CA6125机床主轴箱的设计书

PAGEIword文档可自由复制编辑摘要作为主要的车削加工机床，CA6125机床广泛的应用于机械加工行业中，本设计主要针对CA6125机床的主轴箱进行设计，主要包括三方面的设计，即：根据设计题目所给定的机床用途、规格、主轴极限转速、转速数列公比或级数，确定其他有关运动参数，选定主轴各级转速值；通过分析比较，选择传动方案；拟定结构式或结构网，拟定转速图；确定齿轮齿数及带轮直径；绘制传动系统图。其次，根据机床类型和电动机功率，确定主轴及各传动件的计算转速，初定传动轴直径、齿轮模数，确定传动带型号及根数，摩擦片尺寸及数目；装配草图完成后要验算传动件（传动轴、主轴、齿轮、滚动轴承）的刚度、强度或寿命。最后，完成运动设计和动力设计后，要将主传动方案“结构化”，设计主轴变速箱装配图及零件图，侧重进行传动轴组件、主轴组件、变速机构、箱体、润滑与密封、传动轴及滑移齿轮零件的设计。关键词:CA6125机床主轴箱零件ABSTRACTAsamajorturningprocessingmachinetools,CA6125machinetoolwidelyusedinmachineryprocessingindustry,thedesignedmainlyforCA6125hedastockmachinetoolsfordesign,mainlyincludethedesignofthreeaspects,namely:Accordingtodesigntopicgivesettleofthetoolmachineuse,specification,principalaxisextremelimitturnsoonandturnsoonthefewrowsmaleratioorseries,certainotherrelevantsportparameter,makeselectionprincipalaxisalllevelstoturntosoonbeworth;Passananalysiscomparison,choosetospreadtomoveaproject;Draftstructuretypeorstructurenet,drafttoturnsoondiagram;CertainwheelgearChinumberandtakeadiameter;Drawtospreadtomovesystemdiagram.Secondly,accordingtothetoolmachinetypeandtheelectricmotorpower,makesurethatprincipalaxisandeachcalculationwhichspreadtomoveapieceturnsoon,thebeginningcertainlyspreadstomoveastalkdiameter,wheelgearmoldnumber,makesuretospreadtomovetotakemodelnumberandnumber,frictionslicesizeandnumber;Afterassembleagrassdiagram'scompletionwanttochecktospreadtomoveapiece(spreadtomovestalk,principalaxis,wheelgearandrolloverbearings)onthewholeofjustdegree,strengthorlifespan.End,degesignandmotiveofcompletionsportspreadthelordtomovetheproject"thestructureturn"afterdesign,designaprincipalaxistobecomesoonaboxassemblediagramandsparepartsdiagramandlayparticularemphasisontocarryonspreadtomovestalkmodule,principalaxismoduleandbecomesoonorganization,boxabody,lubricateandsealcompletely,spreadtomovestalkandslipperymovewheelgearsparepartsofdesign.Keyword:CA6125latheprincipalaxisboxprincipalaxis

目录TOC\o"1-3"\h\u18034摘要 115486ABSTRACT 228560第1章绪论 5109801.1主轴及其部件设计的主要意义 5324421.2主要设计内容 6101001.3主要技术参数 624452第2章车床主传动系统方案设计 79682.1主传动的组成及要求 7184502.1.1主传动的组成 7257592.1.2主传动的设计要求 873382.2主传动系统的传动方式 8116812.2.1集中传动式 8268532.2.2分离传动式 8246552.3主传动的变速方式 9254432.3.1变换齿轮变速 9121282.3.2滑移齿轮变速 9225762.3.3多速电动机变速 9210182.3.4各种变速机构的组合 9305232.4主传动的换向方式 9162362.4.1电动机换向 9121692.4.2机械换向 930416第3章主传动系统的运动设计 11176813.1确定极限转速 11279653.1.1确定极限转速 11323533.1.2确定公比 1199063.1.3求出主轴转速级数Z 11287933.2确定结构网或结构式 1123423.2.1确定变速组的个数和传动副数 11252223.2.2确定变速组传动副数目 1171343.2.3确定变速组扩大顺序 11205743.2.4检验最后扩大组的变速范围 12159863.2.5画结构网 1225393.2.6绘制转速图 1332014第4章主要设计零件的计算和验算 1579164.1主轴箱的箱体 1550434.2确定齿轮参数 164284.2.1确定齿轮齿数 161304.3验算转速误差 17247484.4计算各齿轮寸 18177514.5传动系统的Ⅰ轴及轴上零件设计 19302854.5.1普通V带传动的计算 19151634.5.2齿轮的验算 21181614.5.3传动轴的验算 23119004.5.4轴承疲劳强度校核 24187554.6传动系统的Ⅱ轴及轴上零件设计 25287784.6.1齿轮的验算 2544684.6.2传动轴的验算 28133184.6.3轴组件的刚度验算 3081174.7传动系统的Ⅲ轴及轴上零件设计 32299924.7.1齿轮的验算 32131154.7.2传动轴的验算 35260944.7.3轴组件的刚度验算 36200994.8.传动系统的Ⅳ轴及轴上零件设计 38318474.8.1齿轮的验算 38160634.8.2传动轴的验算 40191644.8.3轴组件的刚度验算 4118312总结 4424361致谢 4523885参考资料编目 462553附录 47第1章绪论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。

CA6125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。

主轴箱：又称床头箱，它的主要任务是将主电机传来的旋转运动经过一系列的变速机构使主轴得到所需的正反两种转向的不同转速，同时主轴箱分出部分动力将运动传给进给箱。主轴箱中等主轴是车床的关键零件。主轴在轴承上运转的平稳性直接影响工件的加工质量，一旦主轴的旋转精度降低，则机床的使用价值就会降低。

进给箱：又称走刀箱，进给箱中装有进给运动的变速机构，调整其变速机构，可得到所需的进给量或螺距，通过光杠或丝杠将运动传至刀架以进行切削。

丝杠与光杠：用以联接进给箱与溜板箱，并把进给箱的运动和动力传给溜板箱，使溜板箱获得纵向直线运动。丝杠是专门用来车削各种螺纹而设置的，在进行工件的其他表面车削时，只用光杠，不用丝杠。同学们要结合溜板箱的内容区分光杠与丝杠的区别。

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。1.1主轴及其部件设计的主要意义主轴箱的设计主要是主轴的设计。1.为了满足各种不规则形状工件的加工，车床主轴选择立式还是卧式将直接影响装夹工件和设计夹具的时间。2.根据加工的范围不同，设计不同的机构能达到意想不到的效果。如采用立式主轴能依靠工件自重，使其与夹具基准面准确地、紧密的接触，获得高精度且稳定的加工。3.好的主轴设计能使制造费用降低，性能很好的提高，更具有市场竞争力。4.主轴作为数控机床的执行件，联系着伺服电动机和刀架，因此他的设计将直接影响加工后成品的精度。而精度是影响我国数控机床发展的首要问题。综上所述，主轴及其部件的设计是数控机床发展是一个重要方面，需要在设计中重点对待。CA6125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。1.2主要设计内容本文主要对主传动系统、主运动部件和主轴箱的箱体进行设计。1.3主要技术参数根据设计要求并参考实际情况，初步选定机床主要参数如下：床身上最大回转直径：250mm主轴转速级数：正转12级；反转6级主轴转速范围：正转37-1600r/min；反转102-1570r/min主电动机功率：4kw主电动机功率：1440r/min第2章车床主传动系统方案设计主运动传动系统简称主传动系统，它的功用是将电动机的运动传给机床主轴，使主轴带动工作部件实现主运动，并能满足普通车床主轴变速和换向的要求,它对机床的使用性能、结构和制造成本都有明显的影响。2.1主传动的组成及要求2.1.1主传动的组成1.定比传动机构：即具有固定的传动比传动机构，用来实现降速或升速，一般常采用齿轮、皮带及链传动等，有时也可以采用联轴节直接传动。2.变速装置：机床中的变速装置有齿轮变速机构，机械无极变速以及液压无级变速装置等。3.主轴组件：机床的主轴组件是执行件，它由主轴、主轴支承和安装在主轴上的传动件等组成。4.开停装置：用来控制机床主运动执行件的启动和停止。通常采用离合器或直接开停电动机。5.制动装置：用来使机床主运动执行件尽快地停止运动，以减少辅助时间，通常可以采用机械的、液压的、电气的或电动机的制动方式。6.换向装置：用来改变机床主运动方向。对于主运动换向的机床，在主传动中都应该设有换向装置。它们可以是机械的、液压的或直接改变电动机的旋转方向。7.操纵机构：机床的开停、变速、换向及制动等，一般都需要通过操纵机构来控制。在设计机床时，一般是联系起来考虑主传动与操纵机构的设计方案。8.润滑与密封装置：为了保证主传动装置的正常工作和使用寿命，必须有良好的润滑装置与可靠的密封装置。9.箱体：用来安装上述个组成部分。封闭式箱体不仅能保护传动机构，免受尘土、切屑等侵入，而且还可以减少这些机构所发生的噪声。2.1.2主传动的设计要求1.机床的主轴须有足够的变速范围和转速级数，以便满足实际使用的要求。2.主电动机和传动机构须能承受和传递足够的功率和扭矩，并具有较高的传动效率。3.执行件须有足够的精度、刚度、抗振性、和小于许可限度的热变形和温升。4.噪声应在允许的范围内。5.操纵要轻便灵活、迅速、安全可靠，并须便于调整和维修。6.结构简单，润滑与密封良好，便于加工和装配，成本低。2.2主传动系统的传动方式主传动的布局主要有集中传动式和分离传动式两种。主传动的全部变速机构和主轴组件装在同一箱体内，称为集中传动布局；分别装在变速箱和主轴箱两个箱体内，其间用带、链条等传动时，称为分离传动式布局。2.2.1集中传动式优点是结构紧凑，便于实现集中操纵，箱体少。缺点是：传动机构运转中的振动和发热会直接影响到主轴的工作精度。一般适用于主运动为旋转运动的普通精度的中、大型机床。2.2.2分离传动式优点是变速箱所产生的振动和热量不传给或少传给主轴，从而减少了主轴的振动和热变形；高速时不用齿轮传动，而由带直接传动，运动平稳，加工表面质量好；当采用背轮机构时，传动链短，传动效率较高，转动惯量小，便于启动和制动；低速时经背轮机构传动，扭矩大适应粗加工的要求。其缺点是：要两个箱体，低速时带负荷大，带根数多，容易打滑；当带安装在主轴中段时，调整、检修都不方便。本课题设计的车床主要加工各种轴类、套筒类和盘类零件上的回转表面，主运动的速度很高，所以经分析决定采用集中式传动2.3主传动的变速方式2.3.1变换齿轮变速这种变速机构的构造简单，结构紧凑，主要用于大批量生产中的自动或半自动机床、专用机床及组合机床等。2.3.2滑移齿轮变速广泛应用于通用机床和一部分专用机床，其优点是：变速范围大，变速级数也较多；变速方便又节省时间；在较大的变速范围内可传递较大的功率和扭矩；不工作的齿轮不啮合，因而空载功率损失较小等。其缺点是：变速箱的构造较复杂不能在运转中变速，为使滑移齿轮容易进入啮合，多用直齿圆柱齿轮传动，传动平稳性不如斜齿轮传动等。2.3.3多速电动机变速采用多速电动机，可以简化机床的结构、使用方便、并能在运动中改变某几种转速。通常与其他的变速方式联合使用。2.3.4各种变速机构的组合根据机床的不同工作特点，通常机床的变速机构往往是上述几种变速机构的组合。本课题设计的车床要求变速范围大，变速级数多，能够传递较大的功率和扭矩，所以经分析采用滑移齿轮变速。2.4主传动的换向方式2.4.1电动机换向变换电动机的转向，使主运动执行件的运动方向改变，这种换向方式可以简化机床的机械结构、操作简单省力。但若采用交流异步电动机换向，若换向频繁，易引起电动机过热。2.4.2机械换向目前主传动系统中主要采用圆柱齿轮-多片式摩擦离合器式换向机构，它可以在高速运动中平稳换向，但结构复杂。本课题设计的车床需要正反两个方向都用于加工，特别是加工螺纹时，换向频繁，而普通车床一般都采用交流异步电动机作为主传动的驱动电源，因此，本设计采用圆柱齿轮-多片式摩擦离合器式换向机构来实现主运动的换向。第3章主传动系统的运动设计3.1确定极限转速3.1.1确定极限转速已知主轴最低转速为31.5mm/s,最高转速为1400mm/s，转速调整范围为3.1.2确定公比选定主轴转速数列的公比为3.1.3求出主轴转速级数Z3.2确定结构网或结构式3.2.1确定变速组的个数和传动副数由于主轴转速为12级的变速系统，因此有两种选择：其一可用三个变速组。其中一个三联滑移齿轮变速组和两个双联滑移齿轮变速组；其二可用两个变速组，即四联和三联滑移齿轮变速组。3.2.2确定变速组传动副数目实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合：A.12=3*4B.12=4*3C.12=3*2*2D.12=2*3*2E.12=2*2*3方案A、B可节省一根传动轴。但是，其中一个传动组内有四个变速传动副，增大了该轴的轴向尺寸。这种方案不宜采用。但需注意采用其可能性以及相应的结构措施之后也在考虑范围之内。根据传动副数目分配应“前多后少”的原则，方案B、C可取。3.2.3确定变速组扩大顺序12=4*3的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有以下2种形式：A.12=41*34B.12=43*3112=3*2*2的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有以下6种形式：A.12=31*23*26B.12=31*26*23C.12=32*21*26D.12=34*21*22E.12=32*26*21F.12=34*22*21根据级比指数分配应“前疏后密”的原则，二者均应选用第一种方案。即12=41*3412=31*23*263.2.4检验最后扩大组的变速范围结构式12=41*34最后扩大组的变速范围为，不允许结构式12=31*23*26最后扩大组的变速范围为，允许因此，结构式方案确定为12=31*23*26。由此确定了变速组为三联滑移齿轮变速组3.2.5画结构网根据已确定的结构方案画出结构网，如下图所示3-1对称分布的结构网3.2.6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Y132s-4，其同步转速为1500r/min。（2）分配总降速传动比分配降速比时，应注意传动比的取值范围：齿轮传动副中最大传动比2，最小传动比，传动比过大，引起振动和噪音，传动比过小，使动齿轮与传动齿轮的直径相差太大，将导致结构庞大。1）确定皮带转动的转动比范围=1～2.5取=1.8由于主电机额定转速1440r/min，可知第Ⅰ轴的转速n1=14400.5=710r/min2）确定最末一级传动比总的转动比为：最小传动比12=312326最末一级间的数相隔6极（总）：3)中间轴传动比可按先慢后快原则，确定最小传动比，根据级此指数确定其他转动比：Ⅱ～Ⅲ～Ⅳ轴小传动比为,由于所以取Ⅰ～Ⅱ轴传动比为取（3）确定传动轴的轴数传动轴数＝变速组数+定比传动副数+1=4（4）绘制转速图先按传动轴数及主轴转速级数格距lgφ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+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。3-2车床传动系统的转速图3-3车床转速的传动系统图

第4章主要设计零件的计算和验算 4.1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×宽×高),按下表选取。表5-1箱体主要尺寸长×宽×高()壁厚(mm)<500×500×3008-12>500×500×300-800×500×50010-15>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。CA6125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(a)=中心距Ⅰ-Ⅱ=2.5/2（36+36）=90mm中心距Ⅱ-Ⅲ=3/2（42+42）=126mm中心距Ⅲ-Ⅳ=3.5/（18+72）=157.5mm中心距Ⅳ-Ⅴ=2/2（20+60）=80mm中心距Ⅴ-Ⅵ=2/2（40+60）=100mm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确定齿轮参数4.2.1确定齿轮齿数确定齿轮齿数应该注意以下几类：（1）齿轮的齿数和应过大，以免加大中心距使机床结构庞大，一般推荐齿轮数和SZ为60～100（2）不产生根切最小齿轮（3）保证强度和防止热处理变形过大齿轮齿根园到键槽的壁厚2mm一般取5mm则（4）三联滑移齿轮的相领两轮的齿数差应大于4。避免齿轮右左移动时齿轮右相碰，能顺利通过。由传动比已知，传动比的适用齿数表，查出：60,62,64,66,68,70,72,74,76,78。60,63,65,67,68,70,72,73,75,77。60,63,66,69,72,75,78。由于已知选用72，从表查出小齿轮的齿数为36，30，24；大齿轮的齿数则为36，42，48。60,62,64,66,68,70,72,74,76,78,80。61,65,68,69,72,73,76,77。可选用82，从表中查出小齿论的齿数42，22,；大齿轮的齿数则为42，62。63,66,69,72,75,78,81,84,90…。80,84,85,89,90…。选用90从表中查出小齿轮的齿数30，18；大齿轮的齿数则为60，72。4.3验算转速误差由确定的齿轮所得的实际转速与传动设计理论值难以完全相符，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过由公式：10(-1)%=0.041(1)n理=1400时n实=1417.5=0.012<0.041(2)n理=1000时n实=1012.5=0.0125<0.041=71时n实=708.75=0.0125<0.041(4)=500时n实=502.98=0.00596<0.041(5)=355时n实=359.27=0.012>0.041(6)=250时n实=251.49=0.00596<0.041(7)=180时n实=177.1875=0.016<0.041(8)=125时n实=126.5625=0.016<0.041(9)=90时=0.0156<0.041(10)=63时n实=62.87=0.002<0.041(11)=45时n实=44.88=0.003<0.041(12)=31.5时n实=31.44=0.001<0.0414.4计算各齿轮寸齿轮分度圆直径公式：齿顶圆直径：齿根圆直径：(1)Ⅰ～Ⅱ轴间的齿轮尺寸：a>=2.5=90mm=36齿顶高：=2.5mm齿根高度：=3.1经常齿制：=1=0.25=90mm=20mm齿顶圆直径：=95mm齿根圆直径：=84mmb>=24=48=1/2时=60mm=120mm=20mm=65mm=125mm=54mm=114mmc>=30=42=75mm=105mm=20mm=80mm=110mm=69mm=99mm(2)Ⅱ～Ⅲ轴间的齿轮尺寸=3=126mm=3=3.75a>=42=42=342=126mm=20mm=126+7=132mm=126-8.8=118.5b>=22=62=223=66mm=623=186mm=20mm=72mm=192mm=58.5mm=178.5mm(3)Ⅲ～Ⅳ轴间的齿轮尺寸a>=3.5=157.5mm=60=30=3.5mm=4.4mm=8mm=210mm=105mm=25mm=217mm=112mm=202mm=97mmb>=18=72由于传动扭距大，选用平行轴斜齿轮机构。=63mm=252mm齿顶高=35mm根高=45mm全齿高=8齿顶圆直径=70mm=259mm齿根圆直径=54mm=250mm=25mm4.5传动系统的Ⅰ轴及轴上零件设计4.5.1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（kW）——工况系数，故小带轮基准直径为126mm；带速；大带轮基准直径为256mm；中心距＝（0.6～2）·（）=229.2mm～764mm,初定中心距，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。带基准长度取＝2044mm;带挠曲次数＝1000mv/=9.2840；实际中心距式中故小带轮包角单根V带的基本额定功率取2.28kW单根V带的基本额定功率增量——弯曲影响系数，取——传动比系数，取1.12故；带的根数——包角修正系数，取0.93；——带长修正系数，取1.01；故圆整z取3；单根带初拉力q——带每米长质量，取0.10；故＝190.33N带对轴压力4.5.2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。根据和计算齿轮模数，根据其中较大值取相近的标准模数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=15000~20000h，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；m—疲劳曲线指数；—速度转化系数；—功率利用系数；—材料强化系数；—的极限值，当≥时，则取=；当＜时，取=；—工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.2~1.6；—动载荷系数；—齿向载荷分布系数；Y—标准齿轮齿形系数；根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式式中：N--齿轮传递额定功率；--小齿轮的计算转速r/min；--齿宽系数，，；--计算齿轮的齿数，一般取传动中最小齿轮的齿数；--大齿轮与小齿轮的传动比，；（+）用于外啮合，（-）用于内啮合:工作期限，根据3-5表得：许用弯曲应力，接触应力（）6级材料的直齿轮材料选择；热处理S-C59根据标准齿轮模数系数选用模数为：主齿轮模数m=3.5，传动轴齿轮模数m=2.5，中间齿轮模数m=3。4.5.3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）； —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α—为齿轮的啮合角，α＝20º；ρ—齿面摩擦角，；β—齿轮的螺旋角；β＝0故N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=0.7～0.8； 故此花键轴校核合格。4.5.4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：或按计算负荷的计算公式进行计算：式中--额定寿命（h）；--计算动载荷；--工作期限（h），对一般机床取10000-15000小时C—滚动轴承的额定负载（N）,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；—速度转化系数；—齿轮轮换工作系数；P—当量动载荷；故轴承校核合格。4.6传动系统的Ⅱ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。接触应力的验算公式为：弯曲应力的验算公式为：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，u≥1，“+”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=15000~20000h，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；m—疲劳曲线指数；—速度转化系数；—功率利用系数；—材料强化系数；—的极限值，当≥时，则取=；当＜时，取=；—工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.2~1.6；—动载荷系数；—齿向载荷分布系数；Y—标准齿轮齿形系数；[]—许用接触应力（MPa）；[]—许用弯曲应力（MPa）；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。Ⅱ轴上的双联滑移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：m=2.25N==5.77kw在双联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为38×2.25，且齿宽为B=14mmu=1.05=≤[]=1250MP故双联滑移齿轮符合标准验算39×2.25的齿轮：39×2.25齿轮采用整淬N==5.71kwB=14mmu=1=≤[]=1250MP故此齿轮合格。验算22×2.25的齿轮：22×2.25齿轮采用整淬N==5.1kwB=14mmu=4=≤[]=1250MP故此齿轮合格验算30×2.25齿轮：30×2.25齿轮采用整淬N==5.1kwB=14mmu=1=≤[]=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）; —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α—为齿轮的啮合角；ρ—齿面摩擦角；β—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=0.7～0.8； 故此花键轴校核合格。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：或按计算负荷的计算公式进行计算：式中--额定寿命（h）；--计算动载荷；--工作期限（h），对一般机床取10000-15000小时C—滚动轴承的额定负载（N）,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；—速度转化系数；—齿轮轮换工作系数；P—当量动载荷。故轴承校核合格。4.7传动系统的Ⅲ轴及轴上零件设计4.7.1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）≤[]弯曲应力的验算公式为式中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，u≥1，“+”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=15000~20000h，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；m—疲劳曲线指数；—速度转化系数；—功率利用系数；—材料强化系数；—的极限值，当≥时，则取=；当＜时，取=；—工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.2~1.6；—动载荷系数；—齿向载荷分布系数；Y—标准齿轮齿形系数；[]—许用接触应力（MPa）；[]—许用弯曲应力（MPa）；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41×2.25，且齿宽为B=12mmu=1.05=≤[]=1250MP故三联滑移齿轮符合标准。验算50×2.5的齿轮：50×2.5齿轮采用整淬N==5.1kwB=15mmu=1=≤[]=1250MP故此齿轮合格。验算63×3的齿轮：63×3齿轮采用整淬N==5.1kwB=10mmu=4=≤[]=1250MP故此齿轮合格。验算44×2齿轮：44×2齿轮采用整淬N==5.1kwB=10mmu=1=≤[]=1250MP故此齿轮合格。4.7.2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α—为齿轮的啮合角；ρ—齿面摩擦角；β—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=0.7～0.8； 故此三轴花键轴校核合格。4.7.3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：或按计算负荷的计算公式进行计算：式中--额定寿命（h）；--计算动载荷；--工作期限（h），对一般机床取10000-15000小时C—滚动轴承的额定负载（N）,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；—速度转化系数；—齿轮轮换工作系数；P—当量动载荷。故轴承校核合格。4.8.传动系统的Ⅳ轴及轴上零件设计4.8.1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-小齿轮齿数；u-大齿轮与小齿轮齿数之比，u≥1，“+”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=15000~20000h，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；m—疲劳曲线指数；—速度转化系数；—功率利用系数；—材料强化系数；—的极限值，当≥时，则取=；当＜时，取=；—工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.2~1.6；—动载荷系数；—齿向载荷分布系数；Y—标准齿轮齿形系数；[]—许用接触应力（MPa）；[]—许用弯曲应力（MPa）；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。Ⅸ轴上的直齿齿轮采用整淬的方式进行热处理传至Ⅸ轴时的最大转速为：N==5.42kw齿轮的模数与齿数为33×2，且齿宽为B=20mmu=1.05=≤[]=1250MP故齿轮符合标准。验算58×2的齿轮：58×2齿轮采用整淬N==5.1kwB=20mmu=1=≤[]=1250MP故此齿轮合格。4.8.2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）；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α—为齿轮的啮合角；ρ—齿面摩擦角；β—齿轮的螺旋角；=22.32mm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=0.7～0.8； 故此花键轴校核合格。4.8.3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：或按计算负荷的计算公式进行计算：式中--额定寿命（h）；--计算动载荷；--工作期限（h），对一般机床取10000-15000小时C—滚动轴承的额定负载（N）,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；—速度转化系数；—齿轮轮换工作系数；P—当量动载荷，按《机床设计手册》。故轴承校核合格。

总结本次毕业设计主要是对普通卧式车床主传动系统的设计，首先确定了大体方案，然后对结构件进行设计，主要进行了运动设计、齿轮的选择、轴的校核、主轴跨距的确定、轴承的选择等工作。通过计算和查阅资料，设计出合理的主传动系统，提高车床的传动效率和精度。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。毕业设计任务完成了，虽然设计的过程比较繁琐，而且刚开始还有些不知所措，但是在同学们的共同努力下，再加上老师的悉心指导，我终于顺利地完成了这次设计任务。本次设计巩固和深化了课堂理论教学的内容，锻炼和培养了我综合运用所学过的知识和理论的能力，是我独立分析、解决问题的能力得到了强化。毕业设计是本科学习的升华阶段，我们所学的理论知识终于跟现实结合起来，通过这次比较完整的主传动设计，锻炼了我的综合运用所学专业知识的能力，同时也提高了我查阅资料以及电脑制图等很多专业能力水平，也认识到了自己的不足，为今后可能的设计工作打下了坚实的基础。

致谢在这里我要感谢那些所有曾经寄予我关心和帮助的人，这篇论文的完成和他们中的任何一位都是分不开的。首先，我要向我的指导老师雒晓兵致以由衷的感谢和诚挚的敬意，他的指导为我们提供了设计的主题思想，在设计过程中，他在自己的繁忙工作之余指导我们，检查并排除了我们设计过程中的诸多漏洞。无论是理论的运用，还是零部件的设计计算，都给我们解惑答疑，我都有很大的收获。在论文的编写过程中，他给我提出宝贵的意见，并且给与细致的指导，不断地完善和改进。最重要的是魏老师教会我们许多分析、解决问题的方法，这在书本中无法学到的，他的教诲培养了我科学的思维方法和一丝不苟的工作态度，渊博的学识更使我受益匪浅。其次，我要感谢的是我的同伴们——同设计组的所有同学。在整个设计过程中，我们配合的非常默契，遇到不清楚地地方一起讨论、翻阅资料，共同克服困难，出谋划策寻求最简洁最佳的解决方案。正是由于我们的努力，整个设计才能进行的那么顺利。同时我要感谢机房的李老师，他每天按时地为我们开机房的门，为我们提供了很好的上机环境。同时也给与我们很多指导和帮助。再次，我要感谢大学四年所有教过我的老师和我们的辅导员，感谢他们四年来对我的谆谆教诲和无私帮助。还要感谢我们07机械所有的同学，正是可爱的你们，我的大学生活才如此的丰富多彩！最后要感谢的，是我的家人，是他们养育我，教我做人做事的道理，同时将这篇论文献给他们。感谢他们在生活上给我的支持和照顾，在学习上给我的关心和鼓励，我才能安心、顺利的完成大学学业。

参考资料编目[1]任殿阁，张佩勤主编《设计手册》.辽宁科学技术出版社．1991年9月[2]付铁主编《计算机辅助机械设计实训教程》．北京理工大学出版社．[3]方世杰主编《机械优化设计》.机械工业出版社．2003年3月[4]曹桄高学满主编《金属切削机床挂图》．上海交通大学出版社．1984年8月[5]吴宗泽罗圣国主编《机械设计课程设计手册》．高等教育出版社．1982年12月[6]华东纺织工学院哈尔滨工业大学天津大学．《机床设计图册》．上海科学技术出版社．[7]机械设计手册编写组.《机械设计手册》．机械工业出版社．1986年12月[8]邱宣怀主编《机械设计》高等教育出版社．2004年5月[9]李华,李焕峰副主编《机械制造技术》.机械工业出版社出版.[10]叶伟昌,林岗副主编《机械工程及自动化简明设计手册》.机械工业出版社出版.[11]卜炎主编《机械传动装置设计手册》.机械出版社出版.[12]徐锦康主编《机械设计》.高等教育出版社出版.[13]大连理工大学画教研室编《机械制图》.高等教育出版社出版.[14]隋明明主编史艺农审《机械设计基础》.机械工业出版社出版.2011年5月26日

附录附录一、英文科技文献翻译英文原文：DedicatedtothesinglescrewcompressormachineupdatedtheIntroductionAbstract:Thispaperdescribesfourareasfromtheexistingsingle-screwmachinelayoutandstructure,andputouttheadvantagesanddisadvantagesofthelist,becauseofthecompressorplantsingle-screwmachinetoolsandmachinetoolexternalSecurityinformation,theaboveintroductionthereisinevitablyone-sidedandwrong,andarethereforesingle-screwcompressorfortheproductionofreferenceworks.First,introducethelayoutofmachinetoolsDecidethesizeofthecompressordisplacementofthestarsround,screwdiameter,meshsizeandthesizeofthecenterdistance,sodifferentindiameterscrew,machinetoolspindleandtherotarycenterarealsodifferent.Tomeettheprocessingofdifferentdiameterscrew,singlescrewCurrentlythelayoutofmachinetoolsingeneralthereareseveraloptions.Thefirstis:machinetoolrotarytoolspindlecenterandthecenterdistanceforthefixedMachinetoolrotarytoolspindlecenterandthecenterdistanceforthefixed,cannotadjustthecenterdistance.Processingofseveralofthescrewdiameteronthecenterdistancerequiredseveraldifferentspecificationsofthemachine.Advantages:simplestructureofthemachine.Disadvantage:eachmachinecanonlyprocessaspecificationofthescrew,whenthemarketonacertainspecificationrequirementswhenthescrewcompressor,resultinginamachine,othermachineidle.Thesecond:themachinetoolspindleboxforrotaryProcessingscrewmachineaccordingtothesizeofthediameterattheprocessingbeforeapointofrotatingspindlebox.Spindleboxthatthemachinecanturnonamachineattheabove-mentionedarticleontheuseoftheimprovements,withthefirststructureofamachinetoolisbasicallythesame.Advantages:thestructureofmachinetooleasytoadapttoavarietyofspecificationsoftheprocessingscrew.Onedisadvantage:aftertherotatingspindleboxandthetoolspindleturningcenterlinedistancebetweenthecenterlineofaccuratemeasurementdifficult.2disadvantage:aftertherotatingspindlespindleboxandthefrontsurfaceoftherotarycuttercenterlinedistancebetweenthereductionofthelargerdiameterofthescrewprocessingislimited.Thethird:themachinetoolspindleboxforhorizontalmobileBoxatthebottomofthespindleandthebasethereisarrangedbetweentherectangularslidingrail,spindleboxperpendiculartothedirectionofmovementofspindlecenterlineandperpendiculartothecenterlineofthetoolrotation.Throughthepowerofthespindleboxsplineshafttothebaseofthetoolfeedmechanism.Screwdiameter,accordingtothesizeoftheprocessingintheprocessingofthepreviousroundbyhandtothebodyputintothescrewspindleboxmovedtotheappropriatelocation,andthenscrewthespindleboxonafixedbase.SpindleboxavailablefromthemobileGratingdetection,positionerror±0.005mm.Horizontalspindleboxcanbeusedasamobilemachinecanprocessdiameterφ95~φ385mmanykindbetweenthescrewspecifications.Φ95~φ385mmprocessingbecauseofthediameterofthescrew,causingthefrontsurfaceandthetoolspindlerotationthedistancebetweenthecenterlineofthemarginistoolarge,theactualapplicationinthedesignspecificationsofthemachineintotwo,aφ95~φ205mmmachinescrewdiameterAnotherφ180~φ385mmmachinescrewdiameter.Advantages:avarietyoftoolstoadapttothespecificationsoftheprocessingscrew,eachscrewspecificationsneednotbeprovidedwiththeappropriatemachinetools.Disadvantage:thestructureofmachinetoolsandmachinetoolassemblyofthetwokindsofmorecomplexmachinetools,machinetoolsthanthecostoftwokindsofmachinetoolsbeforethehigh.Second,introducethestructureofmachinetoolspindleThelevelofmachinetoolspindleboxonthemainaxisandthebaseoftheverticalaxisdeterminesthedegreeofpreci