C6140普通车床主轴变速箱设计（全套含CAD图纸）
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下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396编号毕业设计（论文）题目车床主轴传动系统设计单主轴变速机构设计信机系模具设计与制造专业学号学生姓名指导教师下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396本科毕业设计（论文）诚信承诺书本人郑重声明所呈交的毕业设计（论文）车床主轴传动系统设计单主轴变速机构设计是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的成果，除了在毕业设计（论文）中特别加以标注引用、表示致谢的内容外，本毕业设计（论文）不包含任何其他个人、集体已发表或撰写的成果作品。班级学号作者姓名下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396I信机系模具设计与制造专业一、题目及专题1、题目车床主轴传动系统设计2、专题单主轴变速机构设计二、课题来源及选题依据课题来源为无锡某机械有限公司。通过毕业设计是为了培养学生开发和创新机械产品的能力，要求学生能够针对实际使用过程中存在的机床选择问题，综合所学的机械理论设计与方法、专用机床设计方法，在机床基础型系的基础上，设计一个简单的主传动变速系统，从而达到解决实际工程问题的能力。在设计传动件时，在满足产品工作要求的情况下，应尽可能多的采用标准件，提高其互换性要求，以减少产品的设计生产成本。三、本设计（论文或其他）应达到的要求1、该部件工作时，能运转正常；2、拟定工作机构和驱动系统的运动方案，并进行多方案对比分析；3、根据车床的加工要求，设计出机床主传动系统的原理及绘制主传动系统的装配图；4、对所设计的主传动系统进行必要的验算和推导；5、绘制车床的主传动轴的零件图；6、绘制车床主传动系转速图和变速传动系图；下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396II7、编制设计说明书1份。四、接受任务学生班姓名五、开始及完成日期自2012年11月12日至2013年5月25日六、设计（论文）指导（或顾问）指导教师签名签名签名教研室主任科学组组长签名系主任签名年月日下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396IV下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396V下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396VI下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396VII摘要车床主要是为了进行车外圆、车端面和镗孔等项工作而设计的机床。车削很少在其他种类的机床上进行，而且任何一种其他机床都不能像车床那样方便地进行车削加工。由于车床还可以用来钻孔和铰孔，车床的多功能性可以使工件在一次安装中完成几种加工。因此，在生产中使用的各种车床比任何其他种类的机床都多。车床的基本部件有床身、主轴箱组件、尾座组件、溜板组件、丝杠和光杠。主轴箱安装在内侧导轨的固定位置上，一般在床身的左端。它提供动力，并可使工件在各种速度下回转。它基本上由一个安装在精密轴承中的空心主轴和一系列变速齿轮类似于卡车变速箱所组成。通过变速齿轮，主轴可以在许多种转速下旋转。大多数车床有812种转速，一般按等比级数排列。而且在现代机床上只需扳动24个手柄，就能得到全部转速。一种正在不断增长的趋势是通过电气的或者机械的装置进行无级变速。由于机床的精度在很大程度上取决于主轴，因此，主轴的结构尺寸较大，通常安装在预紧后的重型圆锥滚子轴承或球轴承中。主轴中有一个贯穿全长的通孔，长棒料可以通过该孔送料。主轴孔的大小是车床的一个重要尺寸，因此当工件必须通过主轴孔供料时，它确定了能够加工的棒料毛坯的最大尺寸。关键字车床；主轴箱组件；主轴；无级变速下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396VIIABSTRACTLATHESAREMACHINETOOLSDESIGNEDPRIMARILYTODOTURNING,FACINGANDBORING,VERYLITTLETURNINGISDONEONOTHERTYPESOFMACHINETOOLS,ANDNONECANDOITWITHEQUALFACILITYBECAUSELATHESALSOCANDODRILLINGANDREAMING,THEIRVERSATILITYPERMITSSEVERALOPERATIONSTOBEDONEWITHASINGLESETUPOFTHEWORKPIECECONSEQUENTLY,MORELATHESOFVARIOUSTYPESAREUSEDINMANUFACTURINGTHANANYOTHERMACHINETOOLTHEESSENTIALCOMPONENTSOFALATHEARETHEBED,HEADSTOCKASSEMBLY,TAILSTOCKASSEMBLY,ANDTHELEADSCREWANDFEEDRODTHEHEADSTOCKISMOUNTEDINAFOXEDPOSITIONONTHEINNERWAYS,USUALLYATTHELEFTENDOFTHEBEDITPROVIDESAPOWEREDMEANSOFROTATINGTHEWORDATVARIOUSSPEEDSESSENTIALLY,ITCONSISTSOFAHOLLOWSPINDLE,MOUNTEDINACCURATEBEARINGS,ANDASETOFTRANSMISSIONGEARSSIMILARTOATRUCKTRANSMISSIONTHROUGHWHICHTHESPINDLECANBEROTATEDATANUMBEROFSPEEDSMOSTLATHESPROVIDEFROM8TO18SPEEDS,USUALLYINAGEOMETRICRATIO,ANDONMODERNLATHESALLTHESPEEDSCANBEOBTAINEDMERELYBYMOVINGFROMTWOTOFOURLEVERSANINCREASINGTRENDISTOPROVIDEACONTINUOUSLYVARIABLESPEEDRANGETHROUGHELECTRICALORMECHANICALDRIVESBECAUSETHEACCURACYOFALATHEISGREATLYDEPENDENTONTHESPINDLE,ITISOFHEAVYCONSTRUCTIONANDMOUNTEDINHEAVYBEARINGS,USUALLYPRELOADEDTAPEREDROLLERORBALLTYPESTHESPINDLEHASAHOLEEXTENDINGTHROUGHITSLENGTH,THROUGHWHICHLONGBARSTOCKCANBEFEDTHESIZEOFMAXIMUMSIZEOFBARSTOCKTHATCANBEMACHINEDWHENTHEMATERIALMUSTBEFEDTHROUGHSPINDLEKEYWORDSLATHESHEADSTOCKASSEMBLYVARIABLESPEED下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396VIII目录摘要IIIABSTRACTIV1绪论111毕业设计的目的112机床主传动系统设计要求12车床参数的拟定221车床主参数和基本参数2211极限切削速度VMAX、VMIN的确定2212主轴的极限转速的确定2213主轴转速级数和公比的确定3214主电机的选择33主传动系统设计631传动结构式、结构网、转速图的确定6311传动形式的确定6312传动组及各传动组中传动副的数目6313传动系统扩大顺序的安排7314绘制转速图7315转速图的拟定7316分配降速比832齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制10321带轮确定10322齿轮齿数的确定的要求144强度计算和结构草图设计1741确定计算转速17411各轴、齿轮的计算转速1742轴的估算和验算19421主轴的设计与计算19422传动轴直径的估算2243齿轮模数的估算和计算24431齿轮模数的估算24432齿轮模数的验算26IX44轴承的选择与校核31441一般传动轴上的轴承选择31442主轴轴承的类型31443轴承间隙调整和预紧33444轴承的较核34445轴承的密封和润滑3645片式摩擦离合器的选择与验算36451按扭矩选择36452片式离合器的计算36453计算摩擦面的对数Z375主轴箱的箱体设计396结论与展望4061结论4062展望40致谢41参考文献42CA6140车床主轴变速箱的设计11绪论11毕业设计的目的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、分析方案、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术要求文件和查阅级数资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握机床设计的过程和方法，使原有的知识有了进一步的加深。（1）课程设计属于机械系统设计课程的延续，通过设计实践，进一步学习掌握机械系统的一般方法。（2）培养综合运用机械制图、机械设计基础、精度设计、金属工艺学、材料热处理及结构工艺等相关知识，进行工程设计的能力。（3）培养使用手册、图册、有关资料及设计标准规范的能力。（4）提高技术总结及编制技术文件的能力。（5）为进入工厂打下基础。12机床主传动系统设计要求（1）、主轴具有一定的转速和足够的转速范围、转速级别，能够实现运动的开停、变速、换向和制动等，以满足机床的运动要求。（2）、主电动机具有足够的功率，全部机构和元件具有足够的强度和刚度，以满足机床的传动要求。（3）、主运动的有关机构，特别是主轴组件有足够的精度、抗振性、温升小和噪音小，传动效率高，以满足机床的工作性能要求。（4）、操作灵活可靠，调整维修方便，润滑密封良好，以满足机床的使用要求。（5）、结构紧凑简单、工艺性好、成本低、以满足经济要求。三、车床主要参数（规格尺寸）最大工件回转直径D（MM）400刀架上最大回转直径D1200主轴通孔直径D50主轴头号（JB252179）6最大工件长度L7502000无锡太湖学院毕业设计说明书22车床参数的拟定21车床主参数和基本参数211极限切削速度VMAX、VMIN的确定根据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要考虑允许的切速极限参考值如下表21允许的切速极限参考值加工条件VMAXM/MINVMINM/MIN硬质合金刀具粗加工铸铁工件3050硬质合金刀具半精或精加工碳钢工件150300螺纹加工和铰孔38根据给出条件，取VMAX200M/MIN螺纹加工和铰孔时取VMIN5M/MIN212主轴的极限转速的确定计算车床主轴极限转速时的加工直径，按经验分别取K05,RD025DMAXKD05400200MMDMINRDDMAX025X20050MM其中DMAX、DMIN并不是指机床上可加工的最大和最小直径，而是指实际使用情况下，采用VMAX、（VMIN）时常用的经济加工直径。则主轴极限转速应为取标准数列数值，即1400R/MINMAXN在中考虑车螺纹和铰孔时，其加工的最大直径应根据实际加工情况选取MINMAXD。因此，此处选最大直径为50MM504IN/8315041MAXININRDVIN/1273504310INMAXMAXRDVCA6140车床主轴变速箱的设计3取标准数列数值，即315R/MINMIN转速范围RNIAX转速范围RN4444R/MINMIN53140考虑到设计的机构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动，并选级数Z12，今以和代入公式得R127和438，因此取更合适。各级转41261NR41速数列可直接从标准的数列表中查出，标准转速数列表给出了的从110000的06数值，因为。从表中找到1440R/MIN就可以每个5个数值选取一个，601MAX得列表如下315，45，63，90，125，180，250，355，500，710，1000，1400213主轴转速级数Z和公比的确定已知1MINAXZR取Z12级MINAX1ZN124843R1440315MAXNMIN75310IN综合上述可得主传动部件的运动参数Z12141I/4MAXRIN/MINR214主电机的选择合理地确定电机功率N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。中型普通车床典型重切削条件下的用量如表22所示。刀具材料YT15工件材料45号钢，切削方式车削外圆查下表可知切深AP35MM进给量FS035MM/R无锡太湖学院毕业设计说明书4切削速度V90M/MIN表22中型普通车床典型重切削条件下的切削用量32040切削用量普通型轻型普通型轻型切深PA353435进给量F03502504035切削速度V907510080功率估算法用的计算公式A主切削力B切削功率PCKWFVC45612093C估算主电机功率MIN/140RNDKPC568总中型机床上，一般都采用三相交流异步电动机作为动力源。可以在系列中选用，在选择电动机型号时，应注意根据机床切削能力的要求确定电机功率，但电动机都已经标准化，因此选取相应的标准值KWP5电机转速DN选用时，要使电机转速与主轴最高转速和I轴转速相近或相宜，以免采用过DNMAXN大的升速或过小的降速传动。查机械设计手册可知P值为55KW，按我国生产的电机在Y系列的额定功率选择。NFAPC3026530110775CA6140车床主轴变速箱的设计5表23Y系列的额定功率电机型号额定功率满载转速同步转速ABCDE0018Y132S455KW144015002161408938000280FGHKABACADHDBBL103313212280270210315200475图21为Y系列的电机的外形图。图21为Y系列的电机的外形图无锡太湖学院毕业设计说明书63主传动系统设计31传动结构式、结构网、转速图的确定311传动形式的确定集中传动方式传动系的全部传动和变速机构集中装在同一个主轴箱内。集中传动适用于中、大型机床，尤其是CA6140,其优点是结构紧凑，便于集中操纵，安装调整方便。利于降低制造成本；缺点是运转的传动件在运转过程中所产生的振动、热量，会使主轴产生变形，使主轴回转中心线偏离正确位置而直接影响加工精度。312传动组及各传动组中传动副的数目拟定传动链的基本原则，就是以经济的满足对机床的要求，可以满足同样要求的方案有很多种，在进行传动链的可能性分析时，应根据经济合理的原则，选出有最好的方案。转速图有助于各种方案的比较，并为进一步确定传动系统提供方便。拟定主运动转速图应该按照下列步骤进行拟定传动方案，包括传动形式的选择以及开停。换向，操纵等整个传动系统的确定。传动形式则指传动和变速的元件，机构以及组成，安排不同特点的传动形式，变速类型。传动方案和形式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关，因此，确定传动方案和形式，要从结构、工艺、性能、以及经济性等多方面统一考虑。级数为的传动系统由若干个顺序的传递组组成，各传动组分别有Z个传动副。4321、即21传动副数由于结构的限制以2或3为适合，即变速级数Z应为2和3的因子即BAZ32实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副的组合124341234235在上述方案中，（1）（2）方案有时可以省掉一根轴，缺点是一个传动组内有四个传动CA6140车床主轴变速箱的设计7副，如果用一个四联滑移齿轮。则会增加轴向尺寸；如果用两个双联滑移齿轮，则操纵机构必须互销，以防止两个滑移齿轮同时啮合，所以一般少用。（3）（4）（5）方案按照传动副“前多后少”的原则选择Z322这一方案，但轴换向采用双向片式摩擦离合器结构，轴的轴向尺寸不至于过大，以免加长变速箱尺寸，第一传动组的传动副不宜过多，以2为宜因此此方案不宜采用，而应选择12232。方案4）是比较合理的12232313传动系统扩大顺序的安排12232的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有形式162132）根据级比指数分配要“前密后疏”的原则，应选用Z这一方案，然而1236对于我们所设计的结构将会出现两个问题第一变速组采用降速传动时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限制，使得轴上的齿轮直径不能太小，轴上的齿轮则会成倍增大。这样，不仅使轴间中心距加大，而且轴间的中心距也会辊大，从而使整个传动系统结构尺寸增大。这种传动不宜采用。如果第一变速组采用升速传动，则轴至主轴间的降速传动只能同后两个变速组承担。为了避免出现降速比小于允许的杉限值，常常需要增加一个定比降速传动组，使系统结构复杂。这种传动也不是理想的。如果采用这一方案则可解决上述存在的问题。6132314绘制转速图车床主传动系统转速结构图如图31所示。315转速图的拟定运动参数确定以后，主轴各级转速就已知，切削耗能确定了电机功率。在此基础上，选择电机型号，确定各中间传动轴的转速，这样就拟定主运动的转速图，使主运动逐步具体化。无锡太湖学院毕业设计说明书8316分配降速比设计机床主轴变速传动时，为了避免从动齿轮过大而增加箱体的径向尺寸，一般限制降速最小传动比UMIN1/4,为避免扩大传动误差，减少振动噪声，一般限制直齿圆柱齿轮的最大升速比UMAX,因此决定了一个传动组的最大变速范围28/MINAXUR该车床主轴传动系统共设有四个传动组其中有一个是带传动。根据降速比分配应“前慢后快”的原则以及摩擦离合器的工作速度要求，确定各传动组最小传动比。总的传动比A决定轴的最小降速传动比主轴上的齿轮希望大一些，能起到飞轮的作用，所以最后一个变速组的最小降速传动比取极限1/4，公比141，14144，6132最末一级间的间隔为6级1MIN4751403电总UMINIINCBAU皮总44MINCU911264CU42MINCC图31转速结构网132280443125501800R/MIN140010007105003552501801259031,545315CA6140车床主轴变速箱的设计9B中间轴传动比可按先快后慢的原则，确定最小传动比，根据基比指数确定其他传动比轴最小传动比MINIAMINCBUU因为所以轴最小传动轴采用升速传动，加大齿轮外径，使主动轮齿根直径大于离合器外毂。因此，皮带轮的传动比为4IN1C501232BU71412B21412MINAU41132AU21412MIN2AU4901212皮U33MINBBU无锡太湖学院毕业设计说明书1032传动原理图32齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制321带轮确定因为床头箱内部紧凑，而第一轴除皮带轮外的受力不大，没有必要为抵消皮带的拉力而选用大的轴承和轴，所以用卸荷式带轮结构更划算。1、选择三角带型号根据计算功率NKPACP电机额定功率KA工作情况系数车床的启动载荷轻，工作载荷稳定，两班制工作时，取KA11CA6140车床主轴变速箱的设计11故55X11605KKWPKAC2、选择V带的带型根据计算功率和电机额定转速查机械设计图811选用B型。3、确定小带轮的基准直径并验算带速VD皮带轮的直径越小，带的弯曲应力就越大，为了提高带的使用寿命，小带轮直径不宜过小。1）初选小带轮的基准直径。1D由表86和表88取小带轮的基准直径1321D2）验算带速VSMND/5476014160电因为5M/S查表82选带的基准长度LD1600MM按下列公式计算实际中心距A5306905200DLA6、验算小带轮的包角112046350714835718012AD因此，小带轮包角取值合理。7、计算带的根数Z1）计算单根V带的额定功率PR由、和B型带查表84A，由插补法得321MDIN/140电N70KWP由、和B型带查表84B得1DIKWP40查表85得，表82得95A92LKWKPALR55041702）计算单根V带的根数Z69250RCAPZ因此，带的根数为3。8、计算单根V带的初拉力的最小值（MIN0F带型YZABCDE002006010018030061092由上表知道B型带的单位长度质量Q018KG/MNVQZKPFAC42857180547390625520MIN20CA6140车床主轴变速箱的设计13应使带的实际初拉力0FMIN9、计算压轴力P压轴力的最小值NFZP136024SIN283SIN2MIN0带轮结构工作表如下表所示。带轮直径MM带型号带长LD中心距大带轮小带轮带根数作用于轴上的压力B160053028013231360N主轴箱的动力是从主电机经过皮带轮和三角带传递给轴，并且输进主轴箱，为防止轴在三角带的张力作用下产生变形，设计时将皮带轮先通过花键套、滚动轴承和法兰安装在箱体上。从而使张力由床身承受，扭矩由花键套传递给轴。轴不在因皮带轮的张力而产生弯曲变形，故轴上的零件的动作条件得到改善。如下图所示无锡太湖学院毕业设计说明书14322齿轮齿数的确定的要求1）确定齿轮齿数可用计算法或查表确定齿轮齿数，后者更为简便，根据要求的传动比U和初步定出的传动副齿数和，查表即可求出小齿轮齿数ZS选择时应考虑1传动组小齿轮应保证不产生根切。对于标准齿轮，其最小齿数17MINIZ2齿轮的齿数和不能太大，以免齿轮尺寸过大而引起机床结构增大，一般推荐齿数和ZS100120。ZS3同一变速组中的各对齿轮，其中心距必须保证相等。4采用三联滑移齿轮时，最大齿轮齿数与次大齿轮齿数差应该大于或等于4。5保证强度和防止热处理变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚6保证主轴的转速误差在规定的范围之内。卸荷式皮带轮1皮带轮2花键套筒3螺钉4支撑套CA6140车床主轴变速箱的设计15查机械制造装备设计表39第一变速组，时，、70、72、75、8441AU685ZS，时，、72、75、8422A9Z符合条件的72、75和84。因此选。于是得变速组A的两个传动副的主从齿轮数分别为49、35；28、5684ZS第二变速组时，、82、84、85、87、89、901BU0Z时，、84、86、87、89、90224B81ZS时，、81、84、87、88、91331BU0Z符合条件的和8784ZS因此选。于是得变速组B的三个传动副的主从齿轮数分别为7Z36、51；29、58；23、64。第三变速组时，、84、86、87、89、90、92、93、95、104、10521CU81ZS时，、84、85、86、89、90、91、94、95、104、10542CZ符合条件的、104和10595ZS因此选。于是得变速组C的两个传动副的主从齿轮数分别为10Z70、35；21、84表33变速组第一变速组第二变速组第三变速组齿数和8487105齿轮Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14无锡太湖学院毕业设计说明书16齿数49352856365129582364703521842）验算主轴转速误差由于确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计的理论转速难以完全相符，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过101。主轴各级实际转速值用下式计算CBUNA皮电实1其中滑移系数002UAUBUC分别为各级的传动比转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示N10141实际标准实际N同样其他的实际转速及转速误差如下表34主轴转速N1N2N3N4N5N6N7N8N9N10N11N12标准转速31545639012518025035550071010001440实际转速31354426233878123817512476350249537005990651401转速误差048181072509728097140951409428转速误差满足要求。3）绘制主传动系统图按照主传动转速图以及齿轮齿数绘制主传动系统图如下35所示CA6140车床主轴变速箱的设计17图35主传动系统图无锡太湖学院毕业设计说明书184强度计算和结构草图设计41确定计算转速411各轴、齿轮的计算转速主轴的计算转速III轴计算转速1III轴最低转速125R/MIN，2可使主轴获得315R/MIN、250R/MIN两级转速，3其中250R/MIN大于NJ，需要传递全部功率，4所以III轴计算转速为125R/MINII轴计算转速1III轴计算转速为125R/MIN，由II轴最低转速355R/MIN得来，需要传递全部功率，2所以II轴计算转速为355R/MIN。I轴计算转速II轴计算转速为355R/MIN，由I轴最低转速710R/MIN得来，需要传递全部功率，所以，I轴计算转速为710R/MIN变速组C最小齿轮Z21，装在第III轴上，使主轴获得315180R/MIN共6级，其中主轴的计算转速为90R/MIN，故Z21齿轮计算转速为355R/MIN齿轮Z84，装在第轴上，获得315180R/MIN共6级，其中主轴的计算转速为90R/MIN，故Z84齿轮计算转速为90R/MIN齿轮Z70，装在第III轴上，使主轴获得2501400R/MIN共6级，其中主轴的计算转速为355R/MIN，故Z70，齿轮计算转速为125R/MIN齿轮Z35，装在第轴上，获得2501400R/MIN共6级，其中主轴的计算转速为90R/MIN，MIN/904153321MINRZJCA6140车床主轴变速箱的设计19故Z35齿轮计算转速为250R/MIN变速组B最小齿轮Z23，装在第II轴上。III轴获得125、355R/MIN，其中III轴的计算转速为125R/MIN，故Z23齿轮计算转速为355R/MIN。齿轮Z64，装在第III轴上。III轴获得125、355R/MIN，其中III轴的计算转速为125R/MIN，故Z64齿轮计算转速为355R/MIN。Z29，装在第II轴上。III轴获得180、500R/MIN，其中III轴的计算转速为125R/MIN，故Z29齿轮计算转速为355R/MIN。齿轮Z58，装在第III轴上。III轴获得180、500R/MIN，其中III轴的计算转速为125R/MIN，故Z58齿轮计算转速为180R/MIN。Z36，装在第II轴上。III轴获得250、710R/MIN，其中III轴的计算转速为125R/MIN，故Z36齿轮计算转速为355R/MIN。齿轮Z52，装在第III轴上。III轴获得250、710R/MIN，其中III轴的计算转速为125R/MIN，故Z52齿轮计算转速为250R/MIN变速组A最小齿轮Z28，II轴获得355R/MIN，其中II轴的计算转速为355R/MIN，故Z28齿轮计算转速为710R/MIN齿轮Z56II轴获得355R/MIN，其中II轴的计算转速为355R/MIN，故Z56齿轮计算转速为355R/MIN齿轮Z49，II轴获得1000R/MIN，其中II轴的计算转速为355R/MIN，无锡太湖学院毕业设计说明书20故Z49齿轮计算转速为710R/MIN齿轮Z35II轴获得1000R/MIN，其中II轴的计算转速为355R/MIN，故Z35齿轮计算转速为1000R/MIN42轴的估算和验算421主轴的设计与计算主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件的主轴参与切削成形运动，因此它的精度和性能性能直接影响加工质量（加工精度与表面粗糙度）。1）主轴直径的选择查表可以选取前支承轴颈直径D1105MM后支承轴颈直径D207085D17358925MM选取D275MM2）主轴内径的选择车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆必须是空心轴。确定孔径的原则是在满足对空心主轴孔径要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的要求尽可能取大些。推荐普通车床D/D或D1/D105506其中D主轴的平均直径，DD1D2/2D1前轴颈处内孔直径D05506D49554MM所以，内孔直径取52MM主轴锥孔对支撑轴径A、B的跳动，近轴端允差0005MM，离轴端300MM处允差001MM，锥度的接触率大于70，表面粗糙度RA04UM，硬度要求HRC483）前锥孔尺寸前锥孔用来装顶尖或其它工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。选择如下莫氏锥度号取6号标准莫氏锥度尺寸大端直径D63348CA6140车床主轴变速箱的设计214）主轴前端悬伸量的选择轴悬伸量指主轴前端面到前支撑径向反力作用点（一般即为前径支撑中点）的距离，它主要取决于主轴前端部结构形式和尺寸，前支撑轴配置和密封等。因此，主要由结构设计确定。悬伸量与主轴部件的刚度和抗振性成反比，故应取小值主轴悬伸量与前轴颈直径之比A/D106125A0615D16613125MM所以，悬伸量取120MM5）主轴合理跨距和最佳跨距主轴跨距是决定主轴系统精度刚度的重要影响因素，目的是找出在切削力的作用下，主轴前端的柔度值最小的跨距称为最优跨距（）0L根据表314见金属切削机床设计计算前支承刚度。AK前后轴承均用双列短圆柱滚子轴承，并采用前端定位的方式。查表4170DKA17009014926105N/MM因为后轴承直径小于前轴承，取41BAKKB661105N/MM1603BAKAL其中为参变量BAK综合变量3AEIA其中E弹性模量，取E20105N/MM2I转动惯量，ID4D4/64314804454181106MM43AKEIA3561069803909由图41主轴最佳跨距计算线图中，在横坐标上找出03909的点向上作垂线与无锡太湖学院毕业设计说明书22的斜线相交，由交点向左作水平线与纵坐标轴相交，得L0/A25。41BAK所以最佳跨距L0L025120300又因为合理跨距的范围L合理0753L02251600所以取L625MM6）主轴刚度的验算对于一般受弯矩作用的主轴，需要进行弯曲刚度验算。主要验算主轴轴端的位移Y和前轴承处的转角A。如主轴前端作用一外载荷F如下图图41主轴最佳跨距计算线图图42主轴布置简图CA6140车床主轴变速箱的设计23切削力FZ3026N挠度YAEIALFZ326521080160029Y00002L000026250125YAY倾角AEIALF6326510802310000269前端装有圆柱滚子轴承，查表A0001RADAA符合刚度要求。7）主轴的材料与热处理材料为45钢，调质到220250HBS，主轴端部锥孔、定心轴颈或定心圆锥面等部位局部淬硬至HRC5055，轴径应淬硬。422传动轴直径的估算传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭矩载荷作用下不发生疲劳破坏。车床主轴传动系统精度要求较高，不允许有较大的变形。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。传动轴直径按扭转刚度用下列公式图43无锡太湖学院毕业设计说明书24估算传动轴直径MM491JNND其中N该传动轴的输入功率KWDND电机额定功率；从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积取V带的传动效率096，齿轮的传动效率为0995，滚动轴承的传动效率为099（一对）该传动轴的计算转速R/MINJN每米长度上允许的扭转角DEG/M,可根据传动轴的要求选取如表41所示。表41轴允许的扭转角刚度要求允许的扭转角主轴一般的传动轴较低的传动轴051115152对于一般的传动轴，取15轴KW285960DN710R/MINJNMM1245710941D为了传递转矩，选用花键轴，所以D1241X（17）224MM圆整后去D130MM。轴KW2590652N355R/MINJNCA6140车床主轴变速箱的设计25MM6728513942D为了传递转矩，选用花键轴，所以D22867X（17）2667MM圆整后去D235MM。轴KW05909653N125R/MINMMJN14371243D为了传递转矩，选用花键轴，所以D23714X（17）3454MM圆整后去MM。403D查表可以选取花键的型号其尺寸分别为741GBBDZ轴取10356轴取2D4轴取31243齿轮模数的估算和计算431齿轮模数的估算根据齿轮弯曲疲劳的估算其中、Z应为同一齿轮的计算转速和齿轮齿数，并且取乘积最小的代入上式，JN1）第一变速组由转速图得Z149齿轮的计算转速为710R/MIN。Z235齿轮的计算转速为1000R/MIN。Z328齿轮的计算转速为710R/MIN。Z456齿轮的计算转速为355/MIN。根据PD528KW05235682MMM因此取32JDWZNPM32JDWZNW无锡太湖学院毕业设计说明书262）第二变速组由转速图得Z536齿轮的计算转速为355R/MIN。Z652齿轮的计算转速为250R/MIN。Z729齿轮的计算转速为355R/MIN。Z858齿轮的计算转速为180/MIN。Z923齿轮的计算转速为355R/MIN。Z1064齿轮的计算转速为125/MIN。PD525KW因此取3）第三变速组由转速图得Z1170齿轮的计算转速为125R/MIN。Z1235齿轮的计算转速为250R/MIN。Z1321齿轮的计算转速为355R/MIN。Z1484齿轮的计算转速为90/MIN。PD520KW因此取MW3齿轮接触疲劳强度MJ其中为大齿轮的计算转速，A为齿轮中心距。JN由中心距A及齿数、求出模数1Z21第一变速组Z1Z2Z3Z484PD528KW取模数为2MM。7821564323JDWZNM932510323JDZN370JDNP21ZJMNAJD2730ZMJ18421WCA6140车床主轴变速箱的设计272第二变速组Z5Z6Z7Z8Z9Z1087PD525KW取模数为3MM。3）第三变速组Z11Z12Z13Z14105PD52KW取模数为3MM。据估算所得和中较大的值，选取相近的标准模数。MJ第一变速组M125；第二变速组M23；第三变速组M33齿轮块设计机床的变速系统采用了滑移齿轮变速结构。根据各传动轴的工作特点，第一扩大组、第二扩大组以及第三扩大组的滑移齿轮均采用了整体式的滑移齿轮。所以滑移齿轮与传动轴间均采用花键连接。从工艺角度考虑，其他固定齿轮（主轴上的齿轮除外）也采用花键连接。432齿轮模数的验算因为设计的是机床，所以齿轮对强度及精度都有一定的要求，齿轮应具有较高的强度及齿面具有高硬度；齿轮选用的是40CR调制处理，硬度250280HBW，验算时选相同模数中承受载荷最大齿数最少的齿轮，一般对高速传动齿轮以验算接触疲劳强度，对于低速传动的齿轮以验算弯曲疲劳强度为主，对硬齿面软齿心的渗碳淬火齿轮，一定要验算弯曲疲劳强度。根据齿轮的接触疲劳计算齿轮模数公式为MM3213160JJMSJNIZPK根据齿轮的弯曲疲劳强度计算齿轮模数公式为MM275132JMSNYZMNAJD6128370ZMJ95721MNAJD041337ZJ732521无锡太湖学院毕业设计说明书28式中P计算齿轮传递的额定功率计算齿轮（小齿轮）的计算转速R/MINJN齿宽系数，常取610；MMB计算齿轮的齿数，一般取传动中最小齿轮的齿数；1Z大齿轮与小齿轮的齿数比，；“”用于外啮合，“”号用于内啮合；I12ZI寿命系数，；KSQNNRKS工作期限系数，；TMTC06齿轮等传动件在接触和弯曲交变载荷下的疲劳曲线指数M和基准循环次数CON齿轮的最低转速R/MINT预定的齿轮工作期限，中型机床推荐T1500020000H转速变化系数NK功率利用系数N材料强化系数。幅值低的交变我荷可使金属材料的晶粒边界强化，起着阻止疲Q劳细缝扩展的作用；（寿命系数）的极限SKMINAX,SK当；MINIMAXSS时，取时，则取工作情况系数。中等冲击的主运动1216；11动载荷系数2K齿向载荷分布系数3Y齿形系数；、许用弯曲、接触应力MPAJ1第一变速组相同模数中行承载最大齿数最少的齿轮为Z28Z28位于轴，属于高速轴，按照接触疲劳强度验算齿轮模数。KW285NMM70MZDCA6140车床主轴变速箱的设计29节圆速度M/S612607NDV由表8可得取精度等级为7级。122K21由表9得13KQNNRSMTC0631107356T090NKW4QK6931S由表可知MAXS所以取KS06由表11许用应力知，取齿轮材料为45整淬1100MPA320MPAJ由表10可知可查得Y0453213160JJMSJNIZPK9617012847285616032J所以模数取25符合要求。同样可以校核其它齿轮的模数也符合要求。2第二变速组相同模数中行承载最大齿数最少的齿轮为Z23按照接触疲劳强度和弯曲疲劳强度验算齿轮模数。KW25NMM693MZD节圆速度M/S281035NDV由表8可得取精度等级为7级。122K21无锡太湖学院毕业设计说明书30由表9得13KQNNRSMTC0631107563T090NKW4QK6931S由表可知MAXS所以取KS06由表11许用应力知，取齿轮材料为45整淬1100MPA320MPAJ由表10可知可查得Y04083213160JJMSJNIZPK5723102873616032J2751323JMSNYZNK36205740863所以模数取3符合要求。3第三变速组相同模数中行承载最大齿数最少的齿轮为Z19按照弯曲疲劳强度和弯曲疲劳强度验算齿轮模数。KW25NMM631MZD节圆速度M/S1705NDV由表8可得取精度等级为7级。122K21由表9得13KCA6140车床主轴变速箱的设计31QNNRKSMTC0631107356T090NW4Q6931KS由表可知MAXKS所以取KS06由表11许用应力知，取齿轮材料为45整淬1100MPA320MPAJ由表10可知可查得Y03863213160JJMSJNIZPK7823510276516032J25132JMSNYZNK523078607所以模数取3符合要求。表42无锡太湖学院毕业设计说明书32Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14齿数4935285636522958236470352184模数2533分度圆直径122587570140108156871746919221010563252齿根高H125352MCA375375齿顶高HA33齿顶圆直径DA127592575145114162931807519821611169258齿根圆直径DF116258125637513375101514857951665615184520259755552445中心距10513051575齿宽175212144轴承的选择与校核机床传动轴常用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升、空载功率和噪音等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支承孔的加工精度要求都比较高，异常球轴承用得更多。但滚锥轴承的内外圈可以公开。装配方便，间隙容易调整。所以有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选择轴承的型式和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其它结构条件。即要满足承载能力要求，又要符合孔的加工工艺，可以用轻、中、或重系列的轴承来达到支承孔直径的安排要求。花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的内径，一般传动轴承选用G级精度。441一般传动轴上的轴承选择为了安装方便，轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径，均采用深沟球轴承，为了便于装配和轴承间隙调整，轴均采用圆锥滚子轴承，滚动轴承均采用E级精度。其具体的型号和尺寸如下轴前支撑6206；中支撑6206、6205；后支撑6207CA6140车床主轴变速箱的设计33轴前支撑30206；后支撑30206轴前支撑30208；中支撑6210；后支撑30208442主轴轴承的类型主轴的前轴承选取双列向心短圆柱滚子轴承，内孔有112锥度，与主轴的锥形轴径相匹配，轴向移动为内圈，可把内圈胀大，以消除径向间隙或预紧，轴承的滚动体为滚子，能承受较大的径向载荷和较高的转速，轴承有两列滚子交叉排列，数量较多，刚性很高，温升低，但不能承受轴向力，必须和能承受轴向力的轴承（60角的双向推力角接触球轴承，是一种新型轴承，用来承受双向轴向载荷，为保证轴承不受径向载荷，轴承外圈的公称外径与它配套的同孔径双列滚子轴承相同，但外径公差带在零线的下方。具有承载能力大，允许极限转速高。使用，因此整个部件支承结构比较复杂。前端轴承为NN3021K,后端轴承为NN3015K中间轴承为6214深沟球轴承和双向推力角接触球轴承234420。轴承尺寸如下表所示。轴承型号DDBRNN3015K115753011NN3021K14510540156216160802622344201501006015轴承的精度和配合主轴轴承精度要求比一般传动轴高，前轴承的误差对主轴前端的影响最大，所以前轴承的精度一般比后轴承精度选择高一级。因此前轴承的精度为C，前轴承的精度为D。轴承与轴和轴承与箱体之间的配合都采用过渡配合。无锡太湖学院毕业设计说明书34图41轴承外形图443轴承间隙调整和预紧为了提高主轴回转精度和刚度，主轴轴承的间隙应能调整。把轴承调到合适的负间隙，形成一定的预负载，回转精度和刚度都能提高，寿命、噪声和抗振性也有改善。预负载使轴承内产生接触变形，过大的预负载对提高刚度没有明显效果，而磨损发热量和噪声都会增大，轴承寿命将因此而降低。调整结构形式如下图所示CA6140车床主轴变速箱的设计35图42主轴调整图调整说明用螺母轴向移动轴承内圈，使内圈径向增大，特点结构简单。移动量完全靠经验，一旦调整过紧，难以把内圈退回。444轴承的较核1滚动轴承的疲劳寿命验算HTPKCFLLHNPAH050或NFLNHJ额定寿命HHL额定动载荷NC计算动载荷NJ滚动轴承的许用寿命H，一般取1000015000HT寿命指数，对球轴承3，对滚子轴承10/3速度系数，轴承NFCNF310N的计算转数R/MIN无锡太湖学院毕业设计说明书36寿命系数，使用系数HF50HLFAK功率利用系数HPK转化变化系数齿轮轮换工作系数HNKL当量动载荷N0PARYFXN径向负荷RN轴向负荷A、静径向，轴向系数0XY校验轴上的轴承轴选用的轴承为深沟球轴承6107，其基本额定负荷为125KN。由于该轴的转速是定值为710R/MIN所以齿轮越小越靠近轴承，对轴的要求越高，根据设计要求，应对轴末端的轴承进行校核。齿轮的直径D24X2560MM。轴的传递转矩NPT950MNNPT2718950齿轮受到的切向力NDFT326701齿轮受到的轴向力TATAN9458N齿轮收到的径向力TR64812T3267COS因此，轴承的当量动载荷ARYFXP0NR36710NF0960808AKHNHPKL050PCFLLNPAH3648196125CA6140车床主轴变速箱的设计372307269HT同样可以较核其它轴
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