CA6140型车床主轴箱的设计

目录
摘要.. (I)
1引言............... . (1)
1.1 CA6140型普通车床在机械加工行业的作用 (1)
1.2 CA6140型普通车床的组成 (1)
1.3 研究此题题的意义.. (1)
2 传动方案设计......................................................... ..3 2.1 结构式分析............................................ . (3)
2.2 绘制转速图和系统图............................................... ..4
3 主要零件的设计和验算 . (7)
3.1 主轴箱的箱体... . (7)
3.2 普通V带传动的计算 (7)
3.3 确定各轴和齿轮转速... . (9)
3.4各传动组齿轮模数和直径的确定 (9)
3.5 齿轮强度校核 ......... .. (11)
3.6 确定各轴最小直径 .................... . (14)
3.7 传动轴的校核............................................... . (15)
3.8 主轴最佳跨距的确定和主轴挠度................................... (16)
3.9 滚动轴承验算.................................................. . (18)
4 结构设计和材料选择... . (21)
4.1 带轮设计 ......... (21)
4.2 齿轮设计......... . (21)
4.3 材料选择.................................................... (21)
4.4 轴承的选择.............................................. . (21)
4.5 主轴组件................................................ .. . (21)
4.6 润滑系统.......................................... . (21)
4.7 密封装置..................................................... .. (22)
5 结论... (23)
致谢语... (24)
参考文献. (25)
ABSTRCT (26)
附录：主轴箱装配图
CA6140型车床主轴箱的设计
摘要车类机床主要用于加工各种回转表面，如内外圆柱表面、圆锥表面、成型回转表面和回转体的端面等，有些车床还能加工螺纹面。

由于多数机器零件具有回转表面，车床的通用性又较广，因此在机器制造厂中，车床的应用极为广泛，在金属切削床中所占的比重最大，约占机床总台数的20%～35%。

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，适用于车削内外圆柱面，圆锥面及其它旋转面，车削各种公制、英制、模数和径节螺纹，并能进行钻孔，铰孔和拉油槽等工作。

床身宽于一般车床，具有较高的刚度，导轨面经中频淬火，经久耐用。

机床主轴孔径大，操作灵便集中，溜板设有快移机构。

机床结构刚度与传动刚度均比较高，功率利用率也比较高，适于强力高速切削。

卧式机床的加工对象，主要是轴类零件和直径不太大的盘类零件，故采用卧式布局。

其主要部件有：主轴箱、刀架、尾座、进给箱、溜板箱以及床身。

本设计主要针对CA6140机床的主轴箱设计。

机床主轴箱是一个比较复杂的传动部件。

设计的内容主要包括确定机床的主要参数，拟定传动方案和传动系统图，计算和校核了主要零部件，并且利用专业制图软件进行了零件的设计和处理。

关键词C6140车床主轴箱零件传动
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1 引言
1.1CA6140型普通车床在机械加工行业的作用
在国民经济各部门、人民的日常生活中，人们广泛地使用各种机器、仪器和工具等设备与装备。

任何庞大和复杂的机器都是由各种零件组成，凡精度和表面要求较高的零件，一般都需要经过切削加工，即大部分零件必须经过金属切削机床制造。

金属切削机床就是用切削方法将金属毛坯加工成机器零件的一种机器，是制造机器的机器。

随着科学技术的不断发展，精度铸造、精密锻造和电加工等，可以部分地取代切削加工。

但由于切削加工具有加工精度高、生产效率高以及加工成本低等优点，故大多数零件还必须通过切削加工实现。

尤其是要获得高精度金属零件，主要还是经过切削加工完成。

所以目前金属切削机床仍是机械制造工厂的主要设备，它所承担的工作量，在一般生产中约占机器制造总工作量的40%-60%，机床包括车床、铣床、磨床等，在车床中，普通车床是应用最广泛的一种，约占车床类总数的65%，CA6140型普通车床因其主轴以水平方式放置故称为卧式车床。

1.2 CA6140型普通车床的组成
CA6140型普通车床的主要组成部件有：主轴箱、进给箱、溜板箱、刀架、尾架、光杠、丝杠和床身。

主要用于车削加工。

在车床上可以加工内外圆柱面、圆锥面和成形回转表面；也可以车削和车环槽，加工各种常用的米制、英制、模数制和劲节制螺纹等。

主轴箱：又称床头箱，它的主要任务是将主电机传来的旋转运动经过一系列的变速机构使主轴得到所需的正反两种转向的不同转速，同时主轴箱分出部分动力将运动传给进给箱。

主轴箱中等主轴是车床的关键零件。

主轴在轴承上运转的平稳性直接影响工件的加工质量，一旦主轴的旋转精度降低，则机床的使用价值就会降低。

进给箱：又称走刀箱，进给箱中装有进给运动的变速机构，调整其变速机构，可得到所需的进给量或螺距，通过光杠或丝杠将运动传至刀架以进行切削。

丝杠与光杠：用以联接进给箱与溜板箱，并把进给箱的运动和动力传给溜板箱，使溜板箱获得纵向直线运动。

丝杠是专门用来车削各种螺纹而设置的，在进行工件的其他表面车削时，只用光杠，不用丝杠。

溜板箱：是车床进给运动的操纵箱，内装有将光杠和丝杠的旋转运动变成刀架直线运动的机构，通过光杠传动实现刀架的纵向进给运动、横向进给运动和快速移动，通过丝杠带动刀架作纵向直线运动，以便车削螺纹。

1.3 研究此课题的意义
虽然我国的机床工业发展是迅速的，但由于起步晚，底子薄，与世界先进水平相比，还有很大的差距。

为了使我国的机械加工技术在不久的将来能赶上发达国家的水平，并能同步增长。

为了提高机床产品在国际市场的竞争能力，我们必须深入研究机床基础理论，加强工艺试验研究。

作为将
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来从事机械加工行业的毕业学生，我们很有必要对机械加工中运用最广泛也最基础的CA6140型普通车床做一个比较的系统的认识了解。

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2 传动方案设计
2.1结构式分析
⑴ 22312⨯⨯= ⑵ 32212⨯⨯= (3) 23212⨯⨯=
从电动机到主轴主要为降速传动，若使传动副较多的传动组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，减小机床尺寸和重量，减小传动系统的转动惯量。

也就是满足传动副前多后少的原则，因此取22312⨯⨯=方案。

22312⨯⨯=又有以下六种不同的方案
(a) 63122312⨯⨯= (c) 61222312⨯⨯= (e) 21422312⨯⨯= (b) 36122312⨯⨯= (d) 16222312⨯⨯= (f) 12422312⨯⨯=
在降速传动中，为防止齿轮直径过大而使径向尺寸太大，常限制最小传动比4/1min ≥u ；在升速时，为防止产生过大的噪音和振动，常限制最大转速比2max ≤u 。

在主传动链任一传动组的最大变速范围()10~8min max max ≤=u u r 。

在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小。

检查变速组的变速范围是否超过极限时，支需要检查最后一个扩大组。

因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小。

方案（a ）、（b ）、（c ）、（d ）第二扩大组的变速范围()
841.11262==-r ，
等于m ax r ，符合要求，是可行的；方案（e ）、（f ）第二扩大组的变速范围()
1641.11342==-r ，
大于m ax r ，是不可行的。

根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网。

从而确定结构网如下：
图2—1
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2.2 绘制转速图和系统图
2.2.1 选择电动机
一般车床若无特殊要求，多采用Y 系列封闭式三相异步电动机，根据原则条件选择Y-132M-4型Y 系列笼式三相异步电动机。

2.2.1 分配总降速传动比 总降速传动比
d n n i /min = （2.1）
式中 m in n ——主轴最低转速； d n ——电动机转速；
02.01440/5.31==i
又电动机转速min /1440r n d =不符合转速数列标准，因而增加一定比传动副
2.2.2 确定传动轴轴数
传动轴轴数 = 变速组数 + 定比传动副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5 2.2.3 确定各级转速并绘制转速图
由m in /5.31r n mim = 41.1=ϕ
z = 12确定各级转速：
1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5r/min 。

在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按传动顺序依次设为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ。

Ⅰ与Ⅱ、Ⅱ与Ⅲ、Ⅲ与Ⅳ轴之间的传动组分别设为a 、b 、c 。

现由Ⅳ（主轴）开始，确定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速： （1） 确定Ⅲ轴的转速
传动组c 的变速范围为]10,8[841.1max 6
6∈===R ϕ，结合结构式
Ⅲ轴的转速只有以下可能：
125、180、250、355、500、710r/min （2） 确定轴Ⅱ的转速
传动组b 的级比指数为3，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致传动比太小，可取
8.2/1/13
1==ϕi b ，1/12=i b
轴Ⅱ的转速确定为：355、500、710r/min （3） 确定轴Ⅰ的转速
对于轴Ⅰ，其级比指数为1,可取
2/1/12
1==ϕi a ，41.1/1/12==ϕi a ，1/13=i a
确定轴Ⅰ转速为710r/min 。

由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比71/144710/1440==i 。

下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）
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图2—2 转速图 2.2.4 确定各变速组传动副齿数并绘制系统图 （1） 传动组a
查《专用机床设备设计》表2-1
2/1/121==ϕi a ，41.1/1/12==ϕi a ，1/13=i a
2/1/121==ϕi a 时：=z S ……57、60、63、66、69、72、75、78……
41.1/1/12==ϕi a 时：=z S ……58、60、63、65、67、68、70、72、73、77…… 1/13=i a 时：=z S ……58、60、62、64、66、68、70、72、74、76……
可取=z S 72,于是可得轴Ⅰ齿轮齿数分别为：24、30、36。

于是48/241=a i ，42/302=a i ，36/363=a i 可得轴Ⅱ上的三联齿轮齿数分别为：48、42、36。

（2） 传动组b
8.2/1/131==ϕi b ，1/12=i b
8.2/1/131==ϕi b 时：=z S ……69、72、73、76、77、80、81、84、87……
1/12=i b 时：=z S ……70、72、74、76、78、80、82、84、86……
可取 =z S 84，于是可得轴Ⅱ上两联齿轮的齿数分别为：22、42。

于是 62/221=i b ，42/422=i b ，得轴Ⅲ上两齿轮的齿数分别为：62、42。

（3） 传动组c
4/11=i c ,22=c i
4/11=i c 时：=z S ……84、85、89、90、94、95…… 22=c i 时： =z S ……72、75、78、81、84、87、89、90……
可取 =z S 90.
4/11=i c 为降速传动，取轴Ⅲ齿轮齿数为18； 22=c i 为升速传动，取轴Ⅳ齿轮齿数为30。

于是得72/181=i c ,30/602=c i 得轴Ⅲ两联动齿轮的齿数分别为18，60；
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得轴Ⅳ两齿轮齿数分别为72，30。

根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图：
图2—3 传动系统图
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3 主要零件的设计和验算
3.1 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。

3.2 普通V 带传动的计算
3.2.1 确定设计功率 设计功率
ca P =A K ·P （kW ） （3.1）
A K ——工况系数，查《机械设计》（徐锦康 主编）表4.6，取1.1；
故ca P =1.1×7.5=8.25KW 3.2.2 选取带型
根据ca P 、1n ,由图4.11查取，选B 型带 3.2.3 带轮直径
小带轮基准直径1d d 为126mm ；大带轮基准直径2d d 为256 mm ； 3.2.4 验算带的速度
()100060/11⨯=n d v d π （3.2）
()[]v s m n d v d ≤≈⨯=/42.9100060/11π；故符合要求 3.2.5 确定V 带长度和中心距
)(27.021021d d d d d d a d d +≤≤+）（
（3.3）
)256126(22561267.00+≤≤+a ）（；取mm a 5000=
计算V 带基准长度
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2
1221004)()(2
2a d d d d a L d d d d -+
++
=π
（3.4）
mm L 16080=
查《机械设计》表4.2，取d L ＝1600mm; 带挠曲次数
d L mv /1000=μ （3.5）
14032.12-≤=s μ
计算实际中心距a
2
0L L a a d -+
= （3.6） mm a 4962
1608
1600500=-+=
3.2.6 计算小带轮包角
601801
21⨯--
≈a d d d d α （3.7） 0011203.16460496
126256180>=⨯--≈
α
3.2.7 确定V 带根数
单根V 带的基本额定功率0P ,查《机床设计指导》（任殿阁，张佩勤 主编）表2-8，取1.92kW ； 单根V 带的基本额定功率增量
0p ∆=b K 1n （1-
u
K 1） （3.8）式中 b K ——弯曲影响系数，查表2-9，取3
107725.0-⨯；
u K ——传动比系数，查表2-10，取1.12； 故0p ∆=0.124； 带的根数Z
L
ca
k k p p p Z α)(00∆+=
(3.9)
K α——包角修正系数，查表2-11，取0.98；
L K ——带长修正系数，查表2-12，取0.99；
故12.499.098.0)124.094.1(25
.8=⨯⨯+=
Z ；取z=4根
3.2.8 计算初拉力单根带初拉力0F
20)5.2(500
qv k k vz p F ca +-=α
α
(3.10) q ——带每米长质量，查表2-13，取0.10kg/m ；
故0F ＝178.68N
3.2.9 计算作用在轴上得压力
2
sin
21
0αzF F Q ≈ （3.11）
N F Q 15302
165sin 68.17842=⨯⨯⨯≈
3.3 确定各轴和齿轮转速
3.3.1 确定主轴计算转速
主轴的计算转速为
13
z min n n -=ϕ
IV （3.12）
min /90r 41
.131.5n 13
12
=⨯=-IV
3.3.2 各传动轴的计算转速：
轴Ⅲ可从主轴90r/min 按72/18的传动副找上去，轴Ⅲ的计算转速125r/min ；轴Ⅱ的计算转速为355r/min ；轴Ⅰ的计算转速为710r/min 。

3.3.3 各齿轮的计算转速
传动组c 中，18/72只需计算z = 18 的齿轮，计算转速为355r/min ；60/30只需计算z = 30的齿轮，计算转速为250r/min ；传动组b 计算z = 22的齿轮，计算转速为355r/min ；传动组a 应计算z = 24的齿轮，计算转速为710r/min 。

3.3.4 核算主轴转速误差 ()%110-≤-=
∆ϕ理
实
理n n n n （3.13）
min /5.141730/6042/4236/36256/1261440r n =⨯⨯⨯⨯=ϕϕ实
m in /1400r n =理
%1.4%25.1%1001400
)
14005.1417(<=⨯-=
∆n
所以合适
3.4 各传动组齿轮模数和直径的确定
3.4.1 a 传动组
分别计算各齿轮模数
3
22][)1(16338j
m d
n z N m σμϕμ+= （3.14）
式中 μ——公比 μ = 2；
d N ——电动机功率；d N = 7.5KW ；
m ϕ——齿宽系数；
][σ——齿轮传动许允应力； j n ——计算齿轮计算转速 S
K N lim
][σσ=
（3.15） 取lim σ= 600MPa,安全系数S = 1； 由应力循环次数选取9.0=N K ；
MPa 5401
600
9.0][=⨯=σ mm m 72.3710
5402248.05
.7)12(163383
221=⨯⨯⨯⨯⨯+= 取mm m 4=
按齿数30的计算，mm m 13.32=，可取mm m 4= 按齿数36的计算，mm m 39.33=, 可取mm m 4= 于是传动组a 的齿轮模数取m = 4mm ，b = 32mm 轴Ⅰ上齿轮的直径：
mm d mm d mm d a a a 96244120304144364321=⨯==⨯==⨯=；；
轴Ⅱ上三联齿轮的直径分别为：
mm d mm d mm d a a a 192484168424144364'3'2'1=⨯==⨯==⨯=；；
3.4.2 b 传动组
确定轴Ⅱ上另两联齿轮的模数 按22齿数的齿轮计算： min /3558.2r n j ==，μ 可得mm m 8.4= 取mm m 5=
按42齿数的齿轮计算： 可得mm m 55.3=
于是轴Ⅱ两联齿轮的模数统一取为mm m 5=
于是轴Ⅱ两联齿轮的直径分别为：
mm d mm d b b 21042511022521=⨯==⨯=； 轴Ⅲ上与轴Ⅱ两联齿轮啮合的两齿轮直径分别为：
mm d mm d b b 210425310625'
2'1=⨯==⨯=；
3.4.3 c 传动组 取mm m 5=
轴Ⅲ上两联动齿轮的直径分别为：
mm d mm d c c 3006059018521=⨯==⨯=； 轴四上两齿轮的直径分别为：
mm d mm d c c 150305360725'2'1=⨯==⨯=；
图3—1
3.5 齿轮强度校核
3.5.1 校核a 传动组齿轮
[]F 112σσ≤=
m
bd Y Y KT Sa
Fa F （3.16）
式中 K —— 动载系数；
1T —— 小齿轮传递的转矩； a F Y —— 齿形系数； Sa Y —— 应力修正系数； 1d —— 小齿轮的分度圆直径； b —— 大齿轮宽度
校核齿数为24的即可，确定各项参数 ⑴ min /710,25.8r n kw p ==
n P T /1055.96⨯⨯= （3.17） mm N T ⋅⨯=⨯⨯=56101.1710/25.81055.9
⑵ 确定动载系数
1000
60⨯=
dn
v π （3.18）
s m dn v /57.31000
6071096100060=⨯⨯⨯=⨯=ππ
齿轮精度为7级，由《机械设计》查得使用系数05.1=v K ⑶ mm m b m 3248=⨯=⨯=ϕ
⑷ 确定齿向载荷分配系数
取齿宽系数1=d ϕ
非对称 (
)2
2
31.120.1810.60.2310H d
d
K b βφφ
-=+++⨯
（3.19）
42.1321023.0)6.01(18.012.13=⨯⨯+++=-βH K
4)24/(32/=⨯=h b ,查《机械设计》得27.1=βF K
⑸ 确定齿间载荷分配系数 d
T
F t 2=
（3.20） N d T F t 229096101.1225
=⨯⨯==
m N b F K t A /10056.71322290
0.1<=⨯=；由《机械设计》查得 1.2H F K K βα==
⑹ 确定动载系数
ααH F v A K K K K K = （3.21）
6.12
7.12.105.10.1=⨯⨯⨯=K
⑺ 查《机械设计》表 10-5
65.2=Fa Y 58.1=Sa F
⑻ 计算弯曲疲劳许用应力
查《机械设计》图10-17得小齿轮的弯曲疲劳强度极限a FE Mp 540=σ；
查《机械设计》图10-18得 9.0=N K ,3.1=S
a F Mp 3743
.1540
9.0][=⨯=
σ
3.8958
.165.2374
][=⨯=Sa Fa F Y Y σ
3.896.284
322290
6.1<=⨯⨯=bm KF t 故合适 3.5.2 校核b 传动组齿轮
校核齿数为22的即可，确定各项参数 ⑴ min /355,25.8r n kw P ==
mm N n P T ⋅⨯=⨯⨯=⨯⨯=5661022.2355/25.81055.9/1055.9
⑵ 确定动载系数
s m dn
v /04.21000
60355
1101000
60=⨯⨯⨯=
⨯=
ππ
齿轮精度为7级，由《机械设计》查得使用系数0.1=v K
⑶ mm m b m 4058=⨯=⨯=ϕ ⑷ 确定齿向载荷分配系数
取齿宽系数1=d ϕ
非对称 (
)2
2
31.120.1810.60.2310H d
d
K b βφφ
-=+++⨯
42.1401023.0)6.01(18.012.13
=⨯⨯+++=-βH K
9.2)8.25/(40/=⨯=h b ,查《机械设计》得27.1=βF K
(5) 确定齿间载荷分配系数
N d T F t 40401101022.2225
=⨯⨯==
m N b F K t A /100101404040
0.1>=⨯=由《机械设计》查得 1.1==ααH F K K
⑹ 确定动载系数
397.127.11.10.10.1=⨯⨯⨯==ααH F v A K K K K K
⑺ 查《机械设计》表5-1
72.2=Fa Y 57.1=Sa F
⑻ 计算弯曲疲劳许用应力
由查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限a FE Mp 540=σ
查《机械设计》图10-18查得 9.0=N K ,3.1=S
a F Mp 3743
.1540
9.0][=⨯=
σ
5.8757.172.2374
][=⨯=Sa Fa F Y Y σ
5.872.285
404040
397.1<=⨯⨯=bm KF t 故合适 3.5.3 校核c 传动组齿轮
校核齿数为18的即可，确定各项参数 ⑴ min /355,25.8r n kw P ==
mm N n P T ⋅⨯=⨯⨯=⨯⨯=5661022.2355/25.81055.9/1055.9
⑵ 确定动载系数
s m dn
v /67.11000
60355
901000
60=⨯⨯⨯=
⨯=
ππ
齿轮精度为7级，由《机械设计》查得使用系数9.0=v K
⑶ mm m b m 4058=⨯=⨯=ϕ ⑷ 确定齿向载荷分配系数
取齿宽系数1=d ϕ
非对称 ()2
2
31.120.1810.60.2310H d d
K b βφφ
-=+++⨯
42.1401023.0)6.01(18.012.13=⨯⨯+++=-βH K
2)45/(40/=⨯=h b ,查《机械设计》得27.1=βF K
⑸ 确定齿间载荷分配系数
N d T F t 4930901022.2225
=⨯⨯== m N b F K t A /100123404930
0.1>=⨯=由《机械设计》查得 1.1==ααH F K K
⑹ 确定动载系数
2573.127.11.19.00.1=⨯⨯⨯==ααH F v A K K K K K
⑺ 查表 10-5
91.2=Fa Y 53.1=Sa F
⑻ 计算弯曲疲劳许用应力
查《机械设计》图10-17得小齿轮的弯曲疲劳强度极限a FE Mp 540=σ
查《机械设计》图10-18得 9.0=N K ,3.1=S
a F Mp 3743
.1540
9.0][=⨯=
σ
8453.191.2374
][=⨯=Sa Fa F Y Y σ
8499.305
404930
2573.1<=⨯⨯=bm KF t 故合适
3.6 确定各轴最小直径
按扭转强度初步计算轴直径
3
]
[C ϕη
j n N d ≥ （3.22） 式中 d ——轴的直径；
N —— 该轴传递功率（KW ）
η—— 机械效率；
j n —— 该轴计算转速（r/min ）
[ϕ]—— 该轴每米长度允许扭转角，取[ϕ]=10
/m
C —— 计算常数，取决于轴的材料和受载情况，这里取112C = Ⅰ轴的直径：m in /710,96.011r n ==η
mm n d 24.24710
96
.05.71125.711233
=⨯=≥η 单键槽轴径应增大5%—7%，即增大至25.45—25.94mm,取mm d 26= Ⅱ轴的直径：m in /355,922.099.099.098.0212r n ==⨯⨯⨯=ηη
mm n d 14.30355
922
.05.71125.711233
=⨯=≥η 单键槽轴径应增大5%—7%，即增大至31.65—32.25mm, 取mm d 32= Ⅲ轴的直径：m in /125,89.099.098.0323r n ==⨯⨯=ηη
mm n d 18.42125
89
.05.71125.711233
=⨯=≥η 单键槽轴径应增大5%—7%，即增大至44.29—45.13mm, 取mm d 45=
主轴的直径：m in /5.31,85.098.098.099.0434r n ==⨯⨯⨯=ηη
mm n d 76.6590
85
.05.71125.711233
=⨯=≥η
单键槽轴径应增大5%—7%，即增大至69.05—70.36mm, 取mm d 70=
3.7 传动轴的校核
3.7.1 轴的选择
各轴采用的花键分别为：Ⅰ轴：6×23×26×6
Ⅱ轴：6×26×32×6 Ⅲ轴：8×40×45×7
3.7.2 轴的强度校核
由于机床主轴箱中各轴的应力都比较小，验算时，通常用复合应力公式进行计算： ()[]12
2//-≤+=
=σασW T M W M ca ca （3.23）
式中 ca σ—— 轴的弯扭合成计算应力，单位为MPa ；
M —— 该轴上的主动被动轮的圆周力、径向力所引起的最大弯矩；
齿轮的圆周力： D T t /2F =,D 为齿轮节圆直径 直齿圆柱齿轮的径向力：t r F 5.0F =
求得齿轮的作用力，即可计算轴承处的支承反力，由此得到最大弯矩
α—— 折算系数，扭矩为脉动循环变应力，6.0=α； W —— 轴的危险断面的抗弯断面系数； T —— 在危险断面上的最大扭矩； j
n N
10955T 4
⨯= （3.24） N —— 该轴传递的最大功率； j n —— 该轴的计算转速；
[]1-σ—— 弯曲正应力σ是对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，其值查《机械设计》表11.2,取[]a MP 601=-σ； 花键轴的抗弯断面系数：
D
D d d D zb D d 32))((32W 2
4
+-+=π （3.25）
式中 d —— 花键轴内径； D —— 花键轴外径； b —— 花键轴键宽； z —— 花键轴的键数 由此算出I 轴， []12.45-≤=σσca II 轴，[]13.50-≤=σσca III 轴，[]14.56-≤=σσca 故传动轴的强度符合要求 3.7.3 轴的刚度校核
通过受力分析，在I 轴的三对啮合齿轮副中，中间的一对齿轮对Ⅰ轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核
n P T /1055.96
⨯⨯= （3.26）
mm N T ⋅=⨯⨯⨯=8.96710/96.05.71055.96
N mm mm N d T F 201796/8.962000/2000=⋅⨯=⨯= （3.27）
()
2
12216x b l l
Fbx EIy ---
= （3.28） 式中 E ——材料的弹性模量，Mpa ；
I ——轴的惯性矩，64
4
d I π=
，4
mm ；
已知：Pa E 9
10200⨯= mm l 685= mm x 3301= mm b 228=
()
()
()()
mm x b l EIl
Fbx y 34
3
2223
4349
2
1
2211098.010
330228685106851064
3610200633022820176----⨯=⨯--⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯--=---
=π
[]mm l y 137.00002.0== []y y < 所以合格
Ⅱ轴、Ⅲ轴的校核同上
3.8 主轴最佳跨距的确定和主轴挠度
3.8.1 选择轴颈直径,轴承型号
前轴颈应为75-100mm,初选mm D 1001=,后轴颈12)9.07.0(D D -=取mm D 702=,前轴承为NN3020K,后轴承为NN3016K 3.8.2 确定最佳跨距 （1） 主轴平均直径
22
1D D D +=
（3.29） mm D 852
70100=+=
普通车削类车床6.0~55.0/=D d ,取mm d 51=
（2） 主轴悬伸量a 的确定
查《专用机床设备设计》表3—8，取75.0/1=D a ，则mm a 75= （3） 支承刚度计算
根据表3—9，计算前支承刚度A K
mm N D K A /1073.10170054
.11
⨯==，因为后轴承直径略小于前轴承，取
4.1=B
A
K K ,则 mm N K B /1066.75⨯=
（4） 计算综合变量
3
a K EI
A =
η （3.30） 式中 E ——主轴材料的弹性模量；mm N E /1025
⨯=
I ——主轴截面的平均惯性矩
()
()
4644
44
1023.2518564
64
mm d D I ⨯=-=
-=
π
π
；
985.075
1073.101023.21023
56
5=⨯⨯⨯⨯⨯=η （5） 确定最佳跨距0L
查《专用机床设备设计》图3-32，在横坐标上找出985.0=η之点，向上作垂直线与4.1=B
A
K K 的斜直线相交，由交点向左作水平线与纵坐标轴相交，得30
=a
L ，mm L 2250= 3.8.3 主轴部件的刚度K 和挠度
⎥⎥⎦
⎤⎢⎢⎣⎡++⎪⎭⎫ ⎝⎛⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛++⎪⎭⎫ ⎝⎛+=12111312
3L a L a K K K a L EI a K B A A
m N K μ/44.46=
主轴最大输出转矩N P T 67690
85
.09550=⨯= 主轴挠度
床身上最大加工直径约为最大回转直径的60%,取50%即200mm ,故半径为0.1m 切削力 N F C 67601
.0676
==
背向力 N F F C P 338067605.05.0=⨯== 故总的作用力
22C P F F F += （3.31）
N F 75586760338022=+=
次力作用于顶在顶尖间的工件上主轴尾架各承受一半 故主轴轴端受力为 N F 37792/=
()EI
a L Fa y A 32+= （3.32）
()mm y A 0357.010
23.2102375225753779652=⨯⨯⨯⨯+⨯= []mm L y A 045.00002.0==
[]A A y y <，可以看出该机床是合格的
图3—2 主轴图
3.9 滚动轴承验算
机床的一般传动轴用的滚动轴承，主要是由于疲劳破坏而失效，故应对轴承进行疲劳寿命验算。

下面对按轴颈尺寸及工作状况选定的滚动轴承型号进行寿命验算
[]T P f C f n L p t h ≥⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛=
ε
16667 （3.33） 式中 h L —— 额定寿命；
C —— 滚动轴承尺寸表所示的额定动负荷；
p f —— 载荷系数，用来考虑附加载荷如冲击力、不平衡作用力、惯性力以及轴挠曲或轴承
座变形产生的附加力等对轴承寿命的影响，即对当量动负荷P 进行修正；
t f —— 温度系数，用于较高温度（0
120>t ）工作条件下对轴承样本中给出的基本额定动
负荷值进行修正；
ε—— 寿命系数，对于球轴承：3=ε ；对于滚子轴承： 10/3=ε； n —— 轴承的计算转速，为各轴的计算转速；
P —— 当量动载荷;
对主轴滚动轴承寿命验算：
前后支承反力A R 、B R 分别为：
N l a l F R A 5039225
7522537792=+⨯=+⨯= (3.34) N l a F R B 1260225
7537792=⨯=⨯= (3.35) n P T /1055.96⨯⨯=
mm N T ⋅=⨯⨯⨯=67690/85.05.71055.96
N mm mm N d T F 3758360/46.6762000/2000=⋅⨯=⨯=
前支承受径向负荷N r 5039F 1=，轴向负荷0=a F ；
后支承受径向负荷N r 5039F 1=，轴向负荷N F a 3758=
查手册得NN3022K 型轴承的基本额定动负荷KN r 2.43C 1=，基本额定静负荷KN C r 2.2910= NN3016K 型轴承的基本额定动负荷KN r .5.38C 2=，基本额定静负荷KN C r 6.2520= 计算r a C 0/F 并确定e 值
0101=r a C F ，e F r a ≤1
1F (3.36) 查《机械设计》表8.10，11=X ,01=Y
1287.029200
3758202==r a C F (3.37) 查《机械设计》表8.10，得47.0=e
e F r a >==75.05039
3758F 22 (3.38) 查《机械设计》表8.10，72.02=X ，93.12=Y
计算当量动载荷r P
N F r r 5039X P 111== (3.39)
N F Y F a r r 10881375893.1503972.0X P 22222=⨯+⨯=+= (3.40)
计算轴承寿命，查《机械设计》表8.7，8.8得1.1=p f ，1=t f
假定车床每天工作8小时，预期寿命为h 30000~20000
[]T L h ≥=⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯⨯=2.38642108812.143200190166671031 (3.41) []T h L h ≥=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯=4252350392.14320019016667
10
32 (3.42) 使用上述公式对各轴承进行寿命校核，所选轴承均符合设计要求。

4 结构设计和材料选择
4.1 带轮设计
根据V 带计算，选用4根B 型V 带。

采用卸荷式带轮结构。

4.2 齿轮块设计
机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。

根据各传动轴的工作特点，基本组、第一扩大组以及第二扩大组的滑移齿轮均采用了整体式滑移齿轮。

所有滑移齿轮与传动轴间均采用花键联接。

从工艺角度考虑，其他固定齿轮（主轴上的齿轮除外）也采用花键联接。

由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联接。

Ⅰ～Ⅲ轴间传动齿轮精度为877—8b ，Ⅲ～Ⅳ轴间齿轮精度为766—7b
4.3 材料选择
齿轮和轴都选用45钢，正火或调质处理，齿轮硬度220HBS ；轴承GCr15
4.4 轴承的选择
为了方便安装，Ⅰ轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径，均采用深沟球轴承。

为了便于装配和轴承间隙调整，Ⅱ、Ⅲ轴均采用圆锥滚子轴承。

滚动轴承均采用E 级精度。

主轴前支承：NN3020K ；中支承：N219E ；后支承：NN3016K ；Ⅰ轴前支承：30207；后支承：30207；Ⅱ轴前支承：30207；中支承：NN3009；后支承：30207；Ⅲ轴前支承：30208；后支承：30208
4.5 主轴组件
本车床为普通精度级的轻型机床，为了简化结构、主轴采用了轴向后端定位的两支承主轴组件。

前后支承采用双列圆柱滚子轴承。

为了保证主轴的回转精度，主轴前后轴承均采用压块式防松螺母调整轴承的间隙。

主轴前端采用短圆锥定心结构型式。

前轴承为C 级精度，后轴承为D 级精度
4.6润滑系统
机床通常安装在室内环境中使用，夏季环境最高为C 400,冬季气温多低于C 00
，对润滑油的粘度、抗氧化性（使用寿命）和油的清洁度的要求较严格。

机床在使用中使用了冷却液，在润滑油中，常常由于混入冷却液而使油品乳化及变质，使橡胶密封膨胀变形，使零件表面油漆涂层起泡、
剥落。

因此应考虑润滑油品与润滑冷却液、橡胶密封件的适应性，防止漏油等。

主轴箱内采用飞溅式润滑，使转动零件从油池中通过，将油带到或激溅到润滑部位，油面高度为65mm左右，甩油环浸油深度为10mm左右。

润滑油型号为：IIJ30。

卸荷皮带轮轴承采用脂润滑方式。

润滑脂型号为：钙质润滑脂。

4.7 密封装置
密封的结构和类型很多。

不同类型的密封，其作用原理有所不同。

选择何种密封时，应根据其结构特点，进行细致分析后做出。

选择时，应考虑以下因素：1）密封的结构与类型；2）密封的作用原理；3）密封的工作条件；4）对密封性能的要求；5）对配偶件的要求；6）价格与维修费等。

根据以上因素，对主轴箱选择合适的密封类型。

Ⅰ轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用皮碗式接触密封。

而主轴直径大、线速度较高，则采用了非接触式密封。

卸荷皮带轮的润滑采用毛毡式密封，以防止外界杂物进入。

5结论
C6140型普通车床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，做设计的过程中出现了很多问题，首先就是一个主轴正反转的控制，最开始考虑到用离合器控制主轴正反转，设计量更大，后来才到车间老师了解到可直接用电动机控制，才有坚持做下来的信心。

对各齿轮，轴的尺寸的验算，同时考虑实际工作中的强度，刚度的要求，一次次翻阅资料，修改结果。

在设计过程中，学会了思维的连贯性，知识的独立性，也学会了把自己所学的知识系统的融汇总结。

对于一次设计来说，总体安排很重要。

这次设计由于前期时间安排不当，后面显得比较仓促，有些问题也没有最到最好，同时，也真有切身体会，认识到知识的重要性，不断学习的重要性，只有不断学习，才能具有扎实的专业技能知识，头脑才能被科学的系统武装，为祖国的科研事业做贡献。

致谢语
本文是在钱利霞老师精心指导和大力支持下完成的。

钱老师以其严谨求实的治学态度、高度的敬业精神、兢兢业业、孜孜以求的工作作风和大胆创新的进取精神对我产生重要影响。

她渊博的知识、开阔的视野和敏锐的思维给了我深深的启迪。

另外，我还要特别感谢一起做本次毕业设计的同学，他们在本文写作的各个阶段给出了许多宝贵意见，为我完成这篇论文提供了巨大的帮助，使我得以顺利完成论文。

同时也感谢学校车间老师对我的指导，在此我也衷心的感谢他们。

最后，我要向在百忙之中抽时间对本文进行审阅、评议和参加本人论文答辩的各位师长表示感谢！再次对关心、帮助我的老师和同学表示衷心地感谢。

感谢钱利霞老师在毕业设计过程中对我的指点与讲解，科学道路艰辛却快乐，吾欲上下而求索。

参考资料编目
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