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I CA6140 型车床主轴设计及建模仿真型车床主轴设计及建模仿真 摘要：摘要： CA6140 型车床是一种典型的车削切削机床， 它十分广泛的在机械加工行业 中应用。它是一种卧式加工机床。机床的主轴是车床的主要运动部件。主轴组件质量 直接关系到机床的加工精度。 本次设计主要针对于 CA6140 主轴传动系统的设计，主要采用理论计算及 cad 软 件和 3D 软件辅助同时进行设计的方法。通过计算建模并仿真，主传动部分所作的工 作包括：主传动电机的选择，带轮的计算。以及各个传动齿轮、轴、轴承、主轴、计 算和校核。根据计算的结果，利用 3D 软件进行主传动系统的建模，软件绘制主轴箱 的装配图，创建主轴箱中重要部分的三维实体建模。进行动态仿真。得出结论验证 CA6140 主传动系统的计算是否准确，各部分有无干涉。 关键词：关键词：CA6140 型车床、主传动、主轴、实体建模、动态仿真 CA6140 型车床主轴设计及建模仿真 II Abstract The CA6140 lathe is a typical turning and cutting machine. It is widely used in the machining industry. It is a horizontal machining machine. The spindle of the machine is the main moving part of the lathe. The quality of the spindle assembly is directly related to the machining accuracy of the machine tool. This design mainly focuses on the design of the CA6140 spindle drive system. It mainly uses theoretical calculations and cad software and 3D software-assisted simultaneous design methods. Through computational modeling and simulation, the work done by the main drive section includes: selection of the main drive motor and calculation of the pulley. And various transmission gears, shafts, bearings, spindles, calculations and check. Based on the results of the calculation, the 3D software is used to model the main drive system, the software is used to draw the assembly diagram of the spindle box, and 3D solid modeling of important parts in the spindle box is created. Perform dynamic simulation. Draw conclusions to verify CA6140 main drive system calculation is accurate, whether the interference of each part. Key words： CA6140 Lathe, Main Drive, Spindle, Solid Modeling, Dynamic Simulation III 目目 录录 摘要 . I Abstract . II 1 绪论 . 1 1.1 选题的目的与意义 . 1 1.2 国内外研究现状 . 1 1.2.1 国外研究现状 . 1 1.2.2 国内研究现状 . 2 1.3 本课题主要研究内容 . 2 2 总体研究 . 3 2.1 系统总体框图 . 3 2.2 本项目关键技术设计 . 3 3 传动件的设计 . 5 3.1 主运动参数设计 . 5 3.1.1 已知条件 . 5 3.1.2 结构分析式 . 5 3.1.3 绘制转速图 . 6 3.1.4 绘制传动系统图 . 8 3.2 动力设计及校核 . 8 3.2.1 确定各轴转速 . 8 3.2.2 带传动设计 . 9 3.2.3 各传动组齿轮模数的确定和校核 . 11 3.2.4 齿轮齿根弯曲疲劳强度校核： . 13 3.3 各轴的设计及主轴的校核 . 17 3.3.1 确定各轴最小直径 . 17 3.3.2 主轴的计算及校核 . 18 3.3.3 多片式摩擦离合器的设计计算 . 20 3.3.4 各轴轴承选择 . 22 4 三维实体建模 . 23 4.1 三维立体建模 . 23 4.2 整体装配 . 25 CA6140 型车床主轴设计及建模仿真 IV 5 动态仿真 . 27 5.1 运动仿真的工作界面 . 27 5.2 运动仿真 . 28 5.3 运动分析 . 30 6 总结 . 33 参考文献 . 35 致谢 . 37 附录 A . 39 1 1 绪绪论论 1.1 选题的目的与意义选题的目的与意义 车床是机械加工行业中最重要的切削加工机床，约占到所有加工切削机床中 的 6 成。 主轴箱：也称床头箱，它的主要工作是将主电机传来的旋转动作经过一系列 的变速机构使主轴获得所需的正反两种转向不同的转速，同时主轴箱分出一部分 力将运动传递给进给箱。车床的关键零件是主轴箱中等主轴。工件的加工质量是 由轴承上的主轴的平滑度决定的。如果主轴回转精度降低，机床的应用价值将相 应降低。 机床主轴指的是机床上带动工件或刀具旋转的轴。通常情况下是由轴承，主 轴和传动件（齿轮或带轮）等部分组成的主轴部件。 主轴动态特性直接会影响到机床的加工精度，决定机床能否可以安全可靠地 工作以及影响到整个机器的正常使用寿命，因而完全有必要对机床主轴进行详细 具体的动态性能分析。通过动态性能分析就可以了解到结构发生共振的频率段， 这样就可以知道在什么样的外载荷下会有危险，从而避开这些危险载荷，判别出 转动部件的转速才是合适恰当的，振型对影响加工精度的影响。依据这些数据还 可以对机床主轴箱主要零部件进行优化设计，使得它能够更加契合加工质量和加 工精度。 为了提高机床加工的精度，可以采用合理的主轴设计来实现这一目标。正确 使用仿真软件对机床运动部件进行仿真，可以大大减少设计过程中的误差，从而 大大降低了设计成本。 1.2 国内外研究现状国内外研究现状 1.2.1 国外研究现状国外研究现状 在国外，早在 1964 年，Bollinger 就采用有限差分模型，使用轴承模拟为简单 的阻尼器，分析得到了机床床主轴的特性。然而在 1997 年，美国普渡大学的 BertRJorgensen 和 YungCShin 通过实验较好的得出了主轴固有频率，轴承 刚度和热变形的计算值等一系列成果。这个实验推出了一个轴承载荷变形离 散的主轴动态模型，这个模型设计合理，并且非常有效。2000 年，美国的 D M CA6140 型车床主轴设计及建模仿真 2 Shamine 和他的团队提出采用模态参数的方法来确定机械动态性能。 引用结构的质 量，采用了有限元的计算方法，并且结合系统的标准特征向量以及特征值来进行 相应的计算与分析。2004 年，英国的 Adam G Rehom 也运用试验来测试，最终成 功地得到了非常近似的二阶线形模型，他运用计算机软件模拟了机械的加工过程， 分析出了对最终产品质量的影响。 1.2.2 国内研究现状国内研究现状 相比较来说，国内的发展较为迟缓。在 1990 至 1993 年这段时间里，北京工 业大学的杨家华副教授系统地对主轴系统的有限元动态特性做了实验研究和分 析。在理论分析的基础上，通过实验对主轴主要零部件进行分析验证了它的的准 确性。1992 年，江苏工学院的付华对主轴进行了动力方面的修改。把传统主轴部 件作为研究对象，使用有限元分析计算和模态分析结合在一起的应用试验，做出 了较为合理且相对有效的动力特性分析。1994 年，大连理工大学的肖曙红采用有 限元分析法和迭代的分析方法所编制的软件 SAAS,能够对主轴的静态和动态特性 进行分析。1999 年，北京工业大学的费仁元教授通过对机床复杂的主轴进行各种 试验，采集到了部分试验中主轴的数据，应用了理论与实践相结合的方法，进行 了动态特性分析。2000 年，通过对沈阳工业学院、北京理工大学安娜、武汉理工 大学杨光的历史学和理论计算，分析了历史时期的刘素华。基于计算机软件的应 用，对机床主轴的动态特性进行了分析。2003 年，采用东南大学 Qian Mu 师傅的 传递矩阵法对主轴转子进行了动力学分析。考虑了轴承和附加质量对主轴动态特 性的影响，并同时进行了灵敏度分析。 1.3 本课题主要研究内容本课题主要研究内容 机床的主轴系统的主要性能分析以及优化和改良。本课题以普通机床的主轴 系统为例，可以主要分为以下这几部分： （1）主轴传动系统的设计，主要包括电机、齿轮、轴、轴承、主轴以及计算和校 核。 （2）主轴系统的建模，软件绘制出主轴箱的装配图，创立主轴箱中重要部分的三 维实体建模。 （3）进行动态仿真，防止尺寸干涉。 3 第第 2 章章 总体研究总体研究 2.1 系统总体框图系统总体框图 CA6140 型车床最重要的部分是其主传动部分，它在整个传动系统图中的 位置如下图 2.1 所示： 图图 2.1 传动系统图传动系统图 2.2 本项目本项目关键关键技术设计技术设计 主轴箱是车床最为核心的部件之一，因为它与机床的加工精度直接相关。同 时也关系到加床的加工范围等很多因素。 本次针对CA6140的主轴系统的设计的关键点在于如何使得CA6140主轴箱系 统传动链选用和分布的合理，相互之间不存在干涉。并尽可能使得主轴箱的空间 结构紧凑合理。 CA6140 型车床主轴设计及建模仿真 4 西安文理学院毕业设计（论文） 5 第第 3 章章 传动件的设计传动件的设计 3.1 主运动参数设计主运动参数设计 3.1.1 已知条件已知条件 （1）公比:=1.41 （2）转速级数：Z=12 （3）确定转速范围： 主轴最小转速:n_min=15r/min 可得调速范围：Rn=(Z-1)=1.41(12-1)=43.8 最大转速:n*max=n*min*Rn=15*43.8=657r/min 查表取标准转速 n_max=670r/min （4）电动机功率：P=4KW 3.1.2 结构分析式结构分析式 （1）22312 （2）32212 （3）23212 从电动机到主轴主要是属于降速传动，若把动副相对比较多的传动组放在较 为靠近电动机部分就能够做到小尺寸的零件多一些，大尺寸的零件少一些，同样 也就可以节约原料， 与此同时还能满足传动副前多后少的要求， 因此取23212 方案。在减速传动当中，防止齿轮的直径过大从而影响到径向尺寸，常限制最小 传动比 4 1 min i ； 为了更好的防止在速度增加的过程中产生过大的噪声和振动， 常 限 制 最 大 转 速 比2imax。 在 主 传 动 链 任 一 传 动 组 的 最 大 变 速 范 围 。 108/ minmaxmax ）（iiR在设计的同时必须做到中间传动轴部分的变速范围是最小 的， 根据上述的这一原则选择结构网。最终确定结构网如下图 3.1： CA6140 型车床主轴设计及建模仿真 6 图图 3.1 结构网结构网 在检查传动组的变速范围时，只需检查最后一个扩大组即可： )1*x 2 22 P R （ 其中41. 1，6 2 X,2 2 P 所以841. 1 )1*(6 2 2 P R，合适。 3.1.3 绘制转速图绘制转速图 （1）选择电动机 如果对车床没有特殊说明，一般采用 Y 系列封闭式三相异步电动机，选择 Y160M1-8 型 Y 系列笼型三相异步电动机作为参考的相应原理和条件。 其同步转速为 720r/min,额定功率为 4KW （2）分配总降速传动比 总降速传动比 021. 0 720 15 i min d n n 因为电动机的转速=720r/min 与转速数列的标准不相符合，故而增加一定 比传动副数。 （3）确定传动轴轴数 传动轴轴数 = 变速组数 + 定比传动副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。 （4）确定各级转速并绘制转速图 由 min N= 15r/min, =1.41,Z=12 可确定各级转速： 西安文理学院毕业设计（论文） 7 670、475、335、236、170、118、85、60、42.5、30、21.2、15r/min。 还可以确定主轴和电机之间的固定传动比 i=720/236=3.05 。因此可以画出下图， 即转速图 3.2（电动机转速与主轴最高转速相近）。 图图 3.2 传动系统转速图传动系统转速图 （5）确定各变速组传动副齿数 传动组 a: 1 ai1 =1.41/1，2 . 0 1 a 2 i2 查实用机床设计手册表 2.3-4, 可取 Z S90,于是可得轴齿轮齿数分别为：53、30。 可以得到轴上的三联齿轮的齿数分别为：37、60。 传动组 b: 5 . 0 1 b41. 1/1/1b1b 2 i3i2i1 ， 查实用机床设计手册表 2.3-4 可取 96，因此轴 II 上的两对齿轮的齿数分别为：48、40、32。 可以得到轴上两齿轮的齿数分别为：48、56、64。 传动组 c: 2c98. 3/1 m 1 c 2 i2 4 i1 ， 查实用机床设计手册表 2.3-4, 可取 z S95, CA6140 型车床主轴设计及建模仿真 8 由于98. 3/1ci1为降速传动，取轴齿轮齿数为 19； 由于 i2 c2 为升速传动，取轴齿轮齿数为 32。 由此可以得到轴两联动齿轮的齿数分别为 19，63； 同理可得轴两齿轮齿数分别为 76,32。 3.1.4 绘制传动系统图绘制传动系统图 依据轴数，齿轮副以及电动机等这部分的已知条件可以得出如下的系统图 3.3： 图图 3.3 传动系统图传动系统图 3.2 动力设计及校核动力设计及校核 3.2.1 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 1 3 12 1 3 z miniv 41. 1*30nn =85 r/min 西安文理学院毕业设计（论文） 9 （2）各传动轴的计算转速： 轴可从主轴 85 r/min 按 19/76 的传动副找上去，轴的计算转速 118 r/min；轴的计算转速为 236r/min；轴的计算转速为 475r/min。 （3）各齿轮的计算转速 传动组 c 只需计算 z =19 的齿轮，计算转速为 8576/19=118 r/min； 传动组 b 计算 z = 40 的齿轮，计算转速为 236r/min； 传动组 a 应计算 z = 30 的齿轮，计算转速为 475r/min。 （4）核算主轴转速误差 min/ r1340 32 63 * 48 48 * 37 53 * 400 132 *1440n 实 min/ r1320n 标 %1 . 4110%52. 1 1320 13201340 n n-n ）（ 标 标实 所以合适。 3.2.2 带传动设计带传动设计 电动机转速 n=720r/min,传递功率 P=4KW,传动比 i=720/236=3.05 ，两班制， 一天运行 16.1 小时，工作年数 10 年。 （1）定计算功率 取 K_A=1.1，则 P_ca=K_A P=4.4KW （2）选取 V 带型 依据小带轮的转速以及计算功率，选 A 型带。 （3）确定带轮直径和验算带速 查表小带轮基准直径 d_1=132mm,d_2=132*i=132*3.05 =400mm 验算带速成 v=(d_1 n_1)/(60*1000) 其中 -小带轮转速(r/min)； -小带轮直径(mm)； v=(3.14*132*720)/(600*1000)=4.97 m/s4,25，合适。 （4）确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为 ,则： CA6140 型车床主轴设计及建模仿真 10 0.55(d_1+d_2)a_02(d_1+d_2) 于是 292.6 a_01064 ,初取中心距为 a_0=400mm。 带长 L_0=2a_0+/2 (d_1+d_2 )+(d_2-d_1 )2/(4a_0 ) =2*400+3.14/2 (132+400)+(400-132)2/(4*400)=1680 mm 查表取相近的基准长度 L_d，L_d=1600mm。 带传动实际中心距 a=a_0+(L_d-L_0)/2=400+(1600-1680 )/2=360 mm （5）验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于 。 _1180-(d_2-d_1)/a*57.3=142 120, 合适 （6）确定带的根数 Z=P_ca/(P_0+_(P_0 ) ) k_ k_L ) 其中： P_0=1.11 P_0 为1=180，载荷平稳，i=1，在特定的基准长度下的单根 V 带的额定功率， 由实用机床设计手册图 3.2-3，3.2-4 得： _(P_0 )=0.09 _(P_0 ) 为 时传递功率的增量，由实用机床设计手册图 3.2-3，3.2-4 得： k_=0.89 k_为按小轮包角 ；由实用机床设计手册表 3.2-6 查得 k_L=0.99 k_L 为长度系数；由实用机床设计手册表 3.2-6 查得 为了防止 V 型带运行时各根带的受力极度不均匀，因此限制根数小于等于 10 根。 Z=4.4/(1.11+0.09)*0.89*0.99) =4.16 取 5 （7）计算带的张紧力 F_0=500 p_ca/vZ (2.5-k_)/k_ )+qv2 其中： -带的传动功率,4.4KW； v-带速,4.97 m/s； q-每米带的质量，kg/m；取 q=0.1kg/m。 由实用机床设计手册表 3.2-1 查得 F_0=500*4.4/(4.97 *5)*(2.5-0.89)/0.89)+0.1*4.97 2=162.50 N （8）计算作用在轴上的压轴力 F_Q2ZF_0 sin _1/22*5*162.50 *sin (142 )/2 =1534.36 N 西安文理学院毕业设计（论文） 11 3.2.3 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(根据齿面接触疲劳而计算得出齿轮模数)： a 传动组： 只需计算齿数最小齿轮模数 计算 30 齿齿轮的模数： 2 jj 2 1m 321 3 j n iz pkkk1i 16300m ）（ 其中: i-公比 ； i=2； 1 k-工况系数；取 1.2 2 k动载荷系数；查金属切削机床设计指导表 28 按精度等级 7，HB350,取4 . 1k2 3 k齿向载荷分布系数；查金属切削机床设计指导表 29 取 3 k1.12 P-齿轮所传递的额定功率；P =8 . 395. 0*4pp d Kw 95. 099. 0*96. 0 轴承需 m -齿宽系数；取 8 1 z-小齿轮齿数；取 30 -齿轮计算转速；335r/min j -齿轮许用接触应力； 按 45#整体淬火 mpa1100 j 52. 2 1100*335*2*30*8 8 . 3*12. 1*4 . 1*2 . 1*12 16300m 22 3 j ）（ 取 m =3 mm。 因此传动组 a 的齿轮模数取 m =3 mm，b =24mm。 轴上齿轮的直径： a1 d=3 *53=159mm, a2 d3 *0=0mm, a3 d3 *30=90mm 轴上三联齿轮的直径分别为： 1 da=3 *37=111mm,2 da=3 *0=0mm,3 da=3 *60=180mm b 传动组： 按最小齿数 32 的齿轮计算： 2 jj 2 1m 321 3 j n iz pkkk1i 16300m ）（ 其中: i-公比 ； i=2.82； CA6140 型车床主轴设计及建模仿真 12 1 k-工况系数；取 1.2 2 k动载荷系数；查金属切削机床设计指导表 28 按精度等级 7，HB350,取 3 k齿向载荷分布系数；查金属切削机床设计指导表 29 取1.12 Q-齿轮所传递的额定功率；kw68. 392. 0*4pp d 92. 098. 0*99. 0*99. 0*96. 0 齿轮轴承轴承需 m -齿宽系数；取 8 1 z小齿轮齿数；取 32 j n-齿轮计算转速；170 r/min j -齿轮许用接触应力； 按 45#整体淬火 mpa1100 j 99. 2 1100*170*82. 2*32*8 3.68*1.12*1.4*1.2*) 12.82 16300m 22 3 j （ 取 m =4 mm。 因此传动组 b 的齿轮模数取 m =4 mm，b =32mm。 轴 II 上齿轮的直径： 1b d=4 *48=192mm, 2b d=160mm 轴 III 上三联齿轮的直径分别为： 1 b d=4 *48=192mm,2 b d=4 *64=224mm c 传动组： 按最小齿数 19 的齿轮计算： 2 jj 2 1m 321 3 j n iz pkkk1i 16300m ）（ 其中: i-公比 ； i=3.98； 1 k-工况系数；取 1.2 2 k动载荷系数；查金属切削机床设计指导表 28 西安文理学院毕业设计（论文） 13 按精度等级 7，HB350,取 3 k齿向载荷分布系数；查金属切削机床设计指导表 29 取1.12 P-齿轮所传递的额定功率；kw56. 389. 0*4pp d 89. 098. 0*99. 0*96. 0 23 23 齿轮轴承需 m -齿宽系数；取 8 1 z小齿轮齿数；取 19 j n-齿轮计算转速；170 r/min j -齿轮许用接触应力； 按 45#整体淬火 mpa1100 j 94. 3 1100*170*98. 3*19*8 3.56*1.12*1.4*1.2*) 13.98 16300m 22 3 j （ 取 m =4 mm。 因此传动组 c 的齿轮模数取 m =4 mm，b =32mm。 轴 III 上齿轮的直径： 1c d=4 *63=252mm, 2c d=4 *19=76mm 轴 IV 上三联齿轮的直径分别为： 1 cd=4 *32=128mm, 2 cd=4 *76=304mm 3.2.4 齿轮齿根弯曲疲劳强度校核：齿轮齿根弯曲疲劳强度校核： 校核 a 传动组齿轮： 校核最小齿轮齿数为 30 的即可，确定各项参数 计算公式计算公式: : wjm s w nYz pkkkk m 1 321 275 mmw 式中： 1 k-工况系数；取 1.2 2 k动载荷系数；查金属切削机床设计指导表 28 按精度等级 7，HB350,取 3 k齿向载荷分布系数；查金属切削机床设计指导表 29 取 3 k=1.12 s k寿命系数； qpnTs kkkkk =1.98 *0.72*0.78*0.77=0.86 CA6140 型车床主轴设计及建模仿真 14 其中： 98. 1 10*2 6000*335*6060 6 6 0 1 c Tn k m T 1 n-齿轮的最低转速；经前面计算，取 335r/min 齿轮的平均工作时间； 基准循环次数； 查 金属切削机床设计指导 表 31， 得 6 0 10*2c m-疲劳曲线指数；查金属切削机床设计指导表 31 得 m=6 转速变化系数；查金属切削机床设计指导表 31 得， 功率利用系数；查金属切削机床设计指导表 33 得，0.78 材料强化系数；查金属切削机床设计指导表 34 得，0.77 P 齿轮所传递的额定功率；kw8 . 395. 0*4pp d a95. 099. 0*96. 0 轴承需 Z 小齿轮齿数；取最小齿轮齿数 30 Y 齿形系数；查金属切削机床设计指导表 27 得0.444 B 齿宽；经前面计算得 B=24mm 齿轮计算转速；335r/min m-齿轮模数；经前面计算得 m=3 w 齿轮齿根许用弯曲应力；查金属切削机床设计指导表 37 得 mpa w 320 2 . 0275 1 321 wjm s w nYz pkkkk m mmw,故齿轮通过校核。 校核 b 传动组齿轮 ： 校核最小齿轮齿数为 32 的即可，确定各项参数 计算公式： wjm s w nYz pkkkk m 1 321 275 mmw 式中： 1 K-工况系数；取 1.2 西安文理学院毕业设计（论文） 15 2 K动载荷系数；查金属切削机床设计指导表 28 按精度等级 7， HB350,取 3 K齿向载荷分布系数；查金属切削机床设计指导表 29 取 3 K=1.12 s K寿命系数； qpnTs kkkkk =1.77 *0.72*0.78*0.77=0.76 其中： 77. 1 60 0 1 m T C Tn k 1 n-齿轮的最低转速；经前面计算，取 170r/min T齿轮的平均工作时间；查金属切削机床设计指导表 30，得 T=18000/3=6000 0 c基准循环次数； 查 金属切削机床设计指导 表 31， 得 6 0 10*2C m-疲劳曲线指数；查金属切削机床设计指导表 31 得 m=6 n k转速变化系数； 查 金属切削机床设计指导 表 31 得，72. 0 N K p k功率利用系数； 查 金属切削机床设计指导 表 33 得，78. 0 P K q k材料强化系数； 查 金属切削机床设计指导 表 34 得，77. 0 q K p齿轮所传递的额定功率；kw68. 392. 0*4pp d 92. 098. 0*99. 0*99. 0*96. 0 齿轮轴承轴承需 Z 小齿轮齿数；取最小齿轮齿数 32 Y 齿形系数；查金属切削机床设计指导表 27 得0.454 B 齿宽；经前面计算得32mm j 齿轮计算转速；170r/min m-齿轮模数；经前面计算得 m=4 w 齿轮齿根许用弯曲应力；查金属切削机床设计指导表 37 得 w =320mpa 25. 0 320*170*8*45. 0*32 68. 3*76. 0*12. 1*4 . 1*2 . 1 275275 1 321 wjm s w nYz pkkkk m mmw,故齿轮通过校核。 校核 c 传动组齿轮： 校核齿数为 19 的即可，确定各项参数 CA6140 型车床主轴设计及建模仿真 16 计算公式： wjm s w nYz pkkkk m 1 321 275 mmw 式中： 1 K-工况系数；取 1.2 2 K动载荷系数；查金属切削机床设计指导表 28 按精度等级 7， HB350,取4 . 1 2 K 3 K齿向载荷分布系数； 查 金属切削机床设计指导 表29取 3 K=1.12 S K寿命系数； qpnTs kkkkk =1.77 *0.72*0.78*0.77=0.76 其中： 77. 1 60 0 1 m T C Tn k 1 n-齿轮的最低转速；经前面计算，取 170 r/min T 齿轮的平均工作时间； ,查金属切削机床设计指导表 30，得 T=18000/3=6000 0 C基准循环次数； 查 金属切削机床设计指导 表 31， 得， 6 0 10*2C m-疲劳曲线指数；查金属切削机床设计指导表 31 得，m=6 n k转速变化系数； 查 金属切削机床设计指导 表 31 得，72. 0 N K p k功率利用系数； 查 金属切削机床设计指导 表 33 得，78. 0 P K q k材料强化系数； 查 金属切削机床设计指导 表 34 得，77. 0 q K P-齿轮所传递的额定功率：kw56. 389. 0*4pp d 89. 098. 0*99. 0*96. 0 23 23 齿轮轴承需 Z 小齿轮齿数；取最小齿轮齿数 19 Y 齿形系数；查金属切削机床设计指导表 27 得 Y=0.386 B 齿宽；经前面计算得：B=32mm 齿轮计算转速：170 r/min m-齿轮模数；经前面计算得 m=4 w 齿轮齿根许用弯曲应力；查金属切削机床设计指导表 37， 得 w =320MPa 西安文理学院毕业设计（论文） 17 35. 0275 1 321 wjm s w nYz pkkkk m mmw,故齿轮通过校核。 3.3 各轴的设计及主轴的校核各轴的设计及主轴的校核 3.3.1 确定各轴最小直径确定各轴最小直径 计算公式： j n p d 4 91 式中：d轴的危险截面处的直径（mm），当轴上有键槽时， d 的值应提高 4%-5%；当同一断面上有两个键槽时，d 的值应增大 7%-10%。当轴为花键时，轴的 内径与 d 的值相比可减小 7%。 P该轴传递的额定功率（KW）。 该轴的计算转速（r/min）。 取传递效率：96. 0 需 ，99. 0 轴承 ，98. 0 齿 （1）I 轴的直径： I 轴传递功率kw8 . 3 1 轴承需 d pp mm n p j i 70.2991d 4 考虑键槽故增大 5%并圆整取 d=32mm （2）II 轴的直径： II 轴传递功率kw69. 3 1 轴承需 d pp mm n p j i 92.3491d 4 考虑键槽故增大 5%并圆整取 d=38mm （3）III 轴的直径：III 轴传递功率kw58. 3 1 轴承需 d pp8 mm n p j i 66.3491d 4 考虑键槽故增大 5%并圆整取 d=38mm CA6140 型车床主轴设计及建模仿真 18 （4）IV 轴（主轴）的直径： IV 轴传递功率kw47. 3 1 轴承需 d pp mm n p j i 65.4891d 4 考虑键槽故增大 5%并圆整取 d=55mm 3.3.2 主轴的计算及校核主轴的计算及校核 （1）选择主轴轴颈直径,轴承型号和最佳跨距 最大加工直径 400mm，P=4KW.经查实用机床设计手册表 3.11-6：得： 前轴颈应为 70-105mm, 初选 D1=85mm, 后轴颈 D2=(0.7-0.85)D1,取 D2=65mm, 取主轴中空孔直径为 0.5D2=32mm, 前轴承为 NN3017K,后轴承为 NN3013K, 根据结构,初定悬伸长度 1 a=75mm 根据经验，主轴的跨距 L= 1 )53a（，初定 l=350mm （2）主轴前端位移验算： 为保证机床的加工精度，必须限制主轴悬吊端的位移，可在近似计算中忽略 轴承变形的影响。通过实验和计算可知，主轴端部由于主轴变形引起的位移 占总位移的 50%80%，一般可取 60%。由轴承变形引起的位移占 20%40%。主 轴受力简图 3.4 如下： 西安文理学院毕业设计（论文） 19 图图 3.4 主轴受力简图主轴受力简图 计算公式： As Kk66. 1 其中： )( 300 2 4 AA s aLa D K 2 2 2 2 )1 ( )1 ( 4 . 06 . 0 L a L a a a KK A B A B BA 式中： D-主轴当量外径,简化计算为 D=(D1+D2)/2=7.5cm A a=75mm B a0.4Dmax=0.4*400=160mm L=350mm coscos )1 (2 lim bK K cb B 查表 9-8 为 V=50m/min,f=0.1mm/r 时，mNKcb/46. 2.mm, 8 .68， mm。mmDb6max015. 0 lim CA6140 型车床主轴设计及建模仿真 20 查表 9-9 取 车削外圆式一般取 故： mN bK K cb B /98.55coscos )1 (2 lim mN aLa D K AA s /06.397 )( 300 2 4 mN L a L a a a KK A B A B BA /12.185 )1 ( )1 ( 4 . 06 . 0 2 2 2 2 As Kk66. 1 由此可见，主轴的刚度是合格的。 3.3.3 多片式摩擦离合器的设计计算多片式摩擦离合器的设计计算 查取教材 10.6，选用材料为铜-铜基粉