CA6140普通车床进给及溜板箱设计报告

PAGE48目录第一章绪论 11.1研究的背景与现实意义 11.2CA6140卧式车床简介 21.3车床的工艺加工种类 31.4车床的总体布局 31.5毕业设计的主要研究内容 5第二章CA6140型卧式车床的传动系统简介 72.1车床传动系统概论 72.2进给箱简析及传动机构设计 112.3切削螺纹类型及螺纹机构设计 122.4螺纹标准数列及其关系 132.5变速机构设计 172.6车削圆柱面和端面 192.7电动机的选择类型和结构形式的选择 202.8确定电动机的功率 20第三章CA6140型卧式车床溜板箱结构分析 213.1轴的结构分析与计算 213.2轴承的轴向定位 243.3轴承的选用及其润滑和密封方式 253.4离合器的选用原则 273.5CA6140车床操纵机构的运动特点 29第四章齿轮的校核与计算 304.1齿轮的失效形式和计算准则 304.2齿轮材料 324.3齿轮传动的载荷计算 354.4标准直齿圆柱齿轮传动的强度计算 384.5本组专题齿轮校核内容及步骤 384.5.1选择材料及初步确定齿轮各参数 384.5.2验算齿面接触疲劳强度 404.5.3校核齿根弯曲疲劳强度 41第五章CA6140卧式车床的发展方向与展望 425.1CA6140主传动系统的数控化改造 425.2数控化改造的基本步骤 42结束语 44致谢 45参考文献 46第一章绪论1.1研究的背景与现实意义1）此项研究背景本课题针是一种加工效率高，操作性能好，社会拥有量大的普通C a6140型车床，对机械部分重新设计、装配，对电气部分在原有基础上进行较大规模的技术更新，较大幅度地提高水平和档次。目的为重新恢复其使用，提高其精度、效率和自动化程度，提高性能或档次，更好的适应新工艺、新技术使用。

可见大多数制造行业和企业的生产、加工装备绝大数是传统的机床，而且半数以上是役龄在10年以上的旧机床。用这种装各加工出来的产品普遍存在质量差、品种少、档次低、成本高、供货期长，从而在国际、国内市场上缺乏竞争力，直接影响一个企业的产品、市场、效益，影响企业的生存和发展。2）车床研究的现实意义通过对此型号车床的研究开发，随着科学技术水平和人类生活水平的提高，对机械产品的质量要求越来越高，产品品种越来越多，中大批量的产品需求越来越少，而单件小批量生产模式迅速增加，作为实现单件小批量加工自动化的数控机床，由于其突出的优点而得到广泛应用：

(1)可以加工出传统机床加工不出来的曲线、曲面等复杂的零件。这是由于计算机有高超的运算能力，可以瞬时准确地计算出每个坐标轴应该运动的运动量，这就可以加工复杂的曲线和曲面。

(2)可以实现加工的自动化，而且是柔性自动化，效率可比以往机床提高3到7倍。(3)加工的零件精度高，尺寸分散度小，装配容易，不再需要”修配”。这是由于加工过程自动化，不受人的情绪和疲劳影响的结果。计算机还可以自动进行刀具寿命管理，不会因刀具磨损而影响工件精度和其一致性。最近，数控系统中增加了机床误差、加工误差修正补偿的功能，使加工精度得到进一步提高。

(4)可实现多工序的集中，减少零件在机床间的频繁搬运。这是自动化带来的效果(可以自动更换刀具)，如加工中心，在工件装夹好后，可实现钻、铣、攻丝、扩孔等多工序的加工。这些多工序是在同一基面、同一次装夹下实现的，提高了相关的加工精度。现已出现其他工序集中的机床，如车削中心、车铣中心、磨削中心等。1.2CA6140卧式车床简介普通机床经过数百年的发展，到目前为止，机床每一部分的机构设计（包括机床的加工精度，机床的操纵性等）都可以说达到了尽善尽美的程度，因此机械工业在20世纪90年代出现了低谷时期，有人形容机械行业已经到了日落黄昏的时候，在这之后，由于数控机床行业的兴起，以及整个国民经济的活跃发展，机械制造业又迎来了新一轮的迅猛发展。本次毕业设计课题主要是对普通车床（CA6140）的进给箱内部传动机构进行了设计与计算，特别是对传动机构中的齿轮进行了受力计算和校核，对各部分结构有了较为清晰的认识。本次所研究的对象是普通车床CA6140，其主参数为400mm，主参数表示机床的规格大小，是机床的最主要参数，反映机床的加工能力，影响机床的其它参数和结构大小，所以通常以最大加工尺寸或机床工作台尺寸作为主参数。虽然说普通车床的设计研究已经到了极限的状况，但是如果能对普通车床能做个非常透彻的了解，那么对自己所学的知识就能够达到一个更高的层次，也算是对自己四年来的一个知识的总结。在本次毕业设计中，我们一丝不苟，认真的查资料，问老师，顺利的完成了本次毕业设计，期间也遇到了不少的问题，虽然课题没有什么新异，但计算量较大，内容较繁，要做一个实也不是很简单的，如有不够理想之处，请各位指导老师多多指正。电动机主变速机构主换向机构主轴电动机主变速机构主换向机构主轴进给换向机构挂轮进给换向机构挂轮丝杠转换机构快速电动光杆进给变速机构丝杠转换机构快速电动光杆进给变速机构刀架刀架图1-1CA6140型卧式车床传动系1.3车床的工艺加工种类CA6140卧式车床的工艺范围很广，它适用于加工各种轴类、套筒类和盘类零件上的回转表面，进给运动方向与主轴轴线的不同可以实现多种工艺，如车削内外圆柱面、内外圆锥面、环槽及成形回转面；车削端面及各种常用螺纹；还可以进行钻孔、扩孔、铰孔、滚花、攻螺纹和套螺纹等。1.4车床的总体布局卧式车床在加工过程主要是轴类零件和直径不太大的盘类零件，因此采用卧式布局。为了适应右手操作的习惯，主轴箱布置在左上端。下图是卧式车床的外形图，其主要组成部件及功能如下。图1-21挂轮箱2主轴箱3刀架4溜板箱5尾座6床身导轨7后床脚8丝杆9光杆10操纵杆11前床脚12进给箱图1-3CA6140型卧式车床立体图1、主轴箱支撑主轴并带动工件作回转运动。箱内装有齿轮、轴等零件，组成变速传动机构，变换箱外手柄位置，可使主轴得到多种不同的转速。2、进给箱是进给传动系统的变速机构。它把交换齿轮箱传递来的运动，经过变速后传递给丝杆，以实现各种螺纹的车削或机动进给。3、交换齿轮箱用来将主轴的回转运动传递到进给箱。更换箱内的齿轮，配合进给箱变速机构，可以得到车削各种螺距的螺纹的进给运动；并满足车削时对不同纵、横向进给量的需求。4、溜板箱接受光杆传递的运动，驱动床鞍和中、小滑板及刀架实现车刀的纵横进给运动。溜板箱上装有一些微手柄和按钮。可以方便地操纵车床上来选择诸如机动、手动、车螺纹及快速移动等到运动方式。5、床身是车床的大型基础部件，精度要求很高，用来支撑和连接车床的各个部件。床身上面有两条精确的导轨，床鞍和尾座可沿着导轨移动。6、刀架部分由床鞍、两层滑板和刀架体共同组成用于装夹车刀并带动车刀作纵向、横向和斜向运动。7、尾座安装在床身导轨上，并可沿着导轨纵向移动，以调整结构其工作位置。尾座主要用业安装后顶尖，以支撑较长的工件，也可以安装钻头、铰刀等切削刀具进行孔加工。8、床身前后两个床脚分别与床身前后两端下部连为一体，用以支撑床身及安装在床身上的各个部件。可以通过调整垫块把床身调整到水平状态，并用其所长地脚螺栓固定在此工作场地上。9、冷却装置冷却装置主要通过冷却泵将切削液加压后经冷却嘴喷射到切削区域。CA6140型卧式车床的部分主要技术参数如下：车床型号CA6140

床身上最大回转直径mm400

刀架上回转直径mm210

二顶尖间距离mm1500

主轴通孔直径mm52；76；80

主轴头形式—A6；C8；D8

床身导轨宽度mm400

床身导轨硬度RC52

主轴转速范围（24）r/min10-1400

进给量范围（标准）mm/r0.08-1.59

进给量范围（细进给）mm/r0.028-0.054

进给量范围（加大进给）mm/r1.71-6.33

加工公制螺纹范围（44种）mm1-192

加工英制螺纹范围（20种）tpi24-2

加工模数螺纹范围（39种）mm0.25-48

加工径节螺纹范围（37种）DP96-1

主电机功率kW7.5

机床净重kg2220

机床轮廓尺寸（长×宽×高）mm3168×1000×1267

机床包装尺寸（长×宽×高）mm3300×1260×17601.5毕业设计的主要研究内容CA6140型车床是我国设计制造的普通精度级卧式车床，在我国机械制造类工厂中使用非常广泛。此种卧式车床的工艺范围很广，它能完成多种多样的加工工序：加工各种轴类、套筒类和盘类零件上的回转表面，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的螺纹(公制螺纹、英制螺纹、模数制螺纹和径节制螺纹)，还可以进行扩孔、钻孔、铰孔和滚花等工作。CA6140型卧式车床的万能性较大，但结构较复杂而且自动化程度低，在加工形状比较复杂的工件时，换刀较麻烦，加工过程中的辅助时间较多，所以适合于单件、小批生产及修理车间。CA6140型卧式车床的加工对象主要是轴类零件和直径不太大的盘类零件，故采用卧式布局。为了适应工人用右手操纵的习惯和便于观察、测量，主轴箱布置在左端。车床主轴箱三支承均用滚动轴承，进给箱系统用双轴滑移公用齿轮机构；纵向与横向进给由十字手柄操纵，并附有快速电机，该机床刚性好，功率大，操作方便。经济比较实惠。所以研究CA6140型车床具有经济，学术的现实意义。通过对CA6140型车床的主轴箱的传动设计和制造的设计与分析可以使我们对大学四年所学的课程进行一次较好的巩固和提升。第二章CA6140型卧式车床的传动系统简介2.1车床传动系统概论CA6140型卧式车床主要有主传动链和进给传动链两部分，电动机经主换向机构，主变速机构拖动主轴。主换向机构主要用于切削螺纹时换刀。进给链从主轴开始，经进给换向机构、挂轮和进给箱内的进给变换机构、转换机构——光杠（普通车床）、溜板箱内的转换机构传至刀架；或经丝杠（车螺纹）和溜板箱内的螺母传至刀架，如图2-1所示为传动系统框图。皮带轮工件作旋转运动卡盘主轴主轴箱皮带轮工件作旋转运动卡盘主轴主轴箱挂轮箱挂轮箱电动机电动机溜板箱丝杆车螺纹刀架床鞍溜板箱丝杆车螺纹刀架床鞍进给箱进给箱光杆溜板箱床鞍车刀作纵横直线运动刀架光杆溜板箱床鞍车刀作纵横直线运动刀架图2-1CA6140型卧式车床传动框图图2-2CA6140车床传动系统图一、主运动传动链主运动传动链的两末端件是主电动机与主轴，它的功能是把动力源的运动及动力传给主轴，并满足卧式车床主轴变速和换向的要求。1.传动路线运动由电动机经V带轮传至主轴箱中的I轴，在I轴上装有双向多片式摩擦离合器M1，其作用是使主轴正转、反转或停止。当压紧离合器M1左部的摩擦片时，I轴的运动经齿轮副56/38或51/43传给II轴。当压紧离合器M1的右部摩擦片时，I轴的运动经齿轮50传至VII轴上的空套齿轮34，然后再传给II轴上的固定齿轮30，由于I轴至II轴的传动中多经过一个齿轮34，II轴的传动方向与经M1左部传动时相反。当离合器M1处于中间位置时，其左部和右部的摩擦片都不被压紧，空套在I轴上的齿轮56、51和50都不转动，I轴的运动不能传至II轴，主轴也就停止转动。II轴的运动经三对轮副传至III轴，III轴正转共有2×3=6种转速，反转共有1×3=3种转速。运动由III轴传到主轴有两条路线：(1)高速传动路线主轴上的滑移齿轮50移至左端，与III轴上右端的齿轮63啮合，运动由III轴直接传给主轴，使主轴得到450～1400r/min的高转速。(2)低速传动路线主轴上的滑移齿轮50移至右端（图示位置），使主轴上的齿式离合器M2啮合，III轴的运动经IV轴，V轴，齿轮副26/58和齿式离合器M2传给主轴，使主轴获得10～500r/min的低转速。2.主轴转速级数和转速值由传动系统图和传动路线表达式可以看出，主轴正转时，利用各滑动齿轮轴向位置的各种不同组合，共可得2×3×(1+2×2)=30种传动主轴的路线。从III轴到V轴的4条传动路线的传动比为：其中u2和u3基本相同，所以实际上只有3种不同的传动比。运动经低速传动路线时，主轴实际上只能得到2×3×(2×2－l)=18级转速。加上由高速路线传动获得的6级转速，主轴总共可获得2×3×〔1+(2×2－l)〕=24级转速。同理，主轴反转时有3×〔1+(2×2－1)〕=12级转速。主轴各级转速的数值，可根据主运动传动所经过的传动件的运动参数(如带轮直径、齿轮齿数等)列出运动平衡式来求出。对于图4-7中所示的齿轮啮合位置，主轴的转速同理，可计算出主轴、反转时的其它转速。主轴反转主要用于车削螺纹时沿螺旋线退刀而不断开主轴和刀架间的传动链，以免下次切削时“乱扣”，为节省时间，主轴反转转速比正转转速略高。二、进给运动传动链进给传动链是实现刀具纵向或横向移动的传动链。卧式车床在切削螺纹时，进给传动链是内联系传动链，主轴每均匀转一转，刀架应均匀移动工件螺纹的导程。在切削圆柱面和端面时，进给传动链是外联系传动链，进给量也是以工件每转一转时刀架的移动量来计算的。所以在分析进给链时都是把主轴和刀架作为传动链的两末端件。进给传动链的传动路线（见图2-2）为：运动从主轴VI经IX轴(或再经XI轴上的中间齿轮Z25使运动反向)传至X轴，再经过挂轮传至XIII轴，传入进给箱。从进给箱传出的运动，一条路线是车削螺纹的传动链，经丝杠XIX带动溜板箱，使刀架纵向运动；另一条路线是一般机动进给的传动链，经光杠XX和溜板箱带动刀架作纵向或横向的机动进给。1.车削螺纹CA6140型车床可以车削米制、模数制、英制和径节制四种标准的常用螺纹，还可以车削大导程、非标准和较精密的螺纹，而且既可车削右螺纹，又可车削左螺纹。车削螺纹时溜板箱中的开合螺母与丝杠啮合，由丝杠带动溜板箱移动。车螺纹时的运动平衡式为：1r(主轴)uPl=S(2-1)式中:u——从主轴到丝杠之间的总传动比；Pl——机床丝杠的导程，CA6140型车床的Pl=12mm；S——被加工螺纹的导程(mm)。改变传动比u，就可得到任一类型的各种导程的螺纹。图2-3进给箱的装配图1-调节螺钉2-调整螺母3，4-深沟球轴承6-支撑套5，7-推力球轴承8-双螺母2.2进给箱简析及传动机构设计CA6140型卧式车床进给箱（见图2-3）又称走刀箱，它固定在车床床身左前面，它的功用是变换被加工螺纹的种类和导程，以及获得各种机动进给量。它通常由以下几部分组成：a交换螺纹导程和进给量的变速机构，由基本螺距机构和增倍机构两部分组成；b交换螺纹种类的机构，由挂轮和螺纹种类移换机构组成；c丝杠和光杠转换机构；d操纵机构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。卧式车床在切削螺纹时，进给传动链是内联系传动链。主轴每转刀架的移动量应等于螺纹的导程。在切削圆柱面和端面时，进给传动链是外联系传动链。进给量也以工件每转刀架的移动量计。普通车床的特有功能是能车削一定范围的各种螺纹，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要求，同时兼顾到一般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T毫米（导程T=kt，其中k为头数，t为螺距）1（主轴）××12=T（2-2）=××其中表示主轴到丝杆之间的总传动比，、、分别为传动链中固定传动比，挂轮传动比，进给箱传动机构传动比,12为纵向丝杠的螺距。2.3切削螺纹类型及螺纹机构设计CA6140型卧式车床为普通常用车床，应具有车削公制螺纹（又称米制螺纹），英制螺纹，模数螺纹和径节螺纹四种标准常用螺纹的功能，机床的纵向丝杠螺纹为公制的，螺距为12mm代入式（2.2-1）得主轴每转下刀架移动量为T毫米，这即为车削螺纹的导程值。对于单头螺纹即螺距值，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（2.2-1）。具体换算方法如下：公制螺纹：其基本参数为螺距t（mm）。因此T=t毫米英制螺纹：基本参数为每一英寸长度内包含的牙数即（牙/英寸），因此，英制螺纹的螺距为T=25.4/毫米模数螺纹：公制蜗杆上的螺纹称为模数螺纹，它的基本参数是以螺杆相啮合的蜗轮模数m（毫米）来表示，因此，模数螺纹的螺距T应等于蜗轮的周节长度，即T=m毫米径节螺纹：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），径节即等同于公制齿轮模数m的倒数，因而径节螺纹的T=25.4/DP毫米于是根据式（2-1）可得车削4种螺纹的运动平衡式分别为：1××××12=T=（mm）（2.3-1）1××××12=T=25.4/（mm）（2.3-2）1××××12=（mm）（2.3-3）1××××12=25.4/DP（mm）（2.3-4）从上式各式中可知，为了车削一定范围的螺纹只要根据各种螺纹的标准数列变换传动链中的可换传动比就可以了。2.4螺纹标准数列及其关系1.公制螺纹将常用的公制螺纹标准数据t的数列：1、1.25、1.5、1.75、2、2.25、2.5、3、3.5、4、4.5、5、5.5、6、7、8、9、10、11、12、排列成下表（2-1）所示：表2-1公制螺纹标准数列522.252.533.544.555.56789101112由表中可以看出各横行的螺距数列是等差数列，而纵向是等比数列如1、2、4、8的公比数为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，这个变数组的传动比应是等差数列，通常称为“基本组”。以次为基础，再串联一个扩大组，把基本组得到的螺距按1：2：4：8关系增大或缩小，而得到全部螺距数列。此扩大组通常称为“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及螺距数列见表2-2表2-2各种螺纹的公称参数及螺距螺纹种数螺纹公称参数参数代号单位螺距S（mm）公制螺纹螺距PmmT=KP英制螺纹每英寸牙数A牙/英寸Ta=Kpa=25.4R/a模数螺纹模数MmmTm=KPm=Kπm径节螺纹径节DP英寸TDP=KPDP=25.4Kπ/DP 由表2-2可以看出，常用的四种螺纹的螺距值之间有如下关系：公制螺纹和英制螺纹之间模数螺纹和径节螺纹之间｝倒数关系和特殊因子25.4公制螺纹和模数螺纹之间｝特殊因子π英制螺纹和径节螺纹之间现将车床上这四种螺纹所能加工的螺距对照表列出如下：（下页）表2-3CA6140型车床车削公制螺纹导程表uu基导程u倍522.252.533.544.555.56789101112表2-4CA6140型车床车削模数螺纹模数表uu基模数u倍0.250.5553表2-5CA6140型车床车削英制螺纹每英寸牙数表uu基牙数u倍1416181920247891011123.252.544.55623表2-6CA6140型车床车削径节螺纹径节表uu基径节u倍566472808896283236404448141618202224789101112从上表中可以得出这四种螺纹的基本参数都有一个相同的变化特点，即在横行上是等差数列，而在纵行上是按2倍的关系扩大或缩小，我们可以考虑到车公制螺纹的基本组和扩大组来加工另外三种螺纹。2.模数螺纹对于模数螺纹，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Tm=πm的因子π消去，从而变换基本组和增北组的传动比，就可以像公制螺纹那样，得到分段等差数列的模数系列。3.英制螺纹对于英制螺纹，它和公制螺纹螺距数列有两点区别：[1]英制螺纹每英寸牙数a换算成螺距Tn=25.4/a（mm）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/，那么就可以利用具有等差数列的传动比来得到参数的等差数列。[2]英制螺纹的螺距数值中有一个数字因子25.4因需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传动比，故应加上19和3.25两个螺距，它们仅仅为了与英制螺纹和径节螺纹统一而列入的。4.径节螺纹至于径节螺纹其螺距T=25.4π/DP（毫米）其中DP也是在分母上，螺距中也有一个数字年因子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。上述倒数关系和特殊因子25.4及π关系都要在设计车螺纹系统时给予解决。2.5变速机构设计（1）机构位置设计变速箱和进给箱有固定安装的；也有沿导轨移动的。有把变速机构和主轴装在一个箱体内的（集中传动式）；也有主轴箱和变速箱分开的（分离传动式）。变速箱与进给箱的布局形式主要由机床的总体布局所决定，取决于机床的类型、规格、精度、自动化程度等因素。而传动轴在箱内的布置和齿轮在轴上的排列要受到变速箱或进给箱布局的影响。CA6140型普通车床的进给箱固定安装于床身前壁上，只能是扁平的形状。运动从主轴箱传来，经进给箱变速后以光杠和丝杠与溜板箱相联。必须布置在靠近主轴箱的下面，各传动轴也必须沿纵向布置，因此形成了加大轴向尺寸而尽量减小径向尺寸的要求。箱体轴向尺寸大，箱内便加了两道隔墙，形成三跨。左边一跨内为螺纹种类移换机构，中间为基本组，右边一跨为扩大组。定比传动一般放在主轴或扩大螺距换向机构之前在主轴箱中。换向机构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挂轮上。移换机构一般放在基本螺距机构前后二处。基本螺距机构一般放在第一移换机构之后，变换机构既可以放在基本螺距机构之前，也可以放在基本螺距之后。增倍机构的传统布局是放在基本螺距之后。（2）齿轮齿数的一般求法同一变速组内的各对齿轮，因其中心距必须相等，所以当齿轮模数相同时其齿数和必须相等，即S=Z+Z=const(定值)。按给定的传动比u==可列出下式：（2.5-1）整理上式得出：（2.5-2）式（2.5-2）为计算齿轮齿数的基本公式，只要确定了齿数和S,便可计算出各齿轮的齿数。把常用的传动比与齿数和按式（2.5-2）计算出相应的小齿轮齿数，制成专门的表格，计算齿轮齿数时即可直接查用。设计手册中有各种常用传动比的适用齿数表。当传动比采用最小公比的整数次幂、变速组内齿轮模数相同时，齿数和与小齿轮的齿数可由表直接查得。再由齿数和减去小齿轮的齿数即为大齿轮的齿数。以上仅是从满足传动比的要求出发确定的齿轮齿数，在结构设计时，还要结合结构和使用方面的要求最后加以确定。例如最小齿数的确定，除受不发生根切的条件限制外，有时还受结构的限制，如镶装结构的齿轮和装在直径较大的套筒上的齿轮，由于齿轮孔径较大，为保证齿轮有足够的强度和防止热处理时产生变形或断裂，就必须把齿数取得大些，一般要保证齿槽底到孔壁的厚度大于2m（m为齿轮模数）。为了不使齿轮在较高的线速度下工作，以利于减轻躁声和振动，一般推荐两轴间互相啮合的一队齿轮的齿数和不大于100—200。采用三联滑移齿轮时，还应检查滑移齿轮之间的齿数关系，以保证能够顺利滑移。a.基本组齿轮齿数求法从表2-1中排定的螺纹表中，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：u=S/G=，2，3……/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得机构方案编号为411，为了使轴向尺寸较小选中心距为63毫米，同时，由双轴滑移齿轮机构推荐方案表查得G=7（由机床设计手册P1402查得）所以u=6.5/7、7/7、8/7、9/7、9.5/7、10/7、11/7、12/7，双轴滑移齿轮机构的设计原则是：一个滑移齿轮可以和两个齿数不同的齿轮啮合（如Z和Z1、Z1）但必须采用变位齿轮，同时把两个相互接近的传动比划为一组，再根据中心上速比综合地计算啮合较好的变位齿轮的齿数和模数。b.增倍组齿轮齿数求法根据和基本组同中心距取a=63mm选用最常用的四速机构：三轴机构查《机床实用手册》P143页表下3-45，故选用序号为五的方案齿轮不用变位。Z=28，Z=35，Z=18，Z=45，Z=15，Z=48，Z=28。2.6车削圆柱面和端面（1）传动路线为了避免丝杠磨损过快及便于人工操纵（将刀架运动的操纵机构放在溜板箱上），机动进给运动是由光杠经溜板箱传动的。这时，将进给箱中的离合器M5脱开，使XⅧ轴的齿轮28与XX轴左端的齿轮56啮合。运动由进给箱传至光杠XX，再经溜板箱中的齿轮副、超越离合器及安全离合器M8、XⅫ轴、蜗杆蜗轮副4/29传至XXIII轴。此后，纵、横向机动进给的传动路线分别由M6、M7控制。当运动由XXIII轴经齿轮副或、双向离合器M6、XXIV轴、齿轮副28/80、XXV轴传至小齿轮12时，由于小齿轮12与固定在床身上的齿条相啮合，小齿轮转动时，就带动刀架作纵向机动进给。当运动由XXIII轴经齿轮副或、双向离合器M7、XXVIII轴及齿轮副传至横进给丝杠XXX后，就使横刀架作横向机动进给。其传动路线表达式如下：ⅩⅦⅩⅩⅩⅩⅠⅩⅩⅡⅩⅩⅢ快移电动机（250W,1300r/min）ⅩⅩⅣⅩⅩⅤ齿条ⅩⅩⅦⅩⅩⅡ横向丝杠ⅩⅩⅩ（2）机动进给量纵向机动进给和横向机动进给的传动路线在XXIII轴以前完全相同，在XXIII轴以后不同。在对应的传动路线下，横向机动进给量是纵向机动进给量的一半。（3）刀架的快速移动按下快速移动按钮，快速电动机(250W，1300r/min)经齿轮副18/24使轴XXII高速转动，再经蜗杆副4/29传到溜板箱内的转换机构，使刀架实现纵向或横向的快速移动，快移方向仍由溜板箱中双向离合器M6和M7控制。为了缩短辅助时间和简化操作，在刀架快速移动时不必脱开进给运动传动链。为了避免仍在转动的光杠和快速电动机同时传动XXII轴，在齿轮56与XXII轴之间装有超越离合器；当进给力过大或刀架移动受阻时，为防止损坏传动机构，在超越离合器与XXII轴之间装有安全离合器M8。2.7电动机的选择类型和结构形式的选择

电动机有交流电动机和直流电动机之分，一般工厂都采用三相交流电，因而多采用交流电动机。交流电动机有异步电动机和同步电动机两类，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最多。目前应用最广的电动机是Y系列自扇冷式笼型号三相异步电动机，其结构简单，起动性能好，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体，无特殊要求的无场合，而且在经常需要起动、制动和正反转的场合，则要求电动机转动惯量小，过载能力大，可选用三相异步电动机Y型（笼型）或Y2R型（绕线型）。CA6140型卧式车床主要有主运动传动链和进给传动链两部分，其传动系统如图1—2所示2.8确定电动机的功率

电动机的功率选择直接影响到电动机工作性和经济性能的好坏如果所选电机的功率小于工作要求，则不能保证工作机正常工作，使电动机经常过载而提早损坏；如果所选用的电动机功率过大，则电动机经常不能满载运行，功率因数和效率较低，从而增加电能消耗，造成浪费。因此在设计中一定要选择合适的电动机功率。

确定电动机功率的原则是电动机的额定功率Ped等于或稍大于工作要求的功KPd，即Ped≥KPd，这样，电动机在工作时就不会过热。不会发生烧坏的现象和过载的现象。第三章CA6140型卧式车床溜板箱结构分析3.1轴的结构分析与计算当要求轴上零件与轴之间不可发生沿圆周方向的相对转动时，要对轴上零件进行周向定位；当要求轴上零件与轴之间不可发生沿轴线方向的相对移动时，要对轴上零件进行轴向定位。常用的周向和轴向定位方法有：1、估算或类比各轴段所需的直径与轴上应力的大小有关。在开始作轴的结构设计时，还不知道支反力的作用点，不能决定轴上象弯矩这样的载荷的大小与分布情况，因而还不能按轴所受的全部载荷及其引起的应力来确定轴的直径。但在进行轴的结构设计前，通常已能求得轴所受的扭矩。因此，可按轴所受的扭矩初步估算轴所需的最小直径dmin，然后再按轴上零件的装配方案和定位要求，从dmin处起逐一确定各段轴的直径。在实际设计中，轴的直径亦可凭设计者的经验取定，或参考同类机械用类比的方法确定，此外，也可采用经验公式来估算轴的直径。如在一般减速器中，高速输入轴的直径可按与之相联的电机轴的直径D估算：d=（0.8~1.2）D；各级低速轴的轴径可按同级齿轮中心距a估算：d=（0.3~0.4）a。2、圆整直径的值要进行圆整。有配合要求的轴段，应尽量采用标准直径。安装标准件(如滚动轴承、联轴器、密封圈等)部位的轴径，应取为相应的标准值及所选配合的公差。3、便于零件轴向装配为了使齿轮、轴承等有配合要求的零件装拆方便，并减少配合表面的擦伤，在配合轴段前应采用较小的直径。为了使与轴作过盈配合的零件易于装配，相配轴段的压入端应制出锥度；或在同一轴段的两个部位上采用不同的尺寸公差。4.4.轴长度的确定确定各轴段长度时，应尽可能使结构紧凑，同时还要保证零件所需的装配或调整空间。轴的各段长度主要是根据各零件与轴配合部分的轴向尺寸和相邻零件间必要的空隙来确定的。为了保证轴向定位可靠，与齿轮和联轴器等零件相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短2～3mm。5.轴的结构工艺性a)砂轮越程槽b)螺纹退刀槽c)不同轴段键槽布置在同一母线上d）轴端加工45°倒角图3-1轴的结构工艺性轴的结构工艺性是指轴的结构形式应便于加工和装配轴上零件，并且生产率高，成本低。一般地说,轴的结构越简单,工艺性越好。因此,在满足使用要求的前提下,轴的结构形式应尽量简化。为了便于装配零件并去掉毛刺，轴端应制出45°的倒角；需要磨削加工的轴段，应留有砂轮越程槽；需要切制螺纹的轴段，应留有退刀槽。它们的尺寸可参看标准或手册。为了减少装夹工件的时间，在同一轴上，不同轴段的键槽应布置（或投影）在轴的同一母线上。为了减少加工刀具种类和提高劳动生产率，轴上直径相近的圆角、倒角、键槽宽度、砂轮越程槽宽度和退刀槽宽度等应尽可能采用相同的尺寸。提高轴强度的常用措施有：1）合理布置轴上零件，以减小轴的载荷。当转矩由一个传动件输入,再由几个传动件输出时,为了减小轴上扭矩,应将输入件放在中间,而不要置于一端。下图中，输入扭矩为T1=T2+T3+T4,按图a布置时，轴所受的最大扭矩为T2+T3+T4，若改为图b布置时，轴所受的最大扭矩减小为T3+T4。图3-2轴的布置2）改进轴上零件的结构，以减小轴的载荷。通过改进轴上零件的结构也可减小轴上的载荷。下图的两种结构中b)方案(双联)均优于a)方案(分装)，因为a)方案中轴Ⅰ既受弯矩又受扭矩，而b)方案中轴Ⅰ只受扭矩。3）改进轴的结构，以减少应力集中。轴通常是在变应力条件下工作的,轴的截面尺寸发生突变处要产生应力集中,轴的疲劳破坏往往在此发生。为了提高轴的疲劳强度，应尽量减少应力集中源和降低应力集中程度。为此轴肩处应采用较大的过渡圆角半径r来降低应力集中。但对定位轴肩，还必须保证零件得到可靠的定位。当靠轴肩定位的零件的圆角半径很小时，为了增大轴肩处的圆角半径，可采用内凹圆角或加装隔离环。a)凹切圆角b)中间环图3-3轴的结构优化用盘状铣刀加工的键槽比用键槽铣刀加工的键槽在过渡处对轴的截面削弱较为平缓，因而应力集中较小；渐开线花键比矩形花键在齿根处的应力集中小，在作轴的结构设计时应予以考虑；由于切制螺纹处的应力集中较大，故应尽量避免在轴上受载较大的区段切制螺纹。当轴与轮毂为过盈配合时,配合边缘处会产生较大的应力集中。为了减小应力集中，可在轮毂上或轴上开卸载槽；或者加大配合部分的直径。由于配合的过盈量愈大，引起的应力集中也愈严重，因而在设计中应合理选择零件与轴的配合。4）改进轴的表面质量，以提高轴的疲劳强度。轴的表面粗糙度和表面强化处理方法也会对轴的疲劳强度产生影响。轴的表面愈粗糙，疲劳强度也愈低。因此，应合理减小轴的表面及圆角处的加工粗糙度值。当采用对应力集中甚为敏感的高强度材料制作轴时，表面质量尤应予以注意。表面强化处理的方法有：表面高频淬火等热处理；表面渗碳、氰化、氮化等化学热处理；碾压、喷丸等强化处理。通过碾压、喷丸进行表面强化处理时可使轴的表层产生预压应力，从而提高轴的抗疲劳能力。与轴向定位有关的轴肩高度、轴环宽度以及轴上过渡圆角半径均应合理。3.2轴承的轴向定位为了防止轴承在承受轴向负荷时产生轴向移动，轴承在轴上和外南宁孔内都应用轴向定位装置。轴承在轴上和外壳孔内定位方式的选择，取决于作用在轴上负荷的大小和方向，轴承的转速，轴承的类型，轴承在轴上的位置等。轴向负荷越大，轴承转速越高，轴向定位应越可靠。对于不同类型的轴承，轴向定位的方式也应不同。如对角接触球轴承和圆锥滚子轴承可选用轴肩和外壳孔的档肩单向支撑，而不必采用专门的定位装置，套圈在轴向的移动可由轴承本身支撑。作为固定支承的径向轴承，其内外圈在轴向都要固定在左支承。作为需要补偿轴的热伸长的游动支承中，如安装不可分离型轴承时，只需要固定其中一个套圈，游动的套圈不固定。在游动支承中安装分离型轴承，如短圆柱滚子轴承、滚针轴承，则两个套圈都需要固定。

常用的轴承套圈的轴承向定位方法现介绍如下：

一、轴承内圈的定位

在轴上安装轴承内圈时，一般都由轴肩在一面固定轴承的位置，而另一面则用螺母、止动垫圈或弹簧档圈等固定。轴肩和轴向固定零件与轴承内圈接触部分的尺寸，可按轴承尺寸表格所列各类轴承的安装尺寸确定。

（1）螺母定位

在轴承转速较高、承受较大轴向负荷的情况下，螺母与轴承内圈接触的端面要与轴的旋转中心线垂直。否则即使拧紧螺母也会破坏轴承的安装位置及轴承的正常工作状态，降低轴承旋转精度和使用寿命。特别是轴承内孔与轴的配合为松动配合时，更需要严格控制。为了防止螺母在旋转过程中发生松动，需要采取适当的防止松动的技术措施。使用螺母和止动垫圈定位，将止动垫圈内键齿置入轴的键槽内，再将其外圈上各齿中的一个弯入螺母的切口中。

（2）弹簧档圈定位

在轴承承受轴向负荷不大、转速不高、轴既较短又在轴颈上加工成螺纹有困难的情况下，可采用断面为矩形的弹性档圈定位。此种方法装卸很方便，所占位置小，制造简单。

（3）止推垫圈定位

在轴颈较短、轴颈上加工成螺纹有困难，轴承转速较高、轴向负荷较大的情况下，可采用垫圈定位，即用垫圈在轴端面上用两个以上螺钉进行定位，用止动垫圈或铁丝拧死，防止松动。

（4）紧定套定位

轴承转速不高，承受平稳径向负荷和不大的轴向负荷的调心滚子轴承，可在光轴上借助锥形紧定套安装。紧定套用螺母和止动垫圈进行定位。利用螺母锁紧紧定套的摩擦力将轴承定位。

（5）内孔有锥度的轴承定位

内孔有锥度的轴承在锥度轴上安装，需要使轴向负荷检顶紧轴与轴承，因此安装时应注意内孔锥度的方向性。如轴承位于轴端并且在轴端允许加工成螺纹，可以直接用螺母定位。

如果轴承不是安装在轴端，并且轴上不允许加工成螺纹。在这种情况下，可用两半合并的螺纹环卡到轴的凹槽内，再用螺母定位轴承。

（6）特殊定位

在某些特殊情况下，轴的台肩和圆角尺寸不能按本目录所列的安装尺寸确定时，可以采用过渡垫片作为轴向支承。

二、轴承外圈的定位

轴承外圈在外壳孔内安装时，外壳体孔的内侧上一般都有占肩固定轴承的位置，另一侧用端盖、螺纹环和孔用弹性档圈等定位。

（1）端盖定位

端盖定位用于所有类型的向心轴承和角接触轴承，在轴承转速较高、轴向负荷较大的情况下使用。端盖用螺钉定位压紧轴承外圈，端盖也可以做成迷宫式的密封装置。

（2）螺纹环定位

轴承转速较高，轴向负荷较大，不适于使用端盖定位的情况下，可用螺纹环定位向心轴承和推力轴承，此时可用于调整轴承的轴向间隙。

（3）弹性档圈定位

这种定位方法所占的轴向位置小，安装拆卸方便，制造简单，适用于承受较小的轴向负荷处。在轴承与弹簧之间加一个调整环，便于调整轴向位置。

（4）轴承外圈上带有止动槽的深沟球轴承，可用止动环定位。3.3轴承的选用及其润滑和密封方式1.在各轴中与轴配合均选用滚动轴承滚动轴承类型的正确选择必须在了解轴承特点的基础上，结合具体的工作条件如载荷、转速、调心性能、装拆方便等要求，综合考虑而确定。①轴承所受载荷的影响:轴承所受载荷的大小、方向、性质是选择轴承类型的主要依据。②载荷大小:当承受较大载荷时，应选用线性接触的滚子轴承，当承受较小载荷或中等载荷时，应选择点接触的球轴承。③载荷方向:承受纯轴向载荷时，选推力轴承，承受纯径向载荷时，选向心轴承;同时受径向和轴向载荷时，应根据径向与轴向载荷的相对值考虑。若以径向载荷为主，可选用深沟球轴承或接触较小的角接触球轴承圆锥滚子轴承。当两个方面载荷都较大时，可选用接触角较大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承，也可采用向心轴承和推力轴承组合使用。④载荷性质:当有冲击载荷时，选用滚子轴承，载荷平稳时，选用球轴承。⑤转速：球轴承比滚子轴承极限转速高，单列滚动体轴承比双列滚动体轴承极限转速高。高速运转时宜优先作用球轴承和单列滚动体轴承。内径相同时，外径越小离心力越小，故高速时，宜选较轻的轴承。·保持架的材料与结构对轴承转速影响较大，实体保持架比冲压保持架允许转速高。推力轴承极限转速很低，故转速高时若轴向载荷不十分大，可采用角接触球轴承或深沟球轴承。若工作转速超过轴承极限速，可通过提高轴承公差等级，适当加大轴承的径向游隙以及改善润滑条件等途径提高轴承的极限转速。调心要求:当轴有弯曲变形或与轴承座孔同轴度较低时，可选用调心球或调心滚子轴承。但同一轴上调心轴承不可与其他轴承混用，以免失去调心作用。轴承刚性:通常滚子轴承刚性球轴承高轴承刚性要求较高时，宜采用滚子轴承。允许空间:径向空间受限时，可选用滚针轴承和较低轴承;轴向空间受限时，选较窄的轴承。安装和拆卸方便:对整体式而且拆装频繁的轴承，优先选用内外圈可分离的轴承。轴ⅩⅤ上只装有滑动齿轮，承受径向力，无轴向力，所以可以选用最常用的单列向心球轴承GB276-89代号205。轴ⅪⅡ上装有两个离合器M4，M5和一个双联滑移齿轮，受到轴向力载荷故选用一对单列圆锥滚子轴承GB297-84，代号7203。轴ⅩⅥ和轴ⅪⅤ均因轴向距离较长，均采用三支轴承向定方式，ⅪⅤ轴两端才用9204GB297-84，中间支撑用206GB276-87球轴承，ⅩⅥ三支撑轴承均用球轴承，因为其不受轴向力，其两端用203GB276-89，中间用205GB276-89。至于轴ⅩⅧ与丝杠联结，为了消除轴上间隙提高轴向刚度，所以我们采用双螺母紧固，同时由于丝杠要承受轴向力，大多采用推力轴承。因为在相同尺寸条件下，推力球轴承向刚度比向心推力球轴承及圆锥滚子轴承的轴向刚度要大一倍以上，为了减小进给箱的尺寸，我们采用特轻系列的推力球轴承GB810-76代号103。同理，与光杠联结的轴用特轻系列的单列向心球轴承106GB276-89。2.滚动轴承的润滑与密封滚动轴承为了减少磨擦、传递热量，减少噪音和防止锈蚀，必须进行润滑。当转速较低时常用润滑脂润滑，填充量应为轴承空隙的1/3一1/2。转速较高时应用润滑油润滑，无论哪种润滑都应定期清洁更换润滑剂。滚动轴承为防止灰尘、杂物、水分侵入，阻止润滑剂处流，，一般都要进行密封。密封常用的方法是轴上加装自紧骨架密封，在轴承座孔内，轴承盖上加毡圈、毡条等。在拆装时要注意不要损坏密封元件，对于重要部位轴承的密封件不能重复使用。3.4离合器的选用原则常用联轴器大多已标准化，一般情况下只需根据有关标准和产品样本选用，包括选择联轴器的类型、尺寸（型号）及联轴器与轴的连接方式。必要时，可对其易损零件进行强度校核。不同类型的联轴器工作性能差异很大，成本差异也很大。选择联轴器类型时，应综合考虑器各方面的要求。主要依据为：1)原动机的种类和工作机的载荷性质电动机输出转速平稳，而内燃机输出转速的波动随内燃机缸数的减少而加剧。缸数少时应选用具有缓冲吸振能力的弹性联轴器。工作机的载荷性质如有较大的冲击、振动，载荷变化较大，频繁启动、换向，都会对联轴器的工作能力有较大影响，应选用具有缓冲吸振能力的弹性联轴器。2）两轴轴线位置精度如果由于制造和装配的误差、轴受载和热膨胀变形以及零部件的磨损使两轴轴线的相对位置精度较差，应选用有位移补偿能力的挠性联轴器。3）允许的转速范围不同类型和尺寸的联轴器由于材料、结构、径向尺寸不同，所允许的转速范围是不同的。4）环境在高温、低温，存在油、酸、碱介质条件下应避免选用橡胶元件的弹性联轴器。有些联轴器的噪声较大（如齿式联轴器），不宜用于对噪声有严格限制的场合。5）经济性不应盲目选用性能好、精度高、价格高的联轴器。应综合考虑各方面要求选择最适合需要的联轴器。选择离合器时，首先根据机器的工作特点和使用条件，结合各种离合器的性能特点，确定离合器的类型。然后根据被联接的两轴的直径、计算转矩和转速选择适当的型号。联轴器用来连接轴与轴，实现运动与转矩的传递，有时还兼有安全保护装置的作用。根据工作特性可分为以下三类：表3-1联轴器的类型和作用类

型在传动系统中的作用备

注刚性联轴器

不具备自动补偿被连接两轴线相对位置误差的能力。包括凸缘联轴器、套筒联轴器、夹壳联轴器等挠性联轴器无弹性元件的挠性联轴器，具有依靠零件之间的相对运动自由度来自动补偿被连接两轴线相对位置误差的能力。包括齿式联轴器、万向联轴器、链条联轴器、滑块联轴器等有弹性元件的挠性联轴器，具有依靠弹性元件的变形来自动补偿被连接两轴线相对位置误差的能力；还具有不同程度的减振、缓冲作用，改善传动系统的工作性能包括弹性圈柱销挠性联轴器、尼龙柱销挠性联轴器和金属弹性元件挠性联轴器，各种弹性联轴器的结构不同，差异较大，在传动系统中的作用亦不尽相同安全联轴器当转矩超过所允许的极限转矩时，连接件将发生折断、脱开或打滑，自动终止联轴器的传动，以保护机器中的重要零件。包括销钉式、摩擦式、磁粉式、离心式、液压式等安全联轴器3.5CA6140车床操纵机构的运动特点图3-4是变速机构的简图，CA6140运动传递是由电动机经过V带轮传至车床主轴箱中的Ⅰ轴，Ⅰ轴动力通过齿轮传到图3-4中的Ⅱ轴，而Ⅱ轴再通过齿轮与Ⅲ轴的三联滑移齿轮啮合，动了传到Ⅲ轴，因为轴Ⅰ上装有双向摩擦片式离合器，轴向尺寸比较长，为使结构紧凑，第一变速组采用了双联齿轮，而不是按照传动副前多后少的原则采用三个传动副。图3-4中，轴Ⅱ的双联滑移齿轮和轴Ⅲ上的三联滑移齿轮用一个手柄操纵。变速手柄每转一圈，变换全部6种转速，故手柄共有均布的6个位置。此处采用凸轮机构完成变速操作。图3-4CA6140车床Ⅱ、Ⅲ轴的操纵机构1-拨叉2-曲柄3-盘形凸轮4-轴5-杠杆6-拨叉图3-5卡盘或拨盘的安装1-螺钉2-卡口垫3-主轴4-卡盘座5-插销螺栓6-螺母第四章齿轮的校核与计算齿轮传动是机械传动中应用最广泛的一种传动方式。其优点是效率高，传动比准确，结构紧凑，工作可靠，寿命长；主要缺点是制造成本高，不宜远距离两轴之间的传动。现根据本组研究课题对车床进给箱中一双联齿轮进行校核，可分为以下几节内容进行分析：4.1齿轮的失效形式和计算准则一、齿轮的失效形式分析失效的目的是为了找出齿轮传动失效的原因，制定强度计算准则，或提出防止失效的措施，提高其承载能力和使用寿命。齿轮的失效形式主要发生在轮齿。下面介绍轮齿的几种主要的失效形式。1.轮齿折断在载荷作用下轮齿根部产生的弯曲应力最大，而且有应力集中。在传动过程中轮齿重复受载，齿根弯曲应力为交变应力。在这种交变的弯曲应力作用下，齿根处产生疲劳裂纹，裂纹扩展，导致轮齿弯曲疲劳折断。直齿易发生全齿折断。斜齿轮由于接触线为一斜线，而易发生轮齿局部倾斜折断。轮齿折断是齿轮传动最危险的失效形式之一，它不仅使齿轮传动完全失效，而且掉下来的齿块往往会导致其他零部件损坏，以致发生更大的故障。改善材料的性能，适当增大模数，增大齿根过度圆角，提高齿轮制造精度，降低齿根表面的粗超度，消除齿根加工刀痕，对齿根部位进行喷丸，碾压强化处理等，均可提高轮齿的抗折断能力。2.齿面点蚀图4-1齿面点蚀轮齿受载时，工作齿面上的啮合处产生接触应力。运转过程中齿面接触应力是按脉动循环变化的，在接触应力的反复作用下，轮齿表层出现微小的疲劳裂纹，裂纹不断扩展，从齿面脱落下来材料后形成麻点状小坑，即是齿面点蚀。齿面出现点蚀后，齿廓遭到破坏，使传动性能恶化，振动噪声增大。点蚀多出现在靠近节线附近的齿根表面上。其原因是：轮齿在节线附近啮合时，同时啮合的齿对数少，对于直齿轮只有一对齿接触，齿面接触应力较大，而且轮齿在靠近节线处啮合时，齿面滑动速度较小且速度方向有变化，齿面间不易于形成油膜。严重的安装不良或齿轮轴变形较大时，点蚀也可能出现在齿顶部位。开式齿轮传动，由于齿面磨损较快，在未形成点蚀前即被磨损掉，故一般看不到点蚀出现。对于表面硬化的钢制齿轮，在淬硬层和软芯部交接处往往出现疲劳裂纹，裂纹继续扩展在齿面形成较大面积的剥落。与点蚀的形状不同，剥落坑的面积和深度都比点蚀的大，这种齿面成片剥落的现象称为齿面剥落。提高齿面硬度，降低齿面粗糙度，改善润滑油的性能，提高齿轮的传动精度和采用角变位齿轮传动等可提高抗点蚀的能力。3.齿面胶合在高速重载或低速重载齿轮传动中，齿面间压力很大，使啮合齿面间的润滑剂被挤出和产生瞬时高温，致使两齿发生粘焊。由于两齿面的相对滑动，在齿面上形成沿相对滑动方向深度、宽度不等的粗糙的条状沟纹，这种现象称为胶合。由于在齿顶和齿根处的滑动系数大，胶合一般出现在齿顶与齿根的单对啮合处。齿面胶合会使传动性能严重恶化，产生剧烈的磨损和发热，甚至很快导致齿轮报废。减小模数，降低齿高，以减小齿面间的滑动速度；采用减摩和极压性能好的润滑油；提高齿面硬度，降低表面粗糙度；选用不同牌号的材料配对，两齿面有一定的硬度差，可减缓和防止齿面胶合的发生。4.齿面磨损图4-2齿面磨损当灰砂、金属屑末等硬质异物落到齿面上，齿面将逐渐。磨损后齿面失去正确形状，产生冲击和噪声。此外，轮齿磨损过度变薄容易发生折断。轮齿磨损是开式齿轮传动的主要失效形式。采用闭式传动或加防护罩，改善润滑条件，保持油品清洁；采用硬齿面；降低齿面粗糙度等，可有效地减轻或防止齿面磨损。5.齿体塑性变形当轮齿受载过大、齿根处应力超过轮齿的屈服点时，齿体就产生过量的塑性变形，轮齿偏离正确的位置，引起振动和冲击，导致齿轮的早期失效。采用机械强度高的材料和提高齿体的硬度可防止齿体塑性变形。6.齿面塑性变形用软钢或其他软材料制造的齿轮，当受到重载时，齿面摩擦力过大，会使轮齿表面材料发生塑性流动，使齿面失去正确齿形。适当提高齿面硬度，采用减摩性好的润滑油，可防止或减轻齿面塑性变形。齿轮失效和齿轮的承载能力关系密切，同一齿轮传动抵抗不同失效形式的能力是不同的。二、齿轮传动的计算准则各种失效形式都对齿轮的承载能力有限制，应分别建立相应的计算准则。但是，关于磨损和齿面变形，目前尚未形成成熟的计算方法，所以，对于一般条件下使用的闭式齿轮传动，通常按照齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度两种计算准则来计算。对高速和大功率的齿轮传动，还应按齿面胶合强度的计算准则计算。对于开式齿轮传动，磨损是主要的失效形式，因磨损后轮齿变薄易发生折断，故按齿根弯曲疲劳强度计算，通过降低许用应力的方法来考虑磨损的影响。4.2齿轮材料根据齿轮的失效形式，对齿轮材料的主要要求是:在循环和冲击载荷作用下，有足够的弯曲强度；轮齿表层有足够的硬度和强度；轮齿表层有足够的硬度和耐磨性；能经过各种加工和热处理达到所需的精度要求等。制造齿轮的材料主要是各种牌号的钢，其次是铸铁，在特殊情况下采用有色金属、粉末冶金及某些非金属材料等。一、钢齿轮用钢分为锻钢和铸钢两大类。由于锻钢的质量比铸钢的好，所以除非尺寸较大，或结构复杂不易锻制时，才采用铸钢。用热处理的方法可提高材料的机械性能，尤其是提高齿面硬度对提高承载能力很显著。按齿面硬度不同，齿轮可分为两类：软齿面齿轮（齿面硬度小于等于350HBS）这类齿轮的最终热处理是调质或正火，热处理后进行切齿。齿面硬度通常为160-286HBS。因齿面硬度低，故承载能力较低。但因这类齿轮制造容易、成本低，故广泛用于对齿轮尺寸及重量没有严格限制的一般机械设备中。由于小齿轮的工作较大齿轮繁重，所以小齿轮的齿面硬度应比大齿轮的高一些，一般高20-50HBS硬度单位。2.硬齿面齿轮（齿面硬度大于350HBS）这类齿轮通常是在半精加工后进行齿面硬化的热处理。常用的热处理方法有淬火、表面淬火、渗碳淬火及氮化等。齿面硬度一般为40-62HRC。热处理后齿面有变形，可采用研磨、磨削或刮削等精加工方法加以消除。这类齿轮齿面硬度高，承载能力高，耐磨性好，适用于对尺寸和重量有限制及重要机械设备中。二、铸铁铸铁的耐冲击和抗弯曲性能较差，主要用于制造低速和不重要的开式齿轮及传递功率不大的齿轮。球墨铸铁的机械性能较高，有时可用来代替铸钢。三、非金属材料对于高速、小功率、精度不高以及传递运动为主的齿轮传动，有时用非金属材料（例如夹布、胶木、尼龙、塑料）制做齿轮。钢制齿轮的热处理方法主要有以下几种：●表面淬火表面淬火常用于中碳钢和中碳合金钢，如45、40Cr钢等。表面淬火后，齿面硬度一般为40～55HRC。特点是抗疲劳点蚀、抗胶合能力高。耐磨性好；由于齿心部分未淬硬，齿轮仍有足够的韧性，能承受不大的冲击载荷。●渗碳淬火渗碳淬火常用于低碳钢和低碳含金钢，如20、20Cr钢等。渗碳淬火后齿面硬度可达56～62HRC，而齿轮心部仍保持较高的韧性，轮齿的抗弯强度和齿面接触强度高，耐磨性较好，常用于受冲击载荷的重要齿轮传动。齿轮经渗碳淬火后，轮齿变形较大，应进行磨削加工。●渗氮渗氮是一种表面化学热处理。渗氮后不需要进行其他热处理，齿面硬度可达700～900HV。由于渗氮处理后的齿轮硬度高，工艺温度低，变形小，故适用于内齿轮和难以磨削的齿轮，常用于含铅、钼、铝等合金元素的渗氮钢，如38CrMoAl等。●调质调质一般用于中碳钢和中碳合金钥，如45、40Cr、35SiMn钢等。调质处理后齿面硬度一般为220～280HBS。因硬度不高，轮齿精加工可在热处理后进行。表（4-1）常用齿轮材料及其力学性能常用齿轮材料及其力学性能类别材料牌号热处理方法抗拉强度

σb/MPa屈服点σs/MPa硬度

(HBS或HRC)优质碳素钢35正火500270150～180HBS调质550294190～230HBS45正火588294169～217HBS调质647373229～286HBS表面淬火40～50HRC50正火628373180～220HBS合金结构钢40Cr调质700500240～258HBS表面淬火48～55HRC35SiMn调质750450217～269HBS表面淬火45～55HRC40MnB调质735490241～286HBS表面淬火45～55HRC20Cr渗碳淬火

后回火63739256～62HRC20CrMnTi107983456～62HRC38CrMnAlA渗氮980834>850HV铸钢ZG45正火580320156～217HBSZG55650350169～229HBS灰铸钢HT300

300

185～278HBSHT350350

202～304HBS球墨铸铁QT600-3

600370190～270HBSQt700-2700420225～305HBS非金属夹布胶木

100

25～35HBS●正火正火能消除内应力，细化晶粒，改善力学性能和切削性能。机械强度要求不高的齿轮可采用中碳钢正火处理，大直径的齿轮可采用铸钢正火处理。根据热处理后齿面硬度的不同，齿轮可分为软齿面齿轮（≤350HBS）和硬齿面齿轮（＞350HBS）。一般要求的齿轮传动可采用软齿面齿轮。为了减小胶合的可能性，并使配对的大小齿轮寿命相当，通常使小齿轮齿面硬度比大齿轮齿面硬度高出30～50HBS。对于高速、重载或重要的齿轮传动，可采用硬齿面齿轮组合，齿面硬度可大致相同。4.3齿轮传动的载荷计算为了便于分析计算，通常取沿齿面接触线单位长度上所受的载荷进行计算。沿齿面接触线单位长度上的平均载荷p(单位为N/m)式（4-1）图4-3齿轮所受载荷图示齿轮的计算载荷：式中：Fn为作用于齿面接触线上的法向载荷，为公称载/N；L为沿齿面的接触线长/mm。由于原动机及工作机性能的影响，以及齿轮的制造误差，特别是基节误差和齿形误差的影响，会使法向载荷增大。此外，在同时啮合的齿对间，载荷的分配并不是均匀的，即使在一对齿上，载荷也不可能沿接触线均匀分布。因此在计算齿轮传动强度时，应按接触线单位长度上的最大载荷，即计算载荷pca(单位为N/mm)进行计算,即:式（4-2）式中K为载荷系数。包括使用系数KA,动载系数Kv,齿间载荷分配系数Kα及齿向载荷分布系数Kβ,即式（4-3）载荷系数KA是考虑齿轮啮合时外部因素引起的附加动载荷影响的系数。这种动载荷取决于原动机和工作机的特性，质量比，联轴器类型以及运行状态等。KA的使用值应针对设计对象，通过实践确定。图4-4齿轮啮合受力图示动载系数Kv是考虑以下因素引起的动载菏影响的系数:a、齿轮制造及装配的误差，轮齿受载后产生的弹性形，将使啮合轮齿的法向齿距Pb1与Pb2不相等（见左图），因而轮齿就不能正确啮合传动，齿轮传动瞬时传动比就不是定值，就会产角加速度，于是引起动载荷或冲击。b、对于直齿轮传动，由双对齿啮合过渡到单对齿啮合，或是由单对齿啮合过渡到双对齿啮合的期间，啮合齿对的刚度变化，也要引起动载荷。动载系数Kv的实用值，应针对设计对象通过实践确定，或按有关资料确定。对于一般齿轮传动的动载系数Kv可查图5。若为直齿圆锥齿轮传动，应按图中低一级的精度线及锥齿轮平均分度圆处的圆周速度Vm查取Kv值。齿轮的制造精度及圆周速度对轮齿啮合过程中产生动载荷的大小影响很大。提高制造精度，减小齿轮直径以降低圆周速度，均可减小动载荷。为了减小动载荷，可将轮齿进行齿顶修缘，即把齿顶的小部分齿廓曲线（分度圆压力角α=20°的渐开线）修正成α>20°的渐开线。上图所示，因Pb2>Pb1,则后一对轮齿在未进入啮合区时就开始接触，从而产生动载荷。为此将从动轮2进行齿顶修缘，图中从动轮2的虚线齿廓即为修缘后的齿廓，实线齿廓则为未经修缘的齿廓。由图明显地看出，修缘后的轮齿齿顶处的法节P'b2<Pb1，因此当Pb2>Pb1时，对修缘了的轮齿，在开始啮合阶段，相啮合的轮齿的法节差就小一些，啮合时产生的动载荷也就小一些。高速齿轮传动或齿面经硬化的齿轮，轮齿应进行修缘。但应注意，若修缘量过大，不仅重合度减小过多,而且动载荷也不一定就相应减小,故轮齿的修缘量应定得适当。齿间载荷分配系数Ka图4-5齿轮啮合时接触线图示一对相互啮合的斜齿（或直齿）圆柱齿轮，如在啮合区中有两对（或多对）齿同时工作时，则载荷应分配在这两对（或多对）齿上。两对齿同时啮合的接触线总长L=PP'+QQ'（如图4-5示）。但由于齿距误差及弹性变形等原因，总载荷Fn并不是按PP'/QQ'的比例分配在PP'及QQ'这两条接触线上。因此其中一条接触线上的平均单位载荷可能会大于另一条接触线上的平均单位载荷。进行强度计算时应按平均单位载荷大的值计算。为此，引入齿间载荷分配系数Ka。Ka的值可用详尽的算法计算。齿向载荷分布系数Kb考虑制造误差和轴的变形引起载荷沿齿宽分布不均匀的影响系数。轴产生弯曲变形使作用在齿面的载荷沿接触线分布不均匀：图4-6沿齿宽方向受力不均引起的弯曲变形轴的扭转变形使齿面上载荷分布不均匀：为了改善载荷沿接触线分布不均的程度，可以采用增大轴、轴承及支座的刚度，合理布置齿轮在轴上的位置，把齿轮布置在远离转矩输入端的位置，适当限制轮齿的宽度，将齿侧沿齿宽方向适当修形等措施。齿向载荷分布系数Kb分为KHb和KFb。其中KHb为按齿面接触疲劳强度计算时所用的系数，而KFb为按齿根弯曲疲劳强度计算时所用的系数。用于圆柱齿轮（包括直齿及斜齿）的齿向载荷分布系数KHb。KFb可根据KHb之值，齿宽b与齿高h之比值b/h弯曲疲劳强度计算用齿向载荷分布系数KFb4.4标准直齿圆柱齿轮传动的强度计算一、许用应力许用接触力H按下式计算式（4-4）式中，－试验齿轮的接触疲劳极限；SHmin－齿面接触疲劳强度最小安全系数。许用弯曲应力可按下式计算式（4-5）式中－试验齿轮的弯曲疲劳极限；Swmin－齿根弯曲疲劳强度最小安全系数4.5本组专题齿轮校核内容及步骤4.5.1选择材料及初步确定齿轮各参数由于校核的齿轮为进给箱中ⅩⅥ上双联齿轮，对其中28齿进行校核计算，与其配对的齿数为35。由齿面接触疲劳强度确定两齿中心距然后求出其他基本