C6150 溜板箱设计说明书

1、C6150溜板箱 设计说明书C6150普通车床溜板箱设计说明书学 院：机械工程学院专业班级：机械1302班学 号：1040513214学 生 姓 名：郭志洋指 导 教 师：纪小刚2017 年 1 月第一章 引言普通车床是车床中应用最广泛的一种，约占车床类总数的65%，因其主轴以水平方式放置故称为卧式车床。 CA6150型普通车床的主要组成部件有：主轴箱、进给箱、溜板箱、刀架、尾架、光杠、丝杠和床身。 溜板箱：是车床进给运动的操纵箱，内装有将光杠和丝杠的旋转运动变成刀架直线运动的机构，通过光杠传动实现刀架的纵向进给运动、横向进给运动和快速移动，通过丝杠带动刀架作纵向直线运动，以便车削螺纹。第二章

2、 主要技术参数工件最大回转直径： 在床面上400毫米 在床鞍上210毫米工件最大长度（四种规格） 750、1000、1500、2000毫米主轴孔径 48毫米主轴前端孔锥度 400毫米主轴转速范围： 正传（24级）101400转/分 反传（12级）141580转/分加工螺纹范围： 公制（44种） 1192毫米 英制（20种） 224牙/英寸 模数（39种） 0.2548毫米 径节（37种）196径节进给量范围：细化 0.0280.054毫米/转纵向（64种） 正常0.081.59 毫米加大1.716.33 毫米/转细化 0.0140.027毫米/转横向（64种） 正常 0.040.79 毫米/转

3、加大 0.863.16 毫米/转刀架快速移动速度：纵向 4米/分横向 4米/分主电机： 功率 7.5千瓦 转速 1450转/分快速电机： 功率370瓦转速 2600转/分冷却泵： 功率 90瓦 流量 25升/分工件最大长度为1000毫米的机床： 外形尺寸（长宽高）266810001190毫米 重量约 2000公斤第三章 系统图的拟定3.1 确定极限转速 已知主轴最低转速nmin为10mm/s,最高转速nmax为1400mm/s，转速调整范围为 Rn=nmax/nmin=143.2 确定公比 选定主轴转速数列的公比为1.123.3 求出主轴转速级数Z Z=lgRn/lg+1= lg14/lg1.

4、12+1=243.4 确定结构网或结构式 24=23223.5 绘制转速图（1）选定电动机 一般金属切削机床的驱动，如无特殊性能要求，多采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。Y系列电动机高效、节能、起动转矩大、噪声低、振动小、运行安全可靠。根据机床所需功率选择Y160M-4，其同步转速为1500r/min。（2）分配总降速传动比总降速传动比为uII=nmin/nd=10/15006.67103,nmin为主轴最低转速，考虑是否需要增加定比传动副，以使转速数列符合标准或有利于减少齿轮和及径向与轴向尺寸，并分担总降速传动比。然后，将总降速传动比按“先缓后急”的递减原则分配给串联的各变速组中的

5、最小传动比。（3）确定传动轴的轴数 传动轴数变速组数+定比传动副数+1=6（4）绘制转速图先按传动轴数及主轴转速级数格距lg画出网格，用以绘制转速图。在转速图上，先分配从电动机转速到主轴最低转速的总降速比，在串联的双轴传动间画上u(kk+1)min.再按结构式的级比分配规律画上各变速组的传动比射线，从而确定了各传动副的传动比。C6150 溜板箱 转速图 第四章 主要设计零件的计算和验算4.1多片式摩擦离合器的计算4.1.1设计多片式摩擦离合器时，首先根据机床结构确定离合器的尺寸，如为轴装式时，外摩擦片的内径d应比花键轴大26mm，内摩擦片的外径D的确定，直接影响离合器的径向和轴向尺寸，甚至影响

6、溜板箱内部结构布局，故应合理选择。摩擦片对数可按下式计算 Z2MnK/fbp式中 Mn摩擦离合器所传递的扭矩（Nmm）； Mn955/955110.98/8001.28（Nmm）; Nd电动机的额定功率（kW）； 安装离合器的传动轴的计算转速（r/min）； 从电动机到离合器轴的传动效率； K安全系数，一般取1.31.5； f摩擦片间的摩擦系数，由于磨擦片为淬火钢，查机床设计指导表2-15，取f=0.08； 摩擦片的平均直径（mm）; =（D+d）/267mm; b内外摩擦片的接触宽度（mm）； b=（D-d）/2=23mm； 摩擦片的许用压强（N/）；1.11.001.000.760.836

7、 基本许用压强（MPa），查机床设计指导表2-15，取1.1； 速度修正系数 n/6=2.5（m/s） 根据平均圆周速度查机床设计指导表2-16，取1.00； 接合次数修正系数，查机床设计指导表2-17，取1.00； 摩擦结合面数修正系数，查机床设计指导表2-18，取0.76。所以 Z2MnK/fbp21.281.4/（3.140.08230.83611 卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗确定，一般取0.40.4114.4 最后确定摩擦离合器的轴向压紧力Q，可按下式计算：Q=b(N)1.13.14231.003.57式中各符号意义同前述。摩擦片的厚度一般取1、1.5、1.75、2（

8、mm），内外层分离时的最大间隙为0.20.4（mm）,摩擦片的材料应具有较高的耐磨性、摩擦系数大、耐高温、抗胶合性好等特点，常用10或15钢，表面渗碳0.30.5（mm）,淬火硬度达HRC5262。4.1.2齿轮的验算 验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。接触应力的验算公式为（MPa）（3-1）弯曲应力的验算公式为 （3-2）式中 N-齿轮传递功率（KW），N=； T-齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（h），对于中

9、型机床的齿轮取=1500020000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=/P，P为变速组的传动副数； -齿轮的最低转速（r/min）;-基准循环次数；查表3-1（以下均参见机床设计指导） m疲劳曲线指数，查表3-1；速度转化系数，查表3-2；功率利用系数，查表3-3；材料强化系数，查表3-4；的极限值，见表3-5，当时，则取=；当时，取=；工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.21.6；动载荷系数，查表3-6；齿向载荷分布系数，查表3-9；Y标准齿轮齿形系数，查表3-8；许用接触应力（MPa）,查表3-9；许用弯曲应力（MPa），查表3-9。如果验算结果或不合格时，可以改变初算时

10、选定的材料或热处理方法，如仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。I轴上的齿轮采用整淬的方式进行热处理传至I轴时的最大转速为：N=5.625kw在离合器两齿轮中齿数最少的齿轮为502.25，且齿宽为B=12mmu=1.05=1250MP符合强度要求。验算562.25的齿轮：=1250MP符合强度要求4.1.3传动轴的验算对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（）花键轴 =式中 d花键轴的小径（mm）；i花轴的大径（mm）；b、N花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：=式中 N该轴传递的最大功率（kw）

11、; 该轴的计算转速（r/min）。传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力：式中 为齿轮的啮合角，20；齿面摩擦角，；齿轮的螺旋角；0故N4.1.4花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为：式中 花键传递的最大转矩（）； D、d花键轴的大径和小径（mm）； L花键工作长度； N花键键数； K载荷分布不均匀系数，K=0.70.8； 故此花键轴校核合格4.1.5轴承疲劳强度校核机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为： C滚动轴承的额定负载（N）,根据轴

12、承手册或机床设计手册查取，单位用（kgf）应换算成（N）；速度系数， 为滚动轴承的计算转速（r/mm） 寿命系数， 寿命系数，对球轴承=3，对滚子轴承=；工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、磨床等多数机床），；功率利用系数，查表33；速度转化系数，查表32；齿轮轮换工作系数，查机床设计手册；P当量动载荷，按机床设计手册。 故轴承校核合格4.2 传动轴的验算对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（）花键轴 =式中 d花键轴的小径（mm）；i花轴的大径（mm）；b、N花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求

13、得：=式中 N该轴传递的最大功率（kw）; 该轴的计算转速（r/min）。传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力：式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力：式中 为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；=27.86mm符合校验条件花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为：式中 花键传递的最大转矩（）； D、d花键轴的大径和小径（mm）； L花键工作长度； N花键键数； K载荷分布不均匀系数，K=0.70.8； 故此花键轴校核合格4.3轴组件的刚度验算两支撑主轴组件的合理跨距 主轴组件的跨距对其刚度的影响很大，在绘制主轴组件的结构草

14、图后，可以对合理跨距L。进行计算，以便修改草图，当跨距远大于L。时，应考虑采用三支撑结构。机床设计的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部C点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加，其极值方程为：式中 L。合理跨距； C 主轴悬伸梁； 后前支撑轴承刚度 该一元三次方程求解可得为一实根：机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为： C滚动轴承的额定负载（N）,根据轴承手册或机床设计手册查取，单位用（kgf）应换算成（N）；速度系数， 为滚动轴承的计算转速（r/mm） 寿命系数， 寿命系数，对球轴承=3，对滚子轴承=；工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、

15、铣床、钻床、磨床等多数机床），；功率利用系数，查表33；速度转化系数，查表32；齿轮轮换工作系数，查机床设计手册；P当量动载荷，按机床设计手册。 故轴承校核合格4.4 传动系统的轴及轴上零件设计4.4.1齿轮的验算 验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。 接触应力的验算公式为（MPa）（3-1）弯曲应力的验算公式为 （3-2）式中 N-齿轮传递功率（KW），N=； -电动机额定功率（KW）； -从电动机到所计算的齿轮的机

16、械效率； -齿轮计算转速（r/min）; m-初算的齿轮模数（mm）; B-齿宽（mm） Z-小齿轮齿数； u-大齿轮与小齿轮齿数之比，u1，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合； -寿命系数：-工作期限系数：T-齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮取=1500020000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=/P，P为变速组的传动副数； -齿轮的最低转速（r/min）;-基准循环次数；查表3-1（以下均参见机床设计指导） m疲劳曲线指数，查表3-1；速度转化系数，查表3-2；功率利用系数，查表3-3；材料强化系数，查表3-4；的极限值，见表3-5，当时，

17、则取=；当时，取=；工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.21.6；动载荷系数，查表3-6；齿向载荷分布系数，查表3-9；Y标准齿轮齿形系数，查表3-8；许用接触应力（MPa）,查表3-9；许用弯曲应力（MPa），查表3-9。如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。三轴上的三联滑移齿轮采用整淬的方式进行热处理传至三轴时的最大转速为：N=5.42kw在三联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为412.25，且齿宽为B=12mmu=1.05=1250MP故三联滑移齿轮符合标准验算502.5的齿轮：502.5齿轮采用整淬N=5.1

18、kw B=15mm u=1 =1250MP故此齿轮合格验算633的齿轮：633齿轮采用整淬N=5.1kw B=10mm u=4=1250MP故此齿轮合格验算442齿轮：442齿轮采用整淬N=5.1kw B=10mm u=1=1250MP故此齿轮合格4.4.2 传动轴的验算对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（）花键轴 =式中 d花键轴的小径（mm）；i花轴的大径（mm）；b、N花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：=式中 N该轴传递的最大功率（kw）; 该轴的计算转速（r/min）。传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮

19、和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力：式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力：式中 为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；=27.86mm符合校验条件花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为：式中 花键传递的最大转矩（）； D、d花键轴的大径和小径（mm）； L花键工作长度； N花键键数； K载荷分布不均匀系数，K=0.70.8； 故此三轴花键轴校核合格4.4.3 轴组件的刚度验算两支撑主轴组件的合理跨距 主轴组件的跨距对其刚度的影响很大，在绘制主轴组件的结构草图后，可以对合理跨距L。进行计算，以便修改草图，当跨距远大于L。时，应考虑采用三支撑结构。机床设

20、计的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部C点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加，其极值方程为：式中 L。合理跨距； C 主轴悬伸梁；后前支撑轴承刚度 该一元三次方程求解可得为一实根：机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为： C滚动轴承的额定负载（N）,根据轴承手册或机床设计手册查取，单位用（kgf）应换算成（N）；速度系数， 为滚动轴承的计算转速（r/mm） 寿命系数， 寿命系数，对球轴承=3，对滚子轴承=；工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、磨床等多数机床），；功率利用系数，查表33；速度转化系数，查表32；齿轮轮换工作系数，

21、查机床设计手册；P当量动载荷，按机床设计手册。 故轴承校核合格4.5传动系统的轴及轴上零件设计4.5.1齿轮的验算 验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。 接触应力的验算公式为（MPa）（3-1）弯曲应力的验算公式为 （3-2）式中 N-齿轮传递功率（KW），N=； -电动机额定功率（KW）； -从电动机到所计算的齿轮的机械效率； -齿轮计算转速（r/min）; m-初算的齿轮模数（mm）; B-齿宽（mm） Z-小齿轮

22、齿数； u-大齿轮与小齿轮齿数之比，u1，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合； -寿命系数：-工作期限系数：T-齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮取=1500020000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=/P，P为变速组的传动副数； -齿轮的最低转速（r/min）;-基准循环次数；查表3-1（以下均参见机床设计指导） m疲劳曲线指数，查表3-1；速度转化系数，查表3-2；功率利用系数，查表3-3；材料强化系数，查表3-4；的极限值，见表3-5，当时，则取=；当时，取=；工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.21.6；动载荷系数，查表3-6；齿向载

23、荷分布系数，查表3-9；Y标准齿轮齿形系数，查表3-8；许用接触应力（MPa）,查表3-9；许用弯曲应力（MPa），查表3-9。如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。轴上的直齿齿轮采用整淬的方式进行热处理传至轴时的最大转速为：N=5.42kw齿轮的模数与齿数为332，且齿宽为B=20mmu=1.05=1250MP故齿轮符合标准验算582的齿轮：582齿轮采用整淬N=5.1kw B=20mm u=1 =1250MP故此齿轮合格4.5.2传动轴的验算对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗

24、弯断面惯性矩（）花键轴 =式中 d花键轴的小径（mm）；D花轴的大径（mm）；b、N花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：=式中 N该轴传递的最大功率（kw）; 该轴的计算转速（r/min）。传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力：式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力：式中 为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；=22.32mm符合校验条件4.5.3花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为：式中 花键传递的最大转矩（）； D、d花键轴的大径和小径（mm）； L花键工作长度； N花键键数；

25、K载荷分布不均匀系数，K=0.70.8； 故此花键轴校核合格4.5.4轴组件的刚度验算两支撑主轴组件的合理跨距 主轴组件的跨距对其刚度的影响很大，在绘制主轴组件的结构草图后，可以对合理跨距L。进行计算，以便修改草图，当跨距远大于L。时，应考虑采用三支撑结构。机床设计的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部C点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加，其极值方程为：式中 L。合理跨距； C 主轴悬伸梁； 后前支撑轴承刚度 该一元三次方程求解可得为一实根：机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为： C滚动轴承的额定负载（N）,根据轴承手册或机床设计手册查取，单位

26、用（kgf）应换算成（N）；速度系数， 为滚动轴承的计算转速（r/mm） 寿命系数， 寿命系数，对球轴承=3，对滚子轴承=；工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、磨床等多数机床），；功率利用系数，查表33；速度转化系数，查表32；齿轮轮换工作系数，查机床设计手册；P当量动载荷，按机床设计手册。 故轴承校核合格4.6. 传动系统的轴及轴上零件设计4.6.1齿轮的验算 验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。

27、 接触应力的验算公式为（MPa）（3-1）弯曲应力的验算公式为 （3-2）式中 N-齿轮传递功率（KW），N=； -电动机额定功率（KW）； -从电动机到所计算的齿轮的机械效率； -齿轮计算转速（r/min）; m-初算的齿轮模数（mm）; B-齿宽（mm） Z-小齿轮齿数； u-大齿轮与小齿轮齿数之比，u1，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合； -寿命系数：-工作期限系数：T-齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮取=1500020000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=/P，P为变速组的传动副数； -齿轮的最低转速（r/min）;-基准循环次数；查

28、表3-1（以下均参见机床设计指导） m疲劳曲线指数，查表3-1；速度转化系数，查表3-2；功率利用系数，查表3-3；材料强化系数，查表3-4；的极限值，见表3-5，当时，则取=；当时，取=；工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.21.6；动载荷系数，查表3-6；齿向载荷分布系数，查表3-9；Y标准齿轮齿形系数，查表3-8；许用接触应力（MPa）,查表3-9；许用弯曲应力（MPa），查表3-9。如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。轴上的斜齿轮采用调质处理的方式进行热处理传至五轴时的最大转速为：N=5.42kw斜

29、齿轮为264，且齿宽为B=35mmu=1.05=1560MP故斜齿轮符合标准验算802.5的齿轮：802.5齿轮采用调质热处理N=211.39kw B=26mm u=1 =1250MP故此齿轮合格验算502.5的齿轮：502.5齿轮采用调质热处理N=5.1kw B=10mm u=4=1250MP故此齿轮合格4.6.2传动轴的验算对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（）花键轴 ： =式中 d花键轴的小径（mm）；i花轴的大径（mm）；b、N花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：=式中 N该轴传递的最大功率（kw）;

30、该轴的计算转速（r/min）。传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力：式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力：式中 为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；=31.43mm符合校验条件花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为：式中 花键传递的最大转矩（）； D、d花键轴的大径和小径（mm）； L花键工作长度； N花键键数； K载荷分布不均匀系数，K=0.70.8； 故此五轴花键轴校核合格4.6.3轴组件的刚度验算两支撑主轴组件的合理跨距 主轴组件的跨距对其刚度的影响很大，在绘制主轴组件的结构草图后，可以对合理跨距L。进行计算，以便修改草图，当跨距远大于L。时，应考虑采用三支撑结构。机床设计的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部C点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加，其极值方程