毕业设计（论文）CA6140车床主轴箱的设计.doc

毕 业 论 文课题名称CA6140车床主轴箱的设计系/专 业 机械工程/机电一体化班 级学 号学生姓名指导教师： 2010 年 月 日CA6140车床主轴箱设计 摘要 CA6140车床作为主要的车削加工机床，广泛的应用于机械加工行业中，适用于车削内外圆柱面，圆锥面及其它旋转面，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。床身宽于一般车床，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，溜板设有快移机构。机床结构刚度与传动刚度均比较高，功率利用率也比较高，适于强力高速切削。其主轴箱是车床的动力源将动力和运动传递给机床主轴的基本环节。本设计主要针对CA6140机床的主轴箱进行设计，设计的内容主要有车床运动参数的确定、传动方案和传动系统图的拟定、主要设计零件的验算。关键词：CA6140机床 主轴箱 零件 AbstractCA6140 lathe as a major turning processing machine, widely used in mechanical processing industry, suitable for cutting YuanZhuMian inside taper surface and other rotation, face, cutting various metric, imperial, module and thread, and diameter drilling, reaming and heaming work. In general, lathe bed width with high stiffness, guide surface by frequency quenching and durable. Spindle aperture, centralized operation spirit, has moved fast. Machine structure stiffness and stiffness are relatively high, transmission power utilization rate is high, suitable for high speed cutting power. It is the power source of the lathe spindle box will force and motion to the spindle of basic link. This design is mainly for the spindle box CA6140 machine design, design is the main content of lathe movement parameters, transmission scheme and transmission system graph and the main design parts. Keywords: CA6140 spindle box parts目录第一章 绪论11.1 引言11.2车床的规格和用途11.2.1 车床的规格11.2.2车床的用途12.1 确定极限转22.2确定公比22.3求出主轴转速级数Z22.4 确定结构式2第三章 传动方案和传动系统图的拟定23.1 绘制传动系统图23.1.1选定电动机23.1.2分配总降速传动比23.1.3确定传动轴的轴数23.1.4绘制转速图23.2 传动路线图53.2.1传动系统可用传动路线表达式53.2.2车削米制螺纹时传动链的传动路线53.2.3加工螺纹时的传动路线表达式归纳总结6第四章 主要设计零件的验算64.1主轴箱的箱体64.2传动系统的I轴及轴上零件设计84.2.1普通V带选择与计算84.2.2离合器的选择与计算114.2.3齿轮的验算124.2.4传动轴的验算154.2.5轴承疲劳强度校核164.3.传动系统的轴及轴上零件设计174.3.1齿轮的验算174.3.2传动轴的验算204.3.3轴组件的刚度验算214.4 传动系统的轴及轴上零件设计234.4.1齿轮的验算234.4.2 传动轴的验算264.4.3 轴组件的刚度验算28致谢31参考文献32第一章 绪论1.1 引言 车削加工是由车床、车刀、车床夹具和工件共同构成的车削工艺系统中完成的。车床有许多不同的类型，如卧式车床、专用车床以及数控车床等。加工过程中，车床的主要作用是加工工艺系统提供必需的动力，按加工要求准确地实现切削运动，保证工件和刀具之间的正确位置。卧式车床使用非常普遍，其轴以水平方式放置。CA6140型卧式车床是一种通用性强、工艺范围广泛的车床。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。主轴箱安装在床身的左上端，内装主传动系统和主轴部件。主轴的端部可安装卡盘，用以夹持工件，带动工件旋转，实现主运动。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。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。1.2车床的规格和用途1.2.1 车床的规格CA6140车床可以加工各种轴类、套筒类和盘类工作；车削米制、英制、模数制、径节制4种螺纹；还可以利用车床上的尾座进行钻孔、扩孔、套螺纹等。1.2.2车床的用途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。第二章 车床运动参数的确定2.1 确定极限转 最低转速nmin为10mm/s,最高转速nmax为1400mm/s，转速调整范围为 Rn=nmax/nmin=12.2确定公比选定主轴转速数列的公比为1.122.3求出主轴转速级数ZZ=lgRn/lg+1= lg14/lg1.12+1=242.4 确定结构式24=2×3×2×2第三章 传动方案和传动系统图的拟定3.1 绘制传动系统图3.1.1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，功率11KW。3.1.2分配总降速传动比总降速传动比为uII=nmin/nd=10/15006.67×103,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。3.1.3确定传动轴的轴数 传动轴数变速组数+定比传动副数+1=63.1.4绘制转速图先按传动轴数及主轴转速级数格距lg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(kk+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。转速图如下图3-1所示： 图3-1 CA6140转速图传动系统图见图3-2所示：图3-2 CA6140传动系统图3.2 传动路线图3.2.1传动系统可用传动路线表达式传动路线表示如下： 图3-3 CA6140传动路线表达式3.2.2车削米制螺纹时传动链的传动路线 车削米制螺纹时传动链的传动路线表达式：图3-4 车削米制螺纹时传动链的传动路线表达式3.2.3加工螺纹时的传动路线表达式归纳总结加工螺纹时的传动路线表达式归纳总结 图3-5 加工螺纹时的传动路线表达式归纳总结第四章 主要设计零件的验算4.1主轴箱的箱体 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.长×宽×高()壁厚(mm)< 500 × 500 × 3008-12> 500 × 500 × 300-800 × 500 × 50010-15> 800 × 800 × 50012-20 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=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，将箱体上各轴安装空的位置确定如下图4-1： 图4-1 箱体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。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 4.2.1普通V带选择与计算普通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。1) 确定计算功率Pc ,选择胶带型号： Pc = KAP式中 P 额定功率（KW）； KA 工作情况系数，此处取为1.1。带入数据计算得PC = 12.1（KW），根据计算功率PC和小轮转数n1,即可从三角胶带选型图上选择胶带的型号。此次设计选择的为A型胶带。2)选取带轮节圆直径、验算带速：小带轮基准直径为130mm，大带轮基准直径为230 mm；验算带速，一般应使带速v在525m/s的范围内。 v=9.86m/s，符合设计要求。3)确定中心距a、带长L、验算包角：中心距过大回引起带的颤动，过小则单位时间内带的应力循环次数过多，疲劳寿命降低；包角减小，带的传动能力降低。一般按照下式初定中心距a0 0.75(d1+d2)a02(d1+d2),此次设计定为1000mm。由几何关系按下式初定带长L0: L02 a0+0.5 (d1+d2)+ (mm) 按相关资料选择与L0较接近的节线长度LP 按下式计算所需中心距， aa0+ 考虑安装、调整和补偿初拉力的需要，中心距a的变动范围为 （a-0.015 a+0.03） 由以上计算得中心距a = 223mm，带长为2722.5mm，查表，取2800mm;验算包角：= 1800-*57.30 =154.0901200，符合设计要求. 4)计算胶带的弯曲次数u ： u=s-140s-1 式中：m 带轮的个数； 代入相关的数据计算得：u = 13.125s-140s-1 符合设计要求。5)确定三角胶带的根数Z：根据计算功率PC和许用功率，可求得胶带根数Z， 单根V带的基本额定功率PC,查表，取2.28kW；单根V带的基本额定功率增量 弯曲影响系数，取 传动比系数，取1.12 故；带的根数 包角修正系数，查表，取0.93； 带长修正系数，查表，取1.01； 故 圆整z取4,即需用4根胶带。6) 确定初拉力F0和对轴的压力Q：单根带初拉力 q带每米长质量，查表，取0.10； 故58.23N作用在轴上的压力Q = 2 F0·z·sin=453.98N。图 4-2 V形带剖视图4.2.2离合器的选择与计算设计离合器时，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26mm，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。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限制，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与性能。表示这一特性系数是外片内径D1与内片外径D2之比，即一般外摩擦片的内径可取：D1=d+(26)=84+6=90mm;机床上采用的摩擦片值可在0.470.67范围内，此处取=0.5，则内摩擦片外径D2=90/0.5=44mm。按扭矩确定摩擦离合面的数目Z：Z其中T为离合器的扭矩 T=955*104=955*104*11/800*0.98=1.28*N·mm； K安全系数，此处取为1.4； P摩擦片许用比压，取为0.836MPa； f摩擦系数，查得f=0.08； S内外片环行接触面积，S （D22 D12）=4841.2mm2; 诱导摩擦半径，假设摩擦表面压力均匀分布，则=34.82mm；KV速度修正系数，根据平均圆周速度查表取为1.0；结合次数修正系数，查表为1.0；摩擦结合面数修正系数， 查表取为0.76；将以上数据代入公式计算得Z10.13圆整为整偶数11，离合器内外摩擦片总数i=Z+1=12。计算摩擦离合器的轴向压力Q： Q=SPKV =3.57×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（0.20.4）mm。4.2.3齿轮的验算 验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。接触应力的验算公式为（MPa）（3-1）弯曲应力的验算公式为 （3-2）式中 N-齿轮传递功率（KW），N=； T-齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮取=1500020000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=/P，P为变速组的传动副数； -齿轮的最低转速（r/min）;-基准循环次数；查表（以下均参见机床设计手册） m疲劳曲线指数，查表；速度转化系数，查表；功率利用系数，查表；材料强化系数，查表；的极限值，见表，当时，则取=；当时，取=；工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.21.6；动载荷系数，查表；齿向载荷分布系数，查表；Y标准齿轮齿形系数，查表；许用接触应力（MPa）,查表；许用弯曲应力（MPa），查表。如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。I轴上的齿轮采用整淬的方式进行热处理传至I轴时的最大转速为：N=5.625kw在离合器两齿轮中齿数最少的齿轮为50×2.25，且齿宽为B=12mmu=1.05=1250MP符合强度要求。验算56×2.25的齿轮：=1250MP符合强度要求图4-3 I轴的齿轮4.2.4传动轴的验算对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（）花键轴 =式中 d花键轴的小径（mm）；i花轴的大径（mm）；b、N花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：=式中 N该轴传递的最大功率（kw）; 该轴的计算转速（r/min）。传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力：式中 为齿轮的啮合角，20º；齿面摩擦角，；齿轮的螺旋角；0故N花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为：式中 花键传递的最大转矩（）； D、d花键轴的大径和小径（mm）； L花键工作长度； N花键键数； K载荷分布不均匀系数，K=0.70.8； 故此花键轴校核合格图4-4 花键轴4.2.5轴承疲劳强度校核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。其额定寿命的计算公式为： C滚动轴承的额定负载（N）,根据机床设计手册查取，单位用（kgf）应换算成（N）；速度系数， 为滚动轴承的计算转速（r/mm） 寿命系数， 寿命系数，对球轴承=3，对滚子轴承=；工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、磨床等多数机床），；功率利用系数，查表；速度转化系数，查表；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。 故轴承校核合格4.3.传动系统的轴及轴上零件设计4.3.1齿轮的验算 验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。 接触应力的验算公式为（MPa）（3-1）弯曲应力的验算公式为 （3-2）式中 N-齿轮传递功率（KW），N=； -电动机额定功率（KW）； -从电动机到所计算的齿轮的机械效率； -齿轮计算转速（r/min）; m-初算的齿轮模数（mm）; B-齿宽（mm） Z-小齿轮齿数； u-大齿轮与小齿轮齿数之比，u1，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合； -寿命系数：-工作期限系数：T-齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮取=1500020000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=/P，P为变速组的传动副数； -齿轮的最低转速（r/min）;-基准循环次数；查表（以下均参见机床设计指导） m疲劳曲线指数，查表；速度转化系数，查表；功率利用系数，查表；材料强化系数，查表；的极限值，见表，当时，则取=；当时，取=；工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.21.6；动载荷系数，查表；齿向载荷分布系数，查表；Y标准齿轮齿形系数，查表；许用接触应力（MPa）,查表；许用弯曲应力（MPa），查表。如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。轴上的双联滑移齿轮采用整淬的方式进行热处理传至轴时的最大转速为：m=2.25N=5.77kw在双联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为38×2.25，且齿宽为B=14mmu=1.05=1250MP故双联滑移齿轮符合标准验算39×2.25的齿轮：39×2.25齿轮采用整淬N=5.71kw B=14mm u=1 =1250MP故此齿轮合格验算22×2.25的齿轮：22×2.25齿轮采用整淬N=5.1kw B=14mm u=4=1250MP故此齿轮合格验算30×2.25齿轮：30×2.25齿轮采用整淬N=5.1kw B=14mm u=1=1250MP故此齿轮合格4.3.2传动轴的验算对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（）花键轴 =式中 d花键轴的小径（mm）；i花轴的大径（mm）；b、N花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：=式中 N该轴传递的最大功率（kw）; 该轴的计算转速（r/min）。传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力：式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力：式中 为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；=27.86mm符合校验条件花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为：式中 花键传递的最大转矩（）； D、d花键轴的大径和小径（mm）； L花键工作长度； N花键键数； K载荷分布不均匀系数，K=0.70.8； 故此花键轴校核合格图4-5 花键轴4.3.3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：式中 L。合理跨距； C 主轴悬伸梁； 后前支撑轴承刚度 该一元三次方程求解可得为一实根：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。其额定寿命的计算公式为： 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）；速度系数， 为滚动轴承的计算转速（r/mm） 寿命系数， 寿命系数，对球轴承=3，对滚子轴承=；工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、磨床等多数机床），；功率利用系数，查表33；速度转化系数，查表32；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。 故轴承校核合格 4.4 传动系统的轴及轴上零件设计4.4.1齿轮的验算 验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。 接触应力的验算公式为（MPa）（3-1）弯曲应力的验算公式为 （3-2）式中 N-齿轮传递功率（KW），N=； -电动机额定功率（KW）； -从电动机到所计算的齿轮的机械效率； -齿轮计算转速（r/min）; m-初算的齿轮模数（mm）; B-齿宽（mm） Z-小齿轮齿数； u-大齿轮与小齿轮齿数之比，u1，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合； -寿命系数：-工作期限系数：T-齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮取=1500020000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=/P，P为变速组的传动副数； -齿轮的最低转速（r/min）;-基准循环次数；查表（以下均参见机床设计手册） m疲劳曲线指数，查表；速度转化系数，查表；功率利用系数，查表；材料强化系数，查表；的极限值，见表，当时，则取=；当时，取=；工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.21.6；动载荷系数，查表；齿向载荷分布系数，查表；Y标准齿轮齿形系数，查表；许用接触应力（MPa）,查表；许用弯曲应力（MPa），查表。如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。三轴上的三联滑移齿轮采用整淬的方式进行热处理传至三轴时的最大转速为：N=5.42kw在三联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为41×2.25，且齿宽为B=12mmu=1.05=1250MP故三联滑移齿轮符合标准验算50×2.5的齿轮：50×2.5齿轮采用整淬N=5.1kw B=15mm u=1 =1250MP故此齿轮合格验算63×3的齿轮：63×3齿轮采用整淬N=5.1kw B=10mm u=4=1250MP故此齿轮合格验算44×2齿轮：44×2齿轮采用整淬N=5.1kw B=10mm u=1=1250MP故此齿轮合格图4-6 齿轮4.4.2 传动轴的验算对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（）花键轴 =式中 d花键轴的小径（mm）；i花轴的大径（mm）；b、N花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：=式中 N该轴传递的最大功率（kw）; 该轴的计算转速（r/min）。传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力：式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力：式中 为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；=27.86mm符合校验条件花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为：式中 花键传递的最大转矩（）； D、d花键轴的大径和小径（mm）； L花键工作长度； N花键键数； K载荷分布不均匀系数，K=0.70.8； 故此三轴花键轴校核合格图4-7 花键轴4.4.3 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：式中 L。合理跨距； C 主轴悬伸梁； 后前支撑轴承刚度 该一元三次方程求解可得为一实根：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。其额定寿命的计算公式为： 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）；速度系数， 为滚动轴承的计算转速（r/mm） 寿命系数， 寿命系数，对球轴承=3，对滚子轴承=；工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、磨床等多数机床），；功率利用系数，查表33；速度转化系数，查表32；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。 故轴承校核合格第五章 总结 CA6140的主轴箱是机床的动力源将动力和运动传递给机床主轴的基本环节，其机构复杂而巧妙。随着毕业日子的到来，毕业设计也接近了尾声。经过几周的奋战，我的毕业设计终于完成了。在没有做毕业设计以前觉得毕业设计只是对这几个月自己在公司的一次较全面的总结，但是通过这次做毕业设计发现自己的看法有点太片面。毕业设计不仅是对前面所学知识的一种检验，而且也是对自己能力的一种提高。通过这次毕业设计使我明白了自己原来知识还比较欠缺。自己要学习的东西还太多，以前老是觉得自己什么东西都会，什么东西都懂，有点眼高手低。通过这次毕业设计，我才明白学习是一个长期积累的过程，在以后的工作、生活中都应该不断的学习，努力提高自己知识和综合素质。   总之，在写论文时，的确觉得困难比较多，真是万事开头难，不知道如何入手。最后终于做完了，有种如释重负的感觉。此外，还得出一个结论：知识必须通过应用才能实现其价值！有些东西以为学会了，但真正到用的时候才发现是两回事，所以我认为只有到真正会用的时候才是真的学会了。  在设计过程中，我通过查阅大量有关资料，与部门同事交流经验和自学，并向老师请教等方式，使自己学到了不少知识，也经历了不少艰辛，但收获同样巨大。在整个设计中我懂得了许多东西，也培养了我独立工作的能力，树立了对自己工作能力的信心，相信会对今后的学习工作生活有非常重要的影响。而且大大提高了动手的能力，使我充分体会到了在创造过程中探索的艰难和成功时的喜悦。虽然这个单元设计做的也不太好，但是在设计过程中所学到的东西是这次毕业设计的最大收获和财富，使我终身受益。同时我也从工作中深切地体会到及时地记笔记是多么地重要。将出现的问题及时记下来，并分析，解决，记录。在日常余暇是可以看一看，这样在出现同类问题时可以快速的解决掉。在这段实习过程中，多实践，多思考，多学习，多问，使我有了长足的进步，但还不够，还有很多的难题，因此未来的工作中，我会更好的去学习。致谢本课题在选题及研究过程中得到学校叉叉叉老师和公司多位工程师的悉心指导。叉老师多次询问设计进程，并为我指点迷津，帮助我开拓研究思路，精心点拨、热忱鼓励。叉老师治学严谨，学识渊博，思想深邃，视野雄廓，为我营造了一种良好的精神氛围。置身叉老师的指导过程中，不仅我的思想观念焕然一新，也改善了我的思考方式，而且还明白了许多待人接物与为人处世的道理。其严以律己，宽以待人的崇高风范，朴实无华、平易近人的人格魅力，令我如沐春风，倍感温馨。一股暖意细水长流，源自内心而又沐润全身，微言寸语岂能祥诉感激之情，只好铭记心中，唯有虔诚的祝福导师合家欢乐，一生平安。而另外对于我比较特殊的是提前一年进入社会,在这段时间里,部门同事在各方面都给了我太多的帮助,也使我与同事关系更进一步了，特别是在准备毕业论文时,他们让我懂得了学校与公司的不同,教会我如何面对困难,如何真正从本质上解决问题, 有什么不懂的大家在一起商量，听听不同的看法，让我们都更好的理解知识，特别是叉叉叉和叉叉叉两位资深工程师,他们的思维方式让我眼前一亮,根据不同的产品结构,需求治具种类的不同,合理采用巧妙的机构,使产线更有效的使用,达到预期效果。在这里,我真心的祝福部门所有同事事业有成,合家欢乐.最后感谢我的朋友和同学们在我三年生活和学习中对我的帮助，就要分别了，衷心祝福各位一路走好。再次感谢各位老师、同学以及公司多位工程师，希望大家以后工作顺利。谢谢！参考文献1工程学院机械制造教研室 主编.金属切削机床指导书.2濮良贵 纪名刚主编.机械设计(第七版).北京:高等教育出版社,2001年6月3毛谦德 李振清主编.袖珍机械设计师手册第二版.机械工业出版社,2002年5月4减速器实用技术手册编辑委员会编.减速器实用技术手册.北京:机械工业出版社,1992年5戴曙 主编.金属切削机床.北京:机械工业出版社,2005年1月6机床设计手册编写组 主编.机床设计手册.北京:机械工业