12級機床主軸傳動系統(tǒng)的設計含5張CAD圖N=35~1600;公比1.41;P=7.5KW.zip,12,機床,主軸,傳動系統(tǒng),設計,CAD,35,1600,公比,1.41,7.5,KW 車床主軸箱傳動系統(tǒng)的設計 [摘要] 現(xiàn)代工業(yè)離不開制造，在機械工業(yè)中使用最多的制造工具就是車床,CA6140車床是一種普遍又方便的車床，也是普通機械設備制造企業(yè)所需的設備之一。在機械加工車間中，車床約占據機床總數的一半左右，車床的加工范圍很廣，主要加工回轉類零件，其中包括：外圓、端面、內圓、錐面、螺紋等等。本設計主要針對CA6140車床的主軸箱進行設計。車床主軸箱是一個比較復雜的傳動部件。設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸，軸承，帶輪，離合器和制動器等），主軸組件，縱機構，潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)接件的結構設計與布置。 設計的內容主要包括確定車床的主要參數，從而擬定傳動方案和傳動系統(tǒng)圖，計算和校核主要零部件，主軸變速箱裝配設計，并且利用專業(yè)制圖軟件進行了零件的設計和處理。 [關鍵詞] CA6140機床;主軸箱;傳動;設計 I Design of lathe spindle box system [abstract] Modern industry can not be separated from manufacturing, the most commonly used manufacturing tool in the machinery industry is lathe, CA6140 lathe is a universal and convenient lathe, but also one of the equipment needed by ordinary mechanical equipment manufacturing enterprises. In the machining workshop, the lathe accounts for about half of the total number of machine tools, the lathe processing range is very wide, mainly machining rotary parts, including: outer circle, end face, inner circle, cone, thread and so on. This design mainly aims at the spindle box of CA6140 lathe. Lathe spindle box is a more complex transmission component. The structure of the designed spindle gearbox includes transmission parts (transmission) Structural design and layout of moving shaft, bearing, pulley, clutch and brake, spindle assembly, longitudinal mechanism, lubrication sealing system and box and its couplings. The contents of the design mainly include determining the main parameters of the lathe, so as to draw up the transmission scheme and transmission system diagram, calculate and check the main parts, and the assembly design of the spindle gearbox. And the professional drawing software is used to design and deal with the parts .[Keywords] CA6140 machine tool ;spindle box ;transmission ;design  目錄 中文摘要 VI 外文摘要 VII 1前言 1 2 選題背景 2 2.1課題研究的目的與意義 2 2.2國內外現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢 2 2.3課題研究的主要內容 2 2.4預期目標 2 3參數的擬定 4 4主傳動系統(tǒng)的設計 5 4.1 主傳動系統(tǒng)方案的擬定 5 4.2 結構分析式 6 4.3 繪制轉速圖 7 4.4 確定傳動組中各軸的轉速 9 4.5 確定各變速組傳動副齒數 9 4.6 動力設計 11 5 離合器的設計 13 5.1 離合器的功用、分離和滿足的要求 13 5.2 摩擦式離合器 13 5.3 機械壓緊式摩擦離合器 15 6 制動器的設計 17 6.1 制動器的功用、要求、分類和構造 17 6.2 制動器的計算 17 6.3 操縱機構的功用和要求 19 6.4 操縱機構的結構形式 20 7 傳動件的估算和驗算 21 7.1 各傳動組齒輪模數的估算設計 21 7.2 估算各傳動軸的最小直徑 30 7.3 各傳動軸的校核 31 8 機床主軸組件的設計 32 8.1 主軸結構 32 8.2 主軸剛度的校核 33 8.3主軸的潤滑結構與密封 36 8.4 密封裝置設計 36 8.5 車床主軸箱內的潤滑方式 36 8.6 主軸箱體的設計 37 總結 38 參考文獻 39 致謝 41 V 1前言 本課題主要研究車床主軸箱傳動系統(tǒng)的設計和優(yōu)化，意義在于更高精度和效率的車床可以更好地推動機械工業(yè)的發(fā)展，對于加工中心的生產發(fā)揮著重要的作用，對與機床的研究和發(fā)展一直都在進行，世界各地都想研究出更加數控化、效率化、精準化的加工車床，本課題主要針對效率化和精準化展開研究，希望能用自己學到的知識，為自己所處的行業(yè)發(fā)展貢獻出自己的一份力量！ 車床主軸箱傳動系統(tǒng)包含有帶傳動，齒輪傳動，摩擦離合器，鍵連接制動器，通過各個軸之間同中心距同模數，不同齒數的齒輪嚙合和位置變化達到不同級數的速度變化從而達到不同的加工效果。 此論文主要是對主軸箱傳動系統(tǒng)的設計，也就是對主軸箱內各個傳動部件的設計和驗算，達到工作標準，符合設計要求。 主軸箱是車床的重要系統(tǒng)，直接影響到加工效果，設計出精密的傳動系統(tǒng)可以大大地提高生產效率。  第 1 頁 (共 41 頁) 2 選題背景 2.1課題研究的目的與意義 CA6140車床非常廣泛地用于機械工業(yè)生產加工，作為最普遍又實用的器械，內部各個零部件都在不斷地發(fā)展和優(yōu)化，其中直接影響到車床加工質量的就是主軸箱，擁有精密又實用的主軸箱是各個國家機械制造業(yè)不斷追求的目標，本課題主要通過設計和計算出固定參數的車床主軸箱傳動系統(tǒng)，使其達到加工需求和規(guī)定尺寸和效率。 2.2國內外現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢 作為最具有代表性的金屬切削加工設備之一，世界各地都沒有停止過對CA6140的更新和優(yōu)化，精準化、數控化一直都是人們的目標，國內外加工追求的效果都是為了更高效率的生產和更高精度的產品。 工業(yè)代表著一個國家的生產力，近年來我國出口的機械產品數量顯著增長，在這個有競爭力的狀況下，我們國家的生產力始終保持領先，是非常值得驕傲的，它不僅代表著經濟，也代表著一個國家的實力，從國防安全到生產力，我國加工中心技術已經相對成熟，但是只有不斷地改進和優(yōu)化，才能在科技國防方面更加強大。 2.3課題研究的主要內容 本次設計的主軸箱主要組成部分為傳動部件、主軸箱、潤滑。對這三個方面進行了包括選材、結構設計、計算校核等工作。 (1)傳動部件是整個主軸箱系統(tǒng)的核心部分，其中包括有傳動軸、離合器、軸承等零部件，通過變速的方式達到級數的變化，達到不同的切削效果。 (2)主軸箱是所有傳動零部件的外殼，可以起到固定、保護、防塵的作用。 (3)潤滑是主軸箱傳動系統(tǒng)工作過程中最重要的技術措施，可以達到減少摩擦、減緩 磨損、延長工作疲勞壽命的作用。 2.4預期目標 完成車床主軸箱傳動系統(tǒng)的設計是重要目的，其過程不僅是對我大學四年學習的考核和總結，也能通過查找有關書籍學到更多的內容。過程是不斷探索和耐心完善的 第 2 頁(共 41 頁) 過程，以達到設計精度和校核設計要求。 第 3 頁(共 41 頁) 3參數的擬定 (1)尺寸參數床身上最大回轉直徑： 400mm 刀架上的最大回轉直徑： 200mm 主軸通孔直徑： 40mm 主軸前錐孔： 莫式6號 最大加工工件長度： 1000mm （2）根據工況，確定主軸最高轉速有采用YT15硬質合金刀車削碳鋼工件獲得，主軸最低轉速有采用W16Cr4V高速鋼刀車削鑄鐵件獲得。 查閱相關的標準數列數值表，其中轉速最高為1600r/min，最低為35r/min的機床最為合適。 公比取為1.41，轉速級數Z=12。 （3）動力參數一般是指機床電動機的功率。選用功電動機為7.5KW的Y-132M-4型籠式三相異步電動機。 第 4 頁(共 41 頁) 4主傳動系統(tǒng)的設計 4.1 主傳動系統(tǒng)方案的擬定 (1)主軸傳動系統(tǒng)采用V帶輸入、傳遞到執(zhí)行機構、其中包括主軸箱內的齒輪； (2)傳動形式采用集中式傳動； (3)可以通過帶式制動器換向和兩個不同方向的片式摩擦離合器這兩種方式，來實現(xiàn)主軸箱的正轉、反轉運動和速度的變化； (4)變速系統(tǒng)采用多聯(lián)滑移齒輪變速。 根據軸數，齒輪副，電動機等已知條件可有如下系統(tǒng)圖： 圖1 傳動系統(tǒng)圖 為了滿足不同的制造需求，應該以經濟和實用為設計重點。在設計時應該結合結合具體的機床進行分析。一般應該滿足的要求有以下幾點： （1）滿足機床使用性能要求。（2）滿足機床工作性能的要求。（3）滿足機床傳遞動力的要求。（4）滿足產品設計經濟性的要求。（5）調整維修方便，結構簡單、 第 5 頁(共 41 頁) 合理，便于加工和裝配。防護性能好，使用壽命長。 4.2 結構分析式 （1）確定變速組的數目 ① ② ③ （2）確定變速組的排列方案 主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大，因此主軸上齒輪少些為好。最后一個傳動組的傳動副常選用2。整個傳動系統(tǒng)為降速傳動，也要符合書中描述的傳動副前多后少的原則，按照傳動順序，應該將傳動副多的傳動副放在前面，可以大大的減少傳動系統(tǒng)的尺寸、節(jié)省空間。綜上所述，因此傳動式取為的方案。 其結構式為：。式中，12級轉速分別分配給a、b、c三個傳動組上分別是3、2、2，分別代表3個傳動副、2個傳動副、兩個傳動副。結構式的下標1、3、6，分別表示各變速組的級比指數，級比指數用表示。 在降速傳動系統(tǒng)中，選用的齒輪直徑過大會對最小傳動比產生一定的影響 ；在升速時會使傳動系統(tǒng)變得不穩(wěn)定，例如震動，會對最大傳動比產生影響。在主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍。在設計時必須保證中間傳動軸的變速范圍最小。 從而確定結構網如下圖2所示： 圖2 傳動系統(tǒng)的結構網 第 6 頁(共41 頁) 檢查傳動組的變速范圍時，只檢查最后一個擴大組： 其中，， 所以 ，合適。 4.3 繪制轉速圖 4.3.1 轉速圖的擬定原則 擬定轉速圖是設計傳動系統(tǒng)的重要內容： （1）傳動副前多后少的原則 （2）傳動順序與擴大順序相一致的原則 （3）確定各變速組的變速范圍及極限傳動比的原則 （4）分配傳動比的原則 （5）為降低機床噪聲應該考慮的原則 （6）為減少空載功率損失應考慮的原則 以上的原則在設計主傳動變速傳動系統(tǒng)時一般應該遵循的原則，但有時候還須根據具體的情況加以靈活運用。 4.3.2 擬定轉速圖 （1）分配總降速傳動比 總降速傳動比 又電動機轉速不符合轉速數列標準，因而增加一定比傳動副。 （2）確定傳動軸軸數 傳動軸軸數等于變速組數和定比傳動副數之和加上1： 。 （3）確定基本組和擴大組 確定一個變速組級比指數為1，稱為基本組。基本組的級比指數用表示，即，則為基本組。 后面的變速組因起變速擴大作用，所以統(tǒng)稱為擴大組。第二變速組為第一擴大組，其級比指數為，第一變速組通過第二變速組擴大，通過第三變速組繼續(xù)擴大，其級比指數為。 （4）繪制轉速圖 畫5根距離相等的豎直線代表5根軸；畫12根距離相等的水平線代表12級轉速，這樣便形成了轉速圖格線。 ①確定各級轉速 由，，確定各級轉速： 1600、1120、800、560、400、280、200、140、100、71、50、35。 第 7 頁(共 41 頁) ②電動機軸與Ⅰ軸之間增加的齒輪傳動為定比傳動，其傳動比為 = 是降速傳動，傳動線向右下方傾斜兩格。 ③軸Ⅰ與Ⅱ之間的變速組a共有三個傳動副，其傳動比分別為： 在轉速圖上軸Ⅰ與Ⅱ之間有三條傳動線，分別為水平、向右下方降一格、向右下方降兩格。 ④軸Ⅱ與Ⅲ之間的變速組b有兩個傳副，其傳動比分別為： 在轉速圖上，Ⅱ軸的每一個轉速都有兩條傳動線與Ⅲ軸相連，分別是水平和向右下方降三格。由于Ⅱ軸有三種轉速，每種轉速都通過兩條線與Ⅲ軸相連，故Ⅲ軸共得到種轉速。連線中的平行線代表同一傳動比。 ⑤Ⅲ與Ⅳ軸之間的變速組c也有兩個傳動副，其傳動比分別為： 在轉速圖上，Ⅲ軸的每一個轉速都有兩條傳動線與Ⅳ軸相連，分別是向右下方升二格和向右下方降四格。由于Ⅲ軸有三種轉速，每種轉速都通過兩條線與Ⅳ軸相連，故Ⅳ軸共得到種轉速。 圖3 轉速圖 第 8 頁(共 41 頁) 4.4 確定傳動組中各軸的轉速 在五根軸中，除去電動機軸，其余四軸都按傳動順序依次設為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ。Ⅰ與Ⅱ、Ⅱ與Ⅲ、Ⅲ與Ⅳ軸之間的傳動組分別設為a、b、c?，F(xiàn)由Ⅳ（主軸）開始確定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸的轉速： ①先來確定Ⅲ軸的轉速 傳動組c 的變速范圍為，結合結構式， Ⅲ軸的轉速為：800、560、400、280、200、140。 ② 確定軸Ⅱ的轉速 傳動組b的級比指數為3，希望中間軸轉速較小，因而為了避免升速，又不致傳動比太小，可取：， 軸Ⅱ的轉速確定為：800、560、400。 ③ 確定軸Ⅰ的轉速 對于軸Ⅰ，其級比指數為1,可?。? ，， 確定軸Ⅰ的轉速為800。 4.5 確定各變速組傳動副齒數 當變速組的傳動比確定之后，可以確定齒輪齒數等。確定齒輪齒數時應該注意的問題是： （1）齒輪的齒數過大，會使兩軸之間的中心距加大，從而影響到整個傳動系統(tǒng)的大小，也不利于節(jié)省空間和安裝。一般推薦齒數和。 （2）最小齒輪的齒數應該盡可能小，但是要考慮：①最小齒輪不發(fā)生根切現(xiàn)象，對于標準直齒圓柱齒輪一般取最小齒數。②兩軸間最小中心距應該取得適當。齒輪的齒數太小，軸之間的中心距會變小，會對軸承等零件的選擇造成影響。 在確定齒輪的齒數時，應注意合理地選取齒數和。齒數的確定有時需要經過多次反復，即初選齒數和，確定主被動齒輪的齒數，計算齒輪模數，如模數過大應該增加齒數和，反之減少齒數和。為了減少反復的次數按傳遞轉矩要求可初選中心距設定齒輪模數，再算出齒數和。如齒輪模數取得過小，齒輪經不起沖擊易磨損；如取得過大， 第 9 頁(共 41 頁) 齒數和將較小，使變速組內的最小齒輪齒數小于17，產生根切現(xiàn)象，最小齒輪也有可能無法套裝到軸上。 ①傳動組a: 有三對齒輪傳動，其傳動比分別為： ，， 查參考文獻[13]表3.9可得到： 時：……57、60、63、66、69、72、75、78…… 時：……58、60、63、65、67、68、70、72、73、77…… 時：……58、60、62、64、66、68、70、72、74、76…… 可取60,于是可得軸Ⅰ齒輪齒數分別為：20、25、30。 于是，， 可得軸Ⅱ上的三聯(lián)齒輪齒數分別為：40、35、30。 ①傳動組b: 有兩對齒輪傳動，其傳動比分別為： ， 查參考文獻[13]表3.9可以得到, 時：……69、72、73、76、77、80、81、84、87…… 時：……70、72、74、76、78、80、82、84、86…… 可取 72，于是可得軸Ⅱ上兩聯(lián)齒輪的齒數分別為：18、36。 于是 ，，得軸Ⅲ上兩齒輪的齒數分別為：54、36。 ②傳動組c: 有兩對齒輪傳動，其傳動比分別為： , 查參考文獻[13]表3.9可以得到, 時：……84、85、89、90、94、95…… 時： ……72、75、78、81、84、87、89、90…… 可取 90，則： 為降速傳動，取軸Ⅲ齒輪齒數為18； 為升速傳動，取軸Ⅳ齒輪齒數為30。 第 10 頁(共 41 頁) 于是得,，得軸Ⅲ兩聯(lián)動齒輪的齒數分別為18，60；得軸Ⅳ兩齒輪齒數分別為72，30。 4.6 動力設計 4.6.1 確定各軸的計算轉速 傳動件的計算轉速為傳遞主軸計算轉速的傳動件的最低轉速為。當主軸的計算轉速確定之后，就可以從轉速圖上確定各傳動件的計算轉速。 （1）確定主軸計算轉速： 主軸的計算轉速為 （2）各傳動軸的計算轉速： 各傳動軸的計算轉速共6級轉速，最低轉速為140。通過雙聯(lián)齒輪使主軸獲得兩級轉速：35和280。280比主軸的計算轉速高，能傳遞全部的功率，故Ⅳ軸的140轉速也能傳遞全部功率是計算轉速。軸Ⅲ共有3級轉速，其最低轉速為400。通過三聯(lián)齒輪使Ⅲ軸獲得6級轉速（其范圍是）都能傳遞全部功率，故Ⅱ軸400的轉速也能傳遞全部功率，使計算轉速。 表1 軸的計算轉速（） 電動機 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 1450 800 400 140 98.11（100） 4.6.2 各齒輪的計算轉速 各變速組中尺寸最小的齒輪是變速組中最薄弱的，所以計算的時候選用最小的齒輪進行計算。 Ⅲ-Ⅳ軸之間變速組的最小齒輪是，經過該齒輪的傳動，使主軸獲得的從共6級轉速，主軸的計算轉速是，故的齒輪在時能夠傳遞全部功率，是計算轉速。 Ⅱ-Ⅳ軸之間變速組的最小齒輪是，經過該齒輪的傳動，使主軸獲得的從 第 11 頁(共 41 頁) 共3級轉速，Ⅲ軸的計算轉速是140，故的齒輪在轉速400時能夠傳遞全部功率，是計算轉速。依此類推，各變速組的最小齒輪的計算轉速如表2所示： 表2 齒輪的計算轉速（） 30（電動機） 20（Ⅰ軸） 18（Ⅱ軸） 18（Ⅲ軸） 1450 800 400 400 4.6.3 驗算主軸的轉速誤差 主軸實際轉速與標準轉速相對誤差的絕對值可以表示為主軸轉速誤差，如下： 所以主軸的轉速合適。 第 12 頁(共 41 頁) 5 離合器的設計 5.1 離合器的功用、分離和滿足的要求 離合器用于實現(xiàn)運動的啟停、換向和變速。對于經常啟停的中等功率的機床，一般用離合器啟停和換向，例如普通車床、六角車床及搖臂鉆床等。 離合器按其結合部分的特點分為嚙合式和摩擦式兩大類。其優(yōu)缺點比較如下： 1.摩擦離合器可在運轉中結合，并可其過載保護的作用，結合平穩(wěn)，無沖擊。嚙合式離合器不能在高速運轉中結合，結合的過程有沖擊。 2.再相同尺寸的條件下，嚙合式離合器能傳遞的扭矩大于摩擦式，或者說傳遞相同的扭矩，摩擦離合器的尺寸大于嚙合式的。 3.嚙合式離合器為剛性傳動，無打滑現(xiàn)象，傳動比準確，可用于內聯(lián)傳動鏈。摩擦離合器在摩擦過程中會有打滑現(xiàn)象，沒有精確的傳動比，不能用于內聯(lián)傳動鏈。 4機床的主要發(fā)熱來自于摩擦片的摩擦。 離合器應滿足下列基本要求：①離、合要迅速、可靠，結合要平穩(wěn)，斷開要徹底。②對摩擦離合器要求磨損后便于調整，維修要方便，沖擊、磨損和發(fā)熱要小。③操縱輕便省力。 5.2 摩擦式離合器 摩擦式離合器有錐式和片式，片式又有單片式和多片式。錐式和單片式摩擦離合器比之多片式離合器，當直徑和摩擦系數相同時，所能傳遞的扭矩較小，所以在機床上用的不多。多片摩擦離合器雖然結構比較復雜，但由于目前已逐步實現(xiàn)標準化和結構典型化，已有專門工廠生產，因此在機床上得到了廣泛的應用。 5.2.1 摩擦離合器的工作原理和計算 離合器的內片以花鍵與軸聯(lián)結。外片通過套與軸連接。當摩擦片未被壓緊時，內片與外片脫開，主動軸的扭矩不能傳給被動軸，即離合器斷開。當摩擦片壓緊時，則主動軸與被動軸靠摩擦片間的摩擦力矩傳遞扭矩，離合器結合。 第 13 頁(共 41 頁) 圖4 片式摩擦離合器的結構組成簡圖 1.外片聯(lián)結件 2.內片聯(lián)結套 3.間隙調整裝置 4.外摩擦片5.內摩擦片 6. 復位彈簧 7.加壓盤 8.加壓裝置 （1）離合器的計算 已知條件：摩擦離合器所傳遞的扭矩（）；軸的直徑（）；軸的轉速（）。 根據使用要求，在本設計中選定濕式、軸裝式、多片摩擦離合器，確定摩擦片的材料為石棉（見參考文獻中[21]表11-23），并查得相應的摩擦系數及許用比壓。 一般情況均按靜扭矩（即按傳遞功率求得的扭矩）設計離合器，用摩擦系數進行計算；當要求在負載下起動和變速，或起動慣量（飛輪較大），對起動時間又有要求時，應按起動扭矩設計離合器，用動摩擦系數。 計算步驟： 1） 決定外摩擦片的內徑（）由式計算得。 2） 由參考文獻[21]查取標準值為，則外徑為。 2）選定系數值，確定內摩擦片的外徑 值取，通常取在0.7左右。，取標準值為，則外徑為。 第 14 頁(共 41 頁) 3）計算摩擦面中徑及摩擦面平均線速度，從而確定。 根據以上計算所得的，查參考文獻[21]中表11-20得。 4）計算摩擦面對數 由公式計算得。 式中：--安全系數，一般取。 --摩擦面對數修正系數，對于干式和濕式切每小時結合次數少于50次的離合器，取；對濕式切每小時結合次數多于50次的離合器，按算的值從參考文獻[21]中表11-21中查得值； --結合次數修正系數，濕式按參考文獻[21]中表11-22選取。 故 5）計算主動片（一般為內摩擦片）片數和被動片片數 故摩擦片總數為11片。 6）摩擦片脫開時所需間隙：濕式的取。 摩擦片的厚度，一般取毫米；摩擦片的材料應具有較高的耐磨性、摩擦系數大，耐高溫、抗膠合性好等特性。常用10或15號鋼，表面滲碳，深度為毫米，淬火后硬度達HRC52-62。 5.3 機械壓緊式摩擦離合器 它的特點是把壓緊機構從來年各個離合器的中間移動到了軸承的外面。因此縮短了軸的跨距，有利于減少軸的變形。操縱時，通過操縱桿、套、元寶銷、中心拉桿，銷壓緊螺母或控制左右離合器的接合或斷開。CA6140型普通車床主軸的啟停和換向就采用的這種離合器。 5.4 離合器在傳動系統(tǒng)內的位置 第 15 頁(共41 頁) 離合器在傳動系統(tǒng)內的位置十分重要，應考慮下面的問題：離合器應盡量放在高速軸上，使得傳遞的扭矩可以小一些，尺寸也就可以小一些。此外，如果有調整間隙的要求，則要考慮把它安排在便于調整的位置上。例如車床主軸箱，用于主軸開停、換向的摩擦離合器，一般都放在轉速較高的第Ⅰ軸上，并且安排在主軸箱的上部，以便進行調整。 第 16 頁(共41 頁) 6 制動器的設計 6.1 制動器的功用、要求、分類和構造 在制動器的選擇上一般有以下三個要求：（1）由于考慮到空間尺寸的利用率，一般選用結構尺寸盡量簡單占用空間小的。制動器應盡量裝在高速軸上。（2）制動時間在可能條件下應盡量短些。但也不是越短越好。如果制動時間太短，則有可能因制動力矩太大而損壞齒輪和軸等零部件。（3）要保證使用安全。為此，制動機構與開停機構必須互鎖。即將離合器脫開時，制動器應制動；接通離合器前，制動器必須先斷開。最簡單的互鎖方法就是用同一個操縱機構，同時操縱離合器和制動器，如CA6140型普通車床主軸箱內的開停離合器和制動器就是這樣。 制動器的工作原理是利用摩擦力矩，使機件的動能轉化為熱能，使機件迅速停止運動。 機床上常用的制動器有如下幾種： （1）片式制動器 這種制動器的構造與片式摩擦離合器相同，只是在使用上，將離合器的內片或外片固定起來。 （2）閘帶式制動器 操縱桿同時控制離合器和制動器，當操縱桿在中間位置時，離合器松開，這時桿的凸起面頂杠桿，使它繞軸逆時針旋轉，制動帶包緊制動輪產生制動摩擦力矩。當操縱桿向上或向下移動時，接通主軸正轉或反轉的離合器。這時桿的凹部對準杠桿，而放松制動帶。 設計時，應注意制動輪的旋轉方向要和制動力的方向相同，以避免摩擦力作用在操縱手柄上。 帶式制動器的優(yōu)點是結構簡單，但它存在著摩擦力矩較小，制動時間較長，裝制動輪的軸在制動時受到較大的單側徑向力的確定。 6.2 制動器的計算 6.2.1 制動力矩的計算 制動力矩應使被制動件在要求的制動時間內，從轉速制動到零。由于被制動的傳動鏈內的阻力矩時幫助制動的，所以 。 式中：--被制動的傳動鏈內的阻力矩（），可近似的根據機床 第 17 頁(共 41 頁) 的空載功率求出。在制動過程中是不變的。 --被制動的傳動鏈內各元件折合到制動器軸上的當量轉動慣量（），見參考文獻[21]中表4-44和4-45。 --在時間時被制動軸的瞬時角速度（）。 將公式在積分后得 式中：--制動時間（）； --被制動軸在制動開始時的角速度（）。 整合制動過程中的平均制動力矩為： （） 將上式帶入得： 所以 。 式中：--制動前的轉速（）； --系數，由制動器構造而定?？山频娜　? 6.2.2 閘帶式制動器的尺寸計算 已知：制動扭矩（）及安裝制動器的軸的轉速（）。 a、確定制動輪的直徑及包角。及根據具體結構確定，在結構允許的條件下，盡可能取大值，取。值一般取。 b、計算制動輪上的圓周力。已知制動扭矩及制動輪直徑（）時，可方便地求出圓周力。即（） c、選定制動帶材料后，按參考文獻[21]中表5.14-3查得其摩擦系數及許用壓力。閘帶式制動器多用石棉制動帶，與鋼帶的聯(lián)結方式可用鉚接或粘接。 d、計算操作力。操作力的大小和結構及制動輪的回轉方向有關，根據參考文獻[21]中表5.14-4提供的結構方式，定出a、b的尺寸，按該表相應的公式計算出值。 e、計算制動帶緊邊張力 按式計算得。 第 18 頁(共 41 頁) 9 根據摩擦系數及包角等在參考文獻[21]中表5.14-5查得，故 松邊張力 f、選擇鋼帶。鋼帶厚度一般取，鋼帶寬度為() 式中：--鋼帶許用拉伸應力，一般取。 故 。 g、選擇制動帶（閘皮）寬度 按式()計算得。 式中：--制動扭矩（）； --確定制動輪的直徑（）； --包角（rad）； --制動帶的許用壓力(),見參考文獻[21]中表5.14-3得。 故 鋼帶寬度應與制動帶寬度一致，因此取鋼帶寬度為。 h、發(fā)熱核算。即核算工作容量系數： 式中的 、、、、同上，--允許的工作容量系數，見參考文獻[]中表5.14-9,為：10（）（一般工作條件下） 故< 因此該制動器的發(fā)熱量合格。 6.3 操縱機構的功用和要求 在機床中，操縱機構的功能是控制機床各部件工作運動的啟動、停止、變速、換 第 19 頁(共 41 頁) 向以及輔助運動等，如轉位、定位等。操縱機構一般由以下幾部分組成：操縱件（包括手柄，首輪和按鈕等）、傳動裝置（包括機械的、電氣的、液壓的等）、執(zhí)行件（如撥叉、滑塊、銷子等）。對操縱機構的要求是： （1）安全可靠 ①使被操作件準確可靠地處于要求的位置，在機床工作中不應松動或脫開。 ②機構應該有足夠的強度、剛度和壽命。 （2）操縱方便直觀，容易記憶。 （3）操縱省力迅速，結構簡單，成本低，便于制造和維修。 6.4 操縱機構的結構形式 操縱機構按其控制移動件的多少可以分為單獨操縱和集中操縱。單獨操縱就是一個手柄只操縱一個被操縱件，它的優(yōu)點是結構簡單，缺點是當被操縱件多時機床手柄多，有時操縱不方便，難于記憶，操作時間長。為了簡化操縱過程和節(jié)省輔助時間，常采用集中操縱機構。 單獨式的操縱機構的結構形式很多，一般分為擺動式和移動式兩種。在本設計中采用擺動式的操縱機構。由手柄經過轉軸、擺桿、滑塊使齒輪沿花鍵軸移動。這種操縱方式結構簡單，在機床上應用很普遍。 第 20 頁(共 41 頁) 7 傳動件的估算和驗算 7.1 各傳動組齒輪模數的估算設計 7.1.1 各傳動軸上齒輪的模數估算 1)選擇齒輪的材料、熱處理和精度等級 大小齒輪均選用7級精度的40Cr鋼表面淬火，平均齒面硬度為52HRC。 2)按齒面彎曲疲勞強度初步計算齒輪參數 因為是閉式硬齒面齒輪傳動，故先按照齒面彎曲疲勞強度進行設計，即： 式中各參數為： （1）試選載荷系數； （2）計算小齒輪的轉矩： （3）按參考文獻[9]表6-7選取齒寬系數，,； （4）取,，,,,； （5）查參考文獻[9]表6-4得到齒形系數：，，，,,,,； 應力校正系數： ，，,，，，，； （6）許用彎曲應力由式計算： ①查參考文獻[9]圖6-15（e）得到彎曲疲勞極限為：，，； ②由可以取安全系數； ③由式得到各大小齒輪的應力循環(huán)次數為： ； 第 21 頁(共 41 頁) ；；；； ；；。 ④查閱參考文獻[9]圖6-17可以得到彎曲疲勞系數： ；；；；；； 3)功率的計算 取齒輪的傳動效率為（7級精度），滾動軸承的效率為，聯(lián)軸器的效率為。 當主軸以計算轉速工作時，各軸的輸入功率為： ；；； 各軸的輸入轉矩的計算： ； ；；；。 所以： ；； 4)確定傳動尺寸 第 22 頁(共 41 頁) （1）計算圓周速度： ；； 所以，7級精度合用。 （2）計算載荷系數。各系數選擇如下： 查閱參考文獻[9]表6-1得到使用系數； 由7級精度查參考文獻[9]圖6-6的動載荷系數；；；； 由參考文獻[9]表6-2得到齒間載荷分配系數；齒向載荷分布系數。 由式可以得到： ； ；；。 （3）對進行修正： ； ；；； 取其中的標準模數為：；；；。 （4）計算中心距： ；；； （5）計算分度圓直徑： ； ； ； ； ； ； ； （6）計算齒寬： 第 23 頁(共 41 頁) ，取，則； ，取，則； ，取，則； ，取，則； 5)校核齒面接觸疲勞強度： 由式校核得到。 式中各參數為： （1）,,, ，，， 、、、、和值同前。 （2）區(qū)域系數； （3）由參考文獻[9]表6-3查得彈性系數； （4）許用接觸應力由計算。 由參考文獻[9]圖6-14（e）得接觸疲勞極限： ； 由參考文獻[9]圖6-16（曲線2）得接觸疲勞壽命系數： ；取安全系數,則： ；； 由于；；；，均滿足齒面接觸疲勞強度。 第 24 頁(共 41 頁) 6)進一步校核模數： 軸在計算轉速時，軸Ⅱ與Ⅰ的轉速相同，按軸Ⅲ的計算轉速來校核； 第二擴大組有升速傳動，可以按軸Ⅳ的最高轉速來校核。 （1）校核： , ,；；； 疲勞極限：；；； ； 。 查閱參考文獻[9]圖6-17得到彎曲疲勞壽命系數, ；； ??； 故此時，合適。 （2）校核： 升速傳動時，按照小齒輪的接觸疲勞強度校核，大齒輪按照彎曲疲勞強度來校核。由參考文獻[9]圖6-14得到接觸疲勞極限，由參考文獻[9]圖6-16得到接觸疲勞壽命系數,取安全系數，則： 第 25 頁(共 41 頁) 此時，不合適，再取代入上式計算可得： 故此時合適。 ； ； 查參考文獻[9]表6-4得齒形系數， ， ， ； 許用彎曲應力由式計算。 查參考文獻[9]圖6-12得彎曲疲勞極限,由取安全系數 ； 由式得大齒輪的應力循環(huán)次數為： ； 查參考文獻[9]圖6-17得彎曲疲勞壽命系數， 故 ； 取 又 ； 故 由參考文獻[9]圖6-14得接觸疲勞強度； 由參考文獻[9]圖6-16得接觸疲勞壽命系數 ，取安全系數， 則 ， , ， 第 26 頁(共 41 頁) 故 合適，滿足強度要求。 7.1.2 各齒輪幾何尺寸的確定 （1）電-Ⅰ組相關參數 ，； 分度圓：； 齒頂高： 齒根高： 全齒高： 齒頂圓直徑：； 齒根圓直徑：； 齒距： 基圓齒距： 齒厚： 齒槽寬： 頂隙： 標準中心距： 基圓直徑：； ； 齒寬：；。 （2）第Ⅰ-Ⅱ組相關參數 ，，,,,,,; 分度圓：；；； 第 27 頁(共 41 頁) ；； 齒頂高： 齒根高： 齒頂圓直徑：；；；； 齒根圓直徑：；；；； 齒距： 基圓齒距： 齒厚： 齒槽寬： 頂隙： 標準中心距：； 基圓直徑：；；；； 齒寬：；； ；； ；。 （3）第Ⅱ-Ⅲ組相關參數 ，，,,,； 分度圓：；；； 齒頂高： 齒根高： 齒頂圓直徑：；；； 齒根圓直徑：；；； 齒距： 基圓齒距： 第 28 頁(共 41 頁) 齒厚： 齒槽寬： 頂隙： 標準中心距：； 基圓直徑：；；； 齒寬：；； ；； （4）第Ⅲ-Ⅳ組相關參數 ，，,,,； 分度圓：；；； ； 齒頂高： 齒根高： 齒頂圓直徑：；；； 齒根圓直徑：；；； ； 齒距： 基圓齒距： 齒厚： 齒槽寬： 頂隙： 標準中心距：； 基圓直徑：；； 第 29 頁(共 41 頁) ；； 齒寬：；； 7.2 估算各傳動軸的最小直徑 軸徑的初步估算常用如下的方法：按扭轉剛度初估軸徑。 其扭轉強度條件為： 式中：-----軸的扭轉切應力（）； ------軸所傳遞的扭矩（）； -----軸的抗扭截面系數（）； -----軸所傳遞的功率（）； ------軸的轉速（）； ----軸的許用扭轉切應力（）。 對于實心軸，其最小直徑為： （1）Ⅰ軸的直徑： ，取。 （2）Ⅱ軸的直徑： ，取。 （3）Ⅲ軸的直徑： ，取。 （4）主軸的直徑： ，取。 （5）電動機軸的直徑： ，取。 第 30 頁(共 41 頁) 7.3 各傳動軸的校核 該傳動系統(tǒng)傳動軸主要受到各工作齒輪的軸、徑向力作用，齒輪的圓周力使軸傳遞扭矩，齒輪的徑向力（和軸向力）使軸受彎矩，所以傳動軸應按照彎矩和扭矩合成的強度條件進行驗算。 Ⅰ軸的校核：該軸上有三對嚙合的齒輪副，由前面的計算可以得出中間的兩對齒輪的撓度在該軸中心處作用效果最大，所以該軸的校核應該用中間嚙合齒輪來校核。 。 Ⅱ軸、Ⅲ軸的校核同上。 第 31 頁(共 41 頁) 8 機床主軸組件的設計 機床主軸組件主要包括主軸和主軸支承（加工中心的主軸組件還包括安裝在主軸孔內的松拉刀機構，機械傳動、機電結合傳動的主軸組件還包括安裝在主軸上的傳動件）。機械傳動、機電結合傳動和零傳動三種形式的主軸組件的共性問題是：主軸支承的類型及配置和主軸結構。 主軸組件的設計包括主軸軸承的選擇，軸承的布置與調整，確定主軸的結構、材料、技術要求及其潤滑和密封等。 8.1 主軸結構 8.1.1 主軸結構參數的確定 主軸的主要結構參數有主軸前、后軸頸直徑和，主軸內孔直徑，主軸前端懸伸量和主軸支承間的跨距（如圖5所示），這些參數直接影響到主軸的旋轉精度和主軸剛度。 圖5 主軸的結構參數 （1）主軸前后軸頸直徑的選取 一般按照機床類型、主軸傳遞的功率或者是最大加工直徑，參照參考文獻[13]中表3.13選取。車床和銑床后軸頸的直徑。 （2）主軸內孔直徑的確定 很多機床的主軸是空心的，內孔直徑與其用途有關。如車床的主軸內孔用來通過棒料或者是安裝送夾料機構；銑床的主軸內孔可以通過拉桿來拉緊刀桿，等等。臥式 第 32 頁(共 41 頁) 車床的主軸孔徑通常不小于主軸平均直徑的55%~60%；銑床的主軸孔徑可以比刀具拉桿的直徑大5~10mm。 8.1.2 主軸軸承的選用 為了給主軸提供更好的支承，同時也要考慮到潤滑、安裝精度。組件用的軸承類型有：滾動軸承、滑動軸承（液體動壓軸承、液體靜壓軸承、空氣靜壓軸承）、磁浮軸承。 主軸采用了軸向后端定位的兩支承主軸組件。前支承采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用角接觸球軸承和單向推力球軸承。為了保證主軸的回轉精度，主軸前后軸承均采用壓塊式防松螺母調整軸承的間隙。 8.1.3 主軸前端部的結構 主軸的前端采用短圓錐法蘭式結構，用來安裝卡盤或撥盤。主軸前端的短圓錐面是安裝卡盤或撥盤的定位面，法蘭上凹形孔中的端面鍵用來傳遞轉矩。安裝撥盤或卡盤時，首先通過雙頭螺柱及螺母將撥盤或卡盤和卡口墊連接，再用螺釘固定卡口墊。主軸前端的這種結構有利于提高主軸組件的剛度，且裝卸卡盤或撥盤方便，工作可靠，定心精度高，所以得到了廣泛的應用。普通車床和升降臺銑床主軸端部的結構型式和尺寸已經標準化。設計時應該按照《法蘭式車床主軸端部尺寸》（JB2521--79）來選用。法蘭式主軸端部按其與卡盤附件不同的連接方式，可以分為五種型式： 、型：通過螺孔用螺釘連接 型：通過通孔用螺栓或螺柱連接 型：通過插銷螺柱及轉墊實現(xiàn)快換連接 型：通過凸輪鎖緊連接 主軸的內孔采用7：24的錐度。 8.2 主軸剛度的校核 主軸剛度目前沒有明確的統(tǒng)一要求，若從機床能達到的加工精度出發(fā)，應使機床在精加工或半精加工的切削條件下，主軸前端撓度的最大值必須小于端部徑向跳動允許值的1/3，其允許值可以按照國家機床精度標準GC2-60的規(guī)定查取。 8.2.1 主軸的結構簡圖 第 33 頁(共 41 頁) 圖6 主軸的結構簡圖 8.2.2 主軸最佳跨距的確定 車床，。 （1） 選擇軸頸直徑,軸承型號和最佳跨距，照參考文獻[13]中表3.13，前軸頸的直徑應該為,初選,后軸頸的直徑應該為，取,前軸承為NN212E,后軸承為NN212E,根據結構,定懸伸長度 （2）求軸承剛度 考慮到機械效率，主軸最大輸出轉距； 床身上最大加工直徑約為最大回轉直徑的60%,取50%即200,故半徑為0.1. 切削力 背向力 故總的作用力 主軸軸端承受一半次力,故受力為 先假設 ，則前后支撐分別為 第 34 頁(共 41 頁) 根據可以得到： 。 8.2.3 計算跨距 前支承為雙列圓柱滾子軸承，后支承為雙列圓柱滾子軸承 當量外徑 主軸剛度：由于 故 對于機床的剛度要求，取阻尼比 當,時,, 第 35 頁(共 41 頁) 取 計算 ： 可以看出，該機床的主軸是合格的。 8.3主軸的潤滑結構與密封 主軸箱內采用飛濺式潤滑，油面高度為65mm左右，甩油環(huán)浸油深度為10mm左右。潤滑油型號為：IIJ30。 卸荷皮帶輪軸承采用脂潤滑方式。潤滑脂型號為：鈣質潤滑脂。 8.4 密封裝置設計 軸的軸頸尺寸不大，擁有較低的線速度，用皮碗式接觸密封可以起到很好地密封作用。對于尺寸相對大、線速度高的主軸，采用的是非接觸式密封。卸荷皮帶輪采用毛氈式密封，毛氈可以有效隔絕外界雜質。 8.5 車床主軸箱內的潤滑方式 車床主軸箱是加工工件的重要部分，也有著較高成本為了保持其精度，延長壽命，車床各個地方需要做到全面的潤滑。主要潤滑方式有以下幾種方法： 1）飛濺潤滑 浸泡在潤滑油里的齒輪在高速轉動時將油帶到兩齒輪的嚙合處，起到潤滑齒輪的作用。 第 36 頁(共 41 頁) 2） 壓力潤滑 通過主軸箱內柱塞泵，柱塞泵加壓使油流到軸承的上面起到潤滑軸承作用 3） 重力潤滑 主軸箱內在高速運轉時會有很多飛濺到箱蓋上的油，會順著油槽流到軸承上，通過這種循環(huán)達到潤滑齒輪的作用。 大部分潤滑的重點都在于潤滑軸承，軸其工作狀態(tài)對于主軸箱的運轉起到非常重要的作用。 8.6 主軸箱體的設計 箱中有主軸、變速機構，操縱機構和潤滑系統(tǒng)等。主軸箱除應保證運動參數外，還應具有較高的傳動效率，傳動件具有足夠的強度或剛度，噪聲較低，振動要小，操作方便，具有良好的工藝性，便于檢修，成本較低，防塵、防漏、外形美觀等。 為了減輕機床的重量，在保證箱體足夠剛度的前提下，箱體應盡量選用較小的壁厚。最小壁厚可以根據外形輪廓尺寸按參考文獻[21]中的表選擇。至于支承面、凸臺和連接面等有特殊的壁和隔板，可以按結構需要適當加厚。 箱體在床身上的安裝方式，機床類型不同，其主軸變速箱的定位安裝方式亦不同。有固定式、移動式兩種。車床主軸箱為固定式變速箱，用箱體底部平面與底部突起的兩個小垂直面定位，用螺釘和壓板固定。本主軸箱箱體為一體式鑄造成型，留有安裝結構，并對箱體的底部為安裝進行了相應的調整。箱體的顏色根據機床的總體設計確定，并考慮機床實際使用地區(qū)人們心理上對顏色的喜好及風俗。 箱體中預留了潤滑油路的安裝空間和安裝螺紋孔及油溝。 第 37 頁(共 41 頁) 總結 CA6140車床的設計是一個縝密又詳細的過程，其機構復雜而巧妙。從傳動系統(tǒng)的設計到軸系部件到驗算，我發(fā)現(xiàn)了太多自己不會的地方，需要耐心地查找資料，機械設計是個一環(huán)套一環(huán)的過程，所有零部件之間互相配合又互相影響，最后才能組成一個完整精密的傳動系統(tǒng)。最后的驗算決定著這個傳動系統(tǒng)是否符合要求，達到工作目的。經過畢業(yè)設計，我對機械系統(tǒng)設計這門課當中許多原理公式有了進一步的了解，并且對設計工作有了更深入的認識。在日后的工作中也會接觸到更多的東西，也讓我明白了有更多的知識需要去探索，去學習。 第 38 頁(共 41 頁) 參考文獻 [1]賈亞洲.金屬切削機床概論[M],北京：機械工業(yè)出版社，1993； [2]黃鶴汀.金屬切削機床概論[M],北京：機械工業(yè)出版社，1991； [3]許曉旸.專用機床設備設計[M],重慶：重慶大學出版社，2003； [4]顧維邦. 金屬切削機床概論[M],北京：機械工業(yè)出版社，1999； [5]黃開榜、張慶春、那海濤. 金屬切削機床[M], 哈爾濱：哈爾濱大學出版社，2006； [6]范云張、陳兆年.金屬切削機床設計簡明手冊[M] ,北京：機械工業(yè)出版社，1994.7； [7]吳圣莊. 金屬切削機床[M], 北京：高等教育出版社，2008； [8]翁世修、王良申. 金屬切削機床設計指導[M],上海：上海交通大學出版社，1986； [9]汪建曉、王為. 機械設計[M],武漢：華中科技大學出版社，2007； [10]唐增寶、常建娥. 機械設計課程設計（第3版）[M], 武漢：華中科技大學出版社，2006； [11]魏兵、熊禾根. 機械原理[M],武漢：華中科技大學出版社，2007； [12]張軒、管殿柱.AutoCAD2007機械制圖設計應用范例[M],北京：清華大學出版社.2006； [13]黃玉美. 機械制造裝備設計[M], 北京：高等教育出版社，2008； [14]機床設計手冊編寫組. 機床設計手冊（上冊）[M], 北京：機械工業(yè)出版社，1986； [15]機床設計手冊編寫組. 機床設計手冊（下冊）[M], 北京：機械工業(yè)出版社，1986； 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