【正文】 另外，在設(shè)計過程中，也得到了其他老師的指導(dǎo)幫助，在此也表示衷心的感謝。最重要的是鍛煉了自己的設(shè)計能力。我接受的設(shè)計任務(wù)是對CA6140車床的主軸箱進行設(shè)計。 齒輪的徑向力： (5111)式中 α—為齒輪的嚙合角；ρ—齒面摩擦角；β—齒輪的螺旋角；= (5112)符合校驗條件花鍵軸鍵側(cè)擠壓應(yīng)力的驗算花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為： (5113)式中 —花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（）； D、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L—花鍵工作長度； N—花鍵鍵數(shù)； K—載荷分布不均勻系數(shù)，K=～； (5114)故此五軸花鍵軸校核合格兩支撐主軸組件的合理跨距：主軸組件的跨距對其剛度的影響很大，在繪制主軸組件的結(jié)構(gòu)草圖后，可以對合理跨距L。 m初算的齒輪模數(shù)（mm）。時，應(yīng)考慮采用三支撐結(jié)構(gòu)?；鶞?zhǔn)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(dāng)≥時，則取=；當(dāng)＜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(biāo)準(zhǔn)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。—合理跨距； C —主軸懸伸梁； ﹑—后﹑前支撐軸承剛度 該一元三次方程求解可得為一實根： （579） 機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應(yīng)進行疲勞驗算。三軸上的三聯(lián)滑移齒輪采用整淬的方式進行熱處理傳至三軸時的最大轉(zhuǎn)速為：N== （563）在三聯(lián)滑移齒輪中齒數(shù)最少的齒輪為41，且齒寬為B=12mm u==≤[]=1250MP （564）故三聯(lián)滑移齒輪符合標(biāo)準(zhǔn)驗算50：50N== B=15mm u=1 （565） =≤[]=1250MP （566）故此齒輪合格驗算633的齒輪：633齒輪采用整淬N== B=10mm u=4 （567）=≤[]=1250MP （568）故此齒輪合格驗算442齒輪：442齒輪采用整淬N== B=10mm u=1 （569）=≤[]=1250MP （570）故此齒輪合格 圖59 傳動軸的驗算對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。 （557） （558） （559）故軸承校核合格 圖58 傳動系統(tǒng)的Ⅲ軸及軸上零件設(shè)計 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。 —該軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min）。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。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）。 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。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。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。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。 傳動軸數(shù)＝變速組數(shù)+定比傳動副數(shù)+1=6先按傳動軸數(shù)及主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)格距l(xiāng)gφ畫出網(wǎng)格，用以繪制轉(zhuǎn)速圖。但由于軸ⅢⅤ間的四種傳動比為: 其中和基本相等，所以實際上主軸只能獲得23（22－1）=18級正轉(zhuǎn)，這樣主軸實際獲得6+18=24級正轉(zhuǎn)。介紹車床的演變發(fā)展過程、CA6140車床的功能用途、優(yōu)越性和發(fā)展趨勢。隨著計算機科學(xué)技術(shù)的發(fā)展，1952年，美國帕森斯公司（Parsons）和麻省理工學(xué)院（MIT）合作，研制成功里世界上第一臺以數(shù)字計算機為基礎(chǔ)的數(shù)字控制（numerical control，簡稱NC）3坐標(biāo)直線插補銑床，從而機械制造業(yè)進入了一個新階段同時，在設(shè)計中處處實際出發(fā)，分析和處理問題是至關(guān)重要的。機械加工工藝過程自動化是實現(xiàn)上述要求的重要技術(shù)措施之一，不僅能提高產(chǎn)品質(zhì)量和生產(chǎn)率，降低生產(chǎn)成本，還能改善工人的勞動條件。CA6140機床可進行各種車削工作，并可加工公制、英制、模數(shù)和徑節(jié)螺紋。另外還會改善機床的動平衡，避免震動、污染和噪音等。根據(jù)機床的用途和性能不同，有的機床主軸箱可以只包括其中的部分裝置和部件。但目前機床主軸變速箱的設(shè)計還是以經(jīng)驗或類比為基礎(chǔ)的傳統(tǒng)（經(jīng)驗）設(shè)計方法。采用專用的自動化機床加工這類零件就顯得橫不合理，而且調(diào)整或改裝專用的“剛性”自動化生產(chǎn)線投資大、周期長，有時從技術(shù)上甚至是不可能實現(xiàn)的。通過機床主運動機械變速傳動系統(tǒng)得結(jié)構(gòu)設(shè)計，在擬定傳動和變速的結(jié)構(gòu)方案過程中，得到設(shè)計構(gòu)思、方案分析、結(jié)構(gòu)工藝性、機械制圖、零件計算、編寫技術(shù)文件和查閱技術(shù)資料等方面的綜合訓(xùn)練，樹立正確的設(shè)計思想，掌握基本的設(shè)計方法，并具有初步的結(jié)構(gòu)分析、結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算能力。CA6140車床可進行各種車削工作，并可加工公制、英制、模數(shù)和徑節(jié)螺紋。，故選擇Y132M4，其同步轉(zhuǎn)速為1440r/min。軸Ⅲ的運動可分為兩路傳給主軸Ⅵ：（1）當(dāng)主軸Ⅵ上的滑動齒輪Z50處于左端位置時，軸Ⅲ運動經(jīng)齒輪副直接傳給主軸Ⅵ，使主軸高速運轉(zhuǎn)。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(zhǔn)直徑為130mm；帶速 ； （52）大帶輪基準(zhǔn)直徑為230 mm；初選中心距＝1000mm, 由機床總體布局確定。 （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，；