开题报告-C6150机床进给系统结构设计.docx
C6150机床进给系统结构设计【含CAD图纸、word说明书】
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2018 届毕业论文题目：C6150 机床进给系统结构设计学院专 业 、班级学生姓名指导教师(职称)C6150 机床进给系统结构设计总计：毕业论文 33页插图 17幅指 导 教 师 阅 人 ： 期： 2018 年摘 要C6150 机床是能对是对轴、盘，环等多种类型工件进行多种工序加工的卧式车床，适合小批量的车削零件加工。常用于加工工件的内外回转表面、端面和各种内外螺纹。机床的进给系统主要包括进给箱和溜板，是影响机床加工精度的重要因素。进给箱机是改变机床切削时的进给量或改变表面形成运动中刀具和工件相对运动关系的机构。溜板箱是将丝和光杠传递的旋转运动转变为溜板箱的直线运动并带动刀架进行进给运动。本次设计是以 C6150 机床为研究对象，设计其进给系统的结构。设计的思路是先通过分析机床主要技术参数来确定机床进给系统的方案， 再对机床的进给箱和溜板箱的结构进行分析设计，以及对箱体内主要零部件设计及校核，最后再详细阐述机床进给箱和溜板箱的运动过程。本文对机床的进给系统的主要结构进行了设计与说明。先是对电机进行了选型，再对机床进给箱和溜板箱内部主要轴及轴上零件进行了设计及强度校核并且对机床进给箱以及溜板箱的工作过程进行了详细的说明，最后确定了 C6150 机床进给系统的结构。关键词：机床进给系统进给箱 溜板箱IIAbstractC6150 machine tool is a horizontal lathe that can process various types of workpieces such as shaft, disc, ring and so on. It is suitable for small batch turning parts processing. It is commonly used to process internal and external rotary surfaces, end faces and various internal and external threads of workpieces.The feed system of the machine tool mainly includes feed box and slide plate, which is an important factor that affects the machining accuracy of the machine tool. The feeding box machine is a mechanism that changes the feed rate of machine tool cutting or changes the relative movement relationship between the tool and workpiece during the movement of the surface. The sliding plate box changes the rotational motion of the wire and the light bar into the linear motion of the slide box, and drives the tool carrier to feed. This design takes the C6150 machine tool as the research object, and designs the structure of its feed system. The design idea is to determine the program of the machine tool feed system by analyzing the main technical parameters of the machine tool, then analyze and design the structure of the feed box and the slide box, and the design and check of the main parts in the box. Finally, the movementprocess of the feed box and the slide box is expounded in detail.The main structure of the feed system of the machine tool is designed and explained in this paper. First, the motor is selected, then the design and strength check of the main shaft and shaft of the machine tool feed box and the slide box are checked, and the working process of the feed box and the slide box is explained in detail. Finally, the structure of the feed system of the C6150 machine tool is determined.Key word：Machine tool Feed system Feed box Slide boxC6150 机床进给系统结构设计目录摘 要IAbstractII1. 绪论11.1 C6150 机床进给系统结构设计的目的和意义11.2 C6150 机床的总体布局及参数11.3 C6150 机床发展概况21.4 主要设计工作及内容42. 进给系统方案的确定52.1 机床主要技术参数52.2 机床进给系统分析53. C6150 机床进给箱结构设计和分析83.1 C6150 机床进给箱结构分析83.2 电机的选择93.3 Ia 轴上齿轮的设计及校核93.4 Ia 轴的结构设计及校核143.5 轴 Ia 上轴承的选用及其校核163.6 轴 II 齿轮的设计及校核173.7 II 轴的结构设计与校核223.8 轴 II 上轴承的选用及其校核243.9 其余轴的设计254. C6150 机床溜板箱结构分析和设计274.1 C6150 机床溜板箱结构分析274.2 电机的选择284.3 溜板箱 IX 轴及轴上零件设计285.结论33参考文献34附录 1 外文译文35附录 2 外文原文38致 谢451. 绪论1.1 C6150机床进给系统结构设计的目的和意义C6150 机床是对轴、盘、环等多种类型工件进行多种工序加工的卧式车床， 适合小批量的车削零件加工。常用于加工工件的内外回转表面、端面和各种内外螺纹，采用相应的刀具和附件，还可进行钻孔、扩孔、攻丝和滚花等。它具有以下特点：1、低频力矩大、输出平稳。2、高性能矢量控制。3、转矩动态响应快、稳速精度高。4、减速停车速度快。5、抗干扰能力强等。C6150 的进给系统主要包括进给箱和溜板箱等。溜板箱与进给箱配合可让刀架进行螺纹切削。纵,横向走刀进给和快移动等功能。它是影响机床加工精度的重要因素。设计 C6150 机床的进给系统过程中能综合利用到已学过的知识，能对已学过的知识进行进一步加深理解与记忆,所以，本课题十分有意义。1.2 C6150机床的总体布局及参数卧式车床在加工过程主要是轴类零件和直径不太大的盘类零件，因此采用卧式布局。为了适应右手操作的习惯，主轴箱布置在左上端。图1-1是C6150机床结构示意图，其主要组成部件及功能如下：图 1-1C6150 机床结构示意图主轴箱支撑主轴并带动工件作回转运动。箱内装有齿轮、轴等零件，组成变速传动机构，变换箱外手柄位置，可使主轴得到多种不同的转速。进给箱是进给传动系统的变速机构。它把交换齿轮箱传递来的运动，经过变速后传递给丝杆，以实现各种螺纹的车削或机动进给。交换齿轮箱用来将主轴的回转运动传递到进给箱。更换箱内的齿轮，配合进给箱变速机构，可以得到车削各种螺距的螺纹的进给运动；并满足车削时对9不同纵、横向进给量的需求。溜板箱 接受光杆传递的运动，驱动床鞍和中、小滑板及刀架实现车刀的纵横进给运动。溜板箱上装有一些微手柄和按钮。可以方便地操纵车床上来选择诸如机动、手动、车螺纹及快速移动等到运动方式。床身是车床的大型基础部件，精度要求很高，用来支撑和连接车床的各个部件。床身上面有两条精确的导轨，床鞍和尾座可沿着导轨移动。刀架部分由床鞍、两层滑板和刀架体共同组成用于装夹车刀并带动车刀作纵向、横向和斜向运动。尾座安装在床身导轨上，并可沿着导轨纵向移动，以调整结构其工作位置。尾座主要用业安装后顶尖，以支撑较长的工件，也可以安装钻头、铰刀等切削刀具进行孔加工。床身前后两个床脚分别与床身前后两端下部连为一体，用以支撑床身及安装在床身上的各个部件。可以通过调整垫块把床身调整到水平状态，并用其所长地脚螺栓固定在此工作场地上。冷却装置冷却装置主要通过冷却泵将切削液加压后经冷却嘴喷射到切削区域。1.3 C6150机床发展概况国内：中国产业调研网发布的 2017 年中国车床行业发展调研与发展趋势分析报告认为，按用途和结构的不同，车床主要分为卧式车床和落地车床、立式车床、转塔车床、单轴自动车床、多轴自动和半自动车床、仿形车床及多刀车床和各种专门化车床，如凸轮轴车床、曲轴车床、车轮车床、铲齿车床。在所有车床中， 以卧式车床应用最为广泛。由于车床产品应用面广，在机床产品中占有较大的比例，车床的产量占金属切削机床总量的 25.6%左右。2015 年，我国车床产量已经超过 20 万台。普通车床近 2016 年的平均需求量在 11 万台，但是由于数控化率不断的提高，中国市场宏观环境的走低，国家积极倡导淘汰落后产能的政策下，未来普通车床市场将加速缩水，预计普通车床市场年复合缩水比例达到 12%-15%，而对应的经济型卧车需求量将代替普通车床市场的消减以 7.5%-9%的速度增长。2016 年，我国车床消费量为 14.37 万台；2017 年车床消费量约 15 万台。由于中国经济已经步入“新常态”，当经济处于下行周期，而有效需求又不能快速启动时，工业特别是重化工业的产能过剩问题将变得更加突出，相当数量的企业将进入短期“去库存”、中长期“去产能”的艰难过程中。同时中国制造 2025“智能专项”已经启动，普通车床产能将进一步缩减，产能逐渐由数控车床取代，故预计“十三五”期间，车床产量将有所下降，后期将逐渐追平截至 2016 产量，预计到 2020 年，我国车床产量达到 22 万台左右。经济下行时期，中国车床下游行业都将受其影响，而下游行业的发展直接影响车床的需求量。预计到 2022 年，我国车床需求量在 14.6 万台左右。车床性能发展趋势：提高切削速度: 近几年来由于刀具材料的飞速发展,要求车床相应的提高主轴转速，增大功事提高切削速度。目前普通车床比较经济适用的转速为 2000 转/ 分左右，因为它符介经济切削速度的发展。提高自动化程度: 对普通车床来说，在单件小批生产中非切削时间约占 80% 左右,并且切削性能也没有充分发挥，据调查在 85%的开动时间中机床功率效率平均使用功率不超过 25%; 在 95%的开机床额定功率动时间里，机床功率效率不超过50%，车床的主轴转速在绝大多数情况下仅用到 60%以下.产生这种现象的主要原因是当高速切削时由于车床自动化程度低,人工操作不能适应所造成。基于上述情况我们认为，当前普通车床的发展趋势是在适当改进切削性能的基础上，着重提高自动化程度，最大限度地缩短非切削时间,以便提高生产量。国外：据国际咨询机构预测，今后世界上数控机床将以较高的速度发展，在 金切机床中几乎所有品种均可实现数控化；数控系统向高度集成(采用 64 位CPU)、高分辨率(0.1um)、小型化方向发展。机械加工向工序复合化、智能化方向发展。未来工厂将广泛应用数控机床、柔性加工单元和柔性加工生产线，最终实现计算 机集成制造系统。工厂可以灵活地根据用户需要，在短时间内设计、制造出全新 的产品，实现更高精度、效率和效益。高精度化。国外效控系统的设定单位由 1um 发展到 0.1um 和 0.01um。1992 年 7 月，日本 FANUC 公司在庆祝该公司成立二十周年的新成果展示会上，展示了实现纳米加工的整套技术，实现了 0.001um脉冲的控制系统，能牍利执行每个脉冲当量为 0.001um 的伺服单元，伺服电机、气浮丝杠、气浮主轴等部件，能检测纳米级精度的高精度检测反馈系统。据资料介绍，这是世界上第一个真正实现纳米加工的成套技术。高速化。快速行程已从 24mmin 提高到 240mmin(当设计单位为 1um 时)， 加工中心的切削进给速度可达 10mmin 以上。数控系统已从 16 位微机发展到32 位、64 位机，或用 40 多个 CPU的结构。FANUC 公司开发的 15B 数控系统就采用了 64 位微机的 RISC 技术(压缩、优化程序、消除跟踪误差)。高可靠性。FANUC 公司的计算机数控系统的平均无故障工作时(MTBF)是 0.01 次 月台，即实现了 100 个月里出现一次故障的高可靠性从而使机器人也实现了0.013 次月台的高可靠性(另一种说法是国外数控系统的 MTBF 在 1 万小时以上)。系统化。在新厂筹建和老厂扩建过程中，人们已注意到了耍在系统工程观念指下来添置数控机床、柔性加工单位及柔性制造系统、机器人等机电一体化产品。德国的维勒尔公司已经给世界各国提供了上百条柔性制造系统。FANUC 公司还在筑波科学城中按计算机集成制造系统(O1MS)的五层结构建成 CIMS 模式的工厂。富士通公司建立了绍津 CIMS 工厂，富士电机也建立了吹上 C1MS 工厂德国的西门子公司建立了 CIMS 数控系统制造厂。1.4 主要设计工作及内容（1）C6150机床传动系统图设计根据 C6150 机床的基本参数及机床结构特点进行机床传动系统图设计。(2）进给箱结构设计，进给箱装配图绘制。根据 C6150 机床的传动系统图设计进给箱的结构设计，完成进给箱内部的齿轮校核，轴的校核及轴承的选择，最后完成进给箱的装配图。(3）溜板箱结构设计，溜板箱装配图绘制。根据机床的传动系统图进行溜板箱的结构设计，完成溜板箱内部的齿轮校核， 轴的校核及轴承的选择，最后完成溜板箱箱的装配图。完成一份主要部件的三维造型，最终设计出了 C6150 机床传动系统图一份，进给箱及其装配图，溜板箱及其装配图，主要部件三维造型。本文内容将依据本次设计的经过，详细介绍设计步骤和相关技术分析。文章中以设计者的设计思想为依据，用插图加以阐述。最后对本次设计进行了总结概括。2. 进给系统方案的确定2.1 机床主要技术参数C6150 型卧式车床的技术参数如下： 工件最大回转直径：在床鞍上280 毫米在床面上500 毫米主轴孔径52 毫米主轴前端孔锥度莫式 6 号主轴转速范围（17 级）201250 转/分加工螺纹范围：公制180 毫米英制7/1640 牙/英寸模数0.540 毫米节径7/880 径节进给量范围：纵向0.0286.528 毫米/转横向0.0102.456 毫米/转快速纵向 5.4 米/分；横向 1.95 米/分主电机：功率5.5 千瓦转速1450 转/分2.2 机床进给系统分析C6150 机床主要有主传动链和进给传动链两部分。进给系统主要由进给箱和溜板箱组成。如图 2-1 所示为机床传动系统框图。图 2-2 为 C6150 机床主运动转速图，图 2-3 为 C6150 机床传动系统图。其中图 2-3 划分为三大部分： A 部分为机床床头箱，其主要功能是支撑主轴，由主电机转动带动箱体内的各个轴和齿轮的转动，从而使主轴转动，由于主轴的内部结构是空心的，将工件插入主轴就能带动工件旋转。B 分是机床的进给箱，它是能改变机床进给运动情况的变速机构。通过挂轮箱中齿轮与进给箱中轴上的齿轮啮合带动进给箱内部的各个轴转动，通过拨叉改变齿轮的啮合的齿数来改变传动比，进给箱中的转动的在经过变速后，挂轮箱再将的运动通过联轴转移到丝杆和光杆上，最后使机床的能完成精确切削各种螺纹的转动。C 部分是机床溜板箱，它可以接受到进给箱的运动，通过箱体内部的各种齿轮啮合将运动传递到刀架机构上，从而实现控制和驱动刀架，即让刀架能产生相对于机床的纵向运动以及横向运动。图 2-1C6150 机床传动框图图 2-2C6150 机床主运动转速图图 2-3C6150 机床传动系统图3. C6150 机床进给箱结构设计和分析3.1 C6150 机床进给箱结构分析溜板箱的总体结构如图 3-1 所示。一共包含 6 根轴。其中轴 Ia 为与挂轮箱相连，是进给箱内运动的来源，轴 Ib 和轴 III 为输出轴，轴VI 和轴V 是支撑拨叉移动的轴。轴 Ia 上设计了一个双联滑移齿轮，选用了一对向心轴承。轴 Ib 上共设计有两个齿轮其中一个为三联滑移齿轮，选用了两对轴承，一对向心轴承，一对推力轴承，末端还设计有连接一个联轴器。轴 II 上共设计有五个齿轮，选用了一对向心轴承。齿轮轴 III 上共设计有 3 个齿轮，其中有一个设计为双联滑移齿轮，由于轴设计得太长，所以一共选用有五个轴承，都是用的向心轴承。轴 IV 上设计了一个拨叉。轴V 上一共设计了三个拨叉。运动过程分析：轴 Ia 接收到挂轮箱的转动得到动力转动，轴 IV 上的拨叉放置与轴的最左端，使轴 Ia 上面的双联滑移齿轮在最左边，使双联滑移齿轮左端齿轮轴 II 左端齿轮啮合转动从而带动轴 II 转动。此时轴V 第一个拨叉放置在最右端， 从而使轴 II 上最右端的齿轮与轴 III 上的双联滑移齿轮右端齿轮啮合，从而带动轴III 转动。拨动轴V 上最后两个拨叉，使得轴 III 上齿轮与 Ib 上的齿轮啮合，从而带动轴 Ib 转动。 通过改变拨叉的位置使不同的齿轮啮合以达到机构变速。图 3-1C6150 机床进给箱装配图3.2 电机的选择已知主轴转速 nmin = 20r / min ， nmax = 1250r / min 。主轴转速级数 Z = 17 ,根据功率估算的计算公式可以算出电机功率。其中ap = 3.5 ， f主切削力：FZ = 1900ap f 0.75 = 1900 3.5 0.35 0.75= 3026.06N= 0.35 。（3-1）切削功率：p= FZ l KW = 3026.06 90 = 3.6KW（3-2）切6210062100估算电机功率：p = p 切 = 3.6 = 5.2kw（3-3）h总0.7根据计算值 p=5.2kw 选择电机为三相异步电动机，其型号选为Y 2 -132S - 4 ， 根据它的参数可以确定其额定转速是1450r / min ，额定功率为 5.5kw。3.3 Ia 轴上齿轮的设计及校核3.3.1 齿轮的设计试取两个啮合的齿轮，大小齿轮的齿数都为 18。轴 Ia 上的齿轮材料选为 40 Cr，齿轮的处理选用高频淬火和齿部回火。齿轮表面的硬度达到250HBS 。II 轴大齿轮采用 ZG310 - 570 ，齿轮选择经过正火处理， 齿轮的齿面硬度达到 217 HBS。轴的转速如下：得到VI 轴转速：n = 1450 118 27 26 26 22 21 66 56 = 37.98r / min （3-4）016543525256666630根据 C6150 传动系统图可以知道 Ia 轴的转速等于VI 轴的转速。所以n0 = n1 = 37.98r / min 。假设 C6150 机床的工作寿命：N1 = 60n9 jLh = 60 37.981 2 365 8 = 13308192（3-5）N = N1 = 133081922u（3-6）查图得: ZN1 = 1.42, ZN 2 = 1.40 。又因为选择 ZX 1 = ZX 2 = 1.0,取SHmin = 1.0，ZW= 1.11, ZLVR = 0.92 。查表可得sH lim1 = 695MPa 。sH lim1 = 695MPa，sH lim 2 = 640MPa 。由公式可以算出接触应力：19sH 1= sH lim1 Z SN1ZX 1ZWZLVR= 695 1.42 1.0 1.11 0.92 = 1007.82MPa（3-7）sH 2= sH lim 2 Z SN 2 ZX 2 ZW 2 ZLVR= 640 1.40 1.0 1.11 0.92 = 915MPa因为sH 1 大于sH 2 。所以取sH = sH 1 = 1007.82MPa（3-8）按齿面的接触强度可以知道中心距：1p = p h，其中h= 0.96 0.998 0.987 0.974（3-9)1p = 5.5 0.96 0.998 0.987 0.974 = 4.06kw小齿轮传递的转矩：1T = 9.55106 P1 = 9.55106 n14.0637.98= 1.02 106 N mm（3-10）aE取keZ 2e= 1.1,f = 0.08 ，可查得 Z= 189.8MPa1/ 2 ，传动比为u = 1 ，算得：ZH = 2.5（3-11）中心距的计算公式：a (u +1)（3-12）1.11.02 106 (2.5102 189.8)2 = 2 3 = 37.79mm2 0.0811007.822齿数初步选为 Z1 = Z2 = 18 ，模数选为m1 = m2 = 3.5mm ，所以能够确定两齿轮的中心距为：a = (Z1+ Z2) m = 63mm 2（3-13）分度圆直径：d1 = d2 = mz = 3.518 = 63mm（3-14）a齿轮齿顶圆柱直径：da1= da 2= d + 2h*m = 63 + 2 3.5 = 70mm（3-15）3.3.2 齿轮的校核由前面的设计可知两个齿轮的齿数均为 Z1 = Z2 = 18 ，模数m1 = m2 = 3.5mm ， 由此可得齿轮的分度圆的直径：d1 = d2 = 63mm 。选 KHt = 1.3 ，选取齿轮的齿宽系数fd = 1 ，可得齿轮的区域系数 ZH = 2.5 。由表可知材料的弹性影响系数EZ = 189.8MPa1/ 2 。由下列公式可计算接触疲劳强度用重合度系数 Ze。aa1= arccosz1cosa/(z1+ 2h* )a= arccos18 cos 20o /(18 + 2)= 32.2o(3-16)aa 2= arccosZ2cosa1 /(Z2+ 2h* )a= arccos18 cos 20o /(18 + 2)= 32.2o(3-17)ea = Z (tana- tana ) + Z(tana- tana ) / 2p= 1.55(3-18)1Ze =a1= 0.6542a 2(3-19)计算接触疲劳许用应力：假设 C6150 机床能正常工作的寿命为二年，所得到应力循环次数：N1 = 60n1 jLh = 60 37.981 2 365 8 = 13308192N = N1 = 133081922u(3-20)1查图得接触疲劳寿命系数： KHN = 1.42 , KHN 2 = 1.40一般选择齿轮的安全系数 S=1，可得：sH 1sH 2= KHN1sH lim1 = 1.42 695 = 986.9MPa S= KHN 2sH lim 2 = 1.40 640 = 896MPa S(3-21)根据要求取小的接触疲劳许用应力：sH = sH 2 = 896MPa所以能得到分度圆直径：3d1t 2.5 0.654 2= 3 2 1.31.02 106 2 189.8189.8896(3-22)= 59.763mm再对小齿轮进行调整分度圆直径：齿轮的圆周速度：Vm = d1t n8 /60 1000 = 0.12m/s(3-23)宽齿宽bb = fd d1t = 59.763mm计算实际载荷系数KH :由表查得使用系数KA = 1.25 。因为V = 0.12m/s ,选择的八级精度的齿轮,可查得齿轮的动载荷系数 KV圆周力如下：(3-24)= 1.3 。F = 2T / d= 2 1.02 106 / 59.763 = 34134.8N(3-25)t111tKAFt1 / b = 1.25 34134.8 / 59.763 = 713.96N / mm 100N / mm(3-26)齿轮的齿间载荷分配系数 KHa = 1.2 ，并且能够查出齿轮的齿向载荷分布系数KH = 1.421 。所以齿轮的实际载荷系数：K = KA KV KHaKHb = 1.25 1.31.2 1.421 = 2.77(3-27)分度圆直径根据公式可得：d1 = d1t= 59.7631.1 = 65.74(3-28)齿轮模数：m = d1 / z1 = 65.74 /18 = 3.6mm 。根据齿轮的齿根弯曲疲劳强度进行设计：mt 初步选择系数 KFt = 1.3 。齿轮弯曲疲劳强度用重合系数(3-29)Y = 0.25 + 0.75 = 0.25 + 0.75 = 0.73(3-30)eea计算YFaYsa ：sF 1.55齿轮的齿形系数选择为YFa1 = 2.7,YFa1 = 2.7 。齿轮的应力修正系数Ysa1 = 1.53,Ysa 2 = 1.53 。所以可查出两齿轮的齿根弯曲疲劳极限是：sFN1 = 650MPa,sFN 2 = 500MPa 。对齿轮的弯曲疲劳寿命系数选择为 KFN1 = 0.85, KFN 2 = 0.88。选择齿轮的弯曲疲劳安全系数S = 1.4 。= KFN1sFlim1 = 0.85 650 = 394.64MPaF1S1.4= KFN2sFlim2 = 0.88 500 = 314.28MPa(3-31)F 2S1.4YFa1Ysa1 = 2.7 1.53 = 0.0105(3-32)sF 1394.64YFa 2Ysa 2 = 2.7 1.53 = 0.0121sF 2314.28由上可知大齿轮的 YFaYsa 大一些，所以：sF YFaYsasF = YFa 2Ysa 2 = 0.0164 sF 2(3-33)计算模数:mt 2 1.31.02 106 0.73= 3 0.01211818(3-34)= 2.84mm调整齿数模数：计算圆周速度v ，齿宽b 和宽高比b / h ：d1 = mt z1 = 51.12mm ，Vm = d1t n8 /60 1000 = 0.045m/s 。(3-35)b = fd d1 = 51.12mm 。(3-36)h = (2h* + c* )m= 7.1mm ，b / h = 7.2(3-37)at计算实际载荷系数 KF ：根据v = 0.045m / s ，选择齿轮的精度为八级，所以查得齿轮的载动系数为 KV= 1.1 。F = 2T / d= 2 1.02 106 / 51.12 = 39906.1N(3-38)t111KAFt1 / b = 1.25 39906.1/ 51.12 = 975.7N / mm 100N / mm取齿间载荷分配系数 FFa = 1.2 。查表取 KHb = 1.421, FFb = 1.4 。则载荷系数为：KF = KA KV KFaKFb = 1.25 1.11.4211.4 = 2.735则可计算齿轮模数为；(3-39)(3-40)m = mt综上所述：= 2.84 1.095 = 3.1mm(3-41)通过齿根接触疲劳计算的模数，来选择齿轮的模数为 m = 3.5mm ，按照齿轮的接触疲劳能得到两个齿轮的分度圆直径都为 d = 63mm , 所以可以得到z1 = d1 / m = 18 ，所以取 z1 = 18 ， z1 = uz1 = 18 。由以上分析可知，所有的疲劳轻度都达到要求，对于双联齿轮的另外一齿也可做出相似的分析。3.4 Ia 轴的结构设计及校核3.4.1 Ia 轴的设计验算初选轴径:由前面设计可知 p = 9.81w 。选择轴的材料为 45 钢，经调质处理：d A 0= 100 = 24.5mm(3-42)根据上述描述有轴结构如图 3-2 所示：图 3-2轴 Iad1 = 35mm , d2 = 31mm ， d3 = 45mm ， d4 = 35mm ， d5 = 23mm , d6 = 25mm l1 = 100 mm ， l2 = 2 mm ， l3 = 30mm ， l4 = 225mm , l5 = 2mm , l6 = 13mm 。3.4.2 Ia 轴的校核如图 3-3 为轴的受力图。在 XAY 平面上：图 3-3轴的受力图AC=80mm,BD=130mm,AD=140mm,AB=270mmFt 2 48 + Ft 3 140 = RBY 270(3-43)CZAY所以,RBY = 2051.427 NRAY = Ft 2 + Ft 3 - RBY = 1657.647 N(3-44)所以：C 断面DZBYD 断面M= 80R= 79.568 103 N mm M= 130R= 129.24 103 N mm(3-45)(3-46)图3-4轴的垂直弯矩图所以可以得到轴的垂直弯矩图3-4。在XAZ平面上：RZFr 2 80 + R 270 = Fr 3 140RBZ = 561.47 N(3-47)所以，RBZ = 561.47 NRAZ = 80.574NCYAZ所以，C断面M= R 80 = 3.868 103 N mm(3-48)DYBZM= R130 = 35.373103 N mm图 3-5轴的水平弯矩图综上可得轴的水平弯矩图 3-5。合成弯矩 C 断面(3-49）MC =(3-50)= 79.66 103 N mm合成弯矩 D 断面MD =(129.24 103 )2 + (35.373103 )2(3-51)= 339 103 N mm图 3-6轴的合成弯矩图综上可得州的合成弯矩图 3-6。因为 MD MC所以：, 所以 D 断面为危险截面。M 2 + (aT )2s = 1= 25MPa(3-52)c0.1d又因为 45 刚轴的材料s-1 = 59MPa ，所以轴安全。综上，轴 Ia 满足安全要求。3.5 轴Ia 上轴承的选用及其校核由于轴 Ia 上安装有一个双联齿轮，只在轴径方向受力，在轴向没有受理，所以可以选用向心球轴承，型号选为 6305。假设选用的轴承能正常工作的寿命 15 年，每年按 300 天算。根据深沟球轴承型号 6305 查出Cr 和Cor 。Cr = 25500N , Cor = 15200N 。F1v = RAY = 1657.674N , F2v = RBY = 2051.427 N水平面支反力 F1h 、 F2h ：F1h = RAZ = 80.574N ， F2h = RRZ = 561.47 N合成支反力 Fr1 、 Fr 2 ：(3-53)(3-54)Fr1 = 1659.631N(3-55)Fr 2 = 2126.876N(3-56)计算轴承的当量载荷 Pr1 、 Pr 2 。由于 Fa = 0 。查表： X1 = 1.41 , Y1 = 0查表取载荷系数fP = 1.1。P1 =f p Fr1 = 1.11659.636 = 1825.594N(3-57)查得 X 2 = 1,Y2 = 0 。所以 P1 =f p Fr 2 = 1.1 2126.876 = 233.956N(3-58)校核所选轴承：由于两各支承用相同的轴承，都是向心轴承，所以计算用当量动载荷较大的轴承。查表得到轴承的载荷系数为 fP = 1 ，可以取轴承的温度系数为 ft = 1，所以轴承工作寿命如下：106 C eLh =(3-59)60 n P =106Lh60 25500337.98 2339.5636 = 73093.6h (16 300 15)= 72000h选的轴承满足寿命要求。3.6 轴II 齿轮的设计及校核(3-60)3.6.1 齿轮的设计试取两啮合齿轮的齿数情况如下： 选择的小齿轮 Z1 = 24 , 选择的大齿轮Z2 = 36 。 II 轴小齿轮材料选择为 40 Cr，齿轮的处理选用经过高频淬火和齿部回火。齿轮的表面的硬度达到250HBS 。III 轴大齿轮采用 ZG310 - 570 ，齿轮选用正火处理，齿轮的齿面硬度达到217HBS 。由前面设计可知到达 II 轴时，转速n2 = n1 = 37.98r / min 。假设机床能正常工作的寿命为两年，应力循环次数：N1 = 60n2 jLh = 60 37.981 2 365 8 = 13308192(3-61)N = N1 = 88721282u(3-62)查图得 ZN1 = 1.43, ZN 2 = 1.41。又因为选择 ZX 1 = ZX 2 = 1.1,取SHmin = 1.0，ZW= 1.12, ZLVR = 0.95查表可得：sH lim1 = 690MPa，sH lim 2 = 635MPa 。由公式可以算出接触应力sH 1= sH lim1 Z SN1ZX 1ZWZLVR= 690 1.431.11.12 0.95= 1154.83MPa(3-63)sH 2= sH lim 2 Z SN 2 ZX 2 ZW 2 ZLVR= 635 1.411.11.12 0.95= 1047.9MPa因为sH 1 大于sH 2 ，所以取sH = sH 1 = 1154.83MPa(3-64)(3-65)按齿面接触强度确定中心距：p2 = 4.06 0.99 0.98 = 3.94kw 。(3-66)小齿轮传递的转矩：1T = 9.55106 P2 = 9.55106 n23.9437.98= 0.99 106 N mm(3-67)aE取keZ 2e= 1.1,f = 0.08 可查得 Z= 189.8MPa1/ 2 。传动比为u = 36 / 24 = 1.5 。(3-68)又因为 ZH = 2.5(3-69)所以中心距：a (u +1)1.1 0.99 106 (2.5102 189.8)2 = 2.5 3 (3-70)= 65mm2 0.0811007.822选择齿轮的 Z1 = 24 , Z2 = 36 ，模数m1 = m2 = 2.25mm 。所以齿轮的中心距为：a = (Z1+ Z2) m = 67.5mm 2(3-71)分度圆直径：d1 = mz1 = 24 2.25 = 54mm d2 = mz2 = 36 2.25 = 81mm(3-72)(3-73)齿轮齿顶圆柱直径：da1= d1+ 2h*m = 54 + 2 2.25 = 58.5mm(3-74)ada 2= d2+ 2h*m = 81+ 2 2.25 = 85.5mm(3-75)a3.6.2 齿轮的校核由前面的设计可知 Z1 = 24 , Z2 = 36 ，模数为 2.25，齿轮的分度圆直径的大小如下： d1 = 54mm ， d2 = 81mm 。试选 KHt = 1.3 。选择齿轮的齿宽系数fd = 1 。可查得齿轮的区域系数ZH = 2.5 。E能查表得到齿轮的材料弹性影响系数 Z = 189.8MPa1/ 2 。a所以齿轮的接触疲劳强度用重合度系数 Ze：aa1= arccosz1cosa/(z1+ 2h* )= arccos24 cos 20o /(24 + 2)= 29.8o(3-76)aa 2= arccosZ2cosa1 /(Z2+ 2h* )a= arccos36 cos 20o /(36 + 2)= 27.1o(3-77)ea = Z (tana- tana ) + Z(tana- tana ) / 2p1a1= 1.992a 2(3-78)Ze = 0.81(3-79)29假设机床能正常工作的寿命为两年，应力循环次数为：u = 36 = 1.5 24N1 = 60n1 jLh = 60 37.981 2 365 8 = 13308192(3-80)(3-81)N = N1 = 88721282u(3-82)查图得接触疲劳寿命系数1KHN = 1.42 , KHN 2 = 1.40选择齿轮的安全系数 S=1 可得：sH 1sH 2= KHN1sH lim1 = 1.42 692 = 982.64MPa S= KHN 2sH lim 2 = 1.40 630 = 882MPa S(3-83)取小的作为该齿轮副的接触疲劳许用应力：sH = sH 2 = 882MPa试着计算小齿轮分度圆直径：3d1t 2.5 0.81 2= 3 2 1.3 0.99 106 2 189.8189.8882(3-84)= 49.18mm齿轮圆周速度：Vm = d1t n2 /60 1000 = 0.097m/s(3-85)齿宽b ：b = fd d1t = 49.18mm齿轮精度选择八级,可以计算出齿轮的实际载荷系数 KH : 由表查得使用系数 KA = 1.25 。根据V = 0.097m/s ，齿轮的精度为八级精度，查得齿轮的动载荷系数 KV由此可以计算出齿轮的圆周力:(3-86)= 1.25 。F = 2T / d= 2 0.99 106 / 49.18 = 40260.2N(3-87)t111tKAFt1 / b = 1.25 40260.5 / 49.18 = 1023.3N / mm 100N / mm取齿轮的齿间载荷分配系数 KHa = 1.2选取齿轮的齿向载荷分布系数 KH = 1.43(3-88)实际载荷系数：K = KA KV KHaKHb = 1.25 1.25 1.2 1.43 = 2.68(3-89)即可得到分度圆直径：d1 = d1t= 49.18 1.1 = 53.83mm(3-90)相应的齿轮模数:m = d1 / z1 = 53.83 / 24 = 2.24mm(3-91)按照齿根弯曲疲劳强度设计mt 试选 KFt = 1.3 ，齿根弯曲疲劳强度用重合度系数：(3-92)Y = 0.25 + 0.75 = 0.25 + 0.75 = 0.62(3-93)eea计算 YFaYsa ：sF 1.99查图取得齿形系数YFa1 = 2.68,YFa 2 = 2.63 。应力修正系数Ysa1 = 1.56,Ysa 2 = 1.62 。小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为：sFN1 = 650MPa,sFN 2 = 500MPa 。取弯曲疲劳寿命系数 KFN1 = 0.92, KFN 2 = 1.14。取弯曲疲劳安全系数S = 1.4 。= KFN1sFlim1 = 0.92 650 = 427.14MPaF1S1.4= KFN2sFlim2 = 1.14 500 = 407.14MPaF 2S(3-94)1.4YFa1Ysa1 = 2.681.56 = 0.000978(3-95)sF 1427.14YFa 2Ysa 2 = 2.631.62 = 0.0104(3-96)sF 2407.14由上可知 YFa 2Ysa 2 大一些，所以：sF 2 YFaYsasF = YFa 2Ysa 2 = 0.0104 sF 2(3-97)计算模数：mt 2 1.3 0.99 106 0.62= 3 0.010424 24（3-98）= 2.21mm调整齿数模数：圆周速度v ，齿宽b ，宽高比b / h ：d1 = mt z1 = 53.04mmVm = d1t n2 /60 1000 = 0.105m/sb = fd d1 = 53.04mm(3-99)(3-100)(3-101)h = (2h* + c* )m = 4.97mm ， b / h = 10.67 。(3-102)at计算实际载荷系数 KF ：根据v = 0.105m / s ，齿轮为 8 级精度，查图得齿轮的载动系数 KV= 1.1F = 2T / d= 2 0.99 106 / 53.04 = 37330.3N(3-103)t121KAFt1 / b = 1.25 37330.3 / 53.04 = 879.76N / mm 100N / mm取齿间载荷分配系数 FFa = 1.2 查表取 KHb = 1.45 , FFb = 1.4 则载荷系数为：KF = KA KV KFaKFb = 1.25 1.11.2 1.4 = 2.31(3-104)(3-105)则可计算齿轮模数为；m = mt综上所述：= 2.211.11 = 2.45mm(3-106)通过齿根接触疲劳计算得到出模数，来选择齿轮的模数为m = 2.25mm ，按照齿轮的接触疲劳计算能得到齿轮的分度圆直径为 d = 54mm , 算出小齿轮齿数z1 = d1 / m = 24 ，取 z1 = 24 ， z1 = uz1 = 36 。由以上分析可知，齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度均满足要求。3.7 II 轴的结构设计与校核验算初选轴径：d A 0= 120 = 23.6mm(3-107)根据上图 3-7 可知的轴结构为：图 3-7轴 II 的结构所以：d1 = 25mm ， d2 = 22mm ， d3 = 35mm ， d4 = 23mm ， d5 = 25mm l1 = 17mm ， l2 = 3mm ， l3 = 225mm ， l4 = 2mm ， l5 = 18mm 。由上可知：齿轮圆周力：dt 3F = 2T1 =32 0.99 10424= 2730.16N(3-108)齿轮径向力：Fr 3 = Ft 3 tana= 2730.16 0.36 = 982.8N（3-109)dt 2由前面的设计可知 F = 2T1 =22 0.99 10418= 1100N(3-110)Fr 3 = Ft 3 tana= 1100 0.36 = 3640N(3-111)如图 3-8 为轴的受力情况。在 XAY 平面上：AC=45mm,CB=170mm，DB=20mm。图 3-8轴的受力图Ft 2 45 + Ft 3 160 = RBY 235CZAYRAY = Ft 2 + Ft 3 - RBY = 4260.63N（3-112) (3-113)所以，C 断面D 断面M= 45R= 144.2 103 N mm M= 20R= 89.24 103 N mmDZBY在 XAZ 平面上：RZFr 2 45 + R 230 = Fr 3 215RBZ = 761.47 N(3-114)所以，RBZ = 761.47 NRAZ = 64.586N所以，C 断面M= R 45 = 2.88103 N mm(3-115)CYAZDYBZM= R 20 = 5.76 103 N mm合成弯矩 C 断面(3-116)MC =(144.2 103 )2 + (2.88103 )2(3-117)= 173.1103 N mm合成弯矩 D 断面MD =(189.24 103 )2 + (5.76 103 )2(3-118)= 233.1103 N mm因为 MD MC , 所以 D 断面为危险截面。M 2 + (aT )2s = 1= 34MPac0.1d又应为 45 钢轴材料s-1 = 59MPa ,所以安全。3.8 轴II 上轴承的选用及其校核轴 II 上装有 5 个齿轮，只受到径向力，所以选择向心轴承，型号为：6205。校核轴承，轴承使用寿命为 15 年，每年按 300 天计算。查出Cr 和Cor 。Cr=25000N，Cor=1200NF1v = RAY = 1657.674N ， F2v = RBY = 2051.427 N(3-119)水平面支反力 F1h 、 F2h ：F1h = RAZ = 80.574N F2h = RRZ = 561.47 N合成支反力Fr1 、Fr 2 ：(3-120)(3-121)Fr1 = 1659.631N（3-122）Fr 2 = 2126.876N(3-123)计算轴承的当量载荷 Pr1 、 Pr 2由于 Fa = 0查表： X1 = 1.41 , Y1 = 0查表取载荷系数fP =1.1P1 =f p Fr1 = 1.11659.636 = 1825.594N(3-124)查得 X 2 = 1,Y2 = 0P1 =f p Fr 2 = 1.1 2126.876 = 233.956N(3-125)由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承 P2 计算，查表取载荷系数fP = 1 ，查表取温度系数 ft = 1，计算轴承工作寿命：106 C eLh =(3-126)60 n P =106Lh60 255003 = 73093.6h (16 300 15) = 72000h37.98 2339.5636 结论：所选的轴承满足寿命要求。3.9 其余轴的设计3.9.1 轴 III 的设计设计及校核过程同上。如图 3-9 所示为轴 III 的结构。图 3-9轴 III 的结构l1 = 17mm ， l2 = 260mm ， l3 = 2mm ， l4 = 3mm ， l5 = 62mm ， l6 = 3mml7 = 2mm ， l8 = 20mm ， l9 = 2mm ， l10 = 18mm相对应的直径分别为：25mm，35mm，28mm，35mm,26mm,35mm,33mm,35mm,24mm,25mm。轴 III 因轴向距离较长，且只受到径向力所以采用五支轴承向定方式，都选择向心轴承，从左到右依次选用 6005，6305,6005,6008,6008。3.9.2 轴 Ib 的设计设计及校核过程同上。如图 3-10 为轴 Ib 的结构示意图：图 3-10轴 Ib 的结构l1 = 13mm, l2 = 2mm, l3 = 160mm, l4 = 2mm, l5 = 15mm 。对应的直径分别为 25mm,23mm,35mm,23mm,25mm。轴 Ib 上有三联滑移和一个可以滑移的齿轮。使用深沟球轴承 6305。4. C6150 机床溜板箱结构分析和设计4.1 C6150机床溜板箱结构分析C6150机床溜板箱结构如图4-1,4-2所示。V 轴是齿轮轴，外部连接手柄，其中它的齿数为17，模数为2。VI 轴上只有一个齿轮：齿数为69，模数为2;VIII 轴上有一个双联齿轮，大端的齿数为63，小端得齿数为23，,模数都是2。IX 轴上有一个涡轮和一个齿轮，涡轮的齿数为44，模数为2.5。齿轮的齿数为26，模数为2， 一端连接着电机。VII 轴上只有一个齿轮，其齿数为39，模数为2。 X 轴是一个花键轴，右端连接了 XI 轴上的圆柱凸轮。XI 轴一端连接手柄，内部套有一个圆柱凸轮和一个端面凸轮。转动手柄1，带动圆柱凸轮2拨动轴VIII 上双联齿轮，将进给箱由正反向机构、蜗轮副传入轴 IX 的运动，分别传至轴VI 或轴VII ，实现纵向或横向进给。也可带动端面凸轮3操纵开合螺母，由丝杠传动刀架进行螺纹加工。由于圆柱凸轮2与端面凸轮3都用手柄1操纵，从而保证了两运动的互锁。脱落蜗杆机构除用于接通或切断纵、横向进给运动外，还起安全保险作用和用于定程加工，由手柄6操纵。当进给受到阻力使蜗轮停止，而蜗杆继续转动便产生轴向力，推动带挡块Q 的蜗杆架4向左(或向右)移动，经销钉T1 (或T2 )拨动星形块5和手柄6顺时针转动， 星形块5经支钉使带顶块P的支架7逆时针转动，将顶块P和挡块Q分离，蜗杆架落下，即蜗杆与蜗轮脱开，运动被切断。逆时针转动手柄6，由星形块5等将蜗杆架4 复位，支架7因重心偏离也自动复位，顶块P和挡块Q又相碰，蜗杆架4被顶住，蜗杆与蜗轮啮合，运动重新接通。蜗轮副脱开啮合的最大扭矩，由螺钉11通过弹簧10、压板9，控制摆杆8的摆动阻力加以调整。手柄12用于操纵正反向机构。脱开蜗轮副和开合螺母时，可由快速电机直接传动轴 IX ,刀架得快速进给。否则，轴 IX 上的层压板齿轮Z56在轮毂中打滑。图 4-1溜板箱装配图 a图 4-2溜板箱装配图 b4.2 电机的选择根据已给的参数：电机功率90w，转速为1450r/min选择三相异步电机,选择型号为5IK90GU-S/S3F。电机的额定功率为90w，额定转速为1450r/min。4.3 溜板箱IX 轴及轴上零件设计4.3.1 IX 轴上齿轮的验算同上述设计可知溜板箱内部各主要轴尺寸及轴上齿轮的齿数与模数。与电机轴上齿轮齿数为12，模数为2；与其啮合的齿轮齿数为56，模数为2。 轴 IX 上的小齿轮的材料选用40Cr，齿轮的处理是齿部的高频淬火和回火处理，齿轮的齿面硬度能达到250HBS 。轴VIII 上面的大齿轮选用 ZG310 - 570 ，齿轮的处理选择为通过正火处理，使齿轮的齿面硬度达到214HBS .模数都为选为2mm。P = 90W , N = 1450r / minXI 轴的转速为n1n = 1450 12 = 310.7r / min156(4-1)小齿轮传递的转矩：11T = 9.55106 p / n= 2766.3N mm(4-2)sH lim1 = 825MPa ，sH lim 2 = 560MPa试选择系数KHt = 1.3 。取得齿轮的齿宽系数fd = 1HE可得齿轮系数 Z= 2.5 ，所以可知齿轮的材料弹性影响系数 Z = 189.8MPa1/ 2 。a所以能得到疲劳强度用重合度系数 Zeaa1= arccosz1cosa/(z1+ 2h* )= arccos26 cos 20o /(26 + 2)= 29.25o(4-3)aa 2= arccosZ2cosa1 /(Z2+ 2h* )a= arccos63 cos 20o /(63 + 2)= 24.5oea = Z (tana- tana ) + Z(tana- tana ) / 2p= 1.83(4-4)1Ze =a1= 0.852a 2(4-5)假设 C6150 机床的能正常工作的寿命为二年，由公式可求得：N1 = 60n1jLh= 60 310.7 1 2 365 8 = 1.08108u = z1z2= 2663(4-6)N = N1 = 2.64 1082u查图得接触疲劳寿命系数1KHN = 1.41 , KHN 2 = 1.42齿轮的安全系数 S=1 可得：sH 1sH 2= KHN1sH lim1 = 1.41 825 = 1163.25MPa S= KHN 2sH lim 2 = 1.42 560 = 798MPa S(4-7)取sh 2 上述作为接触疲劳许用应力：sH = sH 2 = 798MPa试着计算齿轮分度圆直径：3d1t 2.5 0.85 189 2= 3 2 1.3 2766 .3 3.44 789（4-8）= 49.18mm圆周速度:Vm = d1t n1/60 1000 = 0.78m/s 。（4-9）齿宽b :b = fd d1t = 49.18mm 。(4-10)齿轮精度选择 8 级，计算实际载荷系数 KH ，由表查得使用系数 KA = 1.25 。39根据V = 0.78m/s ，8 级精度，查图得动载荷系数 KV计算齿轮的圆周力：Ft1 = 2T1 / d1t = 2 2766.3 / 49.18 = 112.5N= 1.3 ；(4-11)KAFt1 / b = 1.25112.5 / 49.18 = 28.59N / mm 100N / mm查表取齿轮的齿间载荷分配系数为 KHa = 1.2 . 查表可得齿向载荷分布系数 KH = 1.421 。实际载荷系数：K = KA KV KHaKHb = 1.25 1.31.2 1.421 = 2.77(4-12)即可得到按实际载荷系数算得的分度圆直径d1 = d1t= 49.181.1 = 54.098mm(4-13)相应的齿轮模数：m = d1 / z1 = 65.74 /18 = 2.08mm(4-14)按照齿根弯曲疲劳强度设计：mt 试选 KFt = 1.3弯曲疲劳强度用重合度系数：(4-15)Y = 0.25 + 0.75 = 0.25 + 0.75 = 0.73(4-16)eea计算 YFaYsa ：sF 1.55查图取得齿形系数YFa1 = 2.7,YFa1 = 2.25 应力修正系数Ysa1 = 1.6,Ysa 2 = 1.67齿根弯曲疲劳极限为：sFN1 = 650MPa,sFN 2 = 500MPa取弯曲疲劳寿命系数 KFN1 = 0.85, KFN 2 = 0.88。取弯曲疲劳安全系数S = 1.4 。= KFN1sFlim1 = 0.85 650 = 394.64MPaF1S1.4= KFN2sFlim2 = 0.88 500 = 314.28MPaF 2S1.4YFa1Ysa1 = 2.7 1.6 = 0.0109(4-17)sF 1394.64YFa 2Ysa 2 = 2.7 1.67 = 0.0143(4-18)sF 2YFaYsasF 314.28= YFa 2Ysa 2 = 0.0143 sF 2(4-19)计算模数：mt 2 1.3 2766.3 0.73= 3 0.014326 26(4-20)= 1.88mm调整齿数模数：圆周速度v ,齿宽b ，宽高比b / h ：d1 = mt z1 = 1.88 26 = 48.88mm Vm = d1n1/60 1000 = 7.9m/sb = fd d1 = 48.88mm(4-21)(4-22)(4-23)h = (2h* + c* )m = (2 1+ 0.25) 1.88 = 4.23mm ， b / h = 6.8 。(4-24)at计算实际载荷系数 KF根据齿轮的圆周速度 v = 7.9m / s 齿轮的精度为 8 级， 能查到齿轮的载动系数KV = 1.25 。F t1= 2T1 / d1 = 2 2766.3 / 48.88 = 113.19NKAFt1 / b = 1.25113.19 / 48.88 = 28.9N / mm 100N / mm取齿间载荷分配系数 FFa = 1.2 查表取 KHb = 1.45 , FFb = 1.32 则载荷系数为：KF = KA KV KFaKFb = 1.25 1.11.45 1.32 = 2.63则可计算齿轮模数为；(4-25)(4-26)(4-27)m = mt= 1.88 = 2.28mm(4-28)综上所述：通过齿根接触疲劳计算得到的模数，来选择齿轮的模数为m = 2mm ，按照齿轮的接触疲劳计算能得到小齿轮的分度圆直径都为 d = 52mm ,所以可以得到大齿轮的数据： d = 126mm, m = 2mm由以上分析可知，所有的疲劳轻度都达到要求，对于双联齿轮的另外一齿也可做出相似的分析。4.3.2 IX 轴的设计设计同进给箱轴的设计。d A 0= 20 mm(4-29)根据上述描述有轴结构为：图 4-3 IX 轴的结构所以根据图 4-3 所示，得到轴的数据如下：l1 = 25mm, l2 = 12mm, l3 = 95mm, l4 = 4mm, l5 = 9mm l6 = l7 = l8 = 2mm对应的直径分别为 20mm，25mm,30mm,25mm,28mm,25mm,22mm,20mm。选用深沟球轴承 6203。其余轴和齿轮校核同上。5. 结论本次设计的主要内容是基于C6150 机床的相关参数进行机床进给系统的设计， 详细分析了机床的结构，并完成了对 C6150 机床进给箱和溜板箱的总体结构设计， 完成了对主电机的选型，完成了对进给箱中主要轴 Ia ，轴 II 及上齿轮，轴承的设计、校核及选用。完成了溜板箱中主要对轴 IX 及轴上齿轮，轴承的设计、校核及选用。具体情况如下：重点设计的数据如下：进给箱:轴 Ia 上两联滑移齿轮的齿数分别为 18,36，轴的长度为 370mm，轴承选用 SH 深沟球轴承 6305。轴 II 上有 5 个固定位置的齿轮。齿数分别 18,20,21,22,24.轴的长度为 265mm。轴承选用轴承型号选为深沟球轴承 6205。溜板箱：轴 IX 上有一个涡轮，一个齿轮，齿数分别为 44 和 26.,轴的长度为 142mm。轴承选用的为深沟球轴承 6203。主电机使用的电机选用了 Y2-132S-4。本次设计的优点：运用拨叉改变双联滑移齿轮或三联滑移齿轮的位置来进行改变传动比的改变，从而使机床在切削过程中可以精确的得到各种螺距的螺纹。参考文献1 濮良贵,陈国定,吴立言.机械设计.第 9 版M.高等教育出版社,2013.2 孙桓,陈作模,葛文杰.机械原理.第 7 版M.高等教育出版社,2006.3 王树强,倪洪启.金属切削机床M.北京理工大学出版社,2014.4 段菊英,王魁.C615 机床的数控改造J.科技资讯,2009(18):48-48.5 湛年远.C620 普通车床进给系统数控化再制造的设计与实现J. 制造业自动化, 2013(23):136-138.6 高德峰,梁俊杰,张士伟,等. 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