毕业设计论文_ca6140机床主轴箱设计(编辑修改稿)

毕业设计论文_ca6140机床主轴箱设计(编辑修改稿)内容摘要：

Ⅰ轴：K=，A=120 所以 ， (20.)取 28mmⅡ轴：K=，A=120 (10.) , 取 30mmⅢ轴：K=，A=110 (10.)  , 取 40mmⅣ轴：K=，A=100 (10.) mm =800r/min第 13 页 共 41 页 齿轮齿数的确定和模数的计算 齿轮齿数的确定, 取 30mmⅤ轴：K=，A=90 (901.)38dmm , 取 40mm取 39mmⅥ轴：K=，A=80 (801.)35dmm取 39mm 此轴径为平均轴径，设计时可相应调整。 齿轮齿数的确定和模数的计算 齿轮齿数的确定当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。 对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。 对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和 及小齿轮的齿数可以从表 36（机械制造装zS备设计）中选取。 一般在主传动中，最小齿数应大于 18～20。 采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于 4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。 第一组齿轮：传动比： , 10u查《机械制造装备设计》表 36，齿数和 取 88zSZ=34， =54， =39， =49；23Z4第二组齿轮：=34Z， =54，2=39，34=49；=34，5Z6=54， =447， =44，8=25，9Z10=63第 14 页 共 41 页 齿轮模数的计算传动比： , ，10u2123u齿数和 取 88：zS5Z=34， =54， =44， =44， =25， =63；67Z89Z10第三组齿轮：传动比： ,21u41齿数和 取 91：zS1Z=26， =65， =56， =35，1213Z14第四组齿轮：传动比： ,1u25齿数和 取 95：zS15Z=26， =65， =56， =35，1617Z18第五组齿轮：传动比： 1u齿数和 取 100：zS19Z=26， =6520 齿轮模数的计算(1)ⅠⅡ 齿轮弯曲疲劳的计算：  （机床主轴变速箱设计指导 P36， 为大齿轮的计算转速，jn可根据转速图确定）=26，1Z=65，2=56，13=354Z=26，15=65，6=56，17Z=358=26，19=6520Z第 15 页 共 41 页齿面点蚀的计算： 取 A=90，由中心距 A 及齿数计算出模数： 根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。 取 .(2) ⅡⅢ齿轮弯曲疲劳的计算： 齿面点蚀的计算： 取 A=121，由中心距 A 及齿数计算出模数： 根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。 取 所以取 3(3)ⅢⅣ 齿轮弯曲疲劳的计算：  齿面点蚀的计算： ，取 A=162，由中心距 A 及齿数计算出模数： 第 16 页 共 41 页根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。 取 3(4)ⅣⅤ 齿轮弯曲疲劳的计算： 齿面点蚀的计算： ，取 A=161，由中心距 A 及齿数计算出模数： 根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。 取 4m(5)ⅤⅥ 齿轮弯曲疲劳的计算：  齿面点蚀的计算： ，取 A=172，由中心距 A 及齿数计算出模数： 根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。 取 m第 17 页 共 41 页(4)标准齿轮： **度 ， ，从机械原理 表 102 查得以下公式齿顶圆 mzdaa)+(=*1齿根圆 2fhc分度圆 z齿顶高 a*=齿根高 mchf)+(齿轮的具体值见表齿轮尺寸表齿轮 齿数 Z 模数 M 分度圆 D 齿顶圆 ad1 34 85 902 54 135 1403 39 4 49 5 34 3 102 1086 54 3 162 1687 44 3 132 1388 44 3 132 1389 25 3 75 8110 63 3 189 19511 26 3 78 8412 65 3 195 20113 56 3 168 17414 35 3 105 11115 23 4 92 10016 72 4 288 29617 53 4 212 22018 42 4 168 176第 18 页 共 41 页 齿宽确定齿轮 齿根圆 fd齿顶高 ah齿根高 fh1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 102 102 10216 298 298 29817 222 222 22218 178 178 17819 186 186 18620 234 234 234 齿宽确定 由公式 得：6~10,mB为 模 数第一套啮合齿轮 ~I m19 44 4 176 18420 56 4 224 2321275Bm341B第 19 页 共 41 页 齿轮结构设计 带轮结构设计 第二套啮合齿轮 6~10380IBm 第三套啮合齿轮 I第四套啮合齿轮 42IV第五套啮合齿轮 6~100Bm一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应主动轮比小齿轮齿宽大所以 ， ， ，127,15Bm317Bm41556789108,112314,95617,425BmBm18190, 齿轮结构设计 当 时，可做成腹板式结构，再考虑16050amd到加工问题，现敲定把齿轮 14 做成腹板式结构。 其余做成实心结构。 齿轮 14 计算如下： 01~4272anDdMm， ，486Ddm， 2020~.1m103/28,12DmC 带轮结构设计 查《机械设计》P156 页，当。 30d时 ,采 用 腹 板 式567891019BmBm123489B15672m1892043Bmmd10第 20 页 共 41 页 传动轴间的中心距 轴承的选择 片式摩擦离合器的选择和计算 摩擦片的径向尺寸D 是轴承外径，查《机械零件手册》确定选用深沟球轴承6211，d=55mm,D=100mm。 带轮内孔尺寸是轴承外径尺寸 100mm。 齿《机械设计》表 810 确定参数得： ,9.,12,85.,38dafbhef 带轮宽度： 15764Bz 分度圆直径： ，dm139。 .6,L 传动轴间的中心距 md1025..9721I mI 90IV47 轴承的选择：Ⅰ轴： 6208 D=80 B=18 深沟球轴承Ⅱ轴： 7207C D=72 B=17 角接触球轴承Ⅲ轴： 7207C D=72 B=17 角接触球轴承Ⅳ轴： 7208C D=80 B=18 角接触球轴承Ⅴ轴： 7210C D=90 B=20 角接触球轴承Ⅵ轴： 3182115 D=115 B=30 双向推力球轴承mdI132mdVI190IV2第 21 页 共 41 页 按扭矩选择摩擦片结合面的数目 离合器的轴向拉紧力 反转 片式摩擦离合器的选择和计算片式摩擦离合器目前在机床中应用广泛，因为它可以在运转中接通或脱开，具有结合平稳、没有冲击、结构紧凑的特点，部分零件已经标准化，多用于机床主传动。 摩擦片的径向尺寸摩擦片的外径尺寸受到轮廓空间的限制，且受制于轴径 d，而摩擦片的内外径又决定着内外摩擦片的环形接触面积的大小，直接影响离合器的结构和性能。 一般外摩擦片的外径可取： mdD)6~2(1d 为轴的直径，取 d=55，所以1D55+5=60mm特性系数 是外片内径 与内片外径 D2 之比1取 =，则内摩擦片外径  按扭矩选择摩擦片结合面的数目一般应使选用和设计的离合器的额定静扭矩 和额定动扭jM矩 满足工作要求，由于普通机床是在空载下启动反向的，故dM只需按离合器结合后的静负载扭矩来计算。 即： 取 Z=9 离合器的轴向拉紧力由 ，得：KpSQ][查《机床零件手册》 ，摩擦片的型号如下：Z=9第 22 页 共 41 页摩擦片数5. 动力设计 传动轴的验算内片：Dp=，查表取：D=85mm，d=55mm b=,B= H=, =外片：Dp=，查表取：D=87mm，d=56mm b=,B=20mm H=48mm,H1=42mm=内外片的最小间隙为：～ 反转摩擦片数 取 Z=45. 动力设计 传动轴的验算 由于变速箱各轴的应力都比较小，验算时，通常都是用复合应力公式进行计算： ][ （MPa）—— 为复合应力（MPa）b——[ ]为许用应力 （MPa）Z=4第 23 页 共 41 页 Ⅰ轴的强度计算 作用在齿轮上的力的计算——W 为轴危险断面的抗弯断面模数 实心轴： )(323md 空心轴： )](1[340D 花键轴： )(232324 mdZbdW——d 为空心轴直径，花键轴内径——D 为空心轴外径，花键轴外径——d0 为空心轴内径——b 为花键轴的键宽——Z 为花键轴的键数M 为在危险断面的最大弯矩 2yx NmmT 为在危险断面的最大扭矩 jN41095——N 为该轴传递的最大功率——Nj为该轴的计算转速齿轮的圆周力： DTPt2齿轮的径向力： Ⅰ轴的强度计算Ⅰ轴： IP mNnjI 作用在齿轮上的力的计算第 24 页 共 41 页 已知大齿轮的分度圆直径：d=mz=39=圆角力： NDFt 径向力： tr .轴向力： 方向如图所示：由受力平衡： 0Fr12拉拉F==所以 =－（+）=－以 a 点为参考点，由弯矩平衡得：105 + （10。