毕业设计（论文）-CA6140车床主轴箱的设计

南京工第職業技衔学院 系/专业 学生姓名--订南京工事職葉技衔学院--订毕业设计(论文)报告纸CA6140车床主轴箱设计摘要CA6140车床作为主要的车削加工机床，广泛的应用于机械加工行业中，适用于车削内外圆柱面，圆锥面及其它旋转面，车削各种公制、英制、模数和径节螺纹，并能进行钻孔，铰孔和拉油槽等工作。床身宽于一般车床，具有较高的刚度，导轨面经中频淬火，经久耐用。机床主轴孔径大，操作灵便集中，溜板设有快移机构。机床结构刚度与传动刚度均比较高，功率利用率也比较高，适于强力高速切削。其主轴箱是车床的动力源将动力和运动传递给机床主轴的基本环节。本设计主要针对CA6140机床的主轴箱进行设计，设计的内容主要有车床运动参数的确定、传动方案和传动系统图的拟定、主要设计零件的验算。线关键词：CA6140机床主轴箱零件CA6140latheasamajorturningprocessingmachine,widelyusedinmechanicalprocessingindustry,suitableforcuttingYuanZhuMianinsidetapersurfaceandotherrotation,face,cuttingvariousmetric,imperial,moduleandthread,anddiameterdrilling,reamingandheamingwork.Ingeneral,lathebedwidthwithhighstiffness,guidesurfacebyfrequencyquenchinganddurable.Spindleaperture,centralizedoperationspirit,hasmovedfast.Machinestructurestiffnessandstiffnessarerelativelyhigh,transmissionpowerutilizationrateishigh,suitableforhighspeedcuttingpower.Itisthepowersourceofthelathespindleboxwillforceandmotiontothespindleofbasiclink.ThisdesignismainlyforthespindleboxCA6140machinedesign,designisthemaincontentoflathemovementparameters,transmissionschemeandtransmissionsystemgraphandthemaindesignparts.Keywords:CA6140spindleboxparts-门线第一章绪论 1 11.2车床的规格和用途 11.2.1车床的规格 11.2.2车床的用途 12.1确定极限转 22.2确定公比 22.3求出主轴转速级数Z 22.4确定结构式 2第三章传动方案和传动系统图的拟定 23.1绘制传动系统图 23.1.1选定电动机 23.1.2分配总降速传动比 23.1.3确定传动轴的轴数 23.1.4绘制转速图 23.2传动路线图 53.2.1传动系统可用传动路线表达式 53.2.2车削米制螺纹时传动链的传动路线 53.2.3加工螺纹时的传动路线表达式归纳总结 6第四章主要设计零件的验算 64.1主轴箱的箱体 64.2传动系统的I轴及轴上零件设计 84.2.1普通V带选择与计算 84.2.2离合器的选择与计算 4.2.3齿轮的验算 4.2.4传动轴的验算 4.2.5轴承疲劳强度校核 4.3.传动系统的Ⅱ轴及轴上零件设计 4.3.1齿轮的验算 4.3.2传动轴的验算 4.3.3轴组件的刚度验算 4.4传动系统的Ⅲ轴及轴上零件设计 南京工第職葉技衔学院毕业设计(论文)报告纸4.4.1齿轮的验算 4.4.3轴组件的刚度验算 致谢 参考文献 毕业设计(论文)报告纸第一章绪论车削加工是由车床、车刀、车床夹具和工件共同构成的车削工艺系统中完成的。车床有许多不同的类型，如卧式车床、专用车床以及数控车床等。加工过程中，车床的主要作用是加工工艺系统提供必需的动力，按加工要求准确地实现切削运动，保证工件和刀具之间的正确位置。卧式车床使用非常普遍，其轴以水平方式放置。CA6140型卧式车床是一种通用性强、工艺范围广泛的车床。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。主轴箱安装在床身的左上端，内装主传动系统和主轴部件。主轴的端部可安装卡盘，用以夹持工件，带动工件旋转，实现主运动。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。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、结构设计和线1.2车床的规格和用途1.2.1车床的规格CA6140车床可以加工各种轴类、套筒类和盘类工作；车削米制、英制、模数制、径节制4种螺纹；还可以利用车床上的尾座进行钻孔、扩孔、套螺纹等。1.2.2车床的用途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。第二章车床运动参数的确定南京工第職葉技衔学院毕业设计(论文)报告纸选定主轴转速数列的公比为φ=1.12Z=lgRn/1gp+1=1g14/lg1.12+1=24线第三章传动方案和传动系统图的拟定3.1绘制传动系统图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,功率11KW。总降速传动比为ull=nmin/nd=10/1500≈6.67×10-3,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，并分担总降速传传动轴数=变速组数+定比传动副数+1=6先按传动轴数及主轴转速级数格距1gφ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。转速图如下图3-1所示：毕业设计(论文)报告纸南京工事職葉技衔学院毕业设计(论文)报告纸图3-1CA6140转速图传动系统图见图3-2所示：毕业设计(论文)报告纸毕业设计(论文)报告纸4×2.25JvitJvitd23000WnWn毕业设计(论文)报告纸3.2传动路线图3.2.1传动系统可用传动路线表达式线图3-3CA6140传动路线表达式车削米制螺纹时传动链的传动路线表达式：图3-4车削米制螺纹时传动链的传动路线表达式毕业设计(论文)报告纸3.2.3加工螺纹时的传动路线表达式归纳总结第四章主要设计零件的验算造时的最小壁厚根据其外形轮廓尺寸(长×宽×高),按下表选取.长×宽×高(mm³)壁厚(mm)南京工第職葉毕业设计(论文)报告纸>500×500×300-800×500×500线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，根据各对配合齿轮的中心距及变位系数，并中心距(a)=1/2(d1+d2)+ym(式中y是中心距变动系数)中心距Ⅱ-Ⅲ=(39+41)/2×2.25=90mm中心距V-VⅢ=(44+44)/2×2=88mm中心距V-VI=(26+58)/2×4=168mm中心距VⅢ-IX=(58+26)/2×2=84mm图4-1箱体零件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。南京工第職葉技衔学院毕业设计(论文)报告纸线普通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Pc=KAPKA——工作情况系数，此处取为1.1。带入数据计算得PC=12.1(KW),根据计算功率PC和小轮转数nl,即可从三角胶带选型图上选择胶带的型号。此次设计选择的为A型胶带。小带轮基准直径²4为130mm,大带轮基准直径。为230mm;3)确定中心距a、带长L、验算包角α:中心距过大回引起带的颤动，过小则单位时间内带的应力循环次数过多，疲劳寿命降低；包0.75(d1+d2)≤aO≤2(d1+d2),此次设计定为1000mm。毕业设计(论文)报告纸线由几何关系按下式初定带长L0:LO≈2a0+0.5π(d1+d2)+(mm)按相关资料选择与L0较接近的节线长度LP按下式计算所需中心距，考虑安装、调整和补偿初拉力的需要，中心距a的变动范围为由以上计算得中心距a=223mm,带长为2722.5mm,查表，取=2800mm;d₂-d₁验算包角：α=1800-a*57.30=154.090≥1200,符合设计要求.4)计算胶带的弯曲次数u:5)确定三角胶带的根数Z:根据计算功率PC和许用功率，可求得胶带根数Z,单根V带的基本额定功率PC,查表，取2.28kW;单根V带的基本额定功率增量带的根数圆整z取4,即需用4根胶带。6)确定初拉力F0和对轴的压力Q:单根带初拉力q——带每米长质量，查表，取0.10; 图4-2V形带剖视图4.2.2离合器的选择与计算设计离合器时，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2～6mm,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，甚至影响摩擦片的外径尺寸受到外形轮廓的限制，内径又由安装它的轴径d来决定，而内外径的尺寸决定着内外摩擦片的环形接触面积的大小，直接影响离合器的结构与性能。表示这一特性系数-线毕业设计(论文)报告纸-线毕业设计(论文)报告纸机床上采用的摩擦片9值可在0.47～0.67范围内，此处取Φ=0.5,则内摩擦片外径D2=90/0.5=44mm按扭矩确定摩擦离合面的数目Z:K——安全系数，此处取为1.4;[P]——摩擦片许用比压，取为0.836MPa;f——摩擦系数，查得f=0.08;S——内外片环行接触面积，S(D22—D12)=4841.2mm2;KV——速度修正系数，根据平均圆周速度查表取为1.0;Km——结合次数修正系数，查表为1.0;将以上数据代入公式计算得Z≥10.13圆整为整偶数11,离合器内外摩擦片总数i=Z+1=12。计算摩擦离合器的轴向压力Q:Q=S[P]KV=3.57×10⁵毫米，一般随摩擦面中径增大而加大。内外片分离时的最小摩擦片厚度b=1,1.5,1.75,2毫米，一般随摩擦面中径增大而加大。内外片分离时的最小间隙为(0.2～0.4)mm。-线毕业设计(论文)报告纸-线毕业设计(论文)报告纸取Ks=Ksmin;毕业设计(论文)报告纸传至I轴时的最大转速为：N=N₄·η=5.625kwn;=n₃=820r/min在离合器两齿轮中齿数最少的齿轮为50×2.25,且齿宽为B=12mmu=1.05符合强度要求。验算56×2.25的齿轮：符合强度要求A-A图4-3I轴的齿轮毕业设计(论文)报告纸毕业设计(论文)报告纸.n,—该轴的计算转速(r/min)线………线A，毕业设计(论文)报告纸D、d—花键轴的大径和小径(mm);N—花键键数；故此花键轴校核合格A-AA-A4.2.5轴承疲劳强度校核T—工作期限(h),对一般机床取10000—15000小时。-线毕业设计(论文)报告纸-线毕业设计(论文)报告纸4.3.传动系统的Ⅱ轴及轴上零件设计毕业设计(论文)报告纸毕业设计(论文)报告纸Ks=K₇K₁KxK₀m=2.25N=N₄·η=5.77kwn;=n₃=1207.78r/min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=1.0539×2.25齿轮采用整淬n;=n₃=1207.78r/minN=N●η=5.71kwB=14mmu=1故此齿轮合格n,=n₃=1207.78r/minN=N●η=5.1kwB=14mmu=4n;=n₃=1207.78r/minN=N●η=5.1kwB=14mmu=1毕业设计(论文)报告纸毕业设计(论文)报告纸4.3.2传动轴的验算轴的抗弯断面惯性矩(mm⁴)花键轴式中d—花键轴的小径(mm);i—花轴的大径(mm);式中N—该轴传递的最大功率(kw);线式中D—齿轮节圆直径(mm),D=mZ。齿轮的径向力P,式中α—为齿轮的啮合角；符合校验条件花键轴键侧挤压应力的验算----------……………毕业设计(论文)报告纸----------……………毕业设计(论文)报告纸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图4-5花键轴4.3.3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；-线-线毕业设计(论文)报告纸毕业设计(论文)报告纸T—工作期限(h),对一般机床取10000—15000小时。f=1.1～1.3;毕业设计(论文)报告纸线4.4传动系统的Ⅲ轴及轴上零件设计Ks=K₇K₁KxK₆毕业设计(论文)报告纸毕业设计(论文)报告纸就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。线三轴上的三联滑移齿轮采用整淬的方式进行热处理线传至三轴时的最大转速为：N=N₄·η=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=12mm验算50×2.5的齿轮：50×2.5齿轮采用整淬n,=n₃=1148.86r/minN=N●n=5.1kwB=15mmu=1验算63×3的齿轮：63×3齿轮采用整淬n;=n₃=1148.86r/minN=N●η=5.1kwB=10mmu=4故此齿轮合格验算44×2齿轮：44×2齿轮采用整淬n,=n₃=1148.86r/minN=N·η=5.1kwB=10mmu=1故此齿轮合格毕业设计(论文)报告纸毕业设计(论文)报告纸图4-6齿轮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。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);毕业设计(论文)报告纸毕业设计(论文)报告纸毕业设计(论文)报告纸毕业设计(论文)报告纸4.4.3轴组件的刚度验算毕业设计(论文)报告纸毕业设计(论文)报告纸或按计算负荷C的计算公式进行计算：机床体动轴用滚动轴承，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-fK√K,K1P≤[C](N)式中L。—额定寿命(h);C—滚动轴放数截；(N),根据《轴承手册》或《机床设计手册》查取，单位用(kgf)应换算成TN);工作期限(h),对一般机床取10000—15000小时。e—寿命系数，对球轴承ɛ=3,对滚子轴fp=1.1～1.3;线线K,—速度转化系数，查表3—2;L=24863h≥[T]L₂=32003h≥[T]L₃=19852h≥[T]故轴承校核合格毕业设计(论文)报告纸第五章总结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。随着毕业日子的到来，毕业设计也接近了尾声。经过几周的奋战，我的毕业设计终于完成了。在没有做毕业设计以前觉得毕业设计只是对这几个月自己在公司的一次较全面的总结，但是通过这次做毕业