CA6140车床主轴箱设计说明书

CA6140车床主轴箱的设计 摘要 在工业生产的很多时候都要用到CA6140车床，然而，这种车床的自动化程度不高，结构又相对复杂，如果要加工一些相对复杂的工件，就需要不断换刀，给实际操作带来很多麻烦，再加上这种车床的加工过程较慢，造成效率不高，所以，只能在单件或者小批量生产中广泛应用。本文主要对该机床的主轴箱进行了设计，采用三轴支撑的滚动轴承，加上双轴滑移的共用齿轮作为进给体系；
加上快速电机和十字手柄，极大改善了机床的性能，提高了操作性。

本文从CA6140机床的参数设定、传动体系图制定、传动方案制定，主要零部件的校荷，对该机床的主轴箱设计进行了说明，并附有机床了零部件整体装配详图。

关键词：CA6140机床；
主轴箱；
零件；
传动；

Abstract The scope of application of CA6140 lathe is very extensive, but the complex structure and low degree of automation, the workpiece processing is more complicated in shape, change the knife trouble, in the process of auxiliary time is relatively long, low productivity, suitable for single or small batch production. The main shaft three support adopts the rolling bearing; the feed system uses the two axle sliding common gear mechanism; the longitudinal and transverse feed is controlled by the cross handle. The machine has good rigidity, large power and convenient operation. As a major turning processing machine, CA6140 machine is widely used in mechanical processing industry, the design of the main spindle box for CA6140 machine design, design is the main content of the main parameters of the machine, drawing up the transmission plan and the transmission scheme, the main parts of the calculation and checking, the use of CAD drawing software design and processing of parts. Keywords: CA6140 machine tool ；
spindle box ；
parts ；
transmission 目 录 第1章 引言 5 第2章 主要技术参数 6 第3章 传动方案和传动系统图的拟定 8 3.1. 主运动传动链 8 3.2. 进给传动链 11 第4章 主要设计零件的计算和验算 15 4.1主轴箱的箱体 15 4.2.传动系统的I轴及轴上零件设计 17 4.2.1普通V带传动的计算 17 4.2.2多片式摩擦离合器的计算 19 4.2.3齿轮的验算 21 4.2.4传动轴的验算 24 4.2.5轴承疲劳强度校核 26 4.3.传动系统的Ⅱ轴及轴上零件设计 27 4.3.1齿轮的验算 27 4.3.2传动轴的验算 31 4.3.3轴组件的刚度验算 32 4.4 传动系统的Ⅲ轴及轴上零件设计 34 4.4.1齿轮的验算 34 4.4.2 传动轴的验算 38 4.4.3 轴组件的刚度验算 40 4.5传动系统的Ⅳ轴及轴上零件设计 42 4.5.1齿轮的验算 42 4.5.2传动轴的验算 45 4.5.3轴组件的刚度验算 48 4.6. 传动系统的Ⅴ轴及轴上零件设计 50 4.6.1齿轮的验算 50 4.6.2传动轴的验算 54 4.6.3轴组件的刚度验算 56 结论 59 毕业设计小结 59 参考文献 64 致 谢 65 第1章 引言 在车床类中。CA6140普通车床的使用占到了六成以上，这种车床的主轴是水平放置的，所以，也可以叫做卧式车床。

这种类型的车床主要由主轴箱、进给箱、溜板箱、刀架、尾架、光杠、丝杠以及车床主体构架组成。

主轴箱在车床上又叫做床头箱，主电机传送的动力通过主轴箱里面的变速结构传送给主轴，并且可以将动力分为正反方向两种转速，而且转速也不同，另外，主轴箱还给进给箱提供动力。主轴是主轴箱的主要部件。在加工工件时，主轴箱能否平稳运转，决定了工件的质量能否合格，如果主轴出现不稳定状况，机床就无法正常生产。

车床的进给箱也可以叫做走刀箱，其中最为关键的部件就是变速传动机构，通过改变变速机构的动力进给，就可以获得相应的螺距或者是进给量，然后再通过丝杠或者光杠带动刀架工作，就可以实现对工件的切削。进给箱和溜板箱之间通过光杠或者丝杠联接，进给箱的运动通过光杠和丝杠传送到溜板箱，溜板箱就可以进行纵向的直线运动，从而达到加工工件的目的。在车床生产时，如果加工的是普通光面工件，就只用到光杠，如果需要加工螺纹工件，就要用到丝杠，这是这两种部件的主要区别。

溜板箱的作用是操纵车床的进给运动，通过溜板箱可以将光杠和丝杠传送过来的旋转运动改变，让刀架可以直线运动，刀架才可以进行纵向、横向的进给运动以及移动，这样就可以对螺纹工件进行车削。

机床的学名叫金属切削机，可以将金属毛坯进行切削，制造成机器零件，所以也叫“工作母机”。机床只是人们习惯性的叫法。

我国的机床工业是在新中国成立以后建立起来的。在半封建半殖民地的旧中国，基本上没有机床制造工业。直至解放前夕，全国只有少数几个机械修配厂生产结构简单的少量机床。1949年机床年产量仅1500多台。解放后的几十年，我国机床工业获得高速发展。目前我国已经形成了布局比较合理，比较完整的机床工业体系。但是，我国的机床工业与世界先进水平仍有较大的差距。所以，我国的机床工业面临着光荣而艰巨的任务，必须不断学习和引进国外的先进科学技术，大力开展科学研究，以便早日赶上世界先进水平。

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2章 主要技术参数 2.1工件最大回转直径：
床面上400毫米 床鞍上210毫米 2.2工件最大长度（四种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 2.3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 2.4进给量范围：
纵向（64种）0.028-6.33毫米/转 横向（64种）0.014-3.16毫米/转 2.5主电机：
功率7.5千瓦 转速1450转/分 第3章 传动方案和传动系统图的拟定 3.1.主运动传动链 3.1.1.传动路线 主运动传动链的两末端件是主电动机和主轴。运动由电动机（7.5Kw，1450r/min）经V带轮传动副130mm/230mm传至主轴箱中的轴I。在轴I上装有双向多片摩擦理合器，使主轴正转、反转、或停止。它就是主换向机构。当压紧离合器左部的摩擦片时，轴I的运动经齿轮副或传给轴，使轴获得两种转速。压紧右部摩擦片时，经齿轮50（齿数）、轴V上的空套齿轮34传给轴上的固定齿轮30。这时轴I至轴间多了一个中间齿轮34，故轴的转向与经左部传动时相反。反转转速只有一种。当离合器处于中间位置时，左、右摩擦片都没有被压紧。轴I的运动不能传至轴，主轴停转。

轴的运动可通过轴、间三对齿轮的任一对传至轴，故轴正转共有23=6种转速。

运动由轴传往主轴有两条线路：
（1）高速传动路线 主轴上的滑移齿轮50移至左端，使之与轴上右端的齿轮63啮合。运动由轴经齿轮副直接传给主轴，得到450～1400r/min的6种高转速。

（2）低速传动路线 主轴上的滑移齿轮50移至右端，使主轴上的齿式离合器啮合。轴的运动经齿轮副或 传给轴，又经齿轮副或传给轴、再经齿轮副和齿式离合器传至主轴，使主轴获得10～500r/min的低转速。

由上面的传动路线分析，现确定以下数据：
（1）确定极限转速 主轴最低转速为10r/min,最高转速为1400r/min，转速调整范围为 ==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，如图3-2。

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/mi 总降速传动比为uII=nmin/nd=10/1500≈6.67×10－3,nmin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。

确定传动轴的轴数：传动轴数＝变速组数+定比传动副数+1=6 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。如图3-1。

图3-1 CA6140主轴运动转速图 3.2.进给传动链 进给传动链是实现刀具纵向或横向移动的传动链。卧式车床在切削螺纹时，进给传动链是内联系传动链。主轴每转刀架的移动量应等于螺纹的导程。在切削圆柱面和端面时，进给传动链是外联系传动链。进给也以工件每转刀架的移动量计。因此，在分析进给链时，都把主轴和刀架当作传动链的两端。

运动从主轴开始，经轴传至轴。轴～可经一对齿轮，也可经轴上的惰轮。这是进给换向机构。然后，经挂轮架至进给箱。从进给箱传出的运动，一条路线经丝杠 和带动溜板箱，使刀架做纵向运动，这是车削螺纹传动链；
另一条路线经光杠 和溜板箱，带动刀架作纵向或横向的机动进给，这是进给传动链。

图3-2 传动原理图 第4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HT200.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. 表4-1 长×宽×高() 壁厚(mm) < 500 × 500 × 300 8-12 > 500 × 500 × 300-800 × 500 × 500 10-15 > 800 × 800 × 500 12-20 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 4-1 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，将箱体上各轴安装的位置确定如下图：
图4-1 安装位置示意图 上图中XIV、XV轴的位置没有表达清楚具体位置参见零件图。

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，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 （kW）
（4-2）
——工况系数，查《机床设计指导》表2-5，取1.1；

故 小带轮基准直径为130mm；

带速 ：
4-3 大带轮基准直径为230 mm；

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。

带基准长度 4-4 查《机床设计指导》表2-7，取＝2800mm; 带挠曲次数 ＝1000mv/=7.0440；

4-5 实际中心距 故 小带轮包角 4-6 单根V带的基本额定功率,查《机床设计指导》表2-8，取2.28kW；

单根V带的基本额定功率增量 4-7 ——弯曲影响系数，查表2-9，取 ——传动比系数，查表2-10，取1.12 故；

带的根数 （4-8）
——包角修正系数，查表2-11，取0.93；

——带长修正系数，查表2-12，取1.01；

故 圆整z取4；

单根带初拉力 （4-9）
q—带每米长质量，查表2-13，取0.10；

故＝58.23N 带对轴压力 4-10 图4-3 带轮示意图 4.2.2.多片式摩擦离合器的计算 原理：杆件左右推动压块，使摩擦片分别向左右压紧和松开，通过压紧的摩擦片间的摩擦力矩传递给齿轮，控制主轴的正反转以及停转。

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/fb[p] 4-11式中 Mn——摩擦离合器所传递的扭矩（N·mm）；

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

——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；

——摩擦片的平均直径（mm）; =（D+d）/2＝67mm; b——内外摩擦片的接触宽度（mm）；

b=（D-d）/2=23mm；

——摩擦片的许用压强（N/）；

＝＝1.1×1.00×1.00×0.76＝0.836 ——基本许用压强（MPa），查《机床设计指导》表2-15，取1.1；

——速度修正系数 ＝n/6×=2.5（m/s）
根据平均圆周速度查《机床设计指导》表2-16，取1.00；

——接合次数修正系数，查《机床设计指导》表2-17，取1.00；

——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/fb[p] ＝2×1.28××1.4/（3.14×0.08××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确定，一般取 ＝0.4＝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=b(N) 4-12 ＝1.1×3.14××23×1.00＝3.57× 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。如图4-4所示。

4.2.3齿轮的验算 验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。

接触应力的验算公式为 （MPa）≤[] 4-13 弯曲应力的验算公式为 4-14 式中 N-齿轮传递功率（KW），N=；

图4-4 多片式摩擦离合器 T-齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮取=15000~20000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=/P，P为变速组的传动副数；

-齿轮的最低转速（r/min）; -基准循环次数；
查《机床设计指导》表3-1（以下均参见《机床设计指导》）
m—疲劳曲线指数，查表3-1；

—速度转化系数，查表3-2；

—功率利用系数，查表3-3；

—材料强化系数，查表3-4；

—的极限值，见表3-5，当≥时，则取=；
当＜时，取=；

—工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.2～1.6；

—动载荷系数，查表3-6；

—齿向载荷分布系数，查表3-9；

Y—标准齿轮齿形系数，查表3-8；

[]—许用接触应力（MPa）,查表3-9；

[]—许用弯曲应力（MPa），查表3-9。

如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。

I轴上的齿轮采用整淬的方式进行热处理 传至I轴时的最大转速为：
N==5.625kw 在离合器两齿轮中齿数最少的齿轮为50×2.25，且齿宽为B=12mm，u=1.05 =≤[]=1250MP 符合强度要求。

验算56×2.25的齿轮：
=≤[]=1250MP 符合强度要求。

4.2.4传动轴的验算 对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。

轴的抗弯断面惯性矩（）
花键轴 = 4-15 式中 d—花键轴的小径（mm）；

i—花轴的大径（mm）；

b、N—花键轴键宽，键数；

传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：
= 4-16 4-16式中 N—该轴传递的最大功率（kw）; —该轴的计算转速（r/min）。

传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力 4-17 4-17式中 D—齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力：
4-18 4-18式中 α—为齿轮的啮合角，α＝20º；

ρ—齿面摩擦角，；

β—齿轮的螺旋角；
β＝0 故N 花键轴键侧挤压应力的验算：
花键键侧工作表面的挤压应力为：
4-19 （4-19）式中 —花键传递的最大转矩（）；

D、d—花键轴的大径和小径（mm）；

L—花键工作长度；

N—花键键数；

K—载荷分布不均匀系数，K=0.7～0.8；

故此花键轴校核合格 4.2.5轴承疲劳强度校核 机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为：
4-20 4-21 4-21式中—额定寿命（h）
—计算动载荷, T —工作期限（h），一般机床取10000-15000小时。

C—滚动轴承的额定负载（N）,根据《轴承手册》或《机床设计手册》查取，单位用（kgf）应换算成（N）；

—速度系数， 为滚动轴承的计算转速（r/mm）
—寿命系数， —寿命系数，对球轴承=3，对滚子轴承=；

工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、磨床等多数机床），；

—功率利用系数，查表3—3；

—速度转化系数，查表3—2；

—齿轮轮换工作系数，查《机床设计手册》；

P—当量动载荷，按《机床设计手册》。

计算得：
故轴承校核合格。

4.3传动系统的Ⅱ轴及轴上零件设计 4.3.1齿轮的验算 验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。

对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。

引用公式（4-13），接触应力的验算公式为 （MPa）≤[] 4-13 引用公式（4-14），弯曲应力的验算公式为 4-14 4-14式中 N-齿轮传递功率（KW），N=；

-电动机额定功率（KW）；

-从电动机到所计算的齿轮的机械效率；

-齿轮计算转速（r/min）; m-初算的齿轮模数（mm）; B-齿宽（mm）
Z-小齿轮齿数；

u-大齿轮与小齿轮齿数之比，u≥1，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合；

-寿命系数：
-工作期限系数：
T-齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮取=15000~20000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=/P，P为变速组的传动副数；

-齿轮的最低转速（r/min）; -基准循环次数；
查表3-1（以下均参见《机床设计指导》）
m—疲劳曲线指数，查表3-1；

—速度转化系数，查表3-2；

—功率利用系数，查表3-3；

—材料强化系数，查表3-4；

—的极限值，见表3-5，当≥时，则取=；
当＜时，取=；

—工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.2~1.6；

—动载荷系数，查表3-6；

—齿向载荷分布系数，查表3-9；

Y—标准齿轮齿形系数，查表3-8；

[]—许用接触应力（MPa）,查表3-9；

[]—许用弯曲应力（MPa），查表3-9。

如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。

Ⅱ轴上的双联滑移齿轮采用整淬的方式进行热处理 传至Ⅱ轴时的最大转速为：
m=2.25 N==5.77kw 在双联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为38×2.25，且齿宽为B=14mm u=1.05 =≤[]=1250MP 故双联滑移齿轮符合标准。

验算39×2.25的齿轮：
39×2.25齿轮采用整淬 N==5.71kw B=14mm u=1 =≤[]=1250MP 故此齿轮合格。

验算22×2.25的齿轮：
22×2.25齿轮采用整淬 N==5.1kw B=14mm u=4 =≤[]=1250MP 故此齿轮合格。

验算30×2.25齿轮：
30×2.25齿轮采用整淬 N==5.1kw B=14mm u=1 =≤[]=1250MP 故此齿轮合格。

4.3.2传动轴的验算 对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。

轴的抗弯断面惯性矩（）
引用公式（4-15），花键轴 （ = 4-15 传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得，引用公式4-16：
= 4-16 传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力，引用公式（4-17）：
4-17 齿轮的径向力，引用公式4-18：
（4-18）
式中 α—为齿轮的啮合角；

ρ—齿面摩擦角；

β—齿轮的螺旋角；

=27.86mm 符合校验条件。

花键轴键侧挤压应力的验算 引用公式（4-19），花键键侧工作表面的挤压应力为：
4-19 故此花键轴校核合格。

4.3.3轴组件的刚度验算 两支撑主轴组件的合理跨距：主轴组件的跨距对其刚度的影响很大，在绘制主轴组件的结构草图后，可以对合理跨距L。进行计算，以便修改草图，当跨距远大于L。时，应考虑采用三支撑结构。

《机床设计》的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部C点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加，其极值方程为：
式中 L。—合理跨距；

C —主轴悬伸梁；

﹑—后﹑前支撑轴承刚度 该一元三次方程求解可得为一实根：
机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。

其额定寿命的计算公式，引用公式（4-20）：
4-20 4-21 C—滚动轴承的额定负载（N）,根据《轴承手册》或《机床设计手册》查取，单位用（kgf）应换算成（N）；

—速度系数， 为滚动轴承的计算转速（r/mm）
—寿命系数， —寿命系数，对球轴承=3，对滚子轴承=；

工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、磨床等多数机床），；

—功率利用系数，查表3—3；

—速度转化系数，查表3—2；

—齿轮轮换工作系数，查《机床设计手册》；

P—当量动载荷，按《机床设计手册》。

故轴承校核合格则。

4.4传动系统的Ⅲ轴及轴上零件设计 4.4.1齿轮的验算 验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。

对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。

引用公式（4-13），接触应力的验算公式为 （MPa）≤[] 4-13 引用公式（4-14），弯曲应力的验算公式为 4-14 式中 N-齿轮传递功率（KW），N=；

-电动机额定功率（KW）；

-从电动机到所计算的齿轮的机械效率；

-齿轮计算转速（r/min）; m-初算的齿轮模数（mm）; B-齿宽（mm）
Z-小齿轮齿数；

u-大齿轮与小齿轮齿数之比，u≥1，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合；

-寿命系数：
-工作期限系数：
T-齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮取=15000~20000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=/P，P为变速组的传动副数；

-齿轮的最低转速（r/min）; -基准循环次数；
查表3-1（以下均参见《机床设计指导》）
m—疲劳曲线指数，查表3-1；

—速度转化系数，查表3-2；

—功率利用系数，查表3-3；

—材料强化系数，查表3-4；

—的极限值，见表3-5，当≥时，则取=；
当＜时，取=；

—工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.2~1.6；

—动载荷系数，查表3-6；

—齿向载荷分布系数，查表3-9；

Y—标准齿轮齿形系数，查表3-8；

[]—许用接触应力（MPa）,查表3-9；

[]—许用弯曲应力（MPa），查表3-9。

如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。

三轴上的三联滑移齿轮采用整淬的方式进行热处理 传至三轴时的最大转速为：
N==5.42kw 在三联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为41×2.25，且齿宽为B=12mm，u=1.05 =≤[]=1250MP 故三联滑移齿轮符合标准。

验算50×2.5的齿轮：50×2.5齿轮采用整淬 N==5.1kw B=15mm u=1 =≤[]=1250MP 故此齿轮合格。

验算63×3的齿轮：
63×3齿轮采用整淬 N==5.1kw B=10mm u=4 =≤[]=1250MP 故此齿轮合格。

验算44×2齿轮：
44×2齿轮采用整淬 N==5.1kw B=10mm u=1 =≤[]=1250MP 故此齿轮合格。

4.4.2传动轴的验算 对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。

轴的抗弯断面惯性矩（），花键轴的计算，引用公式（4-15）
：
= 4-15 式中 d—花键轴的小径（mm）；

i—花轴的大径（mm）；

b、N—花键轴键宽，键数；

传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得，引用公式（4-16）：
= 4-16 式中 N—该轴传递的最大功率（kw）; —该轴的计算转速（r/min）。

传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力，引用公式（4-17）：
4-17 式中 D—齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。

齿轮的径向力，引用公式（4-18）：
4-18 式中 α—为齿轮的啮合角；

ρ—齿面摩擦角；

β—齿轮的螺旋角；

=27.86mm 符合校验条件 花键轴键侧挤压应力的验算 花键键侧工作表面的挤压应力为，引用公式（4-19）：
4-19 式中 —花键传递的最大转矩（）；

D、d—花键轴的大径和小径（mm）；

L—花键工作长度；

N—花键键数；

K—载荷分布不均匀系数，K=0.7～0.8；

故此III轴花键轴校核合格。

4.4.3轴组件的刚度验算 两支撑主轴组件的合理跨距 主轴组件的跨距对其刚度的影响很大，在绘制主轴组件的结构草图后，可以对合理跨距L。进行计算，以便修改草图，当跨距远大于L。时，应考虑采用三支撑结构。

《机床设计》的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部C点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加，其极值方程为：
式中 L。—合理跨距；

C —主轴悬伸梁；

﹑—后﹑前支撑轴承刚度 该一元三次方程求解可得为一实根：
机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为，引用公式（4-20）：
4-20 或按计算负荷的计算公式进行计算，引用公式（4-21）：
4-21 C—滚动轴承的额定负载（N）,根据《轴承手册》或《机床设计手册》查取，单位用（kgf）应换算成（N）；

—速度系数， 为滚动轴承的计算转速（r/mm）
—寿命系数， —寿命系数，对球轴承=3，对滚子轴承=；

工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、磨床等多数机床），；

—功率利用系数，查表3—3；

—速度转化系数，查表3—2；

—齿轮轮换工作系数，查《机床设计手册》；

P—当量动载荷，按《机床设计手册》。

得：
故轴承校核合格。

4.5传动系统的Ⅳ轴及轴上零件设计 4.5.1齿轮的验算 验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。

对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。

接触应力，引用公式（4-13）：
（MPa）≤[] 4-13 弯曲应力，引用公式（4-20）：
4-14 式中 N-齿轮传递功率（KW），N=；

-电动机额定功率（KW）；

-从电动机到所计算的齿轮的机械效率；

-齿轮计算转速（r/min）; m-初算的齿轮模数（mm）; B-齿宽（mm）
Z-小齿轮齿数；

u-大齿轮与小齿轮齿数之比，u≥1，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合；

-寿命系数：
-工作期限系数：
T-齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮取=15000~20000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=/P，P为变速组的传动副数；

-齿轮的最低转速（r/min）; -基准循环次数；
查《机床设计指导》表3-1（以下均参见《机床设计指导》）
m—疲劳曲线指数，查表3-1；

—速度转化系数，查表3-2；

—功率利用系数，查表3-3；

—材料强化系数，查表3-4；

—的极限值，见表3-5，当≥时，则取=；
当＜时，取=；

—工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.2~1.6；

—动载荷系数，查表3-6；

—齿向载荷分布系数，查表3-9；

Y—标准齿轮齿形系数，查表3-8；

[]—许用接触应力（MPa）,查表3-9；

[]—许用弯曲应力（MPa），查表3-9。

如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。

Ⅸ轴上的直齿齿轮采用整淬的方式进行热处理 传至Ⅸ轴时的最大转速为：
N==5.42kw 齿轮的模数与齿数为33×2，且齿宽为B=20mm u=1.05 =≤[]=1250MP 故齿轮符合标准。

验算58×2的齿轮：
58×2齿轮采用整淬 N==5.1kw B=20mm u=1 =≤[]=1250MP 故此齿轮合格。

4.5.2传动轴的验算 对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。

轴的抗弯断面惯性矩（）花键轴，引用公式（4-15）：
= 4-15 式中 d—花键轴的小径（mm）；

D—花轴的大径（mm）；

b、N—花键轴键宽，键数；

传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得，引用公式（4-16）：
= 4-16 式中 N—该轴传递的最大功率（kw）; —该轴的计算转速（r/min）。

传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力，引用公式（4-17）：
4-17 式中 D—齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。

齿轮的径向力，引用公式（4-18）：
4-18 式中 α—为齿轮的啮合角；

ρ—齿面摩擦角；

β—齿轮的螺旋角；

=22.32mm 符合校验条件。

花键轴键侧挤压应力的验算 花键键侧工作表面的挤压应力，引用公式（4-19）：为：
4-19 式中 —花键传递的最大转矩（）；

D、d—花键轴的大径和小径（mm）；

L—花键工作长度；

N—花键键数；

K—载荷分布不均匀系数，K=0.7～0.8；

故此花键轴校核合格。

4.5.3轴组件的刚度验算 两支撑主轴组件的合理跨距主轴组件的跨距对其刚度的影响很大，在绘制主轴组件的结构草图后，可以对合理跨距L。进行计算，以便修改草图，当跨距远大于L。时，应考虑采用三支撑结构。

《机床设计》的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部C点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加，其极值方程为：
式中 L。—合理跨距；

C —主轴悬伸梁；

﹑—后﹑前支撑轴承刚度 该一元三次方程求解可得为一实根：
机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。引用公式（4-20）：
4-20 或按计算负荷的计算公式进行计算，引用公式（4-21）：
4-21 C—滚动轴承的额定负载（N）,根据《轴承手册》或《机床设计手册》查取，单位用（kgf）应换算成（N）；

—速度系数， 为滚动轴承的计算转速（r/mm）
—寿命系数， —寿命系数，对球轴承=3，对滚子轴承=；

工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、磨床等多数机床），；

—功率利用系数，查表3—3；

—速度转化系数，查表3—2；

—齿轮轮换工作系数，查《机床设计手册》；

P—当量动载荷，按《机床设计手册》。

得：
故轴承校核合格。

4.6传动系统的Ⅴ轴及轴上零件设计 4.6.1齿轮的验算 验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。

接触应力，引用公式（4-13）为：
（MPa）≤[] 4-13 弯曲应力，引用公式（4-14）：为 4-14 式中 N-齿轮传递功率（KW），N=；

-电动机额定功率（KW）；

-从电动机到所计算的齿轮的机械效率；

-齿轮计算转速（r/min）; m-初算的齿轮模数（mm）; B-齿宽（mm）
Z-小齿轮齿数；

u-大齿轮与小齿轮齿数之比，u≥1，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合；

-寿命系数：
-工作期限系数：
T-齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮取=15000~20000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=/P，P为变速组的传动副数；

-齿轮的最低转速（r/min）; -基准循环次数；
查表3-1（以下均参见《机床设计指导》）
m—疲劳曲线指数，查表3-1；

—速度转化系数，查表3-2；

—功率利用系数，查表3-3；

—材料强化系数，查表3-4；

—的极限值，见表3-5，当≥时，则取=；
当＜时，取=；

—工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.2~1.6；

—动载荷系数，查表3-6；

—齿向载荷分布系数，查表3-9；

Y—标准齿轮齿形系数，查表3-8；

[]—许用接触应力（MPa）,查表3-9；

[]—许用弯曲应力（MPa），查表3-9。

如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。

轴上的斜齿轮采用调质处理的方式进行热处理 传至五轴时的最大转速为：
N==5.42kw 斜齿轮为26×4，且齿宽为B=35mm，u=1.05 = ≤[]=1560MP 故斜齿轮符合标准。

验算80×2.5的齿轮：
80×2.5齿轮采用调质热处理 N==211.39kw B=26mm u=1 =≤[]=1250MP 故此齿轮合格。

验算50×2.5的齿轮：
50×2.5齿轮采用调质热处理 N==5.1kw B=10mm u=4 =≤[]=1250MP 故此齿轮合格。

4.6.2传动轴的验算 对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。

轴的抗弯断面惯性矩（）花键轴 ，引用公式（4-15）：
= 4-15 式中 d—花键轴的小径（mm）；

i—花轴的大径（mm）；

b、N—花键轴键宽，键数；

传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得，引用公式4-16：
= 4-16 式中 N—该轴传递的最大功率（kw）; —该轴的计算转速（r/min）。

传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力，引用公式（4-17）：
4-17 式中 D—齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。

齿轮的径向力，引用公式（4-18）：
4-18 式中 α—为齿轮的啮合角；

ρ—齿面摩擦角；

β—齿轮的螺旋角；

=31.43mm 符合校验条件。

花键轴键侧挤压应力的验算，引用公式（4-19）为：
4-19 式中 —花键传递的最大转矩（）；

D、d—花键轴的大径和小径（mm）；

L—花键工作长度；

N—花键键数；

K—载荷分布不均匀系数，K=0.7～0.8；

故此V轴花键轴校核合格。

4.6.3轴组件的刚度验算 两支撑主轴组件的合理跨距主轴组件的跨距对其刚度的影响很大，在绘制主轴组件的结构草图后，可以对合理跨距L。进行计算，以便修改草图，当跨距远大于L。时，应考虑采用三支撑结构。

《机床设计》的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部C点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加，其极值方程为：
式中 L。—合理跨距；

C —主轴悬伸梁；

﹑—后﹑前支撑轴承刚度 该一元三次方程求解可得为一实根：
机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。引用公式（4-20）：
4-20 或按计算负荷公式进行计算，引用公式（4-21：
4-21 式中 C — 滚动轴承的额定负载（N）,根据《轴承手册》或《机床设计手册》查取，单位用（kgf）应换算成（N）；

— 速度系数， 为滚动轴承的计算转速（r/mm）
— 寿命系数， —寿命系数，对球轴承=3，对滚子轴承=；

工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、磨床等多数机床），；

—功率利用系数，查表3—3；

—速度转化系数，查表3—2；

—齿轮轮换工作系数，查《机床设计手册》；

P—当量动载荷，按《机床设计手册》。

得：
故轴承校核合格。

鉴于时间和篇幅的原因，本次设计暂就先前五根轴及轴上零件进行计算、设计以及检验。剩余的轴及轴上零件用上述设计步骤和方法也可一一求得，故不再累述。

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基本环节，其机构复杂而巧妙，要实现其全部功能在软件中的模拟仿真工作量非常大。这次设计的效果没有预计的完美，有一些硬件方面的原因，在模拟仿真的时候，由于计算机的配置不能达到所需要求，致使运行速度非常慢，不但时间上拖了下来，而且所模拟的效果很不理想。我接受的设计任务是对CA6140车床的主轴箱进行设计。主轴箱的结构繁多，考虑到实际硬件设备的承受能力，在进行三维造型的时候在不影响模拟仿真的情况下，我省去了很多细部结构。从这点让我深深的体会到“科技是第一生产力”这句话的正确与严峻性。在设计中我们也遇到了其它许多棘手的问题，例如，每个人采用的度量标准不一致，导致装配的时候产生了干涉的问题，对于这个问题我们采用互相调节的方法，需要相互配合的两个零件的设计者相互协调，最后实现设计的效果。

对于一次设计来说，总体安排很重要。这次设计由于总体安排刚开始的时候没有很合理的制定，所以工作量的实际大小与工作的具体性质不是很明确，以致在开始的几天里没有什么实质性的进展。在随后的工作过程中大家都注意了这一点，所以进度勉强赶了上来，不过时间还是紧了点。对但最终大家努力完成了设计任务。

毕业设计小结 CA6140机床的主轴箱是机床的动力源和将动力和运动传递给机床主轴的基本环节，是机床最重要的部分，其机构复杂而巧妙。这次设计的效果没有预计的好，与本人的知识水平不高和缺乏实践经验有限有关。这点让我深深的体会到“学无止境”的正确性和严峻性，也明白了书到用时方恨少的无奈；
设计中，没有实践经验也是非常痛苦的，又一次想到伟人说的“实践出真知”，实践很的能教会我们很多有用的东西，而且这些东西我们不能仅仅通过课堂教学得到。在设计中我也遇到了其它许多棘手的问题，例如，主轴箱传动系统是一个复杂的系统，刚开始我一点都不了解，后来通过查阅大量的书刊资料和指导老师的讲解，终于弄明白。

机械设计制造及其自动化与机械制造行业的关系可以说是不可分割的，一个国家的制造业的发展主要取决于该国的机械设计制造专业的发展和进步，机械制造的自动化程度直接决定了该国的制造业水平，机械制造的自动化就是指在制造产品时依靠机器来操作的程度，对于当今比较流行的数控技术、人造机器人技术、电器自动化技术等都属于机械制造自动化的范畴，现在国内已经有很大一部分企业都拥有了一定程度的自动化生产设备，这绝对是得力于机械自动化专业的研究成果，为此我们必须将该项技术一直发展下去。

对于我们从事机械行业的学生来说，学好机械专业相关知识是非常重要的，这不仅决定了我们将来的发展方向而且对于提升自己的自身修养很有作用，这期间所涉及到的专业知识是非常之广泛的，机械类产品从毛坯成型、材料的热处理、金属切削加工等工序，最终成为我们所想要的零件，这个过程就称之为机械加工过程，包括刀具、量具、夹具等的设计，以及动力供应等辅助过程，在机械加工过程中通过切除零件毛坯与我们理想产品相比较多余的部分，这个过程直接影响我们最后所得到的产品的形状和尺寸，我们称之为直接生产过程，所有的机械产品都是由直接和辅助生产过程组成。

机械制造业所涉及的行业很广泛，包括纺织业、机械港口业、数控技术、运输机械技术、水利机械行业等等，机械制造业体现了一个国家的技术水平，体现一个国家的科研技术、是国民经济的支柱产业，是一个国家工业化的程度标志之一，但是相比于西方发达国家的机械制造水平来讲落后不止一年两年，而是几十年甚至更多。机械制造业是一个综合的技术，对于一个企业来讲没有先进的制造技术，必定在经济社会无法立足，必定会被其他优秀企业所取代， 因此它并不限制在制造的本身，它所涉及的产品可以说是包罗万象，小到普通市民的衣食住行，大到一个国家的军事、国防，无处不体现机械制造水平。

机械制造技术水平的高低决定一个国家的经济命脉，我们可以从以下几个方面来阐述：
1、 制造业技术高低决定了社会的发展程度；

2、 科学技术的发展直接服务于制造业；

3、 制造技术是所有工业的支柱；

4、 国力和国防的后盾。

从上个世纪就开始发展的机械制造业，在经历了一个多世纪的发展后，现在的机械制造水平可以说是已经很高了，而且它的重要性也越来越得到体现，对我们的日常生活都有比较大得影响，这也对机械制造也的发展提出了更加严峻的挑战。

高科技和自动化为机械制造的发展指明了一个大的方向，可以说自动化已经成为各国对机械制造的发展目标，虽然这个名词没有确定的含义，但是目前国际公认的高水平高技术均是生产自动化，这不仅能够代表一个国家的制造业水平，而且对于人性化的生产过程来说是必不可少的，目前公认的先进制造技术是传统的机械制造业吸收和发展了电子、机械、运输等行业的精髓，吸收和消化了这些行业的技术，这样就集中了其他优势行业的成熟技术，使得先进的机械制造业成功吸收和发展了他们的优势。现在先进的机械制造也与电子、电气产业技术是不可分割的，现在的自动化是完全依赖于电气设备，也可以这样说，自动化程度的高低取决于电气化的程度，在过去比较流行的PLC技术，在快速发展的自动化技术下已经无法满足日益发展的社会进程，目前比较高度的就是伺服控制，现在发展的比较成熟的伺服控制技术在自动化技术的应用已经显而易见，是目前甚至将来的几十年之间无法替代的。

对于一次设计来说，总体安排很重要。这次设计由于总体安排刚开始的时候没有很合理的制定，所以工作量的实际大小与工作的具体性质不是很明确，以致在开始的几天里没有什么实质性的进展，幸好在随后的工作过程中，我的指导教师及时指出我的工作进度有点滞后，我也及时注意了这一点，所以后来进度赶了上来，最终通过努力完成了本次设计。

本次设计让我有一个可以正视自己的机会，让我看到自己的优点，同时更多的使我清楚的发现自己的缺点和不足之处。通过本次设计工作，我发现了许多 自己急需提高之处。这次设计的发现能让我在以后的学习和工作中改正我在技术水平和性格上的缺陷，能鞭策我，使我不断地提高，让我时时刻刻清醒地做个有崇高的理想、有正确的人生价值观的人。

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当我有所成绩时，他总是给我继续做下去的勇气和信心。他的帮助和知道给了我极大的鼓舞；
他的悉心教导给一个即将进入社会的大学生带来了太多的勇气和信心。在此，我致以最诚挚的谢意。

在这次毕业论文时期，我还要感谢院、系各级领导对我们的关心和支持。没有您们的默默关怀和支持我们也将难以取得预期的效果。在此，我衷心的表示谢谢。互相学习是学习的最佳方式和捷径，在此次毕业论文我深有体会。有一些同学从刚开始到现在一直都给我很大的帮助，在这里我想对他们说一声：谢谢，没有你们的帮助我也就没有现在的成果。

大学四年的学习有很多授课老师为我们付出了辛勤的汗水，可以说没有他们的教诲和指导，我们也将不会取得今天的成绩。我想对他们说一声：感谢你们的教导和关心，您们辛苦了。