-C620床头箱设计说明书.doc

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1 绪 论 2
1.1课题研究背景及选题的意义 2
1.1.1课题的背景 2
1.1.2研究的意义 2
1.1.3课题的目的 2
1.2完成的内容 3
2 机床主要参数的确定 4
2.1 动力参数的确定 4
2.2运动参数的确定 5
2.2.1 主轴最低和最高转速的确定 5
2.2.2 主轴转速数列的确定 5
3 主传动系统的设计 6
3.1 主传动方案拟定 6
3.2 传动结构拟定式的选择 6
3.2.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目 6
3.2.2 分配总降速比 7
3.3 皮带轮直径和齿轮齿数的确定及转速图拟定 8
3.3.1确定皮带轮动直径 8
3.3.2 确定齿轮齿数 8
3.3.3 转速图拟定： 10
3.3.4 主轴转速系列的验算 10
3.3.5 传动系统图的拟定 12
3.4 确定各传动轴和齿轮的计算转速 12
4 传动件的估算和验算 13
4.1齿轮模数的计算 13
4.1.1 各传动轴功率的计算 13
4.1.2齿轮模数的计算 14
4.1.3 计算各轴之间的中心距 15
4.2 三角带传动的计算 15
4.2.1计算皮带尺寸 15
4.3 传动轴的估算和齿轮尺寸的计算 17
4.3.1确定各轴的直径 17
4.3.2 计算各齿轮的尺寸 18
5 主轴部件的验算 20
5.1验算主轴轴端的位移ya 20
5.2 前轴承的转角及寿命的验算 22
5.2.1 验算前轴承处的转角θβ 22
5.2.2 验算前支系寿命 22
6主传动系统的结构设计 24
6.1 皮带轮及齿轮块设计 24
6.2 轴承的选择 24
6.2.1各轴承的选择 24

6.2.2 主轴设计 24
6.3箱体设计 24
6.4操纵机构的设计 25
6.5密封结构及油滑 25
总 结 26
致 谢 27
参考文献 28

1 绪 论
1.1课题研究背景及选题的意义
1.1.1课题的背景
金属切削机床是制造机器的机器，称为“工作母机”，习惯上称为机床。金属切削机床是用切削方法将金属毛胚加工成机器零件的机器。

机械的水平随着机床的精密程度，机床的属性决定了它在国民经济中的重要地位，机床的技术水平直接影响机械制造工业产品的质量和劳动生产效率，机床直接标志着一个国家的工业生产的能力和科学技术水平。由原先的只为满足加工成形而要求刀具与工件间的某些相对运动关系和零件的一定强度和刚度，发展至今日的高度科学技术成果综合应用的现代机床的设计，也包括计算机辅助设计（CAD）的应用。但目前机床主轴变速箱的设计还是以经验或类比为基础的传统（经验）设计方法。因此，探索科学理论的应用，科学地分析的处理经验，数据和资料，既能提高机床设计和制造水平，也将促进设计方法的现代化。

同时，在设计中处处实际出发，分析和处理问题是至关重要的。从大处讲，联系实际是指在进行机床工艺可能性的分析。参数拟定和方案确定中，既要了解当今的先进生产水平和可能趋势。更应了解我国实际生产水平，使设计的机床，机器在四化建设中发挥最佳的小盖。从小处讲，指对设计的机床零部件的制造，装配和维修要进行认真的，切实的考虑和分析，综合思考的设计方法。

1.1.2研究的意义
随着科学技术和社会生产的不断发展，对机电产品的质量和生产率提出了越来越高的要求。它对提高生产率，保证产品质量，改善劳动强度和降低生产成本，都是非常重的。

机床工业发展到今天，技术已成熟，自动化、高精度、高效率、多样化已成为当今时代机床发展的特征。多样化的发展已经是机床的特点，技术的发展速度的更新和产品的加速使机床必须多品种，现代的机床主要面对多品种中小批生产，因此现代机床不仅要保障加工精度和高度自动化，还必须有一定的钢度和柔性，使之能方便的适应加工。
1.1.3课题的目的
机床设计是学生在学完基础课，技术基础课及专业课的基础上，结合机床主传动（主轴变速箱）设计计算进行集合训练。

1.掌握机床主传动部件设计过程和方法，包括参数拟定，传动设计，零件计算，结构设计等，培养结构分析和设计的能力。

2.综合应用过去所学的理论知识，提高联系实际和综合分析的能力。

3.训练和提高设计的基本技能。如计算，制图，应用设计资料，标准和规范，编写技术文件等。

1.2完成的内容
机床设计是学生在学完基础课，技术基础课及有关专业课的基础上，结合机床传动部件（主轴变速箱）设计进行的综合训练。
1.参数拟定
根据机床类型，规格和其他特点，了解典型工艺的切削用量，结合世界条件和情况，并与同类机床对比分析后确定：极限转速和，公比（或级数 Z ），主传动电机功率N。

2.动设计
根据拟定的参数，通过结构网和转速图的分析，确定转动结构方案和转动系统图，计算各转动副的传动比及齿轮的齿数，并验算主轴的转速误差。

3.动力计算和结构草图设计
估算齿输模数m和轴径d，选择和计算反向离合器，制动器。
将各传动件及其它零件在展开图和剖面图上做初步的安排，布置和设计。

4.轴和轴承的验算
在结构草图的基础上，对一根传动轴的刚度（学时充裕时，也可以对该轴的强度进行验算）和该轴系的轴承的寿命进行验算。

5.主轴变速箱装配设计
主轴变速箱装配图是以结构草图为“底稿”，进行设计和会制的。图上各零件要表达清楚，并标注尺寸和配合。

6.设计计算说明书
应包括参数，运动设计的分析和拟定，轴和轴承的验算等，此外，还应对重要结构的选择和分析做必要的说明。
2.机床主要参数的确定
机床（机器）设计的初始，首先需要确定有关参数，他们是传动设计和机构设计的依据，影响到产品是否能满足所需要的功能要求。因此，参数拟定是机床设计中的重要环节。
2.1 动力参数的确定
1.确定电动机的功率和转速
刀具材料：YT15 工件材料：45号钢
切削方式：车削外圆 切削深度：3.5mm
进给量：纵向35级：0.08~1.59mm/r 横向35级：0.027~0.052mm/r
切削深度：90
电机功率7.5kw 电机转速 1440r/min
机床外形尺寸 长×宽×高：3049×1513×1210
主轴转速范围 正转21级：11.5~1200r/min
反转12级：18~1520r/min
主轴孔径 ：41mm
工件最大加工长度 ：1400或1900mm

（1） 主切削力 Fz=1900aPf0.75N （2-1）
=19003.50.350.75
=3026.06N

（2） 切削功率 N切= （2-2）
==4.45kW

（3） 估算重电机功率 N= （2-3）
=
（2-3）式中：
N值为5.56kW按我国生产的电机在Y系列的额定功率选取如下；
同步转速1500r/min
额定功率5.5kW
满载转速1440r/min
2.2运动参数的确定
2.2.1 主轴最低和最高转速的确定
计算车床主轴极限转速是加工直径，按经验分别取（0.1～0.2）D和（0.45～0.5）D[1][2]。

主轴极限转速应为：
nmax=r/min=1200r/min
nmin=r/min=11.5r/min
2.2.2 结构式：床头箱的传动轴I左端装有胶带轮，中间还有双向摩擦片式离合器,用于控制主轴正反转和启动。传动轴II，III，IV都装有变速滑移齿轮，主轴VI上装有离合器，用于控制主轴得到高速档或者低速档转速。当离合器左移合上时，电动机经带轮传给轴I的运动，由带动的齿轮传至轴II和轴III上的传动齿轮，而后直接传动主轴VI，获得六级高速。由手柄①通过偏心滑块、凸轮及连杆机构进行变速。右合时，运动由轴III经轴IV上的二个双联滑移齿轮传至轴V，然后传给主轴VI，获得18级低速。因为高速和低速之间三级转速近似，所以该机床主轴只有21级转速。由手柄②操作。
主轴前支承用D3182120双列向心短圆柱滚子轴承，后支承由D8215推力球轴承和E7514圆锥滚子轴承组成。
为实现主轴迅速停车，采用钢带刹车装置，制动轮在轴IV上，它和离合器由手柄④操作，两者互锁
由上条件知，结构是为：21=（2×3+2×3×2+6）-3
2.2.3 绘制转速图

1选定电动机

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，所以选择Y132M-4型电动机。
Y是一般用途的三相异步电动机（封闭式）
132表示电机的中心高为132mm
M表示中机座
4表示4极电机
它的技术参数如下：
额定功率：7.5KW，满载转速1440r/Min，满载电流15.4A，功率因数为0.85,重量约81kg
2、主轴转速数列的确定
1. 确定转速范围Rn定公比确定主轴转速数例.
2. 转速范围 R==104.3 （2-4）
Φ= （2-5）

考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大转动，并选级数Z=21。,今以 =1.26和代入R= z-1式，得R=121,因此取 =1.26更为适合。标准数列表给出以 =1.06的从1～10000的数值，因 =1.26=，
从表中找到nmax=1250，取得：1250,1000,800，630，500，400，315,250,200,160,125,100,80,63,50,40,31.5,25,20,16,12.5,10共21级转速。
3、 其他各轴转速的确定
在七根轴中，除去电动机轴，其余六轴按传动顺序依次设为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、V、VI。Ⅰ与Ⅱ、Ⅱ与Ⅲ、Ⅲ与Ⅳ、IV与V、V与VI轴之间的传动组分别设为a、b、c、d、e。现由VI（主轴）开始，确定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、V轴的转速：
先来确定V轴的转速
（1）传动组e的变速范围为，结合结构式，
V轴的转速只有一种可能：
24、30、37.5、48、58、76、90、120、150、184、231、304、r/min，还有六级高速382、402、600、760、955、1200r/min
（2）确定轴IV的转速
传动组b的级比指数为11，希望中间轴转速较小，，又不致传动比太小，可取
，
轴IV的转速确定为：90、120、150、184、231、304、382、402、600、760、955、1200r/min
（3）确定轴III的转速
对于轴III，其级比指数为5,可取
转速为：82、402、600、760、955、1200r/min
⑷确定二轴的转速为
955、1200r/min
⑸确定一轴的转速
级比指数为
由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比。
3 主传动系统的设计
3.1 主传动方案拟定
拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停，换向，制动，操纵等整个传动系统的确定。传动型式则指传动和变速的元件，机构以及其组成，安排不同特点的传动形式，变速类型。

传动方案和型式与结构的复杂程密切相关，和工作性能也有关。因此，确定传动方案和型式，要从结构，工艺，性能及经济性等多方面统一考虑。

传动方案有多种，传动型式更是式样众多，比如：传动型式上有集中传动的主轴变速箱，分离传动的主轴箱与变速箱；扩大变速范围可以用增加传动组数，也可用背轮结构，分支传动等型式；变速型式上既可用多速电机，也可用交换齿轮，滑移齿轮，公用齿轮等[2][3][4][5][6]。
3.3 皮带轮直径和齿轮齿数的确定及转速图拟定
3.3.1确定皮带轮动直径
(1)选择三角带的型号
Ni=KwNd
K—工作情况系数
Nd—电机额定功率
由于是车床，工作载稳定，取Nd=1.1
Nj=5.5 1.1=8.25kw
查表3-1选择型号得出B型

表3-1三角带型号
型号
b
bp
h

13
17
14
10.5
40º

(2)带轮直径D1D2
小带轮计算直径D1，小带轮直径D1不直过小，要求大于许用值
Dmin=140， D1Dmin D1由表得取220mm
大带轮计算直径D2
根据要求的传动比u和滑动率ε确定D大。当带传动为降速时：
D大=D小 （3-3）
或 D大= （3-4）
（3-3）（3-4）式中：n1——小带轮转速r/min
n2——大带轮转速r/min
ε——带的滑动系数，一般取0.02
取D2=220mm
三角胶带的滑动率=2%

3.3.2 确定齿轮齿数
确定齿轮齿数应该注意以下几类：

（1）齿轮的齿数和应过大，以免加大中心距机床结构庞大
一般推荐齿轮数和SZ为60～100。

（2）最小齿轮不产生极切18～20。

（3）三联滑移齿轮的最大运动轮和次大齿轮的齿数差大于等于4。
避免齿轮右左移动时齿轮右相碰，能顺利通过。

由传动比已知，传动比的适用齿数表。

ia1=1 Sz=80,82,84,86,88,90,92,94,96,97,98,99
ia2= Sz=80，82,84,87,89,90,91,92,94,95,96,98
ia3= Sz=80，82,83,85,86,88,90,93,95,96,98,99,

由于可知选用Sz=90，从表查出小齿轮的齿数为36,39大齿轮的齿数则为54,51
ib1=1 Sz=60,62,64,66,68,70,72,74,76,78,80.
ib2= Sz=61,65,68,69,72,73,76,77

可选用Sz=84从表中查出小齿论的齿数42，22，大齿轮的齿数则为42，62。
ic1=2=1.99 Sz=63,66,69,72,75,78,81,84,90….
ic2= Sz=80,84,85,89,90…..
可选用Sz=90 从表中查出小齿轮的齿数30，18 大齿轮的齿数则为60，72。

3.3.3 转速图拟定：

3.3.4 主轴转速系列的验算
由确定的齿轮所得的实际转速与传动设计理论值难以完全相符，需要验算主轴个级转速，最大误差不得超过

(3-5)

N n实际=N i皮 ia ib ic

=
=10(-1)%=0.041

第一级：1400×140/220×24/48×22/62×18/72=40
40-40/40〈4.1% （满足）

第二级：1400×140/220×30/42×22/62×18/62=57
57-56/56〈4.1% （满足）

第三级：1400×140/220×36/36×22/62×18/72=81
81-80/80〈4.1% （满足）

第四级：1440×140/220×24/48×42/42×18/72=115
115-112/112〈4.1% （满足）

第五级：1440×140/220×30/42×42/42×18/72=163
163-160/160〈4.1% （满足）

第六级：1440×140/220×36/36×42/42×18/72=230
230-224/224〈4.1% （满足）

第七级：1440×140/220×24/48×22/62×60/30=322
322-315/315〈4.1% （满足）

第八级：1440×140/220×30/42×22/62×60/30=458
458-450/450〈4.1% （满足）

第九级：1440×140/220×36/36×22/62×60/30=645
645-630/630〈4.1% （满足）

第十级：1440×140/220×24/48×42/42×60/30=921
921-900/900〈4.1% （满足）

第十一级：1440×140/220×30/42×42/42×60/30=1308
1308-1250/1250〉4.1%（不满足）

第十二级：1440×140/220×36/36×42/42×60/30=1842
1842-1800/1800〈4.1%（满足）

3.3.5 传动系统图的拟定

3.4 确定各传动轴和齿轮的计算转速
(1)确定主轴计算转速由
nj=nmin (3-6)
nⅣ=112r/min

(2)各传动轴计算转速
Ⅲ轴nⅢ=160r/min
Ⅱ轴nⅡ=450r/min
Ⅰ轴nⅠ=900r/min

(3)传动组各轴上最小齿轮的转速
a组Z=24时 nj=900r/min
b组Z=22时 nj=900r/min
c组Z=18时 nj=160r/min

4 传动件的估算和验算
传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度要求。因此必须保证传动轴有足够的刚度。

传动方案确定后，要进行方案的结构化，确定各零件的实际尺寸和有关布置。为此，常对传动件的先进行估算，如传动轴的直径，齿轮模数，离合器，带轮的根数和型号等。在这些尺寸的基础上，画出草图，得出初步结构化的有关布置与尺寸；然后按结构尺寸进行主要零件的验算，最后才能画正式装配图。

有经验的设计师可以省略画草图这一中间步骤直接进行结构设计和验算。但对缺少设计经验的学生，先画草图可以避免大的反复，有利于设计的进行[6][7][8]。

4.1齿轮模数的计算
4.1.1 各传动轴功率的计算
由公式N=NdK (4-1)
N——传动轴的输入功率
Nd——电机额定功率
k——工作情况系统
车床的起动载荷颈，工作载荷稳定，二班制工作时，取KW=1.1。
NⅠ=Nd n=n带 轴=0.96
=5.5 0.96
=5.28KW
向心球轴承和向心短圆柱滚子0.995，斜齿圆柱齿轮=0.97
NⅡ=NⅡ
=5.28×0.97×0.995=5.095kw
NⅢ= NⅡ
=5.095×0.96×0.99=4.8kw
NⅣ=NⅢ
=4.8×0.96×0.99=5.06kw

4.1.2齿轮模数的计算
结构确定以后，齿轮的工作条件，空间安排，材料和精度等级等都已确定，才可能核心齿轮的接触的疲劳弯皮带强度值是否满走要求。

根据接触疲劳计算齿轮模数公式：

mj=16300 （4-2）
根据弯句疲劳计算齿轮模数公式为：

mω=275 （4-3）
（4-2），（4-3）式中：
N——计算齿轮转动递的额定功率N=ŋ·Ndkŵ
nj____计算齿轮（小齿轮）的计算转速r/min
——齿宽系数,
Z1——计算齿轮的齿数，一般取转动中最小齿轮的齿数：
i——大齿轮与小齿轮的齿数比，i=；（+）用于外齿合，（-）号用于内啮合；
KS——KS=KTKNKnKq命系数;
KT—工作期限系数
基本组的接触疲劳齿轮模数: mj=16300mm=2.3
弯曲疲劳齿轮模数: mω=275mm=1.8
所以标注模数m=2.5

第一扩大组:i=2.82 nⅡ=900r/min
mj=16300mm=2.18
mω=275mm=2.4
所以标注模数m=3

第二扩大组: i=4 nⅡ=160r/min

mj=16300mm=2.78
mω=275mm=3.5
所以标注模数m=3.5

4.1.3 计算各轴之间的中心距
根据中心距公式a=(z1+z2) （4-4）
(1)Ⅰ～Ⅱ轴a=(36+36)=90mm
(2)Ⅱ～Ⅲ轴a=(42+42)=126mm
(3)Ⅲ～Ⅳ轴a=(18+72)=157.5mm

4.2 三角带传动的计算
(1)确定三角带速度

已知选用三角形B型带轮

确定带的速度
=m/s==10.5m/s （4-5）

(2)初定中心距A0

带论的中心距，通过根据机床总体布局初步选定，一般可以在下列范围内选取；
A0=（0.6～2）（D1+D2）mm
中心距过小，将降低带的寿命；中心距过大时，会引起带振动。

(3) 确定三角带的计算长度L0只内周长LN

三角带的计算长度是通过三角带截面重心的长度。
L0=2A0+(D1+D2)+ mm =1432.9mm （4-6）
将算出的L0数值圆整到表准的计算长度L，并从表中查中相应的内周长度LN（通过截面中心的计算长度L=LN+Y，Y是修正值），作为订购和标记时用

(4)确定实际中心距A

A的精确值为
A=A0+mm=432mm

(5)验算小带轮包角α1
α1=180°-57.3°≥120°
180-220=140/432×57.3o≥120°

如果α1过小，应加大中心距或加张紧装置。

(6)确定三角带根书Z
Z= （4-7）

（4-7）式中：N0——单根三角带在α=180°，特定长度，平稳工作情况下传递的功率值

C1——包角系数

Z==2.1

所以取根数Z=3

4.3 传动轴的估算和齿轮尺寸的计算
4.3.1确定各轴的直径
公式mm （4-8）
(1)转动轴的直径
（4-8）式中： N=Ndη kW
Nd__电机额定功率；
η——从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积
n1——该传动轴的计算转速r/min
计算转速nJ是传动件能传递全部功率的最低转速，各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴得计算转速和相应的传动关系而确定，而中型车，铣床主轴的计算转速为；
[]——每米长度上的转角（deg/m），可根据传动轴的要求选取。
N=5.5 0.90=5.28Nn
mm=91=25.18mm
根据标准选d=30mm
[] 由表可知道1.4

(2)Ⅱ轴的直径
mm=24.96mm
选d=35mm

(3)Ⅲ轴的直径
mm=37.87mm
选d=40mm

(4)主轴的直径根据书中范围选择75mm

4.3.2 计算各齿轮的尺寸
齿轮分度圆直径公式d=mz
ha=ha*m hf=(ha*+c*)m
齿顶圆直径 da=d+zha
齿根圆直径 df=d-2hf

(1)Ⅰ～Ⅱ轴间的齿轮尺寸
a> m=2.5 a=90mm z1=z2=36
齿顶高 ha=ha*m =2.5m 齿根高度 hf=(ha*+c*)m=3.1
经常齿制ha*=1 c*=0.25
d1=d2=90mm
b=20mm
齿顶圆直径 dd1=95=da2
齿根圆直径 df1=84=df2

b> z1=24 z2=48 i=时
d1 =60mm d2 =120mm
b=20mm
da1=65mm da2=125mm
df1=54mm df2=114mm

c> z1=30 z2=42
d1 =75mm d2 =105mm
b=20mm
da1=80mm da2=110mm
df1=69mm df2=99mm

(2)Ⅱ～Ⅲ轴间的齿轮尺寸
m=3 a=126mm ha=3 hf=3.75

a> z3=42 z4=42
d1=d2=mz=3 42=126mm
b=20mm
da1=da2=126+7=132mm
df1=df2=126-8.8=118.5

b> z3=22 z4=62
d1=22 3=66mm d2=62 3=186mm
b=20mm
da1=72mm da2=192mm
df1=58.5mm df2=178.5mm

(3)Ⅲ～Ⅳ轴间的齿轮尺寸
a>m=3.5 a=157.5mm
a>z5=60 z6=30 ha=3.5 hf=4.4 h=8
d1=210mm d2=105mm b=25mm
da1=217mm da2=112mm
df1=202mm df2=97mm

b> z5=18 z6=72
d1=mz1=63mm d2=mz2=252mm
齿顶高ha=35mm 齿根高hf=45mm
全齿高h=8
齿顶圆直径 da1=d1+2ha=70mm da2=259mm
齿根圆直径 df1=d1-2hf=54mm df2=250mm b=25mm

5 主轴部件的验算
在设计主轴组件时，主轴的跨距希望是合理跨距，但由于结构，限制，主轴的实际跨距往往不等于合理跨距，为此要对主轴组件进行验算，对一般的机床全部轴主要进行刚度验算，通常如果能满足刚度要求也就能满足强度要求[6][11]。

5.1验算主轴轴端的位移ya
a主轴的支承简化
L=e++L+=13+652+20=685mm

b主轴的受力分析
主轴受到切削力，传动力的作用。
切削力是一个空间力,有Px,Py,Pz等分力，设总的切削力为P1传动力也定空间力有ax，ay，az，主轴上连有一个齿轮，主要把主轴运动传给进给箱，
这齿轮主要是传递运动而不是传递动力，因此可以忽略不计。

由上述各力的作用，主要受弯矩和扭矩的作用。此外运受拉力和压力作用，但此起弯矩和扭矩要小的多，忽略不计，因此通常靠路考虑到以上受力情况，可以简化，以下的受力图

Q为传动力
P为总切削力
M是力矩曲PX引起
为了计算方便，认为Q和P车同一个平面
x=13+491.5+17.5=522mm
C确定切削力和传动力的作用类
a前支承到主轴端部的距离，切削力的作用点，与前支承之间的距离
S=a+0.4H
H为普通车床的中心高 a=100mm
从以上受力图以看出主轴端部的弯形由三部分组成。

第一部分 Px=引起的变形

第二部分 Q力引起的变形

第三部分 M力引起的变形

由三部分增加起来，以得出齿轮A点总的度yA为
yA= （5-1）
a)确定P的大小

主轴计算传递
N主轴传递的功率

P=
D最大切削力估算直径为320mm
P==3356N
e确定a力
a=1.12圆周
a圆周= M扭=
d分度=252mm
a圆周==4261N
a=1.12圆周=4687N

E:主轴材料的弹性模是，一般用钢

E=20.6 104N/mm2

J：主轴载面惯性
J==4344037
M=（0.3～0.35）Pa=0.3 3356 100=100680

yA=
==0.0058
要求[yA,ymax]
ymax=0.0002L=0.0002*685=0.137yA<[ymax]符合要求

5.2 前轴承的转角及寿命的验算
5.2.1 验算前轴承处的转角θβ
θβ= （5-2）
= =

要求aB<aBmax aBmax=0.001red aB<[amax]符合要求

5.2.2 验算前支系寿命
由轴承寿命计算式
C= （5-3）
前支承是双双向心端圆柱磙子轴承，只承受径向力，因此F前轴承的径向力。

进行受力分式

MC===7270
温度系数在100Cº温度内工作 =1
载荷系数如 =1
ε为寿命系数，磙子轴承ε=
C=.=7270 =86786Nf
C=86786Nf=8856mgf

前轴承的额定功率负荷C为9420kgf,C<[C]符合要求

6主传动系统的结构设计
设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴，轴承，带轮，离合器和制动器等），主轴组件，操纵机构，润滑密封系统和箱体及其联接件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。课程设计限于时间，一般只画展开图及一或两个截面图。
6.1 皮带轮及齿轮块设计
(1)皮带选用B型号三角带传动共有根，设计长度为2044mm

(2)带轮将动力传动Ⅰ轴上有两种类形一种是不卸载的轴端结构，另一种是卸载的轴端结构，即带轮装在轴承上轴承装在滚筒上，传给轴的只是扭矩，径向力中固定在箱体上的滚筒承受避免了第一轴产生弯曲变形，选用卸载的带轮传动。

6.2 轴承的选择
6.2.1各轴承的选择
Ⅰ轴和Ⅱ轴主要承受径向载荷，所以选用向心球轴承。

Ⅲ轴固有斜齿齿轮主要承受径向载荷和轴向载荷所以选用单列圆锥滚子轴承Ⅳ轴是主轴，刚度和Ⅳ精度要求比较高主要承受轴向载荷和径向载荷，所以车主轴前端选择了双到向心短圆柱滚子轴承，前端轴承要比后端轴承精度高.

Ⅴ轴Ⅵ轴Ⅶ及Ⅷ轴主要承受径向载荷，所以选也用向心球轴承。

6.2.2 主轴设计
在此设计的主轴是阶梯型主轴，因为阶梯型主轴容易安装主轴组件，又因主轴是棒料，所以是实心。
6.3箱体设计
在箱体内要装有各种机构，并保证其较准确的箱体位置，以便能够正确运转。同时也要保证箱体的密封防己润滑的外流和灰尘的侵入，箱体应用足够的强度和刚度说明。
1.箱体材料的壁厚（放轴承处的壁厚和其它位置的壁厚）
箱体材料一般工程用铸造碳刚碑号ZG200～400壁厚

a放轴承处壁厚35mm

b起它地方壁厚15mm

2.箱体的技术要求

保证传动件经常运转和机床加工精度，基准面平直，主轴平基准面应保持平行，同轴线的孔要同心另处应保证安装在箱体内零件与箱壁不加工面之间有足够间隙，以防相碰。

6.4操纵机构的设计
操纵第Ⅱ根轴的两个三联滑移齿轮和离合器设计集中式操纵机构,因为它的结构简单,操纵方便。

6.5密封结构及油滑
所有密封标准件，有调整式法兰盘端盖，垫圈毛毡等。
主轴箱润滑方式是飞溅润滑适用润滑点比较集中的地方，这种润滑比较方便，为了获的良好的，润滑效果，溅油齿轮浸入油面深度以12～25mm为宜，溅油齿轮浸入深度不应大于2～3倍齿高溅油件外缘至也深度H30～60mm.

总 结

机床设计是学生在学完基础课，技术基础课及有关专业课的基础上，结合机床传动部件（主轴变速箱）设计进行的综合训练。我们毕业设计题目是c6140普通车床的主轴变速箱设计及主轴箱电气控制线路设计.

随着科学技术和社会生产的不断发展,对机电产品的质量和生产率提出了越来越高的要求,生产过程的自动化是实际上述要求的措施之一,它对提高生产率,保证产品质量,改善劳动强度和降低生产成本都是非常重要的.

我们主要参数拟定，运动设计，动力计算和结构草图设计，轴和轴承的验算，主轴变速箱装配设计，设计计算说明书.

此次毕业设计书是对机电一体化的设计和应用,通过对机床的机械部分和电路部分的设计,是我们综合运用所学的机械,电子的知识进行依次机电结合的全面培训,从而培养了我们自己动手的能力以及分析和处理生产中所遇到的机电方面等各个防年的技术问题的能力,为以后即将走向工作岗位奠定一个良好的基础.

致 谢

在本课题的选题，设计直至最后的论文写作过程中，始终的到了白丽克孜老师的悉心指导和大力帮助。一位老师一丝不苟的治学态度，严谨的科研作风，广博的知识，忘我的工作作风，都给作者留下深刻的印象，必将激励我在今后的学习和工作中不断前进。值此论文脱稿之际，谨向一位导师致意和崇高的敬意。
同时感谢院，