CA6140型卧式车床进给箱设计含开题及9张CAD图
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摘要CA6140型卧式车床是普通精度级的万能机床，它的特有功能是车削一定范围内的各种螺纹，包括切削公制螺纹、英制螺纹、模数螺纹和径节螺纹的功能，要求进给传动链的变速机构能严格准确地按照标准螺距数列来变化。CA6140型卧式车床进给箱固定在床身左前面，内有进给运动的变换装置及操纵机构，其功能是改变被加工螺纹的螺距或机动进给的进给量。变换装置包括移换机构，用来实现倒数关系及特殊因子；基本螺距机构，用来实现车削出导程值按等差数列排列的螺纹；倍增机构，用来实现车削螺纹的导程值成倍数关系变化的螺纹。当U倍 =1时发现一条新的传动链，可以提高部分公制及模数螺纹的切削精度，并使传动路线大大缩短。关键词：进给箱；变换装置；移换机构；基本螺距机构；倍增机构 目录第一章 绪论-1第二章 CA6140进给箱传动方案设计-42.1 CA6140普通车床简介-42.2 进给箱的传动机构-52.3 进给箱切螺纹机构设计-82.4 切螺纹系统及齿数比的确定-92.5 增倍机构设计以及移换机构设计-102.6 车制螺纹的工作过程-12第三章 主要零件设计-21 3.1 齿式离合器的设计-213.2 各轴及轴上组件的设计验算-213.2.1 中心距a的确定-223.2.2 XII轴上齿轮的设计验算-223.2.3 XIV轴上齿轮的验算-253.2.4 XIV轴的设计验算-303.2.5 XV轴上齿轮的设计验算-353.2.6 XV轴的设计验算-383.2.7 XVI轴齿轮的设计验算-40第四章 双联滑移齿轮进给箱传动系统的研究-444.1 新传动链车公制螺纹-444.2 新传动链车模数螺纹-454.3 新传动链的特点及适用范围-46结论-48致谢-49参考文献-50IV第一章 绪 论一、毕业设计的目的及意义 毕业设计是本科生教学活动中最后的一个重要环节。通过这个教学环节要求达到下列几个目的： 1、通过毕业设计，把在本科阶段中所获得的知识在实际的设计工作中综合地加以运用。使这些知识得到巩固，加强和发展，并使理论知识和生产实践密切地结合起来。因此，毕业设计是大学学习阶段的总结性作业。 2、毕业设计是高等学校学生第一次进行的比较完整的设计过程。通过毕业设计，培养学生独立工作、发现问题和解决问题的能力；能根据设计课题查找有关的资料，了解本课题的前沿和发展方向；树立正确的设计思想，掌握设计的基本方法和步骤，为以后从事设计工作打下良好的基础。 3、使学生能够熟练地应用有关参考资料，计算图表、手册，图集，规范，并熟悉有关国家标准和部颁标准(如GB，JB等)，以完成一个工程技术人员在机械工程设计方面所必须具备的基本训练。二、毕业设计的内容 方案论证； 总体分析、设计、计算； 传动设计； 进给箱及部分组件、零件设计 相关资料检索、翻译。三、完成后应交的作业（包括各种说明书、图纸等）1.毕业设计全部资料光盘。2.毕业设计说明书。（正文不少于1.5万字）3.总体装配图、进给箱装配图及部分组件、零件图。（合计不少于3张A0图量）4.相关内容检索资料与翻译（原文不少于15000字符）四、设计步骤(一)准备阶段 1、根据设计题目进行相关资料的查找与检索。了解本课题的前沿动态和发展方向。 2、进行设计前应先准备好有关的设计资料、手册、图册及工具等。 3、对设计任务书进行详细的研究和分析，明确设计要求和内容；分析原始数据和工作条件。4、拟定总的设计步骤和进度计划。5、毕业设计进度计划表:（见下页）(二)设计与计算CA6140普通车床的加工范围较广，可以用于加工轴类、套筒类和盘类的回转表面，如车削内外圆表面，它还常用于车削各种常用螺纹，且这次设计是根据加工螺纹的要求来进设计。主要工作是对进给箱的机构及其传动比进行设计，主要包括其基本组、增倍组等各齿轮的齿数选择以及内部结构(如轴的设计、齿轮的设计、轴上零件的固定方式、润滑、密封等)。五、完成日期及进度自2009年03月16日起至2009年06月19日止。进度安排：03.1603.20: 熟悉设计内容，准备相关资料。03.2103.29: 相关资料检索、阅读、分析，确定设计方案，完成开题报告。03.3006.01: 设计，绘图。06.0206.11: 编写毕业设计说明书。06.12: 提交毕业设计全部资料。06.1306.19: 总结及答辩。六、设计时应注意的事项（1）发挥独立工作能力 设计中发现的问题，应该首先自己考虑，提出自己的看法和意见，与指导教师一同研究，不应向指导教师要答案，对设计中的错误和解决途径，可由教师指出，但具体答案也应该由自己去找。对给出的回转式破碎机结构图，仅供设计时参考，对结构图必须作仔细的研究和比较，以明确优、劣，正、误，取长补短，改进设计，切忌盲目照抄。（2）贯彻三边的设计方法设计时应贯彻边画、边算、边修改的设计方法。产品的设计总是经过多次的修改才能得到较高的设计质量，因此在设计时应该避免害怕返工或单纯追求图纸的表面美观，而不愿意修改已发现的不合理地方。（3）及时检查和整理计算结果设计开始时，就应准备一本稿本，把设计过程中所考虑的主要问题及一切计算写在稿本上，这样便于随时检查、修改，并容易保存，不要采用零散稿纸，以免散失而需重新演算，造成时间浪费。要向指导教师提出的问题和解决问题的方法，以及从其它参考书籍中摘录的资料和数据，也应及时记在稿本上，使各力面的问题都做到有根有据，理由充分，这样在最后编写计算说明书时，可以节省很多时间。 第二章 CA6140进给箱传动方案设计2.1 CA6140普通车床简介 CA6140型卧式车床是普通精度级的万能机床，它能完成多种加工工艺：轴类、套筒类和盘类的回转表面，如车削内外圆柱面、圆锥面、环槽及成型回转面，车削端面及各种常用螺纹，还可以进行扩孔、钻孔、绞孔、和滚花等工作。CA6140型普通车床的加工范围较广，由于它的结构复杂，而且自动化程度低，所以适用于单件、小批生产及修配车间，它的结构主要部件组成有：（1）主轴箱：主轴箱内装有主轴，以及主轴变速和变向的传动齿轮。通过卡盘等夹具装夹工件，使主轴带动工件按需要的转速旋转，以实现主运动；（2）刀装部件：主要由床鞍（大拖板）、横拖板、小拖板和四方刀架等组成，用于装夹车刀，并使车刀作纵向、横向或斜向的运动；（3）尾架：主要用其后顶尖支撑工件，也可安装钻头、绞刀导孔加工刀具，以进行孔加工，还可适当调整，实现加工长锥形的工件；（4）进给箱：进给箱内有进给运动的变速装置及操纵机构，其功能是改变被加工螺纹的螺距或机动进给的进给量；（5）溜板箱：溜板箱的功能是把进给箱的运动传递给刀架，使刀架事项纵向进给、横向进给，快速移动或车螺纹；（6）床身：床身是车床的基本支撑件，为机床各部件的安装基准，使机床各部件在工作过程中保持准确的相对位置；（7）光杠和丝杠：光杠用于一般车削，丝杠用于车削螺纹。CA6140普通车床的主要技术性能如下：主要参数及要求： 工件最大回转直径400mm，工件最大长度1000mm； 主轴转速：正转（24级）10-1400 r/min，反转（12级）14-1580 r/min； 加工螺纹：公制螺纹导程1-192 mm，英制螺纹2-24牙/英寸，模数螺纹m=0.25-48mm，径节螺纹1-96牙/英寸； 进给范围：纵向（64级）0.023-25.4mm/r，横向（64级）0.011-12.6mm/r； 电机功率：主电机7.5KW。刀架纵向快速速度： 4米/分。车削螺纹范围： 公制螺纹44种 S=1192mm。英制螺纹20种 =224牙/英寸。模数螺纹39种 m=0.2548mm。径节螺纹37种 DP=196牙/英寸。主电动机： 7.5千瓦，1450转/分。 2.2 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。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。普通车床的特有功能是车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S毫米（导程S=kP,其中k为实数，P为螺距）。13U0UxP丝=S-(1.2-1)其中U0为主轴至丝杠之间全部定比传动机构的固定传动比，是一个常数Ux为主轴至丝杠之间换置机构的可变传动比P丝为机床丝杠的螺距，CA6140机床的P丝=12mmS为被加工螺纹的导程2.3 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P=12(mm)代入式(1.2-1)得主轴每转一下，刀架移动量为S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P(mm),因而S=P(mm)；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Sa=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Pm=m，Sm =kPm=km；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：PDP=/DP（in）25.4/DP，SDP=k PDP=25.4k/DP螺纹种类螺纹公称参数螺纹种类参数代号单位螺距S（mm）公制螺纹螺距PMmS=kP英制螺纹每英寸牙数a牙/英寸Sa=kPa=25.4R/a模数螺纹模数mmmSm=kPm=km径节螺纹径节DP英寸SDP=kPDP=25.4k/DP表1.3-1各种螺纹的公称参数及螺距一、米制螺纹将常用的米制螺纹标准数据t的数列1、1.25、1.5、1.75、2、2.5、3、3.5、4、5、5.5、6、7、8、9、10、11、12排列成下表1.3-1所示：11.251.51.7522.252.533.544.555.56789101112表1.3-2 标准米制螺纹导程由表中可以看出各横行的螺距数列是等差数列，而纵列是等比数列即1、2、4、8的公比数是2，根据这些特点，在进给箱中可用一个变速组来变换得到某一横行的等差数列，这个变速组的传动比应是等差数列，通常称为基本组。以此为基础，再串联一个扩大组，把基本组得到的螺距按1：2：4：8关系增大或缩小，而得到全部螺距数列，此扩大组通常称“增倍组”。根据进给传动降速机构在后的原则，取ib=1、1/2、1/4、1/8。机床所能加工的其他三种螺纹中，径节螺纹较少用，这三种螺纹的公称参数列在表中。公制和英制螺纹及模数和径节螺纹之间的倒数关系和特殊因子为25.4；公制和模数螺纹及英寸和径节螺纹之间特殊因子为。上述倒数关系和特殊因子25.4及的关系都要在设计切螺纹系统时给予解决。现将车床上这四种螺纹所能加工的螺距T及其和公制螺纹的关系列于表1.3-3和表1.3-4。从表中可以看出这四种螺纹的基本参数有一个共同的变化特点，即在横行上是等差数列，而在纵行上按2倍的关系扩大或缩小，我们可以考虑到用车公制螺纹的基本组和扩大组来加工另外三种螺纹。二、模数螺纹我们只需改变公制螺纹传动链中的某个传动比，使平衡式左边产生一个特殊因子，以便在运动中与螺距Pm=m的因子消去，从而变换基本组和增倍组的传动比，就可以像公制螺纹那样，得到分段等差数列的模数系列。倍比关系公制及模数螺纹（P及m）1/320.251/160.50.751/811.251.51/41.7522.252.532.751/23.544.5565.51789101211表1.3-3CA6140车床加工螺纹基本参数的排列规律注： 内数值为模数螺纹所独有。三、英制螺纹它和公制螺纹螺距数列有两点区别：a、英制螺纹每英寸牙数a换算成螺距Ta=25.4/a(mm)后，a在分母上如果将上述公制螺纹的基本组的主动与从动关系颠倒过来，即基本组的传动比变为1/ij，那么就可以利用具有等差数列的传动比ij来得到参数a的等差数列； b、英制螺纹的螺距数值中有一个数字因子25.4，因需要改变其中的某些传动比，使平衡式左边能产生一个因子25.4，以便与英制平衡式25.4相抵消。此外，当英制螺纹要车制a分别为3.25和19时，公制螺纹的基本组少两个传动比，故在表1.3-3上加上19和3.25两个模数，它们仅仅为了与英寸与径节螺纹统一而列入的。故表1.3-3变为如下表1.3-4所示：倍比关系公制及模数螺纹2n-5_0.5_2n-4_1_1.25_1.5_2n-31.7522.25_2.52.7533.252n-23.544.5_55.56_2n-1789_101112_2n_19_表1.3-4 扩大螺纹参数的排列规律四、径节螺纹径节螺纹的螺距TDP=25.4/DP（mm），其中DP也是在分母上螺距中也有一个数字银子25.4，这些和英制螺纹相似，故可采用英制螺纹的传动路线。另外，还有一个因子，可以和模数螺纹一样用挂轮来解决。倍比数英制及径节螺纹8(56)(64)(72)(80)(88)(96)428323640444821416181920222417891011121/244.5561/422.533.5表1.3-5CA6140车床加工英制及径节螺纹的基本参数排列注：（）内数值为径节螺纹独有。2.4 切螺纹系统及齿数比的确定普通车床中的切螺纹系统有双轴滑移齿轮结构、摆移塔齿轮结构和三轴滑移齿轮结构。我们选用双轴滑移齿轮结构，并且让基本组和扩大组的传动中心距相等，这样有利于减小进给箱的尺寸。基本螺纹机构：用来实现表1.3-3中横行所代表的等差数列；倍增机构：用来实现表1.3-3，表1.3-4中各纵行之间的2n关系即ud通常取2、1、1/2、1/4、1/8；扩大螺距机构：传动比为Ue，用来进一步扩大螺距，Ue通常取4、8、16、32等；定比传动副：传动比Uf； 左右螺纹换向机构：传动比Ur；交换齿轮装置：传动比为U；螺纹种类变换机构：传动比Uk；移换机构：传动比为Ui，用来实现倒数关系及特殊因子。上述各组成部分传统的分布顺序如下：扩大螺距结构一般放在主传动变速系统内，具体情况在CA6140主轴箱内由扩大螺纹导程结构的传动齿轮是主运动的传动齿轮。只有在主轴上的离合器M2合上，主轴处于离速状态时才用扩大螺纹导程。它的扩大倍数分别是1、4、16。定比传动一般放在主轴或扩大螺距换向结构之前在主轴箱中换向结构Ur在交换齿轮之前也在床头箱中，交换齿轮设置在床头箱与进给箱之间的交换齿轮上，移换结构一般放在基本螺距结构前后二处。基本螺距结构一般放在第一个移换结构之后，变换结构既可放在基本螺距结构之前，也可放在基本螺距结构之后。倍增结构的传统布局是放在基本螺距之后。现在，从表1-3排定的螺纹表中，取公制螺纹数列中的6.5、7、8、9、9.5、10、11、12为基准数列则：Ubj=Sj/G=Sjmin,Sj2,Sj3,Sjmax/G。由6.5、7、8、9、9.5、10、11、12这个要求滑移齿轮能实现的基本螺纹参数查的机构方案编号411，为了使轴向尺寸较小选中心距为63mm，同时，由双轴滑移齿轮结构推荐方案表查得G=7（由机床设计手册P1402查得）。所以Ub=6.5/7、7/7、8/7、9/7、10/7、11/7、12/72.5 倍增机构设计以及移换机构设计一 、增倍机构设计考虑原则：（1）根据和基本组的同中心距取a=63；（2）选用最常用的四速机构：三轴机构。根据倍数关系由机床设计手册7.3-45查得，选用方案15，可得各齿轮的参数。Z13=18，Z14=45，Z15=28，Z16=35，Z17=15，Z18=48，Z19=28. Z20=18，m=2。二 、移换机构齿轮齿数确定 移换机构主要用于和交换齿轮（一般放于交换齿轮之前）配合来实现特殊因子传动比Us都是为了用于实现倒数关系以及特殊因子25.4和，以解决各种螺纹种类变换问题。一般来说，用的最多的方案就是用移换机构（Ui）来解决倒数关系和特殊因子25.4。而用交换齿轮（Uc）来解决特殊因子这样可以简化调整即加工常用的公制和英制螺距时，不需要改变交换齿轮，只有在加工不常用的模数和径节螺纹时才改变交换齿轮。当螺纹种类变换机构的传动比为Uk，则特因传动比Us为Us=UfUtUjUk-（1.5-1）由此可列出螺纹系数的运动平衡式： 1主轴UsUbUdUe=S（mm）-（1.5-2）其中P为丝杠导程，S为工作导程，所以，Us=S/（UbUdUeP）-（1.5-3）令Ub=1，Ud=1，Ue=1时的螺纹参数分别为t0、m0、n0、p0，则：Ust=t0/P=1/ktUsm=m0/P=/kmUsn=25.4/（p0P）=25.4/kn-（1.5-4）Usp=25.4/（p0P）=25.4/kpkt，km，kn，kp为各种螺纹相应的因特系数且kt=P/t0，km=Pm0，kn=Pn0，kp=Pp0。脚标t，m，n，p分别表示用于加工公制模数、英制、径节、螺纹，设加工公制和英制螺纹时的交换齿轮传动比为Uctn，加工模数螺纹时的移换机构传动比为Ucmp，加工英制和径节螺纹时移换机构的传动比Uinp，加工公制和模数螺纹时的移换机构传动比Uitm，则：加工公制螺纹时的特因传动比：Ust=UfUrUctnUitm-(1.5-5)加工英制螺纹时的特因传动比：Usn=UfUrUctnUinp -(1.5-6)两式相除得：Usn/Ust=Uinp/Uitm -(1.5-7)将式（1.5-7）中的Usn及Ust代入上式中得：Uinp/Uitm=25.4/（t0n0） -(1.5-8)在绝大多数机床中Uinp和Uitm都按以下两种方案分配：(a)当uinp=1/uitm时,Unp/Uitm=UinpxUinp=25.4/(n0xt0)故 Uitm=sqrt(n0t0/25.4)-(1.5-9) Uinp=sqrt(25.4/(n0t0)-(1.5-10) (b)当Uitm=1时,Uinp/Uitm=Uinp=25.4/(n0t0)本车床中从两轴滑移传动齿数比设计及表1.3-3和表1.3-4可知：t0=7mm,m0=1.75,n0=1.25t/in,p0=7由式（1-13）Uinp=sqrt25.4/(n0t0)=sqrt(25.44/49)由机床设计手册P1435表7.3-46查取25.4/36由平方因子组成的近似值，即：25.4=（3272）/54 ，n=+0.063所以25.4=（3272）/5436=（32722232）/54代入公式（1.5-10）得Uimp=sqrt（2234722）/（5472）=36/25 Uitm=25/36根据Uitm的值查表，公制螺纹经过三对齿轮传动：Uitm=25/3625/3636/25=25/36=Z9/Z10Z20/Z12Z12/Z11Uinp=36/25=Z21/Z11。三、交换齿轮齿数求法在双轴滑移齿轮机构中往往取Ufxut=1由式（1.5-5）和（1.5-6）可得Uctn=Ust/ Uitm=rsn/ Uinp-（1.5-11）Ucmp= Usm/ Uitm=rsp/ Uinp-（1.5-12）当Uinp=1/ Uitm时，将Uinp=sqrt=25.4/(n0t0)和Usm=25.4/(n0P)代入（1.5-11）式得：Uctn= Usn/Uinp=25.4/(n0P)sqrt(25.4/(n0t0) =sqrt(25.4t0)/n0P2)由式（1.5-12）得：Ucmp= Usm/ Uitm=(m0/P)/Ust/Uctn) =(m0/P)/(t0/P)Uctn=m0/t0Uctn又因为Uitm=25/36,Uinp=36/25将其代入式（1.5-5）及（1.5-6）得：Uctn=(7/12)/(25/36)=21/25Ucncp=25/(712)25.4/36已知： Usm=7/48=UcmpUitm=25/36uc/tUst=7/12=UitmUctn=36/25uctpUsn=25.4/21=UinpUctn=25/36uctnUsp=25.4/84=UinpUcmp=36/25ucmp得出： Ucmt=7/4836/25Uctp=7/1225/36Uctn=25.4/2125/36Ucmp=25.4/8425/36 由机床设计手册查表/4近似因子值及相对误差表，取齿轮变位量较小的近似因子组：u=25/9721/25=100/9764/10036/25而u=63/7525/36=100/7563/10025/36.所以交换齿轮Z=63,Z=64,Z=100,Z=75,Z=97,至此整个进给箱齿轮传动设计全部完毕。2.6 车制螺纹的工作过程一、 车削公制螺纹时车削公制螺纹时，进给箱中的齿式离合器M3、M4脱开，M5接合，运动由主轴VI经齿轮副58/58、换向机构33/33（车左螺纹时经33/2525/33）、挂轮63/100100/75传到进给箱中，然后由移换机构的齿轮副25/36传至轴XVI再经过28/28、36/28、32/28传至轴XV然后由移换机构的齿轮副组滑移变速机构，最后经离合器M5传至丝杠XIX。当溜板箱中的开合螺母与丝杠相啮合时就可带动刀架车削米制螺纹，其螺距与齿轮搭配情况见表（1.6-1），其运动式为：S=158/5833/3363/100100/7525/36U基25/3636/25U倍12。式中：U基 从轴XIV传到XV的齿轮副传动比 U倍 从轴XVI传到XVII的齿轮副传动比将上式化简得S=7 U基 U倍由式可知，如适当的选择U基 及U倍 的值，就可以得到各种S值。在轴XIV到XV之间共有8种不同传动比U基1 =26/28=6.5/7 U基2 =28/28=7/7U基3 =32/28=8/7 U基4 =36/28=9/7U基5 =19/14=9.5/7 U基6 =20/14=10/7U基7 =33/21=11/7 U基8 =36/21=12/7在轴XVI到XVII中有4中不同的传动比 U倍1=18/4515/48=1/8 U倍2=28/3515/48=1/4U倍3 =18/4535/28=1/2 U倍4 =28/3535/28=1由上可知，利用基本组和倍增组可得到常用的、按等分等差数列排列的公制标准螺距。表1.6-1 CA6140型普通车床的公制螺纹表从表中可以看到，能够车削的最大导程为12mm，当机床需加工大于12mm的螺纹时就得使用扩大机构。正常螺距时 =58/58=1扩大螺距时 轴IX到III之间齿轮副80/20时U扩1=58/2680/2080/2044/4426/58=16 轴IX到III之间齿轮副50/50时U扩2=58/2680/2050/5044/4426/58=4所以扩大螺距机构的功用是将螺距扩大至4到16倍 二、 车削模数螺纹时车削模数螺纹的传动路线与公制螺纹的基本相同，唯一的差别是挂轮需换为64/100100/97，其螺距Sm=158/5833/3364/100100/9725/36U基25/3636/25U倍12=7U基U倍/4由此式可以看出，利用车削公制螺纹的那一套U基U倍 ，可以车削出按分段等差数列排列的各种模数螺纹。表1.6-2是CA6140型普通车床的模数螺纹表。表1.6-2 CA6140型普通车床的模数螺纹表三、 车削英制螺纹时为了实现特殊因子25.4，将M3和M5离合器接合，M4脱开，同时轴XVI左端的滑移齿轮Z25移至左面位置，与固定的轴XIV上的齿轮Z36相啮合，则运动由轴XIII经M3先传到轴XV，然后传到轴XIV，再经齿轮副36/25传至轴XVI，其余部分的传动路线与车削公制螺纹时的基本相同，其传动路线运动平衡式为：Sa=1r(主轴) 58/5833/3363/100100/751/ U基36/25U倍12 =4/725.4 U基/ U倍其中63/100 100/7536/25=63/7536/25=25.4/21，Sa=kTi=25.4/a= 4/725.4U基/U倍，从而得 a=7/4 U基/ U倍k（扣/英寸）。由上式可知，只要改变基本组中的主动轴和被动轴以及改变传动链中的部分传动比使其包含特殊因子25.4，就可以车削出按分段等差数列的各种a值的英制螺纹。表1.6-3 CA6140型普通车床的英制螺纹表四、 车削径节螺纹时由于径节螺纹导程系列的规律与英制螺纹一样，只是含有特殊因子25.4，所以其传动路线与车削英制螺纹完全相同，只是挂轮需换为64/100100/97。车削径节螺纹的运动平衡式：SDP=158/5833/3364/1001/ U基36/25U倍12 =25.4 U倍/7 U基由上式可知，只要改变U基U倍的值就可以车削出导程SDP成分段调和数列的径节螺纹。五 车削非标准螺纹时当需要车削非标准螺纹而用进行变换机构无法得到所要求的导程时，须将离合器M3、M4和M5全部啮合，把轴XIII、XV、XVIII和丝杠联成一体，使运动由挂轮直接传至丝杠，被加工螺纹的导程S依靠调整挂轮架的传动比U来实现，此时运动平衡式为：S=1r(主轴) 58/5833/33U挂12，将上式简化后得到挂轮的换置公式：U挂=a/bc/d=S/12。应用此换置公式，适当的选择挂轮a、b、c及d的齿数就可以车削出所需的导程S。五、 机动进给车削外圆或内圆表面时，可使用机动进给的纵向进给。车削端面时，可使用机动的横向进给。(1) 传动路线机动进给运动是由光杠经溜板箱传动的，经齿轮副36/32、32/56、超越离合器及安全离合器M8、轴XXIV、蜗杆涡轮副4/29传至XXIII。当运动有轴XXIII经齿轮副40/48或40/30、30/48、双向离合器M6、轴XXIV、齿轮副28/80、轴XXV传至小齿轮Z11时，由于小齿轮Z12与固定在创身上的齿条相啮合，小齿轮转动时就使刀架作机动的纵向进给。当运动由轴XXIII经齿轮副40/48或40/30、30/48、双向离合器M7、轴XXVIII及齿轮副48/48、59/18传至横向进给丝杠XXX后，就使横刀架作机动横向进给。(2) 纵向机动进给量的计算机床的64种纵向进给量由4种传动路线来传动。A正常进给量 机床共有正常的纵向进给量32种，0.081.22mm/转,这时，运动有主轴经正常螺距及公制螺纹传动路线传动。B较大进给量 当需要较大的进给量时，使运动由主轴经正常螺距及英制螺纹传动路线传动。可得从0.861.59mm/转，8种较大的纵向进给量。C加大进给量 当主轴处于较低的12级转速时，如运动有主轴经扩大螺距机构及英制路线传动，可将进给量扩大4到16倍。D细进给量 当主轴以高转速(4501400转/分)运转时，如运动由主轴经扩大螺距机构、公制螺纹传动路线及倍增组中的齿轮副18/4515/48传动，可得到0.0280.054mm/转8种进给量。(3) 横向机动进给量正常进给量时横向机动进给的运动平衡式为：S横=158/5833/3363/100100/7525/36U基25/3636/25U倍28/5636/3232/564/2940/4848/4859/185将上式与S纵的运动平衡式做比较，得S横/S纵=1/2故 S横=0.5S纵由此可知，当主轴箱及进给箱中的传动路线相同时，所得到的横向进给量是纵向进给量的一半，横向进给量的级数与纵向进给量同为64种。CA6140传动系统图 第三章 主要零件设计3.1 齿式离合器的设计（1）齿式离合器的结构齿式离合器是由一对内外齿轮组成嵌合副，其特点是齿轮的加工比端面牙容易，而且强度高，在传递相同转矩条件下，其外形尺寸较其他离合器小，故结构紧凑、简单，有时还可以脱开后的外齿轮兼作齿轮传动用。为了提高齿的强度并使接合方便，可将外齿制成短齿。齿式离合器只能在静止后者低转速差下进行接合。齿式离合器的材料和齿轮传动所用材料相同。（2）齿式离合器的强度计算齿式离合器传递转矩的能力主要由齿面压强条件确定p=2/1.5Dzbm式中 离合器的计算转矩 D齿轮的分度圆直径 z参与啮合的实际齿数 m齿轮模数 载荷分布不均匀系数，可取0.70.8P齿轮材料工作表面的许用压强，对未经热处理的齿面，可取2540MPa，对经过热处理的齿面可取4770 MPa。b内齿轮的齿宽，可取b=（0.10.2）D3.2 各轴及轴上组件的设计验算以下所用公式全部根据机械设计（邱宣怀主编）3.2.1中心距a的确定初步选择中心距为a=63且a=（Z1+ Z2）m/2则由此可算出各齿轮的模数如下：XII轴上Z25的模数为2XIII轴上Z36的模数为2， Z19 Z20 的模数为3.75，Z36 Z33 的模数为2.25Z26 Z28 的模数为2.25， Z36 Z32 Z36 的模数为2XIV轴上Z14的模数为3.75，Z21、Z28的模数为2.25，Z28、Z25的模数为2XV 轴上的Z25、Z28 、Z18的模数为2XVI轴上的Z35 、Z15、 Z45的模数为2，Z56的模数为1.5XVII轴上的双联滑移齿轮Z28Z48的模数为2，Z28的模数为1.5。综上可知各齿轮的齿数、模数及分度圆直径。3.2.2 XII轴上齿轮的设计验算由前面设计可知齿轮的齿数Z1=25，模数m=2，Z2=36，则可知d1=50mm，d2 =72mm齿面接触疲劳强度验算转速n1 n1 =1450 130/2300.9851/4363/5064/97=378r/min功率P1 P1=P=7.50.960.970.980.99=5.05kw转矩T1 T1 =9.55 P1/ n1 =9.555.05/378=127600Nmm接触疲劳极限Hlim 由图12.17c 得，Hlim1 =1250MPaHlim2 =1150MPa圆周速度v v=d1 n1 /601000=0.99m/s齿宽系数d 由表12.13，取d =1齿宽 b= dd1 =150=50mm精度等级 选8级载荷系数K K= KA KV KHKH （式12.5）使用系数KA 由表12.9，KA =1.5动载系数KV 由图12.9，KV =1.2齿间载荷分配系数KH 由表12.10，先求 Ft =2 T1/d1 =7580 KA Ft/b=227100=1.88-3.2(1/ Z1 +1/ Z2 )cos =1.66 Z= =0.88由此得 KH=1.1齿向载荷分配系数KH 由表12.11 KH =A+B (b/d)+Cb =1.36由此得 K= KA KV KHKH =1.51.21.11.36 =2.69弹性系数ZE 由表12.12，ZE =189.8节点区域系数ZH 由图12.16，ZH =2.5接触最小安全系数SHmin 由表12.14，SHmin=1.05总工作时间th th =1030080.2 =4800h应力循环次数NL 由表12.15，估计 NL, 则指数m=8.78 NL1= Nv1 =60nithi (Ti/Tmax ) （式12.13） =2原估计应力循环次数正确NL2 = NL1/i=1.41接触寿命系数ZN 由图12.18，NN1 =1.25 NN2 =1.35许用接触应力H H1 =Hlim1 NN1 / SHmin （式12.11） =7101.25/1.05 =845MPa H2 =Hlim2 NN2/ SHmin =5801.35/1.05 =746MPa验算H H =ZE ZH Z （式12.8） =189.82.50.88 =1130MPa 100=1.88-3.2(1/ Z3 +1/ Z4 )cos =1.78 Z= =0.86由此得 KH=1.1齿向载荷分配系数KH 由表12.11 KH =A+B (b/d)+Cb =1.36由此得 K= KA KV KHKH =1.51.21.11.36 =2.69弹性系数ZE 由表12.12，ZE =189.8节点区域系数ZH 由图12.16，ZH =2.5接触最小安全系数SHmin 由表12.14，SHmin=1.05总工作时间th th =1030080.2 =4800h应力循环次数NL 由表12.15，估计 NL, 则指数m=8.78 NL1= Nv1 =60nithi (Ti/Tmax ) （式12.13） =2.6原估计应力循环次数正确NL2 = NL1/i=1.82接触寿命系数ZN 由图12.18，NN1 =1.3 NN2 =1.35许用接触应力H H1 =Hlim1 NN1 / SHmin （式12.11） =1547MPa H2 =Hlim2 NN2/ SHmin =1479MPa验算H H =ZE ZH Z （式12.8） =189.82.50.86 =903MPa 100 =1.88-3.2(1/ Z5 +1/ Z6 )cos =1.76 Z= =0.86由此得 KH=1.1齿向载荷分配系数KH 由表12.11 KH =A+B (b/d)+Cb =1.17+0.16+0.611047.25 =1.36由此得 K= KA KV KHKH =1.51.21.11.36 =2.69弹性系数ZE 由表12.12，ZE =189.8节点区域系数ZH 由图12.16，ZH =2.5接触最小安全系数SHmin 由表12.14，SHmin=1.05总工作时间th th =1030080.2 =4800h应力循环次数NL 由表12.15，估计 NL, 则指数m=8.78 NL1= Nv1 =60nithi (Ti/Tmax ) （式12.13） =2.6原估计应力循环次数正确NL2 = NL1/i=1.65接触寿命系数ZN 由图12.18，NL1 =1.3 NL2 =1.35许用接触应力H H1 =Hlim1 NL1 / SHmin （式12.11） =1547MPa H2 =Hlim2 NL2/ SHmin =1479MPa验算H H =ZE ZH Z （式12.8） =189.82.50.86 =1058MPa H2计算结果表明齿轮的接触疲劳强度满足要求。齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数Y Y=0.25+075/ =0.68齿间载荷分配系数KF 由表12.10，KF=1/ Y=1.48齿向载荷分配系数KF 由图12.14，KF=1.38载荷系数K K= KA KV KFKF =3.68齿形系数YF 由图12.21， YF1=2.46 YF2 =2.19应力修正系数YS 由图12.22，YS1=1.65 YS2=1.8弯曲疲劳极限Flim 由图12.23c，Flim1 =920MPa Flim2 =850MPa弯曲最小安全系数SFlim 由表12.14，SFlim =1.25弯曲寿命系数YN 由图12.24，YN1 =0.95 YN2 =0.97尺寸系数Yx 由图12.25，Yx =1许用弯曲应力F F1 =Flim1YN1 Yx / SFlim =669MPa F2 =Flim2YN2Yx/ SFlim =659MPa验算F1 F1 =2KT1YF1YS1Y/bd1m =587MPa F2 =F1 YF2YS2 / YF1 YS1 =570MPa计算结果表明齿轮的弯曲疲劳强度满足要求3.2.4 XIV轴的设计验算由上可知， Ft1 =2 T2/d5=4182N，Fr1= Ft1tan=1522N Ft2 =2 T2/d11=3952N，Fr2= Ft2tan=1438N计算支反力 水平面 R1=(1522170+143820)/250=1150N R2=1522+1438-1150 =1810N垂直面 R1=(4182170+395220)/250 =2528N R2=2528+3952-4182=2298N受力图见图14.1图14.1合成弯矩图见图14.2 M= =222182 Nmm图14.2许用应力值 查表16.3，ob=150 -1b=90应力校正系数 =-1b /ob=90/150=0.6当量弯矩图见图14.3 MD= =229954 Nmm图14.3校核轴径齿根圆直径 df1 = d1 -2(ha +c) mn=mm轴径 = =29.4mm41.625mm = =21.2mm28mm所以轴径满足要求。由前面设计可知齿轮的齿数Z7=28，模数m=2.25，Z8=28，则可知d7=63mm，d8 =63mm齿面接触疲劳强度验算圆周速度v v=d7 n2/601000=1.48m/s齿宽系数d 由表12.13，取d =1齿宽 b= dd7 =163=63mm精度等级 选8级载荷系数K K= KA KV KHKH （式12.5）使用系数KA 由表12.9，KA =1.5动载系数KV 由图12.9，KV =1.2齿间载荷分配系数KH 由表12.10，先求 Ft =2 T2/d7 =3136 KA Ft/b=74.7100 =1.88-3.2(1/ Z7 +1/ Z8)cos =1.78 Z= =0.86由此得 KH=1/ Z=1.35齿向载荷分配系数KH 由表12.11 KH =A+B (b/d)+Cb =1.37由此得 K= KA KV KHKH =1.51.21.351.37 =3.33弹性系数ZE 由表12.12，ZE =189.8节点区域系数ZH 由图12.16，ZH =2.5接触最小安全系数SHmin 由表12.14，SHmin=1.05总工作时间th th =1030080.2 =4800h应力循环次数NL 由表12.15，估计 NL, 则指数m=8.78 NL1= Nv1 =60nithi (Ti/Tmax ) （式12.13） =2.6原估计应力循环次数正确NL2 = NL1/i=2.6接触寿命系数ZN 由图12.18，NL1 =1.3 NL2 =1.35许用接触应力H H1 =Hlim1 NL1 / SHmin （式12.11） =1547MPa H2 =Hlim2 NL2/ SHmin =1478MPa验算H H =ZE ZH Z （式12.8） =189.82.50.86 =764MPa 100 =1.88-3.2(1/ Z11 +1/ Z12 )cos =1.76 Z= =0.86由此得 KH=1.1齿向载荷分配系数KH 由表12.11 KH =A+B (b/d)+Cb =1.35由此得 K= KA KV KHKH =1.51.21.11.35 =2.67弹性系数ZE 由表12.12，ZE =189.8节点区域系数ZH 由图12.16，ZH =2.5接触最小安全系数SHmin 由表12.14，SHmin=1.05总工作时间th th =1030080.2 =4800h应力循环次数NL 由表12.15，估计 NL, 则指数m=8.78 NL1= Nv1 =60nithi (Ti/Tmax ) （式12.13） =2.6原估计应力循环次数正确NL2 = NL1/i=1.04接触寿命系数ZN 由图12.18，NL1 =1.3 NL2 =1.35许用接触应力H H1 =Hlim1 NL1 / SHmin （式12.11） =1547MPa H2 =Hlim2 NL2/ SHmin =1478Mpa验算H H =ZE ZH Z （式12.8） =189.82.50.86 =1406 H2计算结果表明齿轮的接触疲劳强度满足要求。齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数Y Y=0.25+075/ =0.68齿间载荷分配系数KF 由表12.10，KF=1/ Y=1.47齿向载荷分配系数KF 由图12.14，KF=1.38载荷系数K K= KA KV KFKF =3.65齿形系数YF 由图12.21， YF1=2.46 YF2 =2.19应力修正系数YS 由图12.22，YS1=1.65 YS2=1.8弯曲疲劳极限Flim 由图12.23c，Flim1 =920Mpa Flim2 =850MPa弯曲最小安全系数SFlim 由表12.14，SFlim =1.25弯曲寿命系数YN 由图12.24，YN1 =0.95 YN2 =0.97尺寸系数Yx 由图12.25，Yx =1许用弯曲应力F F1 =Flim1YN1 Yx / SFlim =669MPa F2 =Flim2YN2Yx/ SFlim =659MPa验算F1 F1 =2KT1YF1YS1Y/bd11m =594MPa F2 =F1 YF2YS2 / YF1 YS1 =574MPa计算结果表明齿轮的弯曲疲劳强度满足要求3.2.6 XV轴的设计验算由上可知， Ft1 =2 T3/d9=3574N，Fr1= Ft1tan=1300N Ft2 =2 T3/d11=5489N，Fr2= Ft2tan=1996N计算支反力 水平面 R1=(3574205+548960)/300=3540N R2= 3574+5489-3540=5523N垂直面 R1=(199660+1300205)/300 =1287N R2=1300+1996-1287=2009N受力图见图15.1图15.1合成弯矩图见图15.2 M= = 357836Nmm图15.2许用应力值 查表16.3，ob=150 -1b=90应力校正系数 =-1b /ob=90/150=0.6当量弯矩图见图14.3 MD = =361830 Nmm图15.3校核轴径齿根圆直径 df1 = d1 -2(ha +c) mn=45mm轴径 = =34.3mm45mm = =27mm100 =1.88-3.2(1/ Z1 +1/ Z2 )cos =1.74 Z= =0.87由此得 KH=1.1齿向载荷分配系数KH 由表12.11 KH =A+B (b/d)+Cb =1.35由此得 K= KA KV KHKH =1.51.21.11.35 =2.67弹性系数ZE 由表12.12，ZE =189.8节点区域系数ZH 由图12.16，ZH =2.5接触最小安全系数SHmin 由表12.14，SHmin=1.05总工作时间th th =1030080.2 =4800h应力循环次数NL 由表12.15，估计 NL, 则指数m=8.78 NL1= Nv1 =60nithi (Ti/Tmax ) （式12.13） =2.610原估计应力循环次数正确NL2 = NL1/i=0.8110接触寿命系数ZN 由图12.18，NL1 =1.3 NL2 =1.35许用接触应力H H1 =Hlim1 NL1 / SHmin （式12.11） =1547MPa H2 =Hlim2 NL2/ SHmin =1478MPa验算H H =ZE ZH Z （式12.8） =189.82.50.87 =1444MPa H2计算结果表明齿轮的接触疲劳强度满足要求。齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数Y Y=0.25+075/ =0.68齿间载荷分配系数KF 由表12.10，KF=1/ Y=1.47齿向载荷分配系数KF 由图12.14，KF=1.38载荷系数K K= KA KV KFKF =3.65 齿形系数YF 由图12.21， YF1=2.46 YF2 =2.19应力修正系数YS 由图12.22，YS1=1.65 YS2=1.8弯曲疲劳极限Flim 由图12.23c，Flim1 =920MPa Flim2 =850MPa弯曲最小安全系数SFlim 由表12.14，SFlim =1.25弯曲寿命系数YN 由图12.24，YN1 =0.95 YN2 =0.97尺寸系数Yx 由图12.25，Yx =1许用弯曲应力F F1 =Flim1YN1 Yx / SFlim =669MPa F2 =Flim2YN2Yx/ SFlim =659MPa验算F1 F1 =2KT4YF1YS1Y/bd13m =641Mpa F2 =F1 YF2YS2 / YF1 YS1 =622MPa计算结果表明齿轮的弯曲疲劳强度满足要求第四章 双联滑移齿轮进给箱传动系统的研究通过对进给箱传动系统的研究，发现了一条新的传动路线，当U倍 =1时可以减少车削公制螺纹及模数螺纹传动链中的传动齿轮6个，使传动链大大缩短，并且提高了被加工螺纹的精度。4.1新传动链车公制螺纹当U倍 =1时，新的车公制螺纹传动路线已有的传动路线：新的传动链调整十分简单, 只须将进给箱中的离合器M4改为接合, 就可断开已有传动链而调整出U倍的新的传动链。即车削U倍=1的公制螺纹时, 进给箱中的离合器M3脱开、M5接合（M3 、M5保持原状不变）；而离合器M4由原来脱开调整为接合。M4接合, 即XVII轴左边Z28滑移外齿轮滑进离合器M4的Z28内齿轮, 既保持轴与XIV与XVII联成一轴，其传动比UXVIIXVII=1，与U倍 =1等效；（因在老传动链中， UXVIIXVII=(25/36)(36/25) U倍 ）；同时又自动断开了U倍 =1时已有的传动链（U基-XIV-25/36-36/25-XV- U倍 XVII）的传动。换言之，新老传动链不可能同时传动使XVII转动，这样可以避免新老传动链运动之间的相互干扰。M4接合后，运动有主轴VI经齿轮副58/58,轴IX至XI间的换向机构，挂轮(63/100)(100/75),传至进给箱XII，然后再经齿轮副25/36，轴XIII-XIV间的滑移齿轮变速机构（基本螺距组），经离合器M4直接传至XVII轴，此时XIV轴与XVII轴间的传动比UXIVXVII =1，与已有的传动路线中UXIVXVII =（25/36）(36/25) (28/35) (35/28)=1等效，而传递链
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