CA6140车床主轴箱的设计另外有图纸

如不慎侵害了你的权益，请联系我们告知！如不慎侵害了你的权益，请联系我们告知！绪论课题简介金属切削机床国内外争论状况[1]。产生很进展起来的。最原始的机床是依靠双手的往复运动在工件上钻孔。最初的加工当加工对象由木料逐步过渡到金属时，车圆、钻孔等都要求增大动力，于是就渐渐消灭1820发生了根本性的变化。近些年来，随着电子技术、计算机技术、信息技术以及激光高效化和多样化成为这一时代机床进展的特征，用以满足社会生产多种多样、越来越高的要求，推动社会生产力的进展[2,3]。不断提高劳动生产率和自动化程度是机床进展的根本方向。近年来，数控机床已调整便利，适应灵敏多变的产品，使得中小批生产自动化成为可能。数控机床不仅实现了柔性自动化，而且提高了生产率，降低了废品率，它已由中小批生产进入了大批量的生产领域。固然，改型便利，易实现产品的更换代，也是数控机床进入大量生产领域的重要缘由[4]。国内机床工业与国外的差距型的特种数控机床根本还是空白的[5,6]。15-190.015-61力开展科学争论，以便早日赶上世界先进水平[7,]CA6140CA6140主要技术参数如下：工件最大回转直径：在床面上……………………400床鞍上……………………210、1000、1500、2023孔径……………………48前端孔锥度…………400转速范围：10～1400/分14～1580/分加工螺纹范围：公制〔44〕……………1～1922～24/英寸0.25～48〔37〕……………1～96进给量范围：向〔64种〕…… 正常0.08~1.59毫米/转加大 1.71~6.33毫米/转横向〔64种〕……… 正常0.04~0.79毫米/转加大 0.86~3.16毫米/转刀架快速移动速度：/分/分主电机：/分快速电机：转速……………2600/分冷却泵：功率………………90/分1000CA6140主轴箱的功用[9,10]。主轴箱组成及特点卸荷带轮装置带轮传动中产生的拉力，通过轴承、法兰盘传给主轴箱，这种构造称为卸荷带轮装置。摩擦离合器主轴箱内的双向机械多片式摩擦离合器，它具有左、右两组由假设干内、外摩擦片交叠组成的摩擦片组。制动器及操纵机构制动装置的功用是在车床停机过程中，抑制主轴箱内各运动件的旋转惯性，使主轴快速停顿转动，以缩短关心时间。主轴部件主轴是车床的关键局部，在工作时承受很大的切削抗力。工件的精度和外表粗糙度，在很大程度上打算于主轴部件的刚度和回转精度。主轴变速操纵机构 要用来把握箱内一根轴上的双联滑移齿轮和另一根轴上的三联滑移齿轮。主轴箱中各传动件的润滑 主轴箱的润滑是由特地的润滑系统供给的。是箱体外循环。油液将主轴箱中摩擦所产生的热量带至箱体外的油箱中，冷却后再流入箱体，因此就可以削减主轴箱的热变形，以提高机床的加工精度[11-15]。选题依据CA6140研文献资料的力气，以及动手实践的力气，所以选择此课题。本课题由南京理工大学曹春平讲师拟定。本设计的意义和应用价值CA6140一方面可以加深对机床构造设计、机床传动系统设计的了解和把握，将自己大学四年所学的学问进展全面的整合和优化，另一方面还可以提高自己的实际动手力气，调研力气以及工程制图力气。所以，我认为选择该课题意义匪浅。争论内容及方法争论内容传动比等，同时要考虑到传动效率等问题。另还要对主要零件进展计算、争论，对主轴刚度、强度等进展计算和验算。争论方法确定传动方案和传动系统图CA6140速图，最终确定系统的传动构造、传动系统图。进展主轴箱内各构造计算及校核完成主轴箱箱体、各传动轴轴上零件计算及校核。传动方案及传动系统图的拟定确定极限转速主轴最低转速nmin

10mm/s，最高转速nmax

1400mm/s，转速调整范围为Rnn max

/nmin

14 〔2.1〕确定公比选定主轴转速数列的公比为1.26求出主轴转速级数ZZlgRn

/lg1lg14/lg1.12124 〔2.2〕确定构造网或构造式242322绘制转速图电动机的选择一般车床假设无特别要求，多承受YY-132M-4YCA6140计任务书可选择电动机参数如下：功率：7.5Kw满载转速：1450r/min传动路线及转速图的拟定安排总降速传动比总降速传动比为Unnmin/nd10/14506.67103,nmin为主轴最低转速，考虑串联的各变速组中的最小传动比。确定传动轴的轴数传动轴数＝变速组数+定比传动副数+1=6 〔2.3〕绘制转速图lgφ先安排从电动机转速到主轴最低转速的总降速比，在串联的双轴传动间画上U(kk1)min。再按构造式的级比安排规律画上各变速组的传动比射线，从而φ=1.25，查机械设计手册的公比推举值，最终取φ=1.26，2.1确定系统传动方案图主轴箱系统传动方案图如图2.2所示。1450r/min13/

1180

1120

63/5051/50

1440r/min1120230

/3866

950

30/0

50/50

900800

9047085708450

710560500450400360 320250电动机轴

802.1CA6140

20/80

200160125100806350403225201612.510

2.2主轴箱传动系统图〔a〕主传动系统传动路线VII上装有双向多片式摩擦离合器M1M1I的运动M1II，这时主轴正转。当压紧M1右部摩擦片时，轴I的M1VIIII，这时由于增加了一次外啮合，M1II运动通过齿轮传至轴III。再由轴IIIVI。主轴传动系统构造表达式如下： 56

39

20

20 38

80 80

26 M IV V M电动-130I

51

II22III50

51

58 2VI(主轴)230

3

58

0

50 M50VII34

30 63M

1 34 30

50

50 2 W=7.5kwdn=1450r/min依据以上确实定，可以初步定出的传动系统图，如图2.3所示。56518051223063565180512230635026203843394120585050508050587.5kw1450r/min¦µ2.3CA6140〔b)车削米制螺纹时传动链的传动路线191420 33右螺纹

1436 213358 33

63 100

21主轴VI IX

X XIII XIV XI左螺纹58 33 25 100 75 XI左螺纹

2625 33

2828 283628 2835

322835 28XV

25 363625

18 35 XVI45 28XVIII 35 4818 15 45 48

XIX刀架〔c)加工螺纹时的传动路线表达式可归纳如下：58正常螺纹 58 33

右螺纹 主轴VI IX33 58 80 50 44 26 33 25 V IV IV VIII XI 26 20

8020

44

25 33 63

XII100

25XIVi XV2536 100 75

36

基 36 25

公制及模数螺纹 米、英制螺纹 64

XIII 1 36 XVIi X

XII

M

合XV XIV

倍100 97

3

i 25 基 模数、径节螺纹

英制及径节螺纹 acbd

XIIIM合XVM合3 4 XVIIIM5合-XIX主轴箱主要零件的设计及校核主轴箱箱体尺寸确实定HT150HT2003.13.1轮廓尺寸长×宽×高(长×宽×高(mm3)壁厚(mm)<500×500×3008-12>500×500×300-800×500×50010-15>800×800×50012-2010%-20%，弯曲刚度下降更多，为弥补25mm22mm轴承的需求。箱体在主轴箱中起支承和定位的作用。CA614015 dd 中心距a

1

2ym 〔其中y是中心距变动系数〕 〔3.1〕

56382.25105.75(mm)

〔3.2〕 2

50342.2594.5(mm)

〔3.3〕2 2 中心距Ⅱ-Ⅶ=30342.2572(mm) 2 〔3.4〕中心距Ⅱ-Ⅲ=39412.2590(mm) 〔3.5〕 2 中心距Ⅲ-Ⅳ=50502.5125〔mm〕

〔3.6〕2 2 中心距Ⅴ-Ⅷ=4444288〔mm〕

〔3.7〕2 2 中心距Ⅴ-Ⅵ=26544168〔mm〕

〔3.8〕2 2 中心距Ⅷ-Ⅸ=5826282〔mm〕

〔3.9〕2 2 中心距Ⅸ-Ⅵ=58582116〔mm〕

〔3.10〕2 2 中心距Ⅸ-Ⅹ=3333266〔mm〕

〔3.11〕2 2 中心距Ⅸ-Ⅺ=2533258〔mm〕

〔3.12〕2 2 综合考虑其它因素后，将箱体上各轴安装空的位置确定如图3.1所示3.1主轴箱箱体各轴安装位置示意图传动轴Ⅰ各主要零件的设计轴径的估算d(100~120)

P3nP3nc用机床设计手册》表1.1—10得：V带

=0.96，取d105由转速图可得：i i0 V带

230P3P3ncn

1450∴ 转速：n 1 i

819.565(r/min)230/1300效率： 01 V带

0.96PP1 d

7.50.967.2(kw)01∴d105

105

21.67(mm) 取d

22mmP3 1n1P3 1n17.23819.565V计算V带功率pca pca =kAP 〔3.14〕查《机械设计》表8—7 得kA

=1.1 P=7.5kw所以 p =k P=7.5 1.1=8.25(kw)ca AV依据计算功率pca

及小带轮转速n1

1450r/miin，由《机械设计》图8—11，选取一般V带带型：A型 〔112～140mm〕确定带轮的基准直径dd并验算带速V初选小带轮的基准直径dd1依据V带的带型，参考《机械设计》表8—6、8—8定小带轮的的基准直径d ，d1应使d d1

dd

，取dd1

=132mm，适当整圆成dd1

=130(mm)验算带速VdndnV d11

1301450

10.0166 〔3.15〕601000取V=10m/s

601000〔c)计算大带轮的基准直径由转速图中，带轮传动比得i=23 ,再依据表8—8适当整圆 得13d id 23132233.54 进展适当整圆得dd2 d1 13 a

=230(mm)确定中心距 ，并选择V带的基准长度Ld〔a〕依据带传动的总体尺寸的限制条件或中心距的要求，结合《机械设计》中式0〔8—20〕初定中心距a 0.7(d +d )a 2(d +d )0d1 d2 0 d1 d20即 0.7360a 2360 取a =450(mm)00〔b)Ld0L 2ad0

+(d2 d1

+d d2

(d d )2d2 d14a0

〔3.16〕=900360 1002 1470.7561471(mm)2 4450Ld

Ld0a

8—2选取Ld

=1600(mm)〔c)计算中心距

L L传动的实际中心距近似为 aa0

d d0 〔3.17〕2=45016001471514.5(mm)2紧的需要，给出中心距的变化范围：aminamax

a0.015Lda0.03Ld

=514.50.0151600490.5(mm)514.50.031600562.5(mm)验算小带轮包角1由于小带轮的包角1

要小于大带轮上的包角2

，且小带轮上的摩擦力相应的小应使： 1800(d d 1 d2 d1

57.30a

900 〔3.18〕1800100

57.30514.5

1690900P

K PZ

caPr

A(PP)K K0 0

〔3.19〕8—7K

=1.18—4aPA

=1.948—4bP0

=0.15，查表8—5得K =0.98，查表8—2得K =0.99L∴Z 7.51.1 4.067 Z=5〔根〕(1.940.15)0.980.99(7〕F0由《机械设计》式8—6得单根V带所需最小初拉力为：F0min

(2.5K )P caQV2K ZV

〔3.20〕500

(2.50.98)1.17.50.98510

0.1102=137.595〔N〕(8)FP

169FP

2ZF0

sin

125(F2

)min

sin2

3.2V多片式摩擦离合器的计算径向和轴向尺寸，甚至影响主轴箱内部构造布局，故应合理选择。摩擦片对数可按下式计算：2TKZfDb[P]0

〔3.22〕式中 T——摩擦离合器所传递的扭矩〔Nmm〕N ——电动机的额定功率〔kw〕dT955104N/nd j

9551047.50.98/819.5658.56104(Nmm)〔3.23〕 n——安装离合器的传动轴的计算转速〔r/min〕j——从电动机到离合器轴的传动效率K——1.31.52-15，f=0.08D ——摩擦片的平均直径〔mm〕mD (Dd)/2(8139)/260mm 〔3.24〕mb——内外摩擦片的接触宽度〔mm〕b(Dd)/2(8139)/223mm 〔3.25〕[P]——摩擦片的许用压强〔N/mm2〕[P]2-15，1.10K ——速度修正系数1[p][p0

]KKK1 3

1.11.001.000.760.836 〔3.26〕vp〔3.27〕

D2n/61042.5 (m/s)0依据平均圆周速度v 取pK =1.001K——P10043.14-231.003K——P10043.14-220.762所以Z2MnK/fD2b[p]28.561041.4/(3.140.08602210.836)15.097〔3.28〕0取Z16Pk

确定，一般取P0.47.53(kwQ，可按下式计算：kQ[P0

0

1.13.146022112.61105

〔3.29〕式中各符号意义同前述。11.51.75〔mm0.2—0.〔mm10150.3—0.5〔mmHRC52—62。3.3多片式摩擦离合器的示意图I由于CA6140金属切削机床主轴箱里的轴I转速不是很高，运作时比较平稳，IIIZ1

24，7级，则与其相啮合的大齿轮齿数为Z2

Zi241

5128.47 取Z43

29试选载荷系数K 1.3t

95.5105P计算所传递的扭矩T1

由《机械设计》得T1

〔3.30，且由以n上计算可知：n825.217r/minP7.2kw95.5105P 95.51057.2∴T1

0.8332105(Nmm)n 825.217查《机械设计》表10-7，取得齿宽系数 1d10-6，得材料的弹性影响系数ZE

1189.8MP2a查《机械设计》图10-21d，得 600MPa , 500MPalim1 lim2计算应力循环次数，参考《机械设计》式10-13得：N60njL1 1 h

60960128300154.147109 〔3.31〕NN 1N

4.147109 1.296109 〔3.32〕2 3.2 3.2〔g〕查《机械设计》图10-19，取K 0.9，K 0.95HN1 HN21%，S=1，由《机械设计》10-12 H1 H2

K 0.9600 HN1 lim1 540 MPa 〔3.33〕S 1 475 475MPaHN2 lim2 〔3.34〕S 1计算小齿轮分度圆直径d ，由《机械设计》得1tKT31KT31tdu1uZ2H1t

， 〔3.35〕代入

中较小的值H31.30.833210531.30.833210543511151189.82475431t

73.5597(mm) 〔3.36〕计算圆周速度V：《机械设计得：V

d n1t 160

〔3.37〕1000代入已计算的数据得V 3.1473.5597 825.217 3.1768 (m/s)601000(b〕b：由《机械设计》得：b dd 1t

173.559773.5597(mm) 〔3.38〕b(c)计算齿宽与齿高之比：h

Zd 73.5597Z《机械设计得模数M t

1t 24 3.065 〔3.39〕1齿高h2.25M 2.253.0656.869(mm)tb 73.5597

∴ h

6.896

10.67依据V3.1768m/s，齿轮精度为7级，由《机械设计》图10-8得动载系数K 1.05又直齿轮K K 1《机械设计表10-2得使用系数K 1.25，v H F A由《机械设计》表10-4，用插值法得7级精度的小齿轮相对支承非对称布置时，K 1.424b10.67KH h

1.183510-13KF

1.31故载荷系数KK K K K 1.251.0511.424 1.869A v H H3K3KKt由《机械设计》式10-10ad1

d 1t

〔3.40，代入已有数据得：31.8691.3d 31.8691.31

83.0224 (mm)(f〕m：dm 1Z1

83.0224 24

3.459 〔3.41〕(3〕按齿根弯曲强度设计：10-5m

33Z 1 FaSa2KTY Y2d 1F〔a) 10-20c弯曲强度极限 500MPa， 420MPaFE1 FE2〔b)由《机械设计》图10-18,取弯曲疲乏寿命系数K 0.85，K 0.88FN1 FN2〔c)计算弯曲疲乏许用应力：取弯曲疲乏安全系数S1.4，由《机械设计》式10-12

K FN1

0.85500

303.57 (MPa) 〔3.43〕F 1 S 1.4

K FN2 FE2

0.88420

264

〔3.44〕F 2 S 1.4计算载荷系数：K K K K K 1.251.0511.31 1.719A v F F查取齿形系数：由《机械设计》表10-5得齿形系数Y 2.65 ，Y 2.53Fa1 Fa2查应力校正系数：由《机械设计》表10-5得应力校正系数Y 1.58 ，Y 1.62Sa1 Sa2

〔3.45〕

Y YFa F

，并加以比较：Y Fa1

a

2.65 1.58303.57

0.01379F 1Y Y 2.531.62Fa2 Sa2 0.014525 264F 2∴ 比较得大齿轮的数据大〔h) 设计计算:由弯曲强度设计公式为m

33Z 1 FaSa2KTY Yd 12F321.7190.8332105321.7190.83321050.01451242设计手册》可知，m0.75开头，每隔0.25m2为轴III则此时按m2,大、小齿轮的齿数分别为：1Z d1

83.0224

41.5 ，整圆成Z

431 mZ iZ2 1

2 151 43(4〕几何尺寸的计算：(a〕分度圆直径 d mZ 24386(mm)1 1d mZ 251102(mm)2 2

〔3.47〕(b〕中心距 ad1d22

861022

94(mm)

〔3.48〕(c〕齿轮宽度 b d 186 86(mm)1 d 1b d 1102102(mm)2 d 2

〔3.49〕齿轮的校核KF由《机械设计》得校核齿轮即满足： bm

Y FYYFa Sa

2T，F t d

〔3.50〕(1〕I51F 2Tt d

20.8332 105102KF∴ tbm

1.86920.83321051021022

14.968

FY Y

2642.3161.703

66.935FaSaKF比较得： bm

Y FYYFa Sa

故该齿轮符合要求。2综上该齿轮副符合要求。

3.4齿轮副示意图轴的抗弯断面惯性矩〔mm4〕花键轴Id4bN(Dd)(Dd)264

〔3.51〕=32.2468(3832.2)(3832.2)264

7.42104mm4d—花键轴的小径D—花轴的大径〔mm；b、N—花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危急断面上的最大扭矩求得：P 7.2M 104扭

1(Nmm)=955104 8.39104〔Nmm〕 〔3.52〕n 819.5651P1

—该轴传递的最大功率〔kw〕;n1—该轴的计算最小转速〔r/min。圆周力2MP

28.39 104 2.996 103N

〔3.53〕t D 56D—齿轮节圆直径〔mm〕,D=mZ。P：rPPtg()/cos(N) 〔3.52〕r tα—为齿轮的啮合角，α＝20º；ρ—齿面摩擦角，5.72；β—齿轮的螺旋角；β＝0∴P0.5Pr t

1.498103(N)

〔3.53〕花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作外表的挤压应力为：n8M maxn8Mjy d2)lNK

jy

,(MPa)

〔3.54〕式中M —花键传递的最大转矩〔Nmm；nmaxD、d—花键轴的大径和小径L—花键工作长度；N—花键键数；载荷分布不均匀系数，K=0.7～0.8； 88.39104jy (38232.22)8560.7故此花键轴校核合格

4.62MPajy

20(MPa)

3.5花键轴示意图〔简称滑动轴承〕和滚〔简称滚动轴承〕两大类。滚动轴承由于摩擦系数小，起动阻力小，而且它已标准化，选用、润滑、维护都很便利，因此在一般机器中应用较广。各种常用规格的轴承。滚动轴承具有摩擦阻力小，功率消耗少，起动简洁等优点。外圈用来和轴承座孔装配。通常是内圈随轴颈回转，外圈固定，但也可用于外圈回转外圈的滚道间滚动。轴承内、外圈上的滚道有限制滚动体沿轴向位移的作用。(1〕轴承所受的载荷径向和轴向载荷。(2〕轴承的转速故在高速时应优先选用球轴承。高速时宜选用一样内径而外径较小的轴承。外径较大的轴承，宜用于低速重载的场合。(3〕轴承的调心性能轴的中心线与轴承座的中心线不重合时，或因轴受力而弯曲或倾斜时，会造成轴下的承载力气可能低于球轴承。(4〕轴承的安装和拆卸轴承在长轴上安装时，为便于装拆，可用内圈孔为1﹕12安装在紧定衬套上。总上所述，本人选择的轴承型号如下：轴I 从左至右分别为深沟球轴承61808(2对) 61807〔6对〕轴承的校核查《机械设计手册》得滚动轴承的校核，即要满足条件：滚动轴承的额定寿命106 C

L10h

60n

T P P

T

取值为式中L —额定寿命，C—额定负载，P—当量动载荷，寿命系数，对于球轴承10h103，对于滚子轴承3。f f f f f《机械设计手册得C h m dPP nT C 〔3.55〕f f f f fnT h m dfn

—速度因数，fT

—温度因数，fh

—寿命因数，fm

—力矩载荷因数，力矩载荷较小时fm

1.5，力矩载荷较大时fm

2，fd

—冲击载荷因数106f f f f f L

L h m d将P

n T C f f fh m d

10h中得：

10h 60n f fn TI106 3.6821.53 L 105(h)10h 60819.565 0.3441 ∵L10h∴故该轴承符合要求。663233.6轴I传动轴II各主要零件的设计轴径的估算3.10—2得：d(100~120)

P3P3nc手册》表1.1—10得：V带

=0.96 ，取d105P3nc由转速图可得：i P3nc12 56n

819.565∴ 转速：n 12 i

38/56

1207.78 (r/min)12nn 1 969.670 (r/min)2 i 12

43/51效率：12

21

查《有用机床设计手册》表1.1—10得：

=0.96 ，直齿圆柱齿轮效率1

=0.98P2

P1

7.20.9920.986.9156〔kw〕要求，整个轴都可以满足要求。∴d 105

105

20.365(mm)取d6.915636.91563969.670

22〔mm〕3Pn3Pn22齿轮的校核

KF t F

，F 2T

bm Y Y t dFa SaF 2T

26.75104t d 86KF∴ bmt

1.86920.67510586862

17.060

FY YFa Sa

303.57

76.152KF比较得： bm

Y FYYFa Sa

故该齿轮符合要求。382，39、22、302.5核，齿轮都符合要求。综上轴II上的三联滑移齿轮38、43、39，符合要求，其余两齿轮也符合要求。传动轴的校核轴的抗弯断面惯性矩〔mm4〕花键轴Id4bN(Dd)(Dd)26432468(3632)(3632)2=64

6.534104mm4式中d—花键轴的小径D—花轴的大径〔mm；b、N—花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危急断面上的最大扭矩求得：P 6.9156M 104扭

2 =955104 6.81104(Nmm)n 969.6702式中N—该轴传递的最大功率〔kw〕;n—该轴的最小转速〔r/min。j传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周P：tM2MP 扭

26.81104 2.724103

Nt D 50式中D—齿轮节圆直径〔mm〕,D=mZP：rPPtg()/cos902(N)r t式中 轮的啮合角；ρ—齿面摩擦角；β—齿轮的螺旋角；M2(T)2d

mm=20mm，故校核符合要求。花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作外表的挤压应力为：nmax 8M nmax jy (D2d2)lNK jy式中M

—花键传递的最大转矩〔Nmm；D、d—花键轴的大径和小径L—花键工作长度；N—花键键数；载荷分布不均匀系数，K=0.7～0.8； 86.81104 3.08MPajy (362322)11680.7

20(MPa)故此花键轴校核合格222

3.7轴II依据轴径等要求，轴II所选的轴承从左至右分别为圆锥滚子轴承30305(1对) 30304〔1对〕查《机械设计手册》得滚动轴承的校核，即要满足条件：滚动轴承的额定寿命L 106 C

Th P 10h 60nP

T

取值为式中L —额定寿命，C—额定负载，P—当量动载荷，寿命系数，对于球轴承10h103，对于滚子轴承3。f f f f f由《机械设计手册》得C h m dPP nT Cf f f f fnT h m dfn

—速度因数，fT

—温度因数，fh

—寿命因数，fm

—力矩载荷因数，力矩载荷较小时fm

1.5，力矩载荷较大时fm

2，fd

—冲击载荷因数106f f f f f L

L h m d将P

n T C f f fh m d

10h中得：

10h 60n f fn TII1010610

3.4821.53L10h

601207.78

0.3631

9.95105(h)∵L10h∴所选轴承符合要求。传动轴III各主要零件的设计轴径的估算P3ncd(100P3nc

P3P3nc设计手册》表1.1—10得：V带

=0.96 ，取d105

i 23minn

5822969.670∴ 转速：n 23 i23

58/22

367.806〔r/min〕23子轴承效率 =0.983

23

查《有用机床设计手册》表1.1—10P3

P2

6.91560.9820.986.5089〔kw〕∴d 105

105

27.367〔mm〕取d6.508936.50893367.806

28〔mm〕3Pn3Pn33齿轮的校核

KF t F

2Tbm Y Y t dFa SaIII63F 2T

25.41104t d 126KF∴ bmt

6.892 20.541 10511261262

23.49

263.5

F

66.925KF

Y YFa

2.2681.736比较得： bm

FYYYFa

故该齿轮符合要求。III41、58、502.5，齿数为20、502行校核，齿轮都符合要求。综上轴III上的三联滑移齿轮41、58、50，符合要求，其余三个齿轮也符合要求。

图3.8 三联滑移齿轮图轴的抗弯断面惯性矩〔mm4〕花键轴d4bN(Dd)(Dd)2I64

32468(3632)(3632)2=64

6.534104mm4式中d—花键轴的小径D—花轴的大径〔mm；b、N—花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危急断面上的最大扭矩求得：P 6.5089M 955104扭

3=955104 16.9104(Nmm)n 367.8063式中N—该轴传递的最大功率〔kw〕;nj—该轴的最小转速〔r/min。力P：tM2MP 扭

216.9104 6.67103

Nt D 50式中D—齿轮节圆直径〔mm〕,D=mZ。PPr r

Ptg()/cos902(N)tα—为齿轮的啮合角；ρ—齿面摩擦角；β—齿轮的螺旋角；M2(T)2d

mm=20mm，故校核符合要求。花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作外表的挤压应力为：nmax 8M nmax jy (D2d2)lNK jy式中M

—花键传递的最大转矩〔Nmm；D、d—花键轴的大径和小径L—花键工作长度；N—花键键数；载荷分布不均匀系数，K=0.7～0.8； jy (362

816.9104 7.65MPa322)11680.7

20(MPa)故此花键轴校核合格。

3.9轴III依据轴径等要求，轴III所选轴承 从左至右分别为30306(1对) 对〕30305〔1对〕查《机械设计手册》得滚动轴承的校核，即要满足条件：滚动轴承的额定寿命L 106 C

Th P10h 60n P

T

取值为式中L —额定寿命，C—额定负载，P—当量动载荷，寿命系数，对于球轴承10h103，对于滚子轴承3。f f f f f由《机械设计手册》得C

h m dPPf fnT

nT Cf f fh m dfn

—速度因数，fT

—温度因数，fh

—寿命因数，fm

—力矩载荷因数，力矩载荷较小时fm

1.5，力矩载荷较大时fm

2，fd

—冲击载荷因数f f L

106L

f f f h m d将P

T C

10h中得：

60n f f f f fh m dn IIIn 106 3.4221.53L 10h

601148.863

0.417 1

2.16105(h)III106

3.0221.51033L 10h

601148.863

0.4551

3.07105(h)∵L10h∴III3.10III传动轴IV各主要零件的设计轴径的估算P3ncP3nc参考《有用机床设计手册》表3.10—2dP3ncP3nc

，查《有用机床设计手册》表1.1—10得：V带

=0.96 ，取d105

i 8034min n

367.806∴ 转速：n 4 i34

80/20

91.952(r/min)效率：34

23 2 1P4

P3

6.50890.9820.980.996.06(kw)∴d 105

105

42.412(mm)取d

43(mm)3Pn443Pn446.06391.9524齿轮的校核

KF t F

2T，F

bm Y Y t dFa SaF 2T

25.04104t d 100KF∴ bmt

3.554 20.504 10511001002

17.91

FY YFa Sa

243.562.32 1.70

61.75KF比较得： bm

Y FYYFa Sa

故该齿轮符合要求。802，20、513轮都符合要求。综上轴IV上的双联滑移齿轮80、50，和双联滑移齿轮20、51都符合要求。3.11IV1

3.12轴IV2轴的抗弯断面惯性矩〔mm4〕花键轴I

d4bN(Dd)(Dd)26426466(3226)(3226)2=64

3.377104mm4式中d—花键轴的小径D—花轴的大径〔mm；b、N—花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危急断面上的最大扭矩求得：4M 955104P4扭 n4

=955104 6.29105〔Nmm〕6.0691.9526.06式中N—该轴传递的最大功率〔kw〕;n—该轴的最小转速〔r/min。j传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周P：tM2 26.29105MP 3.93104(N)t D 32式中D—齿轮节圆直径〔mm〕,D=mZ。PPr r

Ptg()/cos1003(N)tα—为齿轮的啮合角；ρ—齿面摩擦角；β—齿轮的螺旋角；M2(T)2d

mm=22.32mm，故校核符合要求。花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作外表的挤压应力为：nmax 8M nmax jy (D2d2)lNK jy式中M

—花键传递的最大转矩〔Nmm；D、d—花键轴的大径和小径L—花键工作长度；N—花键键数； 86.29105 9.08MPajy (322262)11680.7

20(MPa)故此花键轴校核合格。

3.13轴IV7008C/DB 依据轴径等要求，轴IV所选轴承从左至右分别为30307(1对)7208C/ 〕查《机械设计手册》得滚动轴承的校核，即要满足条件：滚动轴承的额定寿命106 C L

Th P 10h 60nP

T

取值为式中L —额定寿命，C—额定负载，P—当量动载荷，寿命系数，对于球轴承10h103，对于滚子轴承3。f f f f f由《机械设计手册》得C h m dPP nT Cf f f f fnT h m dfn

—速度因数，fT

—温度因数，fh

—寿命因数，fm

—力矩载荷因数，力矩载荷较小时fm

1.5，力矩载荷较大时fm

2，fd

—冲击载荷因数106f f f f f L

L h m d将P

n T C f f fh m d

10h中得：

10h 60n f fn TIV106 3.53 21.5 3L 10h

601148.863

0.485

1.51

5(h)IV106

3.1121.5310L 1010h

601148.863

0.523 1

2.13 105(h)∵L10h∴IV3.14IV传动轴V各主要零件的设计轴径的估算d(100~120)

P3P3nc手册》表1.1—10得：V带i

=0.96 ，取d105P3P3nc

20n 91.952∴ 转速：n 45 i45

80/20

22.988(r/min)效率：45

23

21P5

P4

6.060.9820.980.9925.5901〔kw〕3Pn55∴d 3Pn55

105

65.538〔mm〕取d5.590135.5901322.988

66〔mm〕5 min齿轮的校核

KF t F

，F 2Tbm Y Y t dFa SaV50F 2T 24.56 104t d 150KF∴ bmt

5.483 20.456 10511501503

7.408

FY YFa Sa

243.562.32 1.70

61.75KF比较得： bm

Y FYYFa Sa

故该齿轮符合要求。合要求。

3.15齿数为80轴的抗弯断面惯性矩〔mm4〕花键轴Id4bN(Dd)(Dd)2643541526(4535)(4535)2=64

1.65106mm4式中d—花键轴的小径D—花轴的大径〔mm；b、N—花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危急断面上的最大扭矩求得：5M 955104P5扭 n5

5.5901 =955 104 22.988式中N—该轴传递的最大功率〔kw〕;n—该轴的最小转速〔r/min。j传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周P：tM2 22.32106MP 1.45105(N)t D 32式中D—齿轮节圆直径〔mm〕,D=mZ。PPr r

Ptg()/cos1450(N)t为齿轮的啮合角；ρ—齿面摩擦角；β—齿轮的螺旋角；M2(T)2d

mm=31.43mm，故校核符合要求。花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作外表的挤压应力为：nmax 8M nmax jy (D2d2)lNK jy式中M

—花键传递的最大转矩〔Nmm；D、d—花键轴的大径和小径L—花键工作长度；N—花键键数；载荷分布不均匀系数，K=0.7～0.8； jy (452

82.32106 7.63MPa 352)15260.7 jy

20(MPa)故此花键轴校核合格。

3.16花键轴依据轴径等要求，轴V所选轴承 从左至右分别为30312(2对)查《机械设计手册》得滚动轴承的校核，即要满足条件：滚动轴承的额定寿命106 C L

Th T为工作期限〔h〕,对于一般机床T取值为10h 60nP 式中L —额定寿命，C—额定负载，P—当量动载荷，寿命系数，对于球轴承10h103，对于滚子轴承3。f f f f f由《机械设计手册》得C h m dPP nT Cf f f f fnT h m dfn

—速度因数，fT

—温度因数，fh

—寿命因数，fm

—力矩载荷因数，力矩载荷较小时fm

1.5，力矩载荷较大时fm

2，fd

—冲击载荷因数106f f f f f L

L h m d将P

n T C f f fh m d

10h中得：

10h 60n f fn TV10106 3.4221.533L10h

601171.840 0.7961

7.05104(h)∵L10h∴V3.17V示意图传动轴VI各主要零件的设计轴径的估算d(100~120)

P3P3nc手册》表1.1—10得：V带i

=0.96 ，取d105P3P3nc

26n 22.988∴ 转速：n 56 i56

58/26

10.305(r/min)效率：56

23 2P6

P5

5.59010.9820.985.261kw3Pn66∴d 3Pn66

105

81.99(mm)取d5.26135.261310.305

82(mm)6 min主轴上一对齿轮的计算由于CA6140VZ124，7则与其相啮合的大齿轮齿数为Z Z2 1

58i2426

53.54 取Z2

54试选载荷系数K 1.3t

95.5105P计算所传递的扭矩T1n10.401r/minP5.261kw

T1

n∴T 1

95.5105P 95.51055.261 4.8305 106(Nmm)n 10.401查《机械设计》表10-7，取得齿宽系数d

0.410-6，得材料的弹性影响系数ZE

1189.8MP2a查《机械设计》图10-21d，得 600MPa , 500MPalim1 lim2计算应力循环次数，参考《机械设计》式10-13得：N60njL1 1 h

60960128300154.147109NN 1N

4.147109 1.2961092 3.2 3.2〔g〕查《机械设计》图10-19，取K 0.9，K 0.95HN1 HN2〔h〕1%，S=1，由《机械设计》式10-12

K HN1

lim1

0.9600540(MPa)H1 H2

S 1K 0.95500 HN2 lim2 475(MPa)KT uKT u131tdZ2uH计算小齿轮分度圆直径d1t

d1t

2.32 ，代入

中较小的值H31.34.830531.34.8305106265810.45826189.824751t

356.559 (mm)计算圆周速度V：由《机械设计》得：V

d 1t

1 ，代入已计算的数据得601000V 3.14 356.559 10.40160 1000

0.194 (r/min)b：由《机械设计》得：b d 0.4356.599142.692(mm)d 1tb计算齿宽与齿高之比：hZdZ

356.559由《机械设计》得：模数M t

1t 24 14.8571齿高h2.25M 2.2514.58733.427(mm)tb 356.559∴计算载荷系数：

h 33.427

10.67依据V0.194m/s，齿轮精度为7级，由《机械设计》图10-8得动载系数K 0.064又直齿轮K K 1《机械设计表10-2得使用系数K 1.25，v H F A由《机械设计》表10-4，用插值法得7级精度的小齿轮相对支承非对称布置时，bKH1.1835，由h10.67，及KH1.1835查《机械设计》图10-13KF1.165故载荷系数KK K K K 1.250.06411.18350.09468A v H H3K3KKt由《机械设计》式10-10ad1

d 1t

，代入已有数据得：30.094681.3d 30.094681.31

148.903 (mm)m：dm 1Z1

148.903 24

6.20433Z 1 FaSa2KTY Yd 12F10-5m由《机械设计》图10-20c查得弯曲强度极限 500MPa， 300MPaFE1 FE2由《机械设计》图10-18,取弯曲疲乏寿命系数K 0.85，K 0.86FN1 FN2S1.810-12得：

K FN1

0.85500236.111(MPa)F 1 F

S 1.8K 0.86300 FN2 FE2 143.33 (MPa)S 1.8计算载荷系数：KK K K K 1.250.06411.1650.0932A v F F查取齿形系数：由《机械设计》表10-5得齿形系数Y 2.65 ，Y 2.304Fa1 Fa2查应力校正系数：由《机械设计》表10-5得应力校正系数Y 1.58 ，Y 1.72Sa1 Sa2

Y YFa F

，并加以比较：Y Fa1

a

2.65 1.58236.111

0.0177F 1Y Y 2.304 1.72Fa2F

Sa2

143.33

0.028∴ 比较得大齿轮的数据大设计计算:由弯曲强度设计公式为m32320.09324.83051060.0280.4242

，代入数据得：3Z 3Z 1 FaSa2KTY Yd 12Fm0.750.25m5.75为V则此时按m5.75,大、小齿轮的齿数分别为：dZ 1

148.903 25.896 ，整圆成Z

261 m 5.75 1Z2几何尺寸的计算：

iZ1

58 5826〔a〕分度圆直径 d mZ 5.7526149.5(mm)1 1d mZ 5.7558333.5(mm)2 2〔b〕中心距 a

dd1

149.5333.5241.5(mm)2 2〔c〕齿轮宽度 b d 0.4149.5 59.8 (mm)1 d 1b d 0.4333.5 133.4 (mm)2 d 2齿轮的校核

KF t F

2T，F bm Y Y t dFa SaVI50F 2T

23.47 105t d 100KF∴ bmt

4.47920.34710511001002

15.54

FY YFa Sa

243.562.32 1.70

61.75KF比较得： bm

Y FYYFa Sa

故该齿轮符合要求。同理对轴VI上齿数为58模数为5.75，齿轮符合要求。

3.18齿数为50轴的抗弯断面惯性矩〔mm4〕花键轴

d4bN(Dd)(Dd)2I642