CA车床主轴箱的设计说明书

1、 本科毕业设计说明书（论文） 第 XXXVIII 页 共XXXVIII 页2.3 主轴箱的主要参数工件最大回转直径：400mm工件最大长度（四种规格）：1000mm主轴孔径：48mm主轴前端孔锥度：400mm主轴转速范围：正转：101400r/min;反转：141580r/min加工螺纹范围：1192mm/ 224牙/英寸 模数：0.2548mm 纵向进给量范围：0.1mm，横向进给量：0.05mm刀架快速移动速度：4m/min主电机：功率：7.5千瓦；转速：1450r/min快速电机：功率：370瓦；转速：2600r/min冷却泵：功率：90瓦；流量：25L/min3主轴箱的设计3.1传动系

2、统及传动方案的确定(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=140(2)确定公比选定主轴转速数列的公比为1.26(3)求出主轴转速级数ZZ=lgRn/lg+1= lg140/lg1.26+1=24(4)确定结构网或结构式24=2×3×2×2(5)绘制转速图(a)分配总降速传动比总降速传动比为UII=Nmin/Nd=10/15006.67×103,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

3、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最小传动比8-9。(b)确定传动轴的轴数传动轴数变速组数+定比传动副数+1=6(c)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10。 图3.1 主轴运动转速图主轴运动的传动路线为：图3.2 传动路线表达式3.2 主要零件的设计及校核3.2.1 主轴箱的箱体 箱体材料以中等强度的灰铸铁HT150及HT200为最广泛,本设

4、计选用材料为HT20-40.箱体铸造时的最小壁厚根据其外形轮廓尺寸(长×宽×高),按下表选取.表3-1 最小壁厚与轮廓尺寸长×宽×高()壁厚(mm)小于 500 × 500 × 3008-12500 × 500 × 300至800 × 500 × 50010-15大于800 × 800 × 50012-20 由于箱体轴承孔的影响将使扭转刚度下降10%-20%，弯曲刚度下降更多，为弥补开口削弱的刚度，常用凸台和加强筋；并根据结构需要适当增加壁厚。如中型车床的前支承壁一般取25m

5、m左右，后支承壁取22mm左右，轴承孔处的凸台应满足安装调整轴承的需求11。 箱体在主轴箱中起支承和定位的作用。CA6140主轴箱中共有6根轴，轴的定位要靠箱体上安装空的位置来保证，因此，箱体上安装空的位置的确定很重要。本设计中各轴安装孔的位置的确定主要考虑了齿轮之间的啮合及相互干涉的问题，根据各对配合齿轮的中心距及变位系数，并参考有关资料，箱体上轴安装空的位置确定如下：中心距中心距-=（56+38）/2×2.25=105.75mm中心距-=（39+41）/2×2.25=90mm中心距-=（50+50）/2×2.5=125mm中心距-=（20+80）/2×

6、;2.5=125mm中心距-=（26+58）/2×4=168mm 综合考虑其它因素后，将箱体上各轴安装的位置确定如下图：图3.3 各轴安装位置图 箱体在床身上的安装方式，机床类型不同，其主轴变速箱的定位安装方式亦不同。有固定式、移动式两种。车床主轴箱为固定式变速箱，用箱体底部平面与底部突起的两个小垂直面定位，用螺钉和压板固定。本主轴箱箱体为一体式铸造成型，留有安装结构，并对箱体的底部为安装进行了相应的调整12。3.2.2 传动系统的I轴及轴上零件设计(1)普通V带传动的计算普通V带的选择应保证带传动不打滑的前提下能传递最大功率，同时要有足够的疲劳强度，以满足一定的使用寿命。设计功率

7、（kW）工况系数，查机床设计指导13（任殿阁，张佩勤 主编）表2-5，取1.1；故小带轮基准直径为130mm；带速 ；大带轮基准直径为230 mm；初选中心距1000mm, 由机床总体布局确定。过小，增加带弯曲次数；过大，易引起振动。带基准长度查机床设计指导（任殿阁，张佩勤 主编）表2-7，取2800mm;带挠曲次数1000mv/=7.0440；实际中心距 故小带轮包角单根V带的基本额定功率,查机床设计指导（任殿阁，张佩勤 主编）表2-8，取2.28kW；单根V带的基本额定功率增量弯曲影响系数，查表2-9，取传动比系数，查表2-10，取1.12故；带的根数包角修正系数，查表2-11，取0.93

8、；带长修正系数，查表2-12，取1.01；故圆整z取4；单根带初拉力q带每米长质量，查表2-13，取0.17；故带对轴压力图3.4 V带轮(2)多片式摩擦离合器的计算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，甚至影响主轴箱内部结构布局，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（N·mm）；Mn955×/955××11×0.98/8001.28×（N·mm）;N

9、d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/）；=1.1×1.00×1.00×0.760.836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

10、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/fbp2×1.28××1.4/（3.14×0.08××23×0.83611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0.40.4×114.4 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)1.1×3.14××23×1.003.57×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（mm），内外

11、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。9图3.5 多片式磨成离合器(3)齿轮的计算(a)传动比为的齿轮m=2.25 小齿轮：分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 大齿轮：分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 （b）传动比为的齿轮m=2.25 小齿轮：分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 大齿轮：分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 (a)传动比为的齿轮m=2.2

12、5 小齿轮：分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 大齿轮：分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽：取 (4)传动轴的计算式中：P轴所传递的功率，kwn轴的转速，r/minA轴的材料及承载情况确定的系数，取112所以 (3-1)取最小段为30mm(5)主要零件的验算(a)齿轮的校核对50×2.25的齿轮，且其齿宽为17mm，u=1.05齿面接触应力的验算公式为 (3-2)其中重合度系数式中：重叠系数；弹性影响系数；K载荷系数，；T1齿轮传递的扭矩，N·mm；d齿宽系数；d1小齿轮分度圆直径；u齿数比； 许用接触应力。 符合强度要

13、求。(b)轴的强度校核轴的扭转强度条件为 (3-3)式中扭转切应力，Mpa；T轴所受的扭矩，N·mm；轴的抗扭矩截面系数，;n轴的转速，r/min；P轴传递的功率，kw；d计算截面处轴的直径，mm；许用扭转切应力，MPa。代入公式得故此传动轴校验合格。(c)轴承的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： h （3-4）式中：P当量动载荷，N；n轴承转速，r/min；温度系数，取1.0；C轴承所能承受的基本额定载荷，N。带入验算公式得，故轴承校核合格14-15。3.2.3 传动系统的轴及轴上零件设计(1)齿轮的计算(a)传动比为的齿轮

14、m=2.25 小齿轮：分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 大齿轮：分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 (b)传动比为的齿轮m=2.25 小齿轮：分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 大齿轮：分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 (c)传动比为的齿轮m=2.25 小齿轮：分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 大齿轮：分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 (2)传动轴的计算式中：P轴所传递的功率，kwn轴的转速，r/minA轴的材料及承载情况确定的系数，取112所

15、以取最小段为25mm(3)主要零件的验算(a)齿轮的验算对30×2.25的齿轮，且其齿宽为21mm，齿面接触应力的验算公式为 (3-5)其中重合度系数式中：重叠系数；弹性影响系数；K载荷系数，；T1齿轮传递的扭矩，N·mm；d齿宽系数；d1小齿轮分度圆直径；u齿数比； 许用接触应力。 符合强度要求。(b)轴的强度校核轴的扭转强度条件为 (3-6)式中：扭转切应力，Mpa；T轴所受的扭矩，N·mm；轴的抗扭矩截面系数，;n轴的转速，r/min；P轴传递的功率，kw；d计算截面处轴的直径，mm；许用扭转切应力，MPa。代入公式得故此传动轴校验合格。(c)轴承的校核机床

16、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： h (3-7)式中：P当量动载荷，N；n轴承转速，r/min；温度系数，取1.0；C轴承所能承受的基本额定载荷，N。带入验算公式得，故轴承校核合格图3.6 轴装配图3.2.4 传动系统的轴及轴上零件设计(1)齿轮的计算(a)传动比为的齿轮m=2.5 小齿轮：分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 大齿轮：分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 (b)传动比为的齿轮m=2.5 分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 (c)传动比为的齿轮m=2.25 大

17、齿轮：分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 大齿轮：分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 (2)传动轴的计算 (3-8)式中：P轴所传递的功率，kwn轴的转速，r/minA轴的材料及承载情况确定的系数，取112所以取最小段为 30mm(3)主要零件的验算(a)齿轮的验算对50×2. 5的齿轮，且其齿宽为25mm，齿面接触应力的验算公式为 (3-9)其中重合度系数式中：重叠系数；弹性影响系数；K载荷系数，；T1齿轮传递的扭矩，N·mm；d齿宽系数；d1小齿轮分度圆直径；u齿数比； 许用接触应力。符合强度要求。(b)轴的强度校核轴的扭

18、转强度条件为 (3-10)式中：扭转切应力，Mpa；T轴所受的扭矩，N·mm；轴的抗扭矩截面系数，;n轴的转速，r/min；P轴传递的功率，kw；d计算截面处轴的直径，mm；许用扭转切应力，MPa。代入公式得故此传动轴校验合格。(c)轴承的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： h (3-11)式中：P当量动载荷，N；n轴承转速，r/min；温度系数，取1.0；C轴承所能承受的基本额定载荷，N。带入验算公式得，故轴承校核合格。图3.7 轴装配图3.2.5 传动系统的轴及轴上零件设计(1)齿轮的计算(a)传动比为的齿轮m=2.5 小

19、齿轮：分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 大齿轮：分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 （b）传动比为的齿轮m=2.5 小齿轮：分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 大齿轮：分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 (2)传动轴的计算 (3-12)式中：P轴所传递的功率，kwn轴的转速，r/minA轴的材料及承载情况确定的系数，取112所以取最小段为 25mm(3)主要零件的验算(a)齿轮的验算对50×2. 5的齿轮，且其齿宽为25mm，齿面接触应力的验算公式为 (3-13)其中重合度系数式中：重叠

20、系数；弹性影响系数；K载荷系数，；T1齿轮传递的扭矩，N·mm；d齿宽系数；d1小齿轮分度圆直径；u齿数比； 许用接触应力。符合强度要求。(b)轴的强度校核轴的扭转强度条件为 (3-14)式中：扭转切应力，Mpa；T轴所受的扭矩，N·mm；轴的抗扭矩截面系数，;n轴的转速，r/min；P轴传递的功率，kw；d计算截面处轴的直径，mm；许用扭转切应力，MPa。代入公式得故此传动轴校验合格。(c)轴承的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： h (3-15)式中：P当量动载荷，N；n轴承转速，r/min；温度系数，取1.0；

21、C轴承所能承受的基本额定载荷，N。带入验算公式得，故轴承校核合格。图3.8 轴装配图3.2.6 传动系统的轴及轴上零件设计(1)齿轮的计算(a)传动比为的齿轮m=4 小齿轮：分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 大齿轮：分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 (2)传动轴的计算 (3-16)式中：P轴所传递的功率，kwn轴的转速，r/minA轴的材料及承载情况确定的系数，取112所以取最小段为 50mm(3)主要零件的验算(a)齿轮的验算对51×2.5的齿轮，且其齿宽为25mm，齿面接触应力的验算公式为 (3-17)其中重合度系数式中：重叠系

22、数；弹性影响系数；K载荷系数，；T1齿轮传递的扭矩，N·mm；d齿宽系数；d1小齿轮分度圆直径；u齿数比； 许用接触应力。符合强度要求。(b)轴的强度校核轴的扭转强度条件为 (3-18)式中：扭转切应力，Mpa；T轴所受的扭矩，N·mm；轴的抗扭矩截面系数，;n轴的转速，r/min；P轴传递的功率，kw；d计算截面处轴的直径，mm；许用扭转切应力，MPa。代入公式得故此传动轴校验合格。(c)轴承的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： h (3-19)式中：P当量动载荷，N；n轴承转速，r/min；温度系数，取1.0；C

23、轴承所能承受的基本额定载荷，N。带入验算公式得，故轴承校核合格。图3.9 轴装配图3.2.7 传动系统的轴及轴上零件设计(1)齿轮的计算 分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 (2)传动轴的计算 (3-20)式中：P轴所传递的功率，kwn轴的转速，r/minA轴的材料及承载情况确定的系数，取112所以取最小段为 50mm(3)主要零件的验算(a)齿轮的验算对50×2.5的齿轮，齿面接触应力的验算公式为 (3-21)其中重合度系数式中：重叠系数；弹性影响系数；K载荷系数，；T1齿轮传递的扭矩，N·mm；d齿宽系数；d1小齿轮分度圆直径；u齿数比； 许用接

24、触应力。符合强度要求。(b)轴的强度校核轴的扭转强度条件为 (3-22)式中：扭转切应力，Mpa；T轴所受的扭矩，N·mm；轴的抗扭矩截面系数，;n轴的转速，r/min；P轴传递的功率，kw；d计算截面处轴的直径，mm；许用扭转切应力，MPa。代入公式得故此传动轴校验合格。(c)轴承的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： h(3-23)式中：P当量动载荷，N；n轴承转速，r/min；温度系数，取1.0；C轴承所能承受的基本额定载荷，N。带入验算公式得，故轴承校核合格图3.10 轴装配图结 论CA6140的主轴箱是机床的动力源将动力和运动传递给机床主轴的基本环节，其机构复杂而巧妙，本次设计中，我主要完