ca6140車床主軸箱結構設計的畢業設計論文(更新版)

　　

【正文】 ）內的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數； 齒輪的最低轉速（r/min）。 《機床設計》的教科書中的主軸組件柔度方程系在主軸端部C點家在時主軸和軸承兩相柔度的迭加，其極值方程為： （595）式中 L。如果驗算結果或不合格時，可以改變初算時選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時，就得采取調整齒寬或重新選擇齒數及模數等措施。其額定壽命的計算公式為： （580）C—滾動軸承的額定負載（N）,根據《軸承手冊》或《機床設計手冊》查取，單位用（kgf）應換算成（N）；—速度系數， 為滾動軸承的計算轉速（r/mm） —壽命系數， —壽命系數，對球軸承=3，對滾子軸承=；工作情況系數，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數機床），；—功率利用系數，查表3—3；—速度轉化系數，查表3—2；—齒輪輪換工作系數，查《機床設計手冊》；P—當量動載荷，按《機床設計手冊》。軸的抗彎斷面慣性矩（）花鍵軸 （571）式中 d—花鍵軸的小徑（mm）；i—花軸的大徑（mm）；b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數；傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得： = （572）式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲應力。 傳動軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力： （549）式中 D—齒輪節圓直徑（mm）,D=mZ。 接觸應力的驗算公式為（MPa）≤[]（31） （534）彎曲應力的驗算公式為 （535）式中 N齒輪傳遞功率（KW），N=； 電動機額定功率（KW）； 從電動機到所計算的齒輪的機械效率； 齒輪計算轉速（r/min）。 —該軸的計算轉速（r/min）。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲應力。摩擦片對數可按下式計算 Z≥2MnK/fb[p] （513）式中 ——摩擦離合器所傳遞的扭矩（N本主軸箱箱體為一體式鑄造成型，留有安裝結構，并對箱體的底部為安裝進行了相應的調整。箱體材料以中等強度的灰鑄鐵HT150及HT200為最廣泛,(長寬高),按下表選取. 表51長寬高()壁厚(mm) 500 500 300812 500 500 300800 500 5001015 800 800 5001220由于箱體軸承孔的影響將使扭轉剛度下降10%20%，彎曲剛度下降更多，為彌補開口削弱的剛度，常用凸臺和加強筋；并根據結構需要適當增加壁厚。在轉速圖上，先分配從電動機轉速到主軸最低轉速的總降速比，在串聯的雙軸傳動間畫上u(k→k+1)，從而確定了各傳動副的傳動比。同理主軸只有3+3（22－1）=12級反轉。完成了運動方案的確定和機構化設計，繪制系統結構原理圖，機構的零件圖第2章 機床的規格和用途以及主要參數的確定CA6140型普通車床的主要組成部件有：主軸箱、進給箱、溜板箱、刀架、尾架、光杠、絲杠和床身。從大處講，聯系實際是指在進行機床工藝可能性的分析。為此，許多企采用自動機床、組合機床和專用機床組成自動或半自動生產線。主軸三支撐均采用滾動軸承；進給系統用雙軸滑移共用齒輪機構；縱向與橫向進給由十字手柄操縱，并附有快速電機。本設計為CA6140機床的主軸箱。主軸箱通常主要由下列裝置和機構組成：齒輪變速裝置；定比傳動副；換向裝置；起動停止裝置；制動裝置；操縱裝置；密封裝置；主軸部件和箱體。由原先的只為滿足加工成形而要求刀具與工件間的某些相對運動關系和零件的一定強度和剛度，發展至今日的高度科學技術成果綜合應用的現代機床的設計，也包括計算機輔助設計（CAD）的應用。科學技術的進步和機械產品市場競爭的日益激烈，致使機械產品不改型、更新換代、批量相對減少，質量要求越來越高。從小處講，指對設計的機床零部件的制造，裝配和維修要進行認真的，切實的考慮和分析，綜合思考的設計方法。 CA6140機床廣泛的應用于機械加工行業中，CA6140機床主軸箱的作用就是把運動源的恒定轉速改變為主運動執行件（主軸、工作臺、滑枕等）所需的各種速度；傳遞機床工作時所需的功率和扭矩；實現主運動的起動、停止、換向和制動。Y系列電動機結構簡單、起動性能好、工作可靠、價格低廉、維護方便、高效、節能、起動轉矩大、噪聲低、振動小、運行安全可靠。軸Ⅱ的運動分別可分別通過三對齒輪副、傳給軸Ⅲ。CA6140主軸箱中共有15根軸，軸的定位要靠箱體上安裝空的位置來保證，因此，箱體上安裝空的位置的確定很重要。 普通V帶的選擇應保證帶傳動不打滑的前提下能傳遞最大功率，同時要有足夠的疲勞強度，以滿足一定的使用壽命。 =（D+d）/2＝67mm。基準循環次數；查表31（以下均參見《機床設計指導》） m—疲勞曲線指數，查表31；—速度轉化系數，查表32；—功率利用系數，查表33；—材料強化系數，查表34；—的極限值，見表35，當≥時，則取=；當＜時，取=；—工作情況系數，中等沖擊的主運動，取=~；—動載荷系數，查表36；—齒向載荷分布系數，查表39；Y—標準齒輪齒形系數，查表38；[]—許用接觸應力（MPa）,查表39；[]—許用彎曲應力（MPa），查表39。；ρ—齒面摩擦角，；β—齒輪的螺旋角；β＝0故N花鍵軸鍵側擠壓應力的驗算花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為： （531）式中 —花鍵傳遞的最大轉矩（）； D、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L—花鍵工作長度； N—花鍵鍵數； K—載荷分布不均勻系數，K=～； （532）故此花鍵軸校核合格 圖56 機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進行疲勞驗算。基準循環次數；查表31（以下均參見《機床設計指導》） m—疲勞曲線指數，查表31；—速度轉化系數，查表32；—功率利用系數，查表33；—材料強化系數，查表34；—的極限值，見表35，當≥時，則取=；當＜時，取=；—工作情況系數，中等沖擊的主運動，取=~；—動載荷系數，查表36；—齒向載荷分布系數，查表39；Y—標準齒輪齒形系數，查表38；[]—許用接觸應力（MPa）,查表39；[]—許用彎曲應力（MPa），查表39。時，應考慮采用三支撐結構。 m初算的齒輪模數（mm）。 齒輪的徑向力： （574）式中 α—為齒輪的嚙合角；ρ—齒面摩擦角；β—齒輪的螺旋角；= （575）符合校驗條件花鍵軸鍵側擠壓應力的驗算花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為： （576）式中 —花鍵傳遞的最大轉矩（）； D、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L—花鍵工作長度； N—花鍵鍵數； K—載荷分布不均勻系數，K=～； （577）故此三軸花鍵軸校核合格 圖510 軸組件的剛度驗算兩支撐主軸組件的合理跨距：主軸組件的跨距對其剛度的影響很大，在繪制主軸組件的結構草圖后，可以對合理跨距L。對硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗算齒根彎曲應力。 —該軸的計算轉速（r/min）。 故軸承校核合格 圖514 傳動系統的Ⅴ軸及軸上零件設計 驗算齒輪強度，應選擇相同模數承受載荷最大的齒數最小的齒輪，進行接觸應力和彎曲應力驗算。軸上的斜齒輪采用調質處理的方式進行熱處理傳至五軸時的最大轉速為：N== （5102） 斜齒輪為264，且齒寬為B=35mm u==≤[]=1560MP （5103 ）故斜齒輪符合標準 圖515驗算80：80N== B=26mm u=1 （5104）=≤[]=1250MP（5105）故此齒輪合格驗算50：50N== B=10mm u=4 （5106）=≤[]=1250MP （5107）故此齒輪合格對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。—合理跨距； C —主軸懸伸梁； ﹑—后﹑前支撐軸承剛度 該一元三次方程求解可得為一實根： (5116) 機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進行疲勞驗算。 對于一次設計來說，總體安排很重要。在平時的設計中，指導教師何老師給了我們很大的自我自由時間，充分發揮了我們自己的能力，使我們對四年來所學的知識作了一次徹底的