CA6140A车床进给箱的结构设计

PAGEVPAGEVCA6140A车床进给箱的结构设计摘要CA6140A型卧式车床具备出色的加工性能，可以实现对不同尺寸的螺纹的车削，从公制螺纹到英制螺纹，从模数螺纹到径节螺纹，其变速机构可以根据标准螺距数列的变换，实现高精度的加工。CA6140型卧式车床的进给箱位于床身的左侧，它配备了一套可以调节进给量的变换装置和操纵机构，可以根据需要调整被加工螺纹的螺距，从而实现高效的加工效果。该装置通过移动机构来实现倒数关系和特定因素的转换；通过使用基本螺距机构，我们可以将螺纹的导程值按照等差数列排列；通过使用倍增机构，可以使车削螺纹的导程值以倍数的方式发生变化。随着U倍=1的出现，一条全新的传动系统出现了，它不仅能够显著改善公制和模数螺纹的加工精度，而且还能够显著减少传动距离。关键词：进口盒；变换装置；移换机构；基础的螺距机制；倍增机构目录TOC\o"1-3"\h\u摘要 IAbstract II目录 III第1章绪论 11.1毕业设计的目的及意义 11.2毕业设计的内容 11.3设计步骤 11.4设计时应注意的事项 2第2章CA6140A进给箱转动方案设计 32.1CA6140A普通车床简介 32.2进给箱的传动机构 42.3进给箱切螺纹机构设计 52.4切螺纹系统及齿数比的确定- 82.5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3章主要零件设计 203.1齿式离合器的设计 203.2传动形式的确定 203.2.1中心距a的确定 203.2.2XII轴上齿轮的设计验算 213.2.3XIV轴上齿轮的验算 233.2.4XIV轴的设计验算 283.2.5XV轴上齿轮的设计验算- 313.2.6XV轴的设计验算 333.2.7XVI轴齿轮的设计验算- 34第4章双联滑移齿轮进给箱传动系统的研究 374.1新传动链车公制螺纹 374.2新传动链车模数螺纹 384.3新传动链的特点及适用范围 39总结 40参考文献 41致谢 42保定理工学院本科毕业设计PAGE3PAGE3无锡太湖学院毕业设计说明书第1章绪论1.1毕业设计的目的及意义毕业设计是一个非常重要的部分，它对于本科生来说至关重要。本次教学旨在实现以下几个目标：1、经过毕业设计，我们可以将我们在大学期间学到的知识应用到实际的设计项目中。通过加强和发展这些知识，使理论与实践紧密结合，从而提升学习效果。因此，毕业设计可以被视为大学生活的一个重要总结。2、毕业设计是一个重要的阶段，它是高等学校学生第一次尝试完成的重要任务。在毕业设计中，我们致力于帮助学生培养独立思考、分析问题并寻求解决方案的能力。；通过搜索相关信息，深入了解该领域的最新进展及其未来的发展趋势；建立一个健康的设计理念，熟练掌握设计的核心技术，为未来的设计实践奠定坚实的基础。3、通过系统的培养，让学生掌握相关的参考资料、计算图表、手册、图集、规范，同时也要掌握GB、JB等国家及地方标准，从而达到一个工程技术人员在机械工程设计领域的基础要求。1.2毕业设计的内容⑴方案论证；⑵总体分析、设计、计算；⑶传动设计；⑷进给箱及部分组件、零件设计⑸相关资料检索、翻译。1.3设计步骤(一)准备阶段1、通过搜寻和搜索有关设计问题的信息来解决问题。深入研究这个课题的最新进展和发展趋势。2、在开始设计之前，应该准备好所需的相关材料，包括说明书、图纸和工具。3、经过深入的研究和分析，我们清楚地了解了设计任务书中的要求和内容；通过对原始数据和工作环境的分析，来确定其有效性。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CA6140A普通车床具有出色的加工性能，能够满足轴类、套筒类和盘类的复杂加工需求，不仅能够精确地完成内外圆表面的加工，而且还能够满足各种常见的螺纹加工要求，因此本次设计特别重视其性能。我们的主要任务是设计进给箱的机构和传动比，包括选择合适的齿轮数量和内部结构，例如轴的设计、齿轮的安装方式、轴上零件的固定方式、润滑和密封。1.4设计时应注意的事项1）发挥独立工作能力在设计过程中，遇到问题时，最好是独立思考，并且提出自己的想法和建议。如果遇到困难，最好是与指导老师共同探讨，而不是直接寻求帮助。如果遇到了设计上的错误，老师可以给予建议，但最终的结果还是需要自己来寻求。在设计过程中，应该认真研究并比较提供的回转式破碎机的结构图，以便清楚地区分其优缺点，并从中汲取经验教训，不断完善设计，避免简单地模仿。（2）贯彻三边的设计方法在设计过程中，应该遵循一种边绘制、边计算、边修正的方法。为了获得更优秀的产品设计，我们需要多次尝试和调整，以确保它们符合预期的要求。我们应该尽可能少地担心需要重新制作，也不要只关注外观上的漂亮，而忽略了可能存在的缺陷。（3）及时检查和整理计算结果在设计初期，应该准备一份详尽的稿本，将设计过程中的关键问题和所有计算都记录下来，以便随时进行检查和修正，并且可以方便地保存，避免使用杂乱无章的稿纸，以免浪费时间进行重复计算。为了更好地完成任务，我们需要将所提出的问题、采取的措施、从其他参考书籍中收集的信息和数据等及时记录在稿本上，确保每一个细节都具备足够的依据，并且能够得到足够的证实，这样才能够更快地完成最终的计算说明书。

第2章CA6140A车床进给箱传动方案设计2.1CA6140A普通车床简介CA6140A型卧式车床具有出色的精密性，可实现多种复杂的加工任务，包括车削轴、套筒、盘、内外圆柱、圆锥、环槽、成型回转、端面、常见螺纹、扩孔、钻孔、绞孔、滚花等，从而满足不同的生产需求。（1）CA6140A型普通车床具有广泛的加工范围，但由于其结构复杂且自动化程度较低，因此只适用于单件、小批量生产和修配车间。其主要部件包括：主轴箱，其内装有主轴，以及用于变速和变向的传动齿轮。使用卡盘等夹具将工件夹紧，使主轴按照所需的转速旋转，从而实现主动运动；（2）刀装部件：由床鞍（大拖板）、横拖板、小拖板和四方刀架组成，用于夹紧车刀，并使其在纵向、横向或斜向方向上运动；（3）尾架：主要用于支撑工件，也可以安装钻头、绞刀等导孔加工刀具，以实现孔加工，还可以进行适当调整，以加工长锥形的工件；（4）进给箱：进给箱内设有变速装置和操纵机构，可以实现进给运动，从而实现加工效果。通过溜板箱，可以调整被加工的螺纹的间隙，同时也可以将进给箱的运动传输到刀架，这样就可以实现纵向、横向的进给、快速移动或者车螺纹，大大提升了加工的效率和质量；（6）床身：床身是车床的核心结构，它负责确定机床的所有零件的安装位置，同时也起到了调节的作用；（7）光杠和丝杠：光杠主要用于普通的车削，而丝杠则主要用于精密的螺纹加工。CA6140A普通车床具有卓越的技术性能，其特点如下：主要参数及要求：⑴工件最大回转直径400mm，工件最大长度1000mm；⑵主轴转速范围：正向旋转10-1400r/min，反向旋转14-1580r/min;⑶螺纹加工：公制螺纹的导程范围为1-192mm毫米，英制螺纹的牙数为2-24个，模数螺纹的牙数范围为m=0.25-48mm毫米，而径节螺纹的牙数范围为1-96个；⑷进给量范围：纵向为0.023-25.4mm/r，横向为0.011-12.6mm/r;⑸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=1~192mm。英制螺纹20种α=2~24牙/英寸。模数螺纹39种m=0.25~48mm。径节螺纹37种DP=1~96牙/英寸。主电动机：7.5千瓦，1450转/分。2.1.2主轴的极限转速的确定通过计算，确定车床主轴的最大转速，并确定加工直径。按经验分别取K=0.5,Rd=0.25dmax=KD=0.5×400=200mmdmin=Rd×dmax=0.25x200=50mm其中:dmax和（dmin）并非指机床上可以进行的最大或最小加工尺寸，而是指在实际应用中，采用Vmax或Vmin作为加工尺寸的经济选择。则主轴极限转速应为：取标准数列数值，即QUOTEnmaxnmax=1400r/min当考虑车螺纹和铰孔的加工时，最佳的直径应该是50mm，这是根据实际加工情况而定的。QUOTEdmax蠁40~蠁50mmdmax蠁40~蠁50mm取标准数列数值，即QUOTE=31.5r/min转速范围Rn=QUOTE转速范围Rn=QUOTE=QUOTE144031.5144031.5=44.44r/min考虑到设计的机构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动，并选级数Z=12，今以QUOTE和QUOTE代入公式QUOTE得R=12.7和43.8，因此取QUOTE蠒=1.41蠒=1.41更合适。各级转速数列可直接从标准的数列表中查出，标准转速数列表给出了QUOTE蠒=1.06蠒=1.06的从1—10000的数值，因为QUOTE。从表中找到QUOTE=1440r/min就可以每个5个数值选取一个，得列表如下31.5，45，63，90，125，180，250，355，500，710，1000，14002.2进给箱的传动机构CA6140A型卧式车床的进给箱，也被称为走刀箱，是床身的左侧安装的，其中配备了一个可调节的进给变速机构，可以根据不同的工件的需求，调整进给量，并且可以调整各种螺纹的导程，从而实现纵向或横向的进给操作。从主轴开始，进给链经过换向机构、挂轮、进给箱，再经过光杠或丝杠，最终到达纵溜板或横溜板。普通车床的主要用途是加工各种规格的螺纹，因此需要精确控制传动链的转速，以保证其符合标准的螺距数列。因此，普通车床的传动链变速机构（包括挂轮和进给箱）的设计应当符合各种螺纹的标准螺距数列，并且考虑到车削过程中的进给量需求。在传动链的运动过程中，当主轴旋转一周时，刀架会移动S毫米（其中k为实数，P为螺距），从而实现螺纹的精确定位。13U0×Ux×P丝=S(1.2-1)U0代表了从主轴到丝杆的所有传动机构的固有传动比，它是一个不变的参量，可以用来描述物体的运动特性Ux可以通过调整传动比来改变主轴和丝杠之间的转换机构。CA6140A机床的P丝的螺距被精确调整至12mm，以确保丝杠的精准性和稳定性。S为被加工螺纹的导程2.3进给箱切螺纹机构设计CA6140A型车床可以切削各种螺纹，包括公制螺纹、英制螺纹、模数螺纹和径节螺纹。纵向丝杠螺纹采用公制，螺距为12毫米，通过将公式（1.2-1）应用于主轴，可以计算出刀架移动量为S毫米，这就是车削螺纹的导程值。因为单头螺纹的螺距值无法准确反映其基本特征，所以我们需要将其转换成一种可以直接使用的形式，并将其应用到公式（1.2-1）中，以便更好地理解和掌握其特性。由于公制螺纹的基本参数是螺距P（mm），所以它的值S=P（mm）；英制螺纹的螺距由Sa=24.5/a毫米来决定，这是由于它的基本参数l是指每一英寸长度中所包含的牙数a，也就是说，它的螺距是由a（牙/英寸）来决定的；模数螺纹是一种公制螺杆上的螺纹，它的基本参数是蜗轮模数m（mm），因此，模数螺纹的螺距应该等于蜗杆的周节长度，即Pm=πm，Sm=kPm=kπm，以确保螺纹的精度和稳定性；径节螺纹是一种用于表示英制蜗杆上的螺纹的参数，它的基本单位是齿数和分度圆直径。这些参数通常用来表示蜗杆与螺纹之间的啮合关系，其中齿数由齿数和分度圆直径决定。例如，齿数可以通过齿数减去分度圆直径来计算。因此，径节螺纹的传动路径可以概括为：PDP=π/DP（in）≈25.4π/DP，SDP=kPDP=25.4kπ/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=25.4kπ/DP根据表1.3-1，可以确定不同类型的螺纹的公称尺寸和螺距米制螺纹根据常见的米制螺纹标准，我们可以按照t的顺序，将其分别按照1.25、1.5、1.75、2.5、3.5、4、5、5.5、6、7、8、9、10、11、12的顺序，如表1.3-1所示：——1——1.25——1.51.7522.252.5——33.544.555.56789101112表1.3-2标准米制螺纹导程从表格中可以清楚地发现，横行的螺距数列与纵列的公比数分别为1、2、4、8，因此，我们可以利用变速组的原理，将其转化成等差数列，从而实现对进给箱的控制。这种变速组的传动比也就是等差数列，通常被称作基本组。借助1:2:4:8的关系，我们可以将原有的基本组进行拓展，从而获取所有的螺距数列，这一拓展过程被称作“增倍组”。按照进给传动降速机构的顺序，ib的值可以分别为1、2、4和8。在机床可加工的三种螺纹中，径节螺纹的使用较少，但它们的公称参数已经列出在表格中。在公制、英制、模数以及径节螺纹中，其倒数关系以及其他一些特定的影响因素均达到25.4;π是一个独特的参数，用来决定公制、模数以及英寸与径节螺纹的关系。在设计切螺纹系统时，必须考虑倒数关系、特殊因子25.4以及π之间的关系，以确保系统的可靠性。根据表1.3-3和1.3-4，我们可以清楚地看到，在车床上，可以加工的四种螺纹的螺距T与公制螺纹之间的相互关联。根据表格中的数据，我们可以发现，这四种螺纹的基本参数都有一个共同的特点：它们在横向上是等差数列，而在纵向上按2倍的比例增大或减小。因此，我们可以使用车公制螺纹的基本组和扩大组来加工其他三种螺纹。模数螺纹通过改变传动比，我们可以在螺纹传动链中产生一个特殊因子π，这个因子π可以消除螺距Pm=πm的影响，从而使基本组和增倍组的传动比发生变化，从而得到一系列分段等差数列的模数系列，就像公制螺纹一样。倍比关系公制及模数螺纹（P及m）1/32——0.25————————1/16——0.5————0.75——1/8——1——1.251.5——1/41.752[2.25]2.53[2.75]1/23.544.5565.517891012[11]根据表1.3-3CA6140A，车床可以有效地控制和优化螺纹的基本参数的分布情况。注：[]内数值为模数螺纹所独有。英制螺纹与公制螺纹螺距数列相比，这个数列具有两个显著的不同之处：将英制螺纹的每英寸牙数a换算成螺距Ta=25.4/a（mm）后，如果将基本组的主动与从动关系颠倒过来，即将传动比变为1/ij，就可以利用具有等差数列的传动比ij来计算出参数a的等差数列，从而更好地描述螺纹的特性；为了改善b、英制螺纹的螺距数值，我们需要调整其中的一些传动比，使得左边的平衡式能够产生一个数字因子25.4，以此来抵消右边的平衡式。除了英制螺纹，当车制a改为19时，公制螺纹的基本组也会减少两个传动比，因此，在表1.3-3中，我们增加了19和3.25两个模数，以便将英寸与径节螺纹的差异进行统一。根据表1.3-4，原有的内容发生了重大改动：倍比关系公制及模数螺纹2n-5__0.5____________2n-4__1____1.25__1.5__2n-31.752[2.25]__2.5[2.75]3{[3.25]}2n-23.544.5__55.56__2n-1789__101112__2n______{19}________根据表1.3-4，可以推断出螺纹参数的分布情况径节螺纹通过改变螺距TDP=25.4π/DP（mm），我们可以使用更精确的传动方式来实现径向螺纹。与英制螺纹类似，我们还使用了一个更小的dp值来实现更精确的传动。此外，π也是一个重要的参考点，它可以通过使用挂轮来实现与模数螺纹相似的效果。倍比数英制及径节螺纹8(56)(64)(72)——(80)(88)(96)——4283236——404448——214161819202224——1789——101112——1/2——44.5——5——6——1/4——2————2.5——33.5表1.3-5CA6140A中列出了用于加工英制和径向螺纹的基本参数，以供参考和比较。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在普通的机械加工过程中，切螺纹系统可以采用三种不同的齿轮组合：双轴、摆动塔式和三轴。采用双轴滑移齿轮结构，使基本组和扩大组的传动中心距保持一致，这样可以有效地缩小进给箱的尺寸，从而提高效率。通过使用基本螺纹结构，我们可以在表1.3-3中创建等差数列；通过使用倍增机构，我们可以在表1.3-4中的每一条纵向上建立2n的关系，其中ud通常被设定为2、1、2、4、8等不同的值；通过改变传动比，可以进一步扩大螺距机构的尺寸，其中Ue可以取4、8、16、32等不同的值；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；Ui传动比是用来实现倒数关系和特殊因子的重要工具。上述各组成部分传统的分布顺序如下：CA6140A主轴箱中采用了扩大螺距的结构，这种结构的传动齿轮可以有效地提高主轴的转矩，从而实现主轴的有效运转。当主轴上的离合器M2被合上，且主轴处于静止状态时，就可以使用扩大螺纹导程来实现。它的增长幅度从1到4再到16不等。通常，定比传动系统会先安装在主轴箱内，然后再安装Ur，并将其安装在床头箱和进给箱之间的ur，最后安装在基础螺距结构的前后两端。一般来说，基本螺距结构应该放在第一个移换结构之后，而变换结构则可以放在前面或者后面，以满足不同的需求。传统上，倍增结构通常被放在基本螺距之后。根据表1-3的螺纹表，我们可以将其中的6.5、7、8、9、9.5、10、11、12作为参照，以此来计算出更精确的螺纹数量。Ubj=Sj/G=Sjmin,Sj2,Sj3,……Sjmax/G。根据11机构方案，为了减小轴向尺寸，我们选择了63mm的中心距，并且根据双轴滑移齿轮结构推荐方案表，我们将G设置为7，这样就可以满足基本螺纹参数的要求。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。通过对机床设计手册7.3-45的分析，我们可以确定各个齿轮的参数，并选择方案15。Z13=18，Z14=45，Z15=28，Z16=35，Z17=15，Z18=48，Z19=28.Z20=18，m=2。移换机构齿轮齿数确定通过使用移换机构，可以将交换齿轮与其他特殊因子（如Us）相结合，从而实现倒数关系、25.4和π等特殊因子的传动，从而有效地解决各种螺纹类型的变换问题。通常，使用最广泛的方法是通过使用交互式设计（Ui）来处理倒数关系和特定因素25.4。使用uc齿轮（Uc）可以大大减少对π的处理量，从而使得在处理普通的公制和英制螺距时，无需更换uc，但是当处理复杂的模数或者径节螺纹时，就必须更换uc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=Uf×Ut×Uj×Uk（1.5-1）通过这个方程，我们可以得出螺纹系数的运动平衡公式。1主轴×Us×Ub×Ud×Ue=S（mm）（1.5-2）其中P为丝杠导程，S为工作导程，所以，Us=S/（Ub×Ud×Ue×P）（1.5-3）当Ub、Ud和Ue均为1时，螺纹参数分别为t0、m0、n0和p0，因此，可以得出：Ust=t0/P=1/ktUsm=πm0/P=π/kmUsn=25.4π/（p0×P）=25.4/kn（1.5-4）Usp=25.4π/（p0×P）=25.4π/kpkt、km、kn和kp分别代表不同螺纹的因特系数，其中，kt=P/t0，km=P×m0，kn=P×n0，kp=P×p0。在加工公制模数、英制、径节和螺纹时，脚标t、m、n和p分别表示交换齿轮传动比和移换机构传动比。例如，当加工公制螺纹时，交换齿轮传动比为Uctn，当加工模数螺纹时，移换机构传动比为Ucmp，当加工英制和径节螺纹时，移换机构传动比为Uinp，当加工公制和模数螺纹时，移换机构传动比为Uitm。因此，在加工公制螺纹时，特因传动比可以通过以下方式来确定：Ust=Uf×Ur×Uctn×Uitm(1.5-5)加工英制螺纹时的特因传动比：Usn=Uf×Ur×Uctn×Uinp(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/（t0×n0）(1.5-8)大多数机床的Uinp和Uitm的分配采用了两种不同的模式：一种是固定的模式；(a)当uinp=1/uitm时,Unp/Uitm=UinpxUinp=25.4/(n0xt0)故Uitm=sqrt(n0×t0/25.4)(1.5-9)Uinp=sqrt(25.4/(n0×t0)(1.5-10)(b)当Uitm=1时,Uinp/Uitm=Uinp=25.4/(n0×t0)根据表1.3-3和表1.3-4的数据，我们可以得出结论：在本车床中，两轴滑移传动的齿数比较高。t0=7mm,m0=1.75,n0=1.25t/in,p0=7Theequationof由式(1-13)Uinpisequalto25.4/(n0×t0)multipliedby25.4multipliedby4multipliedby49.根据《机床设计手册》P1435表7.3-46中25.4/36的数据，我们可以得出一个由平方因子构成的近似值，即：25.4=（32×72）/54，δn=+0.063所以25.4=（32×72）/54×36=（32×72×22×32）/54代入公式（1.5-10）得Uimp=sqrt（22×34×72×2）/（54×72）=36/25Uitm=25/36Uitm的数据显示，三对齿轮通过三个公制螺纹进行传动。"Z9/Z10/Z20/Z12/Z12/Z11=25/36,25/36,25/36,25/36,25/36,Uitm."Uinp=36/25=Z21/Z11。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）在Uinp=1/Uitm的情况下，我们可以通过将Uinp=sqrt=25.4/（n0×t0）、Usm=25.4/（n0×P）的公式应用到Uctn=Usn/Uinp=25.4/（n0×P）25.4/（n0×t0）中，从而得出uctn=25.4/（n0×t0）的结果。=sqrt((25.4×t0)/n0×P2)由式（1.5-12）得：Ucmp=Usm/Uitm=(πm0/P)/Ust/Uctn)=(πm0/P)/(t0/P)×Uctn=πm0/t0×Uctn根据Uitm和Uinp=36/25的值分别为25和36，将其代入式子（1.5-5）和（1.5-6），可以得出结论：Uctn=(7/12)/(25/36)=21/25Ucncp=25π/(7×12)×25.4/36已知：Usm=7π/48=Ucmp×Uitm=25/36×uc/tUst=7/12=Uitm×Uctn=36/25×uctpUsn=25.4/21=Uinp×Uctn=25/36×uctnUsp=25.4/84=Uinp×Ucmp=36/25×ucmp得出：Ucmt=7π/48×36/25Uctp=7/12×25/36Uctn=25.4/21×25/36Ucmp=25.4π/84×25/36根据机床设计手册中的π/4近似因子值和相对误差δ，我们选择了齿轮变位量最低的近似因子组：u=25/97×21/25=100/97×64/100×36/25。而u=63/75×25/36=100/75×63/100×25/36.因此，通过将齿轮Z调整为63、64、100、75和97，我们完成了整个进给箱齿轮传动设计。2.6车制螺纹的工作过程车削公制螺纹时当车削公制螺纹时，齿式离合器M3和M4会脱开，而M5则会接合，运动由主轴VI传递到齿轮副58/58，换向机构33/33（车左螺纹时经33/25×25/33），挂轮63/100×100/75，然后由移换机构的齿轮副传递到轴XVI，接着经过28/28、36/28、32/28，最终传递到轴XV，最后由移换机构的齿轮副组滑移变速机构完成车削过程。最终，离合器M5将动力传递到丝杠XIX上。通过将开合螺母和丝杠紧密连接，我们能够驱动刀架来加工米制螺纹。具体的螺距和齿轮的匹配方法请参考表（1.6-1）。S=1×58/58×33/33×63/100×100/75×25/36×U基×25/36×36/25×U倍×12。在式中，U基齿轮副传动比是指从轴XIV传递到XV的传动比例。将轴XVI转换为XVII，可以大大提高齿轮副的传动效率，达到U倍的效果将上式化简得S=7U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。轴XIV和XV之间的传动比可以分为8种，每种都有其独特的特点。U基1=26/28=6.5/7U基2=28/28=7/7U基3=32/28=8/7U基4=36/28=9/7U基5=19/14=9.5/7U基6=20/14=10/7U基7=33/21=11/7U基8=36/21=12/7轴XVI和XVII之间存在4种不同的传动比，它们各自具有独特的特性U倍1=18/45×15/48=1/8U倍2=28/35×15/48=1/4U倍3=18/45×35/28=1/2U倍4=28/35×35/28=1通过基本组和倍增组的应用，可以得到一系列等分等差的公制标准螺距，这些螺距是常用的。表1.6-1CA6140A型普通车床的公制螺纹数据可供参考根据表格数据，机床的最大车削导程为12mm，但当需要加工超过这一范围的螺纹时，就必须采用扩大机构来实现。正常螺距时QUOTE=58/58=1扩大螺距时轴IX到III之间齿轮副80/20时U扩1=58/26×80/20×80/20×44/44×26/58=16轴IX到III之间齿轮副50/50时U扩2=58/26×80/20×50/50×44/44×26/58=4因此，扩大螺距机构的作用是将螺距从4倍提升到16倍，以提高效率和性能。车削模数螺纹时通过车削技术，模拟螺纹的传动方式与使用公制螺纹的方式大致相似，但挂轮的尺寸必须改变，以64/100×100/97的形式进行，以确保螺距的准确性。Sm=1×58/58×33/33×64/100×100/97×25/36×U基×25/36×36/25×U倍×12=7πU基U倍/4通过使用公制螺纹的U基U倍，我们可以制造出按照分段等差数列排列的各种模数螺纹。表1.6-2显示了CA6140A型普通车床的精确的螺纹参数。表1.6-2CA6140A型普通车床的模数螺纹参数可以在下面找到车削英制螺纹时通过将M3和M5离合器连接在一起，并使M4离合器断开，使得XVI左端的滑移齿轮Z25移动到左侧，并且与固定在XIV上的齿轮Z36相互啮合，从而使得车削公制螺纹的运动从XIII经过M3，首先传递到XV，然后经过XIV，最终经过齿轮副36/25，最终传递到XVI，而其他部分的传动路径也大致相同，它们的运动平衡式如下：Sa=1r（主轴）×58/58×33/33×63/100×100/75×1/U基×36/25×U倍×12=4/7×25.4U基/U倍其中63/100×100/75×36/25=63/75×36/25=25.4/21,Sa=kTi=25.4/a=4/7×25.4U基/U倍，从而得a=7/4×U基/U倍×k（扣/英寸）。通过改变基本组中的主动轴和被动轴以及部分传动比，我们可以将特殊因子25.4纳入车削过程，从而生成具有分段等差数列的英制螺纹，其中每一段的a值都是不同的。表1.6-3CA6140A型普通车床的英制螺纹数据可供参考车削径节螺纹时通过改变径节螺纹的导程系列，我们可以实现与英制螺纹的完全相似的传动路线，但需要将挂轮的尺寸调整为64/100×100/97，这取决于我们添加了25.4π的特殊因素。车削径节螺纹的运动平衡式：SDP=1×58/58×33/33×64/100×1/U基×36/25×U倍×12=25.4πU倍/7U基通过改变U基U倍的值，可以实现对导程SDP成分段调和数列的径节螺纹的精确加工，从而达到预期的效果。车削非标准螺纹时在需要车削非标准螺纹时，如果变换机构无法满足要求的导程，则应该将离合器M3、M4和M5完全啮合，并将轴XIII、XV、XVIII与丝杠连接起来，以便将运动从挂轮传递到丝杠，从而实现被加工螺纹的导程S，此时，应该通过调节挂轮架的传动比U，以达到运动平衡的目的。S=1r(主轴)×58/58×33/33×U挂×12，通过简化上述公式，我们可以得出挂轮的换置方式：U挂=a/b×c/d=S/12。通过应用这个换置公式，我们可以通过合理选择挂轮a、b、c和d的齿数来实现所需的导程S。机动进给当车削外圆或内圆表面时，可以使用机械进给来实现纵向加工。在车削端面时，可以使用机械的横向进给来完成任务。(1)传动路线光杠通过溜板箱传动机动进给运动，经过齿轮副36/32、32/56、超越离合器和安全离合器M8、轴XXIV和蜗杆涡轮副4/29，最终传递到XXIII。当轴XXIII经过齿轮副40/48、30/48、双向离合器M6、轴XXIV、齿轮副28/80、轴XXV等部件，最终到达小齿轮Z11，这个小齿轮的旋转会带动刀架产生一种机械性的纵向移动。通过齿轮副40/48、30/48、双向离合器M7、轴XXVIII和齿轮副48/48、59/18的传递，横刀架可以实现自主的横向进给。(2)纵向机动进给量的计算64种不同的纵向运动可以通过4种不同的传动方式实现。A机床具备32种不同的正常纵向进给量，从0.08~1.22mm/到0.08~1.22mm/，这时，它的主轴会发挥出最大的功率，从而实现最佳的加工效果采用标准螺距和公制螺纹传动方式进行传动。在需求更高的输出功率的情况下，通过精确的螺距和精确的螺纹传动，将运动从主轴转移到其他部件。从0.86mm/到1.59mm/，可以获得8种不同的纵向进给量。在C级转速下，通过增大螺距和采用英制路线传动，可以显著提高进给量，从而使其从原来的4倍增至16倍。在高转速（450—1400转/分）下，通过改变螺距机构、采用公制螺纹传动路线和使用倍增组的齿轮副，我们能够获得D细的进给量，其范围在0.028~0.054mm/之间。(3)横向机动进给量当进给量保持不变时，横向机动进给的运动平衡可以用下列公式表示：S横=1×58/58×33/33×63/100×100/75×25/36×U基×25/36×36/25×U倍×28/56×36/32×32/56×4/29×40/48×48/48×59/18×5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纵通过这个结论，我们可以发现，在主轴箱和进给箱中，如果传动路线相同，那么横向进给量就会是纵向进给量的一半，而且它们的级数也是64种。CA6140A传动系统图 第3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具有独特的优势：它的加工过程比一般的离合器更为复杂，但它的强度更大，因此，它的体积更小，更便于携带，并且能够与外部的齿轮一起使用，从而实现更好的传动效果。通过改变外齿的长度和形状，我们能够大幅提升其强度和连接性。齿式离合器仅适用于低转速的情况，特别是当运动时。与齿轮传动不同，齿式离合器使用的是特殊的材料。。（2）齿式离合器的强度计算传递转矩的效率取决于齿轮表面的压强情况，这是齿式离合器的关键特性。p=2QUOTETcTc/1.5DzbmQUOTE蠒蠒式中QUOTETcTc——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QUOTE蠒蠒——载荷分布不均匀系数，可取0.7~0.8[P]——在未经热处理的情况下，齿轮材料的工作表面的允许压力范围为25~40MPa，而在经过热处理后，这一范围则会提高到47~70MPa。内齿轮的齿宽可以通过将b取值范围从0.1~0.2到0.1~0.2来确定，其值为D。3.2各轴及轴上组件的设计验算所有使用的公式均来自《机械设计》（由邱宣怀主编），以确保准确性和可靠性。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,Z19Z20的模数为3.75,Z36Z33的模数为2.25Z26Z28的模数为2.25,Z36Z32Z36的模数为2在XIV轴上，Z14的模数高达3.75，而Z21和Z28的模数分别为2.25和2.25，而Z28和Z25的模数则更高，达到了2。XV轴上的Z25、Z28、Z18的模数为2在XVI轴上，Z35、Z15和Z45的模数均为2，而Z56的模数则达到了1.5，这是一个令人惊叹的数字。双联滑移齿轮Z28Z48位于XVII轴上，其模数为2，而Z28则为1.5。通过上述分析，我们可以确定各个齿轮的齿数、模数和分度圆直径。3.2.2XII轴上齿轮的设计验算根据前面的设计，齿轮的齿数为Z1=25，模数为m=2，而齿数为Z2=36，因此可以得出结论：d1=50mm，d2=72mm齿面接触疲劳强度验算转速n1n1=1450×130/230×0.98×51/43×63/50×64/97=378r/min功率P1P1=P×QUOTE畏畏=7.5×0.96×0.97QUOTE55×0.98QUOTE66×0.99QUOTE88=5.05kw转矩T1T1=9.55×QUOTE106106P1/n1=9.55×QUOTE106106×5.05/378=127600NQUOTEmm接触疲劳极限QUOTE蟽蟽Hlim由图12.17c得，QUOTE蟽蟽Hlim1=1250MPaQUOTE蟽蟽Hlim2=1150MPa圆周速度vv=πd1n1/60×1000=0.99m/s齿宽系数QUOTE蠒蠒d由表12.13，取QUOTE蠒蠒d=1齿宽b=QUOTE蠒蠒dd1=1×50=50mm精度等级选8级载荷系数KK=KAKVKHQUOTE伪伪KHQUOTE（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KHQUOTE由表12.10，先求Ft=2T1/d1=7580KAFt/b=227>100QUOTE=[1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)]cosQUOTE尾尾=1.66Z=QUOTE=0.88由此得KHQUOTE=1.1齿向载荷分配系数KHQUOTE由表12.11KHQUOTE尾尾=A+B(b/d)QUOTE22+CQUOTEQUOTE103103b=1.36由此得K=KAKVKHQUOTE伪伪KHQUOTE=1.5×1.2×1.1×1.36 =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thth=10×300×8×0.2=4800h应力循环次数NL由表12.15，估计QUOTE107107<NLQUOTEQUOTE109109,则指数m=8.78NL1=Nv1=60QUOTE纬纬QUOTEnithi(Ti/Tmax)QUOTEmm（式12.13）=2×QUOTE107107原估计应力循环次数正确NL2=NL1/i=1.41×QUOTE107107接触寿命系数ZN由图12.18，NN1=1.25NN2=1.35许用接触应力[QUOTE蟽蟽H][QUOTE蟽蟽H1]=QUOTE蟽蟽Hlim1NN1/SHmin（式12.11）=710×1.25/1.05=845MPa[QUOTE蟽蟽H2]=QUOTE蟽蟽Hlim2NN2/SHmin=580×1.35/1.05=746MPa验算QUOTE蟽蟽HQUOTE蟽蟽H=ZEZHZQUOTE2KT1(u+1)/bd12u2KT1(u+1)/bd12u=189.8×2.5×0.88×QUOTE=1130MPa<[QUOTE蟽蟽H2]经过计算，齿轮的接触疲劳强度达到了预期的要求。齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数YQUOTE蔚蔚YQUOTE蔚蔚=0.25+0.75/QUOTE=0.7齿间载荷分配系数KFQUOTE伪伪由表12.10，KFQUOTE伪伪=1/YQUOTE蔚蔚=1.43齿向载荷分配系数KFQUOTE尾尾由图12.14，KFQUOTE=1.3载荷系数KK=KAKVKFQUOTE伪伪KFQUOTE=1.2×1.5×1.43×1.3=3.35齿形系数YFQUOTE伪伪由图12.21，YFQUOTE1=2.46YFQUOTE2=2.19应力修正系数YSQUOTE伪伪由图12.22，YSQUOTE1=1.65YSQUOTE2=1.8弯曲疲劳极限QUOTE蟽蟽Flim由图12.23c，QUOTE伪伪Flim1=920MPaQUOTE伪伪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=0.95YN2=0.97尺寸系数Yx由图12.25，Yx=1许用弯曲应力[QUOTE蟽蟽F][QUOTE蟽蟽F1]=QUOTE蟽蟽Flim1YN1Yx/SFlim=669MPa[QUOTE蟽蟽F2]=QUOTE蟽蟽Flim2YN2Yx/SFlim=659MPa验算QUOTE蟽蟽F1QUOTE蟽蟽F1=2KT1YFQUOTE伪伪1YSQUOTE伪伪1YQUOTE蔚蔚/bd1m=486MPaQUOTE蟽蟽F2=QUOTE蟽蟽F1YFQUOTE伪伪2YSQUOTE伪伪2/YFQUOTE伪伪1YSQUOTE1=472MPa经过计算，齿轮的弯曲疲劳强度达到了预期的要求，令人满意。3.2.3XIV轴上齿轮的验算根据前面的设计，齿轮的齿数为Z3，模数为m，齿数为Z4，齿数为20，因此可以得出结论：d3齿数为52.5mm，d2齿数为75mm。齿面接触疲劳强度验算转速n2n2=n1×25/36×U基=450r/min功率P2P2=P1×0.98QUOTE33×0.99QUOTE22=4.66kw转矩T2T2=9.55×QUOTE106106P/n2=9.55×QUOTE106106×4.66/450=98800NQUOTEmm接触疲劳极限QUOTE蟽蟽Hlim由图12.17c得，QUOTE蟽蟽Hlim1=1250MPaQUOTE蟽蟽Hlim2=1150MPa圆周速度vv=πd3n2/60×1000=1.24m/s齿宽系数QUOTE蠒蠒d由表12.13，取QUOTE蠒蠒d=1齿宽b=QUOTE蠒蠒dd1=1×52.5=52.5mm精度等级选8级载荷系数KK=KAKVKHQUOTE伪伪KHQUOTE（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KHQUOTE由表12.10，先求Ft=2T2/d3=6095KAFt/b=174>100QUOTE=[1.88-3.2(1/Z3+1/Z4)]cosQUOTE尾尾=1.78Z=QUOTE=0.86由此得KHQUOTE=1.1齿向载荷分配系数KHQUOTE由表12.11KHQUOTE尾尾=A+B(b/d)QUOTE22+CQUOTEQUOTE103103b=1.36由此得K=KAKVKHQUOTE伪伪KHQUOTE=1.5×1.2×1.1×1.36=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thth=10×300×8×0.2=4800h应力循环次数NL由表12.15，估计QUOTE107107<NLQUOTEQUOTE109109,则指数m=8.78NL1=Nv1=60QUOTE纬纬QUOTEnithi(Ti/Tmax)QUOTEmm（式12.13）=2.6×QUOTE107107原估计应力循环次数正确NL2=NL1/i=1.82×QUOTE107107接触寿命系数ZN由图12.18，NN1=1.3 NN2=1.35许用接触应力[QUOTE蟽蟽H][QUOTE蟽蟽H1]=QUOTE蟽蟽Hlim1NN1/SHmin（式12.11）=1547MPa[QUOTE蟽蟽H2]=QUOTE蟽蟽Hlim2NN2/SHmin=1479MPa验算QUOTE蟽蟽HQUOTE蟽蟽H=ZEZHZQUOTE2KT2(u+1)/bd32u2KT2(u+1)/bd32u（式12.8）=189.8×2.5×0.86×QUOTE=903MPa<[QUOTE蟽蟽H2]经过计算，齿轮的接触疲劳强度达到了预期的要求。齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数YQUOTE蔚蔚YQUOTE蔚蔚=0.25+075/QUOTE=0.67齿间载荷分配系数KFQUOTE伪伪由表12.10，KFQUOTE伪伪=1/YQUOTE蔚蔚=1.49齿向载荷分配系数KFQUOTE尾尾由图12.14，KFQUOTE=1.3载荷系数KK=KAKVKFQUOTE伪伪KFQUOTE=1.5×1.2×1.49×1.3=3.48齿形系数YFQUOTE伪伪由图12.21，YFQUOTE1=2.46YFQUOTE2=2.19应力修正系数YSQUOTE伪伪由图12.22，YSQUOTE1=1.65YSQUOTE2=1.8弯曲疲劳极限QUOTE蟽蟽Flim由图12.23c，QUOTE伪伪Flim1=920MPa QUOTE伪伪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=0.95YN2=0.97尺寸系数Yx由图12.25，Yx=1许用弯曲应力[QUOTE蟽蟽F][QUOTE蟽蟽F1]=QUOTE蟽蟽Flim1YN1Yx/SFlim=699MPa [QUOTE蟽蟽F2]=QUOTE蟽蟽Flim2YN2Yx/SFlim=659MPa验算QUOTE蟽蟽F1QUOTE蟽蟽F1=2KT1YFQUOTE伪伪1YSQUOTE伪伪1YQUOTE蔚蔚/bd3m=181MPaQUOTE蟽蟽F2=QUOTE蟽蟽F1YFQUOTE伪伪2YSQUOTE伪伪2/YFQUOTE伪伪1YSQUOTE1=176MPa经过计算，齿轮的弯曲疲劳强度达到了预期的要求，令人满意。根据前面的设计，齿轮的齿数为Z5=21，模数为m=2.25，齿数为Z6=33，因此齿轮的齿数为d5=47.25mm，齿数为d6=74.25mm齿面接触疲劳强度验算圆周速度vv=πd5n2/60×1000=1.11m/s齿宽系数QUOTE蠒蠒d由表12.13，取QUOTE蠒蠒d=1齿宽b=QUOTE蠒蠒dd5=1×47.25=47.25mm精度等级选8级载荷系数KK=KAKVKHQUOTE伪伪KHQUOTE（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KHQUOTE由表12.10，先求Ft=2T2/d5=4182KAFt/b=133>100QUOTE=[1.88-3.2(1/Z5+1/Z6)]cosQUOTE尾尾=1.76Z=QUOTE=0.86由此得KHQUOTE=1.1齿向载荷分配系数KHQUOTE由表12.11KHQUOTE尾尾=A+B(b/d)QUOTE22+CQUOTEQUOTE103103b=1.17+0.16+0.61×10QUOTE-3-3×47.25=1.36由此得K=KAKVKHQUOTE伪伪KHQUOTE=1.5×1.2×1.1×1.36=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thth=10×300×8×0.2=4800h应力循环次数NL由表12.15，估计QUOTE107107<NLQUOTEQUOTE109109,则指数m=8.78NL1=Nv1=60QUOTE纬纬QUOTEnithi(Ti/Tmax)QUOTEmm（式12.13）=2.6×QUOTE107107原估计应力循环次数正确NL2=NL1/i=1.65×QUOTE107107接触寿命系数ZN由图12.18，NL1=1.3NL2=1.35许用接触应力[QUOTE蟽蟽H][QUOTE蟽蟽H1]=QUOTE蟽蟽Hlim1NL1/SHmin（式12.11）=1547MPa[QUOTE蟽蟽H2]=QUOTE蟽蟽Hlim2NL2/SHmin=1479MPa验算QUOTE蟽蟽HQUOTE蟽蟽H=ZEZHZQUOTE2KT2(u+1)/bd52u2KT2(u+1)/bd52u（式12.8）=189.8×2.5×0.86×QUOTE=1058MPa<[QUOTE蟽蟽H2]经过计算，齿轮的接触疲劳强度达到了预期的要求。齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数YQUOTE蔚蔚YQUOTE蔚蔚=0.25+075/QUOTE=0.68根据表12.10，齿间载荷分配系数KF可以通过将KF=1/Y=1.48的比值设定为KF=1/Y=1.48来计算。齿向载荷分配系数KFQUOTE尾尾由图12.14，KFQUOTE=1.38载荷系数KK=KAKVKFQUOTE伪伪KFQUOTE=3.68齿形系数YFQUOTE伪伪由图12.21，YFQUOTE1=2.46YFQUOTE2=2.19应力修正系数YSQUOTE伪伪由图12.22，YSQUOTE1=1.65YSQUOTE2=1.8弯曲疲劳极限QUOTE蟽蟽Flim由图12.23c，QUOTE伪伪Flim1=920MPaQUOTE伪伪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=0.95YN2=0.97尺寸系数Yx由图12.25，Yx=1许用弯曲应力[QUOTE蟽蟽F][QUOTE蟽蟽F1]=QUOTE蟽蟽Flim1YN1Yx/SFlim=669MPa[QUOTE蟽蟽F2]=QUOTE蟽蟽Flim2YN2Yx/SFlim=659MPa验算QUOTE蟽蟽F1QUOTE蟽蟽F1=2KT1YFQUOTE伪伪1YSQUOTE伪伪1YQUOTE蔚蔚/bd1m=587MPaQUOTE蟽蟽F2=QUOTE蟽蟽F1YFQUOTE伪伪2YSQUOTE伪伪2/YFQUOTE伪伪1YSQUOTE1=570MPa经过计算，齿轮的弯曲疲劳强度达到了预期的要求，令人满意。3.2.4XIV轴的设计验算由上可知，Ft1=2T2/d5=4182N，Fr1=Ft1tanQUOTE伪伪=1522NFt2=2T2/d11=3952N，Fr2=Ft2tanQUOTE伪伪=1438N计算支反力水平面QUOTEF'F'R1=(1522×170+1438×20)/250=1150NQUOTEF'F'R2=1522+1438-1150=1810N垂直面