毕业设计（论文）-CA6140机床的主轴箱设计.doc

xxxxx 机电工程系 2010届 机械设计制造及其自动化 毕业设计 摘 要作为车削加工机床，CA6140机床广泛的用于机械加工行业中，本设计主要针对CA6140机床的主轴箱进行设计，设计的内容主要有机床主要参数，传动方案和传动系统图的拟定，对主要零件进行了计算和校核，利用AutoCAD绘图软件进行了零件的设计。通过机床主运动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，得到方案分析、设计构思、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各方面的综合训练，树立正确的设计思路，掌握基本的设计方法，并使初步的结构分析、结构设计和计算能力得到提高。关键词：CA6140机床、主轴箱、零件、传动目录摘 要1绪论错误！未定义书签。第 1 章 主传动的运动参数和动力参数的确定51.1、运动参数的确定51.2、动力参数的确定6第2章 主传动方案的选择82.1、传动布局82.2、变速形式82.3、开停方式92.4、制动方式92.5、换向方式9第3章 主传动运动设计93.1、结构式、结构网与转速图的拟定93.2、普通V带型号及带轮直径的选择163.3、确定各变速组齿轮的齿数183.4、齿轮的布置与排列22第4章 主传动的计算转速244.1、计算转速的概念244.2、主轴计算转速的确定244.3、其他传动件计算转速的确定244.4、初估轴颈274.5、初估齿轮模数294.6、齿轮几何尺寸31第5章 主轴的校核计算325.1、各级传动比325.2、各轴的最低转速325.3、主轴传递的功率（）325.4、计算各轴传递扭矩（）335.5、各轴设计计算335.5.7、主轴箱的箱体36第7章 技术经济分析39第8章 结论40致谢42参考资料编目42引言 机床设计和制造的发展速度相当的，由最早的为满足加工成形要求刀具与工件间的相对运动关系以及零件具有一定强度和刚度，发展至今的高科学技术成果的综合应用在现代机床的设计中包括计算机辅助设计（CAD）的应用。目前机床主轴变速箱的设计是以经验或者类比基础上的传统（经验）设计方法。因此，探索科学理论的应用和科学地分析处理经验数据和资料，这既能提高机床设计和制造水平，同时也促进设计方法的现代化。随着科学技术的不断发展，机械产品逐渐变得更精密、复杂，改型也日益频繁，对机床的综合性能、加工精度和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以上要求的重要技术措施之一，在提高产品质量和生产率，降低生产成本的同时还能改善工人的劳动条件。因此，许多企业采用自动机床、组合机床和专用机床组成自动或半自动生产线。机床主传动系统根据机床的类型，性能，尺寸和规格等各因素的不同，应满足的要求也有所不同。设计机床主传动系统最基本的原则是以最合理，经济的方式满足所需要求。在设计中处处实际出发，分析和解决问题是十分重要的。联系实际是指结合具体机床进行机床工艺可能性的分析，满足机床的使用性能要求，满足机床的运动特性。同时对设计的机床零部件的制造，装配和维修要进行认真，切实的考虑与分析，综合思考的设计方法。本文为CA6140车床主传动系统设计，根据加工条件的不同，对传动系统的要求也不一样，依据某些典型加工工艺和加工对象以及其他的可能的加工工艺的要求确定主传动的运动参数和动力参数，主传动运动设计，拟定传动方案等。第1章 主传动的运动参数和动力参数的确定1.1 动参数的确定对于主运动是回转运动的机床，其主运动参数就是指与主轴转速相关的参数。通用机床的加工工艺范围较广，机床的加工类型、工件材料、刀具材料以及加工直径等各量是经常变化的，从而要求机床主轴的转速也能在一定的范围内变化，以适应使用上的不同要求。对于有级变速的主轴转速，有三个问题需要解决，即主轴的最低转速和最高转速的确定；主轴转速级数的确定；中间各级转速的合理安排。1.1.1 轴极限转速（、）的确定： 根据典型的和可能的工艺选取极限切削速度时要考虑：工序种类、工艺要求、刀具和工件材料等因素。允许的切速极限值如下： 加工条件Vmax(m/min)Vmin（m/min硬质合金刀具加工铸铁工件3050硬质合金刀具半精或精加工碳钢工件150300螺纹（丝杠等）加工和绞孔24计算车床主轴极限转速时的加工直径，按经验应分别取（0.10.2）和（0.450.5）即： = r/min = r/min在中应考虑车螺纹和铰孔时，加工最大直径应根据实际加工情况选取0.1D左右。最大工件回转直径为400mm的普通车床主轴极限转速分别为：= =1326 r/min1400=12.7r/min10转速范围：R=1401.1.2 主轴转速级数的确定考虑到所设计的结构的复杂程度要适中，所以采用常规的扩大传动的方式，由此选级数Z=24。1.1.3 公比的选定根据主轴转速数列的公比选取的一般原则：中型通用机床（通用性较大），因而要求的转速级数Z要多一些，但结构又不能太过复杂，公比常选取1.12或1.25。今以=1.12和1.25代入R=Z-1式，得R=13.55和169,所以取=1.25更为合适。1.1.4 中间各级转速的合理排列各级转速数列可从标准数列表中直接查出，所以=1.25，从表中找到=1400，每隔3个数值取一个数值得：10、12.5、16、20、25、31.5、40 、50、63、80、100、125、160、200、250、315 、400、450、500、560、710、900、1120、1400 1.2 动力参数的确定机床的动力参数是指主运动、进给运动和辅助运动的动力损耗，它主要是由机床的切削载荷和驱动的工件质量等因素决定。功率选择不仅要满足机床生产率的要求，还要考虑节约。通常电动机在70%的额定功率时运行，效率较高，节能效果好。对通用机床来说，由于加工情况多变，切削用量的变化也较大，况且对传动系统中的摩擦损失及其他因素消耗的功率研究不够等，因此，目前单纯用计算方法来确定功率是有困难的，通常用类比、测试和近似计算几种方法互相校核的方法来确定功率。我们的设计是针对主传动系统的，所以我们只进行主运动功率的计算。估算主电动机功率N电（单位为kW）N电=式中：切削的有效功率。主传动链的总效率，对于通用机床，=0.700.85(结构简单的取大值，复杂的取小值)由切削用量手册可以查出加工钢件（b=6075Mpa）时Cp=200由式（11-6）可得Pz=CpTS0。75=2004030。75=324N（Pz一主切削力）由式（11-5）可得N切=5.8KW由式（11-4）可得N电=7.2KW根据计算查表取主运动功率为7.5KW，电动机取为Y160M-4，转速为1450r/min.第2章 主传动方案的选择2.1 传动布局机床的传动方式一般有两种，一种是集中传动，该方式主轴装在变速箱内，并与传动轴集中在一起，优点是结构紧凑且便于集中操做，箱体数目少，可减少加工、装配所需工时和制造成本，缺点是变速箱的传动件在运转中所产生的振动和热量将直接传给主轴，从而会降低机床的加工精度，一般适用于普通精度的中型和大型机床。另一种是分离传动，该方式把主轴组件与变速传动部分两者分开，形成一个主轴箱和一个变速箱，变速箱工作中产生的振动和热量不直接传给主轴，从而可以减少主轴的振动和热变形，提高加工精度且主轴箱内齿轮数量减少，所以主轴箱的噪声、振动和发热量也都减少。同时高速时可由皮带直接传动主轴，缩短了传动链，使运动平稳，提高效率；低速时经过背轮机构传动主轴，获得较大的扭矩，以满足加工的需要，但是多增加一个箱体，使加工和装配工时的成本也提高，一般适用于最大加工直径小于320mm的高速精密级的中小型车床等机床。综上所述，经过综合考虑，决定采用集中传动。2.2 变速形式变速形式有两种，分为有级变速和无级变速，目前国内绝大多数的普通车床以及其他一些机床均采用滑移齿轮有级变速传动方式，它的优点是变速较方便，可传递较大功率；变速范围大，得到的转速级数多；非工作齿轮不啮合，空载功率损耗较小；传动结构可靠，工艺成熟。缺点是变速箱结构较复杂；而滑移齿轮多采用直齿圆柱齿轮，其承载能力不如斜齿圆柱齿轮；传动平稳性不够；不能在运动中变速，噪声较大，尤其高速传动时更为严重。无级变速传动方式适用于精密和高精度机床上。本设计采用有级变速的形式，其中应用到的有级变速装置类型：滑移齿轮变速机构采用了双联和三联齿轮，结构简单、轴向尺寸小。2.3 开停方式用于控制主轴起动和停止的开停方式，分为电动机开停与机械开停两种。在选择开停方式时，在满足机床使用性能的前提下，应优先考虑采用电动机开停方式，当开停频繁、电动机功率较大或有其他要求时，可采用机械开停方式。我们设计的CA6140型卧式车床的万能性较大，但由于结构较复杂，自动化程度低，在加工复杂形状工件时，换刀较麻烦，加工过程中的辅助时间较长，开停频繁，且电动机功率较大，所以我们采用机械开停方式。2.4 制动方式主传动的制动方式，可分为电动机制动和机械制动两种。在选择制动方式时，在满足机床使用性能的前提下，应优先考虑采用电动机制动方式，对于开停频繁、传动链较长、惯量较大的主传动，可采用机械制动方式。因此我们采用机械制动方式。2.5 换向方式主传动的换向方式可分为电动机换向和机械换向两种。我们所采用的是摩擦离合器的机械换向方式。第3章 主传动运动设计3.1 结构式、结构网与转速图的拟定3.1.1、确定变速组的个数和传动副数由上述可知，大多数机床广泛应用滑移齿轮变速机构，为了满足结构设计和操做方便的要求，一般采用双联或三联齿轮。因此，主轴转速为24级的变速系统可采用四个变速级，一个三联齿轮变速组和三个双联齿轮变速组。有时机床为了缩短传动链，当公比较小时，也可采用两个变速组，即四联和三联齿轮变速组。(1) 确定传动顺序方案不同的传动顺序方案有：24=2223 24=2322 24=2232 24=3222四种方案。由设计要求可知，如无特殊要求，根据传动副“前多后少”的原则，应优先选用24=3222，但是由于轴上装有双向摩擦片式离合器，轴向尺寸较长，为了结构紧凑，第一变速组采用了双联齿轮，而不是采用前多后少的原则选用三联齿轮。综上所述，传动顺序采用24=2322。(2) 确定扩大顺序方案根据已选用的传动顺序方案，又可得出若干不同的扩大顺序方案。无特殊要求时，根据传动线“前密后疏”的原则，应使变速组的扩大顺序与传动顺序一致，故可选用。(3) 检验最后扩大组的变速范围 R1=14.55140，检验允许因此，确定的结构式方案为。(4) 画结构网根据已确定的结构式方案画出结构网，如图：3.1.2 转速图的拟定根据确定的结构式或结构网，可拟定转速图。(1) 定比传动在本设计中，主轴的最低转速=10r/min，选用电动机的转速=1450r/min，其总降速比为：i=。如果每个变速组的最小传动比均取极限值1/4，则四个变速组的总降速比可达=1/256。若不增设定比传动可满足总降速比的要求，可这会增大各变速组的径向尺寸。此外，车床一般通过带传动将装于床腿中的电动机轴与变速箱轴连接起来。所以本设计需增设定比传动，而根据不同的要求来确定定比传动在传动链中的位置及其传动比的大小。通常V带传动比u=1/73.5，滑动率=0.02。本设计轴转速不宜过低也不宜过高，这样会增大结构尺寸或使带轮转动不平衡引起振动，噪音，初定n=820r/min，或考虑各变速组的传动比分配再予调整，则传动比为 (2) 画转速图的格线定比（a） 竖线代表传动轴图中七条间距相等的竖线，分别用轴号“电、”表在图中，各传动轴按照运动传递的顺序（从电动机到主轴）从左到右顺次的排列。（b） 横线代表转速值 （c） 图中纵向坐标表示转速的大小，间距相等的横线表示各种不同的转速。图中的二十三条横线由下至上依次表示各级转速由低到高。 转速图中每条竖线上的若干小圆点表示传动轴及主轴实际转速。（d） 竖线之间的连线表示传动副，连线的倾斜程度表示传动副的传动比，由此可知CA6140型普通车床主运动传动链的转速图，如下图 (3) 分配传动比当主轴转速点和电动机轴（驱动轴）转速点都已确定位置，定比传动副的传动比也初步确定，分配各变速组的传动比时需符合级比规律，满足传动比的限制条件，中间各传动轴的转速点位置，可在有限范围内选定，从而构成多种不同的转速图方案。但随着转速图的改变，传动副的传动比值及其相关传动件的转速值也发生改变。为了减小传动件结构尺寸和改善传动性能，应遵循一般原则和需要，选定出合理方案。分配各变速组的传动比，通常是按“由后向前”的原则进行，即与传动顺序相反，先分配最后变速组的传动比，再顺次向前分配。分配传动比时应注意有特殊要求的传动副（如卧式车床的扩大螺距传动副）；重要传动副（如传动主轴的传动副，车床摩擦片离合器轴上的传动副）和最后扩大组传动副（变速范围大，对结构及传动性能有较大影响）。分配方法：a）分配第四变速级（IV-V轴间）的传动比由结构式可知，第四变速组即第三扩大组的传动副数2，级比指数12。所以可在V轴上找到12格的两个转速点。b）分配第三变速级（-轴间）的传动比第三变速组即第二扩大组的传动副数2，级比指数6，其两条传动线拉开6格。所以先在轴上找到相距6格的两个转速点。选定变速组在轴上相应主动转速点E的位置以确定该两副的传动比。根据传动比1/4i2，=1.25，则该点只能有唯一E的位置（如图），其升速和降速传动比皆为极限值，即 ，。c）分配第二变速组（-轴间）的传动比第二变速组即第一扩大组有三个传动副，两条传动线拉开3格。可由轴上的D点往上数3格定出D1 点。再由D1点往上数3格定出D2点。根据传动比限制条件及降速传动原则，综合考虑，确定轴上相应主动转速点C的位置为图中的C点位置，其传动比， 。d）分配第一变速组（-轴间）的传动比第一变速组即基本组有三个传动副，传动线各拉开1格，故于轴上取相邻三点分别为C、。通过考虑结构尺寸和传动性能，以及带轮轴（轴）上的转速要求，确定B点是适宜的。综上所述，确定变速组主动转速点的位置是分配各变速组的传动比的关键，即根据级比指数和传动比极限值，确定主动转速点的选择范围；再根据结构尺寸和传动性能的具体要求，转速适中，将转速点定于适当位置。（4）、画全传动线按照传动顺序“由前向后”地把各变速组的传动线画完整。该图上仅有电动机轴、主轴及各传动轴转速，各副传动比。3.2 普通V带型号及带轮直径的选择普通V带设计功率已知：电动机选用 Y160M-4 n=1450rpm1）计算功率 （kW） 工况系数，查表取1.1；故2）选带型 根据和n，查表应选用普通A型V带3）传动比 4）小带轮基准直径 查表取5）大带轮基准直径 式中：小带轮转速（r/min）大带轮转速（r/min）滑动率 =0.02=130（10.02）=225mm故取大带轮基准直径为230mm6) 带速： 7）初选中心距1000mm, 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。8）带基准长度查表取2800mm；带挠曲次数1000mv/=7.04409）实际中心距其中： 故 10）验算小带轮包角（适用）11）单根V带的基本额定功率，查表取2.28kW；12）额定功率增量值由表可得 13）V带根数z：单根V带的基本额定功率增量 弯曲影响系数，查表取 传动比系数，查表取1.12 故；带的根数 包角修正系数，查表取0.93； 带长修正系数，查表取1.01； 故 所以圆整z取414）单根带初拉力q带每米长质量，查表取0.10；可得58.23N15）带对轴压力16）卸荷装置电动机经V带将运动传至轴左端带轮上时对轴产生径向压力，使轴产生弯曲变形，因此需要卸荷装置。带轮与花键套用螺钉连接成一体，支承在法兰内的两个向心球轴承上，法兰固定在主轴箱体上。这样，带轮可以通过花键套带动轴旋转，带的拉力则经过轴承和法兰传至箱体。轴上的花键部分只传递扭矩，从而避免因皮带拉力而使轴产生弯曲变形。带轮及卸荷装置图如下3.3 确定各变速组齿轮的齿数3.3.1 齿轮齿数确定的原则和要求：1）齿轮的齿数和不能太大，以免因过大的齿轮尺寸而增加两轴间的中心距，造成机床结构增大；此外，齿数的增加还会使齿轮的线速度提高而产生噪声。一般推荐齿数和100120，常选用在100之内。2）受两轴组件结构限制的最小中心距若齿数和太小，则过小的中心距将导致两轴上的轴承或其他结构元件之间的距离过近或相碰。3）齿轮的齿数和不应过小，应考虑：（a）受传动性能限制的最小齿数为了保证最小齿轮不产生根切以及主传动具有较好的运动平稳性，对于标准直齿圆柱齿轮，一般取最小齿数18-20，主轴上小齿轮=20；高速齿轮取=25，而运动平稳性要求不高的齿轮可取=14（允许有少量根切）。(b) 受齿轮结构限制的最小齿数齿轮（尤其是最小齿轮）应能可靠的安装到轴上或进行套装，特别要注意齿轮的齿槽到孔壁或键槽处的壁厚不能过小，应保证齿轮的最小壁厚b2m（m为模数），保证有足够的强度，以防出现断裂现象。4) 传动比要求分配各齿轮副齿数应符合转速图上传动比要求。机床的主传动属于外联系传动链，实际传动比（齿轮齿数之比）与理论传动比（转速图给定）之间允许有误差，但不能过大。由于分配齿数所造成主轴转速的相对误差，一般不应超出其允许值=，即=0.0263.3.2 确定齿轮齿数（应用查表法）基本组传动比： 1) 首先找到出现最小齿数的传动比，因为最小齿轮一定在最小降速比齿轮副中，故最小齿轮必在这对齿轮副中。2）为了避免根切现象和结构设计的需要，取=38。3）找出的倒数1.56这一行中找到=38时，查到最小齿数和=94。4）找出可能采用的齿数和的各种数值。这些数值必须同时满足各传动比要求的齿轮齿数，从=94向右查表，同时存在满足两个传动比要求的齿数和共有=94，955）确定合理的齿数和，并根据它决定各齿轮的齿数 =94由的倒数1.56的一行中找出z1=38，则z2=- z1=94-38=56;由的倒数1.25的一行中找出z3=43，则z4=- z3=94-43=51;为了使滑移齿轮在越过某个固定齿轮时避免齿顶相碰，要求同轴上相邻两齿轮的齿数差不小于4，在本设计中都满足此要求。同理可得其他齿轮如下表所示：变速组第一变速组第二变速组第三变速组第四变速组齿数和9480100100齿轮齿数56385143394130502258225863齿轮齿数5050208050208026583.3.3 主轴转速系列的验算主轴转速在使用上不要求十分准确，转速的高低并无太大影响，但铭牌上标准数列的数值一般不允许与实际转速相差太大。由于确定的齿轮齿数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，根据式 =0.026若存在误差，则要求根据误差的正负以及引起误差的主要环节，重新调整齿数，使转速数列得到改善。计算主轴实际转速并与理论转速比较列出，见下表（皮带的传动效率0.98）。主轴转速标准转速实际转速转速误差14001418.620.01311201141.730.019900894.530.006710720.160.014560565.70.010500514.80.030450455.270.012400414.320.036315324.70.031250261.340.045160165.20.032200205.30.027125128.70.030100101.540.0158079.580.00563640.0165050.30.0064040.490.01231.531.540.0012525.380.0152019.890.0051616.010.00112.512.580.0061010.020.001经验算可知24级转速均符合要求。3.4 齿轮的布置与排列齿轮齿数确定之后，应合理布置齿轮排列方式。3.4.1 滑移齿轮的布置主动轴一般比从动轴的转速高，所以变速组中的滑移齿轮最好布置在主动轴上，这样可使滑移齿轮的尺寸小，重量轻，滑动省力。在一个变速组内，两个相隔较远齿轮的间距一般大于相应两个齿轮的宽度是为了避免变速组内两对不同齿数的齿轮同时参与啮合。3.4.2 一个变速组的齿轮轴向排列齿轮的轴向排列，应尽量缩短其轴向长度，所以，我们选窄排列。3.4.3 两个变速组的齿轮轴向排列两个变速组串联工作时，其中间传动轴既是从动轴又是主动轴，负荷较大，因此应尽可能缩短其轴向尺寸。在选用并行排列时，两个变速组齿轮占用的轴向尺寸较大，但不受其他条件限制，排列容易。所以，我们选用并行排列。各齿轮的排列布置图如下：第4章 主传动的计算转速4.1 计算转速的概念传动件在传递全部功率的最低转速时，能够传递最大转矩，因此把传动件传递全部功率时的最低转速，称为该传动件的计算转速。4.2 主轴计算转速的确定主轴计算转速nc是主轴传递全部功率（此时电动机为满载）时的最低转速。从这一转速起至主轴最高转速间的所有转速都能传递全部功率，此为恒功率工作范围，而转矩随转速的增加而减小；低于主轴转速的各级转速所能传递的转矩与计算转速时的转矩相等，此为恒转矩工作范围，而功率则随转速的降低而减小。查表可确定主轴计算转速：取50即主轴计算转速nc=n6=50r/min，主轴计算转速在转速图上可用黑点表示，计算转速必须是主轴实际具有的工作转速。4.3 其他传动件计算转速的确定4.3.1 传动轴的计算转速1） 轴II的运动可分别通过三对齿轮副、或传至轴III，因而共有236种转速。运动有两条传动路线：a) 高速传动路线主轴上的滑移齿轮50移至左端，使之与轴III上右端的齿轮63啮合，于是运动就由轴III经齿轮副直接传给主轴，使主轴得到450-1400r/min转每分钟的6种高转速。b) 低速传动路线： 主轴上的滑移齿轮移至左端，使主轴上的齿式离合器啮合，于是轴III的运动就经齿轮副或传给轴IV，然后再由IV轴经齿轮或传给轴V，再经齿轮副和齿式离合器传给主轴，使主轴获得10-500r/min的低转速。上述这些滑移变速齿轮副就是传动框图中的主变速机构，对应于传动原理图中的（下图）。 卧式车床传动框图主轴箱中经过变速的各级转速，最后直接传至主轴，没有经过定比传动。其余依次类推，各传动轴的计算转速各传动轴的计算转速nc r/min轴序号nc803952368112112504.3.2 齿轮的计算转速1) 齿轮的计算转速装在轴上，只有803r/min 1级转速，所以803r/min即为的计算转速。2) 齿轮的计算转速装在VI轴（主轴）上，共有10500r/min 24级转速；其中只有501400r/min的17级转速都能传递全部功率；故转速50r/min即为的计算转速。3) 齿轮的计算转速装在V轴上，共有22.311115r/min 12级转速；其中只有在111.51115r/min的17级转速时，经传动主轴所得的501400r/min4级转速才能传递全部功率，而在22.389.2r/min 7级转速时，经传动主轴所得到的1040r/min5级转速都低于主轴的计算转速（50r/min），故不能传递全部功率，因此只有111.51115r/min 17级转速能够传递全部功率；其中最低转速111.5r/min即为的计算转速。其余依此类推，各齿轮的计算转速见表 各齿轮的计算转速nc r/min齿轮计算转速80395380395395336195336195336111250112齿轮计算转速112449112112112112112112504.4 初估轴颈4.4.1 初估传动轴轴颈中间传动轴的直径按扭转刚度估算公式 （mm）式中：d为轴危险截面处的直径（mm）P该传动轴的输入功率（kW） P=（kW）电动机额定功率（kW）从电动机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积（不计该轴上轴承的效率）。该轴的计算转速（r/min）该轴允许的扭转角（deg/m）。主轴=0.51；一般传动轴=11.5；要求较低的轴=1.52。当传动轴长度不足1m时，在计算时，应按轴的实际长度进行折算和修正。 取轴直径为38mm； 取轴直径为30mm; 取轴直径为36mm; 取轴直径为32mm; 取V轴直径为35mm； 取VI轴直径为80mm。花键轴估算的直径为花键轴的小径 取 6个键 取 6个键 取 8个键 取 =26mm 6个键 取 =81mm 10个键 4.4.2 主轴轴颈的确定主轴的前轴颈根据电动机功率公式mm选取；后轴颈按=（0.70.85）来确定。取为115mm，为80mm。4.5 初估齿轮模数齿轮材料相同时，选择负荷最重的小齿轮，估算模数，并由其中较大者取相近的标准模数。按齿面接触疲劳强度： 按轮齿弯曲疲劳强度： 式中：系数取61；系数取1；K载荷系数取1；P齿轮传递的名义功率，为7.50.96；u齿数比，外齿轮的复合齿形系数，查机械零件设计手册齿宽系数，b/m取为8；计算转速；齿轮齿数；许用接触应力，=1170=1050；许用齿根应力，=350。基本组中：=2.18=1.75故取模数均为2.25第一扩大组中：=2.3=2.11故取模数均为2.5第二扩大组中：=2.73=2.3故取模数为3第三扩大组中：=2.32=2.24故取模数为2.54.6 齿轮几何尺寸分度圆：齿顶圆：齿根圆： 式中：=1，=0.25计算可得齿轮参数为下表:齿轮齿数z5638514339413050225822模数m2.252.252.252.252.252.252.252.252.252.252.25分度圆d12685.5114.7596.7587.7592.2567.5112.549.5130.549.5齿顶圆130.590119.25101.2592.2596.75721175413554齿根圆120.4 79.9 109.1 91.1 82.1 86.6 61.9 106.9 43.9 124.9 43.9 齿轮齿数z5863505020805020802658模数m232.5322.52.52.52.544分度圆d1161891251506020012550200104232齿顶圆1201951301564420513055205112240齿根圆111.0 181.5 118.8 142.5 35.0 193.8 118.8 43.8 193.8 94.0 222.0 第5章 主轴的校核计算5.1 各级传动比皮带效率为： 各级转速比为:i0=230/130=1.76 i1=43/51=0.84 i2=58/22=2.64 i3=80/20=4 i4=80/20=4 i5=58/26=2.235.2 各轴的最低转速 5.3 主轴传递的功率（） 已知：电机功率：7.5（） 皮带： 滚动轴承： 齿轮副： 5.4 计算各轴传递扭矩（）5.5 各轴设计计算各轴材料选用如下：一轴、二轴、三轴、四轴、五轴采用40Cr, 六轴采用45号钢 热处理：调质硬度HB220-250。在此只对第六轴进行校核计算，其他轴只做受力分析。5.5.1 第一轴1）深沟球轴承：6011(2件) GB/T 276-1994d=55 D=90 B=18 额定动载荷C=30.2KN深沟球轴承：6308 GB/T 276-1994d=40 D=90 B=23 额定动载荷C=25.8KN深沟球轴承：6208 GB/T 276-1994d=40 D=80 B=80 额定动载荷C=29.5 KN2）受力分析已知：传动扭矩T=86.93 n=807.39r/min d=126mm 材质40Cr齿轮受阻力：(工作时制动轮不工作，所以受力分析时将此部分忽略)=（N）=502（N）5.5.2 第二轴1）圆锥滚子轴承：30205 GB/T297-1994d=25 D=52 B=16.25 额定动载荷C=32.2KN圆锥滚子轴承：30204 GB/T297-1994d=20 D=47 B=15.25 额定动载荷C=28.2KN2）受力分析已知：传动扭矩T=69.44 n=961.2r/min d=96.75mm 材质40Cr齿轮受阻力：=（N）=（N）5.5.3 第三轴1) 圆锥滚子轴承：30307 GB/T297-1994d=35 D=80 B=21 额定动载荷C=75.2KN深沟球轴承：6207 GB/T297-1994d=35 D=72 B=171 额定动载荷C=25.5KN圆锥滚子轴承：30506 GB/T276-1994d=30 D=62 B=24.5 额定动载荷C=40.67KN2) 受力分析已知：传动扭矩T=174.15 n=364.08r/min d=130.5mm 材质40Cr齿轮受阻力：=（N）=（N）5.5.4 第四轴1) 圆锥滚子轴承：30306 GB/T285-1994d=30 D=72 B=21 额定动载荷C=75.2KN深沟球轴承：6008 (2件) GB/T 276-1994d=40 D=68 B=15 额定动载荷C=17KN圆锥滚子轴承：30606 GB/T301-1995d=30 D=62 B=21.5 额定动载荷 C=160KN2) 受力分析已知：传动扭矩T=662 n=91.2r/min d=200 材质40Cr=（N）=（N） 5.5.5 第五轴1) 圆锥滚子轴承：30307 GB/T285-1994d=35 D=80 B=21 额定动载荷C=75.2KN圆锥滚子轴承：30507 GB/T 276-1994d=75 D=130 B=25 额定动载荷C=90KN推力球轴承：51317/P5 GB/T301-1995d=35 D=72 B=24.5 额定动载荷 C=160KN2) 受力分析已知：传动扭矩T=2219 n=22.76r/min d=200 材质40Cr=（N）=（N）5.5.6 第六轴1) 双列向心短圆柱滚子轴承：NN3021K/P5 GB/285-64d=105 D=160 B=41 额定动载荷C=162KN单列向心短圆柱滚子轴承：32316 GB283-64d=80 D=170 B=397 额定动载荷 C=170KN 双列向心短圆柱滚子轴承：3182115 GB/285-64d=75 D=115 B=30 额定动载荷C=80.2KN 单项推力球轴承 （2件）：8220 GB/301-64d=100 D=150 额定动载荷C=128KN 2）受力分析已知：传动扭矩T=4709 n=10.2r/min d=232 材质40Cr=（N）=（N）第6章 主轴箱的箱体 主轴箱中有主轴、操纵机构，变速机构和润滑系统等等。主轴箱除应保证主要的运动参数外，还应具有较高的传动效率，传动件具有足够的强度或刚度，振动要小，噪声较低，操作方便，而且具有良好的工艺性，便于检查修改，成本低，防尘、防漏、外形美观等优点。长宽高()壁厚(mm) 500 500 300-800 500 50010-15 800 800 50012-20箱体材料以中等强度的灰铸铁HT150及HT200使用最为广泛,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.由于箱体轴承孔的影响使扭转刚度下降10%-20%，弯曲刚度也有一定程度的下降，为弥补开口削弱的刚度，常用采用凸台和加强筋；并根据结构需要适当增加箱体的壁厚。 箱体在主轴箱中起到定位和支承的作用。CA6140主轴箱中共有15根轴，轴的定位由箱体上安装孔的位置来保证。设计中各轴的安装孔的位置是由齿轮之间的啮合及相互干涉的问题来确定的，根据各对啮合齿轮的中心距及变位系数，并参考相关资料，箱体上轴安装孔的位置确定如下：中心距(a)=1/2（d1+d2）+ym （式中y是中心距变动系数）中心距-=（56+38）/22.25=105.75mm中心距-=（50+34）/22.25=94.5mm中心距-=（30+34）/22.25=72mm中心距-=（39+41）/22.25=90mm中心距-=（50+50）/22.5=125mm中心距-=（44+44）/22=88mm中心距-=（26+58）/24=168mm中心距-=（58+26）/22=84mm中心距-=（58+58）/22=116mm中心距-=（33+33）/22=66mm中心距-=（25+33）/22=58mm综合考虑各因素后，箱体上各轴安装空的位置确定如下： 箱体在床身上的安装方式和机床类型不同使主轴变速箱的定位安装方式也不同。分为固定式、移动式两种类型。车床主轴箱是固定式变速箱，采用箱体底部平面和底部突起的垂直面定位，并用螺钉和压板固定。本车床主轴箱箱体是一体式铸造成型，并且留有安装结构，箱体的底部为安装进行了相应的调整。 箱体的颜色可有机床的总体设计确定，同时考虑到机床实际使用地区人们对颜色的喜好和风俗。在箱体中预留安装螺纹孔和输油沟以及润滑油路的安装空间。第7章 技术经济分析制造一个零件或一台产品所必须的费用的总和，就是零件或产品的生产成本。这种制造费用实际上可分为与工艺过程有关的费用和与工艺过程无关的费用两类，其中，与工艺过程有关的费用约占70%-75%。因此，对于不同的方案进行经济分析和评比时就只需分析、评比它们与工艺过程直接有关的费用即所谓的工艺成本。工艺成本并不是零件的实际成本，它有两部分构成：可变费用和不可变费用。前者包括材料费用，公认的工资，机床电费，通用机床折旧费和修理费通用夹具和刀具费等于年产量有关并与之成正比的费用;后者包括调整工人的工资，专用机床折旧费和修理费，专用刀具和夹具费等与年产量的变化没有直接关系的费用，即当年产量在一定范围内变化时，这种费用基本上保持不变，一种零件（或一道工序）的全年工艺成本S可以用下式表示： 式中V-每个零件的可变费用（元/件）； N-零件的生产纲领（件）； C-全年的不变费用（元）。因此，单件工艺（或工序）成本就是： 可见，全年的工艺成本S与生产纲领N呈线性正比关系，而但见到工艺成本与N成双曲线关系，即当N很小时，由于设备符合很低，单件工艺成本会很高，这种双曲线变化关系表明：当C值（主要是专用设备费用）一定时，若生产纲领较小，则与V相比在成本中所占比重就较大，因此N的增大就会使成本显著下降，这种情况就相当于单件生产与小批生产；反之，当生产纲领超过一定范围，使所占比重已经很小，此时就需采用生产效率更高的方案，使V减小，才能获得好的经济效果，这就相当于大量、大批生产的情况。CA6140车床的主轴箱属于大批生产的情况，所以属于第二种情况。需使V减小，才能获得好的经济效果。现取两种方案：方案一，所有双联齿轮均采用插齿机插齿。方案二，部分双联齿轮采用分成两个单独齿轮进行滚齿，后采用螺栓连接成为双联齿轮。方案一中，CA6140主轴箱中双联、三联齿轮占大部分，若均使用插齿机插齿，时间上会有极大的浪费，且插齿机的费用和损耗大于滚齿机，经过调查研究，每生产一件主轴箱，生产的可变费用1250元。方案二中，将部分双联齿轮拆分为两个单独齿轮滚齿生成，使主轴箱内的插齿齿轮和滚齿齿轮大致等量，然后将单独齿轮通过螺栓连接成为双联齿轮使用，在强度和耐用度方面与方案一差别不大。但方案二还应考虑钻孔和乱栓的费用，通过调查研究，使用方案二没生产一件主轴箱，生产的可变费用860元。比较方案一、方案二，所以我们所选择的方案二更为合理，可以获得更好的经济效果，符合技术经济的要求。第8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主要环节，主轴箱内有众多轴与齿轮，传递与变速十分巧妙。我的设计任务是对CA6140车床的主轴箱中的主轴设计。主轴是主轴箱内要求最高的轴，它的精准度对加工的质量有直接影响。虽然主轴上的齿轮不多，只有一个滑移齿轮，但利用齿式离合器对主轴高、低速以及空挡的转变十分巧妙；在轴承的选择时，通过对相关自量的参考分析，最终选取了5个轴承，该结构更利于对主轴轴向间隙的调节，降低了成本，安装较为方便；主轴的校核使用类比法，保证了设计产品的使用可靠性和耐用性。 通过近四个月的毕业设计，使我们充分的掌握了一般的设计方法和步骤，不仅是对所学知识的一个巩固，也从中得到新的启发和感受，同时也提高了自己运用理论知识解决实际问题的能力，而且比较系统的理解了主轴箱设计的整个过程。设计中仍存在不足之处，有的问题还待于进一步深入，具体如下：（1） 缺乏实际工厂经验，对一些参数和元件的选用可能不是非常合理，有一定的浪费。（2） 系统的设计不太完善，在仿真方面还存在一些不足。（3） 使用有一定的局限：人工操作多，