ca6140车床主轴箱的设计另外有完整图纸

ca6140车床主轴箱的设计另外有完整图纸内容摘要：

径向和轴向尺寸，甚至影响主轴箱内部结构布局，故应合理选择。 摩擦片对数可按下 本科毕业设计说明书（论文） 第 15 页 共 52 页 式计算： 02 []TKZ fD b P （ ） 式中 T—— 摩擦离合器所传递的扭矩（ Nmm ） dN —— 电动机的额定功率（ kw） 4 4 4dj9 5 5 1 0 / n 9 5 5 1 0 7 . 5 0 . 9 8 / 8 1 9 . 5 6 5 8 . 5 6 1 0TN        (Nmm) （ ） jn —— 安装离合器的传动轴的计算转速（ r/min）  —— 从电动机到离合器轴的传动效率 K—— 安全系数，一般取 f—— 摩擦片间的摩擦系数，由摩擦片为淬火钢，查《机床设计指导》表 215，取 f= mD —— 摩擦片的平均直径（ mm） ( ) / 2 ( 8 1 3 9 ) / 2 6 0mD D d    mm （ ）b—— 内外摩擦片的接触宽度（ mm） ( ) / 2 ( 8 1 3 9 ) / 2 2 3b D d    mm （ ） []P —— 摩擦片的许用压强（ 2/N mm ） 0[]P —— 基本许用压强，查《机床设计指导》表 215，取 1K —— 速度修正系数 0 1 3 2[ ] [ ] 1 . 1 1 . 0 0 1 . 0 0 0 . 7 6 0 . 8 3 6p p K K K      （ ） 240 / 6 1 0 2 .5pv D n  (m/s) （ ） 根据平均圆周速度 pv 取 1K = 3K —— P1004 表 取 2K —— P1004 表 取 所以 本科毕业设计说明书（论文） 第 16 页 共 52 页 2 4 202 / [ ] 2 8 . 5 6 1 0 1 . 4 / ( 3 . 1 4 0 . 0 8 6 0 2 1 0 . 8 3 6 ) 1 5 . 0 9 7Z M n K fD b p          （ ） 取 16Z 卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗 kP 确定，一般取0 . 4 7 . 5 3 ( )kP kw  ，最后确定摩擦离合器的轴向压紧力 Q，可按下式计算： 2 2 50 0 ( )[ ] 1 . 1 3 . 1 4 6 0 2 1 1 2 . 6 1 1 0NQ P D b K        （ ） 式中各符号意义同前述。 摩擦片的厚度一般取 、 、 2（ mm），内外层分离 时的最大间隙为 —（ mm），摩擦片的材料应具有较高的耐磨性、摩擦系数大、耐高温、抗胶合性好等特点，常用 10 或 15 钢，表面渗碳 — （ mm），淬火硬度达 HRC52— 62。 图 多片式摩擦离合器的示意图 轴 I 上的一对齿轮的计算 （ 1）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，所以初选轴 I 与轴 II 相啮合的一 对齿轮中，小齿轮的齿数为 1Z 24，齿轮精度为 7级，则与其相啮合的大齿轮齿数为21 5124 28 .4 743Z Z i     取 2 29Z （ a）试选载荷系数  （ b）计算所传递的扭矩 1T 由《机械设计》得 51 10 PT n（ ），且由以上计算可知：  r/min，  kw 本科毕业设计说明书（论文） 第 17 页 共 52 页 ∴ 55 51 9 5 . 5 1 0 9 5 . 5 1 0 7 . 2 0 . 8 3 3 2 1 08 2 5 . 2 1 7PT n      (Nmm) （ c）查《机械设计》表 107，取得齿宽系数 1d  （ d）查《机械设计》表 106，得材料的弹性影响系数 MP （ e）查《机械设计》图 1021d，得 lim1 600 MPa  , lim 2 500 MPa  （ f）计算应力循环次数，参考《机械设计》式 1013得：   9116 0 6 0 9 6 0 1 2 8 3 0 0 1 5 4 . 1 4 7 1 0hN n jL          （ ） 9 912 4 . 1 4 7 1 0 1 . 2 9 6 1 03 . 2 3 . 2NN     （ ） （ g）查《机械设计》图 1019，取 1  ， 2  （ h）计算接触疲劳许用应 力，取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由《机械设计》式 1012得：   1 l im 11 0. 9 60 0 5401HNH K S    MPa （ ）   2 l im 22 0. 95 50 0 4751HNH K S    MPa （ ） (2)计算小齿轮分度圆直径 1td ，由《机械设计》得  2131 12 .3 2 t EtdHKT Zudu    ， （ ） 代入  H 中较小的值 ∴ 253151 1 332 10 189 . 2 73. 559 7511 47543td     (mm) （ ） (a)计算圆周速度 V： 由《机械设计》得： 1160 10 00tdnV   （ ）代入已计算的数据得 3 .1 4 7 3 .5 5 9 7 8 2 5 .2 1 7 3 .1 7 6 86 0 1 0 0 0V (m/s) (b）计算齿宽 b ： 本科毕业设计说明书（论文） 第 18 页 共 52 页 由《机械设计》得： 1 1 7 3 . 5 5 9 7 7 3 . 5 5 9 7dtbd    (mm) （ ） (c)计算齿宽与齿高之比 bh： 由《机械设计》得：模数 11 dM Z   （ ） 齿高 2 . 2 5 2 . 2 5 3 . 0 6 5 6 . 8 6 9thM   (mm) ∴  (d）计算载荷系数： 根据 /V m s ，齿轮精度为 7 级，由《机械设计》图 108 得 动载系数  ，又直齿轮 1HFKK，由《机械设计》表 102 得 使用系数  ，由《机械设计》表 104，用插值法得 7 级精度的小齿轮相对支承非对称布置时，   ，由  ，及   查《机械设计》图 1013得   故载荷系数 1 .2 5 1 .0 5 1 1 .4 2 4 1 .8 6 9A v H HK K K K K         (e）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径： 由《机械设计》式 1010a 得：311ttKdd K （ ），代入已有数据得： 31 1 . 8 6 97 3 . 5 5 9 7 8 3 . 0 2 2 41 . 3d   (mm) (f）计算模数 m ： 11 Z   （ ） (3）按齿根弯曲强度设计： 由《机械设计》式 105得，弯曲强度设计公式为  13212 Fa SadFYYKTm Z  （ ） （ a) 由《机械设计》图 1020c 查得 弯曲强度极限 1 500FE MPa  ， 2 420FE MPa  （ b)由《机械设 计》图 1018,取弯曲疲劳寿命系数 1  ， 2  （ c)计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数  ，由《机械设计》式 本科毕业设计说明书（论文） 第 19 页 共 52 页 1012 得：   111 0. 85 50 0 N F EF K S   (MPa) （ ）   222 420 FEF K S   (MPa) （ ） （ d） 计算载荷系数： 1 .2 5 1 .0 5 1 1 .3 1 1 .7 1 9A v F FK K K K K         （ ） （ e） 查取齿形系数： 由《机械设计》表 105 得齿形系数 1  ， 2  （ f） 查应力校正系数： 由《机械设计》表 105 得应力校正系数 1  ， 2  （ g） 计 算大、小齿轮的  Fa SaFYY ，并加以比较：  1112 . 6 5 1 . 5 8 0 . 0 1 3 7 93 0 3 . 5 7F a S aFYY   2222 . 5 3 1 . 6 2 0 . 0 1 4 5 2 5264F a S aFYY  ∴ 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  13212 Fa SadFYYKTm Z （ ），代入数据得： 5322 1 . 7 1 9 0 . 8 3 3 2 1 0 0 . 0 1 4 5 1 . 9 3 21 2 4m     ，整圆成 2m ，查《实用机床设计手册》可知， m得取值从 开始，每隔 都有值可选，本人选择 2m 为轴I与轴 II 相啮合的那对齿轮的模数。 则此时按 2m ,大、小齿轮的齿数分别为： 11 m   ，整圆成 1 43Z 21 51 43 5143Z i Z     (4）几何尺寸的计算： (a）分度圆直径 11 2 4 3 8 6d m Z    (mm) （ ） 本科毕业设计说明书（论文） 第 20 页 共 52 页 22 2 5 1 1 0 2d m Z    (mm) (b）中心距 12 86 102 9422dda    (mm) （ ） (c）齿轮宽度 11 1 8 6 8 6dbd    (mm) （ ） 22 1 1 0 2 1 0 2dbd    (mm) 齿轮的校核 由《机械设计》得校核齿轮即满足：  FtFa SaKFbm Y Y ， 2t TF d （ ） (1）对轴 I上齿数为 51的齿轮进行校核 52 2 0 . 8 3 3 2 1 0102t TF d  ∴ 51 . 8 6 9 2 0 . 8 3 3 2 1 0 1 4 . 9 6 81 0 2 1 0 2 2tKFbm    又由计算齿轮时的数据得：   264 6 6 . 9 3 52 . 3 1 6 1 . 7 0 3FF a S aYY  比较得：  FtFa SaKFbm Y Y 故该齿轮符合要求。 同理校核轴 I 上齿数为 56，模数为 2 的齿轮经行校核，该齿轮符合要求。 综上该齿轮副符合要求。 图 齿轮副示意图 本科毕业设计说明书（论文） 第 21 页 共 52 页 轴的校核 对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。 轴的抗弯断面惯性矩（ 4mm ） 花键轴 42( ) ( )64d。