CW6163B车床电动尾座蜗杆传动的毕业设计

CW6163B车床电动尾座蜗杆传动的设计
学生姓名
系（部）机械工程系
专业机电一体化
指导教师
2009年6月 1日
摘要
本次设计基于安阳集团有限公司CW6163B型普通车床，将其手动尾座改进为电动尾座，设计内容主要为传动装置的总体设计及传动零件的设计，该设计过程结构合理，内容详细，数据来源可靠，计算过程正确。

改进后的尾座结构简单，能顺利完成工件的安装与调整。

手动与电动的相互转化，可实现尾座在导轨的远距离移动，减轻了工人的劳动强度，提高了工作效率，符合机械工业发展的趋势。

关键词
车床尾座电动
Abstract:
The design based on the comman lathe,a type of CW6163B of AnYang limited company group, will change manual tail stock into electric tailstock .This design includes the whole design of convegor and the design of mechanical parts. This process of design is resonale and detaicd. The data of the source is depensable .The computing of the process is right. The designed tail stock is simple ,it can complete the fabrication and adjustment of the workpiece somoothly .The conversion between manual and electic can realize the tail stock moves slightly in the slide, it can not only realieve the worker’s labor, improve the efficient of work , but also accord with the tende ncy of the machine industry’s development.
Key words
Lather Tailstock Electric
目录
引言 (1)
第一章拟定和分析传动方案 (2)
第一节确定传动方案 (2)
第二节选择电动机 (3)
第三节计算传动装置总传动比和分配各级传动比 (5)
第四节计算传动装置的运动和动力参数 (5)
第二章传动件的总体设计 (6)
第一节蜗轮蜗杆传动的设计 (6)
第二节用于电动与手动切换部分的设计 (13)
第三节低速轴的设计 (16)
第三章齿轮传动中各部件的校核及其选择 (21)
第一节滚动轴承寿命的校核 (21)
第二节键连接的校核 (22)
第三节减速器附件的选择 (23)
第四节润滑油的选择 (23)
结论 (24)
参考文献 (25)
致谢............................................. . (26)
附：装配图1张，零件图4张
引言
毕业设计是培养学生实践性的重要环节之一，它是我们完成所学全部课程后，并在做过课程设计、毕业实习等一系列教学环节的基础上进行的。

毕业设计的主要目的是培养我们综合运用所学的基础理论课，技术基础课和专业课的知识和技能来分析、解决问题。

解决一般工程技术问题，使我们建立正确的设计思想，掌握工程设计的一般程序规则和方法，为走向工作岗位打下基础，通过毕业设计能进一步巩固扩大和深化自己所学的基础知识，基本理论和基本技能，提高自己的设计、计算、制图以及微机绘图能力，同时也使我们懂得如何编写技术文件，正确使用技术资料、手册及相关的工具书，更能培养我们严肃认真、一丝不苟和实事就是的工作作风，从而实现从学生向工程技术人员的过渡。

本次设计的题目为CW6163B电动尾座，它是在学完全部专业课的基础上，结合企业（安阳机床集团有限责任公司）的实际情况，针对用户需求而提出的毕业设计，是一次综合性、应用性和实践性较强的设计过程。

本次设计得到安阳机床厂的帮助和支持，本次设计得到郭怡老师的精心指导，并提出了许多宝贵意见和建议，为此由衷感谢。

由于设计能力有限，实践经验不足，设计中难免出现一些错误，敬请批评指正。

第一章拟定和分析传动方案
第一节确定传动方案方案一：
方案二：
一、选择传动方案：
按照要求采用蜗轮蜗杆传动，这样设计比较简单而且蜗轮蜗杆机构具有传动比大而结构紧凑，传动平稳，具有自锁性等优点。

对比方案一与方案二，方案二采用圆锥齿轮传动，设计相对比较复杂，电机的安装位置在实际中也不太合理，于是选用方案二。

为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构，根据已知条件取驱动齿轮的模数 m=3,分度圆直径为39mm ，则齿数为13，可先由已知条件计算其驱动齿轮的转速：
min 1739
14.3210001000r D Nw =⨯⨯=⨯=πν
第二节 选择电动机
一、牵引力
设尾座移动所需牵引力为F ，因车床导轨采用矩形和三角型导轨(45)︒，参考《机械设计手册》第四版，第一卷表1-1-7，取尾座与导轨接触的摩擦系数为μ=0.25,故牵引力F 为： F=12mg μ+2⨯1sin 2mg μα⨯ =1212359.80.2522359.80.25sin 452⨯⨯⨯+⨯⨯⨯⨯⨯o
=288+407
=695N
二、 尾座移动消耗功率Pw
Pw=FV=6952/6023.2W ⨯=
三、电动机输出功率Pd=Pw/η
由《械械设计课程设计指导书》表2-4查得，电动机与输入轴的联接处99.01=η,滚
动轴承99.02=η,圆柱齿轮传动97.03
=η,齿轮齿条94.04=η，蜗杆传动75.05=η,则 64
.075
.094.097.099.099.0 (65436214)
223225221=⨯⨯⨯⨯===ηηηηηηηηηηηηη ，故W P P W d 25.3664.02.23===
η. 四、电动机额定功率ed P
由于考虑到电动机的起动惯量较大，经查《机械设计手册》第四段第5卷，表22-1-108选取电动机额定功率w P ed 90=。

五、选定电动机型号
按工作要求和工作条件，选用一般用途的Ys 系列三相异步电动机，它为卧式封闭结构。

如 下表1-1所示。

表1-1 YS 三相异步电动机
六、电动机的技术数据和外形安装尺寸
由《机械设计手册》表22-1-108，表22-1-113查出Ys56-IMB14
的主要技术数据和外形安装尺寸，并列表记录备用。

表1-2 三相异步电动机的安装尺寸
第三节 计算传动装置总传动比和分配各级传动比
一、 传动装置总传动比 4.82171400===
w m n n i 二 、 分配各级传动比
设蜗轮蜗杆减速器自高速级到低速级传动比依次为1i 、2i ，按照浙江大学出版社出版的《机械设计课程设计》第2-3节传动比的分配原则，结合本次设计的具体情况，各级传动比分别为：蜗轮蜗杆的传动比为：
1i ，单级圆柱齿轮传动的传动比为：2i =3.11则: 5.2611.34.8221===i i i
第四节 计算传动装置的运动和动力参数
一、各轴转速
假定电动机轴为0轴，减速器由高速轴到低速轴依次为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ。

各轴转速为： min 14000r n =
min 14000r
n n I == min 8.525
.2614001r i n n I II === min 1711.38.522r i n n II III ===
二、各轴输入功率
按电动机额定功率Ped 计算各轴输入功率，即
w P P ed 900==
w P P I 1.8999.09010=⨯=⨯=η
w
P P I II 2.6675.099.01.89..52=⨯⨯==ηη
w P P II III 6.6397.099.02.66..32=⨯⨯==ηη
三、各轴的转矩
mm N n P T .93.61314009095509550000=⨯=⨯=
mm N n P T I I I .79.60714001.8995509550=⨯=⨯
= mm N n P T II II II .119748.522.6695509550=⨯=⨯=
mm N n P T III III III .35728176.6395509550=⨯=⨯=
第二章 传动件的总体设计
第一节 蜗轮蜗杆传动的设计
图2-1 蜗轮蜗杆传动
一、材料的选择
由于蜗杆转速较高，蜗杆选用40Cr ，表面淬火，硬度48—55HRC ，蜗轮材料采用ZCuSn10Pb1，砂型铸造。

减速器为闭式传动，按接触疲劳强度设计，弯曲强度校核，并进行热平衡计算。

二、许用应力
1、 基本许用接触应力
查《机械设计》表4—6得，
[]2200mm N
OH
=σ
2、基本许用弯曲应力
查《机械设计》表4—8得，
[]264mm N
OF
=σ
3、应用循环次数
()722108.38300515.261400
6060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯
==n
jL n N 4、接触寿命系数Zn
查《机械设计》图4—3得Zn=0.84。

5、弯曲寿命系数Yn
查《机械设计》图4—3得Yn=0.68。

6、许用接触应力
[][]168
20084.0=⨯==OH N H
Z σσ
7、许用弯曲应力
[][]52
.436468.0=⨯==OF N F
Y σσ2/mm N
三、按齿面接触疲劳强度计算
1、选择蜗杆头数1Z 查《机械设计》表4—9得:
21=Z
2、蜗轮的齿数2Z
5325.2612=⨯==iZ Z
3、蜗轮的转矩2T
mm N i n P i T T I
I
.101.17
.05.26140010901055.91055.94
3
6
1612⨯=⨯⨯⨯⨯⨯=⨯
⨯==-ηη
4、载荷系数K ，
v
A K K K K β.=，查《机械设计》表4—3得
1
,1==βK K A （载荷平稳），
1
.1=v K （假
设
s m
V 3≤ ）
5、复合参数12
d m
[]32
4
2
2212
1.3516853480101.11.1480mm Z kT d m H
=⎪
⎭
⎫
⎝⎛⨯⨯⨯⨯=⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛≥σ
查《机械设计》表4—4得,
mm d mm q mm m mm d m 20,5.12,6.1,2.51312====
6、验算蜗轮的转速2V
s
m
n mZ V 23.01000
605
.261400
536.114.31000
602
22=⨯⨯⨯⨯=
⨯=
π
，符合假设。

7、蜗杆导程角γ
ο09.95.122
1
11
===--tg q Z tg γ
8、滑动速度
S
V
s m V V S 46.109
.9sin 23
.0sin 2===
ογ 9、当量摩擦角
V ϕ
查《机械设计》表4—10得ο
26.2=V ϕ
10、验算效率η
()7.075.035.1109.995.095.0>=⨯=+⨯=ο
ο
tg tg tg tg V ϕγγη
11、验算12
d m
[]2.515.37168534807.075.0101.11.14802
42
2212
<=⎪
⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⎪⎭⎫ ⎝
⎛
⨯⨯⨯=⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛≥H Z KT d m σ
，原设计合用。

四、校核弯曲疲劳强度
1、齿形系数F Y
按当量齿数05.5509.9cos 53
cos 332===
γZ Z V ，查《机械设计》表4—5得27.2=F Y 。

2、螺旋角系数
β
Y
94
.0140
1=-
=ο
γ
βY
3‘弯曲应力F σ
()[]F F F mm N Y Y m
d d KT σσβ
<=⨯⨯⨯⨯⨯⎪
⎭⎫ ⎝⎛
⨯⨯⨯⨯==
24212
7.1194
.027.26.1536.1207.075.0101.11.164.1.64.1
，弯曲强度足够。

五、几何尺寸计算
1、中心距a
()()mm Z q m a 4.52535.126.121
212=+⨯⨯=+=
2、蜗杆尺寸 （1）、齿顶高
1
a h
mm
m h h a a 6.16.111=⨯=*=
（2）、齿全高1h
mm c
m h h a 52.36
.12.06.11221=⨯+⨯⨯=+=*
（3）、齿顶圆直径
1
a d
mm m
h d d a a 2.236.11220211=⨯⨯+=+=*
（4）、齿根圆直径
1
f d
mm
c m h
d d a f 16.166
.12.026.112202211=⨯⨯-⨯⨯-=--=*
（5）、导程角γ
"24'5909.9οο==γ （右旋）
（6）、轴向尺距X P
024.56.114.3=⨯==m P X π
（7）、螺旋线导程Z P
mm P Z P X Z 048.10024.521=⨯==
（8）、螺旋部分长度1b
()()mm
m
Z b 7.226
.15306.01106.01121=⨯⨯+=+≥
,取mm b 251= 3、蜗轮尺寸
（1）、蜗轮分度圆直径2d
mm mZ d 8.84536.122=⨯== （2）、喉圆直径
2
a d
()
()mm
m h Z d a a 886.11253222=⨯⨯+=+=*
（3）、齿根圆直径
2
f d
mm c
m h d d a f 96.806.12.026.1128.842222=⨯⨯-⨯⨯-=-*-= （4）、外圆直径
2
e d
mm
m d d a e 4.906.15.1885.122=⨯+=+=
（5）、螺旋角2β
"
'22459ο==γβ
（6）齿宽2b
(
)
(
)
mm q m b 2.131
5.1245.0
6.121
45.022=++⨯⨯=++=
（7）、齿宽角θ
ο6.82202
.13sin 2sin 21121
===--d b θ
（8）、咽喉圆直径
2
g r
mm d a r a g 4.8288
4.522
22=-
=-
=
（9）、轮缘宽度b
mm
d b a 4.172.2375.075.01=⨯=≤
，取b=15mm. 六、热平衡计算
1、散热面积A
2
75
.175
.132.01004.5233.010033.0m a A =⎪
⎭
⎫
⎝⎛⨯=⎪
⎭⎫
⎝⎛=
2、 油的工作温度1t
()()C t A
K P t o
s ο
ο802520
32.014109075.0110001100031
1<=+⨯⨯⨯-⨯=+-=
-η
，（取).(142c m w
K S ο=，C t ο
200=）。

七、润滑方式
查《机械设计》图4—11，采用浸油润滑。

八、蜗轮蜗杆的结构设计
1、 蜗杆：（车制），工作图见图纸。

2、蜗轮：工作图见图纸。

第二节、用于电动与手动切换部分的设计
一、齿轮传动的设计
1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
（1）按《实用机械设计》图3-60所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。

（2）车床尾座传动为一般工作机器，速度不高，故齿轮选用8级精度。

（3）齿轮选用适于制造且价格便宜的材料。

由表3-2选取小齿轮材料为45钢（调
质）1HBS =240;大齿轮材料为45钢（常化）2HBS =200。

（4）选取小齿轮齿数191=Z 大齿轮齿数
21 3.111959
μZ =Z =⨯=。

因系齿面硬度小于350HBS 的闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度。

2、 按齿面接触疲劳强度设计 由式（16-10a ）得设计公式为：
1t
d
≥2.32
mm
（1）确定公式内各参数值 ①试选定载荷系数t K =1.3； ②计算小齿轮传递的转矩:
33382.16955095507545104p n =⨯
=⨯≈T N ⋅mm
③由表3-9金属切削机床的齿轮传动，若传递的功率不大时，
d
φ可小到0.2，取
d
φ=0.6。

④由表3-7查得弹性影响系数E Z =； ⑤由图3-59查得接触疲劳强度极限
lim1
H σ
=590MPa;由图3-59b 查得接触疲劳强
度极限
lim2
H σ
=470MPa;
⑥由式3-29计算应力循环次数： 8
1160601400(830015)30.2410h n jL N ==⨯⨯⨯⨯=⨯
21/μ
N =N =30.24⨯810/3.11=9.72⨯8
10
⑦由图3-57查得寿命系数12
HN HN K =K =1
⑧计算接触疲劳许用应力。

取失效概率为1%，安全系数S=1,由式3-30得：
[]1
H σ=
1
HN K ·
lim1
H σ
=590MPa []2
σH
=
2
HN K ·
lim2
H σ
=470MPa
（2）计算
①试计算小齿轮分度圆直径
1t
d ≥2.32
=2.32 =35.3mm
②计算圆周速度
13
3.1435.3104
601000
601000t d n πν⨯⨯=
=
⨯⨯=0.19m/s
③计算载荷系数。

根据
1/100
V ⋅Z =0.19⨯19/100=0.04m/s,由图3-10查得
V
K =1；因是直齿圆柱齿轮，取
a
K =1；同时由表3-5查得
A
K =1；由图3-12查得
1.03
βH K =；
1.07
F βK =。

故载荷系数K=V a βA K ⋅K ⋅K ⋅K =
1×1×1×1.03=1.03。

④按实际的载荷系数校正所计算的分度圆直径，由式
3-27b 得：
11d d =
=35.3⨯=30mm
⑤计算模数 m=
11
/d Z =30/19=1.57mm
取模数为标准值m=2mm
⑥计算分度圆直径 11d m
=Z =19⨯2=38mm
22d m
=Z =59⨯2=118mm
⑦计算中心距 a=
1238118
7822d d ++==mm
⑧计算齿轮宽度 b=1d d φ⋅=0.6⨯38=22.8mm
圆整取
1
B =25mm ，
2
B =20mm 。

二、 蜗轮轴的设计
1、择轴的材料，并确定许用应力
由于该减速器传递的功率不大，而且对其重量和尺寸也无特殊要求，故选择常用的材料Q235号钢，正火处理。

由表10-1查得
430B MPa σ=；235s MPa σ=; 1175MPa σ-=;
1100MPa τ-=; []1130b MPa σ+=; []0b σ=70MPa; []140b MPa σ-=。

2、初步估算轴的最小直径，并选择轴承
为保证该轴上零件装拆方便，和加工方便，和轴承内径配合轴的直径1
d 为轴的最小直
径（见图2-2）根据公式（10-2）
3n
p
C d ≥ 查表10-2，取C=150,则
d ≥C
=150⨯考虑该轴所受转矩较大，及与其它轴相协调，将轴径增大 1.5倍，取d=1.5⨯13.4=20.1mm 。

选取轴承，查手册，选用深沟球轴承6004型，其轴承内孔直径为20mm,故该轴最小直径确定为
1
d =20mm 。

3、轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装拆方案。

由图2-2可以看出，该轴为矩形花键轴，左端为滑移齿轮，左轴承，轴承端盖，依次由左端装配和拆卸。

右端蜗轮，套筒，右轴承端盖依次由右端装配和拆卸。

图2-2 轴的尺寸
（2）确定轴的各段直径和长度
Ⅰ段已如前所述，为轴上的最小直径，为和轴承配合，其直径按轴承内孔确定为
1
d =21mm ，长度等于轴承宽1
L =12mm 。

Ⅱ段同Ⅰ段一样
2
d =21mm, 2
L =12mm ，其中轴用弹性挡圈的宽度为1.2mm,内径为20mm 。

Ⅲ段为装配齿轮和轴承间的套筒，其轴径和Ⅱ段一样mm d 213=, 长度等于齿轮和箱体内壁的间隙，取
3
L =10.5mm 。

Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ段直径的确定：因该段为矩形花键轴，查手册，选取外花键6⨯21⨯25⨯5 GB1144-87，因此该轴段的外径为
45
D D ==25mm ，内径为
45
d d ==21mm 。

Ⅳ段长度的确定：Ⅳ段长度和齿轮宽度一样4
L =34mm 。

Ⅴ段长度的确定：Ⅴ段为装配轴用弹性挡圈，查手册，选取GB894.1-86-28，宽度为S=1.2mm ，所以
5
L =S=1.2mm 。

Ⅵ段长度的确定：Ⅵ段长度=箱体内壁距离-Ⅳ段长度-套筒的宽度-挡圈的宽度，因此
6
L =130-34-10.5-1.2=84.3mm 。

第三节低速轴的设计
一、选择轴的材料，并确定许用应力
由于该减速器传递的功率不大，而且对其重量和尺寸也无特殊要求，故选择常用的材
料Q235号钢，正火处理。

由表10-1查得430
B MPa
σ=；235
s MPa
σ=;
1175MPa
σ
-
=;
1100MPa
τ-=; []1130
b
MPa
σ
+
=
;
[]
0b
σ
=70MPa;
[]
1
40
b
MPa
σ
-
=。

二、初步估算轴的最小直径，并选择轴承
为保证Ⅴ轴上零件装拆方便，和加工方便，和轴承内径配合轴的直径1d为轴的最小直径（见图2-3）根据公式（10-2）
d≥C 3
p
n
查表10-2，取C=150,则
d≥C
3
p
n=150⨯
3
78.9
431000
⨯=18.4mm
考虑该轴所受转矩较大，及与其它轴相协调，将轴径增大30%，取d=18.4⨯（1+30%）=24mm。

选取轴承，因该轴传递的功率不大，查手册，选用深沟球轴6005型，其轴承内孔直径为25mm,故该轴最小直径确定为1
d=25mm。

三、齿轮轴的结构设计
1、定轴上零件的装拆方案
由图2-3可以看出，轴瓦，轴上的齿轮，套筒，卡簧、右轴承、右轴承端盖依次由右端装配和拆卸。

图2-3 齿轮轴
2、确定轴的各段直径和长度
Ⅰ段为齿轮轴段，该段分度圆直径为mm d 391=,齿宽为mm L 251=。

Ⅱ段直径和长度的确定：该段为驱动齿轮距箱体外壁的长度，取
mm L mm d 36,2522==。

Ⅲ段直径和长度的确定：该段为装密封圈，查表得该段长度为mm L 53=,直径为
mm d 253=。

Ⅳ段直径和长度的确定：该段为装配轴瓦，其直径与轴瓦内径相同，取
mm L mm d 80,3144==。

Ⅴ段直径和Ⅵ段的长度确定：两段结构相同，为装轴用弹性挡圈用，查表选用宽
度为 1.2mm 的挡圈，所以该段长度都为mm L L 2.165==，直径分别为mm d 285=和mm d 9.256=。

VII 段直径和长度的确定：该段为装齿轮以及伸出部分，取直径为mm d 287=，
总长度为mm L 977=,其中齿轮部分为20mm 。

VIII 段直径和长度的确定：该段为装套筒，轴承，O 型橡胶密封圈以及手轮用，取直径为mm d 258=，长度为mm L 2.668=。

四、按弯扭合成强度校核该轴的强度
1、绘制轴的计算简图
2、绘制铅垂弯矩图
（1）、画铅垂面受力图，计算铅垂面支反力。

由已知条件mm N T ⋅=119742，小齿轮分度圆直径mm d 381=，得
N T F t 2.63038
22=⨯= N tg tg F F t r 4.229202.630=⨯=⋅=οα N L L F R r AV 99.873
.1538.584.2292=⨯=⋅=
N L L F R r BV 41.1413
.1535.944.2291=⨯=⋅=
(2)、画铅垂面弯矩图。

计算弯矩值：
截面C 右侧弯矩： mm N L R M BV CV ⋅=⨯=⋅=908.83145.5841.1412
截面C 左侧弯矩：
mm N L R M AV CV ⋅=⨯=⋅=055.83155.9499.871'
3、绘制水平弯矩图
（1）、画水平受力图，计算水平支反力
N
R F R N F L L R AH t BH t AH 48.38872.2412.63072.2412.6303.1538.582=-=-==⨯=⋅=
(2)、画水平弯矩图(图2－4d)
计算C 处弯矩值：
mm
N L R M BH CH ⋅=⨯=⋅=62.228428.5848.3882mm N L R M AH CH I ⋅=⨯=⋅=54.228425.9472.2411
4、绘制合成弯矩图
计算合成弯矩值：
mm N M M M CH CV
C ⋅=+=+=9.2430862.22842908.83142222 mm N M M M I I I CH
CV C ⋅=+=+=88.2430854.22842055.83152222 5、 绘制转矩图（图2－4f ） mm N n P T ⋅=⨯=⨯=3572817
6.639550955033 6、绘制当量弯矩图
为此应先计算当量弯矩e M ，根据合成弯矩图可知，截面C 为危险截面，截面当量弯
矩为： ()2
2aT M M C e += 考虑减速器的刹车和起动，转矩产生的切应力应按脉动循环变化，故取a=0.6,则
()()mm
N aT M M C e ⋅=⨯+=+=8.32410357286.09.24308222
2
7、校核轴的强度
[]MPa d M b ec e 4088.1031
1.08.324101.01334=<=⨯==-σσ ,强度足够。

8、绘制轴的零件图，见图 2--4。

图2-4
第三章齿轮传动中各部件的校核及其选择
第一节滚动轴承寿命的较核
查《机械设计》表8-6可知，此传动装置中所用轴承的预期寿命为12000~20000小时。

与其它轴上的轴承相比，低速轴上的轴承承受的当量动载荷较大，以下把低速轴上的轴承较核一下，其它轴上的轴承不再较核了。

选取轴承，查手册，选用深沟球轴承6005型，其
中基本额定动载荷r C =7.75kN 。

当量动载荷N F F F P AH AV r 25772.24199.872222=+=+==
由公式 16667h C L n P ε
⎛⎫= ⎪⎝⎭
（其中ε表示寿命指数取ε=3，n 为轴承转速取n=16r/min ）可得：
16667h C L n P ε⎛⎫= ⎪⎝⎭=3
2577750601616667⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯=476093h>>(12000～20000) ， 故此轴承可满足使用要求。

第二节 键联接的校核
一、 电机轴联接处的校核
键的规格为普通平键3×15 GB1096-79，电机轴传递的转矩T=613.93N mm ⋅,由《机
械设计》表10-6知钢质轴键联接时许用挤压应力(100120)p MPa σ⎡⎤=⎣⎦:。

由校核公式2P T dkl σ=
（式中l 为键的工作长度取l 2
b L =-, K 为键与轴的接触高度取k=2h
mm 。

）得： 2P T dkl σ==2613.99 1.513.5⨯⨯⨯=6.7MPa<<[]P σ
，故此键可满足使用要求。

二、低速轴上键的校核
键的规格为普通平键8⨯25 GB1096-79，该轴的转矩T=35728N mm ⋅。

2P T dkl σ==215.325357282⨯⨯⨯=38.9MPa<<[]P σ
，故此键可满足使用要求。

第三节、减速器附件的选择
本传动装置所需附件有：油面指示器和油塞，因本传动装置发热量很小，所以不需要设置通气螺塞。

参考《机械设计课程设计》9-12及9-17，油面指示器采用压配式圆形油标，标记为A16GB1160.1-89。

油塞采用锥螺纹油塞，此类油塞不需密封油垫，使用简便，螺纹基本尺寸摘自GB7306-87，尺寸代号为R1/2。

第四节、润滑油的选择
依据浸油齿轮的圆周速度和材料的强度极限，由《机械设计课程设计》表16-2选定闭
mm s,由于传动装置对润滑油无特殊要求，该传动装置式齿轮传动润滑油运动粘度为5002/
为低负载机械运动，故由《机械设计课程设计》表16-1选定润滑油的名称为全损耗系统用油(GB43-89)，牌号为L-AN100。

结论
通过进行毕业设计题目的分析，并进行设计，我进一步认识到三年来所学各门功课作用，如果没有平时坚实的基础，想顺利完成毕业设计可以说是不可能的。

在这里我要特别感谢三年来我所有的带课老师，是他们教会了我完成毕业设计的本领，为我打下了坚实的基础。

当然在设计的过程中，遇到了很多难题，经过郭老师的指导和查阅大量的书籍，设计才得以完成。

这样，三年来所学的知识得到了系统化，初步掌握了一些设计的技巧，锻炼了理论联系实际，独立分析，解决实际问题的能力，克服了平常马虎的恶习，养成了严肃认真的科学态度，掌握了一些查阅工具书的技巧，我想这些才是学校和各位老师“授人以渔”的目的，它将成为我们以后工作的巨大的财富。

通过本次设计使CW6163B型普通车床手动尾座改进为电动尾座，设计内容主要为传动装置的总体设计及传动零件的设计，该设计过程结构合理、内容详细。

改进后的电动尾座结构简单，手动与电动可以相互转化，实现了尾座在导轨上的远距离自动移动，减轻了工人的劳动强度，提高了工作效率。

毕业设计是在完成了三年的专业课程学习，和生产实习结束之后进行的最后的一个教学环节。

此次设计我们综合运用所学的专业课，结合生产实习中所积累的知识和经验，在指导老师的指导下，经过查阅大量相关课题书籍，参照资料，按照设计任务书，逐步完成了毕业设计。

参考文献
1.刘明保、李宏德主编. 《实用机械设计》. 吉林科学技术出版社，2004.
2.王昆、何小柏主编. 《机械设计课程设计》. 高等教育出版社，2005.
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4.成大先主编. 《机械设计手册》第四版. 化学工业出版社，2002.
5.徐灏主编. 《机械设计手册》.机械工业出版社.2002.
6.成大先主编.《机械设计图册》. 化学工业出版社. 2000.
7.程靳主编.《简明理论力学》. 高等教育出版社，2004.
8.马永林主编.《机械原理》. 高等教育出版社，2004.
9.邹慧君主编.机械原理教程. 北京：机械工业出版社，2001
10.吴宗泽主编.机械结构设计. 北京：机械工业出版社，1988
11.吴宗泽主编.机械设计禁忌500例. 北京：机械工业出版社，1987
12.王大康，卢颂峰主编.机械设计课程设计. 北京：北京工业大学出版社，2000
致谢
由于本次设计是基于安阳机床集团有限责任公司CW6163B型普通车床手动尾座的电动
化改进，并得到其公司的支持和帮助，在此表示感谢。

经过半年的忙碌和工作，本次毕业设计已经接近尾声，在设计过程中多次得到郭怡老师的精心指导，并提出了许多宝贵的意见和建议，为此表示忠心的感谢，真诚的说声您辛苦了！
然后还要感谢大学三年来所有的老师，为我们打下机械专业知识的基础；同时还要感谢所有的同学们，正是因为有了你们的支持和鼓励。

此次毕业设计才会顺利完成。

最后感谢河南工程学院大学三年来对我的大力栽培。

由于本人水平有限，在设计过程中难免出现一些错误，敬请领导、老师及其读者提出宝贵意见和建议。