CA6140车床主传动系统设计-机械设计制造及自动化专业毕业设计-毕业论文

xxxx毕业论文（设计）2011年11院（系）机电工程系专业机械设计制造及其自动化姓名xxx学号xxxxxxxxxx论文（设计）题目CA6140车床主传动系统设计一、选题目的和意义目的：机床设计是在技术基础课及专业课的基础上，结合机床主传动部件（主轴变速箱）设计计算进行集合训练。1.掌握机床主传动部件设计过程和方法，包括参数拟定，传动设计，零件计算，结构设计等，培养结构分析和设计的能力。2.综合应用过去所学的理论知识，提高联系实际和综合分析的能力。3.训练和提高设计的基本技能。如计算，制图，应用设计资料，编写技术文件等。意义：对普通车床主轴箱的设计符合我国国情，即适合我国目前的经济水平、教育水平和生产水平，又是国内许多企业提高生产设备自动化水平和精密程度的主要途径，在我国有着广阔的市场。从另一个角度来说，该设计既有机床结构方面内容，又有机加工方面内容，有利于将大学所学的知识进行综合运用。虽然设计者未曾系统的学习过机床设计的课程，但通过该设计拓宽了知识面，增强了实践能力，对普通机床和数控机床都有了进一步的了解。二、本选题在国内外的研究现状和发展趋势机床设计和制造的发展速度是很快的。由原先的只为满足加工成形而要求刀具与工件间的某些相对运动关系和零件的一定强度和刚度，发展至今日的高度科学技术成果综合应用的现代机床的设计，也包括计算机辅助设计（CAD）的应用。但目前机床主轴变速箱的设计还是以经验或类比为基础的传统（经验）设计方法。因此，探索科学理论的应用，科学地分析的处理经验，数据和资料，既能提高机床设计和制造水平，也将促进设计方法的现代化。随着科学技术的不断发展，机械产品日趋精密、复杂，改型也日益频繁，对机床的性能、精度、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上述要求的重要技术措施之一，不仅能提高产品质量和生产率，降低生产成本，还能改善工人的劳动条件。为此，许多企采用自动机床、组合机床和专用机床组成自动或半自动生产线。但是，采用这种自动、高效的设备，需要很大的初期投资以及较长的生产准备周期，只有在大批量的生产条件（如汽车、拖拉机、家用电器等工业主要零件的生产）下、才会有显著的经济效益。在机械制造工业中，单件、小批量生产的零件约占机械、加工的70%～80%。科学技术的进步和机械产品市场竞争的日益激烈，致使机械产品不改型、更新换代、批量相对减少，质量要求越来越高。采用专用的自动化机床加工这类零件就显得横不合理，而且调整或改装专用的“刚性”自动化生产线投资大、周期长，有时从技术上甚至是不可能实现的。采用各类仿型机床，虽然可以部分地解决小批量复杂的加工，但在更新零件时需制造靠模和调整机床，生产准备周期长，而且由于靠模误差的影响，加工零件的精度很难达到较高的要求。三、课题设计方案机床设计是学生在学完基础课，技术基础课及有关专业课的基础上，结合机床传动部件（主轴变速箱）设计进行的综合训练1.参数拟定根据机床类型，规格和其他特点，了解典型工艺的切削用量，结合世界条件和情况，并与同类机床对比分析后确定：极限转速和，公比（或级数Z），主传动电机功率N。2.传动设计根据拟定的参数，通过结构网和转速图的分析，确定转动结构方案和转动系统图，计算各转动副的传动比及齿轮的齿数，并验算主轴的转速误差。3.动力计算和结构草图设计估算齿输模数m和直径d，选择和计算反向离合器，制动器。将各传动件及其它零件在展开图和剖面图上做初步的安排，布置和设计。4.轴和轴承的验算在结构草图的基础上，对一根传动轴的刚度（学时充裕时，也可以对该轴的强度进行验算）和该轴系的轴承的寿命进行验算。5.主轴变速箱装配设计主轴变速箱装配图是以结构草图为“底稿”，进行设计和绘制的。图上各零件要表达清楚，并标注尺寸和配合。6.设计计算说明书应包括参数，运动设计的分析和拟定，轴和轴承的验算等，此外，还应对重要结构的选择和分析做必要的说明。四、计划进度安排第一阶段：（2011.11.10-2011.11.16）确定毕业设计课题题目，撰写开题报告；第二阶段：（2011.11.16-2012.03.30）查询相关资料、进行课题研究，在已完成研究的基础上，撰写毕业设计，完成设计初稿；第三阶段：（2012.03.30-2012.04.30）指导教师审阅学生设计，提出修改意见。毕业生根据指导教师的修改意见进行设计修改，并最终定稿；第四阶段：（2012.05.01-2012.05.11）将设计交于评阅教师进行评阅，毕业生根据评阅教师意见，进一步修改设计，准备答辩；第五阶段：（2012.05.12-2012.05.21）毕业设计答辩。

五、主要参考文献[1]卢秉恒主编《机械制造技术基础》．机械工业出版社．1999年5月[2]吴宗泽罗圣国主编《机械设计课程设计手册》．高等教育出版社．1982年12月[3]隋明明主编《机械设计基础》机械工业出版社出版[4]《机械设计手册》机械工业出版社．1986年12月[5]冯辛安《机械制造装备设计》机械工业出版社出版

指导教师意见及建议：签名：年月日教学单位领导小组审批意见：组长签名：年月日XXXX毕业论文（设计）中期检查表院(系)：机电工程系专业：机械设计制造及其自动化2012年3月22日毕业论文（设计）题目：CA6140车床主传动系统设计学生姓名XXX学号XXXXXXXXX指导教师XXX职称教授计划完成时间：2012年4月20日毕业论文（设计）的进度计划：2011.11-2012.02：整理和查询资料并完成开题报告，写出论文提纲；2012.02-2012.03：整理资料，结合所学知识，依据修改的提纲撰写论文初稿；2012.03-2012.04：在初稿基础上修改论文，撰写论文第二稿；2012.04-2012.05：继续修改论文，最后定稿，交指导老师；2012.05：整理论文资料并装订成册，组织小组答辩。完成情况：本人经过前一段时间的不断学习及查阅相关学习资料，论文的开题报告及解决问题的基本思路已经形成，设计的相关资料也已经准备完毕，分析确定了设计的框架，我的论文草稿目前已经接近尾声，敬请老师对我的论文初稿进行指导！指导教师评议 评议人：年月日备注：PAGE目录TOC\o"1-2"\h\z\u1引言 12主传动的运动参数和动力参数的确定 22.1动参数的确定 22.2动力参数的确定 33主传动方案的选择 43.1传动布局 43.2变速形式 43.3开停方式 43.4制动方式 53.5换向方式 54主传动运动设计 54.1结构式、结构网与转速图的拟定 54.2普通V带型号及带轮直径的选择 104.3确定各变速组齿轮的齿数 124.4齿轮的布置与排列 155主传动的计算转速 165.1计算转速的概念 165.2主轴计算转速的确定 165.3其他传动件计算转速的确定 175.4初估轴颈 185.5初估齿轮模数 205.6齿轮几何尺寸 216主轴的校核计算 226.1各级传动比 226.2各轴的最低转速 226.3主轴传递的功率（） 226.4计算各轴传递扭矩 236.5各轴设计计算 237主轴箱的箱体 258技术经济分析 279结论 29参考文献 30致谢 31XXXX机电工程系2012届机械设计制造及其自动化毕业论文（设计）1XXXX机电工程系2012届机械设计制造及其自动化毕业论文（设计）PAGE2CA6140车床主传动系统设计王丛丛（德州学院机电系，山东德州253023）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1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。XXXX机电工程系2012届机械设计制造及其自动化毕业论文（设计）PAGE312主传动的运动参数和动力参数的确定2.1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。2.1.1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30～50硬质合金刀具半精或精加工碳钢工件150～300螺纹（丝杠等）加工和绞孔2～4计算车床主轴极限转速时的加工直径，按经验应分别取（0.1～0.2）Ｄ和（0.45～0.5）Ｄ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：===1326r/min1400===12.7r/min10转速范围：R===1402.1.2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。2.1.3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。2.1.4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、14002.2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，=0.70～0.85(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（σb=60～75Mpa）时Cp=200由式（11-6）可得Pz=CpTS0。75=200×4×0．30。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.3主传动方案的选择3.1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。3.2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。3.3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。3.4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。3.5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。4主传动运动设计4.1结构式、结构网与转速图的拟定4.1.1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=2×2×2×324=2×3×2×224=2×2×3×224=3×2×2×2四种方案。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=3×2×2×2，但是由于Ⅰ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=2×3×2×2。(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===14.55<140，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：4.1.2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Ⅰ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=1/7~3.5，滑动率ε=0.02。本设计Ⅰ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nⅠ=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竖线代表传动轴图中七条间距相等的竖线，分别用轴号“电、Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ”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。横线代表转速值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。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（Ⅲ-Ⅳ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Ⅳ轴上找到相距6格的两个转速点。选定变速组在Ⅲ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1/4≤i≤2，=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（Ⅱ-Ⅲ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Ⅲ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Ⅱ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（Ⅰ-Ⅱ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Ⅱ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（Ⅰ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。4.2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-4n=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×（1—0.02）=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Ⅰ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。带轮及卸荷装置如图1图14.3确定各变速组齿轮的齿数4.3.11）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≤100~120，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b≥2m（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≤=0.0264.3.2基本组传动比：5）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5050208050208026584.3.3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。4.4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。4.4.1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。4.4.2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。4.4.3两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：5主传动的计算转速5.1计算转速的概念5.2主轴计算转速的确定5.3其他传动件计算转速的确定5.3.1ⅤⅥ112505.3.21)齿轮的计算转速装在Ⅲ轴上，只有803r/min1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10~500r/min24级转速；其中只有50~1400r/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22.31~1115r/min12级转速；其中只有在111.5~1115r/min的17级转速时，经传动主轴所得的50~1400r/min4级转速才能传递全部功率，而在22.3~89.2r/min7级转速时，经传动主轴所得到的10~40r/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111.5~1115r/min17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齿轮计算转速80395380395395336195336195336111250112齿轮计算转速112449112112112112112112505.4初估轴颈5.4.1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=0.5~1；一般传动轴=1~1.5；要求较低的轴=1.5~2。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Ⅰ轴直径为38mm；取Ⅱ轴直径为30mm;取Ⅲ轴直径为36mm;取Ⅳ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=26mm6个键取=81mm10个键5.4.2主轴的前轴颈根据电动机功率公式mm选取；后轴颈按=（0.7~0.85）来确定。取为115mm，为80mm。5.5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7.5×0.96；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2.55.6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m52.252.25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120.479.9109.191.182.186.661.9106.943.9124.943.9齿轮齿数z5863505020805020802658模数m232.532.544分度圆d1161891251506020012550200104232齿顶圆1201951301564420513055205112240齿根圆111.0181.5118.8142.535.0193.811843.8193.894.0222.06主轴的校核计算6.1各级传动比 皮带效率为：各级转速比为:i0=230/130=1.76i1=43/51=0.84i2=58/22=2.64i3=80/20=4i4=80/20=4i5=58/26=2.236.2各轴的最低转速6.3主轴传递的功率（）已知：电机功率：7.5（）皮带：滚动轴承：齿轮副：6.4计算各轴传递扭矩6.5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。6.5.11）深沟球轴承：6011(2件)GB/T276-1994d=55D=90B=18额定动载荷C=30.2KN深沟球轴承：6308GB/T276-1994d=40D=90B=23额定动载荷C=25.8KN深沟球轴承：6208GB/T276-1994d=40D=80B=80额定动载荷C=29.5KN2）受力分析已知：传动扭矩T=86.93n=807.39r/mind=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）6.5.21）圆锥滚子轴承：30205GB/T297-1994d=25D=52B=16.25额定动载荷C=32.2KN圆锥滚子轴承：30204GB/T297-1994d=20D=47B=15.25额定动载荷C=28.2KN2）受力分析已知：传动扭矩T=69.44n=961.2r/mind=96.75mm材质40Cr齿轮受阻力：=（N）=（N）6.5.31)圆锥滚子轴承：30307GB/T297-1994d=35D=80B=21额定动载荷C=75.2KN深沟球轴承：6207GB/T297-1994d=35D=72B=171额定动载荷C=25.5KN圆锥滚子轴承：30506GB/T276-1994d=30D=62B=24.5额定动载荷C=40.67KN2)受力分析已知：传动扭矩T=174.15n=364.08r/mind=130.5mm材质40Cr齿轮受阻力：=（N）=（N）6.5.41)圆锥滚子轴承：30306GB/T285-1994d=30D=72B=21额定动载荷C=75.2KN深沟球轴承：6008(2件)GB/T276-1994d=40D=68B=15额定动载荷C=17KN圆锥滚子轴承：30606GB/T301-1995d=30D=62B=21.5额定动载荷C=160KN2)受力分析已知：传动扭矩T=662n=91.2r/mind=200材质40Cr=（N）=（N）6.5.51)圆锥滚子轴承：30307GB/T285-1994d=35D=80B=21额定动载荷C=75.2KN圆锥滚子轴承：30507GB/T276-1994d=75D=130B=25额定动载荷C=90KN推力球轴承：51317/P5GB/T301-1995d=35D=72B=24.5额定动载荷C=160KN2)受力分析已知：传动扭矩T=2219n=22.76r/mind=200材质40Cr=（N）=（N）6.5.61)双列向心短圆柱滚子轴承：NN3021K/P5GB/285-64d=105D=160B=41额定动载荷C=162KN单列向心短圆柱滚子轴承：32316GB283-64d=80D=170B=397额定动载荷C=170KN双列向心短圆柱滚子轴承：3182115GB/285-64d=75D=115B=30额定动载荷C=80.2KN单项推力球轴承（2件）：8220GB/301-64d=100D=150额定动载荷C=128KN2）受力分析已知：传动扭矩T=4709n=10.2r/mind=232材质40Cr=（N）=（N）7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。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.长×宽×高()壁厚(mm)<500×500×3008-12>500×500×300-800×500×50010-15>800×800×50012-20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Ⅰ-Ⅱ=（56+38）/2×2.25=105.75mm中心距Ⅰ-Ⅶ=（50+34）/2×2.25=94.5mm中心距Ⅱ-Ⅶ=（30+34）/2×2.25=72mm中心距Ⅱ-Ⅲ=（39+41）/2×2.25=90mm中心距Ⅲ-Ⅳ=（50+50）/2×2.5=125mm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中心距Ⅸ-Ⅵ=（58+58）/2×2=116mm中心距Ⅸ-Ⅹ=（33+33）/2×2=66mm中心距Ⅸ-Ⅺ=（25+33）/2×2=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。8技术经济分析制造一个零件或一台产品所使用的费用总和，就是零件或产品的生产成本。这种制造费用实际上按与工艺过程有无关系可分为两类，即与工艺过程有关的费用和与工艺过程无关的费用，其中，前者约占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工艺成本。工艺成本有两部分构成：可变费用和不可变费用，而不是零件的实际成本。可变费用包括材料费用，工人的工资，机床电费，通用机床折旧费和修理费，通用夹具和刀具费等与年产量有关并与之成正比的费用；不可变费用包括调整工人的工资，专用机床折旧和修理费用，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，换句话说当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，所以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，也就是属于第二种情况。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。9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：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。系统的设计不太完善，在仿真方面还存在一些不足。使用有一定的局限：人工操作多，零部件磨损度在实际应用中尚不明确。对与设计相关的知识了解不够清楚。CA6140lathemaindrivesystemdesignWangcongcong(MechanicalandElectronicEngineeringDepartmentofDezhouUniversity,DezhouShandong253023)Abstractsthemainturningprocessingmachine,CA6140machineiswidelyusedinmechanicalprocessingindustries.ThisdesignCA6140machinemainlyaimedatthespindleboxdesign,designisthemaincontentofmachinemainparameterisdetermined,transmissionschemeandtransmissionsystemgraph,themainpartsworkedwascalculatedandchecked,usingthree-dimensionaldrawingsoftwarepartsdesignandprocessing.ThroughthedesignofmechanicalvariablespeeddrivingsystemandtheprocessworkingwithCVTtransmissionstructurescheme,wehadgotcomprehensivetrainingofideadesigning;plananalysising;structure’smanufaturabilising;andtrainingofmechanicaldrawings,partstecnology,technicaldocumentscompiling,andconsultstechnicaldata.Wealsohavehadtheideaofsetingupthecorrectdesighmethod,andwintheabilityofpreliminarystructureanalysis,structuredesignandcomputation..Keyword:CA6140machine、Spindlebox、Parts、Transmission参考文献[1]任殿阁，张佩勤主编《设计手册》．辽宁科学技术出版社．1991年9月.55~60[2]付铁主编《计算机辅助机械设计实训教程》．北京理工大学出版社．[3]方世杰主编《机械优化设计》．机械工业出版社．2003年3月.32~35[4]曹桄高学满主编《金属切削机床挂图》．上海交通大学出版社．1984年8月[5]吴宗泽罗圣国主编《机械设计课程设计手册》．高等教育出版社．1982年12月.25~28[6]《机械设计手册》．机械工业出版社．1986年12月.44~47[7]邱宣怀主编《机械设计》高等教育出版社．2004年5月.78~88[8]李华，李焕峰副主编《机械制造技术》机械工业出版社出版.66~70[9]叶伟昌，林岗副主编《机械工程及自动化简明设计手册》机械工业出版社出版[10]卜炎主编《机械传动装置设计手册》机械出版社出版[11]徐锦康主编《机械设计》高等教育出版社出版.87~93[12]大连理工大学画教研室编《机械制图》高等教育出版社出版[13]隋明明主编《机械设计基础》机械工业出版社出版.88~96致谢四年的大学生活，四年的努力和付出，随着本次设计论文的完成，也要划下完美的句号。这次设计过程中，不仅是对我们四年所学书本知识的检查，也是对我们灵活运用知识的过程，设计指导老师在设计过程中给予我们很多的支持和帮助，尤其是XXX老师在百忙之中也不忘抽出时间对我们的设计定期进行细致的检查与耐心的指导，使我们能及时发现错误并及时进行改正，也学习到了很多东西，在此我们对老师们在设计中对我们的指点和教导表示衷心的感谢！在本次设计中，我与同学通力合作，互帮互助，共享资源，困难时我们相互鼓励，一同度过难关，在大学最后的时光中，我们度过了一段终生的美好回忆，我对同组的各位同学表示衷心的感谢。再次对那些在做毕业设计过程中帮助过我的同学以及了老师表示衷心的感谢。大家的帮助使我获得了更多的知识，掌握更多的方法，得到了设计构思，查阅料等方面的综合训练，树立正确的学习态度，增强了我们实践操作和动手应用能力，并提高了综合应用的能力，为以后的工作学习积累了一些经验。基于C8051F单片机直流电动机反馈控制系统的设计与研究基于单片机的嵌入式Web服务器的研究MOTOROLA单片机MC68HC（8）05PV8/A内嵌EEPROM的工艺和制程方法及对良率的影响研究基于模糊控制的电阻钎焊单片机温度控制系统的研制基于MCS-51系列单片机的通用控制模块的研究基于单片机实现的供暖系统最佳启停自校正（STR）调节器单片机控制的二级倒立摆系统的研究基于增强型51系列单片机的TCP/IP协议栈的实现基于单片机的蓄电池自动监测系统基于32位嵌入式单片机系统的图像采集与处理技术的研究基于单片机的作物营养诊断专家系统的研究基于单片机的交流伺服电机运动控制系统研究与开发基于单片机的泵管内壁硬度测试仪的研制基于单片机的自动找平控制系统研究基于C8051F040单片机的嵌入式系统开发基于单片机的液压动力系统状态监测仪开发模糊Smith智能控制方法的研究及其单片机实现一种基于单片机的轴快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于双单片机冲床数控系统的研究基于CYGNAL单片机的在线间歇式浊度仪的研制基于单片机的喷油泵试验台控制器的研制基于单片机的软起动器的研究和设计基于单片机控制的高速快走丝电火花线切割机床短循环走丝方式研究基于单片机的机电产品控制系统开发基于PIC单片机的智能手机充电器基于单片机的实时内核设计及其应用研究基于单片机的远程抄表系统的设计与研究基于单片机的烟气二氧化硫浓度检测仪的研制基于微型光谱仪的单片机系统单片机系统软件构件开发的技术研究基于单片机的液体点滴速度自动检测仪的研制基于单片机系统的多功能温度测量仪的研制基于PIC单片机的电能采集终端的设计和应用基于单片机的光纤光栅解调仪的研制气压式线性摩擦焊机单片机控制系统的研制基于单片机的数字磁通门传感器基于单片机的旋转变压器-数字转换器的研究基于单片机的光纤Bragg光栅解调系统的研究单片机控制的便携式多功能乳腺治疗仪的研制基于C8051F020单片机的多生理信号检测仪基于单片机的电机运动控制系统设计Pico专用单片机核的可测性设计研究基于MCS-51单片机的热量计基于双单片机的智能遥测微型气象站MCS-51单片机构建机器人的实践研究基于单片机的轮轨力检测基于单片机的GPS定位仪的研究与实现基于单片机的电液伺服控制系统用于单片机系统的MMC卡文件系统研制基于单片机的时控和计数系统性能优化的研究基于单片机和CPLD的粗光栅位移测量系统研究单片机控制的后备式方波UPS提升高职学生单片机应用能力的探究基于单片机控制的自动低频减载装置研究基于单片机控制的水下焊接电源的研究基于单片机的多通道数据采集系统基于uPSD3234单片机的氚表面污染测量仪的研制基于单片机的红外测油仪的研究96系列单片机仿真器研究与设计基于单片机的单晶金刚石刀具刃磨设备的数控改造基于单片机的温度智能控制系统的设计与实现基于MSP430单片机的电梯门机控制器的研制基于单片机的气体测漏仪的研究基于三菱M16C/6N系列单片机的CAN/USB协议转换器基于单片机和DSP的变压器油色谱在线监测技术研究基于单片机的膛壁温度报警系统设计基于AVR单片机的低压无功补偿控制器的设计基于单片机船舶电力推进电机监测系统基于单片机网络的振动信号的采集系统基于单片机的大容量数据存储技术的应用研究基于单片机的叠图机研究与教学方法实践基于单片机嵌入式Web服务器技术的研究及实现基于AT89S52单片机的通用数据采集系统HYPERLINK"/detail.htm?342365