#C6163普通车床主轴箱的设计

C6163普通车床主轴箱的设计

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，车床的使用机器广泛，在金属切削机床中所占比重较大，约占机床总台数的20%-35%。作为主要的车削加工机床，C6163车床也广泛使用于机械加工行业中，适用于车削内外圆柱面，圆锥面及其他旋转面，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，车身宽于一般车床，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、溜板设有滑移机构。机床结构刚度和传动刚度均比较高，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累零件，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C6163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，并且利用了专业制图软件进行了零件的设计和处理。

关键词：C6163车床 主轴箱 零件 传动

C6163 lathe spindle box design

Abstract:

The lathe class machine tool mainly was used in to process each kind of rotation surface,like inside and outside periphery,the circular cone surface,take shape the rotation surface and the gyre end surface and so on,some lathe also can process whorl.Because the most machine part has

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王玉保：C6163普通车床主轴箱设计

the rotation surfce,lathe versatility broader,therefore in machine shop, lathe application extremely aidespread,accounts for the proportion in the metal cutting bed to be biggest,approximately composes the machine tool main station number 20%-35%.As the main turning processing machinetool,the C6163 machine tool was widespread used in the machine-finishing procession,it is used in turning inside and outside the turning the round cylinder,taper and gyre,turning each kind of metric system,the British system,the modulus and the diameter festival thread,and can carry on the drill hole and pulls work and so on fuel tank.The lathe bed width to the common lathe,has a higher rigidity,the facade of the lead after middle frequency quenching,so it will be durable.The machine tool main axle aperture is big,the opration agile centralism,the

apron

is

equipped

with

quickly

moves

the

organization.machine tool structure rigidity and transmission rigidity quite high,the power use factor quite is also high,is suitable for the force high-speed cutting.The horizontal-type machine tool processing object,mainly is the axis class components and the diameter not too big plate class components,therefore uses the horizontal-type layout.Its major component includes:headstock,toolslide,tailstock,feedbox,apron and bed.This design mainly aims at the headstock of the C6163 machine tool.The headsyock of machine tool is a quite complex transmission part.The design content mainly includes determines the machine tool’s main parameter.Draws up the transmission plan and the transmission scheme,Calculated and examined the main spare,And used specialized charting software to carry on the components design and processing.

Keywords: C6163 lathe Headstock Parts Transmission

一、概 述

1.1金属切削机床在国民经济中的地位

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安徽工程大学毕业设计（论文）

作为主要的车削加工机床，普通车床是车床中使用最广泛的一种，广泛的使用于机械加工行业中，约占车床类总数的65%，对普通车床主轴箱的设计符合我国国情，即适合我国目前的经济水平、教育水平和生产水平，又是国内许多企业提高生产设备自动化水平和精密程度的主要途径，在我国有着广阔的市场。

机床是装备工业的基本生产手段，机床工业是关系国计民生、国防建设的基础工业和战略性产业，在世界范围内备受各方密切关注。我国机床工业在国家正确方针指引下，经历经济恢复时期及“十五”计划阶段，特别是改革开放20年来的艰巨努力，建立起较大的规模、较完整的体系，奠定了有利的技术基础，具备相当的竞争实力。整体上说，我国机床工业已跨入世界行列的第一方阵。2004年在重组素有“中国金牌出口基地”之称的云南CY集团有限公司后，成功并购了具有150多年重型机床制造历史的德国希斯公司，标志公司已经开始步入国际化经营轨道。2005年控股交大昆机，公司未来的发展格局是形成—沈阳、昆明、欧洲三大产业集群，发展目标是打造世界知名品牌，创建世界知名公司。

总量供给能力不凡，近年来，随着我国国民经济迅速发展和国防建设的必要强化，国家装备制造业对机床这种基础性、战略性生产制造手段，提出了大量急迫的需求。特别是2002年，我国机床市场消费金额上升到59亿美元，跃居世界第一位。面对这一巨大需求，我国机床工业奋力迎战，2002年市场自我满足率达到48％；（世界机床工业发达国家和地区同年相应的本国、本地区市场自我满足率分别是：日本86％。意大利67％、德国59％。中国48％、西班牙44％、瑞士42％、韩国35％、法国33％、中国省32％、美国30％、加拿大19％、英国11％。）一定程度体现出我国机床工业在总量供给方面的能力凡。回顾我国机械制造业的基础装备供应的历史情况，根据全国工业普查资料,50年来经过更新后的机床拥有量约378万台，其中金切机床294万台，锻压机床84万台，拥有量中我国自供装备占绝大部分；包括重型超重型金属切削机床和锻压设备、高精度精密机床和数控机床、上千条自动半自动生产线。以装备重大工程项目为例，当年在遭受禁运和封锁的环境下，为了装备一个年产10万辆载重汽车（包括军用）的工程项目，机床工业全力以赴,提供了按台数计占96％（按投资金额计占80％）的各种装备：包括专机及30条自动生产线共76台（套、线），受到小平同志的赞许，称为”聚宝盆”。

我国机床工业正在和海外公司进行生产、技术合作，引进技术及人才、融资合资，以及接受独资办厂等方面陆续开展工作，见诸成效的超过百项，对适应市场 需求、提升产品性能水平产生了良好效果，应当进一步加大步伐。经营模式为我所用，从而有效地吸收先进的企业经营方式、方法，提升产品适应世界市场的性能，带动出口。这是我国“人世”后加人世界经济大循环中值得积极而慎重采取的一种措施。

我国机床工业从整体上说，已跨入世界行列的第一方阵，但摆在我们面前的将是更为激烈的竞争。任重道远，时不我待，必须奋力前进，迎接更大的挑战。

1.2机床课程设计的目的

大学四年的学习生活即将结束，大学学习生活中的最后一个环节也是最重要一个环节——毕业设计，是对所学知识和技能的综合运用和检验。毕业设计作为我在大学校园里的最后一堂课、最后一项测试，它既是一次锻炼，也是一次检验，机械系统设计课程设计是专业课最后一个实践性教学环节，是机械零件课程设计的延伸，是机械系统设计的一次全面训练，其目的是：

（1） 联系生产实际，运用所学过的知识，培养的分析问题、解决问题的能力。 （2） 利用 “机械设计”“机械原理”等前序课的知识，学会并掌握机械系统设

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计的特点及方法，学会并掌握机械系统设计中“参数设计”、“方案设计”及“结构设计”的方法。

（3） 加强机械设计中基本技能的训练。加强计算能力，加强运用有关设计资料、设计手册、标准、规范及经验数据的能力，加强机械绘图的能力。 （4） 巩固和加强机械零件的设计及制造工艺方向的知识。

该设计既有机床结构方面内容，又有机加工方面内容，有利于将大学所学的知识进行综合运用。通过该设计可以拓宽我的知识面，增强实践能力，对普通机床和数控机床都能有进一步的了解。

1.3车床的规格系列和用处

按用途和结构的不同，车床主要分为卧式车床和落地车床、立式车床、 转塔车床、单轴自动车床、多轴自动和半自动车床、仿形车床及多刀车床和各种专门化车床，如凸轮轴车床、曲轴车床、车轮车床、铲齿车床。在所有车床中，以卧式车床使用最为广泛。卧式车床加工尺寸公差等级可达IT8～IT7，表面粗糙度Ra值可达1.6μm。近年来，计算机技术被广泛运用到机床制造业，随之出现了数控车床、车削加工中心等机电一体化的产品。

1.普通车床：加工对象广，主轴转速和进给量的调整范围大，能加工工件的内外表面、端面和内外螺纹。这种车床主要由工人手工操作，生产效率低，适用于单件、小批生产和修配车间。可进行各种车削工作，并可加工公制、英制、模数和径节螺纹。该机床刚性好、功率大、操作方便。

2.转塔车床和回转车床：具有能装多把刀具的转塔刀架或回轮刀架，能在工件的一次装夹中由工人依次使用不同刀具完成多种工序，适用于成批生产。

3.自动车床：按一定程序自动完成中小型工件的多工序加工，能自动上下料，重复加工一批同样的工件，适用于大批、大量生产。

4.多刀半自动车床：有单轴、多轴、卧式和立式之分。单轴卧式的布局形式和普通车床相似，但两组刀架分别装在主轴的前后或上下，用于加工盘、环和轴类工件，其生产率比普通车床提高3～5倍。

5.仿形车床：能仿照样板或样件的形状尺寸，自动完成工件的加工循环(见仿形机床)，适用于形状较复杂的工件的小批和成批生产，生产率比普通车床高10～15倍。有多刀架、多轴、卡盘式、立式等类型。

6.立式车床：主轴垂直于水平面，工件装夹在水平的回转工作台上，刀架在横梁或立柱上移动。适用于加工较大、较重、难于在普通车床上安装的工件，分单柱和双柱两大类。

7.铲齿车床：在车削的同时，刀架周期地作径向往复运动，用于铲车铣刀、滚刀等

的成形齿面。通常带有铲磨附件，由单独电动机驱动的小砂轮铲磨齿面。

8.专门化车床：加工某类工件的特定表面的车床，如曲轴车床、凸轮轴车床、车轮车床、车轴车床、轧辊车床和钢锭车床等。

9.联合车床：主要用于车削加工,但附加一些特殊部件和附件后还可进行镗、铣、钻、插、磨等加工，具有\"一机多能\"的特点，适用于工程车、船舶或移动修理站上的修配工作。

10.数控车床：数控机床是一种通过数字信息，控制机床按给定的运动轨迹，进行自动加工的机电一体化的加工装备，经过半个世纪的发展，数控机床已是现代制造业的重要标志之一，在中国制造业中，数控机床的使用也越来越广泛，是一个企业综合实力的体现。数控车床是数字程序控制车床的简称，它集通用性好的万能型车床、加工精度

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安徽工程大学毕业设计（论文）

高的精密型车床和加工效率高的专用型车床的特点于一身，是国内使用量最大，覆盖面最广的一种数控机床。

11.马鞍车床：马鞍车床在车头箱处的左端床身为下沉状，能够容纳直径大的零件。车床的外形为两头高，中间低，形似马鞍，所以称为马鞍车床。马鞍车床适合加工径向尺寸大，轴向尺寸小的零件，适于车削工件外圆、内孔、端面、切槽和公制、英制、模数、经节螺纹，还可进行钻孔、镗孔、铰孔等工艺，特别适于单件、成批生产企业使用。马鞍车床在马鞍槽内可加工较大直径工件。机床导轨经淬硬并精磨，操作方便可靠。车床具有功率大、转速高，刚性强、精度高、噪音低等特点。

C6163 床身上最大回转直径630mm横拖板上最大回转直径360mm中心距 750 1000 1500 2000 3000 4000 5000 6000 8000 1000 12000mm马鞍上最大回转直径 ， 800 mm花盘前马鞍有效长度300mm床身宽度490mm主轴孔径70mm主轴端部尺寸C-8 or D-8主轴锥孔C-8 or D-8主轴转速范围(级数)16-800(18 STEPS)公制螺纹范围(种数)1-240mm(54kinds)英制螺纹范围(种数)28-1inch(37Kinds)模数螺纹范围(种数)0.5-60 OP(45Kinds)径节螺纹范围(种数)30-1t.p.i.(27Kinds)纵向螺纹范围(种数)0.05-1.42mm/r(72Kinds)横向螺纹范围(种数)0.015-0.48mm/r(72Kinds)快速进给:纵向/横向6/2m/min

1.4 操作性能要求

普通车床是能对轴、盘、环等多种类型工件进行多种工序加工的卧式车床，常用于加工工件的内外回转表面、端面和各种内外螺纹，采用相应的刀具和附件，还可进行钻孔、扩孔、攻丝和滚花等。普通车床是车床中使用最广泛的一种，约占车床类总数的65%，因其主轴以水平方式放置故称为卧式车床。

普通车床 主要组成部件有：主轴箱、交换齿轮箱、进给箱、溜板箱、刀架、尾架、光杠、丝杠、床身、床脚和冷却装置。

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。

丝杠和光杠：用以联接进给箱和溜板箱，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。

刀架：有两层滑板(中、小滑板)、床鞍和刀架体共同组成。用于安装车刀并带动车刀作纵向、横向或斜向运动。

尾架：安装在床身导轨上，并沿此导轨纵向移动，以调整其工作位置。尾架主要用来安装后顶尖，以支撑较长工件，也可安装钻头、铰刀等进行孔加工。

床身：是车床京都要求很高的带有导轨(山形导轨和平导轨)的一个大型基础部件。用于支撑和连接车床的各个部件，并保证各部件在工作时有准确的相对位置。

冷却装置：冷却装置主要通过冷却水泵将水箱中的切削液加压后喷射到切削区域，降低切削温度，冲走切屑，润滑加工表面，以提高刀具使用寿命和工件的表面加工质量。

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二、参数的拟定

2.1基本参数和转速范围的确定

1、 基本参数

主参数D——床身上最大加工直径（mm）

刀架上最大工件回转直径 d1.326D0.831(D≤800mm时) 或d通过主轴孔最大奉料直径d1D=360mm 21D=70mm 10 床身宽度 B2.41D0.82=500mm

通用机床主轴短部结构形状 序号 1 简 图 结 构 特 点 前端短锥面定位，定心精度高； 以安装端而键传递转矩。内孔为莫氏内锥孔，用以安装顶尖、心轴等； 头部悬伸较短，刚性好； 2 装卸卡盘方便 a,b为定位面，和卡盘配合有间隙，定位面易磨损，定心精度低； 心轴和弹簧夹头等； 3 轴端悬伸长，刚性差； 装拆卡盘较方便 长锥为定位面，定心精度高； 和卡盘连接时用套在主轴上的螺母拉紧，长锥上的键用以传递扭矩； 轴端悬伸较长，刚性较差； 4 装拆卡盘较方便 7：24锥孔作定位面，供安装铣刀或铣刀心轴的尾椎，再用拉杆从主轴后端拉紧，四个螺孔供安装端铣刀用，两个长槽供安装 5 端面键以传递扭矩 模氏锥孔作定位面并传递一定的转矩，锥孔内部的退锥槽，借助楔铁使刀具安装可靠，尾部的退锥槽便于拆卸刀具，并和刀 具 扁尾一起传递扭矩。 钻床、镗床 铣床 车床 车床、仪表机床（在新设计的机使用范围 大多数车床、六角主轴 法兰上的螺孔用于紧固卡盘，并有一沉孔，车床、多刀车床的螺纹用于锁紧卡盘，内锥孔用于安装顶尖、床上已逐渐淘汰） 2、 尺寸参数 - 6 -

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机床主轴端部结构形状：

主轴中心孔前段锥度，MT#80。

为装配方便，车床主轴直径通常是从前向后逐段递减。一般车、铣床主轴后轴颈的直径

d2(0.70.9)d，d1为前轴颈尺寸。

主轴前轴颈尺寸应按所传递的功率确定，初选时可参照下表初定。

主轴前轴径的直径 mm 功率KW Di 机床 卧式车床 铣床 外圆磨床 60-80 50-90 ---- 70-90 60-90 50-90 70-105 60-95 55-70 95-130 75-100 70-80 110-145 90-105 75-90 140-165 100-115 75-100 150-190 ------ 90-100 220 ----- 105 230 ----- 105 1.47-2.5 2.6-3.6 3.7-5.5 5.6-7.3 7.4-11 11-14.7 14.8-18.4 18.5-22 22-29.5 主轴前端面到前支撑径向支反力作用点之间的距离为主轴悬伸量，减小悬伸量对提高主轴组件的刚度和抗振性有明显效果。主轴悬伸量的选择，可参照下表确定。

主轴悬申量和前轴颈直径之比 机床和主轴的类型 通用和精密车床，自动车床和短主轴端铣床，用滚动轴承支承，适用于高精度和普通精度要求 0.6-1.25 中等长度和较长主轴端的车床和铣床，悬申不太长（不是细长）的精密镗床和内圆磨床，用滚动轴承和滑动轴承支撑，适用于绝大部普通生产的要求。 孔加工机床，专用加工细长深孔的机床，由加工技术决定，需要有长的悬伸刀杆或主轴可移动，因切削较重而不适用于有高精度要求的机床。 〉2.5 1.25-2.5 α/D 主轴最佳跨距可据下列经验公式初定 L0(35)a 式中 L0——最佳跨距 a——悬伸量 （悬伸量大的机床 L0(12)a)

若实际跨距L实和最佳跨距L0不能相等时，可取合理跨距L合(0.751.5)L0。 若L实〉L0时，应适当加强主轴刚度；反之，L实可通过类比、试验和计算等方法综合确定，课程设计中可参照下列经验公式及数据初定。

nmin1000vmax1000vminn ， max=

dmaxdmin - 7 -

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式中，vmin、vmax 、dmax、dmin为经济加工切削速度和经济合理的工件或刀具直径。nmin 、nmax——机床的最低、最高转速

其中常用经济加工切削速度。硬质合金刀具精车中碳钢v200220m/min;或v150m/min。高速钢刀具粗车铸铁端面，v15m/min。高速钢刀具精车丝杠v1.5m/min。

经济合理的工件或刀具直径可按照以下几种经验公式估定。 1普通车床 dmax=（0.5- 0.7）D dmin=(0.08-0.12)D ○

式中D ——主参数（床身上最大加工直径） 或取Rd=dmin/dmax=4-6

2普通车床 dmax=0.5D Rd = dmax/dmin=0.2-0.5 ○

3车螺纹可取 Ф≈0.1D ○

根据工况，确定主轴最高转速有采用YT15硬质合金刀车削碳钢工件获得，主轴最低转速有采用W16Cr4V高速钢刀车削铸铁件获得。

nmax=

1000vmax1000vmin= 13.22r/min nmin= =770.79r/min

dmindmax标准转速可参照《机床和数控》P15表1-4标准转速系列选取。可选择机床的最高转速为800r/min，最低转速为16r/min。公比取1.26，转速级数Z=18。

2.2 主电机选择

电机功率可按下式估算

P=PC/η总（KW） PC ——消耗于切削的功率 η总——总效率

对于主运动为回转运动的机床 η总=0.7-0.85 主运动为直线运动的机床 η总=0.6-0.7

车、镗、磨等工序的切削功率 Pc=FZ·V/60000 (kw) 钻、扩等工序的切削功率 Pc=T·n/9550 (kw) FZ——切削力的切向分力（N）(查切削用量手册) V——切削速度（m/min） T——主轴最大扭矩（N·m） n——主轴计算转速（r/min）

或据下列公式及数据估算电机功率P（数据较陈旧） FZ=f·t·s （公斤力）

f——单位切削面积上的切削力

硬质合金刀具加工中碳钢 f= 200（公斤力/mm2） 硬质合金刀具加工铸铁 f= 180（公斤力/mm2） t——切削深度（mm） s——进给量（mm）

车、镗、磨 Pc= FZ·V/6120 （kw）

对于间断工作的机床，允许电机短时超载，则电机额定功率可按下式计算：Pr=P/K

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(kw)

式中，Pr——额定功率 P——算得的功率

K——超载系数 连续工作的电机 K=1.0

间断工作的电机 K=1.1-1.25

1、电动机类型的选择：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系列笼式三相异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。 2、电动机功率选择：

（1）传动装置的总功率：

η总=η带×η2轴承×η齿轮×η2轴承×η齿轮×η2轴承

=0.96×0.982×0.97×0.982×0.97×0.982 =0.80

(2)电机所需的工作功率： P工作=FV/1000η总

=580×15/1000×0.8 =11KW

3、确定电动机转速：

符合11Kw额定功率的三相异步电动机的转速有750、1000、1500和

3000r/min。

根据《机械设计课程设计指导书》表14.1查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min 。 4、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y160L-6。

其主要性能：额定功率：11KW，满载转速970r/min，额定转矩2.0。

三 、传动设计

3.1 主传动方案拟定、传动结构式、结构网的选择

1.确定结构方案：

（1） 主轴传动系统采用V带、齿轮传动； （2） 传动形式采用集中式传动；

（3） 主轴换向制动采用双向片式摩擦离合器和带式制动器； （4） 变速系统采用多联滑移齿轮变速。 2．主传动系统运动设计：

（1） 拟订结构式：

a确定变速组传动副数目：实现18级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合：

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A．18=2*9 B.18=9*2 C。18=3*6

D．18=6*3 E.18=3*3*2 F.18=2*3*3 G.18=3*2*3

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，也就是满足传动副前多后少的原则，根据传动副数目分配应“前多后少”的原则，方案E是可取的。方案A、B、C、D可节省一根传动轴。但是，其中一个传动组内有多个变速传动副，增大了该轴的轴向尺寸。这种方案不宜采用。在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常最小传动比

imin1 ；在升速时为防止产生过大的噪音和震动常最大转速比imax2。在主传动4链任一传动组的最大变速范围Rmaximaximin8~10。

为满足结构设计和操纵方便的要求，大多数专机中用滑移齿轮变速方式，18级转速要有3个变速组，Z=3*3*2，再由“前多后少”，“前密后疏”原则，则选择Z=3*31*22的方案。

该机床的主传动系统的总降速比u=16/800=1/50。

每一个变速组都的最小降速均为1/4时，则3个变速组的总降速比达到1/4*1/4*1/4=1/，所以不需要增加一个降速传动。 1）分配各变速组的最小传动比

I1总降速比U=

nminn =

max1161 = =17 80050I2 设第一、二、三变速组分别为a、b、c，

ucmin=

111111=6，ubmin=5=，uamin=4=

3.1542.53.2转速图的拟定：

[1]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]确定各级转速并绘制转速图 由nmim16r/min 1.26

z = 18确定各级转速：800、630、500、400、315、

250、200、160、125、100、80、63、50、40、31.5、25、20、16r/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和Ⅱ、Ⅱ和Ⅲ、Ⅲ和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、

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Ⅱ、Ⅲ轴的转速：

① 先来确定Ⅲ轴的转速

传动组c 的变速范围为61.2664，结合结构式， Ⅲ轴的转速只有一个可能：

63、80、100、125、160、200、250、315、400r/min。 ② 确定轴Ⅱ的转速 传动组b的级比指数为3

轴Ⅱ的转速确定为：200、250、315r/min。 ③确定轴Ⅰ的转速

对于轴Ⅰ，其级比指数为1, 确定轴Ⅰ转速为500r/min。

由此也可确定加在电动机和主轴之间的定传动比i1000/5002。下面画出转速图（电动机转速和主轴最高转速相近）。 1）画出各变速组连线 据Z=Pa[1] Pb[Pa]Pc[PbPa]……. Pw[PaPc……Pw-1]

则18=30[1] 31[3]22[3*3]

验算传

动组变速范围：

检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组：

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校核升速传动比umax≤2，结合图1所示得出3=1.263=2满足要求 2）画出全部传动比连线：

确定各变速组传动副齿数

①传动组a:

ai11/21/1.58，ai21/31/2，ai31/41/2.51。

查《机械制造装备设计》表2.1，确定最小齿轮的齿数和Zmin及最小齿数和Smin 最小齿数必在ai31/41/2.51的齿轮副中，据Zmin=22，在U=2.51行查得Zmin=22时Szmin=77。

找出可能采用的齿数和Sz诸数值 查表得Sz=78、95、98、99、101…… 选Sz=78，得Z322

‘1SzZ1783048 确定各齿轮的齿数：由u=1.58行找出Z130，则Z‘2782652 由u=2行，找出Z226，则Z‘3782256 由u=2.51行，找出Z322，则Z于是可得轴Ⅰ齿轮齿数分别为：30、26、22，轴Ⅱ上的三联齿轮齿数分别为：48、52、56。

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②传动组b:

bi11.26，bi21/21/1.58，bi31/51/3.16。

查《机械制造装备设计》表2.1，确定最小齿轮的齿数和Zmin及最小齿数和Smin 最小齿数必在bi31/51/3.16的齿轮副中，据Zmin=22，在U=3.16行查得Zmin=22时Szmin=91。

找出可能采用的齿数和Sz诸数值 查表得Sz=91、95、99、100…… 选Sz=91，得Z322

‘1SzZ1915140; 确定各齿轮的齿数：由u=1.26行找出Z151，则Z‘2913556 由u=1.58行，找出Z235，则Z‘3912269 由u=3.16行，找出Z322，则Z于是可得轴Ⅱ齿轮齿数分别为：51、35、22，轴Ⅲ上的三联齿轮齿数分别为：40、56、69。 ③传动组c:

ci13=2, ci21/61/3.98

查《机械制造装备设计》表2.1，确定最小齿轮的齿数和Zmin及最小齿数和Smin 最小齿数必在ci21/61/3.98的齿轮副中，据Zmin=22，在U=3.98行查得Zmin=22时Szmin=109。

找出可能采用的齿数和Sz诸数值 查表得Sz=110、114、119、120……

Sz应尽可能小，其已经超过了100，所以选最小的Sz110，得出Zz22。确定各‘1SzZ11107337 齿轮的齿数：由u=2行找出Z173，则Z‘21102288 由u=3.98行，找出Z222，则Z于是可得轴Ⅲ齿轮齿数分别为：73、22，轴Ⅳ上的三联齿轮齿数分别为：37、88。 综上整理有下表：

变速组 a变速组 齿数和 78 轴Ⅰ 30 22 26 b变速组 c变速组 91 110 - 13 -

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轴Ⅱ 48 56 52 22 51 35 轴Ⅲ 轴Ⅳ 69 40 56 22 73 88 37 传动过程中，会采用三联滑移齿轮，为避免齿轮滑移中的干涉，三联滑移齿轮中最大和次大齿轮之间的齿数差应大于4。所选齿轮的齿数符合设计要求。 ④确定带轮直径

如图1，由电机转速n电1000r/min，nmin16r/min，设带轮传动比为u带 则u带=16/1000*56/22*69/22*88/22=100/196 查机械设计表8-8可得dmin=200，dmax400

此时传动比u=200/400比100、196略小一点，但由于带轮在工作中会出现滑动，所以取dmin=200，dmax400很接近预定值。

3.3 绘制传动系统图

根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图：

四、动力设计

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4.1 确定各轴转速及检查

⑴确定主轴计算转速：主轴的计算转速为

z131813nIVnmin161.2650.8r/min

⑵各传动轴的计算转速：

轴Ⅲ可从主轴50.8r/min按73/37的传动副找上去，轴Ⅲ的计算转速 63r/min；轴Ⅱ的计算转速为200r/min；轴Ⅰ的计算转速为500r/min。

[3]各齿轮的计算转速

传动组c中，22/88只需计算z = 22 的齿轮，计算转速为200r/min；73/37只需计算z = 37的齿轮，计算转速为125r/min；传动组b计算z = 22的齿轮，计算转速为200r/min；传动组a应计算z = 22的齿轮，计算转速为500r/min。

[4]核算主轴转速误差

主轴各级实际转速值用下式计算： n = nE*

d1(1-ε)u1 u2 u3 d2 式中 u1 u2 u3 分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比。 ε取0.05

转速误差用主轴实际转速和标准转速相对误差的绝对值表示：

nn'△ n = | '|≤10（Φ-1）%

n其中n'主轴标准转速

n实1000200/40030/4851/4073/37786r/min n标800r/min

(n实n标)n标100%(786800)100%1.73%5%

800转速误差表

主轴转速 标准转速 实际转速 转速误差% n1 16 15.66 2.12% n2 20 19.93 0.35% n3 25 24.91 0.36% n4 31.5 30.69 2.57% n5 40 39.06 2.35% n6 50 48.83 2.34% - 15 -

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主轴转速 标准转速 实际转速 转速误差% 主轴转速 标准转速 实际转速 转速误差% n7 63 62.61 0.62% n13 250 242.21 3.11% n8 80 79.69 0.39% n14 315 308.28 2.13% n9 100 99.61 0.39% n15 400 385.35 3.66% n10 125 123.57 1.14% n16 500 503.81 0.76% n11 160 157.27 1.71% n17 630 628. 0.18% n12 200 196.58 1.71% n18 800 786.11 1.73% 转速误差满足要求， 所以合适。

4.2带传动设计

电动机转速n=1000r/min,传递功率P=11KW,传动比i=2，两班制， 一天运转16.1小时，工作年数10年。

⑴确定计算功率 取KA1.1，则PcaKAP1.11112.1KW ⑵选取V带型

根据小带轮的转速和计算功率，查《机械设计》图8-11选B型带。

⑶确定带轮直径和验算带速

由以上已得小带轮基准直径d1200mm,d2200i2002400mm

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验算带速成vd1n1601000

其中 n1-小带轮转速，r/min； d1-小带轮直径，mm； v3.14200100010.47m/s[5,25]，合适。

601000[4]确定带传动的中心距和带的基准长度

设中心距为a0,则

0．55（d1d2）a2（d1d2）

于是 330a1200,初取中心距为a0700mm。

(d2d1)2 带长L02a0(d1d2)

24a03.14(400200)2(200700)2827.285mm 270024700查《机械设计》表8-2取相近的基准长度Ld，Ld2800mm。 带传动实际中心距aa0[5]验算小带轮的包角

一般小带轮的包角不应小于120。 1180d2d157.5163.24120。合适。 aLdL0686.3575mm 2[6]确定带的根数 Zpca

(p0p0)kkL其中： p0-i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；

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为避免V型带工作时各根带受力严重不均匀，根数不大于10。 Z12.13

(3.770.30)0.961.05[7]计算带的张紧力F0 F0500pca2.5k()qv2 vZk其中： pca-带的传动功率,KW； v-带速,m/s；

q-每米带的质量，kg/m；取q=0.18kg/m。

v = 1000r/min = 10.47m/s。

12.12.50.96 F0500()0.1810.472328.7N

10.4730.96[8]计算作用在轴上的压轴力

163.2423328.7sin1932N FQ2ZF0sin2214.3 各传动组齿轮模数的确定和校核

⑴模数的确定：

a传动组：分别计算各齿轮模数 先计算22齿齿轮的模数：

m1163383(1)Nd

mz2[]2nj其中: -公比 ；  = 2.545； Nd-电动机功率；Nd = 11KW； m-齿宽系数； []-齿轮传动许允应力; nj-计算齿轮计算转速。 []KNlim ， 取lim= 600MPa,安全系数S = 1。 S - 18 -

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由应力循环次数选取KN0.9 []0.9600540MPa 1KNHlim10.90600MPa540MPa。 S1KN0.90，取S=1， m1163383 取m = 5mm。

(2.5451)114.9mm

82222.5455402500 按齿数30的计算，m24.75mm，可取m = 5mm； 按齿数26的计算，m34.83mm, 可取m = 5mm。 于是传动组a的齿轮模数取m = 5mm，b = 40mm。 轴Ⅰ上齿轮的直径：

da1522110mm；da2530150mm；da3526130mm。 轴Ⅱ上三联齿轮的直径分别为：

''' da1556280mm；da2548240mm；da3552260mm

b传动组：

确定轴Ⅱ上另两联齿轮的模数。 m163383(1)Nd 22mz[]nj 按22齿数的齿轮计算： 3.1，nj200r/min 可得m = 4.72mm； 取m = 5mm。

按40齿数的齿轮计算： 可得m = 3.97mm； 按35齿数的齿轮计算： 可得m = 4.15mm；

于是轴Ⅱ两联齿轮的模数统一取为m = 5mm。

于是轴Ⅱ两联齿轮的直径分别为：

db1522110mm；db2540200mm；db3535175mm

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轴Ⅲ上和轴Ⅱ两联齿轮啮合的两齿轮直径分别为：

db'1569345mm；db'2551255mm；db'3556280mm； c传动组： 取m = 5mm。

轴Ⅲ上两联动齿轮的直径分别为： dc1522110mm；dc2573365mm 轴Ⅳ上两齿轮的直径分别为：

dc'1588440mm；dc'2537185mm。

4.4 齿轮强度校核：计算公式F1、校核a传动组齿轮

2KT1YFaYSa

bm校核齿数为22的即可，确定各项参数 ⑴ P=12.1KW,n=500r/min,

T9.55106P/n9.5510612.1/5002.3105Nmm

⑵确定动载系数：vdn6010001105006010002.88m/s

齿轮精度为7级，由《机械设计》查得使用系数Kv1.05 ⑶bmm8540mm

⑷确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数d1 非对称KH1.120.1810.6d2d20.23103b 1.120.18(10.6)0.23103401.78

b/h40/(52.25)4,查《机械设计》得KF1.27

2T22.31054182N ⑸确定齿间载荷分配系数: Ftd110KAFt1.04182104.5100N/m由《机械设计》查得 b40KHKF1.2

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⑹确定动载系数: KKAKvKFKH1.01.051.21.271.6 ⑺查表 10-5

YFa2.72 FSa1.57

⑻计算弯曲疲劳许用应力

由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE540Mpa。

图10-18查得 KN0.9,S = 1.3

[F]0.9540374Mpa 1.3[F]37487.6， YFaYSa2.721.57KFt1.6418233.46.3 故合适。 bm4052、校核b传动组齿轮

校核齿数为22的即可，确定各项参数 ⑴ P=12.1KW,n=200r/min,

T9.55106P/n9.5510612.1/2005.78105Nmm

⑵确定动载系数：vdn6010001102006010001.15m/s

齿轮精度为7级，由《机械设计》查得使用系数Kv1.0 ⑶bmm8540mm

⑷确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数d1 非对称KH1.120.1810.6d2d20.23103b 1.120.18(10.6)0.23103401.42

b/h40/(52.8)2.9,查《机械设计》得KF1.27 2T25.7810510509N ⑸确定齿间载荷分配系数: Ftd110KAFt1.010509262.7100N/m由《机械设计》查得 b40 - 21 -

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KFKH1.1

⑹确定动载系数: KKAKvKFKH1.01.01.11.271.397 ⑺查表 10-5

YFa2.72 FSa1.57

⑻计算弯曲疲劳许用应力

由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE540Mpa。 图10-18查得 KN0.9,S = 1.3

[F]0.9540374Mpa 1.3[F]37487.5， YFaYSa2.721.57KFt1.39710509bm40573.487.5 故合适。

3、校核c传动组齿轮

校核齿数为22的即可，和验证b用相同方法验算，c组齿轮也符合设计要求

4.5主轴挠度的校核

1、 确定各轴最小直径

[1]Ⅰ轴的直径：10.96,n1500r/min

d9141191n4110.9635mm 500[2]Ⅱ轴的直径：210.980.990.990.922,n2200r/min

11d91491n4110.92243mm

200[3]Ⅲ轴的直径：320.980.990.,n363r/min

d91411110.91457mm n63[4]主轴的直径：430.990.980.980.85,n450.8r/min

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d9141191n4110.8560mm 50.8 （1）轴的强度验算

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：

M20.5T2 Rb = ≤[Rb] [MPa]

W [Rb] —— 许用应力，考虑应力集中和载荷循环特性等因素。 W —— 轴的危险断面的抗弯断面系数；

zb(Dd)(dD)2 花键轴的抗弯断面系数W = +

32D32Dd4 其中 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。 T —— 在危险断面上的最大扭矩 T = 955*104

N nj N—— 该轴传递的最大功率； nj —— 该轴的计算转速；

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：Pt = 2T/D,D为齿轮节圆直径。 直齿圆柱齿轮的径向力 Pr = 0.5 Pt.

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。

对于轴Ⅰ、Ⅱ， [Rb] = 70[MPa]； 对于轴Ⅲ ，[Rb] = 65[MPa] 由上述计算公式可计算出： 轴Ⅰ，Rb=53.6[MPa]≤[Rb]； 轴Ⅱ，Rb=48.3[MPa]≤[Rb]；

轴Ⅲ，Rb=61.1[MPa]≤[Rb]。

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故传动轴的强度校验符合设计要求 （2）验算花键键侧压应力

花键键侧工作表面的挤压应力为： jy8Tmax≤[jy] [MPa] 22(Dd)lz 式中：Tmax ——花键传递的最大扭矩； D、d —— 花键的外径和内径； z —— 花键的齿数；

 —— 载荷分布不均匀系数，通常取为0.75。

使用上述公式对三传动轴上的花键校核，结果符合设计要求。 （3）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：

Lh=500(Cfn)≥[T]

ffKsKlP 式中，Lh —— 额定寿命；

C —— 滚动轴承尺寸表所示的额定动负荷[N]； fn—— 速度系数， fn= 100； 3nj ff —— 工作情况系数；由表36可取为1.1；

ε—— 寿命系数，对于球轴承：ε= 3 ；对于滚子轴承：ε=10/3； nj—— 轴承的计算转速，为各轴的计算转速；

Ks —— 寿命系数，不考虑交变载荷对材料的强化影响时：

Ks = KNKnKT；

KN —— 功率利用系数，查表为0.58； Kn —— 转速变化系数；查表37得0.82；

KT —— 工作期限系数，按前面的工作期限系数计算；

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Kl —— 齿轮轮换工作系数，可由表38查得； P —— 当量动载荷[N ];

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。

五、离合器的选择和计算

1、确定摩擦片的径向尺寸：

摩擦片的外径尺寸受到外形轮廓的，内径又由安装它的轴径d来决定，而内外径的尺寸决定着内外摩擦片的环形接触面积的大小，直接影响离合器的结构和性能。表示这一特性系数是外片内径D1和内片外径D2之比，即

D1 D2一般外摩擦片的内径可取：D1=d+(2～6)=26+6=32mm;

机床上采用的摩擦片值可在0.57～0.77范围内，此处取=0.6，则内摩擦片外径D2D1320.6=53.3mm。

2、按扭矩确定摩擦离合面的数目Z：

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Z≥

TK

[P]fSrfKVKmKZ其中T为离合器的扭矩 T=955*104

Pd115

*0.8=1.68*10N·mm； =955*104*500nj K——安全系数，此处取为1.3； [P]——摩擦片许用比压，取为1.2MPa； f——摩擦系数，查得f=0.08； S——内外片环行接触面积，

S4（D22 — D12）=1426.98mm2;

rf——诱导摩擦半径，假设摩擦表面压力均匀分布，则

3(D2D13)rf=21.77mm； 23(D2D)21KV——速度修正系数，根据平均圆周速度查表取为1.3；

Km——结合次数修正系数，查表为1.35；

KZ——摩擦结合面数修正系数， 查表取为1；

将以上数据代入公式计算得Z≥12.67圆整为整偶数14，离合器内外摩擦片总数i=Z+1=15。

3、计算摩擦离合器的轴向压力Q：

Q=S[P]KV =1426.98*1.2*1.3 = 2226.1（N）

4、摩擦片厚度

b = 1，1.5，1.75，2毫米，一般随摩擦面中径增大而加大。内外

片分离时的最小间隙为（0.2～0.4）mm。

5、反转时摩擦片数的确定：

普通车床主轴反转时一般不切削，故反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗确定。普通车床主轴高速空转功率Pk一般为额定功率Pd的20～40%，取Pk = 0.4Pd，计算反转静扭矩为Pk = 4.4KW，代入公式计算出Z≥5.1，圆整为整偶数6，离合器内外摩擦片总数为7。

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六、 结构设计及说明

1、带轮设计：根据V带计算，选用3根B型V带。由于Ⅰ轴安装摩擦离合器及传动齿轮，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用卸荷式带轮结构。

2、主轴换向和制动机构设计：本机床是适用于机械加工车间和维修车间的普通车床。主轴换向比较频繁，才用双向片式摩擦离合器。这种离合器由内摩擦片、外摩擦片、止推片、压块和空套齿轮组成。离合器左右两部门结构是相同的。左离合器传动主轴正转，用于切削加工。需要传递的转矩较大，片数较多。右离合器用来传动主轴反转，主要用于退回，片数较少。这种离合器的工作原理是，内摩擦片的花键孔装在轴Ⅰ的花键上，随轴旋转。外摩擦片的孔为圆孔，直径略大于花键外径。外圆上有4个凸起，嵌在空套齿轮的缺口之中。内外摩擦片相间安装。用杆通过销向左推动压块时，将内片和外片相互压紧。轴Ⅰ的转矩便通过摩擦片间的摩擦力矩传递给齿轮，使主轴正传。通过电动机的反转来调节使主轴反转。压块处于中间位置时，左、右离合器都脱开，轴Ⅱ以后的各轴停转。制动器安装在轴Ⅲ，在离合器脱开时制动主轴，以缩短辅助时间。此次设计采用带式制动器。该制动器制动盘是一个钢制圆盘，和轴用花键联接，周边围着制动带。制动带是一条刚带，内侧有一层酚醛石棉以增加摩擦。制动带的一端和杠杆连接。另一端和箱体连接。为了操纵方便并保证离合器和制动器的联锁运动，采用一个操纵手柄控制。当离合器脱开时，齿条处于中间位置，将制动带拉紧。齿条轴凸起的左、右边都是凹槽。左、右离合器中任一个结合时，杠杆都按顺时针方向摆动，使制动带放松。

3、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。所有滑移齿轮和传动轴间均采用花键联接。

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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。 各轴采用的花键分别为：Ⅱ轴：8×46×54×8

Ⅲ轴：8×52×60×8

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、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。

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。前支承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用角接触球轴承和单向推力球轴承。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

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安徽工程大学毕业设计（论文）

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

6、润滑系统设计：主轴箱内采用飞溅式润滑，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。

7、 密封装置设计：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。

七、主轴最佳跨距的确定

630mm车床，P=11KW.

7.1 选择轴承直径,轴承型号和最佳跨距

前轴颈应为75-100mm,初选d1=100mm,后轴颈d2(0.70.9)d1,主轴孔径为70mm,取

d290mm,前轴承为NN3020K,后轴承为NN3016K,根据结构,定悬伸长度a96mm

7.2求轴承刚度

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：

LO3式中 L。—合理跨距； C —主轴悬伸梁；

6EIlo6EICB10 CBCCBCA CA﹑CB—后﹑前支撑轴承刚度 该一元三次方程求解可得为一实根：

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LOC33C12EI(1B)(mm)CBCA12EI(mm)CB2CB(1)CALOC(1B)CCA

并且 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Lh的计算公式为：

Lh500(Cfn)[T](h)fFKNKlP或按计算负荷Cj的计算公式进行计算：CjfhfFKNKnKlP[C](N)fn

式中 Ln—额定寿命（h); Cj—计算动载荷;

T—工作期限（h),对一般机床取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）；

fn—速度系数，fn100 ni为滚动轴承的计算转速（r/mm） 3niLn Ln等于轴承的工作期限； 500 fn—寿命系数，fn—寿命系数，对球轴承=3，对滚子轴承=

10； 3fF—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

3~1.1.数机床），fF1；

KN—功率利用系数，查表3—3；

Kn—速度转化系数，查表3—2；

Kl—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》。

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Ln124863h[T] Ln232003h[T] Ln319852h[T]

故轴承校核合格 考虑机械效率

P0.85676N 92.5床身上最大加工直径约为最大回转直径的60%,取50%即315mm,故半径为0.1m.

676切削力 FC6760N

0.1主轴最大输出转距T9550背向力 FP0.5FC0.567603380N 故总的作用力 FFP2FC27558N

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 F/23779N 先假设 l/a3,l375225mm 前后支撑RARB分别为

Fla2257537795039N2l225

Fa75RB37791260N2l225RA根据KvdFr0..83.39Fr0.1la(iz)0.9cos1.9 drFvA5039N,FvB1260NlaA8.8mm,laB10.8,zB17,iB1,iA2,zA300.9

KA3.3950390.18.80.8230cos1.901809NKB3.39126010.80.10.8217cos01107N0.91.9

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18091.631107de10070/285mmKA/KBI0.050.08540.042.39106m4

EI2.110112.391060.658336KAa18090.07510查线图l0/a3,与原假设相符l753225mm。

7.3 各传动轴支承处轴承的选择

箱壁各安装轴承处可适当设凸缘，加筋条。主轴箱应留有在床身上安装定位的基准面。主传动系统应设有刹车制动装置，安放位置最好在接近执行件，转速较高且变速范围较小的传动轴上。在向进给系统输出的部位有加工左右螺纹的换向装置，一般采用介轮换向，而且介轮放在反向传动中。

主轴轴承可采用滚动轴承，亦可采用滑动轴承，配置形式可以是两支撑，亦可以是三支撑。常见的主轴滚动轴承配置形式及工作性能见表。

为提高角接触球轴承的刚度，角接触球轴承的组配形式以背对背使用为好。主轴轴承精度选择：

主轴轴承精度 机床精度等级 前轴承 后轴承 普通精度级 P5或P4（SP） P5或P4（SP） 精密级 P4（SP）或P2(UP) P4（SP） 高精度级 P2(UP) P2(UP) 常见的主轴滚动轴承配置形式及工作性能表 序轴承配置 前支承 后支承 前支刚度 振摆 温升 极号 承承限载能转力 速 径向 轴向 径向 轴径轴径轴径轴总前向 向 向 向 向 向 向 的 支承 1 318222683182- 1.111.1.1.1.1.1.0 ..0 0 0 0 0 0 100 000 100 0 0 2 31828000 3182- 1.103.1.1.1.1..6100 0 ..0 0 0 15 2 5 100 0 9 3 3182- 4600- 1.000.1.1.0.0.1.0 0 ..7 0 0 6 5 0 100 6 8 4 7000 - 7000 - 0.101.1.1.0..70.8 ..0 0 0 8 5 6 (300热变形前端位移 1.0 3.0 0.8 - 32 -

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5 00) 2697 000 - 7000 - 1.5 0 1.0 0.7 1.0 1.0 1.0 6 7 8 9 46000 46000 46000 84000 - 46000 46000 - 0.7 0.7 - - 8000 0000 800.00 7 8000 84000 800.00 6 7 1.13 .45 .35 .35 1.0 1.1.1.1.0 0 4 4 0.6 0.0.8 8 1.1.1.0.0 0 0 7 2.1.1.0.0 0 0 7 1.1.1.1.5 0 0 0 1.1.1.1.0 0 0 0 0.5 0.5 0.7 1.0 1.0.2 8 1.0.2 8 .70.5 8 0.0.5 9 主轴轴承必须能进行预紧和间隙调整。 因机床工作属于轻载，故各轴的轴承通常可按轻系列和特轻系列选择。

各轴承及固定的传动件，必须有可靠的轴向定位环节，其方式可采用轴肩、套筒、螺母、螺钉、弹簧卡圈、楔形键块等等。

主轴 前轴承：NN3020K； 中支承：N219E；后轴承为NN3016K Ⅰ轴 前支承：30207;后支承：30207

Ⅱ轴 前轴承：30208；中支承：NN3012K；后轴承：30208 Ⅲ轴 前轴承：30211； 中支承：NN3014K；后轴承：30210

7.4 主轴图:

7．5计算跨距

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前支承为双列圆柱滚子轴承，后支承为双列圆柱滚子轴承

l33237412.531.5687mm0.687m 当量外径

444446822725480756100351048de480.56mm

887主轴刚度：由于di/de45/80.560.55860.5 故根据式（10-8）

3104de4di4310480.54541012ks149.3N/m 2laAaA75288775109对于机床的刚度要求，取阻尼比0.035

当v=50m/min,s=0.1mm/r时,kcb2.46N/mm,68.8, 取blim0.02Dmax0.0268750%6.87mm KB2.466.87cos68.884.36Nm

20.03510.035计算KA

L0.3Dmax206.1mm,加上悬伸量共长281.1mm22aB281.11122 a281.1l687BKAKB0.620.484.360.60.476.5N/m222aA7575aA11687lKs1.66KA1.6676.5127.0N/m152.3N/m

可以看出，该机床主轴是合格的.

结论

C6163型普通车床的主轴箱是机床的动力源将动力和动力源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的控制，最初开始考虑到用离合器控制主轴正反转，设计量比较大，后来通过向老师的请教了解到可直接用电动机控制，用电动机的正反转来解决这个问题。这样大大减少了计算量。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，询问老师，修改结果。在设计过程中，我学会了思维的连贯性，知识的广泛

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安徽工程大学毕业设计（论文）

性，也学会了把自己所学的知识系统的融汇总结。

虽然设计的过程比较繁琐，而且刚开始还有些不知所措，但在我的努力下，再加上老师的指导，我终于顺利地完成了这次设计任务。本次设计巩固和深化了课堂理论教学的内容，锻炼和培养了我综合运用所学过的知识和理论的能力，是我分析、解决问题的能力得到了强化.

此次设计综合了大学期间所学的多门课程的知识，有些东西快忘记了！不过，通过这次的设计训练之后，我又从此新掌握了很多所学过的知识公差和配合，机械设计，机械原理，机械制造学，画法几何等等。而且我的CAD绘图技能有了更进一步的提高，本来都要忘了的东西，这样一次训练让我很难再忘记了，爬在电脑前画图，虽然一个人真的很无聊，但是每当完成了一部分工作的时候心里非常开心，很有成就感。虽然对于这样的课程设计不算什么成就，但这将是我进入工作之前设计方面的收获，也是锻炼。我是一个比较喜欢机械设计的人，对于机械充满了好奇和感情。虽然机械是没有生命的，但是，当你用自己的思维和想象创造出来具体的事物或还没转化成事物的成就时，你会觉得它已经和你有了感情，因为他是自己思维的语言。是具体的他把自己的思维实实在在的表现给外界。

整个设计的过程是复杂的也是有困难的，但是，通过这次设计之后我真正懂得了一个道理：世上无难事，只要肯攀登。事情是很难，如果不去克服它，它将永远很难，只有把它彻底的摧毁才不会再感觉到它难了。在设计的过程中我遇到了很多问，刚开始拿到吕老师下达的任务书的时候感觉很迷茫，不知道该怎么下手，经过王老师的讲解和辅导我开始有了进一步的了解整个设计过程的步骤，设计的过程让我知道了知识是相互联系的，以前学了好多东西，感觉有些东西学了没什么用途，但是现在我觉得我学的不是多余的。多学，好学是一个学生应该做到的，我认为我做到了这点。过程中我学会了查阅资料的能力，通过查询一些资料，丰富了我的知识，查资料是在平时的学习过程中很少用到的，机械是科学，当然科学的要求是严谨的，在设计中用到的都是一些标准，不能自己凭感觉，因为现在还没有经验。

对于一次设计来说，总体安排很重要。如果设计前期安排不当，后面就会显得比较仓促，有些问题也还没有做到最好，同时也有切身体会，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，才能被科学的系统武装，为祖国的科研事业做贡献，为祖国的建设做贡献。

谢辞

此次设计是在吕明老师精心指导和大力支持下完成的。吕老师以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。在他的指导下开阔了我的视野，启迪了我的思维。

在进行设计的过程中我遇到了不少问题，但在吕老师的指导和我的用心学习下这些问题都一一的解决了，有吕老师的耐心指导我的设计才得以顺利完成，让我又学到了不少知识，丰富了我经验。在此，我向吕老师表示崇高的敬意，感谢吕老师的辅导指教，您辛苦了！

另外，我还要感谢一起做设计的同学，他们在我的这次设计过程中也给了我许多宝

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王玉保：C6163普通车床主轴箱设计

贵的意见，为我完成这次设计提供了很大的帮助，使得我顺利完成设计。同时也要感谢我在公司期间的师傅，从他身上我也学到了很多东西，对我的设计也起到了一定作用，在此我衷心的感谢他们。

最后，我要向在百忙之中抽时间对我这次设计进行审阅、评议和参加本人设计答辩的各位师长表示感谢！再次向关心和帮助我的老师同学表示衷心的感谢。感谢吕明老师在毕业设计过程中对我的指点和讲解。

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