1、1ca6136_普通车床变速箱设计_毕业论文哈尔滨工业大学继续教育学院毕业综合报告 第 1 章 绪 论 1.1 课题背景 装备制造业是为国民经济发展和国防建设提供技术装备的基础性产业，承担着为国民经济各部门提供工作母机、带动相关产业发展的重任，可以说它是工业的心脏和国民经济的生命线，是支撑国家综合国力的重要基石。数控机床是装备制造业的工作母机，是实现制造技术和装备现代化的关键，是保证高技术产业发展和国防军工现代化的战略装备。因此，国际上一些发达国家一直把高性能数控机床作为战略物资而严加控制，限制我国进口高性能数控机床。随着世界科技进步和制造业的发展，机床工业作为制造业的基础产业和国防军工发展的
2、战略产业，其地位2和作用越来越明显。数控机床作为机床工业的主流产品，已成为实现装备制造业现代化的关键设备，数控机床的拥有量及其性能水平的高低是衡量一个国家综合实力的重要标志。振兴装备制造业首先要发展机床工业，重点是发展数控机床，这已被近代世界产业发展史所证实。从总体来看，我国机床工业与世界先进水平相比，差距仍然十分明显：一是国产高档数控机床在品种、水平和数量上远远满足不了国内发展要求，高档数控机床目前仍然大量进口；二是数控机床功能部件和数控系统发展滞后，成为我国数控机床产业发展瓶颈；三是机床制造企业技术装备水平不高，制造能力、综合管理和服务能力等方面不能满足市场快节奏的发展的要求。可以说，我们
3、的高速发展更多的是依靠中低档机床数量的膨胀，而在技术含量高、利润大、持续生命力强的高端市场，我们与国际品牌差距甚大。以加工中心为例，国产立式加工中心以低廉的价格、基本可靠的性能和质量占据了国内大部分市场，而在卧式加工中心等高自动化、高附加值、高利润的产品市场却很少见达到量产的本土企业。卧式加工中心以其加工适用面广、自动化程度而大量配置在汽车及配套件生产线上，而现阶段汽车及配套件生产线几乎完全是进口卧式加工中心的天下。1.2 机床的发展趋势 3（1）高精度化 现代科学技术的发展，新材料及新零件的出现，对精密第 1 页 共 34 页 哈尔滨工业大学继续教育学院毕业综合报告 加工技术不断提出新的要求
4、，提高加工精度，发展新型超精密加工机床，完善精密加工技术，适应现代科技的发展，已经成为数控机床的发展方向之一。 （2）高速化 提高生产率是数控机床追求的基本目标之一。数控机床高速化可充分发挥现代刀具材料的性能，不但可大幅度提高加工效率，降低加工成本。而且还可提高零件的表面加工质量和精度，对制造业实现高效、优质、低成本生产具有广泛的适应性。 （3）高柔性化 采用柔性自动化设备或系统，提高加工精度和效率，缩短生产周期，适应市场变化需求和提高竞争能力的有效手段，数控机床在提高单机柔性化的同时，朝着单位元柔性化和系统柔性化方向发展。 （4）高自动化 高自动化是指在全部加工过程中尽量减少人的介入而自动完
5、成规定的任务，它包括物料流和信息流的自动化。 （5）智能化 随着人工智能在计算机领域的不断渗透与4发展，为适应制造业生产柔性、自动化发展需求，智能化正成为数控机床研究及发展特点，它不仅贯穿在生产加工的全过程（如智能编程、智能数据库、智能监控） ，还贯穿在产品的售后服务和维修中，目前采用的主要技术措施包括以下几个方面。 （1）自适应控制技术 自适应控制可根据切屑条件的变化，自动调解工作参数，是加工过程中能保持最佳工作状态，从而得到较高的加工精度和较小的表面粗糙度，同时能提高刀具的使用寿命和设备的生产效率，达到改进系统运行状态的目的。如通过监控切屑过程中的刀具磨损、破损、切屑形态、切屑力及零件的加
6、工质量等，向制造系统反馈信息，通过将过程控制、过程监控、过程优化结合在一起，实现自适应调节。 （2）专家系统技术 将专家经验和切屑加工一般规律与特殊规律存入计算机中，以加工工艺参数数据库为支撑，建立具有人工智能的专家系统，提过经过优化的切屑参数，使加工系统始终处于最优和最经济的工作状态，从而提高编程效率和降低对操作人员的技术要求，缩短生产准备时间。 （3）股沾自诊断、自修复技术 在整个工作状态中，系统随时对 CNC 系统本身以及其相连的各种设备进行自诊断和检查。出现故障时，立即采用停机等措施，进行故障报5警，提示发生故障的部位、原因等，并利用技术，自动使故障模块脱机，而接通备用模块，以确保无人
7、化工作环境的要求。 （4）智能化交流伺服驱动技术 目前已开始研究能自动识别负载并自第 2 页 共 34 页 哈尔滨工业大学继续教育学院毕业综合报告 动调节参数的智能化伺服系统，包括智能主轴交流驱动装置和智能化进给伺服系统装置，使驱动系统获得最佳运行。 （5）模式识别技术 应用图像识别和声控技术，使机器自己辨认图样，按照自然语音命令进行。 （6）复合化复合化包括工序复合化和功能复合化。数控机床的发展已模糊了粗、精加工工序的概念。加工中心的出现，又把车、铣、镗等工序集中到一台机床来完成，打破了传统的工序界限和分开加工的工艺规程，可最大限度的提高设备的利用率。为了进一步提高工效，数控机床又采用了多主
8、轴、多面体切屑，即同时对一个零件的不同部位进行不同方式的切屑加工，如各类五面体加工中心。另外，数控系统的控制轴数也在不断增加，有的多达 15 轴，6其同时联动的轴数已达六轴。 （7）高可靠性 数控机床的可靠性一直是用户最关心的。数控系统将采用更高集成度的电路芯片，利用大规模的专用及混合式集成电路，以减少元器件的数量，提高可靠性。通过硬件功能软件化，以适应各种控制功能的要求，同时采用硬件结构机床本体的模块化、标准化和通用化及系列化，提高硬件生产批量，以便于组织生产和质量把关。 （8）网络化 为了适应 FMC、FMS 以及进一步联网组成 CIMS 的要求，先进的 CNC 系统为用户提供了强大的联网
9、功能，除有 RS232 串行接口、RS422 等接口外，还带有远程缓冲功能的 DNC 接口，可以实现几台数控机床之间的数据通信和直接对几台数控机床进行控制。 （9）开放式体系结构 20 世纪 90 年代以后，计算机技术的飞速发展推动数控机床技术更快的更新换代，世界上许多数控系统生产厂家利用 PC 机丰富的软硬件资源开发开放式体系结构的新一代数控系统。开放式体系结构可以大量采用通用微机的先进技术，其新一代数控系统的硬件、软件和总线规范都是对外开放的，由于有充足的软、硬件资源可供利用，不仅使数控系统制造商和用户进行系统集成得到有力的支持，而且也为用户的二次开发带来极大方便，促使了数控系统多档次，多
10、品种的来发和广泛应用。 1.3 我国机床发展现状及思考 7我国机床发展起步于二十世纪五十年代，通过“六五”期间引进数控技术， “七五”期间组织消化吸收“科技攻关”，我国机床技术和机床产业取第 3 页 共 34 页 哈尔滨工业大学继续教育学院毕业综合报告 得了相当大的成绩。特别是最近几年，我国机床的另一重要部分数控产业发展迅速，19982004 年国产数控机床产量和消费量的年平均增长率分别为 39.3%、34.9%。尽管如此，进口机床的发展势头依然强劲，从 2002 年开始，中国连续三年成为世界机床消费第一大国、机床进口第一大国，2004 年中国机床主机消费高达 94.6 亿美元，但进出口逆差严
11、重，国产机床市场占有率连年下降，1999 年是33.6%，2003 年仅占 27.7%。1999 年机床进口额为 8.78 亿美元(7624 台) ，2003 年达 27.1 亿美元(23320 台)，相当于同年国内数控机床产值的 2.7 倍。国内数控机床制造企业在中高档与大型数控机床的研究开发方面与国外的差距更加明显，70%以上的此类设备和绝大多数的功能部件均依赖进口。由此可以看出国产数控机床特别是中高档数控机床仍然缺乏市场竞争力，究其原因主要在于国产数控机床的研究开发深度不够、制造水平依然落后、服务意识与能力欠8缺、数控系统生产应用推广不力及数控人才缺乏等 我们应看清形势，充分认识国产机床
12、的不足，努力发展先进技术，加大技术创新与培训服务力度，以缩短与发达国家之间的差距。 目前，机床的发展日新月异，高速化、高精度化、复合化、智能化、开放化、并联驱动化、网络化、极端化、绿色化已成为数控机床发展的趋势和方向。 中国作为一个制造大国，主要还是依靠劳动力、价格、资源等方面的比较优势，而在产品的技术创新与自主开发方面与国外同行的差距还很大。中国的数控产业不能安于现状，应该抓住机会不断发展，努力发展自己的先进技术，加大技术创新与人才培训力度，提高企业综合服务能力，努力缩短与发达国家之间的差距。力争早日实现数控机床产品从低端到高端、从初级产品加工到高精尖产品制造的转变，实现从中国制造到中国创造
13、、从制造大国到制造强国的转变。 第 4 页 共 34 页 哈尔滨工业大学继续教育学院毕业综合报告 第 2 章 车床主传动系统方案设计 2.1 主轴及其部件设计的主要意义 92.1.1 车床基本设计 主轴箱的设计主要是主轴的设计。 （1）为了满足各种不规则形状工件的加工，车床主轴选择立式还是卧式将直接影响装夹工件和设计夹具的时间。 （2）根据加工的范围不同，设计不同的机构能达到意想不到的效果。如采用立式主轴能依靠工件自重，使其与夹具基准面准确地、紧密的接触，获得高精度且稳定的加工。（3）好的主轴设计能使制造费用降低，性能很好的提高，更具有市场竞争力。 （4）主轴作为数控机床的执行件，联系着伺服电
14、动机和刀架，因此他的设计将直接影响加工后成品的精度。而精度是影响我国数控机床发展的首要问题。 综上所述，主轴及其部件的设计是数控机床发展是一个重要方面，需要在设计中重点对待。 CA6136 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。 2.1.2 主要设计内容 本文主要对主传动系统、主运动部件和主轴箱的箱体进10行设计。 2.1.3 主要技术参数 根据设计要求并参考实际情况，初步选定机床主要参数如下： 床身上最大回转直径：360 mm 第 5
15、 页 共 34 页 百度搜索“就爱阅读”,专业资料、生活学习,尽在就爱阅读网 ,您的在线图书馆! 哈尔滨工业大学继续教育学院毕业综合报告 刀架上回转直径： 210 mm 主轴转速级数： 正转 12 级；反转 6 级 主轴转速范围： 正转 371600r/min； 反转 1021570r/min 主电动机功率： 4kw 主电动机功率： 1440r/min 2.2 主传动系统的组成及要求 主运动传动系统简称主传动系统，它的功用是将电动机的运动传给机床主轴，使主轴带动工作部件实现主运动，并能满足普通车床主轴变速和换向的要求,它对机床的使用性能、结构和制造成本都有明显的影响。 2.2.1 主传动系11
16、统的组成 （1）定比传动机构：即具有固定的传动比传动机构，用来实现降速或升速，一般常采用齿轮、皮带及链传动等，有时也可以采用联轴节直接传动。 （2）变速装置：机床中的变速装置有齿轮变速机构，机械无极变速以及液压无级变速装置等。 （3）主轴组件：机床的主轴组件是执行件，它由主轴、主轴支承和安装在主轴上的传动件等组成。 （4）开停装置：用来控制机床主运动执行件的启动和停止。通常采用离合器或直接开停电动机。 （5）制动装置：用来使机床主运动执行件尽快地停止运动，以减少辅助时间，通常可以采用机械的、液压的、电气的或电动机的制动方式。 （6）换向装置：用来改变机床主运动方向。对于主运动换向的机床，在主传
17、动中都应该设有换向装置。它们可以是机械的、液压的或直接改变电动机的旋转方向。 （7）操纵机构：机床的开停、变速、换向及制动等，一般都需要通过操纵机构来控制。在设计机床时，一般是联系起来考虑主传动与操纵机构的设计方案。 （8）润滑与密封装置：为了保证主传动装置的正常工作和使用寿命，必须有良好的润滑装置与可靠的密封装置。 第 6 页 共 34 页 12哈尔滨工业大学继续教育学院毕业综合报告 （9）箱体：用来安装上述个组成部分。封闭式箱体不仅能保护传动机构，免受尘土、切屑等侵入，而且还可以减少这些机构所发生的噪声。 2.2.2 主传动系统的设计要求 （1）机床的主轴须有足够的变速范围和转速级数，以便
18、满足实际使用的要求。 （2）主电动机和传动机构须能承受和传递足够的功率和扭矩，并具有较高的传动效率。 （3）执行件须有足够的精度、刚度、抗振性、和小于许可限度的热变形和温升。 （4）噪声应在允许的范围内。 （5）操纵要轻便灵活、迅速、安全可靠，并须便于调整和维修。 （6）结构简单，润滑与密封良好，便于加工和装配，成本低。 2.3 主传动系统的传动方式 主传动的布局主要有集中传动式和分离传动式两种。主传动的全部变速机构和主轴组件装在同一箱体内，称为集中传动布局；分别装在变速箱和主轴箱两个箱体内，其间用带、链条等传动时，称为分离传动式布局。 2.3.1 集中传动式 13优点是结构紧凑，便于实现集中
19、操纵，箱体少。缺点是：传动机构运转中的振动和发热会直接影响到主轴的工作精度。一般适用于主运动为旋转运动的普通精度的中、大型机床。 2.3.2 分离传动式 优点是变速箱所产生的振动和热量不传给或少传给主轴，从而减少了主轴的振动和热变形；高速时不用齿轮传动，而由带直接传动，运动平稳，加工表面质量好；当采用背轮机构时，传动链短，传动效率较高，转动惯量小，便于启动和制动；低速时经背轮机构传动，扭矩大适应粗加工的要求。其缺点是：要两个箱体，低速时带负荷大，带根数多，容易打滑；当带安装在主轴中段时，调整、检修都不方便。 第 7 页 共 34 页 哈尔滨工业大学继续教育学院毕业综合报告 本课题设计的车床主要
20、加工各种轴类、套筒类和盘类零件上的回转表面，主运动的速度很高，所以经分析决定采用集中式传动。 2.4 主传动系统的变速方式 2.4.1 变换齿轮变速 这种变速机构的构造简单，结构紧凑，主要用于大批量14生产中的自动或半自动机床、专用机床及组合机床等。 2.4.2滑移齿轮变速 广泛应用于通用机床和一部分专用机床，其优点是：变速范围大，变速级数也较多；变速方便又节省时间；在较大的变速范围内可传递较大的功率和扭矩；不工作的齿轮不啮合，因而空载功率损失较小等。其缺点是：变速箱的构造较复杂不能在运转中变速，为使滑移齿轮容易进入啮合，多用直齿圆柱齿轮传动，传动平稳性不如斜齿轮传动等。 2.4.3 多速电动
21、机变速 采用多速电动机，可以简化机床的结构、使用方便、并能在运动中改变某几种转速。通常与其他的变速方式联合使用。 2.4.4 各种变速机构的组合 根据机床的不同工作特点，通常机床的变速机构往往是上述几种变速机构的组合。 本课题设计的车床要求变速范围大，变速级数多，能够传递较大的功率和扭矩，所以经分析采用滑移齿轮变速。 2.5 主传动系统的换向方式 2.5.1 电动机换向 变换电动机的转向，使主运动执行件的运动方向改变，这种换向方式可以简化机床的机械结构、操作简单省力。但若采用交流异步电动机换向，若换向频繁，易引起电动机过热。 15第 8 页 共 34 页 哈尔滨工业大学继续教育学院毕业综合报告
22、 2.5.2 机械换向 目前主传动系统中主要采用圆柱齿轮-多片式摩擦离合器式换向机构，它可以在高速运动中平稳换向，但结构复杂。本课题设计的车床需要正反两个方向都用于加工，特别是加工螺纹时，换向频繁，而普通车床一般都采用交流异步电动机作为主传动的驱动电源，因此，本设计采用圆柱齿轮-多片式摩擦离合器式换向机构来实现主运动的换向。如图所示。1- 外支撑盘 2- 内支撑盘 3- 圆柱销 4- 外摩擦片 5- 内摩擦片 6- 压紧螺母 7- 钢球支撑环 8- 止动销 9- 弹簧 10- 加力环 11- 钢球 12- 锥面环 13- 圆柱销 图 2-1 钢球压紧式离合器 工作原理：钢球压紧式离合器，以钢球
23、代替杠杆机构。使结构简单。图 2-1 为一种双向工作的钢球压紧式离合器。锥面环 12 用圆柱销 13 固定在传动轴上，钢球支撑环 7 与传动轴用花键联结，其端面有数个等分的三角形槽，装入16钢球 11，加力环 10 滑套在锥面环上，当操纵机构拨动加力环左移时，钢球由加力环的内锥面向内压下并左移，压紧左边的摩擦片组，左移传动件结合，的那个钢球被压入加力环的小直径内圆柱面时，结合机构即自锁，加力环右移时，左边钢球在离心力作用下脱出，左边的片组分开，右边的钢球被压入并右移，压紧右边片组，与右边传动件结合。钢球式的结构较杠杆式的简单，制造方便，但是结合机构缺乏弹性环节，结合和脱开时冲击较大，转矩会急剧
24、上升。 第 9 页 共 34 页 哈尔滨工业大学继续教育学院毕业综合报告 第 3章 主传动系统的运动设计 3.1 确定极限转速 已知主轴最低转速 nmin?37r/min,最高转速nmax?1600r/min，转速调整范围为 Rn?nmax/nmin?43 3.2 确定公比 此机床为生产率要求较高的普通机床，减少相对转速损失是主要的，所以公比?取得较小，这里选定主轴转速数列的公比为?1.41。 3.3 确定主轴转速级数 173.4 确定结构网和结构式 3.4.1 确定传动组和传动副数 12=43 12=34 12=322 12=232 12=223 在上列两行方案中，第一行方案有时可以省掉一根
25、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，刚会增加轴向尺寸，如果用两个双联滑移齿轮，则操纵机构必须互锁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，一般为降速传动。接近电动机处的零件，转速较高，从而转矩较小，尺寸也就较小。如使传动副较多的传动组放在接近电动机处，则可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就可以少些，就省材料了。这就是“前多后少”的原则。从这个角度考虑，以取 12=322 的方案为好。 3.4.2 结构网和结构式各种方案的选择 34 页 第 10 页 共百度搜索“就爱阅读”,专业资料、生活学习,尽在就爱阅读网 ,您的
26、在线图书馆! 哈尔滨工业大学继续教育学院毕业综合报告 18第 4 章 主运动部件结构设计 4.1 带传动设计 电动机转速 n=1440r/min,传递功率 P=4KW,电动机轴与轴之间的降速比为 1440/800=1.8，即带传动的传动比为i?1.8。两班制工作，一天运转 16 小时，工作年数 10 年。 4.1.1 确定计算功率 由参考文献3表 8-7 查得工作情况系数取 KA?1.3，故 Pca?KAP?1.3?4kW?5.2kW （4-1） 4.1.2 选取 V 带型 根据小带轮的转速和计算功率，由参考文献3图 8-10 选A 型带。 4.1.3 验算带速和确定带轮直径 (1) 初选小带
27、轮的基准直径 dd1 由参考文献机械设计中表 8-6 和表 8-8，取小带轮基准直径 dd1?125mm。 (2) 验算带速 按参考文献机械设计式（8-13） 验算带速 ?dd1n1v?60?1000 （4-2） 式中 n1 小带轮转速， r/min； dd1小带轮直径，mm； 19v?3.14?125?1440?9.42m/s60?1000 因为 5m/s?v?30m/s，故带速合适。 (3) 计算大带轮的直径 34 页 第 16 页 共哈尔滨工业大学继续教育学院毕业综合报告 根据参考文献机械设计式（8-15a） ，计算大带轮直径dd2 dd2?idd1?1.8?125mm?225 根据参考
28、文献机械设计表 8-8，圆整为 224。 4.1.4 确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为 a0,则 0.7(dd1?dd2)?a0?2(dd1?dd2) （4-3） 于是 244.3?a?698,初取中心距为 a0?500mm。 带长 (dd2?dd1)2? （4-4） Ld0?2a0?(dd1?dd2)?24a03.14(224?125)2?2?500?(125?224)?1553mm24?500 mm。 查参考文献机械设计表 8-2 取相近的基准长度 Ld，Ld?1600 带传动实际中心距 L?Ld0?1600?1553? a?a0?d?500?523.5mm （4-5） 202
29、2?4.1.5 验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于 120?。 d?dd1?1?180?d2?57.3?169.2?120?a （4-6） 合适。 4.1.6 确定带的根数 z (1) 计算单根 V 带的额定功率 由 dd1=125mm 和 n=1440r/min,查参考文献 机械设计表 8-4a 得 P0?1.92kW。 根据 n=1440r/min，i?1.8 和 A 型带，查参考文献机械设计表 8-4b 得?P0?0.15kW 。 查参考文献机械设计表 8-5 得 Ka?0.98，表 8-2 得KL?0.99，于是 34 页 第 17 页 共哈尔滨工业大学继续教育学院毕业综合报告
30、 Pr?P0?P0?K?KL?1.92?0.15?0.98?0.99kW?2.01kW 式中： ?p0i?1 时传递功率的增量； k?按小轮包角?，查得的包角系数； kL长度系数； (2)计算 V 带的根数 z p5.2z?ca?2.59 （4-7） Pr2.01 为避免 V 型带工作时各根带受力严重不均匀，限21制根数不大于 10，取 z?3 4.1.7 计算单根 V 带初拉力的最小值 由参考文献机械设计表 8-3 得 A 型带的单位长度质量 q?0.10kg/m,所以 ?F0?min?500pca(2.5?k?)?qv2vZk? （4-8） p 式中： ca带的传动功率,KW； v带速,m
31、/s； q每米带的质量，kg/m； v = 1440r/min = 9.42m/s。 5.22.5?0.98F0?500?()?0.10?9.422?151.6N9.42?30.98 4.1.8 计算压轴力 169.2?Fp?2z(F0)minsin?2?3?151.6?sin?906N （4-9） 22?14.1.9 带轮的结构 小带轮采用腹板式结构，大带轮采用孔板式结构，具体结构略。 4.2 确定并计算转速 34 页 第 18 页 共22哈尔滨工业大学继续教育学院毕业综合报告 4.2.1 主轴 主轴的计算转速为主轴从最低转速算起，第一个 1/3 转速范围内的最高一级转速，即： nIV?nm
32、in?z?13?37?1.4112?13?100r/min （4-10） 4.2.2 各传动轴 轴可从主轴 100r/min 按 78/17 的传动副找上去，似应为 460r/min。但由于轴上的最低转速 140r/min 经传动组c 可使主轴得到 37 和 280r/min 两种转速。 280r/min 要传递全部功率，所以轴的计算转速应为 140r/min；轴的计算转速可按传动副 b 推上去，得 460r/min；轴的计算转速为 800r/min。 4.2.3 各齿轮 传动组 c 中，17/78 只需计算 z?17 的齿轮，计算转速为200r/min； 60/35 只需计算 z?35 的齿
33、轮，计算转速为800r/min；传动组 b 计算 z?26 的齿轮，计算转速为400r/min；传动组 a 应计算 z?32 的齿轮，计算转速为800r/min。 4.2.4 核算主轴转速误差 23n 实 ?1440?125/?224?36/36?42/42?60/30?1607r/minn 标?1600r/min ?100%?n 实-n 标 ?n 标?1607?1600?100%?0.4%?500 （4-11） 所以合适。 4.3 确定各轴最小直径 34 页 第 19 页 共哈尔滨工业大学继续教育学院毕业综合报告 4.3.1 轴的直径 ?1?0.96,n1?800r/min P?d?914?
34、91n44?0.96?23mm 8004.3.2 轴的直径 ?2?1?0.98?0.99?0.99?0.922,n2?400r/min d?914P?91n44?0.922?24.2mm 4004.3.3 轴的直径 ?3?2?0.98?0.99?0.89,n3?140r/min P?d?914?91n44?0.89?28.3mm 1404.3.4 主轴的直径 ?4?3?0.99?0.98?0.98?0.85,n4?37r/min d?914P?91n44?0.85?50.1mm 37 4.4 主轴组件设计 4.4.1 主轴直径的初选 24根据机床主电动机功率查参考文献金属切削机床设计表 5-1
35、2，可以确定主轴前轴颈应为 70?105mm,初选d1?90mm,后轴颈 d2?(0.7?0.85)d1 取 d2?70mm。故选前轴承为 NN3020K,后轴承为 NN3016K。 34 页 第 20 页 共百度搜索“就爱阅读”,专业资料、生活学习,尽在就爱阅读网 ,您的在线图书馆! 哈尔滨工业大学继续教育学院毕业综合报告 据统计，对于卧式车床内孔直径与外径之比约为0.5?0.6，选内孔直径 d?53mm。 4.4.2 主轴组件的前悬伸和跨距 根据结构,参照参考文献金属切削机床设计表 5-14 定悬伸长度 a1?70mm。 4.4.3 主轴组件最佳跨距选择 考虑机械效率?0.85 主轴最大输
36、出转距 T?9550P?0.85?361N （4-12） 90 床身上最大加工直径约为最大回转直径的 60%,取 50%即 180mm,故半径为 0.09m。 25切削力 361 FC?3610N （4-13） 0.1 背向力 故总的作用力 F?FP2?FC2?4036N （4-15） FP?0.5FC?0.5?3610?1805N （4-14） 总作用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 F/2?2018N 先假设 l/a?3,l?3?70?210mm 前后支撑 RARB 分别为 34 页 第 21 页 共哈尔滨工业大学继续教育学院毕业综合报告 Fl?a210?7
37、0?2018?2691N2l210 Fa70RB?2018?673N2l210RA?根据 Kv?dFr08?3.39Fr0.1la(iz)0.9cos1.9? （4-16） 26d?rFvA?2691N,FvB?673NlaA?8.8mm,laB?10.8,zB?17,iB?1,iA?2,zA?300.9 0.1KA?3.39?2691?8.80.8?2?30?cos1.90?1695NKB?3.39?673?10.8?2?17?cos0?1042N0.10.80.91.9? 1695?1.631042de?90?70?/2?80mmKA/KB?I?0.05?0.0854?0.0464?2.3
38、9?10?6m4EI2.1?1011?2.39?10?6?0.702KAa31695?0.075?3?106? 由参考文献金属切削机床图 10-24 主轴最佳跨距图查出如下数据l0/a?3,与原假设相符 l?70?3?210mm。 4.4.4 主轴组件的选择 4.4.4.1 轴承的选择及校核 在转动轴上选择的都是面对面的角接触球轴承，它具有以下的特点 （1）能承受双向轴向载荷，承受能力随接触角的增大而增加； （2）通过预紧可限制轴或外壳的轴向位移； （3）通过预紧可增加轴承的刚度和旋转精度。 在主轴大径上选的是双向推力角接触球轴承和双列圆滚子轴承，由双向推力角接触球轴承承受两边的轴向力，由双列
39、圆滚子轴承承受径向力。选择主轴上的角接触球轴承27进行校核，其基本额定动载荷 Cr=69.2KN，Cor=57.5KN, 34 页 第 22 页 共哈尔滨工业大学继续教育学院毕业综合报告 pr?XFr?YFa （4-19） 15 度的角接触球轴承取 X=0.04，Y 取 1,15 度角接触球轴承是内部轴向力是 0.4Fr，圆周力 2T1 （4-18） ?Ftd1 径向力 F?Ftan? （4-19） rt 式中 dT1小齿轮分度圆直径，mm ?分度圆压力角，度 1小齿轮传递的转矩。 计算轴承寿命 610c?LN60np （4-20） 式中 c轴承的额定载荷 ? P轴承所受的力 对于球轴承?取
40、3，n 取 375r/min，C=Cr=69.2KN 28L=191843.7h 已知该加工中心使用 10 年，两班工作制，则预期寿命是 L=8X2X300X10=48000h LL 寿命充裕 4.4.4.2 轴承数据整合 计算校核后，整理所有轴承得到如下表格 表格 2-2 轴承参数汇总表 轴承编号 1 2 3 4 轴承代号 NN3018 32305 30205 6206 轴承名称 双列向心圆柱滚子轴承 单列圆锥棍子轴承 单列圆锥棍子轴承 深沟球轴承 轴承尺寸 90x140x37 30x72x29 25x52x16.5 30x62x16 34 页 第 23 页 共哈尔滨工业大学继续教育学院毕业
41、综合报告 5 6 7 8 9 10 11 12 14 15 16 6306 6210 6210 30205 32305 7214C 51115 6204 6205 32305 32304 深沟球轴承 深沟球轴承 深沟球轴承 单列圆锥棍子轴承 单列圆锥棍子轴承 角接触球轴承 单列推力轴承 深沟球轴承 深沟球轴承 单列圆锥棍子轴承 单列圆锥棍子轴承 30x62x16 40x90x20 40x90x20 25x52x16.5 30x71x29 70x125x24 75x100x19 20x47x14 25x52x16 25x52x16 20x47x15.5 34 页 第 24 页 共哈尔滨工业大学继
42、续教育学院毕业综合报告 29图 4-1 机床传动系统图（轴承分布图） 34 页 第 25 页 共百度搜索“就爱阅读”,专业资料、生活学习,尽在就爱阅读网 ,您的在线图书馆! 哈尔滨工业大学继续教育学院毕业综合报告 第 5 章 主轴箱箱体计算 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
43、 (长宽高)=500x500x400 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30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。CA6136 主轴箱中共有 4 根轴，轴的定位要靠箱体上安装孔的位置来保证，因此，箱体上安装孔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 a 及变位系数，并参考有关资料，箱体上轴安装孔的位置确定如下： a?1/2(d1?d2)?ym (5-1) 式中 y 是中心距变动系数。 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。 34 页 第 26 页 共
