《CA6136数控车床主轴箱结构设计计算》14000字

CA6136数控车床主轴箱结构设计计算摘要作为主要的车削加工机床，CA6136机床广泛的应用于机械加工行业中，适用于车削外圆柱面，圆锥面及其他基准面，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。本设计主要针对CA6136机床的主轴箱进行设计，通过查阅相关资料了解CA6136数控车床主轴箱的内部构造和主体结构。通过机床主运动机械变速传动系统的结构设计，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，结构工艺学，机械制图，零件计算等方面的锻炼。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确定，对主要零件进行了计算，按照传动级数和选定的传动方式，设计每根轴的齿轮数量，根据齿轮的弯曲疲劳强度设计每个齿轮的详细参数，设计轴的轴段，并对轴进行危险截面的弯矩校核。设计主轴箱的主轴，并且对主轴进行挠度，刚度的验算，对主轴危险截面进行校核。对所选用的轴承进行校核，对主轴箱进行整体设计，并利用CAD画图软件进行了零件的设计和处理。关键词：CA6136机床，主轴箱，计算，画图目录TOC\o"1-3"\h\u14145摘要 I700引言 431211绪论 62971.1车床的定义及其分类 6186661.2车床的发展历程 7116701.3设计背景 7317351.4设计内容及思路 8192222传动方案确定和其他设计 8247422.1参数确定 8169262.2.结构设计 8303232.2.1结构分析式 8209042.2.2选择电动机 941192.2.4绘制转速图 10313812.2.5确定各组传动副齿数 11184122.2.6绘制传动系统图 11324792.3箱体设计 12278542.3.1箱体材料的选择 12234502.3.2箱体尺寸： 13211472.4润滑设计 1371332.5密封设计 1330603传动系统的设计 1451263.1计算各个轴的转速 14325133.1.1确定主轴计算转速 14204623.1.2确定每根轴的转速 1454333.1.3确定齿轮转速 1451403.1.4核算主轴转速误差 1416623.2传动系统的I轴及轴上零件设计 1542933.2.1普通V带传动计算 155263.2.2齿轮传动设计 1681333.2.3轴的设计 19194863.2.4轴承的选用 20266333.2.5多片式摩擦离合器的计算 20238283.2.6键的选用 21247063.3传动系统的II轴及轴上零件设计 22142623.3.1齿轮传动设计 22128163.3.2轴II的设计 2455883.3.3轴承的选用 25148513.4传动系统的III轴及轴上零件设计 25182243.4.1齿轮传动设计 25148263.4.2轴III的设计 28155363.4.3轴承的选用 29262253.5传动主轴的设计 29189793.5.1主轴的轴径设计 29221773.5.2主轴的轴承选择 30151293.5.3主轴的各轴段与直径确定 3076234传动系统的校核 30316554.1I轴及其零件校核 30280954.1.1轴I的强度校核 30235554.1.2轴承疲劳强度校核 31195824.2轴II及其零件校核 33282634.2.1轴II的强度校核 33325294.2.2轴承疲劳强度校核 34144864.3轴III及零件校核 3575294.3.1轴III的强度校核 35325034.3.2轴承疲劳强度校核 3675954.4主轴及其零件校核 37238474.4.1主轴挠度计算 37232624.4.2主轴刚度计算 39164884.4.3主轴轴承强度校核 39312765技术经济性分析 4114950设计总结 4227414参考文献 43引言本课题是对数控车床的主轴传动系统进行的研究与设计，根据所给的数据进行主传动系统的设计。在设计过程中，必须要进行全面周全的考虑，使得所设计的方案，在技术上先进合理，在经济上效益高。本设计过程的主要内容，一共包括以下几个方面。方案设计：根据所给的已知数据，计算确定主轴转速数列公比。根据所求的主轴转速数列公比，确定结构式，绘制结构网图，转速图。根据转速图，确定各个变速组传动比值，确定齿轮齿数，绘制传动系统图。确定皮带轮的带轮直径，选择带宽。结构设计：对每组齿轮，双联齿轮，三联齿轮按照其设计规范进行详细设计，包括确定直径、模数、齿宽、中心距、材料、表面处理等。对皮带轮轴上多片式摩擦离合器的计算。对每跟轴的轴段进行设计，并选用与之匹配的轴承。对主轴进行前后颈部设计，并选用合适的双列圆柱滚子轴承与推力球轴承。整体设计，包括箱体设计，内部密封润滑设计。校核验算：对每根轴的轴上危险截面进行验算。对每根轴上的轴承进行强度验算。对主轴进行挠度，刚度，危险截面的强度验算。绘制图纸：绘制箱体的俯视展开图。绘制箱体的三维切面图。绘制各轴，及轴上部分零件的零件图。在设计过程中，需要查阅很多机械方面的书籍与资料，遇到了许多设计方面的问题，需要通过自己查询资料的同时，与指导教师进行深切的讨论，寻找出设计的缺陷，补足设计的完整合理性，经济实用性。同时还要注意计算的准确，引用文献，文章的合理。并指明引用文献的出处，避免抄袭之嫌。并要经过分析、推理、判断、归纳的过程而形成新的观点，突出与前人不同的新见解。1绪论1.1车床的定义及其分类机床是机械加工过程中最重要的载体，常见的机床有车床，铣床，磨床，刨床，镗床钻床等，还有各种各样的焊机，专门加工齿轮的机床等等一系列机械加工平台。而车床是主要通过车刀，对旋转的工件进行加工的机床。例如常见的轴的加工，盘的加工和套的加工等。并且，在车床上配合使用钻头，铰刀等，还能对工件进行额外需求的加工。车床的种类也是有很多的，其中最为常见的就是普通车床，它最显著的优点就是加工的对象广，可调整范围大，并且可以加工工件内表面和外表面上的螺纹。但是普通车床需要通过工人手工操作，这也体现出了普通车床的最大的缺点，就是效率低下，而且加工的精度中人为因素占比很大。只适合于数量小，精度要求较低的的加工场合。所以为了提高加工的效率，转塔车床和回转车床也成为了车间车床加工的常客。与普通车床相比，转塔车床可以装很多车刀或回轮刀架，可以在一次加工过程中，选用不同的刀具一次性玩成对单个工件的加工，形成一床多用，大大提升了加工的时间成本。但是依然没有解决由于工人个人经验，技术等因素造成的精度低的问题。于是又出现了新一代的加工机床——自动车床。顾名思义，自动车床实现了加工的半自动，自动上料，自动加工，并且可以重复加工同一批工件，适用于需求量大的生产场合。不过，自动车床的缺点也在加工的过程中展现出来。在加工的过程中，自动车床只能从头到尾一直加工同样要求的不同工件，无法受人的控制，随意加工。也就是说，如果在加工过程中，需要对剩余加工工件进行加工上的修改，那么自动车床还需要重新编写加工程序。为了解决这一情况，在自动车床的基础上。人们通过自己的聪明才智，成功创造出本次设计的主角，数控车床。数控车床是一种通过在电脑上传输信息，发送治疗给机器，让其实现各种各样加工的机器。通过预先给系统指令，让车床完成要求的加工动作，并且可以在加工过程中，通过简单的操作即可改变加工要求的一种新式车床。数控车床是目前加工行业中最适合批量加工，精确加工的机床之一。省去了人力，和人为因素导致的精度不足的问题。不过，成本高的问题也是让许多厂家望而却步。1.2车床的发展历程车床的鼻祖最远可追溯到两千多年前，当时的人们为了加工工具，用树木做床身，用贝壳或者石片做刀具，粗略的加工工具。由此可见在当时，车床加工的理念已经产生了雏形。十五世纪，欧洲地区为了加工钟表的齿轮，出现了螺纹车床。十六世纪著名画家达芬奇曾经绘制过车床，镗床，磨床等机床的构想图。而且在构想图中，已经出现了曲柄，轴承等工件的身影。与此同时，中国明朝出版的《天工开物》中，已经有了磨床的结构。而且在中国古代烧制瓷器的过程中，转轮和人手工操作的过程，也是车床构想运用的现象。时间来到了工业革命时期。这段时间是基础制造业的蓬勃发展时期。作为工厂加工最重要的机床之一，车床在工业革命期间的发展也是十分迅速的。不过自从英国人莫兹利发明的由丝杠来传动刀架的车床开始，车床开始出现了重大变革。因此，莫兹利也被成为英国机床之父。随着电动机的出现，车床的驱动系统逐渐开始以电为主。同时随着科技发展的需求，车床的分类也越来越广，精度要求也越来越高。而且，机床也不再是单一的车床为主，逐渐出现了，磨，铣，镗，刨等。为20世纪轻重工业大发展，提供了条件。1951年，第一台数控机床在美国问世。标志着机床加工已经进入了数字时代。而且随着电子科技的发展，在20世纪70年代，小型计算机的普遍适用，使得数控技术再一次得到突飞猛进，逐渐发展为今天我们所见的数控机床。1.3设计背景当前世界，正在面临着世界科技大发展，经济全球化的发展时期。基础工业的坚实与否，是衡量一个国家整体工业水平高度的指标。对于机床领域，我国的发展还是较世界先进水平还有一段差距。还没办法做到世界一流的加工精度和加工能力。而且很多的关键性的零部件，还是需要通过进口他国来实现。而且目前的行业发展来看，数控技术的发展，已经成为了机床行业的新标杆。数控技术够硬，才能够拥有更加先进的发展速度，发展方向，发展途径。1.4设计内容及思路本次数控车床主轴箱的设计，是基于普通车床主轴箱的设计之上。主轴箱是车床系统中，负责传动运动的部分，通过多级齿轮传动，各个轴之间进行运动的传递，让整个车床进行加工运动。本次设计的主要内容是设计传动系统的内部结构，每根轴上齿轮的数量，每个齿轮的齿数，轴和轴上零件的选择，轴和轴上设计件的校核。并对整个箱体进行设计，对其密封润滑，内部结构分布进行详细的设计。设计的总思路是按照机械工程手册，和之前学习过的书籍，韩长生.安阳机床集团发表在制造技术与机床期刊上的《CWA6163卧式车床》。整体设计过程以计算为主，设计校核完整性，按照《机械设计手册》和《金属机床加工》等书籍的指导下进行。2传动方案确定和其他设计2.1参数确定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：床身上最大加工直径：360mm 最大加工长度：300-650mm主轴的转速范围：35-1400r/min主电机功率：4KW2.2.结构设计已知主轴最低转速nmin=35r/min，最高转速nmax=1转速调整范围为Rn=nmax确定主轴转速数列的公比φ=1.41主轴转速级数Z=lgRn/lgφ+1=122.2.1结构分析式（1）12=3×2×2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可使小尺寸零件多些，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，因此选取（1）12=2在12=2×3×确定结构网如下：图2.1传动系统结构图在降速传动中，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音和震动常限制最大转速比。在主传动链任一传动组的最大变速范围。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小，在检查传动组的变速范围时，只需要检查最后一个扩大组，因为其它传动组的变速范围都比他小，即Rn=φxn(Pn−1)≤Rmax故选用的方案合理。2.2.2选择电动机由于nmax=1400r/min，查询机械设计手册和相关电动机介绍，可知一般多采用Y系列封闭自扇冷式三相异步电动机。额定功率：4kw同步转速：nd额定转速：n额电动机输入转矩T电=9550×2.2.4绘制转速图（1）分配总降速传动比总降速传动比i总=n（2）确定转速数列已知nmin将所得各个轴的转速填入如下表格。图2.2传动系统转速图2.2.5确定各组传动副齿数①传动组A：上图所示，传动组A中iA1iA2iA3综上，可选出Sz=60或72。但要满足Sz≤100-120。Zmin≥18-20，及齿轮中最大和次大齿数差ZiA1=Z②传动组B：同理传动组A，iB1=1，iB2=4，iB3=2，③传动组C：同理传动组A，iC1=2为升速运动，iC2=0.25为降速运动，小齿轮齿数为72,21，则2.2.6绘制传动系统图将上述所设计的各对齿轮按照CA6136主轴箱的展开排列顺序画出二维简图，具体数据如下图所示：图2.3传动系统简图2.3箱体设计2.3.1箱体材料的选择主轴箱的箱体结构比较复杂，一般的加工方法为铸造。材料的选定根据实际要求确定，一般材料为HT150， 强度较高的箱体使用HT200。本设计中选定HT200灰口铸铁作为箱体的材料。2.3.2箱体尺寸根据其内部分布结构确定箱体尺寸图5.1箱体结构设计图确定箱体尺寸为715×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20mm左右，轴承孔处的凸台应满足安装调整轴承的需求。几根轴之间的距离根据齿轮直径和啮合关系确定。2.4润滑设计由于普通车床主轴箱，多用润滑油进行润滑，其内部为多齿轮封闭式传动，外部有箱体保护，所以齿轮的工作环境较为干净。采用润滑油润滑的时候，应该要保证回油路的畅通。进油方向要注意到泵油效应。箱体上的回油孔的直径要尽可能的大一些，箱体放置油标，放油孔低于油池底面。润滑油的选择与轴，轴承，齿轮的工作条件密切相关，由于本设计中转速较低，而且考虑到环境污染等实际问题，所以选用粘度较高的润滑油即可。2.5密封设计为了实现箱体密封目的，本设计提供了一种箱体密封结构箱盖，设置有多个第一安装孔；箱体，装配于箱盖；密封圈，设置于箱盖与箱体之间；多个限位件，设置有通孔；以及多个紧固件，穿过对应的限位件的通孔以锁紧密封连接箱体和箱盖。其中，各限位件具有：插入部，插入对应的第一安装孔中；以及止挡部，形成于插入部的一端并止挡在箱盖的上方。在根据本实用新型的箱体密封结构中，紧固件在锁紧密封连接箱盖和箱体时，各限位件的插入部从密封圈的上方挤压密封圈，并基于插入部的长度控制密封圈的压缩量，密封效果好。由于止挡部止挡在箱盖的上方，从而使限位件在安装和拆卸过程中不易掉落。3传动系统的设计3.1计算各个轴的转速3.1.1确定主轴计算转速由转速图可知：主轴的计算转速是低速第一个三分之一变速范围的最高一级转速，所以nIV=nminφz3−1=3.1.2确定每根轴的转速从转速图可知，nIII=140r/min，nII3.1.3确定齿轮转速传动组C中,21/87齿轮组只需要计算齿数为21的齿轮，其转速为200r/min，72/36齿轮组中，只需要计算齿轮为36的齿轮，其转速为800r/min。传动组B中，同理齿数为18的齿轮其转速为400r/min。传动组A中，齿数为30的齿轮其转速为800r/min3.1.4核算主轴转速误差n实n标n实−n故满足误差的允许值，符合设计要求。3.2传动系统的I轴及轴上零件设计3.2.1普通V带传动计算（1）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。其设计功率公式为Pca=KA×P（Kw）其中KA（2）查询带轮基准直径表小带轮ddd2=id验算带速：v=π（3）确定带传动的中心距和带的基准长度设中心距为a0，则要满足427<a0<1220故取a0则带长为L0查询普通V带长度基准表，取相近长度V带Ld0=2050mm带轮实际中心距：a=a（4）验算小带轮包角，小带轮包角一般情况下不小于120°α≈180°−（（5）确定带的根数查询单根普通V带额定功率表可知，在小带轮直径为250mm，转速为1440r/min时，其基本额定功率P1=1.92Kw。带根数Z=PcaP1+∆P1kαkL，其中，单根V带的基本额定功率增量（6）计算张紧力F0F0=500（7）计算作用在轴上的压轴力FQ（8）皮带轮设计尺寸图3.1皮带轮设计尺寸3.2.2齿轮传动设计（1）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。（2）计算轴输入功率和输入转矩查询机械设计课程设计指导书，表9-1可知带传动效率η1=0.96轴承效率η2=0.99，八级精度下齿轮的效率η3=0.97η总=η1则工作机输出的功率Pw=Pxη总=3.368Kw则I轴的输入功率PIT1=9550×（3）材料与热处理由于转速不是太高，大小齿轮均选用45号钢作为材料，进行调制处理。小齿轮与大齿轮的硬度差要保持在30-50HBS范围内，且小齿轮的硬度要高于大齿轮，所以令小齿轮的硬度为260HBS，大齿轮的硬度为220HBS，满足硬度要求。（4）按照齿面接触疲劳强度设计齿轮d1①取载荷系数K1=1.3②查询《机械设计》表10-7，选取齿宽系数∅d③查询《机械设计》表10-6，ZE=189.8④查询《机械设计》表10-21d，σHlim1=600MPa应力循环次数N1=60nI⑤查询《机械设计》图10-19得KHN1则接触疲劳许用应力为：[σ[σ因为[σH1]＞[d1计算齿轮最大圆周速度Vmax=故符合8级精度设计要求。（5）确定齿轮主要参数①齿数：30/42②模数：m=163383（其中μ=2为公比，Nd为电动机功率=4Kw。Φm=8为齿宽系数，[σ]为齿轮允许传动应力，此处去600MPaS为安全系数取1，则计算出m=2.9，取m=3③分度圆直径d：d1分=m④中心距a：a=⑤齿宽B：B=0.3a=0.3×同理齿数36/36，m=2.22，取m=3则轴I上的两个齿轮的直径分别为90mm，108mm轴II上的两个齿轮直径分别为126mm，108mm（6）按照齿根弯曲疲劳强度计算σF其中：①查询《机械设计》表10-8可得动载荷系数Kv=1.12，直齿轮K②查询《机械设计》表10-2可得使用系数K③查询《机械设计》表10-4用插值法得KH则载荷系数K=KAxKvxKHβ④查询《机械设计》表10-20c，得大小齿轮的弯曲强度极限σFE1=500MPa，σ⑤查询《机械设计》表10-18，取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，则[σF1]=⑥查询《机械设计》表10-5，齿形系数YFa1=2.5，YFa2=2.则σF=2KσF2故齿轮校核合格。3.2.3轴I的设计（1）选择轴材料：查询《机械设计》表15-1，选用45号钢，并进行调质处理，硬度220-250HBS[σ−1]=60MPa，σB=640MPa（2）初步确定最小轴径：η1=0.96，dmin=91具体设计数据如下：图3.2I轴设计尺寸图3.2.4轴承的选用考虑到该轴承受径向载荷较大，而且转速较高，应选用深沟球轴承与轴径配合。根据GB/T276-1994，选用深沟球轴承6207,6007分别放置箱体支架和齿轮处。3.2.5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≥2MnK/fb[p]式中Mn——摩擦离合器所传递的扭矩（N·mm）；Mn＝955×η/＝955××11×0.98/800＝1.28×（N·mm）;Nd——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）；η——从电动机到离合器轴的传动效率；K——安全系数，一般取1.3～1.5；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）/2＝67mm;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/）；＝＝1.1×1.00×1.00×0.76＝0.836——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Z≥2MnK/fb[p]＝2×1.28××1.4/（3.14×0.08××23×0.836＝11卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗确定，一般取＝0.4＝0.4×11＝4.4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××23×1.00＝3.57×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），内外层分离时的最大间隙为0.2～0.4（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0.3～0.5（mm）,淬火硬度达HRC52～62。3.2.6键的选用根据GB/T1096-23，根据轴径选择键的规格为10x8x20，轴深5mm。3.3传动系统的II轴及轴上零件设计3.3.1齿轮传动设计（1）计算II轴的输入功率和输入转矩由I轴数据可得，PII=T2=9550×（2）材料、热处理及精度等级由于转速不是太高，大小齿轮均选用45号钢作为材料，进行调制处理。小齿轮与大齿轮的硬度差要保持在30-50HBS范围内，且小齿轮的硬度要高于大齿轮，所以令小齿轮的硬度为260HBS，大齿轮的硬度为220HBS，满足硬度要求。两齿轮初选八级精度。（3）按齿面接触疲劳强度设计齿轮：d2①取载荷系数K1=1.3②查询《机械设计》表10-7，选取齿宽系数∅d③查询《机械设计》表10-6，ZE=189.8④查询《机械设计》表10-21d，σHlim1=600MPa应力循环次数N1=60nII⑤查询《机械设计》图10-19得KHN1（4）计算接触疲劳许用应力：[σ[σ因为[σH1]＞[d2（5）计算齿轮最大圆周速度Vmax故符合8级精度设计要求。（6）确定齿轮主要参数：①齿数：45/45模数：m=163383（齿数：18/72模数：m=163383（齿数：30/60模数：m=163383（故模数取m=3③分度圆直径d：d1分=md3分d5分=④中心距a：a=故，轴II上三联齿轮直径为134mm,54mm,90mm轴III上与之啮合的三联齿轮直径为135mm，54mm，216mm④齿宽B=0.3a=40.5mm（7）按照齿根弯曲疲劳强度计算σF其中：①查询《机械设计》表10-8可得动载荷系数Kv=1.12，直齿轮K②查询《机械设计》表10-2可得使用系数K③查询《机械设计》表10-4用插值法得KH则载荷系数K=KAxKvxKHβ④查询《机械设计》表10-20c，得大小齿轮的弯曲强度极限σFE1=500MPa，σ⑤查询《机械设计》表10-18，取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，则[σ[σF2]=⑥查询《机械设计》表10-5，齿形系数YFa1=2.5，YFa2=2.则σF=2KTσF2故齿轮校核合格。3.3.2轴II的设计（1）选择轴材料：查询《机械设计》表15-1，选用45号钢，并进行调质处理，硬度220-250HBS[σ−1]=60MPa,σσS（2）初步确定最小轴径η2=η1x0.98x0.99x0.99=0.922，dmin=91（3）具体轴段长度尺寸如下图3.3II轴尺寸设计图3.3.3轴承的选用考虑到传动轴所受的径向载荷和单向轴向载荷和轴径，根据GB297-1994选用30206圆锥滚子轴承。 3.4传动系统的III轴及轴上零件设计3.4.1齿轮传动设计（1）计算III轴的输入功率和输入转矩由I轴数据可得，PIII=T3=9550×P（2）材料、热处理及精度等级由于转速不是太高，大小齿轮均选用45号钢作为材料，进行调制处理。小齿轮与大齿轮的硬度差要保持在30-50HBS范围内，且小齿轮的硬度要高于大齿轮，所以令小齿轮的硬度为260HBS，大齿轮的硬度为220HBS，满足硬度要求。两齿轮初选八级精度。（3）按齿面接触疲劳强度设计齿轮：d3①取载荷系数K1=1.3②查询《机械设计》表10-7，选取齿宽系数∅d③查询《机械设计》表10-6，ZE=189.8④查询《机械设计》表10-21d，σHlim1=600MPa⑤查询《机械设计》图10-19得KHN1（4）计算接触疲劳许用应力：[σ[σ因为[σH1]＞[d3（5）计算齿轮最大圆周速度Vmax故符合8级精度设计要求。（6）确定第一对齿轮主要参数：①齿数：72/36模数：m=163383（②齿数：21/87模数：m=163383（故取标准模数m=4③分度圆直径d：d1分=md3分=m④中心距a：a=⑤齿宽B：B=故轴III上双联齿轮直径分别为，288mm，84mm。轴IV上与之啮合的齿轮直径分别为，144mm，348mm。（7）按照齿根弯曲疲劳强度计算σF其中：①查询《机械设计》表10-8可得动载荷系数Kv=1.12，直齿轮K②查询《机械设计》表10-2可得使用系数K③查询《机械设计》表10-4用插值法得KH则载荷系数K=KAxKvxKHβ④查询《机械设计》表10-20c，得大小齿轮的弯曲强度极限σFE1=500MPa，σ⑤查询《机械设计》表10-18，取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88，则[σF1]=⑥查询《机械设计》表10-5，齿形系数YFa1=2.72，YFa2=2.36。应力矫正系数则σF=2KσF2故齿轮校核合格。3.4.2轴III的设计（1）选择轴材料：查询《机械设计》表15-1，选用45号钢，并进行调质处理，硬度220-250HBS[σ−1]=60MPa,σσS（2）初步确定最小轴径：η3=η2x0.98x0.99=0.89，dmin=91（3）具体轴段数据如下：图3.4III轴的设计尺寸图3.4.3轴承的选用同II轴考虑到传动轴所受的径向载荷和单向轴向载荷和轴径，根据GB297-1994选用30209圆锥滚子轴承。中间放置NU210E圆柱滚子轴承，来承受III轴上大的径向载荷。3.5传动主轴的设计3.5.1主轴的轴径设计CA6136主轴箱设计的车床主轴都为空心轴，主要是为了减轻重量，而且可以让长的工件穿进主轴方便加工。由于主轴承受扭矩很大，而且主轴为空心轴，查询《机械设计》表15-1，其材料选择35SiMn，并进行调质处理。硬度229-285HBS。考虑到主轴有键槽和轴承，而且为空心轴，故设计数据如下：（1）主轴的最小直径：η4=η3x0.98x0.99x0.98=0.85dmin（2）主轴直径初选查询相关资料，根据机床主电动机电功率，确定主轴的前轴颈d1的取值范围为100mm，后轴颈d2=（0.7-0.85）d1。故取d1=100mm，d2=70mm。查询相关资料，车床主轴的内径大约为（0.4-0.6）d1。取内径d0=40mm。查询《金属机床设计》表5-14，主轴悬伸长度a=120mm。3.5.2主轴的轴承选择根据主轴的轴颈，前颈选择NU1014K双列圆柱滚子轴承，后颈选择NU1014K双列圆柱滚子轴承。前颈后端与基架相连处选用7020AC/DF双列角接触球轴承，其目的是因为主轴前支承采用内锥孔双列圆柱滚子轴承来承受径向力，提高主轴的径向刚度和主轴回转精度，采用两个推力球轴承来承受轴向力，降低主轴轴向窜动量，提高主轴轴向刚度。后支承采用内锥孔双列圆柱滚子轴承，起到径向支承作用。3.5.3主轴的键的选择根据主轴所需要安装键的轴段轴径为85mm确定，键宽b为22mm，查询普通平键规格表，当d=85mm时，键长在63-250mm之间。考虑到键所在的轴段长度，在标准键长系列表中选择L=110mm。键高h=14，轴槽深t=9mm3.5.4主轴的各轴段与直径确定具体数据如下图：图3.5传动主轴的设计尺寸4传动系统的校核4.1轴I及其零件校核4.1.1轴I的强度校核对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行度验算轴的抗弯断面惯性矩。①弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：M扭矩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。②圆周力Pt③径向力Pr其中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计算合成弯矩：L1=250mm，L2=328.5mm，L=L1+L2=578.5水平面弯矩M水竖直面弯矩M竖合成弯矩M=M根据强度理论计算危险截面处应力：σca=M故校核成功。4.1.2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：Lℎ其中C为计算动载荷，Lh为轴承寿命，T为工作期限，一般机床[T]取10000-15000。—寿命系数，对球轴承=3，对滚子轴承=；轴上所受到的径向力为F=388.57N，轴向力Fa=806.67N则确定轴承收到的径向力和轴向力查询文献（9），深沟球轴承6207的基本动载荷C1=25.7KN，e=0.26深沟球轴承6007基本动载荷C2=15.9KN。e=0.28则对于6007轴承，Fa=806.67N，Fr=388.57N，Fa/Fr＞e，查询参考文献（1）表13-8，X=0.56，Y=1.55。则P=XFr+YFa=1467.94N。代入数据得：Lh=25488.3h＞[T]故6007轴承校核成功。对于左侧6207轴承，右侧6007轴承，通过计算得出Fa=806.67N，Fr1=245.41N，Fr2=143.16N，对于右侧6007轴承，手里比中间处还低，故肯定校核成功。对于6207轴承，查询参考文献（1）表13-8，X=0.56，Y=1.71，P=XFr+YFa=945.80N代入数据Lh=417992.8h＞[T]故6207轴承校核成功。故该轴轴承校核合格。4.1.3键强度校核查询参考文献（1）P69，平键的主要失效形式是工作面被压溃或者过度磨损。平面挤压强度计算σp=4T其中T为轴传递转矩，d为轴径，l为键工作长度，h为键高。查询文献（1）P69表5-2，轴材料为钢时，选用静载荷状态。则[σpσ故挤压强度校核合格。动连接耐磨性计算P=其中[P]为需用压强，轴材料为钢时，则P=26.68MPa≤故动连接耐磨校核合格，该键可以正常使用。4.2轴II及其零件校核4.2.1轴II的强度校核①弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：M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。②圆周力Pt③径向力Pr其中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计算合成弯矩：L1=242mm，L2=130mm，L=L1+L2=372水平面弯矩M水竖直面弯矩M竖合成弯矩M=M根据强度理论计算危险截面处应力：σca=M故校核成功。4.2.2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：Lℎ轴上所受到的径向力为F=1109.68N，轴向力Fa=2303.7N则确定轴承收到的径向力和轴向力。查询文献（9）30206圆锥滚子轴承Cr=43.2KN，Cor=50.2KN，e=0.26，X=1,Y=1.71通过计算可得出F1=686.94N，F2=422.74N，F1＞F2，故代入数据，P=2992.35。Lh=305282h＞[T]，故轴承校核合格4.3轴III及零件校核4.3.1轴III的强度校核①弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：M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。②圆周力Pt③径向力Pr其中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 计算合成弯矩：L1=465mm，L2=215mm，L=L1+L2=680水平面弯矩M水竖直面弯矩M竖合成弯矩M=M根据强度理论计算危险截面处应力：σca=M故校核成功。4.3.2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：Lℎ轴上所受到的径向力为F=854.44N，轴向力Fa=1773.8则确定轴承收到的径向力和轴向力。查询文献（9）圆柱滚子轴承NU210E，Cr=61.2KN，Cor=69.2KN，e=0.22，X=056,Y=1.99计算得出Fr=854.44N，Fa=1773.8N，P=4384.3N。Lh=779650h＞[T]故该轴承校核成功。圆锥滚子轴承30209，Cr=67.8KN，Cor=85.3KN，e=0.22，X=0.56，Y=1.99。计算得出Fr1=270.15N，Fr2=584.29N。故选Fr2。则P=3857.06N。Lh=1681281h＞[T]，故校核成功，该轴所有轴承校核成功。4.4主轴及其零件校核4.4.1主轴挠度计算（1）刚性支撑是弹性主轴端部位移。假设支撑为刚度时，主轴的弹性变形引起的主轴位移，可以按照两点梁的挠度公式来计算。为方便计算，假设齿轮在轴的中间时挠度最大，采用逐段刚化法。图4.1主轴受力分析图y1y2其中Fcy，Fcz，Fy，Fz为主轴的受力，a为主轴的悬伸量，L为两支撑间的跨距，I为主轴的截面的平均惯性矩。设主轴的平均直径为D，内孔直径为d。I=π（D由切削力公式可知：Fz=Fp=CFy=Fc=CFx=Ff=C（2）查阅相关数据，设机床的最低转速时扣吃刀量为3mm，进给量为0.41，转速为n主=nminFz=Fp=828.12NFy=Fc=2237.15NFx=Ff=970.92NT（3）求圆周力Ft与径向力Fr：Ft=Fr=Ft则Fcy=Fr=2068.9N，Fcz=Ft=5684.5N式中：d1为主轴上小齿轮的分度圆直径，α=20°为压力角。（4）将上述数据代入挠度计算公式得:y1=120=0.00295y2=1202.1×10=0.0446（5）校核合成挠度Yn=y1故设计满足要求。4.4.2主轴刚度计算（1）验算轴的疲劳强度：L1=400mm，L2=100mm水平方向：Ffy1Ffy2水平弯矩：My1竖直方向：Ffx1竖直弯矩：Mx1合成弯矩：Mc（2）校核危险截面：转矩T主=341.07N·m转矩产生的剪力按脉动循环变化，取a=0.5，则危险截面c处的当量弯矩Mec=Mc2危险截面c的强度α故满足要求。4.4.3主轴轴承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：Lℎ则确定轴承收到的径向力和轴向力。查询文献（9）对于双列圆柱滚子轴承NU1014，Cr=47.5KN，Cor=57KN。查询资料可知，圆柱滚子轴承属于只承受径向载荷的轴承，P=Fr=2068.9N。代入数据得：Lh=388668h＞[T]，故校核成功。对于角接触球轴承7020AC/DF，Cr=111KN，Cor=141KN，e=0.43，X=0.44，Y=1.3。计算得出Fa=5684.5N，Fr=2068.9N，P=8300N。代入数据得：Lh=27027h＞[T]。故校核成功，主轴全部轴承校核成功4.4.4主轴键强度校核（1）平面挤压强度计算σp=4T其中T=341.07N·m，d=85mm，h=14mm，l=110mm，代入数据得：σp=2.61Mpa≤[σ（2）动连接耐磨性计算P=代入数据P=2.61Mpa≤[P]5技术经济性分析机床行业对当代中国人的各方面生活产生了比较深刻的影响。从市场规模，行业服务等各方面，切入到生活的方方面面。所以机床技术的经济性成为了市场竞争的有利因素之一。新式机床的设计成为了新时代的首要任务。前段时间，中央发行的《机床行业发展“十三五”规划》明确要求，到2020年机床行业增加30%，提高行业的渗透率。而如今我国的发展进入了“十四五”全新时期，也是各行各业飞速发展的全新时期。为了巩固全面建成小康社会的成果，坚持和用户党和国家的前进方针，实现“中国制造2025”的伟大目标，从2021年开始，机床行业发展将会有新高度，新宽度，新深度。行业发展伴随而来的就是经济效益的发展。便宜实用，设计精巧的机床将更加受到市场的青睐。所以在设计过程中，经济适用性也是需要考虑的一部分。不能只注重于设计的华丽和可用性，而是把更多的精力放到设计的实用性和优越性上。在CA6136数控车床主轴箱结构设计中，采用了很多达到技术经济性要求的设计。比如在主轴的过程中，为了更方便的使被加工零件可以深入主轴的内部进行加工定位，将主轴设计成空心轴，其目的另一方面上也是为了减少主轴的设计材料，减小成本。再如，设计的齿轮，二联齿轮，三联齿轮的材料均为45号钢，并进行调质处理，而且根据大小齿轮的啮合总量，将小齿轮的硬度略高于大齿轮，其目的就是为了让齿轮在啮合的过程中，既能正常运行，又能在不影响正常运行的情况下，弥补两齿轮由于齿数的差别而导致的齿轮寿命差异。进一步提升了齿轮组的使用寿命，同时，满足技术经济性的要求。又如在选用主轴轴承的时候，选用推力球轴承来承受轴向力，降低轴向窜动，提高轴向精度，使用双列圆柱滚子轴承提高主轴的径向刚度和主轴回转精度，来使主轴的使用寿命达到设计要求。在本设计过程中还有许多考虑到材料与经济性的例子，在此不一一列举。本设计中仅有箱体润滑油涉及到环境污染的问题，在设计过程中也将其考虑周全，并进行了技术的优化。随着近年来，互联网5G，VR等先进技术的发展和工业水平的大幅提高，各行各业的产品都要跟上新时代的脚步，在车床设计领域也是如此。相较于普通机床还需要工人手动控制