ca6140車床主軸箱結構設計的畢業設計論文-wenkub.com

　 　

【正文】 另外，也得到了其他同學的幫助，也表示感謝。正是由于指導教師何老師的這些努力，保證了我們畢業設計的順利進行。當然這與老師的指導是分不開的，首先我要感謝我的指導老師何哲明老師，不厭其煩的為我們糾正錯誤，在老師的指導下，遇到的許多問題都一一解決了。在這次設計過程中，指導畢業設計的老師們給予我很多的支持和幫助，在此我對老師在設計中對我們的指點和教導表示衷心的感謝！ 參考文獻[1] 任殿閣,張佩勤 ．機床設計手冊[M]．遼寧科學技術出版社．1991年9月[2] 鄭文緯．東南大學機械學學科組[M]．機械原理．高等教育出版社．1997年7月[3] 付鐵．計算機輔助機械設計實訓教程[M]．北京理工大學出版社．1997年5月[4] 查康, 董敏．產品造型設計白金案例[M]．山東電子音響出版社．[5] 方世杰 ．機械優化設計[M]．機械工業出版社．[6] 曹桄,高學滿．金屬切削機床掛圖[M]．上海交通大學出版社．1984年8月[7] 吳宗澤,羅圣國．機械設計課程設計手冊[M]．高等教育出版社．1982年12月[8] 易新．金屬切削機床課程設計指導書[M]．機械工業出版社．1985年11月[9] 戴曙．金屬切削機床．機械工業出版社[M]．2000年5月[10] 周四新．PROE實用設計百例[M]．清華大學出版社．2005年3月[11] 翁世修,王良申．金屬切削機床設計指導書[M]．上海交通大學出版社．1987年8月[12] 邱宣懷．機械設計．高等教育出版社[M]．2004年5月[13] Reshtov, D. N., Portman, V. T., (1988) Accuracy of machine tools. ASME Press, New York.[14] Mishima, N. Failure Analysis，Dimensional Determination And Analysis，Applications Of Cams. Modeira, Pirtugal 致謝此次畢業設計中，我設計的題目是CA6140機床主軸箱的設計，在整個設計過程中，指導教師何哲明老師付出了很大的心血，從開始制定設計日程表，圖紙的繪制到說明書的整理，都在指導老師的指導下有條不紊的進行。從這點讓我深深的體會到“科技是第一生產力”這句話的正確與嚴峻性。 故軸承校核合格 圖516第5章 結論 CA6140的主軸箱是機床的動力源將動力和運動傳遞給機床主軸的基本環節，其機構復雜而巧妙，要實現其全部功能在軟件中的模擬仿真工作量非常大。時，應考慮采用三支撐結構。 —該軸的計算轉速（r/min）。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。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。—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： （596） 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。 齒輪的徑向力： （592）式中 α—為齒輪的嚙合角；ρ—齒面摩擦角；β—齒輪的螺旋角；= （593）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： （594）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=～； （595）故此花鍵軸校核合格 圖513兩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。Ⅸ軸上的直齒齒輪采用整淬的方式進行熱處理傳至Ⅸ軸時的最大轉速為：N== （585）齒輪的模數與齒數為332，且齒寬為B=20mm u==≤[]=1250MP （586）故齒輪符合標準驗算582的齒輪：582齒輪采用整淬N== B=20mm u=1 （587） =≤[]=1250MP （588）故此齒輪合格 圖512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。 m初算的齒輪模數（mm）。 故軸承校核合格 圖511Ⅳ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。時，應考慮采用三支撐結構。 —該軸的計算轉速（r/min）。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。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。—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： （555） 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。 齒輪的徑向力： （550）式中 α—為齒輪的嚙合角；ρ—齒面摩擦角；β—齒輪的螺旋角；= （551）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： （552）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=～； (553）故此花鍵軸校核合格 圖58兩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。Ⅱ軸上的雙聯滑移齒輪采用整淬的方式進行熱處理傳至Ⅱ軸時的最大轉速為： （538） （539）m=N== （540）在雙聯滑移齒輪中齒數最少的齒輪為38，且齒寬為B=14mmu==≤[]=1250MP （541）故雙聯滑移齒輪符合標準驗算39：39N== B=14mm u=1 =≤[]=1250MP（542）故此齒輪合格驗算22：22N== B=14mm u=4 （543）=≤[]=1250MP （544）故此齒輪合格驗算30：30N== B=14mm u=1 （545）=≤[]=1250MP （546）故此齒輪合格 圖57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。 m初算的齒輪模數（mm）。 故軸承校核合格Ⅱ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。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 （529）式中 D—齒輪節圓直徑（mm）,D=mZ。I軸上的齒輪采用整淬的方式進行熱處理傳至I軸時的最大轉速為：N== （524）在離合器兩齒輪中齒數最少的齒輪為50，且齒寬為B=12mm u==≤[]=1250MP （525）符合強度要求。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。所以 Z≥2MnK/fb[p]＝2（23＝11 臥式車床反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗確定，一般取＝＝11＝ 最后確定摩擦離合器的軸向壓緊力Q，可按下式計算：Q=b(N)＝23＝ （520