CA6140机床主轴箱设计毕业论文正文

盐城纺织职业技术学院毕业设计（论文）

CA6140机床主轴箱的设计

姓名

班级

专业

所在系机电工程系

指导老师

完成时间 2010 年 12 月 30 日至 2011 年 6 月 1 日

学生毕业设计（论文）选题表

毕业设计（论文）任务书

盐城纺织职业技术学院毕业论文开题报告书

20010——2011学年

机电系机设专业

学号 08205148

姓名赵厚喜

专业机设

指导老师王其松

开题日期2010年12月30日

填表日期 2010年 12月 30日

盐城纺织职业技术学院

毕业设计（论文）过程检查情况记录表

学生姓名赵厚喜学号08205148 所在系机电系专业机设811 题目：CA6140机床主轴箱的设计指导老师王其松

摘要

作为主要的车削加工机床，CA6140机床广泛的应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的确定，传动方案和传动系统图的拟定，对主要零件进行了计算和验算，利用三维画图软件进行了零件的设计和处理。

关键词：CA6140机床主轴箱零件传动

目录第一章机床的规格和用途

第二章机床主要参数的确定

第三章传动放案和传动系统图的拟定第四章主要设计零件的计算和验算

第五章结论

第六章参考资料编目

第一章机床的规格和用途

CA6140机床可进行各种车削工作，并可加工公制、英制、模数和径节螺纹。

主轴三支撑均采用滚动轴承；进给系统用双轴滑移共用齿轮机构；纵向与横向进给由十字手柄操纵，并附有快速电机。该机床刚性好、功率大、操作方便。

第二章主要技术参数

工件最大回转直径：

在床面上…………………………………………………………………………400毫米在床鞍上…………………………………………………………………………210毫米工件最大长度（四种规格）……………………………………750、1000、1500、2000毫米主轴孔径……………………………………………………………………………… 48毫米主轴前端孔锥度…………………………………………………………………… 400毫米主轴转速范围：

正传（24级）…………………………………………………………… 10～1400转/分反传（12级）…………………………………………………………… 14～1580转/分加工螺纹范围：

公制（44种）…………………………………………………………………1～192毫米英制（20种）……………………………………………………………… 2～24牙/英寸模数（39种）……………………………………………………………… 0.25～48毫米径节（37种）………………………………………………………………… 1～96径节进给量范围：

细化 0.028~0.054毫米/转纵向（64种）……………………………………………正常 0.08~1.59 毫米/转

加大 1.71~6.33 毫米/转

细化 0.014~0.027毫米/转横向（64种）……………………………………………正常 0.04~0.79 毫米/转

加大 0.86~3.16 毫米/转刀架快速移动速度：

纵向……………………………………………………………………………… 4米/分横向……………………………………………………………………………… 4米/分主电机：

功率……………………………………………………………………………… 7.5千瓦转速…………………………………………………………………………… 1450转/分快速电机：

功率………………………………………………………………………………… 370瓦

转速……………………………………………………………………………… 2600转/分冷却泵：

功率………………………………………………………………………………… 90瓦流量……………………………………………………………………………… 25升/分工件最大长度为1000毫米的机床：

外形尺寸（长×宽×高）………………………………………2668×1000×1190毫米重量约…………………………………………………………………………2000公斤

第三章传动方案和传动系统图的拟定

1.确定极限转速

已知主轴最低转速n min为10mm/s,最高转速n max为1400mm/s，转速调整范围为 Rn=n max/n min=14

2.确定公比

选定主轴转速数列的公比为φ＝1.12

3.求出主轴转速级数Z

Z=lgRn/lgφ+1= lg14/lg1.12+1=24

4.确定结构网或结构式

24=2×3×2×2

5.绘制转速图

（1）选定电动机

一般金属切削机床的驱动，如无特殊性能要求，多采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。Y系列电动机高效、节能、起动转矩大、噪声低、振动小、运行安全可靠。根据机床所需功率选择Y160M-4，其同步转速为1500r/min。

（2）分配总降速传动比

总降速传动比为u II=n min/n d=10/1500≈6.67×10－3,n min为主轴最低转速，考虑是否需要增加定比传动副，以使转速数列符合标准或有利于减少齿轮和及径向与轴向尺寸，并分担总降速传动比。然后，将总降速传动比按“先缓后急”的递减原则分配给串联的各变速组中的最小传动比。

（3）确定传动轴的轴数

传动轴数＝变速组数+定比传动副数+1=6

（4）绘制转速图

先按传动轴数及主轴转速级数格距lgφ画出网格，用以绘制转速图。在转速图上，先分配从电动机转速到主轴最低转速的总降速比，在串联的双轴传动间画上u(k→k+1)min.再按结构式的级比分配规律画上各变速组的传动比射线，从而确定了各传动副的传动比。

CA6140传动系统图

第四章主要设计零件的计算和验算

4.1主轴箱的箱体

主轴箱中有主轴、变速机构，操纵机构和润滑系统等。主轴箱除应保证运动参数外，还应具有较高的传动效率，传动件具有足够的强度或刚度，噪声较低，振动要小，操作方便，具有良好的工艺性，便于检修，成本较低，防尘、防漏、外形美观等。

箱体材料以中等强度的灰铸铁HT150及HT200为最广泛,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将使扭转刚度下降10%-20%，弯曲刚度下降更多，为弥补开口削弱的刚度，常用凸台和加强筋；并根据结构需要适当增加壁厚。如中型车床的前支承壁一般取25mm左右，后支承壁取22mm左右，轴承孔处的凸台应满足安装调整轴承的需求。

箱体在主轴箱中起支承和定位的作用。CA6140主轴箱中共有15根轴，轴的定位要靠箱体上安装空的位置来保证，因此，箱体上安装空的位置的确定很重要。本设计中各轴安装孔的位置的确定主要考虑了齿轮之间的啮合及相互干涉的问题，根据各对配合齿轮的中心距及变位系数，并参考有关资料，箱体上轴安装空的位置确定如下：

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

综合考虑其它因素后，将箱体上各轴安装空的位置确定如下图：

上图中XIV、XV轴的位置没有表达清楚具体位置参见零件图。

设计的箱体外观形状如下图：

箱体在床身上的安装方式，机床类型不同，其主轴变速箱的定位安装方式亦不同。有固定式、移动式两种。车床主轴箱为固定式变速箱，用箱体底部平面与底部突起的两个小垂直面定位，用螺钉和压板固定。本主轴箱箱体为一体式铸造成型，留有安装结构，并对箱体的底部为安装进行了相应的调整。

箱体的颜色根据机床的总体设计确定，并考虑机床实际使用地区人们心理上对颜色的喜好及风俗。

箱体中预留了润滑油路的安装空间和安装螺纹孔及油沟，具体表达见箱体零件图。

4.2.传动系统的I 轴及轴上零件设计

4.2.1普通V 带传动的计算

普通V 带的选择应保证带传动不打滑的前提下能传递最大功率，同时要有足够的疲劳强度，以满足一定的使用寿命。

设计功率 d A P K P =?（kW ）

A K ——工况系数，查《机床设计指导》（任殿阁，张佩勤 主编）表2-5，取1.1；

故 1.11112.1d P kW =?= 小带轮基准直径1d d 为130mm ；

带速 v []11/(601000)9.86/d v d n m s v π=?≈≤； 大带轮基准直径2d d 为230 mm ；

初选中心距0a ＝1000mm, 0a 由机床总体布局确定。0a 过小，增加带弯曲次数；0a 过大，易引起振动。

带基准长度22100120

()2()2722.524d d d d d d d n

L a d d mm a -=+++=

查《机床设计指导》（任殿阁，张佩勤 主编）表2-7，取0d L ＝2800mm; 带挠曲次数μ＝1000mv/0d L =7.04≤401s -；

实际中心距a A = 12()108.748

d d d L d d A π+=

-= 2

21()12508

d d d d B -=

=

故108.7223a mm == 小带轮包角1

21

11802sin 154.091202d d d d a

--α=-≈≥ 单根V 带的基本额定功率1P ,查《机床设计指导》（任殿阁，张佩勤 主编）表2-8，

取2.28kW ；

单根V 带的基本额定功率增量111

(1)b u

P K n K ?=-

b K ——弯曲影响系数，查表2-9，取31.0310-? u K ——传动比系数，查表2-10，取1.12 故10.16P ?=； 带的根数11()d

L

P z P P K K α=

+?

K α——包角修正系数，查表2-11，取0.93； L K ——带长修正系数，查表2-12，取1.01； 故112.1

3.89(2.280.16)0.93 1.01

z =

≈+??

圆整z 取4； 单根带初拉力20 2.5500(1)d a

P F qv vz K =?

-+ q ——带每米长质量，查表2-13，取0.10； 故0F ＝58.23N

带对轴压力10154.092sin 258.234sin

453.9822

Q F z N α==???≈

4.2.2多片式摩擦离合器的计算

设计多片式摩擦离合器时，首先根据机床结构确定离合器的尺寸，如为轴装式时，外摩擦片的内径d 应比花键轴大2～6mm ，内摩擦片的外径D 的确定，直接影响离合器的径向和轴向尺寸，甚至影响主轴箱内部结构布局，故应合理选择。

摩擦片对数可按下式计算 Z ≥2MnK/ f 20D b[p]

式中 Mn ——摩擦离合器所传递的扭矩（N ·mm ）；

Mn ＝955×410d N η/j n ＝955×410×11×0.98/800＝1.28×510（N ·mm ）; Nd ——电动机的额定功率（kW ）；

j n ——安装离合器的传动轴的计算转速（r/min ）；

η——从电动机到离合器轴的传动效率； K ——安全系数，一般取1.3～1.5； f ——摩擦片间的摩擦系数，由于磨擦片为淬火钢，查《机床设计指导》表2-15，

取f=0.08； 0D ——摩擦片的平均直径（mm ）; 0D =（D+d ）/2＝67mm;

b ——内外摩擦片的接触宽度（mm ）； b=（D-d ）/2=23mm ；

[]p ——摩擦片的许用压强（N/2mm ）；

[]p ＝0t

p ????v K m K z K ＝1.1×1.00×1.00×0.76＝0.836

0t p ????——基本许用压强（MPa ），查《机床设计指导》表2-15，取1.1；

v K ——速度修正系数

p v ＝π02D n/6×410=2.5（m/s ）

根据平均圆周速度p v 查《机床设计指导》表2-16，取1.00； m K ——接合次数修正系数，查《机床设计指导》表2-17，取1.00； z K ——摩擦结合面数修正系数，查《机床设计指导》表2-18，取0.76。

所以 Z ≥2MnK/πf 20D b[p]＝2×1.28×510×1.4/（3.14×0.08×267×23×0.836＝11

卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗k P 确定，一般取

k P ＝0.4d N ＝0.4×11＝4.4

最后确定摩擦离合器的轴向压紧力Q ，可按下式计算：

Q=0t p ????π20D b v K (N)＝1.1×3.14×267×23×1.00＝3.57×510

式中各符号意义同前述。

摩擦片的厚度一般取1、1.5、1.75、2（mm ），内外层分离时的最大间隙为0.2～

0.4（mm ）,摩擦片的材料应具有较高的耐磨性、摩擦系数大、耐高温、抗胶合性好等特点，常用10或15钢，表面渗碳0.3～0.5（mm ）,淬火硬度达HRC52～62。

4.2.3齿轮的验算