【正文】 位置時，使齒輪式離合器M2接合，則軸Ⅱ的運動經(jīng)ⅢⅣⅤⅥ的背輪機構(gòu)傳給主軸，使主軸獲得中低轉(zhuǎn)速。 第4章 主要設(shè)計零件的計算和驗算 主軸箱中有主軸、變速機構(gòu)，操縱機構(gòu)和潤滑系統(tǒng)等。主軸箱除應(yīng)保證運動參數(shù)外，還應(yīng)具有較高的傳動效率，傳動件具有足夠的強度或剛度，噪聲較低，振動要小，操作方便，具有良好的工藝性，便于檢修，成本較低，防塵、防漏、外形美觀等。箱體材料以中等強度的灰鑄鐵HT150及HT200為最廣泛,(長寬高),按下表選取. 表51長寬高()壁厚(mm) 500 500 300812 500 500 300800 500 5001015 800 800 5001220由于箱體軸承孔的影響將使扭轉(zhuǎn)剛度下降10%20%，彎曲剛度下降更多，為彌補開口削弱的剛度，常用凸臺和加強筋；并根據(jù)結(jié)構(gòu)需要適當增加壁厚。如中型車床的前支承壁一般取25mm左右，后支承壁取22mm左右，軸承孔處的凸臺應(yīng)滿足安裝調(diào)整軸承的需求。 箱體在主軸箱中起支承和定位的作用。CA6140主軸箱中共有15根軸，軸的定位要靠箱體上安裝空的位置來保證，因此，箱體上安裝空的位置的確定很重要。本設(shè)計中各軸安裝孔的位置的確定主要考慮了齒輪之間的嚙合及相互干涉的問題，根據(jù)各對配合齒輪的中心距及變位系數(shù)，并參考有關(guān)資料，箱體上軸安裝空的位置確定如下：中心距(a)=1/2（d1+d2）+ym （式中y是中心距變動系數(shù)）中心距ⅠⅡ=（56+38）/2=中心距ⅠⅦ=（50+34）/2=中心距ⅡⅦ=（30+34）/2=72mm中心距ⅡⅢ=（39+41）/2=90mm中心距ⅢⅣ=（50+50）/2=125mm中心距ⅤⅧ=（44+44）/22=88mm中心距ⅤⅥ=（26+58）/24=168mm中心距ⅧⅨ=（58+26）/22=84mm中心距ⅨⅥ=（58+58）/22=116mm中心距ⅨⅩ=（33+33）/22=66mm中心距ⅨⅪ=（25+33）/22=58mm綜合考慮其它因素后，將箱體上各軸安裝空的位置確定如下圖： 圖51上圖中XIV、XV軸的位置沒有表達清楚具體位置參見零件圖。設(shè)計的箱體外觀形狀如下圖： 圖52 箱體在床身上的安裝方式，機床類型不同，其主軸變速箱的定位安裝方式亦不同。有固定式、移動式兩種。車床主軸箱為固定式變速箱，用箱體底部平面與底部突起的兩個小垂直面定位，用螺釘和壓板固定。本主軸箱箱體為一體式鑄造成型，留有安裝結(jié)構(gòu)，并對箱體的底部為安裝進行了相應(yīng)的調(diào)整。 箱體的顏色根據(jù)機床的總體設(shè)計確定，并考慮機床實際使用地區(qū)人們心理上對顏色的喜好及風(fēng)俗。箱體中預(yù)留了潤滑油路的安裝空間和安裝螺紋孔及油溝，具體表達見箱體零件圖。 普通V帶的選擇應(yīng)保證帶傳動不打滑的前提下能傳遞最大功率，同時要有足夠的疲勞強度，以滿足一定的使用壽命。設(shè)計功率 (kW） （51）——工況系數(shù)，查《機床設(shè)計指導(dǎo)》（任殿閣，張佩勤 主編）表25，； 故小帶輪基準直徑為130mm；帶速 ； （52）大帶輪基準直徑為230 mm；初選中心距＝1000mm, 由機床總體布局確定。過小，增加帶彎曲次數(shù)；過大，易引起振動。帶基準長度 （53）查《機床設(shè)計指導(dǎo)》（任殿閣，張佩勤 主編）表27，?。?800mm。帶撓曲次數(shù)＝1000mv/=； （55）實際中心距 （56） （57）故小帶輪包角 （58）單根V帶的基本額定功率,查《機床設(shè)計指導(dǎo)》（任殿閣，張佩勤 主編）表28，；單根V帶的基本額定功率增量 （59） ——彎曲影響系數(shù)，查表29，取 ——傳動比系數(shù)，查表210，故；帶的根數(shù) （510） ——包角修正系數(shù)，查表211，； ——帶長修正系數(shù)，查表212，；故 z取4；單根帶初拉力 （511） q——帶每米長質(zhì)量，查表213，； 故＝帶對軸壓力 （512） 圖53 設(shè)計多片式摩擦離合器時，首先根據(jù)機床結(jié)構(gòu)確定離合器的尺寸，如為軸裝式時，外摩擦片的內(nèi)徑d應(yīng)比花鍵軸大2～6mm，內(nèi)摩擦片的外徑D的確定，直接影響離合器的徑向和軸向尺寸，甚至影響主軸箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)布局，故應(yīng)合理選擇。摩擦片對數(shù)可按下式計算 Z≥2MnK/fb[p] （513）式中 ——摩擦離合器所傳遞的扭矩（Nmm）；＝955η/＝95511＝（）。（514） ——電動機的額定功率（kW）； ——安裝離合器的傳動軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min）； η——從電動機到離合器軸的傳動效率； K——安全系數(shù)，～； f——摩擦片間的摩擦系數(shù)，由于磨擦片為淬火鋼，查《機床設(shè)計指導(dǎo)》表取f=； ——摩擦片的平均直徑（mm）。 =（D+d）/2＝67mm。 （516） b——內(nèi)外摩擦片的接觸寬度（mm）； b=（Dd）/2=23mm； （517） ——摩擦片的許用壓強（N/）；＝＝＝ （518） ——基本許用壓強（MPa），查《機床設(shè)計指導(dǎo)》表215，； ——速度修正系數(shù) ＝n/6=（m/s） （519） 根據(jù)平均圓周速度查《機床設(shè)計指導(dǎo)》表216，； ——接合次數(shù)修正系數(shù)，查《機床設(shè)計指導(dǎo)》表217，； ——摩擦結(jié)合面數(shù)修正系數(shù)，查《機床設(shè)計指導(dǎo)》表218。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?。剑?1＝ 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）式中各符號意義同前述。摩擦片的厚度一般取2（mm），～（mm）,摩擦片的材料應(yīng)具有較高的耐磨性、摩擦系數(shù)大、耐高溫、抗膠合性好等特點，常用10或15鋼，～（mm）,淬火硬度達HRC52～62。 圖54 驗算齒輪強度，應(yīng)選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)最小的齒輪，進行接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力驗算。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應(yīng)力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲應(yīng)力。對硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗算齒根彎曲應(yīng)力。 接觸應(yīng)力的驗算公式為（MPa）≤[]（31） （521）彎曲應(yīng)力的驗算公式為 （522）式中 N齒輪傳遞功率（KW），N=； （523）T齒輪在機床工作期限（）內(nèi)的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數(shù)； 齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）。基準循環(huán)次數(shù)；查表31（以下均參見《機床設(shè)計指導(dǎo)》） m—疲勞曲線指數(shù)，查表31；—速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表32；—功率利用系數(shù)，查表33；—材料強化系數(shù)，查表34；—的極限值，見表35，當≥時，則取=；當＜時，取=；—工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運動，取=~；—動載荷系數(shù)，查表36；—齒向載荷分布系數(shù)，查表39；Y—標準齒輪齒形系數(shù)，查表38；[]—許用接觸應(yīng)力（MPa）,查表39；[]—許用彎曲應(yīng)力（MPa），查表39。如果驗算結(jié)果或不合格時，可以改變初算時選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時，就得采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施。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(zhuǎn)速為：N== （524）在離合器兩齒輪中齒數(shù)最少的齒輪為50，且齒寬為B=12mm u==≤[]=1250MP （525）符合強度要求。驗算56：=≤[]=1250MP （526）符合強度要求 圖55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。軸的抗彎斷面慣性矩（）花鍵軸 = （527） 式中 d—花鍵軸的小徑（mm）；i—花軸的大徑（mm）；b、N—花鍵軸鍵寬，鍵數(shù)；傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得： （528）式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）。 —該軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min）。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