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摘要CA6140型卧式车床是普通精度级的万能机床,它的特有功能是车削一定范围内的各种螺纹,包括切削公制螺纹、英制螺纹、模数螺纹和径节螺纹的功能,要求进给传动链的变速机构能严格准确地按照标准螺距数列来变化CA6140型卧式车床进给箱固定在床身左前面,内有进给运动的变换装置及操纵机构,其功能是改变被加工螺纹的螺距或机动进给的进给量变换装置包括移换机构,用来实现倒数关系及特殊因子;基本螺距机构,用来实现车削出导程值按等差数列排列的螺纹;倍增机构,用来实现车削螺纹的导程值成倍数关系变化的螺纹当U倍=1时发现一条新的传动链,可以提高部分公制及模数螺纹的切削精度,并使传动路线大大缩短关键词进给箱;变换装置;移换机构;基本螺距机构;倍增机构目录1绪论-----------------------------------------------------------------12CA6140进给箱传动方案设计----------------------------------
42.1CA6140普通车床简介-------------------------------------------------------------------------
42.2进给箱的传动机构-----------------------------------------------------------------------------
52.3进给箱切螺纹机构设计----------------------------------------------------------------------
82.4切螺纹系统及齿数比的确定---------------------------------------------------------------
92.5增倍机构设计以及移换机构设计--------------------------------------------------------
102.6车制螺纹的工作过程-------------------------------------------------------------------------123主要零件设计-----------------------------------------------------
213.1齿式离合器的设计-----------------------------------------------------------------------------
213.2各轴及轴上组件的设计验算---------------------------------------------------------------
213.
2.1中心距a的确定----------------------------------------------------------------------------
223.
2.2XII轴上齿轮的设计验算-----------------------------------------------------------------
223.
2.3XIV轴上齿轮的验算----------------------------------------------------------------------
253.
2.4XIV轴的设计验算-------------------------------------------------------------------------
303.
2.5XV轴上齿轮的设计验算-----------------------------------------------------------------
353.
2.6XV轴的设计验算--------------------------------------------------------------------------
383.
2.7XVI轴齿轮的设计验算-------------------------------------------------------------------404双联滑移齿轮进给箱传动系统的研究-----------------------
444.1新传动链车公制螺纹-------------------------------------------------------------------------
444.2新传动链车模数螺纹-------------------------------------------------------------------------
454.3新传动链的特点及适用范围---------------------------------------------------------------46结论---------------------------------------------------------------------------48致谢---------------------------------------------------------------------------49参考文献---------------------------------------------------------------------501绪论
1、毕业设计的目的及意义毕业设计是本科生教学活动中最后的一个重要环节通过这个教学环节要求达到下列几个目的
1、通过毕业设计,把在本科阶段中所获得的知识在实际的设计工作中综合地加以运用使这些知识得到巩固,加强和发展,并使理论知识和生产实践密切地结合起来因此,毕业设计是大学学习阶段的总结性作业
2、毕业设计是高等学校学生第一次进行的比较完整的设计过程通过毕业设计,培养学生独立工作、发现问题和解决问题的能力;能根据设计课题查找有关的资料,了解本课题的前沿和发展方向;树立正确的设计思想,掌握设计的基本方法和步骤,为以后从事设计工作打下良好的基础
3、使学生能够熟练地应用有关参考资料,计算图表、手册,图集,规范,并熟悉有关国家标准和部颁标准如GB,JB等,以完成一个工程技术人员在机械工程设计方面所必须具备的基本训练
2、毕业设计的内容⑴方案论证;⑵总体分析、设计、计算;⑶传动设计;⑷进给箱及部分组件、零件设计⑸相关资料检索、翻译
3、完成后应交的作业(包括各种说明书、图纸等)
1.毕业设计全部资料光盘
2.毕业设计说明书(正文不少于
1.5万字)
3.总体装配图、进给箱装配图及部分组件、零件图(合计不少于3张A0图量)
4.相关内容检索资料与翻译(原文不少于15000字符)
4、设计步骤1准备阶段
1、根据设计题目进行相关资料的查找与检索了解本课题的前沿动态和发展方向
2、进行设计前应先准备好有关的设计资料、手册、图册及工具等
3、对设计任务书进行详细的研究和分析,明确设计要求和内容;分析原始数据和工作条件
4、拟定总的设计步骤和进度计划
5、毕业设计进度计划表:(见下页)2设计与计算CA6140普通车床的加工范围较广,可以用于加工轴类、套筒类和盘类的回转表面,如车削内外圆表面,它还常用于车削各种常用螺纹,且这次设计是根据加工螺纹的要求来进设计主要工作是对进给箱的机构及其传动比进行设计,主要包括其基本组、增倍组等各齿轮的齿数选择以及内部结构如轴的设计、齿轮的设计、轴上零件的固定方式、润滑、密封等
5、完成日期及进度自2009年03月16日起至2009年06月19日止进度安排
03.16~
03.20:熟悉设计内容,准备相关资料
03.21~
03.29:相关资料检索、阅读、分析,确定设计方案,完成开题报告
03.30~
06.01:设计,绘图
06.02~
06.11:编写毕业设计说明书
06.12:提交毕业设计全部资料
06.13~
06.19:总结及答辩
6、设计时应注意的事项
(1)发挥独立工作能力设计中发现的问题,应该首先自己考虑,提出自己的看法和意见,与指导教师一同研究,不应向指导教师要答案,对设计中的错误和解决途径,可由教师指出,但具体答案也应该由自己去找对给出的回转式破碎机结构图,仅供设计时参考,对结构图必须作仔细的研究和比较,以明确优、劣,正、误,取长补短,改进设计,切忌盲目照抄
(2)贯彻三边的设计方法设计时应贯彻边画、边算、边修改的设计方法产品的设计总是经过多次的修改才能得到较高的设计质量,因此在设计时应该避免害怕返工或单纯追求图纸的表面美观,而不愿意修改已发现的不合理地方
(3)及时检查和整理计算结果设计开始时,就应准备一本稿本,把设计过程中所考虑的主要问题及一切计算写在稿本上,这样便于随时检查、修改,并容易保存,不要采用零散稿纸,以免散失而需重新演算,造成时间浪费要向指导教师提出的问题和解决问题的方法,以及从其它参考书籍中摘录的资料和数据,也应及时记在稿本上,使各力‘面的问题都做到有根有据,理由充分,这样在最后编写计算说明书时,可以节省很多时间2CA6140进给箱传动方案设计
2.1CA6140普通车床简介CA6140型卧式车床是普通精度级的万能机床,它能完成多种加工工艺轴类、套筒类和盘类的回转表面,如车削内外圆柱面、圆锥面、环槽及成型回转面,车削端面及各种常用螺纹,还可以进行扩孔、钻孔、绞孔、和滚花等工作CA6140型普通车床的加工范围较广,由于它的结构复杂,而且自动化程度低,所以适用于单件、小批生产及修配车间,它的结构主要部件组成有
(1)主轴箱主轴箱内装有主轴,以及主轴变速和变向的传动齿轮通过卡盘等夹具装夹工件,使主轴带动工件按需要的转速旋转,以实现主运动;
(2)刀装部件主要由床鞍(大拖板)、横拖板、小拖板和四方刀架等组成,用于装夹车刀,并使车刀作纵向、横向或斜向的运动;
(3)尾架主要用其后顶尖支撑工件,也可安装钻头、绞刀导孔加工刀具,以进行孔加工,还可适当调整,实现加工长锥形的工件;
(4)进给箱进给箱内有进给运动的变速装置及操纵机构,其功能是改变被加工螺纹的螺距或机动进给的进给量;
(5)溜板箱溜板箱的功能是把进给箱的运动传递给刀架,使刀架事项纵向进给、横向进给,快速移动或车螺纹;
(6)床身床身是车床的基本支撑件,为机床各部件的安装基准,使机床各部件在工作过程中保持准确的相对位置;
(7)光杠和丝杠光杠用于一般车削,丝杠用于车削螺纹CA6140普通车床的主要技术性能如下主要参数及要求⑴工件最大回转直径400mm,工件最大长度1000mm;⑵主轴转速正转(24级)10-1400r/min,反转(12级)14-1580r/min;⑶加工螺纹公制螺纹导程1-192mm,英制螺纹2-24牙/英寸,模数螺纹m=
0.25-48mm,径节螺纹1-96牙/英寸;⑷进给范围纵向(64级)
0.023-
25.4mm/r,横向(64级)
0.011-
12.6mm/r;⑸电机功率主电机
7.5KW刀架纵向快速速度4米/分车削螺纹范围公制螺纹44种S=1~192mm英制螺纹20种α=2~24牙/英寸模数螺纹39种m=
0.25~48mm径节螺纹37种DP=1~96牙/英寸主电动机
7.5千瓦,1450转/分
2.2进给箱的传动机构CA6140型卧式车床进给箱又叫走刀箱,它固定在床身左前面,内装有进给变速机构,用来变换进给量和各种螺纹的导程,进给运动链使刀架实现纵向或横向的进给运动及变速换向进给链从主轴起经换向机构、挂轮、进给箱,再经光杠或丝杠,溜板箱最后至纵溜板或横溜板普通车床的特有功能是车削一定范围内的各种螺纹,要求进给传动链的变速机构能严格准确地按照标准螺距数列来变化所以普通车床进给传动链的变速机构(包括挂轮和进给箱的变速机构)主要是依据各种螺纹的标准螺距数列的有要求,同时兼顾到以便车削的进给量范围来设计的传动链中的螺纹进给传动链是主轴一转,刀架移动S毫米(导程S=kP其中k为实数,P为螺距)13U0×Ux×P丝=S--------------------------------------------------------------------------
1.2-1其中U0为主轴至丝杠之间全部定比传动机构的固定传动比,是一个常数Ux为主轴至丝杠之间换置机构的可变传动比P丝为机床丝杠的螺距,CA6140机床的P丝=12mmS为被加工螺纹的导程
2.3进给箱切螺纹机构设计CA6140型车床具有切削公制螺纹、英制螺纹、模数螺纹和径节螺纹的功能,机床的纵向丝杠螺纹用公制,螺距P=12mm代入式
1.2-1得主轴每转一下,刀架移动量为S毫米,这即为车削螺纹的导程值对于单头螺纹是螺距值,因此当螺纹的基本参数不是用螺距表示时必须将其加以换算,然后代入式(
1.2-1)具体方法如下公制螺纹其基本参数为螺距Pmm因而S=Pmm;英制螺纹基本参数l为每一英寸长度内包含的牙数a即a(牙/英寸)因而,英制螺纹的螺距为Sa=
24.5/a毫米;模数螺纹公制螺杆上的螺纹称模数螺纹,它的基本参数是以螺杆相啮合的蜗轮模数m(mm)来表示,因而,模数螺纹的螺距Tm应等于蜗杆的周节长度,即Pm=πm,Sm=kPm=kπm;径节螺纹英制蜗杆上的螺纹称为径节螺纹,它的基本参数是以与螺杆相啮合的蜗轮参数径节DP来表示,径节的DP=Z/D(牙/英寸)其中Z和D分别为蜗轮的齿数和分度圆直径(英寸),即蜗轮或齿轮折算到每英寸分度圆直径上的齿数因而径节螺纹的导程为PDP=π/DP(in)≈
25.4π/DP,SDP=kPDP=
25.4kπ/DP螺纹种类螺纹公称参数螺纹种类参数代号单位螺距S(mm)公制螺纹螺距PMmS=kP英制螺纹每英寸牙数a牙/英寸Sa=kPa=
25.4R/a模数螺纹模数mmmSm=kPm=km径节螺纹径节DP英寸SDP=kPDP=
25.4kπ/DP表
1.3-1各种螺纹的公称参数及螺距
1、米制螺纹将常用的米制螺纹标准数据t的数列
1、
1.
25、
1.
5、
1.
75、
2、
2.
5、
3、
3.
5、
4、
5、
5.
5、
6、
7、
8、
9、
10、
11、12排列成下表
1.3-1所示——1——
1.25——
1.
51.
7522.
252.5——
33.
544.
555.56789101112表
1.3-2标准米制螺纹导程由表中可以看出各横行的螺距数列是等差数列,而纵列是等比数列即
1、
2、
4、8的公比数是2,根据这些特点,在进给箱中可用一个变速组来变换得到某一横行的等差数列,这个变速组的传动比应是等差数列,通常称为基本组以此为基础,再串联一个扩大组,把基本组得到的螺距按1248关系增大或缩小,而得到全部螺距数列,此扩大组通常称“增倍组”根据进给传动降速机构在后的原则,取ib=
1、1/
2、1/
4、1/8机床所能加工的其他三种螺纹中,径节螺纹较少用,这三种螺纹的公称参数列在表中公制和英制螺纹及模数和径节螺纹之间的倒数关系和特殊因子为
25.4;公制和模数螺纹及英寸和径节螺纹之间特殊因子为π上述倒数关系和特殊因子
25.4及π的关系都要在设计切螺纹系统时给予解决现将车床上这四种螺纹所能加工的螺距T及其和公制螺纹的关系列于表
1.3-3和表
1.3-4从表中可以看出这四种螺纹的基本参数有一个共同的变化特点,即在横行上是等差数列,而在纵行上按2倍的关系扩大或缩小,我们可以考虑到用车公制螺纹的基本组和扩大组来加工另外三种螺纹
2、模数螺纹我们只需改变公制螺纹传动链中的某个传动比,使平衡式左边产生一个特殊因子π,以便在运动中与螺距Pm=πm的因子π消去,从而变换基本组和增倍组的传动比,就可以像公制螺纹那样,得到分段等差数列的模数系列倍比关系公制及模数螺纹(P及m)1/32——
0.25————————1/16——
0.5————
0.75——1/8——1——
1.
251.5——1/
41.752[
2.25]
2.53[
2.75]1/
23.
544.
5565.517891012
[11]表
1.3-3CA6140车床加工螺纹基本参数的排列规律注[]内数值为模数螺纹所独有
3、英制螺纹它和公制螺纹螺距数列有两点区别a、英制螺纹每英寸牙数a换算成螺距Ta=
25.4/amm后,a在分母上如果将上述公制螺纹的基本组的主动与从动关系颠倒过来,即基本组的传动比变为1/ij,那么就可以利用具有等差数列的传动比ij来得到参数a的等差数列;b、英制螺纹的螺距数值中有一个数字因子
25.4,因需要改变其中的某些传动比,使平衡式左边能产生一个因子
25.4,以便与英制平衡式
25.4相抵消此外,当英制螺纹要车制a分别为
3.25和19时,公制螺纹的基本组少两个传动比,故在表
1.3-3上加上19和
3.25两个模数,它们仅仅为了与英寸与径节螺纹统一而列入的故表
1.3-3变为如下表
1.3-4所示倍比关系公制及模数螺纹2n-5__
0.5____________2n-4__1____
1.25__
1.5__2n-
31.752[
2.25]__
2.5[
2.75]3{[
3.25]}2n-
23.
544.5__
55.56__2n-1789__101112__2n______{19}________表
1.3-4扩大螺纹参数的排列规律
4、径节螺纹径节螺纹的螺距TDP=
25.4π/DP(mm),其中DP也是在分母上螺距中也有一个数字银子
25.4,这些和英制螺纹相似,故可采用英制螺纹的传动路线另外,还有一个因子π,可以和模数螺纹一样用挂轮来解决倍比数英制及径节螺纹8566472——808896——4283236——404448——214161819202224——1789——101112——1/2——
44.5——5——6——1/4——2————
2.5——
33.5表
1.3-5CA6140车床加工英制及径节螺纹的基本参数排列注()内数值为径节螺纹独有
2.4切螺纹系统及齿数比的确定普通车床中的切螺纹系统有双轴滑移齿轮结构、摆移塔齿轮结构和三轴滑移齿轮结构我们选用双轴滑移齿轮结构,并且让基本组和扩大组的传动中心距相等,这样有利于减小进给箱的尺寸基本螺纹机构用来实现表
1.3-3中横行所代表的等差数列;倍增机构用来实现表
1.3-3,表
1.3-4中各纵行之间的2n关系即ud通常取
2、
1、1/
2、1/
4、1/8;扩大螺距机构传动比为Ue,用来进一步扩大螺距,Ue通常取
4、
8、
16、32等;定比传动副传动比Uf;左右螺纹换向机构传动比Ur;交换齿轮装置传动比为U;螺纹种类变换机构传动比Uk;移换机构传动比为Ui,用来实现倒数关系及特殊因子上述各组成部分传统的分布顺序如下扩大螺距结构一般放在主传动变速系统内,具体情况在CA6140主轴箱内由扩大螺纹导程结构的传动齿轮是主运动的传动齿轮只有在主轴上的离合器M2合上,主轴处于离速状态时才用扩大螺纹导程它的扩大倍数分别是
1、
4、16定比传动一般放在主轴或扩大螺距换向结构之前在主轴箱中换向结构Ur在交换齿轮之前也在床头箱中,交换齿轮设置在床头箱与进给箱之间的交换齿轮上,移换结构一般放在基本螺距结构前后二处基本螺距结构一般放在第一个移换结构之后,变换结构既可放在基本螺距结构之前,也可放在基本螺距结构之后倍增结构的传统布局是放在基本螺距之后现在,从表1-3排定的螺纹表中,取公制螺纹数列中的
6.
5、
7、
8、
9、
9.
5、
10、
11、12为基准数列则Ubj=Sj/G=SjminSj2Sj3……Sjmax/G由
6.
5、
7、
8、
9、
9.
5、
10、
11、12这个要求滑移齿轮能实现的基本螺纹参数查的机构方案编号411,为了使轴向尺寸较小选中心距为63mm,同时,由双轴滑移齿轮结构推荐方案表查得G=7(由机床设计手册P1402查得)所以Ub=
6.5/
7、7/
7、8/
7、9/
7、10/
7、11/
7、12/
72.5倍增机构设计以及移换机构设计
1、增倍机构设计考虑原则
(1)根据和基本组的同中心距取a=63;
(2)选用最常用的四速机构三轴机构根据倍数关系由机床设计手册
7.3-45查得,选用方案15,可得各齿轮的参数Z13=18,Z14=45,Z15=28,Z16=35,Z17=15,Z18=48,Z19=
28.Z20=18,m=
22、移换机构齿轮齿数确定移换机构主要用于和交换齿轮(一般放于交换齿轮之前)配合来实现特殊因子传动比Us都是为了用于实现倒数关系以及特殊因子
25.4和π,以解决各种螺纹种类变换问题一般来说,用的最多的方案就是用移换机构(Ui)来解决倒数关系和特殊因子
25.4而用交换齿轮(Uc)来解决特殊因子π这样可以简化调整即加工常用的公制和英制螺距时,不需要改变交换齿轮,只有在加工不常用的模数和径节螺纹时才改变交换齿轮当螺纹种类变换机构的传动比为Uk,则特因传动比Us为Us=Uf×Ut×Uj×Uk---------------------------------------------------------------------(
1.5-1)由此可列出螺纹系数的运动平衡式1主轴×Us×Ub×Ud×Ue=S(mm)--------------------------------------------------(
1.5-2)其中P为丝杠导程,S为工作导程,所以,Us=S/(Ub×Ud×Ue×P)---------------------------------------------------------(
1.5-3)令Ub=1,Ud=1,Ue=1时的螺纹参数分别为t
0、m
0、n
0、p0,则Ust=t0/P=1/ktUsm=πm0/P=π/kmUsn=
25.4π/(p0×P)=
25.4/kn-------------------------------------------------------------(
1.5-4)Usp=
25.4π/(p0×P)=
25.4π/kpkt,km,kn,kp为各种螺纹相应的因特系数且kt=P/t0,km=P×m0,kn=P×n0,kp=P×p0脚标t,m,n,p分别表示用于加工公制模数、英制、径节、螺纹,设加工公制和英制螺纹时的交换齿轮传动比为Uctn,加工模数螺纹时的移换机构传动比为Ucmp,加工英制和径节螺纹时移换机构的传动比Uinp,加工公制和模数螺纹时的移换机构传动比Uitm,则加工公制螺纹时的特因传动比Ust=Uf×Ur×Uctn×Uitm------------------------------------------------------------------------
1.5-5加工英制螺纹时的特因传动比Usn=Uf×Ur×Uctn×Uinp-----------------------------------------------------------------------
1.5-6两式相除得Usn/Ust=Uinp/Uitm--------------------------------------------------------------------------------
1.5-7将式(
1.5-7)中的Usn及Ust代入上式中得Uinp/Uitm=
25.4/(t0×n0)---------------------------------------------------------------------
1.5-8在绝大多数机床中Uinp和Uitm都按以下两种方案分配a当uinp=1/uitm时Unp/Uitm=UinpxUinp=
25.4/n0xt0故Uitm=sqrtn0×t0/
25.4-------------------------------------------------------------------
1.5-9Uinp=sqrt
25.4/n0×t0----------------------------------------------------------------
1.5-10b当Uitm=1时Uinp/Uitm=Uinp=
25.4/n0×t0本车床中从两轴滑移传动齿数比设计及表
1.3-3和表
1.3-4可知t0=7mmm0=
1.75n0=
1.25t/inp0=7由式(1-13)Uinp=sqrt
25.4/n0×t0=sqrt
25.4×4/49由《机床设计手册》P1435表
7.3-46查取
25.4/36由平方因子组成的近似值,即
25.4=(32×72)/54,δn=+
0.063所以
25.4=(32×72)/54×36=(32×72×22×32)/54代入公式(
1.5-10)得Uimp=sqrt(22×34×72×2)/(54×72)=36/25Uitm=25/36根据Uitm的值查表,公制螺纹经过三对齿轮传动Uitm=25/36×25/36×36/25=25/36=Z9/Z10×Z20/Z12×Z12/Z11Uinp=36/25=Z21/Z
113、交换齿轮齿数求法在双轴滑移齿轮机构中往往取Ufxut=1由式(
1.5-5)和(
1.5-6)可得Uctn=Ust/Uitm=rsn/Uinp----------------------------------------------------------------------------------(
1.5-11)Ucmp=Usm/Uitm=rsp/Uinp--------------------------------------------------------------------(
1.5-12)当Uinp=1/Uitm时,将Uinp=sqrt=
25.4/n0×t0和Usm=
25.4/n0×P代入(
1.5-11)式得Uctn=Usn/Uinp=
25.4/n0×P×sqrt
25.4/n0×t0=sqrt
25.4×t0/n0×P2由式(
1.5-12)得Ucmp=Usm/Uitm=πm0/P/Ust/Uctn=πm0/P/t0/P×Uctn=πm0/t0×Uctn又因为Uitm=25/36Uinp=36/25将其代入式(
1.5-5)及(
1.5-6)得Uctn=7/12/25/36=21/25Ucncp=25π/7×12×
25.4/36已知Usm=7π/48=Ucmp×Uitm=25/36×uc/tUst=7/12=Uitm×Uctn=36/25×uctpUsn=
25.4/21=Uinp×Uctn=25/36×uctnUsp=
25.4/84=Uinp×Ucmp=36/25×ucmp得出Ucmt=7π/48×36/25Uctp=7/12×25/36Uctn=
25.4/21×25/36Ucmp=
25.4π/84×25/36由机床设计手册查表π/4近似因子值及相对误差δ表,取齿轮变位量较小的近似因子组u=25/97×21/25=100/97×64/100×36/25而u=63/75×25/36=100/75×63/100×25/
36.所以交换齿轮Z=63Z=64Z=100Z=75Z=97至此整个进给箱齿轮传动设计全部完毕
2.6车制螺纹的工作过程1车削公制螺纹时车削公制螺纹时,进给箱中的齿式离合器M
3、M4脱开,M5接合,运动由主轴VI经齿轮副58/
58、换向机构33/33(车左螺纹时经33/25×25/33)、挂轮63/100×100/75传到进给箱中,然后由移换机构的齿轮副25/36传至轴XVI再经过28/
28、36/
28、32/28传至轴XV然后由移换机构的齿轮副组滑移变速机构,最后经离合器M5传至丝杠XIX当溜板箱中的开合螺母与丝杠相啮合时就可带动刀架车削米制螺纹,其螺距与齿轮搭配情况见表(
1.6-1),其运动式为S=1×58/58×33/33×63/100×100/75×25/36×U基×25/36×36/25×U倍×12式中U基————从轴XIV传到XV的齿轮副传动比U倍————从轴XVI传到XVII的齿轮副传动比将上式化简得S=7U基U倍由式可知,如适当的选择U基及U倍的值,就可以得到各种S值在轴XIV到XV之间共有8种不同传动比U基1=26/28=
6.5/7U基2=28/28=7/7U基3=32/28=8/7U基4=36/28=9/7U基5=19/14=
9.5/7U基6=20/14=10/7U基7=33/21=11/7U基8=36/21=12/7在轴XVI到XVII中有4中不同的传动比U倍1=18/45×15/48=1/8U倍2=28/35×15/48=1/4U倍3=18/45×35/28=1/2U倍4=28/35×35/28=1由上可知,利用基本组和倍增组可得到常用的、按等分等差数列排列的公制标准螺距表
1.6-1CA6140型普通车床的公制螺纹表从表中可以看到,能够车削的最大导程为12mm,当机床需加工大于12mm的螺纹时就得使用扩大机构正常螺距时=58/58=1扩大螺距时轴IX到III之间齿轮副80/20时U扩1=58/26×80/20×80/20×44/44×26/58=16轴IX到III之间齿轮副50/50时U扩2=58/26×80/20×50/50×44/44×26/58=4所以扩大螺距机构的功用是将螺距扩大至4到16倍2车削模数螺纹时车削模数螺纹的传动路线与公制螺纹的基本相同,唯一的差别是挂轮需换为64/100×100/97,其螺距Sm=1×58/58×33/33×64/100×100/97×25/36×U基×25/36×36/25×U倍×12=7πU基U倍/4由此式可以看出,利用车削公制螺纹的那一套U基U倍,可以车削出按分段等差数列排列的各种模数螺纹表
1.6-2是CA6140型普通车床的模数螺纹表表
1.6-2CA6140型普通车床的模数螺纹表3车削英制螺纹时为了实现特殊因子
25.4,将M3和M5离合器接合,M4脱开,同时轴XVI左端的滑移齿轮Z25移至左面位置,与固定的轴XIV上的齿轮Z36相啮合,则运动由轴XIII经M3先传到轴XV,然后传到轴XIV,再经齿轮副36/25传至轴XVI,其余部分的传动路线与车削公制螺纹时的基本相同,其传动路线运动平衡式为Sa=1r主轴×58/58×33/33×63/100×100/75×1/U基×36/25×U倍×12=4/7×
25.4U基/U倍其中63/100×100/75×36/25=63/75×36/25=
25.4/21,Sa=kTi=
25.4/a=4/7×
25.4U基/U倍,从而得a=7/4×U基/U倍×k(扣/英寸)由上式可知,只要改变基本组中的主动轴和被动轴以及改变传动链中的部分传动比使其包含特殊因子
25.4,就可以车削出按分段等差数列的各种a值的英制螺纹表
1.6-3CA6140型普通车床的英制螺纹表4车削径节螺纹时由于径节螺纹导程系列的规律与英制螺纹一样,只是含有特殊因子
25.4π,所以其传动路线与车削英制螺纹完全相同,只是挂轮需换为64/100×100/97车削径节螺纹的运动平衡式SDP=1×58/58×33/33×64/100×1/U基×36/25×U倍×12=
25.4πU倍/7U基由上式可知,只要改变U基U倍的值就可以车削出导程SDP成分段调和数列的径节螺纹5车削非标准螺纹时当需要车削非标准螺纹而用进行变换机构无法得到所要求的导程时,须将离合器M
3、M4和M5全部啮合,把轴XIII、XV、XVIII和丝杠联成一体,使运动由挂轮直接传至丝杠,被加工螺纹的导程S依靠调整挂轮架的传动比U来实现,此时运动平衡式为S=1r主轴×58/58×33/33×U挂×12,将上式简化后得到挂轮的换置公式U挂=a/b×c/d=S/12应用此换置公式,适当的选择挂轮a、b、c及d的齿数就可以车削出所需的导程S6机动进给车削外圆或内圆表面时,可使用机动进给的纵向进给车削端面时,可使用机动的横向进给1传动路线机动进给运动是由光杠经溜板箱传动的,经齿轮副36/
32、32/
56、超越离合器及安全离合器M
8、轴XXIV、蜗杆涡轮副4/29传至XXIII当运动有轴XXIII经齿轮副40/48或40/
30、30/
48、双向离合器M
6、轴XXIV、齿轮副28/
80、轴XXV传至小齿轮Z11时,由于小齿轮Z12与固定在创身上的齿条相啮合,小齿轮转动时就使刀架作机动的纵向进给当运动由轴XXIII经齿轮副40/48或40/
30、30/
48、双向离合器M
7、轴XXVIII及齿轮副48/
48、59/18传至横向进给丝杠XXX后,就使横刀架作机动横向进给2纵向机动进给量的计算机床的64种纵向进给量由4种传动路线来传动A正常进给量机床共有正常的纵向进给量32种,
0.08~
1.22mm/转这时,运动有主轴经正常螺距及公制螺纹传动路线传动B较大进给量当需要较大的进给量时,使运动由主轴经正常螺距及英制螺纹传动路线传动可得从
0.86~
1.59mm/转,8种较大的纵向进给量C加大进给量当主轴处于较低的12级转速时,如运动有主轴经扩大螺距机构及英制路线传动,可将进给量扩大4到16倍D细进给量当主轴以高转速450—1400转/分运转时,如运动由主轴经扩大螺距机构、公制螺纹传动路线及倍增组中的齿轮副18/45×15/48传动,可得到
0.028~
0.054mm/转8种进给量3横向机动进给量正常进给量时横向机动进给的运动平衡式为S横=1×58/58×33/33×63/100×100/75×25/36×U基×25/36×36/25×U倍×28/56×36/32×32/56×4/29×40/48×48/48×59/18×5将上式与S纵的运动平衡式做比较,得S横/S纵=1/2故S横=
0.5S纵由此可知,当主轴箱及进给箱中的传动路线相同时,所得到的横向进给量是纵向进给量的一半,横向进给量的级数与纵向进给量同为64种CA6140传动系统图3主要零件设计
3.1齿式离合器的设计
(1)齿式离合器的结构齿式离合器是由一对内外齿轮组成嵌合副,其特点是齿轮的加工比端面牙容易,而且强度高,在传递相同转矩条件下,其外形尺寸较其他离合器小,故结构紧凑、简单,有时还可以脱开后的外齿轮兼作齿轮传动用为了提高齿的强度并使接合方便,可将外齿制成短齿齿式离合器只能在静止后者低转速差下进行接合齿式离合器的材料和齿轮传动所用材料相同
(2)齿式离合器的强度计算齿式离合器传递转矩的能力主要由齿面压强条件确定p=2/
1.5Dzbm式中——离合器的计算转矩D——齿轮的分度圆直径z——参与啮合的实际齿数m——齿轮模数——载荷分布不均匀系数,可取
0.7~
0.8[P]——齿轮材料工作表面的许用压强,对未经热处理的齿面,可取25~40MPa,对经过热处理的齿面可取47~70MPab——内齿轮的齿宽,可取b=(
0.1~
0.2)D
3.2各轴及轴上组件的设计验算以下所用公式全部根据《机械设计》(邱宣怀主编)
3.
2.1中心距a的确定初步选择中心距为a=63且a=(Z1+Z2)×m/2则由此可算出各齿轮的模数如下XII轴上Z25的模数为2XIII轴上Z36的模数为2,Z19Z20的模数为
3.75,Z36Z33的模数为
2.25Z26Z28的模数为
2.25,Z36Z32Z36的模数为2XIV轴上Z14的模数为
3.75,Z
21、Z28的模数为
2.25,Z
28、Z25的模数为2XV轴上的Z
25、Z
28、Z18的模数为2XVI轴上的Z
35、Z
15、Z45的模数为2,Z56的模数为
1.5XVII轴上的双联滑移齿轮Z28Z48的模数为2,Z28的模数为
1.5综上可知各齿轮的齿数、模数及分度圆直径
3.
2.2XII轴上齿轮的设计验算由前面设计可知齿轮的齿数Z1=25,模数m=2,Z2=36,则可知d1=50mm,d2=72mm1齿面接触疲劳强度验算转速n1n1=1450×130/230×
0.98×51/43×63/50×64/97=378r/min功率P1P1=P×=
7.5×
0.96×
0.97×
0.98×
0.99=
5.05kw转矩T1T1=
9.55×P1/n1=
9.55××
5.05/378=127600Nmm接触疲劳极限Hlim由图
12.17c得,Hlim1=1250MPaHlim2=1150MPa圆周速度vv=πd1n1/60×1000=
0.99m/s齿宽系数d由表
12.13,取d=1齿宽b=dd1=1×50=50mm精度等级选8级载荷系数KK=KAKVKHKH(式
12.5)使用系数KA由表
12.9,KA=
1.5动载系数KV由图
12.9,KV=
1.2齿间载荷分配系数KH由表
12.10,先求Ft=2T1/d1=7580KAFt/b=227100=[
1.88-
3.21/Z1+1/Z2]cos=
1.66Z==
0.88由此得KH=
1.1齿向载荷分配系数KH由表
12.11KH=A+Bb/d+Cb=
1.36由此得K=KAKVKHKH=
1.5×
1.2×
1.1×
1.36=
2.69弹性系数ZE由表
12.12,ZE=
189.8节点区域系数ZH由图
12.16,ZH=
2.5接触最小安全系数SHmin由表
12.14,SHmin=
1.05总工作时间thth=10×300×8×
0.2=4800h应力循环次数NL由表
12.15,估计NL则指数m=
8.78NL1=Nv1=60nithiTi/Tmax(式
12.13)=2×原估计应力循环次数正确NL2=NL1/i=
1.41×接触寿命系数ZN由图
12.18,NN1=
1.25NN2=
1.35许用接触应力[H][H1]=Hlim1NN1/SHmin(式
12.11)=710×
1.25/
1.05=845MPa[H2]=Hlim2NN2/SHmin=580×
1.35/
1.05=746MPa验算HH=ZEZHZ(式
12.8)=
189.8×
2.5×
0.88×=1130MPa[H2]计算结果表明齿轮的接触疲劳强度满足要求2齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数YY=
0.25+
0.75/=
0.7齿间载荷分配系数KF由表
12.10,KF=1/Y=
1.43齿向载荷分配系数KF由图
12.14,KF=
1.3载荷系数KK=KAKVKFKF=
1.2×
1.5×
1.43×
1.3=
3.35齿形系数YF由图
12.21,YF1=
2.46YF2=
2.19应力修正系数YS由图
12.22,YS1=
1.65YS2=
1.8弯曲疲劳极限Flim由图
12.23c,Flim1=920MPaFlim2=850MPa弯曲最小安全系数SFlim由表
12.14,SFlim=
1.25弯曲寿命系数YN由图
12.24,YN1=
0.95YN2=
0.97尺寸系数Yx由图
12.25,Yx=1许用弯曲应力[F][F1]=Flim1YN1Yx/SFlim=669MPa[F2]=Flim2YN2Yx/SFlim=659MPa验算F1F1=2KT1YF1YS1Y/bd1m=486MPaF2=F1YF2YS2/YF1YS1=472MPa计算结果表明齿轮的弯曲疲劳强度满足要求
3.
2.3XIV轴上齿轮的验算由前面设计可知齿轮的齿数Z3=14,模数m=
3.75,Z4=20,则可知d3=
52.5mm,d2=75mm1齿面接触疲劳强度验算转速n2n2=n1×25/36×U基=450r/min功率P2P2=P1×
0.98×
0.99=
4.66kw转矩T2T2=
9.55×P/n2=
9.55××
4.66/450=98800Nmm接触疲劳极限Hlim由图
12.17c得,Hlim1=1250MPaHlim2=1150MPa圆周速度vv=πd3n2/60×1000=
1.24m/s齿宽系数d由表
12.13,取d=1齿宽b=dd1=1×
52.5=
52.5mm精度等级选8级载荷系数KK=KAKVKHKH(式
12.5)使用系数KA由表
12.9,KA=
1.5动载系数KV由图
12.9,KV=
1.2齿间载荷分配系数KH由表
12.10,先求Ft=2T2/d3=6095KAFt/b=174100=[
1.88-
3.21/Z3+1/Z4]cos=
1.78Z==
0.86由此得KH=
1.1齿向载荷分配系数KH由表
12.11KH=A+Bb/d+Cb=
1.36由此得K=KAKVKHKH=
1.5×
1.2×
1.1×
1.36=
2.69弹性系数ZE由表
12.12,ZE=
189.8节点区域系数ZH由图
12.16,ZH=
2.5接触最小安全系数SHmin由表
12.14,SHmin=
1.05总工作时间thth=10×300×8×
0.2=4800h应力循环次数NL由表
12.15,估计NL则指数m=
8.78NL1=Nv1=60nithiTi/Tmax(式
12.13)=
2.6×原估计应力循环次数正确NL2=NL1/i=
1.82×接触寿命系数ZN由图
12.18,NN1=
1.3NN2=
1.35许用接触应力[H][H1]=Hlim1NN1/SHmin(式
12.11)=1547MPa[H2]=Hlim2NN2/SHmin=1479MPa验算HH=ZEZHZ(式
12.8)=
189.8×
2.5×
0.86×=903MPa[H2]计算结果表明齿轮的接触疲劳强度满足要求2齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数YY=
0.25+075/=
0.67齿间载荷分配系数KF由表
12.10,KF=1/Y=
1.49齿向载荷分配系数KF由图
12.14,KF=
1.3载荷系数KK=KAKVKFKF=
1.5×
1.2×
1.49×
1.3=
3.48齿形系数YF由图
12.21,YF1=
2.46YF2=
2.19应力修正系数YS由图
12.22,YS1=
1.65YS2=
1.8弯曲疲劳极限Flim由图
12.23c,Flim1=920MPaFlim2=850MPa弯曲最小安全系数SFlim由表
12.14,SFlim=
1.25弯曲寿命系数YN由图
12.24,YN1=
0.95YN2=
0.97尺寸系数Yx由图
12.25,Yx=1许用弯曲应力[F][F1]=Flim1YN1Yx/SFlim=699MPa[F2]=Flim2YN2Yx/SFlim=659MPa验算F1F1=2KT1YF1YS1Y/bd3m=181MPaF2=F1YF2YS2/YF1YS1=176MPa计算结果表明齿轮的弯曲疲劳强度满足要求由前面设计可知齿轮的齿数Z5=21,模数m=
2.25,Z6=33,则可知d5=
47.25mm,d6=
74.25mm3齿面接触疲劳强度验算圆周速度vv=πd5n2/60×1000=
1.11m/s齿宽系数d由表
12.13,取d=1齿宽b=dd5=1×
47.25=
47.25mm精度等级选8级载荷系数KK=KAKVKHKH(式
12.5)使用系数KA由表
12.9,KA=
1.5动载系数KV由图
12.9,KV=
1.2齿间载荷分配系数KH由表
12.10,先求Ft=2T2/d5=4182KAFt/b=133100=[
1.88-
3.21/Z5+1/Z6]cos=
1.76Z==
0.86由此得KH=
1.1齿向载荷分配系数KH由表
12.11KH=A+Bb/d+Cb=
1.17+
0.16+
0.61×10×
47.25=
1.36由此得K=KAKVKHKH=
1.5×
1.2×
1.1×
1.36=
2.69弹性系数ZE由表
12.12,ZE=
189.8节点区域系数ZH由图
12.16,ZH=
2.5接触最小安全系数SHmin由表
12.14,SHmin=
1.05总工作时间thth=10×300×8×
0.2=4800h应力循环次数NL由表
12.15,估计NL则指数m=
8.78NL1=Nv1=60nithiTi/Tmax(式
12.13)=
2.6×原估计应力循环次数正确NL2=NL1/i=
1.65×接触寿命系数ZN由图
12.18,NL1=
1.3NL2=
1.35许用接触应力[H][H1]=Hlim1NL1/SHmin(式
12.11)=1547MPa[H2]=Hlim2NL2/SHmin=1479MPa验算HH=ZEZHZ(式
12.8)=
189.8×
2.5×
0.86×=1058MPa[H2]计算结果表明齿轮的接触疲劳强度满足要求4齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数YY=
0.25+075/=
0.68齿间载荷分配系数KF由表
12.10,KF=1/Y=
1.48齿向载荷分配系数KF由图
12.14,KF=
1.38载荷系数KK=KAKVKFKF=
3.68齿形系数YF由图
12.21,YF1=
2.46YF2=
2.19应力修正系数YS由图
12.22,YS1=
1.65YS2=
1.8弯曲疲劳极限Flim由图
12.23c,Flim1=920MPaFlim2=850MPa弯曲最小安全系数SFlim由表
12.14,SFlim=
1.25弯曲寿命系数YN由图
12.24,YN1=
0.95YN2=
0.97尺寸系数Yx由图
12.25,Yx=1许用弯曲应力[F][F1]=Flim1YN1Yx/SFlim=669MPa[F2]=Flim2YN2Yx/SFlim=659MPa验算F1F1=2KT1YF1YS1Y/bd1m=587MPaF2=F1YF2YS2/YF1YS1=570MPa计算结果表明齿轮的弯曲疲劳强度满足要求
3.
2.4XIV轴的设计验算由上可知,Ft1=2T2/d5=4182N,Fr1=Ft1tan=1522NFt2=2T2/d11=3952N,Fr2=Ft2tan=1438N1计算支反力水平面R1=1522×170+1438×20/250=1150NR2=1522+1438-1150=1810N垂直面R1=4182×170+3952×20/250=2528NR2=2528+3952-4182=2298N受力图见图
14.1图
14.1合成弯矩图见图
14.2M==222182Nmm图
14.2许用应力值查表
16.3,[ob]=150[-1b]=90应力校正系数=[-1b]/[ob]=90/150=
0.6当量弯矩图见图
14.3MD==229954Nmm图
14.32校核轴径齿根圆直径df1=d1-2ha+cmn=mm轴径==
29.4mm
41.625mm==
21.2mm28mm所以轴径满足要求由前面设计可知齿轮的齿数Z7=28,模数m=
2.25,Z8=28,则可知d7=63mm,d8=63mm3齿面接触疲劳强度验算圆周速度vv=πd7n2/60×1000=
1.48m/s齿宽系数d由表
12.13,取d=1齿宽b=dd7=1×63=63mm精度等级选8级载荷系数KK=KAKVKHKH(式
12.5)使用系数KA由表
12.9,KA=
1.5动载系数KV由图
12.9,KV=
1.2齿间载荷分配系数KH由表
12.10,先求Ft=2T2/d7=3136KAFt/b=
74.7100=[
1.88-
3.21/Z7+1/Z8]cos=
1.78Z==
0.86由此得KH=1/Z=
1.35齿向载荷分配系数KH由表
12.11KH=A+Bb/d+Cb=
1.37由此得K=KAKVKHKH=
1.5×
1.2×
1.35×
1.37=
3.33弹性系数ZE由表
12.12,ZE=
189.8节点区域系数ZH由图
12.16,ZH=
2.5接触最小安全系数SHmin由表
12.14,SHmin=
1.05总工作时间thth=10×300×8×
0.2=4800h应力循环次数NL由表
12.15,估计NL则指数m=
8.78NL1=Nv1=60nithiTi/Tmax(式
12.13)=
2.6×原估计应力循环次数正确NL2=NL1/i=
2.6×接触寿命系数ZN由图
12.18,NL1=
1.3NL2=
1.35许用接触应力[H][H1]=Hlim1NL1/SHmin(式
12.11)=1547MPa[H2]=Hlim2NL2/SHmin=1478MPa验算HH=ZEZHZ(式
12.8)=
189.8×
2.5×
0.86×=764MPa[H2]计算结果表明齿轮的接触疲劳强度满足要求4齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数YY=
0.25+
0.75/=
0.67齿间载荷分配系数KF由表
12.10,KF=1/Y=
1.49齿向载荷分配系数KF由图
12.14,KF=
1.38载荷系数KK=KAKVKFKF=
3.7齿形系数YF由图
12.21,YF1=
2.46YF2=
2.19应力修正系数YS由图
12.22,YS1=
1.65YS2=
1.8弯曲疲劳极限Flim由图
12.23c,Flim1=920MPaFlim2=850MPa弯曲最小安全系数SFlim由表
12.14,SFlim=
1.25弯曲寿命系数YN由图
12.24,YN1=
0.95YN2=
0.97尺寸系数Yx由图
12.25,Yx=1许用弯曲应力[F][F1]=Flim1YN1Yx/SFlim=669MPa[F2]=Flim2YN2Yx/SFlim=659MPa验算F1F1=2KT1YF1YS1Y/bd7m=332MPaF2=F1YF2YS2/YF1YS1=323MPa计算结果表明齿轮的弯曲疲劳强度满足要求
3.
2.5XV轴上齿轮的设计验算由前面设计可知齿轮的齿数Z11=18,模数m=2,Z12=45,则可知d1=36mm,d2=90mm1齿面接触疲劳强度验算转速n3n3=n2=450r/min功率P3P3=P2×
0.99×
0.98=
4.21kw转矩T3T3=
9.55×P/n3=
9.55××
4.21/450=89350Nmm接触疲劳极限Hlim由图
12.17c得,Hlim1=1250MPaHlim2=1150MPa圆周速度vv=πd11n3/60×1000=
0.85m/s齿宽系数d由表
12.13,取d=1齿宽b=dd11=1×36=36mm精度等级选8级载荷系数KK=KAKVKHKH(式
12.5)使用系数KA由表
12.9,KA=
1.5动载系数KV由图
12.9,KV=
1.2齿间载荷分配系数KH由表
12.10,先求Ft=2T3/d11=5489KAFt/b=
228.7100=[
1.88-
3.21/Z11+1/Z12]cos=
1.76Z==
0.86由此得KH=
1.1齿向载荷分配系数KH由表
12.11KH=A+Bb/d+Cb=
1.35由此得K=KAKVKHKH=
1.5×
1.2×
1.1×
1.35=
2.67弹性系数ZE由表
12.12,ZE=
189.8节点区域系数ZH由图
12.16,ZH=
2.5接触最小安全系数SHmin由表
12.14,SHmin=
1.05总工作时间thth=10×300×8×
0.2=4800h应力循环次数NL由表
12.15,估计NL则指数m=
8.78NL1=Nv1=60nithiTi/Tmax(式
12.13)=
2.6×原估计应力循环次数正确NL2=NL1/i=
1.04×接触寿命系数ZN由图
12.18,NL1=
1.3NL2=
1.35许用接触应力[H][H1]=Hlim1NL1/SHmin(式
12.11)=1547MPa[H2]=Hlim2NL2/SHmin=1478Mpa验算HH=ZEZHZ(式
12.8)=
189.8×
2.5×
0.86×=1406[H2]计算结果表明齿轮的接触疲劳强度满足要求2齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数YY=
0.25+075/=
0.68齿间载荷分配系数KF由表
12.10,KF=1/Y=
1.47齿向载荷分配系数KF由图
12.14,KF=
1.38载荷系数KK=KAKVKFKF=
3.65齿形系数YF由图
12.21,YF1=
2.46YF2=
2.19应力修正系数YS由图
12.22,YS1=
1.65YS2=
1.8弯曲疲劳极限Flim由图
12.23c,Flim1=920MpaFlim2=850MPa弯曲最小安全系数SFlim由表
12.14,SFlim=
1.25弯曲寿命系数YN由图
12.24,YN1=
0.95YN2=
0.97尺寸系数Yx由图
12.25,Yx=1许用弯曲应力[F][F1]=Flim1YN1Yx/SFlim=669MPa[F2]=Flim2YN2Yx/SFlim=659MPa验算F1F1=2KT1YF1YS1Y/bd11m=594MPaF2=F1YF2YS2/YF1YS1=574MPa计算结果表明齿轮的弯曲疲劳强度满足要求
3.
2.6XV轴的设计验算由上可知,Ft1=2T3/d9=3574N,Fr1=Ft1tan=1300NFt2=2T3/d11=5489N,Fr2=Ft2tan=1996N1计算支反力水平面R1=3574×205+5489×60/300=3540NR2=3574+5489-3540=5523N垂直面R1=1996×60+1300×205/300=1287NR2=1300+1996-1287=2009N受力图见图
15.1图
15.1合成弯矩图见图
15.2M==357836Nmm图
15.2许用应力值查表
16.3,[ob]=150[-1b]=90应力校正系数=[-1b]/[ob]=90/150=
0.6当量弯矩图见图
14.3MD==361830Nmm图
15.32校核轴径齿根圆直径df1=d1-2ha+cmn=45mm轴径==
34.3mm45mm==27mm30mm所以轴径满足要求
3.
2.7XVI轴齿轮的设计验算由前面设计可知齿轮的齿数Z13=15,模数m=2,Z14=48,则可知d13=30mm,d14=96mm1齿面接触疲劳强度验算转速n4n4=n3×U倍=450r/min功率P4P4=P3×
0.99×
0.98=
3.96kw转矩T4T1=
9.55×P/n4=
9.55××
3.96/450=84100Nmm接触疲劳极限Hlim由图
12.17c得,Hlim1=1250MPaHlim2=1150MPa圆周速度vv=πd13n4/60×1000=
0.71m/s齿宽系数d由表
12.13,取d=1齿宽b=dd1=1×30=30mm精度等级选8级载荷系数KK=KAKVKHKH(式
12.5)使用系数KA由表
12.9,KA=
1.5动载系数KV由图
12.9,KV=
1.2齿间载荷分配系数KH由表
12.10,先求Ft=2T4/d13=5607KAFt/b=280100=[
1.88-
3.21/Z1+1/Z2]cos=
1.74Z==
0.87由此得KH=
1.1齿向载荷分配系数KH由表
12.11KH=A+Bb/d+Cb=
1.35由此得K=KAKVKHKH=
1.5×
1.2×
1.1×
1.35=
2.67弹性系数ZE由表
12.12,ZE=
189.8节点区域系数ZH由图
12.16,ZH=
2.5接触最小安全系数SHmin由表
12.14,SHmin=
1.05总工作时间thth=10×300×8×
0.2=4800h应力循环次数NL由表
12.15,估计NL则指数m=
8.78NL1=Nv1=60nithiTi/Tmax(式
12.13)=
2.6×10原估计应力循环次数正确NL2=NL1/i=
0.81×10接触寿命系数ZN由图
12.18,NL1=
1.3NL2=
1.35许用接触应力[H][H1]=Hlim1NL1/SHmin(式
12.11)=1547MPa[H2]=Hlim2NL2/SHmin=1478MPa验算HH=ZEZHZ(式
12.8)=
189.8×
2.5×
0.87×=1444MPa[H2]计算结果表明齿轮的接触疲劳强度满足要求2齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数YY=
0.25+075/=
0.68齿间载荷分配系数KF由表
12.10,KF=1/Y=
1.47齿向载荷分配系数KF由图
12.14,KF=
1.38载荷系数KK=KAKVKFKF=
3.65齿形系数YF由图
12.21,YF1=
2.46YF2=
2.19应力修正系数YS由图
12.22,YS1=
1.65YS2=
1.8弯曲疲劳极限Flim由图
12.23c,Flim1=920MPaFlim2=850MPa弯曲最小安全系数SFlim由表
12.14,SFlim=
1.25弯曲寿命系数YN由图
12.24,YN1=
0.95YN2=
0.97尺寸系数Yx由图
12.25,Yx=1许用弯曲应力[F][F1]=Flim1YN1Yx/SFlim=669MPa[F2]=Flim2YN2Yx/SFlim=659MPa验算F1F1=2KT4YF1YS1Y/bd13m=641MpaF2=F1YF2YS2/YF1YS1=622MPa计算结果表明齿轮的弯曲疲劳强度满足要求4双联滑移齿轮进给箱传动系统的研究通过对进给箱传动系统的研究,发现了一条新的传动路线,当U倍=1时可以减少车削公制螺纹及模数螺纹传动链中的传动齿轮6个,使传动链大大缩短,并且提高了被加工螺纹的精度
4.1新传动链车公制螺纹当U倍=1时,新的车公制螺纹传动路线已有的传动路线新的传动链调整十分简单只须将进给箱中的离合器M4改为接合就可断开已有传动链而调整出U倍的新的传动链即车削U倍=1的公制螺纹时进给箱中的离合器M3脱开、M5接合(M
3、M5保持原状不变);而离合器M4由原来脱开调整为接合M4接合即XVII轴左边Z28滑移外齿轮滑进离合器M4的Z28内齿轮既保持轴与XIV与XVII联成一轴,其传动比UXVII—XVII=1,与U倍=1等效;(因在老传动链中,UXVII—XVII=25/36×36/25×U倍);同时又自动断开了U倍=1时已有的传动链(U基-XIV-25/36-36/25-XV-U倍–XVII)的传动换言之,新老传动链不可能同时传动使XVII转动,这样可以避免新老传动链运动之间的相互干扰M4接合后,运动有主轴VI经齿轮副58/58轴IX至XI间的换向机构,挂轮63/100×100/75传至进给箱XII,然后再经齿轮副25/36,轴XIII-XIV间的滑移齿轮变速机构(基本螺距组),经离合器M4直接传至XVII轴,此时XIV轴与XVII轴间的传动比UXIV—XVII=1,与已有的传动路线中UXIV—XVII=(25/36)×36/25×28/35×35/28=1等效,而传递链中的齿轮数减少6个,这6个齿轮的制造和安装误差带来的对加工螺纹精度的影响可完全避免车公制螺纹新的传动路线为由前面车削公制螺纹的公式可以看出S=1×58/58×33/33×63/100×100/75×25/36×U基×25/36×36/25×U倍×12当U倍=1时,S=7U基也就是说新的传动链同样可以车削导程为
7、
8、
9、
10、
11、12mm的公制螺纹
4.2新传动链车模数螺纹当U倍=1时,车削模数螺纹与车削公制螺纹一样,只须将离合器M4由原来脱开改为接合,即可调整出一条新的传动链,可用其来加工精度高的模数螺纹其新老传动路线为由前面车削模数螺纹的运动平衡式可知Sm=1×58/58×33/33×64/100×100/97×25/36×U基×25/36×36/25×U倍×12当U倍=1时,Sm=7U基/4,也就是说新的传动链可以车削出为
1.
75、
2、
2.
25、3mm的模数螺纹
4.3新传动链的特点及应用范围
(1)新的传动链调整简单方便只须通过离合器M4的手柄操作,就可使其脱开状态调整为结合状态
(2)新老传动链传递运动能互锁从图中可以看出,M4脱开时已有传动链传递运动给丝杠,M4结合,已有传动链当即脱开,同时新传动链接通,不会出现两条传动链同时传动的状态
(3)新传动链使用范围比较广如公制螺纹的标准导程值共有20种,其中有6个可以用新传动链来车削,适用范围为6/20=30%;模数螺纹的标准模数共有11个值,其中6个可以用它车削,适用范围为6/11=55%
(4)新的传动链的传动精度比已有的要高因新的传动链比已有的传动链少用6个齿轮,传动链打打缩短,齿轮的制造和安装误差影响小,所以新传动链的精度提高换言之,新的传动链可以使30%的公制螺纹和55%的模数螺纹的加工精度提高
(5)新传动链只适用车削U倍=1时的公制及模数螺纹综上所述,当加工U倍=1时的公制及模数螺纹,应当选用新的传动链结论CA6140机床进给箱内装有进给变速机构,用来变换进给量和各种螺纹的导程,进给运动链使刀架实现纵向或横向的进给运动及变速换向此次设计几乎涵盖了本科所学的所有专业知识,是一次综合的全面的实践设计通过指导老师的协助以及查阅相关资料文献,我完成了此次设计的全部内容,包括进给箱的总体分析、设计、计算,传动设计,进给箱及部分组件、零件设计及相关资料检索、翻译具体包括1进给箱传动设计传动机构进给箱切螺纹机构设计切螺纹系统及齿数比的确定倍增机构设计以及移换机构设计通过查阅机床设计手册,确定中心距及齿数比,进而确定各齿轮的齿数和模数2主要零件设计由以上的设计计算,验算各传动齿轮和轴,以确保设计的零件能够达到要求3新传动链的研究通过分析、归纳,得到当U倍=1时的一条新的传动路线可以使部分公制及模数螺纹的切削精度得到提高,同时缩短了传动路线当然在整个设计过程中,遇到的困难和问题是之前所没有预想到的,也在一定程度上影响了毕业设计的进度,幸亏有了指导老师的指点,并且经多方讨论解决了一些问题,保证了我及时完成设计任务不过,设计内容虽然完成了,但对于设计中一些难点并没有完全的掌握,有些只是一知半解,对于这些问题,我将在以后的学习工作中继续解决致谢首先要感谢江苏科技大学在这四年中培养了我,让我在大学期间过的很充实,并且让我掌握一定的专业技能,为踏上工作岗位打下良好的基础此次设计任务能够顺利并及时完成,必须感谢我的指导老师李钦奉教授,感谢他在这14周中对我的指导正是由于他的辅导、解疑、督促及负责任的态度,才使得我在设计过程中遇到问题能及时解决李钦奉教授给我们制定了详细的时间安排及进度安排,使得我们能够循序渐进、按质按量地完成毕业设计,给我们最后一次的学习任务画上了一个圆满的句号在这里我要再次感谢李钦奉教授!同时还要感谢在设计过程中帮助我的赵科、张静轩、邱定盛同学,正是由于他们的帮助以及相互之间的讨论,才使得我能够克服许多设计中的困难,得以完成我的毕业设计最后,我要再次感谢我的母校以及那些帮助我和支持我的老师及同学们!参考文献
[1]汪大鹏夏卿坤吴宪平陈曹胡冠显.对卧式车床双轴滑移齿轮进给箱传动系统的研究.长沙大学工程系
(410003)
[2]曹国安.改进CA6140进给箱进给系统的探讨.合肥工业大学
(230009)
[3]吴圣庄.金属切削机床.吉林工业大学.机械工业出版社,198015-37
[4]黄开榜,张庆春,那海涛.金属切削车床.哈尔滨工业大学出版社,2006年9月,第二版25-42
[5]邱宣怀.机械设计.高等教育出版社,1997
[6]黄鹤汀.机械制造装备.机械工业出版社,200821-34
[7]冯辛安编.机械制造装备设计.机械工业出版社,2006
[8]编委会编.实用机械设计手册上、下.机械工业出版社,1994
[9]顾熙棠编.金属切削机床上、下.上海科学技术出版社,1994
[10]编委会编.机械工程手册——传动设计.机械工业出版社,1996
[11]编委会编.现代实用机床设计手册(上、下).机械工业出版社,2006。