CA6140主轴箱设计毕业设计论文

1、ca6140主轴箱设计【摘要】作为主要的车削加工机床，ca6140机床广泛的应用于机械加工行业中，本设计主要针对 ca6140机床的主轴箱进行设计，主传动系统是用来实现机床主运动的传动系统，它应具有一定的 转速（速度）和一定的变速范围，以便采用不同材料的刀具，加工不同的材料，不同尺寸，不同 要求的工件，并能方便的实现运动的开停，变速，换向和制动等。数控机床主传动系统主要包括 电动机、传动系统和主轴部件，它与普通机床的主传动系统相比在结构上比较简单，这是因为变 速功能全部或大部分巾主轴电动机的无级调速來承担，剩去了复杂的齿轮变速机构，有些只有二 级或三级齿轮变速系统用以扩大电动机无级调速的范i韦

2、i。它固定在机床身的左端，装在主轴箱屮 的主轴（主轴为屮空，不仅可以用于更长的棒料的加工及机床线路的铺设还可以增加主轴的刚性）， 通过夹盘等夾具装夹工件。主轴箱的功川是支撑并传动主轴，使主轴带动工件按照规定的转速旋 转设计的内容主要有机床主要参数的确定，传动方案和传动系统图的拟定。关键词：ca6140机床主轴箱零件传动ca6140 spindle box of machine tool designabstractas a major turning processing machine, ca6140 machine widely used in mechanical processing

3、industry, the main design for the spindle box ca6140 machine design, main drive system is used to realize thetransmission system of the main machine, it should be a certain speed(speed) and certain speed range, in order to use the tools of differentmaterials, materials, processing of different size,

4、 differentrequirements of the workpiece, and can realize the movement easyoff, variable speed, reversing and braking. the main drive system of cnc machine tool mainly comprises a motor, transmission system and the main components, the main transmission system with generalmachine tools compared in st

5、ructure is relatively simple, because thetransmission unction of all or most of the stepless speed spindle motor to bear, left to a gear transmission mechanism is complex, to expand the range of stepless speed regulation motor there are only two or three stagegear transmission system. it is fixed at

6、 the left end of the machine body, a spindle is arranged on the spindlebox (spindleis hollow, the laying of machining and machine line bar can be used not only for the longer the can also increase the rigidity of spindle),chuck,workpiece clamping fixture. spindle box function is to support and drive

7、 spindle, the spindle drives the workpiece isdetermined according to the rotation speed of design rules is the main content of the main parameters of machine, draws up the transmission plan and the transmission system, the main parts of the calculationandchecking.key words： ca6140 machine tool spind

8、le box parts transmission目录、设计目的-4-二、设计步驟-4-1. 运动设计-4-1.1已知条件-4-1.2结构分析式-4-1.3绘制转速图-5-1.4绘制传动系统图-7-2. 动力设计-8-2.1确定各轴转速-8-2.2带传动设计-9-2.3各传动组齿轮模数的确定和校核-10-3. 齿轮强度校核-11-3.1校核a传动组齿轮-12-3. 2校核b传动组齿轮-14-3. 3校核c传动组齿轮-15-4. 主轴挠度的校核-15-4.1确定各轴最小直径-15-4. 2轴的校核-15-5. 主轴最佳跨距的确定-16-5.1选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距-16-5. 2求轴承

9、刚度-16-6. 各传动轴支承处轴承的选择-16-7. 主轴刚度的校核-17-7. 1主轴图-17-7.2计算跨距-17-三、总 结-18-四、致 谢-19-五、参考文献-20-一、设计目的通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计，在拟定传动和变速的结构方案过程屮，得 到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术文件和查阅技术资料等 方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并具有初步的结构分析、结构 设计和计算能力。二、设计步骤1. 运动设计1.1已知条件(1) 确定转速范围：主轴最小转速nmin= 31.5r/min(2) 确定公比=4>=1.41(3

10、) 转速级数z=121.2结构分析式(1) 12 = 3x2x2(2)12 = 2x2x3(3)12 = 2x3x2从电动机到主轴主要为降速传动若使传动副较多的传动组放在较接近电动机处nj使小尺寸 零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足传动副前多后少的原则，因此取12 = 2x2x3 方案。在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比在升速时为防 止产生过大的噪声和震动常限制最大转速比/max2o在主传动链任一传动组的最大变速范围么ax= (/min/anax)芸810。在设计时必须保证屮间传动轴的变速范围最小根据中间传动轴变速范围小的 原则选择结构网。从而确定结构网如下

11、：mows构 r检查传动组的变速范m时，只检查最后一个扩大组:% =(px x2x (-y 其中(p=1.41, ；2 =6 ,匕=2所以=1.41x6x1 = 8.468810 ,合适01.3绘制转速图选择电动机一般车床若无特殊要求，多采用y系列封闭式三相异步电动机，根据原则条件选择 y-132m-4型y系列笼式三相异步电动机。（2）配总降速传动比总降速传动比 /=%in /q/=31.5/1440 = 0.02又电动机转速nd = 1440r/ min不符合转速数列标准，因而增加一定比传动副（3）确定传动轴轴数传动轴轴数=变速组数+定比传动副数+ 1 = 3 + 1 + 1 = 5。（4）

12、定各级转速并绘制转速图由 =31.5r/min（p=1.417. = 12确定各级转速：1400、 1000、 710、 500、 355、 250、 180、 125、 90、 63、 45、 31.5r/min。在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按传动顺序依次设为i、ii、iii、iv。 i与ii、ii与iii、iii与iv轴之间的传动组分别设为a、b、c。现由iv （主轴）开始，确定i、ii、m 轴的转速. 先来确定m轴的转速传动组c的变速范闱为q)6=l.416=8 = %axe8,10结合结构式，m轴的转速只有一和可能125、 180、 250、 355、 500、 710r/min

13、。 确定轴ii的转速传动组b的级比指数为3,希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致传动比太小，可 取z?/7=l/(p3= 1/2.8,，bi2= 1/1轴ii的转速确定为:355、500、710r/min。 确定轴i的转速对于轴i ,其级指a /；=1/ =1/2, “/2=l/(p=1/1.41， a /5=1/1确定轴丨转速为710r7min。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比/= 1440/710 = 144/71。下面m出转速图(电 动机转速与主轴最高转速相近)传动系统的村速阁确定各变速组传动副齿数传动组a:查表81 a "=1/(= 1/2，az2=l/(p

14、=l/1.41, a i3=l/l6z"=l/q)2=l/2 时，各=57、60、63、66、69、72、75、78a/2= l/(p = 1/1.41 时，sz=58、60、63、65、67、68、70、72、73、77cl i3=l/l时，sz=58、60、62、64、66、68、70、72、74、76可取各=72,于是可得轴1齿轮齿数分别为：24、30、36。可得轴ii上的三联齿轮齿数分别为：48、42、36。传动组b:查表8-1 bn=i/)3= 1/2.8, bi2= 1/1z?zy=l/(p3= 1/2.8 时69、72、73、76、77、80、81、84、87. bi2

15、= 1/1时 sz=70、72、74、76、78、80、82、84、86可取5z =84,于是可得轴ii上两联齿轮的齿数分别为：22、42。于是bi!= 22/62, 2= 42/42,得轴iii上两齿轮的齿数分别为：62、42。 传动组c:查表8_ 1 cil= 1/ 4» ic2= 2677=1/4 时 5z=.84、85、89、90、94、95ic2= 2时 5尸.72、75、78、81、84、87、89、90可取s 尸恥67/= 1/4 ,为降速传动，取轴iii齿轮齿数为18;ic2=l ,为升速传动，取轴iv齿轮齿数为30。于是得c/7=18/72, zc2= 60/30,

16、得轴iii两联动齿轮的齿数分别为18, 60;得轴iv两齿 轮齿数分别为18, 60;得轴iv两齿轮齿数别为72, 301.4绘制传动系统图根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图:2. 动力设计2.1确定各轴转速确定主轴计算转速：主轴的计算转速为 三-1e-1= n(p = 31.5x1.415 =90i/uiiu(2) 各传动轴的计算转速轴iii可从主轴90r/min按72/18的传动副找上去，轴iii的计算转速125r/min;轴ii的计 算转速为355r/min;轴i的计算转速为710r/min。(3) 各齿轮的计算转速传动组c中，18/72只需计算z = 18的齿轮，计算转速

17、为355r/min； 60/30只需计算z =30的齿轮，计算转速为250r/min；传动组b计算z = 22的齿轮，计算转速为355r/min； 传动组a应计算z = 24的齿轮，计算转速为710r/min。(4) 核算主轴转速误差= 1440 x(pl26/(p256 x36/36 x42/42 x6o/3o= 1417.5r/ minn 标=1400r/ min标)| x 100%= .(h1!:5二 l400).| x 100% = 1.25% <5%i imoo所以合适。2.2带传动设计电动机转速n=1440r/min,传递功率p=7. 5kw,传动比i=2.03,两班制一天运

18、转16. 1小时，工作 年数10年。选収v带型根据小带轮的转速和计算功率，选b型带。确定带轮直径和验算带速汽小带轮 whi fl:什 < =125/,弋=125x / = 125x 2.03 = 254/w觀带速成-為其屮q-小带轮转速，r/min；崎-小带轮直径，mm;3.14x125x144060x1000= 9.42/xe5.25合适。确定带传动的中心距和带的基准松度设中心距为，则于是208.45 <a< 758,初収屮心距力aq=400mmo带 k: zq = 2/7o + ; « + o +24/7。3 14pm-p92= 2x400 + x(125 +

19、254) +、二' *二7 = 1405/2i - 400查表取相近的基准长度/， = 1400/7272z - l带传动实际中心距"=。+、° = 397-5,/验算小带轮的包角一般小带轮的包角不应小于120ez/ - z/a, 5=180° -=_lx57.3ft =161.4° >120a a合适确定带的根数z 二pea(o+ovazjt屮:40 * 1时俾速功率的術战:允-按小轮tifna,的包仂系数：欠-k度系数：为避免v型带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于10。 8.25_4 (2.19 + 0.46)x0.95x0.

20、90 (7)计算带的张紧力尽/'o=50°(t)+人-带的p/动功书,kw: v-带速,m/s:q-好米带的成m，kg m:収 q=0.17kg/nu v = x440r/min = 9.42m/s«8，气2s-09.a = 500x o: x( vy) + 0.17x9.42- = 193.709.42x40.95计算作用在轴上的压轴力/；, * 22z； sinu 2 x 4 x 1917 x5302.3各传动组齿轮模数的确定和校核 模数的确定：a传动组：分别计算各齿轮模数先算24齿齿轮的模数/, = 16338s其中：(j-公比；p = 2；/vd-电动机功率

21、；7. 5kw<pzn 一齿宽系数-齿轮传动许允应力；n/-计算齿轮计算转速。<r = 55-.取、=600mpa.女仝系数 s = 1*sz由应力循环次数选取=0.90.9x6001 =540j/vz心= 0.90,収乳h =篇=54隱= 16338j(2 + l)x7.58x242 x2x540: x710=3.72/"/"取 = 4mm按齿数30的计算，rrij =3.13znn，可収m = 4mm；按齿数36的计算，=3.39rnn,可取m = 4mm。于是传动组a的齿轮模数取m = 4mm, b = 32mm。轴i上齿轮的直径：dax =4x36 =

22、144""": daz = 4x30 = 120""": d= 4x24 = 96""" 轴ii上三联齿轮的直径分别为：da = 4x36 = 144/： dal = 4x42 = 168/： da = 4x48 = 192/""/ b传动组：确定轴ii上另两联齿轮的模数。按22齿数的齿轮计算：p=2.8, nj =355r/min可得m = 4. 8mm；耳又m = 5 mm o按42齿数的齿轮计算：可得m = 3.55mm;于是轴ii两联齿轮的模数统一取为m = 5mm。 于是轴1

23、1两联齿轮的直径分别为： d仇=5x22 = 110/：= 5x42 = 210"""轴iii.卜.与轴ii两联齿轮啮合的两齿轮直径分别为: d伏=5 x 62 = 310/""/: db、= 5 x 42 = 210"""c传动组：耳又 ni = 5mm。轴iii上两联动齿轮的直径分别为：dc、=5x18 = 90/： dcz = 5 x 60 = 300/轴四上两齿轮的直径分别为：dc = 5 x 72 = 360/：=5x30 = 150"""3齿轮强度校核：计算公式=b，&qu

24、ot;3.1校核齿数为24的即可，确定各项参数(1) p=8. 25kw, n=710r/min,t: 9.55xlo6x/ = 9.55x 106x8.25/710 = l.lxio5#-runt(2) 定动载系数：/trz">t x96x 71060x100060x10003.57z/齿轮精度为7级，巾机械设计查得使用系数 =1.05(3)厶=x /" = 8 x 4 = 32"""确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数阳=1ii：对称=1.12 + 0.18(1 + 0.607 )0/+ 0.23 x103 汐= 1.12 + 0.18(

25、1 + 0.6) + 0.23 x l(f3 x 32 = 1.42/ = 32/(4x2) = 4,舍 <机械没计得人=1.27确定齿间载荷分配系数:=2290.v27 2xl.lxl05 a =d 96¥ = 1 ()x2290 = 71.56*looy/zv由机械如1 b32（6）确定动载系数：k: kak,kfakha =1.0x1.05x1.2x1.27 = 1.6 查表10-5心=2.654 = 1.58计算弯曲疲劳许用应力 巾图杏得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=540m）a。图 10-18查得= 0.9, s =1.3汀尸:1.33742.65x1.58 kf, 1.

26、6x229089.3 >fn1brn 32 x 故合适。28.6 < 89.33.2校核b传动组齿轮校核齿数力22的即可，确定各项参数(1) p=8. 25kw, n=355r/min,t: 9.55 x 106 x /v" = 9.55x io6 x 8.25/355 = 2.22 x 10匕v./"/" r、d"110x355确定动载系数：r=i= eo.iooo =2°4w/"齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数 =1.0(3) x / = 8 x 5 = 40/(4) 确定齿句载荷分配系数:取齿宽系数阳=1ii:

27、对称人-抑=1.12 + 0.18( 1 + 0.607)0/+ 0.23 xlo= 1.12+ 0.18(1+ 0.6) + 0.23xl0-3x40 = 1.42b/h= 40/(5-2.8) = 2.9, g机械设计得kfb =1.27(5) 确定齿间裁荷分配系数：=4040tvp 2z 2 x 2.22 x10s rt =d 110£/； = 10x4040 = 101 > 100/ill机械gil b 40人za =人历=1.1确定动载系数：k: kak、.kfolkha =1.0x1.0x1.1x1.27 = 1.397 (7)查表 10-5yfa = 2.72尽=

28、1.57计算弯曲疲劳许用应力由图査得小齿轮的弯曲疲劳强度极限0 = 540mb图 10-18查得 =0.9, s = 1.3】0.9 x 5401.3374他3742.72x1.57 kfr _ 1.397x4040 b，n 40x5故合适。87.5.28.2 <87.53.3校核c传动组齿轮校核齿数为18的即可，确定各项参数 p=8. 25kw, n=355r/min,r: 9.55x|06x 尸/" = 9.55x 106 x8.25/355 = 2.22xl05-ww （2）确定动载系数：-'w"_ n* x 90x3551 60x1000 "

29、 60x1000(3) b=(pm xm= 8x5 = 40rrm确诅齿向载荷分配系数:取齿宽系数 = 1非对称=1.12 + 0.18(1 + 0.607)07+0.23x10-=1.12 + 0.18(1 + 0.6) + 0.23 x 10"3 x 40 = 1.42/?/?= 40/（5x4） = 2,查机械设计得=1.27（5）确定齿间载荷分配系数：2z_ 2x2.22x10 v90_=4930/v= 10x4930 = 123 > iootv/z/z机wi|b40aza = kha = 1.1确定动载系数：k: kak',kfakha =1.0x0.9x1.

30、1x1.27 = 1.2573(7)查表 10-5么=2.914 = 1.53计算弯曲疲劳许用应力由图査得小齿轮的弯曲疲劳强度极限什=540%1.3374图 10-18 査得 a:v = 0.9,s = 1.3 心=q-9-7x740 = 374他2.91x1.53kft 1,2573x4930 brn 40 x 5=30.99 < 84故合适。4.主轴挠度的校核4. 1确定各轴最小直径 (1)1 轴的直径：m =0.96,nl ”710710r/min=29/ ii轴的直径：q2= ri, x 0.98 x 0.99 x 0.99 = 0.922,= 355r/ min z=91./z

31、1=34 暦/355 iii轴的直径:q3 = n2 x 0.98 x 0 99 = 0.89,= 125r/ minj一，, ,7.5x0.89.9h;=91 v=44"""v / v 125主轴的直径：r|4=n3x 0.99x 0.98x 0-98 = 0.85, r)4 = 31.5r/min 9191 j2=61w/v 31.54.2轴的校核i轴的校核：通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对i轴中点处的 挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合來进行校核。7= 9.55xl0 x 200 x 109 x /t x 36- x (10-,fx

32、685x io-5 tyl,所以合格。 ii轴、iii轴的校核同上。x/>/ = 9.55xl06x 7.5x0.96/710 = 96.8-/： = 2 x 77 r/ = 2 x 96.8 /(96 x 10-3) = 2017#p二 f: f； f； = 285lvc 知：/ = 36""". z'=200xl09/r = 0.03 x 4 = 0.12"""x= 33qnm , b= 22srrmr4/2-.r-2 )=(0-6x/*x/x/-2852>x 228 x 330 x (6852 - 228:

33、- 3302(10_，)45.主轴最佳跨距的确定400mm 车床，p=7. 5kw5.1选择轴颈直径，轴承型号和最佳跨距前轴颈应为 75-100mm,初选dl=100mni，后轴颈d2=(0. 7-0. 9)dl取d2=70mm，前轴承为 nn3020k, 后轴承为nn3016k,根据结构，定悬伸长度al= 75mm5. 2求轴承刚度考虑机械效率 主轴最大输岀转距:厂=9550户 x 0.8590= 676#床身上最大加工直径约为最大回转直径的60%,取50%即200mm，故半径为0. lm。 切削力=6760.v背向力：7> = 0.5/ = 0.5 x 6760 = 3380故总的作

34、用力：f:+ < = 7558少次力作用于顶在顶尖间的工件上主轴尾架各承受一半， 故主轴轴端受力为f/2 = 3779/v先假设 / zz = 3，/= 3 x 75 = 225"""前后支撑分别为of /+rz，八 225 + 75.r. = 一 x= 3779 x= 5039-vj ? /一x = 3779x1260yv根据 a;=奈=3.3 w w w9«<y = 5039#./ = 1260i8.8"""，6 = 10.8，:必=17,/ = ja = 2,za = 30 x； = 3.39x 50390

35、1 x 8.8。8 x (2 x 3o)09 cos12 0° = 1809#心=3.39x 1260。1 x 10.8。8 x(2x 17)。9 cos19 0e = 1107#1809h07cf =(100 +70b 2 = 85"""/ = 0.05 x (0.0854 - 0.0464)二 2.39 x 10_s"4=0.658£1 z.lxlouxamxlo 人)/ 1809x(0.075)3x106查线图/o/g = 3,与原假设相符/=75x 3= 225mm。6.各传动轴支承处轴承的选择.w轴轴轴主 i niii7.主轴刚度的校核7. 2计算跨距前支承力双列圆柱滚子轴承，后支承为双列圆柱滚子轴承1 =332 + 374 + 12.5 - 31.5 = 687mm= 0.687m当量外径684 x 22 + 724 x 54 + 804 x 756 +1004 x 35 +1044 x 888780.56/主轴刚度:由于 < < =45/80.56 = 0.5586>0.5故根据(10-8)3 x 104 x « -