【正文】 在平時的設計中，指導教師何老師給了我們很大的自我自由時間，充分發(fā)揮了我們自己的能力，使我們對四年來所學的知識作了一次徹底的總結?！侠砜缇啵? 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： (5116) 機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進行疲勞驗算。 故軸承校核合格 圖514 傳動系統的Ⅴ軸及軸上零件設計 驗算齒輪強度，應選擇相同模數承受載荷最大的齒數最小的齒輪，進行接觸應力和彎曲應力驗算。對硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗算齒根彎曲應力。 m初算的齒輪模數（mm）。基準循環(huán)次數；查表31（以下均參見《機床設計指導》） m—疲勞曲線指數，查表31；—速度轉化系數，查表32；—功率利用系數，查表33；—材料強化系數，查表34；—的極限值，見表35，當≥時，則取=；當＜時，取=；—工作情況系數，中等沖擊的主運動，取=~；—動載荷系數，查表36；—齒向載荷分布系數，查表39；Y—標準齒輪齒形系數，查表38；[]—許用接觸應力（MPa）,查表39；[]—許用彎曲應力（MPa），查表39?；鶞恃h(huán)次數；查表31（以下均參見《機床設計指導》） m—疲勞曲線指數，查表31；—速度轉化系數，查表32；—功率利用系數，查表33；—材料強化系數，查表34；—的極限值，見表35，當≥時，則取=；當＜時，取=；—工作情況系數，中等沖擊的主運動，取=~；—動載荷系數，查表36；—齒向載荷分布系數，查表39；Y—標準齒輪齒形系數，查表38；[]—許用接觸應力（MPa）,查表39；[]—許用彎曲應力（MPa），查表39。 普通V帶的選擇應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。軸Ⅱ的運動分別可分別通過三對齒輪副、傳給軸Ⅲ。 CA6140機床廣泛的應用于機械加工行業(yè)中，CA6140機床主軸箱的作用就是把運動源的恒定轉速改變?yōu)橹鬟\動執(zhí)行件（主軸、工作臺、滑枕等）所需的各種速度；傳遞機床工作時所需的功率和扭矩；實現主運動的起動、停止、換向和制動?？茖W技術的進步和機械產品市場競爭的日益激烈，致使機械產品不改型、更新換代、批量相對減少，質量要求越來越高。主軸箱通常主要由下列裝置和機構組成：齒輪變速裝置；定比傳動副；換向裝置；起動停止裝置；制動裝置；操縱裝置；密封裝置；主軸部件和箱體。主軸三支撐均采用滾動軸承；進給系統用雙軸滑移共用齒輪機構；縱向與橫向進給由十字手柄操縱，并附有快速電機。從大處講，聯系實際是指在進行機床工藝可能性的分析。同理主軸只有3+3（22－1）=12級反轉。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；并根據結構需要適當增加壁厚。摩擦片對數可按下式計算 Z≥2MnK/fb[p] （513）式中 ——摩擦離合器所傳遞的扭矩（N —該軸的計算轉速（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、徑向力，齒輪的圓周力： （549）式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。軸的抗彎斷面慣性矩（）花鍵軸 （571）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；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： = （572）式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）。如果驗算結果或不合格時，可以改變初算時選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時，就得采取調整齒寬或重新選擇齒數及模數等措施。 B齒寬（mm） Z小齒輪齒數； u大齒輪與小齒輪齒數之比，u≥1，“+”號用于外嚙合，“”號用于內嚙合； 壽命系數： （5100）工作期限系數： （5101）T齒輪在機床工作期限（）內的總工作時間（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； 齒輪的最低轉速（r/min）。主軸箱的結構繁多，考慮到實際硬件設備的承受能力，在進行三維造型的時候在不影響模擬仿真的情況下，我省去了很多細部結構。同時，我也得到了同組中同學的幫助，在此也一并表示感謝。經過這段時間的學習，不僅拓寬了知識面，而且鞏固了大學里學到的機械專業(yè)的知識。 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、徑向力，齒輪的圓周力： (5110)式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。進行計算，以便修改草圖，當跨距遠大于L。 《機床設計》的教科書中的主軸組件柔度方程系在主軸端部C點家在時主軸和軸承兩相柔度的迭加，其極值方程為： （578）式中 L。其額定壽命的計算公式為： （556）C—滾動軸承的額定負載（N）,根據《軸承手冊》或《機床設計手冊》查取，單位用（kgf）應換算成（N）；—速度系數， 為滾動軸承的計算轉速（r/mm） —壽命系數， —壽命系數，對球軸承=3，對滾子軸承=；工作情況系數，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數機床），；—功率利用系數，查表3—3；—速度轉化系數，查表3—2；—齒輪輪換工作系數，查《機床設計手冊》；P—當量動載荷，按《機床設計手冊》。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲應力。摩擦片的厚度一般取2（mm），～（mm）,摩擦片的材料應具有較高的耐磨性、摩擦系數大、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。有固定式、移動式兩種。然后，將總降速傳動比按“先緩后急”的遞減原則分配給串聯的各變速組中的最小傳動比。使所設計的產品盡量達到結構簡單、緊湊、操作方便、成本低廉的要求。隨著科學技術的不斷發(fā)展，機械產品日趨精密、復雜，改型也日益頻繁，對機床的性能、精度、自動化程度等提出了越來越高的要求。 CA6140車床主軸箱結構設計的畢業(yè)設計論文第1章 緒論隨著技術的發(fā)展，機床主軸箱的設計會向較高的速度精度，而且要求連續(xù)輸出的高轉矩能力和非常寬的恒功率運行范圍。因此，探索科學理論的應用，科學地分析的處理經驗，數據和資料，既能提高機床設計和制造水平，也將促進設計方法的現代化。意義 ：通過分析研究現有的CA6140車床主軸箱規(guī)格和用途、主要參數、采用功能原理設計法進行設計。 總降速傳動比為=/ =10/1440≈10－3, 為主軸最低轉速，考慮是否需要增加定比傳動副，以使轉速數列符合標準或有利于減少齒輪和及徑向與軸向尺寸，并分擔總降速傳動比。設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。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。 故軸承校核合格Ⅱ軸及軸上零件設計 驗算齒輪強度，應選擇相同模數承受載荷最大的齒數最小的齒輪，進行接觸應力和彎曲應力驗算?！侠砜缇?； 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： （555） 機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進行疲勞驗算。時，應考慮采用三支撐結構。 齒輪的徑向力： （592）式中 α—為齒輪的嚙合角；ρ—齒面摩擦角；β—齒輪的螺旋角；= （593）符合校驗條件花鍵軸鍵側擠壓應力的驗算花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為： （594）式中 —花鍵傳遞的最大轉矩（）； D、d—花鍵軸的大徑和小徑（mm）； L—花鍵工作長度； N—花鍵鍵數； K—載荷分布不均勻系數，K=～； （595）故此花鍵軸校核合格 圖513兩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構草圖后，可以對合理跨距L。 —該軸的計算轉速（r/min）。在這次設計過程中，指導畢業(yè)設計的老師們給予我很多的支持和幫助，在此我對老師在設計中對我們的指點和教導表示衷心的感謝！ 參考文獻[1] 任殿閣,張佩勤 ．機床設計手冊[M]．遼寧科學技術出版社．1991年9月[2] 鄭文緯．東南大學機械學學科組[M]