最新CA6140普通车床主轴变速箱设计及主轴箱设计说明书.doc

精品资料CA6140普通车床主轴变速箱设计及主轴箱设计说明书.目 录摘 要 本文用简明的语言有侧重的介绍了普通数控机床中CA6140主轴的设计改造过程，先通过研究背景及选题意义的介绍，来引出本设计的意义。然后分别从参数拟定、传动设计、传动件的估算和验算、各部件结构设计和主轴组件的验算5个部分来进行设计的。以齿轮、带轮、皮带轮、轴承、箱体等的参数设计为重点。 关键词：数控；齿轮；结构设计；箱体1 绪论1.1 课题 研究背景及选题意义1.1.1 课题的背景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。为了解决上述问题，满足多品种、小批量，特别是结构复杂、精度要求高的零件的自动化生产，迫切需要一种灵活的、通用的、能够适于产品频繁变化“柔性”自动化机床。随着计算机科学技术的发展，1952年，美国帕森斯公司（Parsons）和麻省理工学院（MIT）合作，研制成功里世界上第一台以数字计算机为基础的数字控制（numerical control，简称NC）3坐标直线插补铣床，从而机械制造业进入了一个新阶段同时，在设计中处处实际出发，分析和处理问题是至关重要的。从大处讲，联系实际是指在进行机床工艺可能性的分析。参数拟定和方案确定中，既要了解当今的先进生产水平和可能趋势。更应了解我国实际生产水平，使设计的机床，机器在四化建设中发挥最佳的效盖。从小处讲，指对设计的机床零部件的制造，装配和维修要进行认真的，切实的考虑和分析，综合思考的设计方法1。1）计算机数控的概念数字控制的概念GB 8129-1997中对NC的定义为：用数值数据的控制装置，在运行过程中不断地引入数值数据，从而对某一生产过程实现自控制， 数控机床（NC machine tools）若机床的操作命令以数值数据的形式描述，工作过程按照规定的程序自动地进行，则这种机床称为数控机床。 数控系统 在数控机床行业中，数控系统是指计算机数字控制装置、可编程序控制器、进给驱动与主轴驱动装置等相关设备的总称。有时则指其中的计算机数字控制装置。为区别起见将其中的计算机数字控制装置称数控装置。2） 计算机数控的发展从第一台数控机床问世至今的40多年中，随着微电子技术的不断发展，数控装置也在不断地更新换代，先后经历里电子管（1952年）、小规模集成电路（1965年）、大规模集成电路及小型计算机（1970年）和微处理计算机（1974年）等五代数控系统。前三代数控装置属于采用专用控制计算机的硬接线（硬件）数控装置，一般称为NC数控装置。20世纪70年代初，随着计算机技术的发展，小型计算机的价格急剧下降，出现了采用小型计算机代替专用硬件控制计算机的第四代数控系统。这种数控系统不仅在经济上更为合算，而且许多功能可用编制的专用程序实现，并可将专用程序存储在小型计算机的存储器中，构成控制软件。这种数控系统称为计算机数控系统（computerized numerical control，即CNC）。自1974年开始，以微处理机为核心的数控装置（microcomputerized numerical control，即MNC）得到迅速的发展。CNC和MNC称为软接线（软件）数控系统。由于NC硬件数控系统早已淘汰，而目前软件数控系统均采用MNC，因此将现代数控系统称为CNC。3） 我国数控机床现况我国研究数控技术源于1958年，几十年来经过了发展、停滞、引进技术等几个阶段。1985年以后，我国的数控机床在引进、消化国外技术的基础上，进行了大量的开发工作。到1989年底，我国数控机床的可供品种已超过300种，一些较高档次的数控系统，如五轴联动的数控系统、分辨率为0.O2um的高精度车床用数控系统、数字仿真的数控系统、为柔性制造单元配套的数控系统，也陆续开发出来，并制造出了样机。我国数控系统在技术上已趋于成熟，在重大关键技术上(包括核心技术)，已达到国外先进水平。目前，已新开发出数控系统80种。自“七五”以来，国家一直把数控系统的发展作为重中之重来支持，现已开发出具有中国版权的数控系统，掌握了国外一直对我国封锁的一些关键技术。例如，曾长期困扰我国、并受到西方国家封锁的多坐标联动技术对我们已不再是难题，0.1 m当量的超精密数控系统、数控仿形系统、非圆齿轮加工系统、高速进给数控系统、实时多任务操作系统都已研制成功。尤其是基于PC机的开放式智能化数控系统，可实施多轴控制，具备联网进线等功能，既可作为独立产品，又是一代开放式的开发平台，为机床厂及软件开发商二次开发创造了条件。我国数控机床市场广阔,自2003年开始，中国就成了全球最大的机床消费国，也是世界上最大的数控机床进口国,虽然我们已经取得不可否认的成就, 但我国数控机床核心技术90%仍需进口, 我们只有紧跟先进技术进步的大方向，并不断创新，才能赶超世界先进水平。1.1.2 课题的目的 机床设计是学生在学完基础课，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，标准和规范，编写技术文件等1。1.2 完成的内容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.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”，进行设计和会制的。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。2 参数拟定机床（机器）设计的初始，首先需要确定有关参数，他们是传动设计和机构设计的依据，影响到产品是否能满足所需要的功能要求。因此，参数拟定是机床设计中的重要环节2。2.1 主电机动力参数的确定根据估算法来确定主电机功率已知给出C6140普通车床由推存数据可知 ：切深mm为3.5进给量f(s)mm/s为0.35切削速度为90r/min功率估算法的计算公式.1.主切削力 =1900aPf0.75N=19003.50.350.75=3026.06N2.切削功率 N切= =4.45Kw3.估算重电机功率 N=N值为5.56kW按我国生产的电机在Y系列的额定功率选取如下； 同步转速1500n/min 轴径mm 电机型号额定功率满载转速n/min38mmY132S-45.514402.2 运动设计2.2.1 确定主轴极限转速：计算车床主轴极限转速是加工直径，按经验分别取（0.10.2）D和（0.450.5）D。主轴极限转速应为： =1400n/min= =31.5n/min 在中考虑车螺纹和较孔时，其加工最大直径应根据实际加工情况选取0.1D和50mm左右。 最后确定时，还应与同类型车床进行对比。2.2.2 确定转速范围定公比确定主轴转速数例: 转速范围: =44.44由=44.44， =1.41标准数列表给出了以 =1.066的从110000的数值，因 =1.41=1.066，从表中找到=1400，每隔5个数值取出一个数，得：1400，1000，710，500，355，250，180，125，90，63，45，31.5共12级.3 传动设计3.1 传动方案拟定 拟定传动链的基本原则，就是以最经济的办法满足对机床既定的要求。可以满足同样要求的方案可能有很多，在进行传动链的可能分析时，应根据经济合理的原则，选出最好的方案。转速图有助于各种方案比较，并为进一步确定传动系统图提供方便。拟定主运动转速图应按下列步聚进行。拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停，换向，制动，操纵等整个传动系统的确定。传动型式则指传动和变速的元件，机构以及其组成，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，性能及经济性等多方面统一考虑。传动方案有多种，传动型式更是式样众多，比如：传动型式上有集中传动的主轴变速箱，分离传动的主轴箱与变速箱；扩大变速范围可以用增加传动组数，也可用齿轮结构，分支传动等型式；变速型式上既可用多速电机，也可用交换齿轮，滑移齿轮，公用齿轮等。显然，可能的方案很多，优化的方案也因条件而导。对于教学训练来讲，不必强调在方案上一定要有独特之一，但一定要学会分式几种现有的方案，型式，然后按照设计的具体要求，具体条件选择合理可取的方案和形式12。3.1.1传动组和传动副数的确定 可能的方案有：12=4×3 , 12=3×4 , 12=2×3×2 , 12=2×2×312=3×2×2在上列两行方案中第一行方案有时可以省掉一根轴.缺点是有一个传动组内有四个传动副. 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.第二行的三个方案可根据下述原则比较：从电动机到主轴，一般降速传动组故应把传动副较的传动组放在前面接近电动机处，使其转速较高，从而扭矩较小，尺寸也就可以少些. 这就是前多后少：原则从这个角度考虑以取12=3×2×2 方案为好3.2 传动结构式的选择3.2.1 基本组和扩大组的确定根据前松后紧的原则，有了以上基础可确定结构式：保只有一对齿论12=31 2326传动副数分别及2，3，2的三个传动组方案12级转速传动位传动组安排有2 3 2或3 2 2或2 2 3。从电动机到主轴一般为降速传动，转速较高，转矩小，尺寸也小，将使小尺寸零件多些，大尺寸零件小些，节省材料这是前多后小的段则。主轴对加工精度，表面粗糙度的影响大，因此主轴上的齿轮小为好，最后各传动组传动副也选用从以上角度考虑，最后选用3 2 2其本组和扩大组的确定。对于12=2 3 2或者12=3 2 2等传动，均有：3×2=6种可能排列，根据实现传动的可能结构和综合效果的分析，选择其中一，二种作为设计方案。根据前松后紧之原则确定了以上结构式。传动方案的扩大顺序与传动顺序可以一致，也可以不一致，结构式：12=312326的传动中，扩大顺序也传动顺序一致，称为顺序扩大传动：而12=31 23 26的传动，扩大顺序也传动顺序就不一致。2.主轴转速级数Z和公比 已知： 直Z=2a 3ba，b为正数，即Z应可分解为2和3的因子，以便用2，3联滑移齿轮实现变速。如取4或5的因子，则要用2个相互连锁的滑动齿轮，以确轮联合，这种传动由于结构复杂，很小采用。普通型和轻型车床系列，结构较简单，转速级数Z=818级为于。由于Z为2和3的因子积，而又为标准数列，因此，如果按串联传动设计时，在定后，值已定，应适当地变动或，以符合的关系。这样，就确定了主传动部件（主轴变速箱）的运动参数，。并与同类型车床进行类比分析。3.2.2 分配总降速比分配降速比时，应注意传动比的取值范围：齿轮传动副中最大传动比2， 最小传动比 传动比过大 ，引起振动和噪音，传动比过小，使动齿轮与传动齿轮的直径相差太大，将导致结构庞大。（1） 确定皮带转动的转动比范围 =12.5。取 =1.8 由于主电机额定转速1440r/min ， 可知第轴的转速n1=1440 0.5=710r/min（2）确定最末一级传动比总的转动比为 ： = 最小传动比 = 12=31 23 26最末一级间的数相隔6极（总 ）： = =(3)中间轴传动比可按先慢后快原则，确定最小传动比，根据级此指数确定其他转动比：轴小传动比为 =取=0.35 =轴传动比为 取=0.5 ia2=0.7 ia1=ia2=13.3 带轮直径和齿轮齿数的确定及转速图拟定3.3.1确定皮带轮动直径(1)选择三角带的型号 其中：电机额定功率 工作情况系数由于是车床，工作载荷稳定，取 =1.1 =5.56 1.1=6.116kw查表4-1选择型号得出B型型号bbph13171410.540º(2)带轮直径小带轮计算直径，小带轮直径不宜过小，要求大于许用值=125， 由表得取126mm大带轮计算直径D2=mm=256mm 取=256mm3.3.2 确定齿轮齿数确定齿轮齿数应该注意以下几类：（1）齿轮的齿数和应过大，以免加大中心距使机床结构庞大一般推荐齿轮数和SZ为60100（2）不产生根切最小齿轮1820（3）保证强度和防止热处理变形过大齿轮齿根园到键槽的壁厚2mm一般取 5mm 则 （4）三联滑移齿轮的相领两轮的齿数差应大于4。避免齿轮右左移动时齿轮右相碰，能顺利通过。 由传动比已知，传动比的适用齿数表；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.由于可知选用=72，从表查出小齿轮的齿数为36，30，24。大齿轮的齿数则为36，42，48。=1 =60,62,64,66,68,70,72,74,76,78,80.= =61,65,68,69,72,73,76,77可选用=84从表中查出小齿论的齿数42，22。大齿轮的齿数则为42，62，=2=1.99 =63,66,69,72,75,78,81,84,90.= =80,84,85,89,90.选用=90 从表中查出小齿轮的齿数30，18。 大齿轮的齿数则为60，72。3.3.3 画出转速图如下1：3.3.4 验算转速误差由确定的齿轮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，最大误差不得超过由公式：n实= 10(-1)%=0.041(1)n理=1400时 n实=1417.5 =0.012<0.041 (2)n理=1000时 n实=1012.5 = 0.0125<0.041 (3=71时 n实=708.75 =0.0125<0.041 (4)=500时 n实=502.98 =0.00596<0.041 (5)=355时 n实=359.27 =0.012>0.041 (6)=250时 n实=251.49 =0.00596<0.041 (7)=180时 n实=177.1875 =0.016<0.041 (8)=125时 n实=126.5625 =0.016<0.041 (9) =90时 n实=88.59 =0.0156<0.041 (10)=63时 n实=62.87 =0.002<0.041 (11) =45时 n实=44.88 =0.003<0.041 (12) =31.5时 n实=31.44 =0.001<0.041 3.4 齿轮的计算转速的确定及传动系统的拟定的计算转速3.4.1 确定各轴和齿轮(1)主轴转速由=n=31.5 =88r/min 取90r/min(2)各传动轴计算转速轴n=125r/min 轴n=355r/min 轴n=710r/min(3)传动组各轴上最小齿轮的转速。a组, Z=24时 , =710r/minb组, Z=22时 , =355r/minc组, Z=18时 , =355r/min3.4.2 由转速图拟定传动系统图 4 传动件的估算和验算传动方案确定后，要进行方案的结构化，确定各零件的实际尺寸和有关布置。为此，常对传动件的先进行估算，如传动轴的直径，齿轮模数，离合器，带轮的根数和型号等。在这些尺寸的基础上，画出草图，得出初步结构化的有关布置与尺寸；然后按结构尺寸进行主要零件的验算，最后才能画正式装配图。有经验的设计师可以省略画草图这一中间步骤直接进行结构设计和验算。但对缺少设计经验的学生，先画草图可以避免大的反复，有利于设计的进行12。4.1齿轮模数的估算和设计4.1.1 计算各轴传动的功率由公式 （） 其中 ： 传动轴的输入功率 电机额定功率工作情况系统=从电机到传动轴之间传动件的传动效率的乘积输入功率N= =5.5 0.96 =5.3Kw N=N 中运=0.99 5.22kw N= N =0.985 5.14kw N=N =0.985 5.06kw4.1.2 计算传动轴齿轮模数根据和计算齿轮模数，根据其中较大值取相近的标准模数：=16300mm齿轮的最低转速r/min；顶定的齿轮工作期限，中型机床推存：=1520转速变化系数； 功率利用系数；材料强化系数。 （寿命系数）的极值齿轮等转动件在接取和弯曲交边载荷下的疲劳曲线指数m和基准顺环次数C0工作情况系数。中等中级的主运动： 动载荷系数；齿向载荷分布系数；齿形系数； 根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为： 式中：N计算齿轮转动递的额定功率N= 计算齿轮（小齿轮）的计算转速r/min 齿宽系数, Z1计算齿轮的齿数，一般取转动中最小齿轮的齿数： 大齿轮与小齿轮的齿数比，=；（+）用于外啮合，（-）号用于内啮合： 命系数； ：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 时，取=，当<时，取=；=0.85 =1.5； =1.2 =1 =0.378 许用弯曲应力，接触应力，() =354 =1750 6级材料的直齿轮材料选；20热处理S-C59=16300mm=16300=2.6 mm =275mm=275 =2.2mm根据标准齿轮模数系数选用模数为:主轴齿轮模数为3.5，传动轴齿轮模数m=2.5，中间轴齿轮模数m=3;4.1.3 计算各轴之间的中心距根据中心距公式a=(z1+z2)(1)轴a=(36+36)=90mm(2)轴a=(42+42)=126mm(3)轴a= (18+72)=157.5mm (4)轴a= (20+60)=80mm (5)轴a=(40+60)=100mm 4.2 三角带传动的计算4.2.1计算皮带尺寸6已知选用三角形B型带轮，小带轮直径D1=126mm，大带轮直径D2=256mm， 确定带的速度(1)确定三角带速度=m/s=9.49m/s (2)初定中心距A0A0=（0.62）（D1+D2）mm 中心距过小，将降低带的寿命；中心距过大时，会引起带振动。中心距一般为249830mm。 我们选用A0为750mm(3) 确定三角带的计算长度L0只内周长LN计算长度：L0=2A0+(D1+D2)+ mm =2105mm 从表中查中相应的内周长度LN=2000mm,(通过截面中心的计算长度L=LN+Y，Y是修正值)，实际长度L=2044mm(4)确定实际中心距A精确计算，可按下式计算；A=mm式中：a=2L-n(D1+D2)=2×2044-3.14（126-256）=2888.5mmA=722mm(5)验算小带轮包角=180°-57.3°120° 169120° 如果过小，应加大中心距或加张紧装置。(6)确定三角带根数ZZ= 式中：N0单根三角带在=180°特定长度，平稳工作情况下传递的功率值=2.71 C1包角系数0.98Z=2.25>2 取整数Z=3根4.3 传动轴的估算和齿轮尺寸的计算4.3.1确定各轴的直径公式 ： mm(1)转动轴的直径 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；n1该传动轴的计算转速r/mi；每米长度上的转角（deg/m），可根据传动轴的要求选取：mm=91=24.5mmN= =5.28 N=5.5 0.90=5.28根据标准选d=30mm(2)轴的直径 mm=91=29.13mm选d=35mm(3)轴的直径mm=91=37.5mm选d=40mm(4)主轴的直径根据书中范围选择75mm4.3.2 计算各齿轮的尺寸6齿轮分度圆直径公式： 齿顶圆直径： 齿根圆直径： (1)轴间的齿轮尺寸： a> =2.5 =90mm =36 齿顶高：=2.5mm 齿根高度： =3.1 经常齿制： =1 =0.25 =90mm =20mm 齿顶圆直径：=95 mm 齿根圆直径： =84mmb> =24 =48 =时 =60mm =120mm=20mm =65mm =125mm=54mm =114mmc> =30 =42 =75mm =105mm=20mm =80mm =110mm =69mm =99mm(2)轴间的齿轮尺寸=3 =126mm =3 =3.75a> =42 =42 =3 42=126mm =20mm =126+7=132mm =126-8.8=118.5b> =22 =62 =22 3=66mm =62 3=186mm =20mm =72mm =192mm=58.5mm =178.5mm(3)轴间的齿轮尺寸 a> =3.5 =157.5mm =60 =30 =3.5 =4.4 =8 =210mm =105mm =25mm =217mm =112mm =202mm =97mmb> =18 =72 由于传动扭距大，选用平行轴斜齿轮机构=63mm =252mm 齿顶高=35mm 齿根高=45mm 全齿高=8齿顶圆直径 =70mm =259mm齿根圆直径 =54mm =250mm =25mm5 各部件结构设计设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴，轴承，带轮，离合器和制动器等），主轴组件，操纵机构，润滑密封系统和箱体及其联接件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。课程设计限于时间，一般只画展开图及一或两个截面图6。5.1 皮带轮及齿轮块设计5.1.1 皮带及皮带轮的设计(1)皮带选用B型号三角带传动共有三根，设计长度为2044mm。(2)带轮将动力传动轴上有两种类形一种是不卸载的轴端结构，另一种是卸载的轴端结构，即带轮装在轴承上轴承装在滚筒上，传给轴的只承受扭矩，径向力由固定在箱体上的滚筒承受，避免了第一轴产生弯曲变形，选用卸载的带轮传动6。5.1.2 齿轮及齿轮块设计齿轮都是花键齿轮，固定齿轮的径向固定用花键实现。圆齿和倒角性质不同，加工方法和画法也不一样，齿轮的轴向定位是隔套定位。用隔套将各传动件在轴向固定装配方便，有利于轴的刚度。5.2 轴承的选择及箱体设计5.2.1各轴承的选择第轴和第轴主要承受径向载荷，所以选用向心球轴承。轴装有斜齿齿轮主要承受径向载荷和轴向载荷所以选用单列圆锥滚子轴承。轴是主轴，刚度和精度要求比较高主要承受轴向载荷和径向载荷，所以车床主轴前端选择了双列向心短圆柱滚子轴承，前端轴承要比后端轴承精度高。（，及）轴主要承受径向载荷，所以选也用向心球轴承。5.2.2 主轴及箱体设计 我们所选用的是阶梯型主轴，因为阶梯型主轴容易安装主轴组件，又因主轴是棒料，所以是实心。 箱体材料HT2040，箱体结构为圆方形的，内有凸台，箱体是用铸造工艺铸造。5.3 密封结构及润滑所有密封标准件，有调整式法兰盘端盖，垫圈，毛毡等。主轴箱润滑方式是飞溅润滑适用于润滑点比较集中的地方，这种润滑比较方便。为了获的良好的润滑效果，深入油面深度以1225mm为宜，溅油齿轮浸入深度不应大于23倍齿高溅油件外缘至池深度H3060mm如图，-6 主轴组件的验算在设计主轴组件时，主轴的跨距希望是合理跨距，但由于结构限制，主轴的实际跨距往往不等于合理跨距，为此要对主轴组件进行验算，对一般的机床全部轴主要进行刚度验算，通常如果能满足刚度要求也就能满足强度要求6。6.1验算主轴轴端的位移a主轴的支承简化。L=e+L+=13+652+20=685mmb主轴的受力分析主轴受到切削力，传动力的作用。切削力是一个空间力,有等分力，设总的切削力为是斜齿轮，传动力a也定空间力：有，主轴上连有一个齿轮，主要把主轴运动传给进给箱，这齿轮主要是传递运动而不是传递动力，因此可以忽略不计。由上述各力的作用，主要受弯矩和扭矩的作用。此外还受拉力和压力作用，但此弯矩和扭矩要小的多，忽略不计，因此通常靠路考虑到以上受力情况，可以简化，以下的受力图 Q为传动力 P为总切削力 M是力矩曲PX引起为了计算方便，认为Q和P车同一个平面x=13+491.5+17.5=522mmC确定切削力和传动力的作用点a前支承到主轴端部的距离，切削力的作用点与前支承之间的距离为SS=a+0.4H H为普通车床的中心高 a=100mm从以上受力图以看出主轴端部的弯形由三部分组成：第一部分 引起的变形量第二部分 Q力引起的变形量第三部分 M力引起的变形量由三部分增加起来，以得出齿轮A点总的挠度为 =a)确定P的大小主轴计算传速， N主轴传递的功率 P=D最大切削力估算直径为320mmP=3356Ne确定Q力 Q=1.12圆周 Q 圆周= M扭=d分度=252mm Q 圆周=4261NQ=1.12圆周=4687NE主轴材料的弹性模量，一般用钢 E=20.6 104N/mm2J主轴载面惯性距J=4344037M=（0.30.35）Pa=0.3 3356 100=100680= =10.00581要求,=0.0002L=0.0002*685=0.137<符合要求6.2 前轴承的转角及寿命的验算6.2.1 验算前轴承处的转角= =要求< ， 0.001red <符合要求6.2.2 验算前支系寿命由轴承寿命计算式和 C=.前支承是双双向心短圆柱磙子轴承，只承受径向力，因此F前轴承的径向力。进行受力分式 RB=F =7270温度系数在100Cº温度内工作 =1 载荷系数如 =1 为寿命系数，磙子轴承=C=7270 =86786NfC<C符合要求经过上过验算，我所选用的主轴组件达到规定要求。6.3 箱体设计在箱体内要装有各种机构，并保证其较准确的箱体位置，以便能够正确运转。同时也要保证箱体的密封防止润滑的外流和灰尘的侵入，箱体应用足够的强度和刚度说明。1.箱体材料的壁厚（放轴承处的壁厚和其它位置的壁厚）箱体材料一般工程用铸造碳钢碑号ZG200400壁厚 a.放轴承处壁厚35mm b.其他地方壁厚15mm2.箱体的技术要求：保证传动件正常运转和机床加工精度，基准面平直，主轴平基准面应保持平行，同轴线的孔要同心，另处应保证安装在箱体内零件与箱壁不加工面之间有足够间隙，以防相碰5。总结经过大学四年艰苦学习，我们顺利的完成了机械设计制造及自动化专业所学的全部课程，初步已具备了一个机械工程技术人员所具备的基本知识和技能，今后还需要进一步在实践中不断地探索与积累。 这次毕业设计是我们零件课程设计和工艺课程设计之后的一次对我们更全面更综合的考核是一次综合的训练.我们毕业设计题目是CA6140普通车床主轴变速箱设计及主轴箱电气控制线路设计。通过毕业设计学到了很多知识，收获很大。经过设计，分析得出了以下结论：（1） 进行了主传动设计（2） 对传动件进行了估算和验算（3） 对各部件断行了结构设计（4） 对主轴组件进行了验算这次毕业设计为我们走向工作岗位尊定了基础。致谢在本课题的选题，设计直至最后的论文写作过程中，始终的到了XXX老师的悉心指导和