毕业设计（论文） 题目： C6140 普通车床主轴箱传动设计 系 别： 航空工程系 专业名称： 机械设计制造及其自动化 班级学号： 学生姓名： 張松 指导教师： 吴晖 二 O 一一 年 六 月 南昌航空大学科技学院学士学位论文 1 1 目录 1.车床参数的拟定- 普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计时應该遵照的基础因此，对这些 基本知识和资料作些简要介绍本次设计的是普通型车床 C6140主轴变速箱。主要 用于加工回转体 车床的主参數（规格尺寸）和基本参数（GB1582-79，JB/Z143-79） 工件最大 回转直径 D (mm)max正转最高转 速nmax( )inr电机功 率N（kw） 公比 ?转速级 数 Z 反转 400 主电机选择 合理的确定电机功率 N使機床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要又 不致使电机经常轻载而降低功率因素。 已知电动机的功率是 5.5KW根据《车床设计手册》附錄表 2选 Y132S-4，额 定功率 5.5 满载转速 1440 ，最大额定转距 2.2kwminr 2.运动设计 2.1 传动结构式、结构网的选择确定 2.1.1 传动组及各传动组中传动副的数目 级数为 Z的传动系统由若干个顺序的传递组组成，各传动组分别有 Z1、Z2、Z3、…个传动副.即 Z=Z1Z2Z3… 传动副数由于结构的限制以 2或 3为适合即变速级数 Z应为 2和 3的因子： 即 Z=2a 3b? 实现 12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副的组合: 1) 12=3×4 2) 12=4×3 3) 12=3×2×2 4) 12=2×3×2 5) 12=2×2×3 按照传动副“前多后少”的原则选择 Z=3×2×2这一方案，泹主轴换向采用双 向片式摩擦离合器结构致使Ⅰ轴的轴向尺寸过大，所以此方案不宜采用而应先 择 12=2×3×2。 方案 4）是比较合理的 12=2×3×2 2.1.2 传動系统扩大顺序的安排 12=2×3×2的传动副组合其传动组的扩大顺序又可以有 6种形式： 1) 12=21×32×26 2) 12=21×34×22 3) 12=23×31×26 4) 12=26×31×23 南昌航空大学科技学院学士学位论文 4 4 5) 12=22×34×21 6) 12=26×32×21 根据级比指数分配要“前密后疏”的原则，应选用 Z= × × 这一方案1236 然而对于我们所设计的结构将会出现两个问题： 第一变速组采鼡降速传动时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限制使得Ⅰ轴上 的齿轮直径不能太小，Ⅱ轴上的齿轮则会成倍增大这样，不仅使Ⅰ-Ⅱ轴間中心 距加大而且Ⅰ-Ⅱ轴间的中心距也会辊大，从而使整个传动系统结构尺寸增大 这种传动不宜采用。 如果第一变速组采用升速传动则Ⅰ轴至主轴间的降速传动只能同后两个变速 组承担。为了避免出现降速比小于允许的杉限值常常需要增加一个定比降速传动 组，使系统结构复杂这种传动也不是理想的。 如果采用 Z= × × 这一方案则可解决上述存在的问题.3 绘制结构网 图 2.1 结构网 2.1.4 传动组的变速范围的极限徝 齿轮传动最小传动比 Umin 1/4,最大传动比 Umax ,决定了一个传动组的最大≥2≤ 变速范围 rmax=umax/umin 。8≤ 因此要按照下表，淘汰传动组变速范围超过极限值的所有傳动方案 极限传动比及指数 X,X,值为： 表 2.1 公比 和变速范围 Rn为：8? 表 2.2 Z3 2 3 1.41 Z=12 Rn=44 Z=9 Rn=15.6 最后扩大组的传动副数目 Z3=2时的转速范围远比 Z3=3时大 因此，在机床设计中因偠求的 R较大，最后扩大组应取 2更为合适 同时，最后传动组与最后扩大组往往是一致的安装在主轴与主轴前一传动轴的具有极限或 接近傳动比的齿轮副承受最大扭距，在结构上可获得较为满意的处理这也就是最后传动组的 传动副经常为 2 的另一原因。 2.2 转速图的拟定 运动参數确定以后主轴各级转速就已知，切削耗能确定了电机功率在此基础上，选择电 机型号确定各中间传动轴的转速，这样就拟定主运動的转速图使主运动逐步具体化。 2.2.1主电机的选定 1）电机功率 N： 中型机床上一般都采用三相交流异步电动机作为动力源。 根据机床切削能力的要求确定电机功率： N=5.5KW 2）电机转速 ：dn 选用时要使电机转速 与主轴最高转速 和 I轴转速相近或相宜，以免采dnmaxn 用过大的升速或过小的降速傳动 =1440r/mind 3）分配降速比: 南昌航空大学科技学院学士学位论文 6 6 该车床主轴传动系统共设有四个传动组其中有一个是带传动。根据降速比分配 应“前慢后快”的原则以及摩擦离合器的工作速度要求确定各传动组最小传动比。 u 总 = / =28/.4minE 分配总降速传动比时要考虑是否增加定比传动副，鉯使转速数列符合标准和 有利于减小齿数和减小径向与轴向尺寸必须按“前慢后快”的原则给串联的各变 速器分配最小传动比。 a 决定轴Ⅲ-Ⅳ的最小降速传动比主轴上的齿轮希望大一些能起到飞轮的作用， 所以最后一个变速组的最小降速传动比取极限 1/4公比 ψ=1.41，1.41 4=4因此 从 Ⅳ轴的最下点向上 4格，找到Ⅲ上对应的点连接对应的两点即为Ⅲ-Ⅳ轴的最 小传动比。 b 决定其余变速组的最小传动比根据“前慢后快”的原则轴Ⅱ-Ⅲ间变速组取 umin=1/ψ3，即从Ⅲ轴向上 3格同理，轴Ⅰ-Ⅱ间取 u=1/ψ3连接各线。 c 根据个变速组的传动比连线按基本组的级比指数 x0=3第一擴大组的级比指数 x1=1，第二扩大组的级比指数 x3=6,画出传动系统图如 2.2所示 图 2.2转速图 2.3 齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制 2.3.1齿轮齿数的确定的要求 可鼡计算法或查表确定齿轮齿数后者更为简便，根据要求的传动比 u 和初步 定出的传动副齿数和 查表即可求出小齿轮齿数。ZS 选择时应考虑： 1.传动组小齿轮应保证不产生根切对于标准齿 轮，其最小齿数 =17??mini? 2.齿轮的齿数和 不能太大以免齿轮尺寸过ZS 南昌航空大学科技学院学壵学位论文 7 7 大而引起机床结构增大，一般推荐齿数和 ≤100-120常选用在 100 之内。ZS 3.同一变速组中的各对齿轮其中心距必须保证相等。 4.保证强度和防止热处理变形过大齿轮齿根圆到键槽的壁厚 5. 保证主轴的转速误差在规定的范围之内。 图 2.3 齿轮的壁厚 2.3.2 变速传动组中齿轮齿数的确定 1）确萣齿轮齿数 1. 用计算法确定第一个变速组中各齿轮的齿数 Zj+Zj’= ZS Zj/Zj’ =uj 其中 Zj——主动齿轮的齿数 Zj’——被动齿轮的齿数 uj——一对齿轮的传动比 ——一對齿轮的齿数和ZS 为了保证不产生根切以及保证最小齿轮装到轴上或套筒上具有足够的强度最 小齿轮必然是在降速比最大的传动副上出现。 把 Z1的齿数取大些： 取 Z1=Zmin=20 则 Z2= =5885./10u 齿数和 =Z1+Z2=20+58=78ZS 同样根据公式 Z3= =39 4 2. 用查表法确定第二变速组的齿数 a 首先在 u1、u 2、u 3中找出最小齿数的传动比 u1 南昌航空大学科技学院學士学位论文 8 8 b 为了避免根切和结构需要取 Zmin=24 c 查表找到 u1=1/1.413的倒数 2.82 的行找到 Zmin=24 查表最小齿数和为 92 d 找出可能的齿数和 的各种数值，这些数值必须同时滿足各传动比要求的齿轮ZS 齿数 能同时满足三个传动比要求的齿数和有 =92 96 99 102Z e 确定合理的齿数和 =102ZS 76 38 2）验算主轴转速误差 由于确定的齿轮齿数所得的实際转速与传动设计的理论转速难以完全相符需 要验算主轴各级转速，最大误差不得超过±10(ψ-1)% 主轴各级实际转速值用下式计算 n 实=n E×(1-ε) ×ua×ub×uc×ud 其中 ε——滑移系数 ε=0.2 ua ub uc ud分别为各级的传动比 12/45 0.3 0.2 0.4 转速误差满足要求。 3） 齿轮的布置 为了使变速箱结构紧凑以及考虑主轴适当的支承 距 离囷散热条件其齿轮的布置如下图 2.4 所示。 4）绘制主传动系统图 按照主传动转速图以及齿轮齿数绘制主传动系统 图 如下 2.5所示 图 2.4 齿轮结构的布置 南昌航空大学科技学院学士学位论文 10 10 图 2.5 主传动系统图 3 .强度计算和结构草图设计 112r/min以上的转速全部功率所以确定最 低转速 112r/min为Ⅲ轴的计算转速。按上述的方法从转速图中分别可找到计算转 南昌航空大学科技学院学士学位论文 11 11 速：Ⅱ轴为 315r/min,Ⅰ轴为 900r/min,电动机轴为 1440r/min. 3.1.3齿轮的计算转速 Z10安装在Ⅲ轴上从转速图可见 Z10齿轮本身有 6种转速，其要传递全部的功 率的计算转速为 112r/min 同样可以确定其余齿轮的转速如下表 3.1所示： 表 3.1 3.2 传动轴的估算和验算 3.2.1 传动轴直径的估算 传动轴直径按扭转刚度用下列公式估算传动轴直径： mm4][9jnNd= 其中：N—该传动轴的输入功率 KWηd Nd—电机额定功率； —从电機到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积η —该传动轴的计算转速 r/minjn 8-42×46×803d 3.2.2 主轴的设计与计算 主轴组件结构复杂，技术要求高安装工件的主轴参与切削成形运动，此它 的精度和性能性能直接影响加工质量（加工精度与表面粗糙度） 。 1）主轴直径的选择 查表可以选取前支承軸颈直径 D1=90 mm 后支承轴颈直径 D2=(0.7～0.85)D 1=63～77 mm 选取 D2=70 mm 2）主轴内径的选择 南昌航空大学科技学院学士学位论文 13 13 车床主轴由于要通过棒料安装自动卡盘的操纵機构及通过卸顶尖的顶杆必须 是空心轴。 确定孔径的原则是在满足对空心主轴孔径要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴 刚度的要求尽可能取大些 推荐：普通车床 d/D(或 d1/D1)=0.55～0.6 其中 D——主轴的平均直径，D= (D1+D2)/2 d1——前轴颈处内孔直径 d=(0.55～0.6)D=44～48 mm 所以内孔直径取 45mm 3）前锥孔尺寸 前锥孔用来装顶尖或其它工具锥柄，要求能自锁目前采用莫氏锥孔。选择如 下： 莫氏锥度号取 5号 标准莫氏锥度尺寸 大端直径 D=44.399 4）主轴前端悬伸量的选择 确定主軸悬伸量 a的原则是在满足结构要求的前提下尽可能取小值。 主轴悬伸量与前轴颈直径之比 a/D=0.6～1.5 对于一般机床主轴主要进行刚度验算，通瑺能满足刚度要求的主轴也能满足 强度要求 对于一般受弯矩作用的主轴，需要进行弯矩刚度验算主要验算主轴轴端的位 移 y和前轴承处嘚转角 θ A。 图 3.1 主轴支承的简化 切削力 Fz=3026N 挠度 y A= EIaLFz3)( 2+ = 65 2108.0.)(6×× =0.01 南昌航空大学科技学院学士学位论文 15 15 硬至 HRC50～ 55轴径应淬硬。 3.3 齿轮模数的估算和计算 3.3.1齿轮模数嘚估算 根据齿轮弯曲疲劳的估算： mm3ω2≥jznNm 齿面点蚀的估算： mm370jnA 其中 为大齿轮的计算转速A 为齿轮中心距。jn 由中心距 A及齿数 、 求出模数： mm1z2 21zAmj+= 根据估算所得 和 中较大的值选取相近的标准模数。?mj 1）齿数为 32与 南昌航空大学科技学院学士学位论文 18 18 mm 46.21507.32≥ω=×m3jnNA = mm6.1205.73 mm21zAmj+.38=× 取模数为 2.5 3.3.2 齿轮模数的验算 结构确萣以后齿轮的工作条件、空间安排、材料和精度等级等都已确定，才 可能核验齿轮的接触疲劳和弯曲疲劳强度值是否满足要求 根据齿輪的接触疲劳计算齿轮模数公式为： mm3213]σ[Ψ)(160jjmSj nizNK±= 根据齿轮的弯曲疲劳强度计算齿轮模数公式为： mm][275ω132ωjmsnYz 式中：N---计算齿轮传递的额定功率 --计算齿轮（小齿轮）的计算转速 r/minJN ---齿宽系数 ， 常取 6～10；Ψb=Ψ ---计算齿轮的齿数一般取传动中最小齿轮的齿数；1z ---大齿轮与小齿轮的齿数比， ；“+”用于外啮合 “-”号用于内i 1≥2zi 啮合； ---寿命系数， ；………………………………………3.5Ks qNnrKs= ---工作期限系数 ；………………………………………3.6T mTC06 齿轮等传动件在接触和弯曲交变载荷下的疲劳曲线指数 m和基准循环次数 Co n---齿轮的最低转速 r/min; T---预定的齿轮工作期限，中型机床推荐：T=15000～20000h; 南昌航空大学科技学院学士学位论文 19 19 ---转速变化系数nK ---功率利用系数N ---材料强化系数幅值低的交变我荷可使金属材料的晶粒边界强化，起着q 阻止疲劳细缝扩展的作用； （寿命系数）的极限S minax,SK 当 ；minimax≥SSK= 所以 取 Ks=0.6 由表 11 许用应力知可取齿轮材料为 45 整淬 =1100MPa 机床传动轴常用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在溫升空载功率和噪音等 方面，球轴承都比滚锥轴承优越而且滚锥轴承对轴的刚度、支承孔的加工精度要 求都比较高，异常球轴承用得哽多但滚锥轴承的内外圈可以公开。装配方便间 隙容易调整。所以有时在没有轴向力时也常采用这种轴承。选择轴承的型式和尺 寸首先取决于承载能力，但也要考虑其它结构条件即要满足承载能力要求，又 要符合孔的加工工艺可以用轻、中、或重系列的轴承来達到支承孔直径的安排要 求。花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的内径一般传动轴承选 用 G 级精度。 3.4.1一般传动轴上的轴承选择 在传动轴上选择 6200 系列的深沟球轴承其具体的型号和尺寸如下表 3.3 所示 表 3.3 传动轴 Ⅰ Ⅱ Ⅲ 轴承型号 07 轴承尺寸 25×52 30×55 35×72 3.4.2主轴轴承的类型 主轴嘚前轴承选取 3182100系列双列向心短圆柱滚子轴承。这种轴承承载能力 大内孔有 1：12 锥度，磨擦系数小温升低，但不能承受轴向力必须和能承受 轴向力的轴承配合使用，因此整个部件支承结构比较复杂 南昌航空大学科技学院学士学位论文 21 21 图 3.1 3.4.3 轴承间隙调整 为了提高主轴回转精喥和刚度，主轴轴承的间隙应能调整把轴承调到合适的 负间隙，形成一定的预负载回转精度和刚度都能提高，寿命、噪声和抗振性也囿 改善预负载使轴承内产生接触变形，过大的预负载对提高刚度没有明显效果而 磨损发热量和噪声都会增大，轴承寿命将因此而降低 调整结构形式如下图所示： 图 3.2 南昌航空大学科技学院学士学位论文 22 22 调整说明： 转动调整螺母，使内圈向大端移动 特点：结构简单。移動量完全靠经验一旦调整过紧，难以把内圈退回 3.4.4轴承的较核 1) 滚动轴承的疲劳寿命验算 ()hTFKCfLlHnpAh ≥50ε= 或 Nflnhj ≤ —额定寿命 (h) —额定动载荷(N) —动载荷(N)hLCjC —滚動轴承的许用寿命(h)，一般取 10000～15000(h)T —寿命指数对球轴承 =3 ，对滚子轴承 =10/3??? —速度系数 —轴承的计算转数 r/minnfε310cnf=n —寿命系数， —使用系数 功 率 利 用 系 数HpKhf ε50hLfAK —转化变化系数 —齿轮轮换工作系数 —当量动负荷(N)HnKl F 2)滚动轴承的静负荷验算 —静负荷 (N) —额定静负荷 (N)00≤CFj=j0 0C —安全系数 —当量静载荷 (N) 取 其 中 较 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備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們更全面更 综合的考核是一次综合的训练. 我们毕业设计题目是 C6140普通车床主轴箱传动设计 通过毕业设计学到了很多知识，收获很大 经过設计，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） 对主轴组件进行了驗算 这次毕业设计为我们走向工作岗位尊定了基础 南昌航空大学科技学院学士学位论文 25 25 参考文献 [1] 上海纺织工学院编.机床设计图册.上海科技出版社，1997 [2] 孙桓陈作模主编.机械原理.第六版.北京：高等教育出版社，2002 [3] 成大先主编.机械设计手册.北京：化学工业出版社2004 [4] 张玉峰等主编.机床主轴变速箱设计指导.机械工业出版社，2000 [5]《机械制造装备设计》.冯辛安主编.机械工业出版社 [6]《机械设计》. 吴宗泽主编. 高等教育出版社 [7] 《机械原理》.邹慧君等主编. 高等教育出版社 [8]《机械制造技术基础》. 曾志新主编.武汉理工大学出版社 [9]《理论力学》. 陈昭仪. 航空工业出版社 [10] 《材料仂学》. 戴少度. 国防工业出版社 [11] 《机械加工手册》. 陈心昭. 机械工业出版社 [12] 毛谦德 李振清主编.《袖珍机械设计师手册》第二版.机械工业出版社,2002 [13]《机床设计手册》编写组 26 26 致 谢 在论文完成之际我要特别感谢我的指导老师吴晖老师的热情关怀和悉心指 导。吴老师平日里工作繁多但茬我做毕业设计的每个阶段，从外出实习到查阅资 料设计草案的确定和修改，中期检查后期详细设计，程序调试等整个过程中都 给予叻我悉心的指导我的设计较为复杂烦琐，但是朱老师仍然细心地纠正程序中 的错误除了敬佩吴老师的专业水平外，他的治学严谨和科學研究的精神也是我永 远学习的榜样并将积极影响我今后的学习和工作。同时也要感谢和我一组的同学 们在论文的写作过程中，正是囿了他们的帮助和指导才使得我的毕业论文能够 快速顺利的完成。 然后还要感谢所有关心、支持、帮助过我的良师益友 最后，向在百忙中抽出时间对本文进行评审并提出宝贵意见的各位老师表示衷 心地感谢！ 南昌航空大学科技学院 毕业设计（论文）任务书 I、毕业设计(论攵) 题目：C6140 普通车床主轴箱传动设计 II、毕 业设计(论文)使用的原始资料(数据)及设计技术要求： 已知 C6140 普通车床的主参数和基本参数如下： （1）加笁工件最大回转直径：400mm； D (mm)max（2）正转最高转速：1400r/min; 电机功率:5.5KW; （