CA6140车床主轴箱的毕业设计论文(含图)

1、第1章绪论1.1课题来源随着技术的发展，机床主轴箱的设计会向较高的速度精度，而且要求连续输出的高转矩能力和非常宽的恒功率运行范围。另外还会改善机床的动平衡，避免震动、污染和噪音等。本设计为CA6140机床的主轴箱。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。CA6140机床主轴箱的作用就是把运动源的恒定转速改变为主运动执行件（主轴、工作台、滑枕等）所需的各种速度；传递机床工作时所需的功率和扭矩；实现主运动的起动、停止、换向和制动。主轴箱通常主要由下列装置和机构组成：齿轮变速装置；定比传动副；换向装置；起动停止装置；制动装置；操纵装置；密封装置；主轴部件和箱体。根据机床的

2、用途和性能不同，有的机床主轴箱可以只包括其中的部分装置和部件。主轴箱是支承主轴并安装主轴的传动变速装置，使主轴获得各种不同转速，以实现主切削运动。该机床主轴箱刚性好、功率大、操作方便。CA6140机床可进行各种车削工作，并可加工公制、英制、模数和径节螺纹。主轴三支撑均采用滚动轴承；进给系统用双轴滑移共用齿轮机构；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。研究动态及发展趋势机床设计和制造的发展速度是很快的。由原先的只为满足加工成形而要求刀具与工件间的某些相对运动关系和零件的一定强度和刚度，发展至今日的高度科学技术成果综合应用的现代机床的设计，也包括计算机辅助设

3、计（CAD）的应用。但目前机床主轴变速箱的设计还是以经验或类比为基础的传统（经验）设计方法。因此，探索科学理论的应用，科学地分析的处理经验，数据和资料，既能提高机床设计和制造水平，也将促进设计方法的现代化。随着科学技术的不断发展，机械产品日趋精密、复杂，改型也日益频繁，对机床的性能、精度、自动化程度等提出了越来越高的要求。机械加工工艺过程自动化是实现上述要求的重要技术措施之一，不仅能提高产品质量和生产率，降低生产成本，还能改善工人的劳动条件。为此，许多企采用自动机床、组合机床和专用机床组成自动或半自动生产线。但是，采用这种自动、高效的设备，需要很大的初期投资以及较长的生产准备周期，只有在大批量

4、的生产条件（如汽车、拖拉机、家用电器等工业主要零件的生产）下、才会有显著的经济效益。在机械制造工业中，单件、小批量生产的零件约占机械、加工的70%80%。科学技术的进步和机械产品市场竞争的日益激烈，致使机械产品不改型、更新换代、批量相对减少，质量要求越来越高。采用专用的自动化机床加工这类零件就显得横不合理，而且调整或改装专用的“刚性”自动化生产线投资大、周期长，有时从技术上甚至是不可能实现的。采用各类仿型机床，虽然可以部分地解决小批量复杂的加工，但在更新零件时需制造靠模和调整机床，生产准备周期长，而且由于靠模误差的影响，加工零件的精度很难达到较高的要求。为了解决上述问题，满足多品种、小批量，特

5、别是结构复杂、精度要求高的零件的自动化生产，迫切需要一种灵活的、通用的、能够适于产品频繁变化“柔性”自动化机床。随着计算机科学技术的发展，1952年，美国帕森斯公司（Parsons）和麻省理工学院（MIT）合作，研制成功里世界上第一台以数字计算机为基础的数字控制（numericalcontrol，简称NC）3坐标直线插补铳床，从而机械制造业进入了一个新阶段同时，在设计中处处实际出发，分析和处理问题是至关重要的。从大处讲，联系实际是指在进行机床工艺可能性的分析。参数拟定和方案确定中，既要了解当今的先进生产水平和可能趋势。更应了解我国实际生产水平，使设计的机床，机器在四化建设中发挥最佳的效盖。从小

6、处讲，指对设计的机床零部件的制造，装配和维修要进行认真的，切实的考虑和分析，综合思考的设计方法。1.3课题设计的目的与意义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中，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。意义：通过分析研究现有的CA6140车床主轴箱规格和用途、主要参数、采用功能原理设计法进行设计。使所设计的产品尽量达到结构简单、紧凑、操作方便、成本低廉的要求。1.4设计的主要内容介绍车床的演变发展过程、CA6140车床

7、的功能用途、优越性和发展趋势。完成了运动方案的确定和机构化设计，绘制系统结构原理图，机构的零件图第2章机床的规格和用途以及主要参数的确定CA6140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。主轴三支撑均采用滚动轴承；进给系统用双轴滑移共用齿轮机构；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。CA6140机床广泛的应用于机械加工行业中，CA6140机床主轴箱的作用就是把运动源的恒定转速改变为主运动执行件（主轴、工作台、滑枕等）所需的各种速度；传递机床工作时所需的功率和扭矩；实现主运动的起动、停止、换向和制动。CA6140车

8、床可进行各种车削工作，并可加工公制、英制、模数和径节螺纹。工件参数2.1.1工件的最大回转直径在床面上在床鞍上工件最大长度（四种规格）400毫米210毫米750、1000、1500、2000毫米2.2主轴参数2.2.1主轴转速范围正传（24级）反转（24级）2.2.2主轴其他参数主轴孔径主轴前段孔锥度2.3加工螺纹范围10-1400转/分14-1580转/分.48毫米400毫米公制（44种）英制（20种）1-192毫米2-24牙/英寸模数（39种）径节（37种）.0.25-48毫米1-96径节2.4进给量范围纵向（64种）细化0.028-0.054毫米/转正常0.08-1.59毫米/转加大1.

9、71-6.33毫米/转细化0.014-0.027毫米/转横向（64种）正常0.04-0.79毫米/转加大0.86-3.16毫米/转刀具快速移动速度纵向4米/分横向4米/分电机冷却泵参数2.6.1主电机功率7.5千瓦转速1450转/分2.6.2快速电机功率370瓦转速2600转/分2.6.3冷却泵功率90瓦流量25升/分重量及外形尺寸工件最大长度为1000毫米的机床外形尺寸（长X宽X高）2668X1000X1190毫米重量约2000公斤第3章传动方案和传动系统图的拟定确定极限转速已知主轴最低转速n为10mm/s，最高转速n为1400mm/s,转速调整范围minmax为R=n/n=14nmaxmi

10、n确定公比选定主轴转速数列的公比为=1.12求出主轴转速级数Z由图1-2及系统传动路线可以看出，当主轴正转时，由第一条传动路线(I-II-III-W轴)使主轴获得2X3=6级正转，由第二条路线(I-II-III-W-V-W轴)又使主轴获得2X3X2X2=24级正转，这样可获得30级正转。当主轴反转时，可获得3+3X2X2=15级反转。但由于轴III-V间的四种传动比为：5051502012051120201Uxq1UxqUxqUxq150502508043805044808016其中U和U基本相等，所以实际上主轴只能获得2X3X(2X21)=18级正转,23这样主轴实际获得6+18=24级正转

11、。同理主轴只有3+3(2X21)=12级反转。确定结构网或结构式由公式Z=P(X)XP(X)XP(X)(4-1)a1b2c3其中Z为主轴转速级，P为按传动顺序的各变速组传动副数，X为各变速组的ii级比指数。故结构式24=2X3X2X2绘制转速图3.5.1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系列封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。Y系列电动机结构简单、起动性能好、工作可靠、价格低廉、维护方便、高效、节能、起动转矩大、噪声低、振动小、运行安全可靠。因主电机功率要求为7.5千瓦转速1400r/min,故选择Y132M-4，其同步转速为1440r/min。3.5.2分配总降速传动比

12、总降速传动比为u=n/n=10/14406.67X10-3，n为主轴最低转IImindmin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最小传动比。3.5.3确定传动轴的轴数传动轴数=变速组数+定比传动副数+1=63.5.4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(k-k+l)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

13、动比。10图4-1转速图图4-2CA6140传动系统图3.5.5传动方案拟定然后传给轴II上的齿轮Z30。轴II的运动分别可分别通过39传给轴hi。当双向多片摩擦离合器Ml左结合时，轴I的运动经Ml左部的摩擦片及齿轮副16或聖传给轴II。当Ml右结合时轴I的运动经Ml右部摩擦片及齿轮Z50传3843给轴上的齿轮Z34，三对齿轮副22、30、38I0轴III的运动可分为两路传给主轴W:当主轴W上的滑动齿轮Z50处于左端位置时，轴III运动经齿轮副I3直接传给主轴使主轴高速运转。(2)当主轴W上的滑动齿轮Z50处于左端位置时，使齿轮式离合器M2接合,则轴II的运动经III-W-V-W的背轮机构传给

14、主轴，使主轴获得中低转速。传动系统可用传动路线表达式丧示如下:341主电动机143JW(右)5(34(反转厂玉一附臥30502258j7.5kW1450r/mm202(r丽IV一80I5051-、亂第4章主要设计零件的计算和验算主轴箱的箱体主轴箱中有主轴、变速机构，操纵机构和润滑系统等。主轴箱除应保证运动参数外，还应具有较高的传动效率，传动件具有足够的强度或刚度，噪声较低，振动要小，操作方便，具有良好的工艺性，便于检修，成本较低，防尘、防漏、外形美观等。箱体材料以中等强度的灰铸铁HT150及HT200为最广泛，本设计选用材料为HT20-40.箱体铸造时的最小壁厚根据其外形轮廓尺寸(长X宽X高)

15、，按下表选取.表5-1长X宽乂咼(mm3)壁厚(mm)500X500X300-800X500X50010-15800X800X50012-20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25mm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。箱体在主轴箱中起支承和定位的作用。CA6140主轴箱中共有15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，

16、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(a)=1/2(d1+d2)+ym(式中y是中心距变动系数)中心距I-II二(56+38)/2X2.25=105.75mm中心距I-W二(50+34)/2X2.25=94.5mm中心距11-=(30+34)/2X2.25=72mm中心距IITII=(39+41)/2X2.25=90mm中心距III-W二(50+50)/2X2.5=125mm中心距V-训二(44+44)/2X2=88mm中心距V-可=(26+58)/2X4=168mm中心距训ITX二(58+26)/2X2=84mm中心距IX-W(58+58)

17、/2X2=116mm中心距IX-X二(33+33)/2X2=66mm中心距IX-XI二(25+33)/2X2=58mm综合考虑其它因素后，将箱体上各轴安装空的位置确定如下图:VI工III杏amPJI97图5-14=!闭T上图中XIV、XV轴的位置没有表达清楚具体位置参见零件图。设计的箱体外观形状如下图：图5-2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。箱体的颜色根据机床的总体

18、设计确定，并考虑机床实际使用地区人们心理上对颜色的喜好及风俗。箱体中预留了润滑油路的安装空间和安装螺纹孔及油沟，具体表达见箱体零件图。4.2传动系统的I轴及轴上零件设计4.2.1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P二K-P（kW）（5-1）dAKA工况系数，查机床设计指导（任殿阁，张佩勤主编）表2-5,取1.1；A故P二1.1x11二12.1kWd小带轮基准直径d为130mm；d1带速vv=kdn1(60 xlOOO)沁9.86m/sv；(5-2)d11大带轮基准直径d为230mm；d2初选中心距a=

19、1000mm,a由机床总体布局确定。a过小，增加带弯曲次TOC o 1-5 h zOOO数；a过大，易引起振动。O带基准长度L=2a+(d+d)+d丿=2722.5mm(5-3)dOO2d1d24aO查机床设计指导(任殿阁，张佩勤主编)表2-7，取L=2800mm;dO带挠曲次数卩=1000mv/L=7.0412012a(5-8)单根V带的基本额定功率P，查机床设计指导(任殿阁，张佩勤主编)1表2-8，取2.28kW；单根V带的基本额定功率增量AP=Kn(1-丄)1b1Ku(5-9)K弯曲影响系数，查表2-9，取1.03x10-3bK传动比系数，查表2-10，取1.12u故AP=0.16；带的

20、根数(5-10)KaPz=d(P+AP)KK11aL包角修正系数，查表2-11，取0.93；K带长修正系数，查表2-12，取1.01；L故z二沁3.89Z取4；(2.28+0.16)x0.93xl.Ol1P25单根带初拉力F二500 x(一-1)+qv20vzKa(5-11)q带每米长质量，查表2-13，取0.10；故F=58.23N0a15409带对轴压力Q=2F0zsinh=225823x4xsin2-453-98N(5-12)图5-34.2.2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

21、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Z三2MnK/兀fD2bp05-13)式中M摩擦离合器所传递的扭矩(Nmm)；nM=955X104Nn/n=955X104XllX0.98/800=1.28X105(N-mm);ndj(5-14)N电动机的额定功率(kW)；dn安装离合器的传动轴的计算转速(r/min)；jn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，查机床设计指导表取f=0.08；D摩擦片的平均直径(mm);0D=(D+d)/2=67mm;(5-16)0b内外摩

22、擦片的接触宽度(mm)；b=(D-d)/2=23mm；(5-17)p摩擦片的许用压强(N/mm2)；p=IptIKKK=1.1X1.00X1.00X0.76=0.8360vmz5-18)pt基本许用压强(MPa)，查机床设计指导表2-15,取1.1；0K速度修正系数vv=兀D2n/6X104=2.5(m/s)(5-19)p0根据平均圆周速度v查机床设计指导表2-16，取1.00；K接合次数修正系数，查机床设计指导表2-17，取1.00；mK摩擦结合面数修正系数，查机床设计指导表2-18,取0.76。z所以Z2MnK/兀fD2bp=2X1.28X105X1.4/(3.14X0.08X67X23X

23、00.836=11卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗P确定，一般取kP=0.4N=0.4X11=4.4kd最后确定摩擦离合器的轴向压紧力Q，可按下式计算：Q=pt兀d2bK(N)=1.1X3.14X672X23X1.00=3.57X105L00v(5-20)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。图5-44.2.3齿轮的验算验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最

24、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)Wq(3-1)j5-21)2081x103；(u土1)KKKKNQ=_2_3_SjZmuBn弯曲应力的验算公式为2081x105KKKKN/“、1Q=1_23S（MPa）WQwZm2BYnwj（5-22）式中N-齿轮传递功率（KW）,N=N-n;d60nTK=miTC*O（5-23）T-齿轮在机床工作期限（T）内的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮S取T=1500020000h，同一变速组

25、内的齿轮总工作时间可近似地认为ST=T/P，P为变速组的传动副数；Sn-齿轮的最低转速（r/min）;1C-基准循环次数；查表3-1（以下均参见机床设计指导）Om疲劳曲线指数，查表3-1；K速度转化系数，查表3-2；nK功率利用系数，查表3-3；NK材料强化系数，查表3-4；QK的极限值K，K见表3-5，当K三K时，则取K=K；SSmaxSminSSmaxSSmax当KVK时，取K=K；SSminSSminK工作情况系数，中等冲击的主运动，取K=1.21.6；11K动载荷系数，查表3-6；2K齿向载荷分布系数，查表3-9；3Y一标准齿轮齿形系数，查表3-8；o许用接触应力（MPa），查表3-9

26、；jo许用弯曲应力（MPa），查表3-9。w如果验算结果o或o不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，jw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：130 x230=820r/min130 x0.98x0.96=0.511230N=NdF=5.625kw5-24)n=n=820r/minj3在离合器两齿轮中齿数最少的齿轮为50X2.25，且齿宽为B=12mmu=1.05=1018.15MPW2081x103：(1.05+1)x1.2xl.3xl.04x3.72x5.62550 x2.251.05x12x820o

27、=1250MPj(5-25)符合强度要求。验算56X2.25的齿轮：=910MPWo=1250MPj2081x103：(1.05+1)x1.2x1x1.04x3.72x5.62556x2.251.05x12x820(5-26)符合强度要求图5-54.2.4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(mm4)兀d4+bxN(Dd)(D+d)2花键轴I=(mm4)64兀x32.24+6x8x(3832.2)x(38+32.2)2=沁7.42x104mm464(5-27)式中d一花键轴的小径(mm)；i一花轴的大径(mm)；b、N花键轴键宽，键数；传

28、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：M扭二955x心存Nmm)-955x104x筈-6.55x104“mmj(5-28)式中N该轴传递的最大功率(kw);n该轴的计算转速(r/min)。j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P=2MtD2x6.55x10456沁2.34x103N（5-29）式中D一齿轮节圆直径（mm）,D二mZ。齿轮的径向力P：rP=Ptg（a+p）/cos（N）rt（5-30）式中a一为齿轮的啮合角，a=20；P齿面摩擦角，pu5.72。；B齿轮的螺旋角；B=0故Pu0.5P二1.17x103Nrt花键轴键侧挤压应力

29、的验算花键键侧工作表面的挤压应力为g,(MPa)jy8MnmaxWjy(D2-d2)lNK（5-31）式中M一花键传递的最大转矩（N-mm）；nmaxD、d一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；Gjy8x6.55x104(382-32.22)x85x6x0.7u3.6MPaWg=20(MPa)jy（5-32）故此花键轴校核合格4.2.5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L的计算公式为:hL二500（Cn）eT（h）hfKKIPFN或按计算负荷c的计算公式进行计算：jfC二士fKK

30、KIPTn1L二32003hTn2L二19852hTn3故轴承校核合格4.3传动系统的II轴及轴上零件设计4.3.1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2081x103；(u土1)KKKKNo=123_S1uBnj弯曲应力的验算公式为Zm(MPa)Wo(3-1)j5-34)2081x105KKKKN1o=1_23s(MPa)WowZm2BYnwj5-35)式中N-齿轮传递功率（KW），N=

31、N-n；dN-电动机额定功率（KW）；d耳-从电动机到所计算的齿轮的机械效率;n-齿轮计算转速（r/min）;jm-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，ul,“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮K-寿命系数：OS5-36）K-工作期限系数T5-37)T-齿轮在机床工作期限（T）内的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮S取T=1500020000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为ST=T/P，P为变速组的传动副数;Sn-齿轮的最低转速（r/min）1C-基准循环次数；查表3-1（以下均参见机床设计指导）Om疲劳曲线指数，查表3-1；K速度

32、转化系数，查表3-2；nK功率利用系数，查表3-3；NK材料强化系数，查表3-4；QK的极限值K，K见表3-5，当K三K时，则取K=K；SSmaxSminSSmaxSSmax当KVK时，取K=K；SSminSSminK工作情况系数，中等冲击的主运动，取K=1.21.6；11K动载荷系数，查表3-6；2(5-41K3齿向载荷分布系数，查表3-9Y一标准齿轮齿形系数，查表3-8；o许用接触应力（MPa），查表3-9；o许用弯曲应力（MPa），查表3-9。w如果验算结果o或o不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法jw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。II轴上的双联滑移

33、齿轮采用整淬的方式进行热处理传至II轴时的最大转速为：n=1450 x130 x56=1207.78r/min3230385-38)旦0 x56x0.98x0.996=0.769230385-39)m=2.25N=N耳=5.77kwd5-40)n=n=1207.78r/minj3在双联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为38X2.25，且齿宽为B=14mmu=1.05二1195.82MPW=2081xl03/(1.05+1)xl.2xl.3x1.04x3.72x5.42=38x2.251.05x14x1207.78oj=1250MP故双联滑移齿轮符合标准验算39X2.25的齿轮：39X2.25齿轮采用整

34、淬n=n=1207.78r/minj3n=130 x56x0.98x0.997=0.76123038N=N耳=5.71kwB=14mmu=1d二1027.94MPWo=1250MPj2081x103：(1+1)x1.2x1x1.04x3.72x5.7139x2.251x14x1207.785-42)故此齿轮合格验算22X2.25的齿轮：22X2.25齿轮采用整淬n=n=1207.78r/minj3n=皂x56x39x0.98x0.997x0.972=0.6802303841N=N耳=5.1kwB=14mmu=4d5-43)二927.49MPWo=1250MPj2081x103：(4+1)x1.

35、2x1x1.04x3.72x5.122x2.254x14x1207.78（5-44）故此齿轮合格验算30X2.25齿轮：30X2.25齿轮采用整淬n=n=1207.78r/minj3n=昱x56x0.98x0.997=0.68023038N=Nq=5lkwB=14mmu=1d(545)二1131.24MPWo=1250MPj2081xl03：(1+1)x1.2xlxl.04x3.72x5.130 x2.25lx14X1207.78(546)故此齿轮合格图574.3.2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（mm4）花键轴_兀d4+bxN(D

36、-d)(D+d)2兀x324+6x8x(36-32)x(36+32)26464I=(mm4)=6.534x104mm（5-47）式中d一花键轴的小径（mm）；i一花轴的大径（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：N5.42M=955x104一（Nmm）=955x104x=4.51x104Nmm扭n1148.86j（5-48）式中N该轴传递的最大功率（kw）;n该轴的计算转速（r/min）。j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P:P=竺搭（一）=2x4.51x104=1.804x103一ttD50（5-4

37、9）式中D一齿轮节圆直径（mm）,D二mZ。齿轮的径向力P:rP=Ptg（a+p）/cosP（N）=902Nrt（5-50）式中a为齿轮的啮合角；P齿面摩擦角；B齿轮的螺旋角；，-M2+(aT)20.1mm=27.86mm(551)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:jy8MnmaxW(D2-d2)INKq,(MPa)1-jy(5-52)式中M一花键传递的最大转矩（N-mm）；nmaxD、d一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；qjy8x4.51x104(362-322)x116x8x0.7二2.04MP

38、ahfKKIPFN或按计算负荷C的计算公式进行计算：jfC=+fKKKIPTn1L二32003hTn2L二19852hT故轴承校核合格钻床、(5-57)(5-58)(5-59)n3图5-84.4传动系统的III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2081x103Zm(MPa)Wbj(560)(u1)KKKKN12_3_SuBnjn弯曲应力的验算公式为(MPa)qw

39、2081x105KKKKN1noc123SZm2BYn5-61)式中N-齿轮传递功率（KW）,N=N-n;dN-电动机额定功率（KW）；dn-从电动机到所计算的齿轮的机械效率；n-齿轮计算转速（r/min）;jm-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，ul,“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮K-寿命系数：SK-工作期限系数：Tm5-62)T-齿轮在机床工作期限（T）内的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮S取T=1500020000h,同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为ST=T/P,P为变速组的传动副数;Sn-齿轮的最低转速（r/min）;

40、1C-基准循环次数；查表3-1（以下均参见机床设计指导）Om疲劳曲线指数，查表3-1；K速度转化系数，查表3-2；K功率利用系数，查表3-3；NK材料强化系数，查表3-4；QK的极限值K,K见表3-5，当K三K时，则取K=K；SSmaxSminSSmaxSSmax当KVK时，取K=K；SSminSSminK工作情况系数，中等冲击的主运动，取K=1.21.6；11K动载荷系数，查表3-6；2K齿向载荷分布系数，查表3-9；3Y一标准齿轮齿形系数，查表3-8；o许用接触应力（MPa），查表3-9；jo许用弯曲应力（MPa），查表3-9。w如果验算结果o或o不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理

41、方法,jw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：=1450 x130 x56x39=1148.86r/min2303841x56x39x0.98x0.997=0.7232303841N=NdF=5.4俪（5-63）n=n=1148.86r/minj3在三联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为41X2.25，且齿宽为B=12mmu=1.05二1189MPW2081xl03,（1.05+1）x1.2x1.3x1.04x3.72x5.4241x2.251.05x20 x1148.86o=j1250MP（5-64）故三联滑移

42、齿轮符合标准验算50X2.5的齿轮：50X2.5齿轮采用整淬n=n=1148.86r/minj310X38X39X0.98X0.997x0.972=O&ON=N-n=5.1kwB=15mmu=1d5-65)二910MPWo=1250MPj2081x103；(1+1)x1.2x1x1.04x3.72x5.150 x2.51x15x1148.86（5-66）故此齿轮合格验算63X3的齿轮：63X3齿轮采用整淬n=n=1148.86r/minj310 x38xHx0.98xO.7x0.972=0.680N=N-n=5.1kwB=10mmu=4d5-67)二558MPWo=1250MPj2081x10

43、3；(4+1)x1.2x1x1.04x3.72x5.163x34x10 x1148.86（5-68）故此齿轮合格验算44X2齿轮：44X2齿轮采用整淬n=n=1148.86r/minj3x|xHxo.98xo.7xo.972=o.680N=N-n=5.1kwB=10mmu=1d6464(5-69)。jm罟二1239MP._图5-94.4.2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（mm4）花键轴兀d4+bxN(Dd)(D+d)2(mm4)=兀x324+6x8x(3632)x(36+32)2=6.534x104mm4(5-71)式中d一花键轴的

44、小径（mm）；i一花轴的大径（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：N5.42M=955x104一（Nmm）=955x104x=4.51x104Nmm扭n1148.86j式中N该轴传递的最大功率（kw）;n该轴的计算转速（r/min）。j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、5-72)径向力，齿轮的圆周力p:P=鈴（N）=竿严=1-8044103N（5-73）式中D一齿轮节圆直径（mm）,D二mZ。齿轮的径向力P:rP=Ptg（a+p）/cosP（N）=902Nrt式中a为齿轮的啮合角；P齿面摩擦角；5-74)B齿轮的螺旋角;

45、；M2+(aT)2mm=27.86mm0.15-75)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:_8MO=nmaxWjy(D2-dINK5-76)式中M花键传递的最大转矩（Nmm）；nmaxD、d一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；jy8x4.51x104(362322)xll6x8x0.7二2.04MPaT（h）hfKKIPFN或按计算负荷C的计算公式进行计算：jfC=+fKKKIPTn1L二32003hTn2L二19852hTn34.5传动系统的IV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

46、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2081x103Zmu1)KKKKN12_3_SuBnj(MPa)Wbj(581)弯曲应力的验算公式为2081x105KKKKN+2_3_S-Zm2BYn(MPa)mm=22.32mm5-93)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:g,(MPa)jy8MjynmaxW(D2-d2)lNK（5-94）式中M一花键传递的最大转矩（N-mm）；nmaxD、d一花

47、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；Gjy8x5.18x106(322-262)x116x8x0.7=14.6MPaT（h）hfKKIPFN或按计算负荷C的计算公式进行计算：jfC=+fKKKIPTn1L二31205hTn2L二18756hTn3故轴承校核合格图5-144.6传动系统的V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。接触

48、应力的验算公式为jZm=込型3土1冷K2K丐(MPa)WguBnj5-98）弯曲应力的验算公式为2081X105KKKKN(MPa)/w12-Zm2BYnj5-99)式中N-齿轮传递功率（KW），N=N-n；dN-电动机额定功率（KW）；d耳-从电动机到所计算的齿轮的机械效率;n-齿轮计算转速（r/min）;jm-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，ul,“+号用于外啮合，“-”号用于内啮合；K-寿命系数：S5-100)K-工作期限系数：TQ5-101)T-齿轮在机床工作期限（T）内的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮S取T=150002000

49、0h，S同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=T/P，P为变速组的传动副数;Sn-齿轮的最低转速（r/min）;1C-基准循环次数；查表3-1（以下均参见机床设计指导）Om疲劳曲线指数，查表3-1；K速度转化系数，查表3-2；nK功率利用系数，查表3-3；NK材料强化系数，查表3-4；QK的极限值K,K见表3-5，当K三K时，则取K=K；SSmaxSminSSmaxSSmax当KVK时，取K=K；SSminSSminK工作情况系数，中等冲击的主运动，取K=1.21.6；11K动载荷系数，查表3-6；K齿向载荷分布系数，查表3-9；23Y一标准齿轮齿形系数，查表3-8；o许用接触应力（MP

50、a），查表3-9；jo许用弯曲应力（MPa），查表3-9。w如果验算结果o或o不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法,jw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=1450 xxxxx=1148.86r/mm32303841505013056395051n=xxxxx0.98x0.999=0.72323038415050N=NdF=5.4血5-102)n=n=1148.86r/minj3斜齿轮为26X4，且齿宽为B=35mmu=1.05o=2081xl03|(1.05+1)xl.2

51、x1.3xl.04x3.72xl.53x5.4226x41.05x20 x1148.86=1304MPWo=1560MPj(5-103)故斜齿轮符合标准图5-15验算80X2.5的齿轮:80X2.5齿轮采用调质热处理n=n=1148.86r/minj313056395020,n=xxxxx0.98x0.999x0.972=0.18423038415080N=Nd-n=211-39kwB=26mmu=1(5104)1x15x1148.86oj=沿厂:鴛囂222139二560MPmm=31.43mm(5-112)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:g,(MPa)8Mj

52、ynmaxW(D2-d2)lNK(5-113)式中M一花键传递的最大转矩(N-mm)；nmaxD、d一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；Gjy8x4.51x104(452-352)x152x6x0.7二7.06MPahfKKIPFN或按计算负荷C的计算公式进行计算:jfC=+fKKKIPTn1L=32003hTn2L=19852hTn3故轴承校核合格图5-16第5章结论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，要实现其全部功能在软件中的模拟仿真工作量非常大。这次设计的效果没有预计的完美

53、，有一些硬件方面的原因，在模拟仿真的时候，由于计算机的配置不能达到所需要求，致使运行速度非常慢，不但时间上拖了下来，而且所模拟的效果很不理想。我接受的设计任务是对CA6140车床的主轴箱进行设计。主轴箱的结构繁多，考虑到实际硬件设备的承受能力，在进行三维造型的时候在不影响模拟仿真的情况下，我省去了很多细部结构。从这点让我深深的体会到“科技是第一生产力”这句话的正确与严峻性。在设计中我们也遇到了其它许多棘手的问题，例如，每个人采用的度量标准不一致，导致装配的时候产生了干涉的问题，对于这个问题我们采用互相调节的方法，需要相互配合的两个零件的设计者相互协调，最后实现设计的效果。对于一次设计来说，总体

54、安排很重要。这次设计由于总体安排刚开始的时候没有很合理的制定，所以工作量的实际大小与工作的具体性质不是很明确，但经过老师的指导和帮助后，我开始慢慢的找准了点，明确了具体目标，进度一步步赶上来。在这次设计过程中，指导毕业设计的老师们给予我很多的支持和帮助，在此我对老师在设计中对我们的指点和教导表示衷心的感谢！参考文献任殿阁，张佩勤.机床设计手册M.辽宁科学技术出版社.1991年9月郑文纬.东南大学机械学学科组M.机械原理.高等教育出版社.1997年7月付铁.计算机辅助机械设计实训教程M.北京理工大学出版社.1997年5月查康，董敏.产品造型设计白金案例M.山东电子音响出版社.2005年1月.24

55、页方世杰.机械优化设计M.机械工业出版社.2003年3月.109-156页曹桄,高学满.金属切削机床挂图M.上海交通大学出版社.1984年8月吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册M.高等教育出版社.1982年12月易新.金属切削机床课程设计指导书M.机械工业出版社.1985年11月戴曙.金属切削机床.机械工业出版社M.2000年5月周四新.PROE实用设计百例M.清华大学出版社.2005年3月翁世修，王良申.金属切削机床设计指导书M.上海交通大学出版社.1987年8月邱宣怀.机械设计.高等教育出版社M.2004年5月Reshtov,D.N.,Portman,V.T.,(1988)Accurac

56、yofmachinetools.ASMEPress,NewYork.Mishima,N.FailureAnalysis，DimensionalDeterminationAndAnalysis，ApplicationsOfCams.Modeira,Pirtugal2003.24-26致谢此次毕业设计中，我设计的题目是CA6140机床主轴箱的设计，在整个设计过程中，指导教师何哲明老师付出了很大的心血，从开始制定设计日程表，图纸的绘制到说明书的整理，都在指导老师的指导下有条不紊的进行。经过这段时间的学习，不仅拓宽了知识面，而且巩固了大学里学到的机械专业的知识。最重要的是锻炼了自己的设计能力。可谓收获

57、颇丰。当然这与老师的指导是分不开的，首先我要感谢我的指导老师何哲明老师，不厌其烦的为我们纠正错误，在老师的指导下，遇到的许多问题都一一解决了。我还要感谢学校的老师，谢谢您们这么多年在学校对我的教育和教诲，通过您们的帮助，使我成为了一名合格的大学毕业生，成为了国家实现四个现代化栋梁之才的。在平时的设计中，指导教师何老师给了我们很大的自我自由时间，充分发挥了我们自己的能力，使我们对四年来所学的知识作了一次彻底的总结。就设计过程中存在的问题及时提出改进方案和建议，同时针对设计中存在的问题及时给予详细而准确的解答，并且时时不忘督导我们按设计日程进行设计。正是由于指导教师何老师的这些努力，保证了我们毕业

58、设计的顺利进行。老师渊博的专业技术知识，严谨务实的学术精神也在深深感染着我们，为我们今后的生活和工作提供了很好的楷模，在此，我要向指导老师致以最衷心的感谢。另外，在设计过程中，也得到了其他老师的指导帮助，在此也表示衷心的感谢。同时，我也得到了同组中同学的帮助，在此也一并表示感谢。另外，也得到了其他同学的帮助，也表示感谢。毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明原创性声明本人郑重承诺：所呈交的毕业设计（论文），是我个人在指导教师的指导下进行的研究工作及取得的成果。尽我所知，除文中特别加以标注和致谢的地方外，不包含其他人或组织已经发表或公布过的研究成果，也不包含我为获得及其它教育机构的学位或学历而

59、使用过的材料。对本研究提供过帮助和做出过贡献的个人或集体，均已在文中作了明确的说明并表示了谢意。作者签名：日期：指导教师签名：日期：使用授权说明本人完全了解大学关于收集、保存、使用毕业设计（论文）的规定，即：按照学校要求提交毕业设计（论文）的印刷本和电子版本；学校有权保存毕业设计（论文）的印刷本和电子版，并提供目录检索与阅览服务；学校可以采用影印、缩印、数字化或其它复制手段保存论文；在不以赢利为目的前提下，学校可以公布论文的部分或全部内容。作者签名：日期：学位论文原创性声明本人郑重声明：所呈交的论文是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文不包含

60、任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。作者签名：日期：年月日学位论文版权使用授权书本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅。本人授权大学可以将本学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。涉密论文按学校规定处理。导师签名：日期：年月日作者签名：日期：年月日指导教师评阅书指导教师评价：、撰写（设计）过程1学生在论文（设计）过程中的治