1、 1 CA6140 车床主轴箱的设计 机电工程学院 机械设计制造及其自动化专业 陈晓娟 （ 2120601006） 摘要 ： 作为主要的车削加工机床， CA6140 机床广泛的应用于机械加工行业中，本设计主要针对CA6140 机床的主轴箱进行设计，本文首先阐述了该车床的结构，根据当前实际情况，考虑到经济性和效率性等相关因素，对车床主轴箱进行了合理构思 ,通过比较两种传动方案，优选了电机，采用二级减速结构最终完成了 CA6140 机床主轴箱的设计。本文还着重对减速结构中主要零件进行了计算和校核，其结果符合设计 要求。 关键词 ： CA6140 车床、主轴箱、传动。 The design of t
2、he CA6140 lathe main axle box School of mechanical and electrical engineering Major in mechanical design and manufacturing and automation Chenxiaojuan (21206071006) Abstract： As a major turning processing machine, the CA6140 machine is widely used in mechanical processing industry, this design mainl
3、y for CA6140 lathe spindle box design. This paper first describes the structure of the lathe, according to the actual situation, considering the economy and efficiency of relevant factors, has the advantages of reasonable design of lathe spindle box, through the comparison of two transmission scheme
4、, the optimization of the motor, the second level speed reducer finally completed the CA6140 lathe headstock design. This paper also focuses on the major part in the structure of the deceleration were calculated and checked, and the results meet the design requirements. Key words:CA6140 lathe、 spind
5、le box 、 transmission。 1 引言 1.1 课题设计的目的与意义： 通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计，在拟定传动和变速的结构方 案过程中，得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。 通过分析研究现有的 CA6140 车床主轴箱规格和用途、主要参数、采用功能原理设2 计法进行设计。使所设计的产品尽量达到结构简单、紧凑、操作方便、成本低廉的要求。 1.2 设计的主要内容： 介绍车床的演变发展过程、 CA6140 车床的功能用途、优越
6、性和发展趋势。完成了运动方案的确定和机构化设计，绘制系统结构原理图，机构的零件图 2.CA6140车床主轴箱传动方案拟定 2.1 确定结构方案： 确定极限转速 已知主轴最低转速 minn 为 10mm/s,最高转速 maxn 为 1400mm/s，转速调整范围为 nR = maxn / minn =14 确定公比 选定主轴转速数列的公比为 1.12 求出主轴转速级数 Z 由图 1-2及系统传动路线可以看出，当主轴正转时，由第一条传动路线（ - - -轴）使主轴获得 2 3=6 级正转，由第二条路线（ - - - - -轴）又使主轴获得 2 3 2 2=24 级正转，这样可获得 30 级正转。当
7、主轴反转时，可获得 3+3 2 2=15 级反转。但由于轴 -间的四种传动比为 : 1 50 51 150 50U 2 50 20 150 80 4U 3 20 51 180 50 4U 4 20 20 180 80 16U 其中 2U 和 3U 基本相等，所以实际上主轴只能获得 2 3（ 2 2 1） =18 级正转，这样主轴实际获得 6+18=24 级正转。同理主轴只有 3+3（ 2 2 1） =12 级反转。 确定结构网或结构式 由公式 Z=aP （ 1X ） bP （ 2X ） cP （ 3X ） （ 4-1） 其中 Z为主轴转速级， iP 为按传动顺序的各变速组传动副数， iX 为各
8、变速组的级比指数。 故结构式 24=2 3 2 2 故确定结构方案为： 在分析机床运动 的传动系统时，首先应根据机床所加工工件表面的类型、切削运动，确定各运动传动联系的端件；然后以传动链的形式将每个成形运动逐一分析；最后根据表面成形运动主传动系统应该采用 滑移齿轮 来进行 变速，采用三联 齿轮或者是 双联齿轮， 由于机床需要采用正反转，所以需要将双向摩擦片式离合器装配到轴上，因此会产生轴向尺寸较长的现象。如果按“传动顺序与扩大顺序一致的原则”，会使箱体的3 体积过大。因此为了使机床整体结构布局看上去更加紧、合理，第一变速组需要采用双联齿轮。 2.2 传动方案拟定： 当双向多片摩擦离合器 M1
9、左结合时，轴的 运动经 M1 左部的摩擦片及齿轮副 5638 或5143 传给轴。当 M1 右结合时轴的运动经 M1 右部摩擦片及齿轮 Z50 传给轴上的齿轮 Z34，然后传给轴上的齿轮 Z30。轴的运动分别可分别通过三对齿轮副 2238 、 3050 、3951 传给轴。 轴的运动可分为两路传给主轴： （ 1）当主轴 上的滑动齿轮 Z50 处于左端位置时，轴运动经齿轮副 6350 直接传给主轴，使主轴高速运转。 （ 2）当主轴上的滑动齿轮 Z50 处于左端位置时，使齿轮式离合器 M2接合，则轴的运动经 - - -的背轮机构传给主轴，使主轴获得中低转速。故采用传动方案为： 主轴传动系统采用 V
10、带、齿轮传动； 传动形式采用集中式传动； 主轴换向制动采用双向片式摩擦离合器和带式制动器； 变速系统采用双联滑移齿轮变速。 4 2.3 传动比分配： 由选定的电动机满载转速 Nm 和主动轴转速 N，可得装置总传动比为： Ia=Nm/N=1450/819=1.77 由式： 基本组传动比 1 1.50ai ， 2 1.191ai 分配总降速传动比： 总降速传动比为 u = minn / dn =10/1440 6.67 10 3 ， minn 为主轴最低转速，考虑是否需要增加定比传动副，以使转速数列符合标准或有利于减少齿轮和及径向与轴向尺寸，并分担总降速传动比。然后，将总降速传动比按“先缓后急”的
11、递减原则分配给串联的各变速组中的最小传动比。 3 电动机的选择 2.1 工件参数 2.1.1 工件的最大回转直径 在床面上 400 毫米 在床鞍上 210 毫米 工件最大长度 (四种规格 ) 750、 1000、 1500、 2000 毫米 2.2 主轴参数 2.2.1 主轴转速范围 正传（ 24 级） 10-1400 转 /分 反转（ 24 级） 14-1580 转 /分 2.2.2 主轴其他参数 主轴孔径 .48 毫米 主轴前段孔锥度 400 毫米 2.3 加工螺纹范围 公制（ 44 种） 1-192 毫米 英制（ 20 种） 2-24 牙 /英寸 模数（ 39 种） 0.25-48 毫米
12、 径节（ 37 种） . 1-96 径节 2.4 进给量范围 细化 0.028-0.054 毫米 /转 纵向（ 64 种） 正常 0.08-1.59 毫米 /转 加大 1.71-6.33 毫米 /转 细化 0.014-0.027 毫米 /转 横向（ 64 种） 正常 0.04-0.79 毫米 /转 5 加大 0.86-3.16 毫米 /转 2.5 刀具快速移动速度 纵向 4米 /分 横向 4米 /分 2.6 电 机冷却泵参数 2.6.1 主电机 功率 7.5 千瓦 转速 1450 转 /分 2.6.2 快速电机 功率 370 瓦 转速 2600 转 /分 2.6.3 冷却泵 功率 90瓦 流量
13、 25 升 /分 2.7 重量及外形尺寸 工件最大 长度为 1000 毫米的机床 外形尺寸（长宽高） 2668 1000 1190 毫米 重量约 2000 公斤 2.8 选定电动机 一般金属切削机床的驱动，如无特殊性能要求，多采用 Y 系列封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。 Y系列电动机结构简单、起动性能好、工作可靠、价格低廉、维护方便、高效、节能、起动转矩大、噪声低、振动小、运行安全可靠。 因主电机功率要求为 7.5 千瓦转速 1400r/min，故选择 Y132M-4，其同步转速为1440r/min。 第 4 章 主要设计零件的计算和验算 4.1 主轴箱的箱体 主轴箱中有主轴、变速机构，操纵
14、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 (长宽高 ),按下表选取 . 6 表 5-1 长宽 高 ( 3mm ) 壁厚 (mm) 500 500 300-800 500 500 10-15 800 800 500 12-20 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
15、刚度，常用凸台和加强筋；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。 CA6140 主轴箱中共有 15 根轴，轴的定位要靠箱体上安装空的位置来保证，因此，箱体上安装空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及变位系数，并参考有关资料，箱体上轴安装空的位置确定如下： 中心距 (a)=1/2（ d1+d2） +ym （式中 y 是中心距变动系数） 中心距 - =（ 56+38） /2 2.25
16、=105.75mm 中心距 - =（ 50+34） /2 2.25=94.5mm 中心距 - =（ 30+34） /2 2.25=72mm 中心距 - =（ 39+41） /2 2.25=90mm 中心距 - =（ 50+50） /2 2.5=125mm 中心距 - =（ 44+44） /2 2=88mm 中心距 - =（ 26+58） /2 4=168mm 中心距 - =（ 58+26） /2 2=84mm 中心距 - =（ 58+58） /2 2=116mm 中心距 - =（ 33+33） /2 2=66mm 中心距 - =（ 25+33） /2 2=58mm 综合考虑其它因素后，将箱体上
17、各轴安装空的位置确定如下图： 7 图 5-1 上图中 XIV、 XV 轴的位置没有表达清楚具体位置参见零件图。 设计的箱体外观形状如下图： 8 图 5-2 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，具体表达见箱体零件图。 4.2 传动系
18、统的 I 轴及轴上零件设计 4.2.1 普通 V 带传动的计算 普通 V带的选择应保证带传动不打滑的前提下能传递最大功率，同时要有足够的疲劳强度，以满足一定的使用寿命。 设计功率 PKP Ad (kW） （ 5-1） AK 工况系数，查机床设计指导（ 任殿阁，张佩勤 主编） 表 2-5，取 1.1； 故 1 .1 1 1 1 2 .1dP kW 小带轮基准直径1d为 130mm； 带速 v 1 1 /( 6 0 1 0 0 0 ) 9 . 8 6 /dv d n m s v ； （ 5-2） 大带轮基准直径2d为 230 mm； 初选中心距 0a 1000mm, 0a 由机床总体布局确定。 0
19、a 过小，增加带弯曲次数； 0a 过大，易引起振动。 带基准长度 2210 0 1 2 0()2 ( ) 2 7 2 2 .524 ddd d d ddnL a d d m ma （ 5-3） 查机床设计指导（ 任殿阁，张佩勤 主编） 表 2-7，取 0dL 2800mm; 带挠曲次数 1000mv/ 0dL =7.04 40 1s ； （ 5-5） 9 实际中心距 2a A A B （ 5-6） 12() 1 0 8 .748d d dL d dA 221() 12508ddddB （ 5-7） 故 21 0 8 . 7 1 0 8 . 7 1 2 5 0 2 2 3a m m 小带轮包角
20、1 211 1 8 0 2 s i n 1 5 4 . 0 9 1 2 02dddda （ 5-8） 单根 V带的基本额定功率 1P ,查机床设计指导（ 任殿阁，张佩勤 主编） 表 2-8，取 2.28kW； 单根 V带的基本额定功率增量 11 1(1 )b uP K n K （ 5-9） bK 弯曲影响系数，查表 2-9，取 31.03 10 uK 传动比系数，查表 2-10，取 1.12 故 1 0.16P ； 带的根数 11()dLPz P P K K （ 5-10） K 包角修正系数，查表 2-11，取 0.93； LK 带长修正系数，查表 2-12，取 1.01； 故112.1 3.
21、89( 2 .2 8 0 .1 6 ) 0 .9 3 1 .0 1z z 取 4； 单根带初拉力 20 2.55 0 0 ( 1 )d aPF q vvz K （ 5-11） q 带每米长质量，查表 2-13， 取 0.10； 故 0F 58.23N 带对轴压力 10 1 5 4 . 0 92 s i n 2 5 8 . 2 3 4 s i n 4 5 3 . 9 822Q F z N （ 5-12） 10 图 5-3 4.2.2 多片式摩擦离合器的计算 设计多片式摩擦离合器时，首先根据机床结构确定离合器的尺寸，如为轴装式时，外摩擦片的内径 d应比花键轴大 2 6mm，内摩擦片的外径 D的确定，直接影响离合器的径向和轴向尺寸，甚至影响主轴箱内部结构布局，故应合理选择。 摩 擦片对数可按下式计算 Z 2MnK/ f 20D bp （ 5-13） 式中 nM 摩擦离合器所传递的扭矩（ N mm） ； nM 955 410 dN / jn 955 410 11 0.98/800 1.28 510（ mmN ） ;（ 5-14） dN 电动机的额定功率（ kW）； jn 安装离合器的传动轴的计算转速（ r/min） ； 从电动机到离合器轴的传动效率； K 安全系数，一般取 1.3 1.5； f 摩擦片间的摩擦系数，由于磨擦片为淬火钢，查机床设计指导表
