 扭 44 5 42 955 104 51 10 1148 86 N mm 式中 N 该轴传递的最大功率 kw j n 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 t P 4 3 2 2 4 51 10 N1 804 10 N D50 t M P 扭 式中 D 齿轮节圆直径 mm D mZ 齿轮的径向力 r P cos 902 rt PP tgNN 4 30 式中 为齿轮的啮合角 齿面摩擦角 齿轮的螺旋角 22 0 1 MT dmm 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 max 22 8 n jyjy M MPa DdlNK 式中 max n M 花键传递的最大转矩 N mm 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 7 0 8 4 22 8 4 51 10 2 0420 3632 116 8 0 7 jyjy MPaMPa 故此三轴花键轴校核合格 4 4 3 4 4 3 轴组件的刚度验算轴组件的刚度验算 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 3 6 6 10 o B O BBA EIl C EI L C CCC 式中 L 合理跨距 C 主轴悬伸梁 A C B C 后 前支撑轴承刚度 该一元三次方程求解可得为一实根 3 3 2 12 1 12 1 1 B O BA B B A O B A C EI Lmm CC EI Cmm C C C L C CC 并且 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 h L 的计算公式为 j h jFNn n n j 500 C f Cf K K KlP C N f Lh C Th1000015000 n h FN Cf LTh f K KlP 或按计算负荷 的计算公式进行计算 式中 额定寿命 计算动载荷 工作期限 对一般机床取 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 n f 速度系数 100 3 n i f n i n 为滚动轴承的计算转速 r mm n f 寿命系数 500 n n L f n L 等于轴承的工作期限 寿命系数 对球轴承 3 对滚子轴承 10 3 F f 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 1 1 1 3 F f N K 功率利用系数 查表 3 3 n K 速度转化系数 查表 3 2 l K 齿轮轮换工作系数 查 机床设计手册 P 当量动载荷 按 机床设计手册 1 24863 n LhT 2 32003 n LhT 3 19852 n LhT 故轴承校核合格 4 44 4 传动系统的 传动系统的 轴及轴上零件设计 轴及轴上零件设计 4 4 1 4 4 1 齿轮的验算齿轮的验算 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 123 j 1 2081 S j uK K K K N ZmuBn 3 10 MPa j 弯曲应力的验算公式为 5 123 w 2 2081 10 S w j K K K K N MPa Zm BYn 式中 N 齿轮传递功率 KW N d N d N 电动机额定功率 KW 从电动机到所计算的齿轮的机械效率 j n 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 u 1 号用于外啮合 号用于内啮合 S K 寿命系数 STnNQ KK K K K T K 工作期限系数 1 60 T O nT Km C T 齿轮在机床工作期限 S T 内的总工作时间 h 对于中型机床 的齿轮取 S T 15000 20000h 同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认 为 T S T P P 为变速组的传动副数 1 n 齿轮的最低转速 r min O C 基准循环次数 查表 3 1 以下均参见 机床设计指导 m 疲劳曲线指数 查表 3 1 n K 速度转化系数 查表 3 2 N K 功率利用系数 查表 3 3 Q K 材料强化系数 查表 3 4 S K 的极限值 max S K min S K 见表 3 5 当 S K max S K 时 则取 S K max S K 当 S K min S K 时 取 S K min S K 1 K 工作情况系数 中等冲击的主运动 取 1 K 1 2 1 6 2 K 动载荷系数 查表 3 6 3 K 齿向载荷分布系数 查表 3 9 Y 标准齿轮齿形系数 查表 3 8 j 许用接触应力 MPa 查表 3 9 w 许用弯曲应力 MPa 查表 3 9 如果验算结果 j 或 w 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 130512220202658 14501400 min 230435880805858 nr 3 7 130512220202658 0 98 0 990 723 230435880805858 N d N 5 42kw 1400 min j nnr 3 齿轮的模数与齿数为 33 2 且齿宽为 B 20mm u 1 05 j 3 2081 10 1 05 1 1 2 1 3 1 04 3 72 5 42 1201 33 21 05 20 10 MP j 1250MP 故齿轮符合标准 验算 58 2 的齿轮 如下图 4 4 所示 58 2 齿轮采用整淬 1400 min j nnr 3 72 130512220202658 0 98 0 990 970 680 230435880805858 N d N 5 1kw B 20mm u 1 j 3 2081 10 1 1 1 2 1 1 04 3 72 5 1 1135 58 21 15 10 MP j 1250MP 故此齿轮合格 图 4 4 58 2 的齿轮的剖面图 4 4 2 4 4 2 传动轴的验算传动轴的验算 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 4 mm 花键轴 42 4 64 db N DdDd Imm 42 44 2666 3226 3226 3 377 10 64 mm 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 4 j N 955 10 N mm n M 扭 46 5 42 955 105 18 10 10 N mm 式中 N 该轴传递的最大功率 kw j n 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 t P 6 5 2 2 5 18 10 N2 35 10 N D32 t M P 扭 式中 D 齿轮节圆直径 mm D mZ 齿轮的径向力 r P cos 1003 rt PP tgNN 式中 为齿轮的啮合角 齿面摩擦角 齿轮的螺旋角 22 0 1 MT dmm 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 max 22 8 n jyjy M MPa DdlNK 式中 max n M 花键传递的最大转矩 N mm 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 7 0 8 6 22 8 5 18 10 14 620 3226 116 8 0 7 jyjy MPaMPa 故此花键轴校核合格 4 4 3 4 4 3 轴组件的刚度验算轴组件的刚度验算 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 3 6 6 10 o B O BBA EIl C EI L C CCC 式中 L 合理跨距 C 主轴悬伸梁 A C B C 后 前支撑轴承刚度 该一元三次方程求解可得为一实根 3 3 2 12 1 12 1 1 B O BA B B A O B A C EI Lmm CC EI Cmm C C C L C CC 并且 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 如下图 4 5 所示 其额定寿命 h L 的计算公式为 j h jFNn n n j 500 C f Cf K K KlP C N f Lh C Th1000015000 n h FN Cf LTh f K