CA6140普通車床主軸變速箱設計及主軸箱設計說明書.doc

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目 錄 1 緒論 1 1.1 課題 研究背景及選題意義 1 1.1.1 課題的背景 1 1.1.2 課題的目的 1 1.2 完成的內容 1 2 參數擬定 3 2.1 主電機動力參數的確定 3 2.2 運動設計 3 2.2.1 確定主軸極限轉速 3 2.2.2 確定轉速范圍定公比確定主軸轉速數例: 4 3 傳動設計 5 3.1 傳動方案擬定 5 3.1.1傳動組和傳動副數的確定 5 3.2 傳動結構式的選擇 5 3.2.1 基本組和擴大組的確定 5 3.2.2 分配總降速比 6 3.3 帶輪直徑和齒輪齒數的確定及轉速圖擬定 7 3.3.1確定皮帶輪動直徑 7 3.3.2 確定齒輪齒數 8 3.3.3 畫出轉速圖如下： 10 3.3.4 驗算轉速誤差 10 3.4 齒輪的計算轉速的確定及傳動系統(tǒng)的擬定的計算轉速 12 3.4.1 確定各軸和齒輪 12 3.4.2 由轉速圖擬定傳動系統(tǒng)圖 13 4 傳動件的估算和驗算 14 4.1齒輪模數的估算和設計 14 4.1.1 計算各軸傳動的功率 14 4.1.2 計算傳動軸齒輪模數 14 4.1.3 計算各軸之間的中心距 16 4.2 三角帶傳動的計算 17 4.2.1計算皮帶尺寸 17 4.3 傳動軸的估算和齒輪尺寸的計算 18 4.3.1確定各軸的直徑 18 4.3.2 計算各齒輪的尺寸 18 5 各部件結構設計 21 5.1 皮帶輪及齒輪塊設計 21 5.1.1 皮帶及皮帶輪的設計 21 5.1.2 齒輪及齒輪塊設計 21 5.2 軸承的選擇及箱體設計 21 5.2.1各軸承的選擇 21 5.2.2 主軸及箱體設計 21 5.3 密封結構及潤滑 22 6 主軸組件的驗算 23 6.1驗算主軸軸端的位移 23 6.2 前軸承的轉角及壽命的驗算 25 6.2.1 驗算前軸承處的轉角 25 6.2.2 驗算前支系壽命 25 6.3 箱體設計 26 總結 27 致謝 28 摘 要 本文用簡明的語言有側重的介紹了普通數控機床中CA6140主軸的設計改造過程，先通過研究背景及選題意義的介紹，來引出本設計的意義。然后分別從參數擬定、傳動設計、傳動件的估算和驗算、各部件結構設計和主軸組件的驗算5個部分來進行設計的。以齒輪、帶輪、皮帶輪、軸承、箱體等的參數設計為重點。 關鍵詞：數控；齒輪；結構設計；箱體 1 緒論 1.1 課題 研究背景及選題意義 1.1.1 課題的背景 機床設計和制造的發(fā)展速度是很快的。由原先的只為滿足加工成形而要求刀具與工件間的某些相對運動關系和零件的一定強度和剛度，發(fā)展至今日的高度科學技術成果綜合應用的現代機床的設計，也包括計算機輔助設計（CAD）的應用。但目前機床主軸變速箱的設計還是以經驗或類比為基礎的傳統(tǒng)（經驗）設計方法。因此，探索科學理論的應用，科學地分析的處理經驗，數據和資料，既能提高機床設計和制造水平，也將促進設計方法的現代化。 隨著科學技術的不斷發(fā)展，機械產品日趨精密、復雜，改型也日益頻繁，對機床的性能、精度、自動化程度等提出了越來越高的要求。機械加工工藝過程自動化是實現上述要求的重要技術措施之一，不僅能提高產品質量和生產率，降低生產成本，還能改善工人的勞動條件。為此，許多企采用自動機床、組合機床和專用機床組成自動或半自動生產線。但是，采用這種自動、高效的設備，需要很大的初期投資以及較長的生產準備周期，只有在大批量的生產條件（如汽車、拖拉機、家用電器等工業(yè)主要零件的生產）下、才會有顯著的經濟效益。 在機械制造工業(yè)中，單件、小批量生產的零件約占機械、加工的70%～80%?？茖W技術的進步和機械產品市場競爭的日益激烈，致使機械產品不改型、更新換代、批量相對減少，質量要求越來越高。采用專用的自動化機床加工這類零件就顯得橫不合理，而且調整或改裝專用的“剛性”自動化生產線投資大、周期長，有時從技術上甚至是不可能實現的。采用各類仿型機床，雖然可以部分地解決小批量復雜的加工，但在更新零件時需制造靠模和調整機床，生產準備周期長，而且由于靠模誤差的影響，加工零件的精度很難達到較高的要求。 為了解決上述問題，滿足多品種、小批量，特別是結構復雜、精度要求高的零件的自動化生產，迫切需要一種靈活的、通用的、能夠適于產品頻繁變化“柔性”自動化機床。隨著計算機科學技術的發(fā)展，1952年，美國帕森斯公司（Parsons）和麻省理工學院（MIT）合作，研制成功里世界上第一臺以數字計算機為基礎的數字控制（numerical control，簡稱NC）3坐標直線插補銑床，從而機械制造業(yè)進入了一個新階段 同時，在設計中處處實際出發(fā)，分析和處理問題是至關重要的。從大處講，聯系實際是指在進行機床工藝可能性的分析。參數擬定和方案確定中，既要了解當今的先進生產水平和可能趨勢。更應了解我國實際生產水平，使設計的機床，機器在四化建設中發(fā)揮最佳的效蓋。從小處講，指對設計的機床零部件的制造，裝配和維修要進行認真的，切實的考慮和分析，綜合思考的設計方法[1]。 1）計算機數控的概念 ①數字控制的概念 GB 8129-1997中對NC的定義為：用數值數據的控制裝置，在運行過程中不斷地引入數值數據，從而對某一生產過程實現自控制， ② 數控機床（NC machine tools） 若機床的操作命令以數值數據的形式描述，工作過程按照規(guī)定的程序自動地進行，則這種機床稱為數控機床。 ③ 數控系統(tǒng) 在數控機床行業(yè)中，數控系統(tǒng)是指計算機數字控制裝置、可編程序控制器、進給驅動與主軸驅動裝置等相關設備的總稱。有時則指其中的計算機數字控制裝置。為區(qū)別起見將其中的計算機數字控制裝置稱數控裝置。 2） 計算機數控的發(fā)展 從第一臺數控機床問世至今的40多年中，隨著微電子技術的不斷發(fā)展，數控裝置也在不斷地更新換代，先后經歷里電子管（1952年）、小規(guī)模集成電路（1965年）、大規(guī)模集成電路及小型計算機（1970年）和微處理計算機（1974年）等五代數控系統(tǒng)。 前三代數控裝置屬于采用專用控制計算機的硬接線（硬件）數控裝置，一般稱為NC數控裝置。20世紀70年代初，隨著計算機技術的發(fā)展，小型計算機的價格急劇下降，出現了采用小型計算機代替專用硬件控制計算機的第四代數控系統(tǒng)。這種數控系統(tǒng)不僅在經濟上更為合算，而且許多功能可用編制的專用程序實現，并可將專用程序存儲在小型計算機的存儲器中，構成控制軟件。這種數控系統(tǒng)稱為計算機數控系統(tǒng)（computerized numerical control，即CNC）。自1974年開始，以微處理機為核心的數控裝置（microcomputerized numerical control，即MNC）得到迅速的發(fā)展。CNC和MNC稱為軟接線（軟件）數控系統(tǒng)。由于NC硬件數控系統(tǒng)早已淘汰，而目前軟件數控系統(tǒng)均采用MNC，因此將現代數控系統(tǒng)稱為CNC。 3） 我國數控機床現況 我國研究數控技術源于1958年，幾十年來經過了發(fā)展、停滯、引進技術等幾個階段。1985年以后，我國的數控機床在引進、消化國外技術的基礎上，進行了大量的開發(fā)工作。到1989年底，我國數控機床的可供品種已超過300種，一些較高檔次的數控系統(tǒng)，如五軸聯動的數控系統(tǒng)、分辨率為0.O2um的高精度車床用數控系統(tǒng)、數字仿真的數控系統(tǒng)、為柔性制造單元配套的數控系統(tǒng)，也陸續(xù)開發(fā)出來，并制造出了樣機。我國數控系統(tǒng)在技術上已趨于成熟，在重大關鍵技術上(包括核心技術)，已達到國外先進水平。目前，已新開發(fā)出數控系統(tǒng)80種。自“七五”以來，國家一直把數控系統(tǒng)的發(fā)展作為重中之重來支持，現已開發(fā)出具有中國版權的數控系統(tǒng)，掌握了國外一直對我國封鎖的一些關鍵技術。例如，曾長期困擾我國、并受到西方國家封鎖的多坐標聯動技術對我們已不再是難題，0.1 μm當量的超精密數控系統(tǒng)、數控仿形系統(tǒng)、非圓齒輪加工系統(tǒng)、高速進給數控系統(tǒng)、實時多任務操作系統(tǒng)都已研制成功。尤其是基于PC機的開放式智能化數控系統(tǒng)，可實施多軸控制，具備聯網進線等功能，既可作為獨立產品，又是一代開放式的開發(fā)平臺，為機床廠及軟件開發(fā)商二次開發(fā)創(chuàng)造了條件。 我國數控機床市場廣闊,自2003年開始，中國就成了全球最大的機床消費國，也是世界上最大的數控機床進口國,雖然我們已經取得不可否認的成就, 但我國數控機床核心技術90%仍需進口, 我們只有緊跟先進技術進步的大方向，并不斷創(chuàng)新，才能趕超世界先進水平。 1.1.2 課題的目的 機床設計是學生在學完基礎課，技術基礎課及專業(yè)課的基礎上，結合機床主傳動部件（主軸變速箱）設計計算進行集合訓練。 1.掌握機床主傳動部件設計過程和方法，包括參數擬定，傳動設計，零件計算，結構設計等，培養(yǎng)結構分析和設計的能力。 2.綜合應用過去所學的理論知識，提高聯系實際和綜合分析的能力。 3.訓練和提高設計的基本技能。如計算，制圖，應用設計資料，標準和規(guī)范，編寫技術文件等[1]。 1.2 完成的內容 機床設計是學生在學完基礎課，技術基礎課及有關專業(yè)課的基礎上，結合機床傳動部件（主軸變速箱）設計進行的綜合訓練 1.參數擬定 根據機床類型，規(guī)格和其他特點，了解典型工藝的切削用量，結合世界條件和情況，并與同類機床對比分析后確定：極限轉速和，公比（或級數 Z ），主傳動電機功率N。 2.動設計 根據擬定的參數，通過結構網和轉速圖的分析，確定轉動結構方案和轉動系統(tǒng)圖，計算各轉動副的傳動比及齒輪的齒數，并驗算主軸的轉速誤差。 3.動力計算和結構草圖設計 估算齒輸模數m和直徑d，選擇和計算反向離合器，制動器。 將各傳動件及其它零件在展開圖和剖面圖上做初步的安排，布置和設計。 4.軸和軸承的驗算 在結構草圖的基礎上，對一根傳動軸的剛度（學時充裕時，也可以對該軸的強度進行驗算）和該軸系的軸承的壽命進行驗算。 5.主軸變速箱裝配設計 主軸變速箱裝配圖是以結構草圖為“底稿”，進行設計和會制的。圖上各零件要表達清楚，并標注尺寸和配合。 6.設計計算說明書 應包括參數，運動設計的分析和擬定，軸和軸承的驗算等，此外，還應對重要結構的選擇和分析做必要的說明。 2 參數擬定 機床（機器）設計的初始，首先需要確定有關參數，他們是傳動設計和機構設計的依據，影響到產品是否能滿足所需要的功能要求。因此，參數擬定是機床設計中的重要環(huán)節(jié)[2]。 2.1 主電機動力參數的確定 根據估算法來確定主電機功率 已知給出CＡ6140普通車床由推存數據可知 ：切深mm為3.5 進給量f(s)mm/s為0.35 切削速度為90r/min 功率估算法的計算公式. 1.主切削力 =1900aPf0.75N=19003.50.350.75=3026.06N 2.切削功率 N切= ==4.45Kw 3.估算重電機功率 N== N值為5.56kW按我國生產的電機在Y系列的額定功率選取如下； 同步轉速1500n/min 軸徑mm 電機型號 額定功率 滿載轉速n/min 38mm Y132S-4 5.5 1440 2.2 運動設計 2.2.1 確定主軸極限轉速： 計算車床主軸極限轉速是加工直徑，按經驗分別取（0.1～0.2）D和（0.45～0.5）D。主軸極限轉速應為： =1400n/min = =31.5n/min 在中考慮車螺紋和較孔時，其加工最大直徑應根據實際加工情況選取0.1D和50mm左右。 最后確定時，還應與同類型車床進行對比。 2.2.2 確定轉速范圍定公比確定主軸轉速數例: 轉速范圍: =44.44 由=44.44， =1.41標準數列表給出了以 =1.066的從1～10000的數值，因 =1.41=1.066，從表中找到=1400，每隔5個數值取出一個數，得： 1400，1000，710，500，355，250，180，125，90，63，45，31.5共12級. 3 傳動設計 3.1 傳動方案擬定 擬定傳動鏈的基本原則，就是以最經濟的辦法滿足對機床既定的要求。可以滿足同樣要求的方案可能有很多，在進行傳動鏈的可能分析時，應根據經濟合理的原則，選出最好的方案。轉速圖有助于各種方案比較，并為進一步確定傳動系統(tǒng)圖提供方便。擬定主運動轉速圖應按下列步聚進行。 擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以及開停，換向，制動，操縱等整個傳動系統(tǒng)的確定。傳動型式則指傳動和變速的元件，機構以及其組成，安排不同特點的傳動形式，變速類型。 傳動方案和形式與結構的復雜程度密切相關，和工作性能也有關。因此，確定傳動方案和形式，要從結構，工藝，性能及經濟性等多方面統(tǒng)一考慮。 傳動方案有多種，傳動型式更是式樣眾多，比如：傳動型式上有集中傳動的主軸變速箱，分離傳動的主軸箱與變速箱；擴大變速范圍可以用增加傳動組數，也可用齒輪結構，分支傳動等型式；變速型式上既可用多速電機，也可用交換齒輪，滑移齒輪，公用齒輪等。 顯然，可能的方案很多，優(yōu)化的方案也因條件而導。對于教學訓練來講，不必強調在方案上一定要有獨特之一，但一定要學會分式幾種現有的方案，型式，然后按照設計的具體要求，具體條件選擇合理可取的方案和形式[1][2]。 3.1.1傳動組和傳動副數的確定 可能的方案有：12=43 , 12=34 , 12=232 , 12=223 12=322 在上列兩行方案中第一行方案有時可以省掉一根軸. 缺點是有一個傳動組內有四個傳動副. 如果用一個四聯滑移齒輪，則會增加軸向尺寸；如果用兩個雙聯滑移齒輪，則操縱機構必須互銷以防止兩個滑移齒輪同時嚙合，所以一般少用. 第二行的三個方案可根據下述原則比較：從電動機到主軸，一般降速傳動組故應把傳動副較的傳動組放在前面接近電動機處，使其轉速較高，從而扭矩較小，尺寸也就可以少些. 這就是前多后少：原則從這個角度考慮以取12=322 方案為好 3.2 傳動結構式的選擇 3.2.1 基本組和擴大組的確定 根據前松后緊的原則，有了以上基礎可確定結構式： 保只有一對齒論 12=31 2326 傳動副數分別及2，3，2的三個傳動組方案12級轉速傳動位傳動組安排有2 3 2或3 2 2或2 2 3。從電動機到主軸一般為降速傳動，轉速較高，轉矩小，尺寸也小，將使小尺寸零件多些，大尺寸零件小些，節(jié)省材料這是前多后小的段則。 主軸對加工精度，表面粗糙度的影響大，因此主軸上的齒輪小為好，最后 各傳動組傳動副也選用從以上角度考慮，最后選用3 2 2其本組和擴大組的確定。 對于12=2 3 2或者12=3 2 2等傳動，均有：32=6種可能排列，根據實現傳動的可能結構和綜合效果的分析，選擇其中一，二種作為設計方案。 根據前松后緊之原則確定了以上結構式。 傳動方案的擴大順序與傳動順序可以一致，也可以不一致，結構式： 12=312326的傳動中，擴大順序也傳動順序一致，稱為順序擴大傳動：而12=31 23 26的傳動，擴大順序也傳動順序就不一致。 2.主軸轉速級數Z和公比 已知： 直Z=2a 3b a，b為正數，即Z應可分解為2和3的因子，以便用2，3聯滑移齒輪實現變速。如取4或5的因子，則要用2個相互連鎖的滑動齒輪，以確輪聯合，這種傳動由于結構復雜，很小采用。 普通型和輕型車床系列，結構較簡單，轉速級數Z=8～18級為于。 由于Z為2和3的因子積，而又為標準數列，因此，如果按串聯傳動設計時，在定后，值已定，應適當地變動或，以符合的關系。 這樣，就確定了主傳動部件（主軸變速箱）的運動參數，。并與同類型車床進行類比分析。 3.2.2 分配總降速比 分配降速比時，應注意傳動比的取值范圍：齒輪傳動副中最大傳動比2， 最小傳動比 傳動比過大 ，引起振動和噪音，傳動比過小，使動齒輪與傳動齒輪的直徑相差太大，將導致結構龐大。 （1） 確定皮帶轉動的轉動比范圍 =1～2.5。取 =1.8 由于主電機額定轉速1440r/min ， 可知第Ⅰ軸的轉速n1=1440 0.5=710r/min （2）確定最末一級傳動比 總的轉動比為 ： = 最小傳動比 = 12=31 23 26 最末一級間的數相隔6極（總 ）： = = = (3)中間軸傳動比 可按先慢后快原則，確定最小傳動比，根據級此指數確定其他轉動比： Ⅱ～Ⅲ～Ⅳ軸小傳動比為 ∵ = ∴取=0.35 = Ⅰ～Ⅱ軸傳動比為 取=0.5 ia2===0.7 ia1=ia2=1 3.3 帶輪直徑和齒輪齒數的確定及轉速圖擬定 3.3.1確定皮帶輪動直徑 (1)選擇三角帶的型號 其中：電機額定功率 —工作情況系數 由于是車床，工作載荷穩(wěn)定，取 =1.1 =5.56 1.1=6.116kw 查表4-1選擇型號得出B型 型號 b bp h 13 17 14 10.5 40 (2)帶輪直徑 小帶輪計算直徑，小帶輪直徑不宜過小，要求大于許用值 =125， 由表得取126mm 大帶輪計算直徑D2 =mm ==256mm 取=256mm 3.3.2 確定齒輪齒數 確定齒輪齒數應該注意以下幾類： （1）齒輪的齒數和應過大，以免加大中心距使機床結構龐大 一般推薦齒輪數和SZ為60～100 （2）不產生根切最小齒輪18～20 （3）保證強度和防止熱處理變形過大齒輪齒根園到鍵槽的壁厚2mm一般取 5mm 則 （4）三聯滑移齒輪的相領兩輪的齒數差應大于4。 避免齒輪右左移動時齒輪右相碰，能順利通過。 由傳動比已知，傳動比的適用齒數表； 查出： =1 =60,62,64,66,68,70,72,74,76,78. = =60,63,65,67,68,70,72,73,75,77. = =60,63,66,69,72,75,78. 由于可知選用=72，從表查出小齒輪的齒數為36，30，24。 大齒輪的齒數則為36，42，48。 =1 =60,62,64,66,68,70,72,74,76,78,80. = =61,65,68,69,72,73,76,77 可選用=84從表中查出小齒論的齒數42，22。 大齒輪的齒數則為42，62， =2=1.99 =63,66,69,72,75,78,81,84,90…. = =80,84,85,89,90….. 選用=90 從表中查出小齒輪的齒數30，18。 大齒輪的齒數則為60，72。 3.3.3 畫出轉速圖如下[1]： 3.3.4 驗算轉速誤差 由確定的齒輪所得的實際轉速與傳動設計理論值難以完全相符，需要驗算主軸各級轉速，最大誤差不得超過 由公式： n實= 10(-1)%=0.041 (1)n理=1400時 n實=1417.5 =0.012<0.041 (2)n理=1000時 n實=1012.5 = 0.0125<0.041 (3=71時 n實=708.75 =0.0125<0.041 (4)=500時 n實=502.98 =0.00596<0.041 (5)=355時 n實=359.27 =0.012>0.041 (6)=250時 n實=251.49 =0.00596<0.041 (7)=180時 n實=177.1875 =0.016<0.041 (8)=125時 n實=126.5625 =0.016<0.041 (9) =90時 n實=88.59 =0.0156<0.041 (10)=63時 n實=62.87 =0.002<0.041 (11) =45時 n實=44.88 =0.003<0.041 (12) =31.5時 n實=31.44 =0.001<0.041 3.4 齒輪的計算轉速的確定及傳動系統(tǒng)的擬定的計算轉速 3.4.1 確定各軸和齒輪 (1)主軸轉速由= nⅣ=31.5 =88r/min 取90r/min (2)各傳動軸計算轉速 Ⅲ軸nⅢ=125r/min Ⅱ軸nⅡ=355r/min Ⅰ軸nⅠ=710r/min (3)傳動組各軸上最小齒輪的轉速。 a組, Z=24時 , =710r/min b組, Z=22時 , =355r/min c組, Z=18時 , =355r/min 3.4.2 由轉速圖擬定傳動系統(tǒng)圖 4 傳動件的估算和驗算 傳動方案確定后，要進行方案的結構化，確定各零件的實際尺寸和有關布置。為此，常對傳動件的先進行估算，如傳動軸的直徑，齒輪模數，離合器，帶輪的根數和型號等。在這些尺寸的基礎上，畫出草圖，得出初步結構化的有關布置與尺寸；然后按結構尺寸進行主要零件的驗算，最后才能畫正式裝配圖。 有經驗的設計師可以省略畫草圖這一中間步驟直接進行結構設計和驗算。但對缺少設計經驗的學生，先畫草圖可以避免大的反復，有利于設計的進行[1][2]。 4.1齒輪模數的估算和設計 4.1.1 計算各軸傳動的功率 由公式 （） 其中 ： ——傳動軸的輸入功率 ——電機額定功率 ——工作情況系統(tǒng) =從電機到傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積輸入功率NⅠ= =5.5 0.96 =5.3Kw NⅡ=NⅡ 中運=0.99 ∴5.22kw NⅢ= NⅡ =0.985 ∴ 5.14kw NⅣ=NⅢ =0.985 ∴ 5.06kw 4.1.2 計算傳動軸齒輪模數 根據和計算齒輪模數，根據其中較大值取相近的標準模數： =16300mm ——齒輪的最低轉速r/min； ——頂定的齒輪工作期限，中型機床推存：=15～20 ——轉速變化系數； ——功率利用系數； ——材料強化系數。 ——（壽命系數）的極值 齒輪等轉動件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數m和基準順環(huán)次數C0 ——工作情況系數。中等中級的主運動： ——動載荷系數； ——齒向載荷分布系數； ——齒形系數； 根據彎曲疲勞計算齒輪模數公式為： 式中：N——計算齒輪轉動遞的額定功率N=? ——計算齒輪（小齒輪）的計算轉速r/min ——齒寬系數, Z1——計算齒輪的齒數，一般取轉動中最小齒輪的齒數： ——大齒輪與小齒輪的齒數比，=；（+）用于外嚙合，（-）號用 于內嚙合： 命系數； ：工作期限 ， =； ==3.49 ==1.8 =0.84 =0.58 =0.90 =0.55 =0.72 =3.49 0.84 0.58 0.55=0.94 =1.80.84 0.90 0.72=0.99 時，取=，當<時，取=； ==0.85 =1.5； =1.2 =1 =0.378 許用彎曲應力，接觸應力，() =354 =1750 6級材料的直齒輪材料選；20熱處理S-C59 =16300mm =16300=2.6 mm =275mm =275 =2.2mm 根據標準齒輪模數系數選用模數為:主軸齒輪模數為3.5，傳動軸齒輪模數m=2.5，中間軸齒輪模數m=3; 4.1.3 計算各軸之間的中心距 根據中心距公式a=(z1+z2) (1)Ⅰ～Ⅱ軸a=(36+36)=90mm (2)Ⅱ～Ⅲ軸a=(42+42)=126mm (3)Ⅲ～Ⅳ軸a= (18+72)=157.5mm (4)Ⅳ～Ⅴ軸a= (20+60)=80mm (5)Ⅴ～Ⅵ軸a=(40+60)=100mm 4.2 三角帶傳動的計算 4.2.1計算皮帶尺寸[6] 已知選用三角形B型帶輪，小帶輪直徑D1=126mm，大帶輪直徑D2=256mm， 確定帶的速度 (1)確定三角帶速度 =m/s==9.49m/s (2)初定中心距A0 A0=（0.6～2）（D1+D2）mm 中心距過小，將降低帶的壽命；中心距過大時，會引起帶振動。中心距一般為249～830mm。 我們選用A0為750mm (3) 確定三角帶的計算長度L0只內周長LN 計算長度：L0=2A0+(D1+D2)+ mm =2105mm 從表中查中相應的內周長度LN=2000mm,(通過截面中心的計算長度L=LN+Y，Y是修正值)，實際長度L=2044mm (4)確定實際中心距A 精確計算，可按下式計算； A=mm 式中：a=2L-n(D1+D2)=22044-3.14（126-256）=2888.5mm A==722mm (5)驗算小帶輪包角 =180-57.3≥120 169120 如果過小，應加大中心距或加張緊裝置。 (6)確定三角帶根數Z Z= 式中： N0——單根三角帶在α=180特定長度，平穩(wěn)工作情況下傳遞的功率值=2.71 C1——包角系數0.98 Z==2.25>2 取整數Z=3根 4.3 傳動軸的估算和齒輪尺寸的計算 4.3.1確定各軸的直徑 公式 ： mm (1)轉動軸的直徑 ——電機額定功率； η——從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積； n1——該傳動軸的計算轉速r/mi； ——每米長度上的轉角（deg/m），可根據傳動軸的要求選?。簃m=91=24.5mm N=η =5.28 N=5.5 0.90=5.28 根據標準選d=30mm (2)Ⅱ軸的直徑 mm=91=29.13mm 選d=35mm (3)Ⅲ軸的直徑 mm=91=37.5mm 選d=40mm (4)主軸的直徑根據書中范圍選擇75mm 4.3.2 計算各齒輪的尺寸[6] 齒輪分度圓直徑公式： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： (1)Ⅰ～Ⅱ軸間的齒輪尺寸： a> =2.5 =90mm =36 齒頂高：=2.5mm 齒根高度： =3.1 經常齒制： =1 =0.25 =90mm =20mm 齒頂圓直徑：=95 mm 齒根圓直徑： =84mm b> =24 =48 =時 =60mm =120mm =20mm =65mm =125mm =54mm =114mm c> =30 =42 =75mm =105mm =20mm =80mm =110mm =69mm =99mm (2)Ⅱ～Ⅲ軸間的齒輪尺寸 =3 =126mm =3 =3.75 a> =42 =42 =3 42=126mm =20mm =126+7=132mm =126-8.8=118.5 b> =22 =62 =22 3=66mm =62 3=186mm =20mm =72mm =192mm =58.5mm =178.5mm (3)Ⅲ～Ⅳ軸間的齒輪尺寸 a> =3.5 =157.5mm =60 =30 =3.5 =4.4 =8 =210mm =105mm =25mm =217mm =112mm =202mm =97mm b> =18 =72 由于傳動扭距大，選用平行軸斜齒輪機構 =63mm =252mm 齒頂高=35mm 齒根高=45mm 全齒高=8 齒頂圓直徑 =70mm =259mm 齒根圓直徑 =54mm =250mm =25mm 5 各部件結構設計 設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸，軸承，帶輪，離合器和制動器等），主軸組件，操縱機構，潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯接件的結構設計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設計限于時間，一般只畫展開圖及一或兩個截面圖[6]。 5.1 皮帶輪及齒輪塊設計 5.1.1 皮帶及皮帶輪的設計 (1)皮帶選用B型號三角帶傳動共有三根，設計長度為2044mm。 (2)帶輪將動力傳動Ⅰ軸上有兩種類形一種是不卸載的軸端結構，另一種是卸載的軸端結構，即帶輪裝在軸承上軸承裝在滾筒上，傳給軸的只承受扭矩，徑向力由固定在箱體上的滾筒承受，避免了第一軸產生彎曲變形，選用卸載的帶輪傳動[6]。 5.1.2 齒輪及齒輪塊設計 齒輪都是花鍵齒輪，固定齒輪的徑向固定用花鍵實現。 圓齒和倒角性質不同，加工方法和畫法也不一樣，齒輪的軸向定位是隔套定位。用隔套將各傳動件在軸向固定裝配方便，有利于軸的剛度。 5.2 軸承的選擇及箱體設計 5.2.1各軸承的選擇 第Ⅰ軸和第Ⅱ軸主要承受徑向載荷，所以選用向心球軸承。 Ⅲ軸裝有斜齒齒輪主要承受徑向載荷和軸向載荷所以選用單列圓錐滾子軸承。 Ⅳ軸是主軸，剛度和Ⅳ精度要求比較高主要承受軸向載荷和徑向載荷，所以車床主軸前端選擇了雙列向心短圓柱滾子軸承，前端軸承要比后端軸承精度高。 （Ⅴ，Ⅵ，Ⅶ及Ⅷ）軸主要承受徑向載荷，所以選也用向心球軸承。 5.2.2 主軸及箱體設計 我們所選用的是階梯型主軸，因為階梯型主軸容易安裝主軸組件，又因主軸是棒料，所以是實心。 箱體材料HT20～40，箱體結構為圓方形的，內有凸臺，箱體是用鑄造工藝鑄造。 5.3 密封結構及潤滑 所有密封標準件，有調整式法蘭盤端蓋，墊圈，毛氈等。 主軸箱潤滑方式是飛濺潤滑適用于潤滑點比較集中的地方，這種潤滑比較方便。 為了獲的良好的潤滑效果，深入油面深度以12～25mm為宜，濺油齒輪浸入深度不應大于2～3倍齒高濺油件外緣至池深度H30～60mm如圖， - - - - 6 主軸組件的驗算 在設計主軸組件時，主軸的跨距希望是合理跨距，但由于結構限制，主軸的實際跨距往往不等于合理跨距，為此要對主軸組件進行驗算，對一般的機床全部軸主要進行剛度驗算，通常如果能滿足剛度要求也就能滿足強度要求[6]。 6.1驗算主軸軸端的位移 a主軸的支承簡化。 L=e++L+=13+652+20=685mm b主軸的受力分析 主軸受到切削力，傳動力的作用。 切削力是一個空間力,有等分力，設總的切削力為是斜齒輪，傳動力a也定空間力：有，，，主軸上連有一個齒輪，主要把主軸運動傳給進給箱， 這齒輪主要是傳遞運動而不是傳遞動力，因此可以忽略不計。 由上述各力的作用，主要受彎矩和扭矩的作用。此外還受拉力和壓力作用，但此彎矩和扭矩要小的多，忽略不計，因此通常靠路考慮到以上受力情況，可以簡化，以下的受力圖 Q為傳動力 P為總切削力 M是力矩曲PX引起 為了計算方便，認為Q和P車同一個平面 x=13+491.5+17.5=522mm C確定切削力和傳動力的作用點 a前支承到主軸端部的距離，切削力的作用點與前支承之間的距離為S S=a+0.4H H為普通車床的中心高 a=100mm 從以上受力圖以看出 主軸端部的彎形由三部分組成： 第一部分 引起的變形量 第二部分 Q力引起的變形量 第三部分 M力引起的變形量 由三部分增加起來，以得出齒輪A點總的撓度為 = a)確定P的大小 主軸計算傳速， N主軸傳遞的功率 P= D最大切削力估算直徑為320mm P==3356N e確定Q力 Q=1.12圓周 Q 圓周= M扭= d分度=252mm Q 圓周==4261N Q=1.12圓周=4687N E——主軸材料的彈性模量，一般用鋼 E=20.6 104N/mm2 J——主軸載面慣性距 J==4344037 M=（0.3～0.35）Pa=0.3 3356 100=100680 = ==10.00581 要求[,] =0.0002L=0.0002*685=0.137 <[]符合要求 6.2 前軸承的轉角及壽命的驗算 6.2.1 驗算前軸承處的轉角 = = 要求< ， 0.001red <[]符合要求 6.2.2 驗算前支系壽命 由軸承壽命計算式和 C=. 前支承是雙雙向心短圓柱磙子軸承，只承受徑向力，因此F前軸承的徑向力。 進行受力分式 RB=F ===7270 溫度系數在100C溫度內工作 =1 載荷系數如 =1 為壽命系數，磙子軸承= C==7270 =86786Nf C<[C]符合要求 經過上過驗算，我所選用的主軸組件達到規(guī)定要求。 6.3 箱體設計 在箱體內要裝有各種機構，并保證其較準確的箱體位置，以便能夠正確運轉。同時也要保證箱體的密封防止?jié)櫥耐饬骱突覊m的侵入，箱體應用足夠的強度和剛度說明。 1.箱體材料的壁厚（放軸承處的壁厚和其它位置的壁厚） 箱體材料一般工程用鑄造碳鋼碑號ZG200～400壁厚 a.放軸承處壁厚35mm b.其他地方壁厚15mm 2.箱體的技術要求： 保證傳動件正常運轉和機床加工精度，基準面平直，主軸平基準面應保持平行，同軸線的孔要同心，另處應保證安裝在箱體內零件與箱壁不加工面之間有足夠間隙，以防相碰[5]。 總結 經過大學四年艱苦學習，我們順利的完成了機械設計制造及自動化專業(yè)所學的全部課程，初步已具備了一個機械工程技術人員所具備的基本知識和技能，今后還需要進一步在實踐中不斷地探索與積累。 這次畢業(yè)設計是我們零件課程設計和工藝課程設計之后的一次對我們更全面更綜合的考核是一次綜合的訓練. 我們畢業(yè)設計題目是CA6140普通車床主軸變速箱設計及主軸箱電氣控制線路設計。 通過畢業(yè)設計學到了很多知識，收獲很大。 經過設計，分析得出了以下結論： （1） 進行了主傳動設計 （2） 對傳動件進行了估算和驗算 （3） 對各部件斷行了結構設計 （4） 對主軸組件進行了驗算 這次畢業(yè)設計為我們走向工作崗位尊定了基礎。 致謝 在本課題的選題，設計直至最后的論文寫作過程中，始終的到了XXX老師的悉心指導和大力幫助。這位老師一絲不茍的治學態(tài)度，嚴謹的科研作風，廣博的知識，忘我的工作作風，都給作者留下深刻的印象，必將激勵我在今后的學習和工作中不斷前進。值此論文脫稿之際，謹向這位導師致意和崇高的敬意。 同時感謝院，系，老師的關心和支持。 謝謝各位專家，教授對論文的評審和指導。 最后，對所有幫助過我的人表示衷心的感謝!!!。 XXX 2006-6-13 參考文獻 [1]．金屬切削機床設計 戴曙編 機械工業(yè)出版社 1999年出版 [2]．機床主軸變速箱 曹金榜編 機械工業(yè)出版社 1987年出版 [3]．機床設計圖冊 上?？茖W技術出版社 1979年出版 [4]．機床課程設計圖冊 高等教育出版社 1994年出版 [5]．機床設計手冊 1）通用標準（ 上，下冊） 2）零件設計 （上，下冊） 機械工業(yè)出版社 [6]機械設計基礎 揚可楨.程光蘊等. 高等教育出版社 1995年出版 其它 公差與技術測量 機床零件 機床原理 金屬切削機床 [7]．AutoCAD [8]．Office2000 [9]．機床電氣控制技術