目 录

第一章 引言

第二章 机床的规格和用途

第三章 传动放案和传动系统图的拟定

第四章 主要设计零件的计算和验算

第五章 结论

第六章 参考资料编目

第一章 引言

普通车床是车床中应用最广泛的一种，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。

CA6140型普通车床的主要组成部件有：主轴箱、进给箱、溜板箱、刀架、尾架、光杠、丝杠和床身。

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。

丝杠与光杠：用以联接进给箱与溜板箱，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。同学们要结合溜板箱的内容区分光杠与丝杠的区别。

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。

第二章 机床的规格和用途

CA6140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。

第三章 传动方案和传动系统图的拟定

1.确定极限转速

已知主轴最低转速nmin为12.5mm/s,最高转速nmax为1400mm/s，转速调整范围为 Rn=nmax/nmin=112

2.确定公比

选定主轴转速数列的公比为φ＝1.26

3.求出主轴转速级数Z

Z=lgRn/lgφ+1= lg112/lg1.26+1=24

4.确定结构网或结构式

24=2×3×2×2

5.绘制转速图

（1）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系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。Y系列电动机高效、节能、起动转矩大、噪声低、振动小、运行安全可靠。根据机床所需功率选择Y160M-4，其同步转速为1500r/min。

（2）分配总降速传动比

总降速传动比为uII=nmin/nd=12.5/1500≈6.67×10－3,nmin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”的递减原则分配给串联的各变速组中的最小传动比。

（3）确定传动轴的轴数

传动轴数＝变速组数+定比传动副数+1=6

（4）绘制转速图

先按传动轴数及主轴转速级数格距lgφ画出网格，用以绘制转速图。在转速图上，先分配从电动机转速到主轴最低转速的总降速比，在串联的双轴传动间画上u(k→k+1)min.再按结构式的级比分配规律画上各变速组的传动比射线，从而确定了各传动副的传动比。

本科毕业设计(论文)通过答辩

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CA6140传动系统图

本科毕业设计(论文)通过答辩

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第四章 主要设计零件的计算和验算

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(长×宽×高),按下表选取.

4.1主轴箱的箱体

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Ⅰ-Ⅱ=（56+38）/2×2.25=105.75mm

中心距Ⅰ-Ⅶ=（50+34）/2×2.25=94.5mm

中心距Ⅱ-Ⅶ=（30+34）/2×2.25=72mm

中心距Ⅱ-Ⅲ=（39+41）/2×2.25=90mm

中心距Ⅲ-Ⅳ=（50+50）/2×2.5=125mm

中心距Ⅴ-Ⅷ=（44+44）/2×2=88mm

中心距Ⅴ-Ⅵ=（26+58）/2×4=168mm

中心距Ⅷ-Ⅸ=（58+26）/2×2=84mm

中心距Ⅸ-Ⅵ=（58+58）/2×2=116mm

中心距Ⅸ-Ⅹ=（33+33）/2×2=66mm

中心距Ⅸ-Ⅺ=（25+33）/2×2=58mm

综合考虑其它因素后，将箱体上各轴安装空的位置确定如下图：

上图中XIV、XV轴的位置没有表达清楚具体位置参见零件图。

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.传动系统的I轴及轴上零件设计

5.2.1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 Pd KA P（kW）

KA——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Pd 1.1 11 12.1kW

小带轮基准直径dd1为130mm；

带速 v v dd1n1/(60 1000) 9.86m/s v ；

大带轮基准直径dd2为230 mm；

初选中心距a0＝1000mm, a0由机床总体布局确定。a0过小，增加带弯曲次数；a0过大，易引起振动。 (dd2 dd1)2n带基准长度Ld0 2a0 (dd1 dd2) 2722.5mm 24a0

查《机床设计指导》表2-7，取Ld0＝2800mm;

带挠曲次数 ＝1000mv/Ld0=7.04 40s 1；

实际中心距a A A Ld (dd1 dd2) 108.7 48

(dd2 dd1)2

1250 B 8

故a 108.7 223mm 小带轮包角 1 180 2sin 1

dd2 dd1 154.09 120 2a

单根V带的基本额定功率P1,查《机床设计指导》表2-8，取2.28kW；

单根V带的基本额定功率增量 P1 Kbn1(1 1) Ku

Kb——弯曲影响系数，查表2-9，取1.03 10 3

Ku——传动比系数，查表2-10，取1.12

故 P1 0.16； 带的根数z Pd (P P)KK11 L

K ——包角修正系数，查表2-11，取0.93；

KL——带长修正系数，查表2-12，取1.01；

故z 12.1 3.89 (2.281 0.16) 0.93 1.01

圆整z取4； 单根带初拉力F0 500 Pd2.5( 1) qv2 vzKa

q——带每米长质量，查表2-13，取0.10；

故F0＝58.23N 带对轴压力Q 2F0zsin 1154.09 2 58.23 4 sin 453.98N 22

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/ fD02b[p]

式中 Mn——摩擦离合器所传递的扭矩（N·mm）；

Mn＝955×104Ndη/nj＝955×104×11×0.98/800＝1.28×105（N·mm）; Nd——电动机的额定功率（kW）；