燕山大学
课程设计说明书
题目：CK6140数控车床主传动系统设计
学院（系）：机械工程学院机制系
年级专业：
学08级机制2号：[1**********]7
吕伟彪
李宇鹏学生姓名：指导教师：王敏婷
目
第1章录概述……………………………………………..……..1
1.1设计要求………………………………………………..1
第2章主传动的设计…………………………………………2
2.1计算转速的确定………………………………………..2
2.2变频调速电机的选择………………………………...…2
2.3转速图的拟定…………………………………………...2
2.3.1传动比的计算……………………………………...2
2.3.2参数确定…………………………………………...2
2.3.3主轴箱传动机构简图……………………………...3
2.3.4转速图拟定………………………………………...3
2.4传动轴的估算………………………………………..…3
2.5主轴轴颈的确定……………………………………..…5
2.6主轴最佳跨距的选择……………………………..……5
2.7齿轮模数的估算………………………………………..6
2.8同步带传动的设计………………………………….…8
2.9滚动轴承的选择…………………………………….…10
2.10主要传动件的验算………………………….…….…10
2.10.1齿轮模数的验算………………………..…..……10
2.10.2传动轴刚度的验算………………………………14
2.10.3滚动轴承的验算…………….…………………...15
总结……………………………..…………………………….….16
参考文献………………………………………………..………..17
第一章
1.1设计要求概述
机床类型：数控车床
主传动设计要求：
满载功率7.5KW，最高转速4000rpm,
最低转速41.5rpm变速要求：无级变速
进给传动系统设计要求：
伺服控制，行程1200mm，最低速度0.001mm/r，最高速度0.5mm/r，最大载荷4500N，精度±3μm
第二章主传动的设计
2.1计算转速的确定机床主轴的变速范围：所以：==，且：=4000rpm,=41.5rpm4000=96.38根据机床的主轴计算转速计算公式：==41.5х96.380.3=163.4rpm得：
2.2变频调速电机的选择
为了简化变速箱及其自动操纵机构，希望用双速变速箱，现取Z=2。为了提高电机效率，应尽量使n高min=n低min。
假设所选电机最高转速为4500rpm，额定转速为1500rpm，i1=
4000=0.89，45004500i163.4163.4==908rpm。，得i2=0.18取机床总效率η=0.981227.5=7.8kw。电动机在1500rpm时的输出功率为х0.98=0.96，则p=1500pmin=7.5⨯=12.4kw，现取过载系数k=1.28，则电机功率为908
p0=kpmin=1.3⨯12.4=16.1kw。
可选用上海德驱驰电气有限公司的UABP160L-4-50-18.5型号交流主轴电动机，额定功率为18.5kw，最高转速为4500rpm，同步转速为1500rpm，调频范围为5-150HZ,基频为50HZ。选配变频器型号：DRS3000-V4T0150C，售价1380元人民币。
2.3转速图的拟定
2.3.1传动比的计算
设电机轴与中间轴通过齿轮定比传动，取其传动比为i0=0.67，i0.89i0.18'则i1'===1.33，i2===0.27。i00.67i00.67
2.3.2参数确定
第一级变速选用同步齿形带传动，两级变速组采用齿轮传动。选i1'=1.33的齿轮副为70/51
'选i2=0.27的齿轮副为26/95
2.3.3
主轴箱传动机构简图
2.3.4
转速图拟定
2.4传动轴的估算
传动轴除应满足强度要求外，还满足刚度要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭转载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不是主要矛盾。除了载荷较大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求轴在载荷下不至于产生过大的变形。如果刚度不够，轴上的零件由于轴的变形过大而不能正常工作，或者
产生振动和噪音，发热，过早磨损而失效，因此，必须保证传动轴有足够的刚度。
计算转速nj是传动件传递全部功率的最低转速，各个传动轴上的计算转速可以从转速图直接得出。
主轴：nj2=163r/min
中间轴：nj1=595r/min
电机轴：nj0=893r/min
各轴功率和扭矩计算：
已知一级齿轮传动效率为0.98，则有：
电机轴功率：p0=nj0×p额/n额=893×18.5/1500=11kw
中间轴功率：p1=p0×0.98=11×0.98=10.8kw
主轴功率：p2=p1×0.98=10.8×0.98=10.6kw
电机轴扭矩：T0=9550p0/nj0=9550×11/893=1.18×105N·mm
中间轴扭矩：T1=9550p1/nj1=9550×10.8/595=1.73×105N·mm
主轴扭矩；T2=9550p2/nj2=9550×10.6/163=6.21×105N·mm
表2-1各轴计算转速、功率、扭矩
轴电机轴中间轴主轴
计算转速（r/min）893595163
功率(kw)1110.810.6
扭矩(N·m)118173621
按扭转刚度估算轴的直径
d=1.64（mm）
式中d——传动轴直径（mm）
Tn——该轴传递的额定扭矩（N·mm）
，一般传动轴取[ϕ]——该轴每米长度允许的扭转角（deg/m）
[ϕ]=0.5°~1°。
电机轴：取[ϕ]=0.8deg/m
d=1.64
=1.64=32.1mm查阅电机轴轴颈为d=48mm，满足要求。
中间轴：取[ϕ]=0.8deg/m
d=1.64
=1.64=35.4mm圆整取d1=40mm
2.5主轴轴颈的确定
为了保证机床工作的精度，主轴尺寸一般都是根据其刚度要求决定的。故主轴前轴颈的尺寸按统计数据确定。查阅相关资料：主轴前轴颈D1=150mm，主轴的后轴颈一般推荐为D1的0.7-0.85倍，取D2=0.8D1=0.8×150=120mm。
轴电机轴
直径（mm）48
表2-2各轴估算直径中间轴主轴前轴颈主轴后轴颈40100
80主轴内孔32
2.6主轴最佳跨距的选择
①、由前轴颈取=100mm，后轴颈取=80mm，选前轴承为NN3022K型和234422型，后轴承为NN3018K型。选主轴锥度号为45的轴头，根据结构，定悬伸长度a=120mm。②、求轴承刚度：
电机输出额定功率18.5kw时，主轴转速为260r/min，则主轴最大输出转矩
P18.5T=9550=9550⨯=1083.9N∙m
床身上最大加工直径约为最大回转直径的60%，即240mm，故半径为0.12m。1083.9Fc==9032.5N切削力Fp=0.5Fc=
4516.2N背向力
故总作用力为F==10098.6N
该力作用于顶在顶尖间的工件上，主轴和尾架各承受一半，故主轴端受力为F/2=5049.3N。
在估算时，先假定初值l/a=3,l=3х120=360mm。前后支承的支反力和
分别为：==2700х
=3600N=900N==2700х
轴向力==2755N
根据《金属切削机床》式（10—5）、（10—6）可求出前、后轴承刚度轴承NN3022K径向刚度：=2070N/μm
轴承NN3018K径向刚度：=1530.3N/μm
轴承234422
轴向刚度：=833N/μm③、求最佳跨距：==1.35
=初步计算时，可假设主轴的当量外径
为前、后轴承颈的平均值，
（100+80）mm/2=90mm。故惯性矩为I=0.05х（-）=497.3хη===0.184查《金属切削机床》图（10—24）主轴最佳跨距计算线图，/a=1.7。可根据/a=2再计算支反力和支撑刚度，求最佳跨距，经过进一步的迭代过程，最终取得最佳跨距为l=300mm。
2.7齿轮模数的估算
一般同一变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算：
mj=16338（mm）
式中mj——按接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm）；
；Nd——齿轮传递的功率（kw）
nj——小齿轮的计算转速（r/min）；
u——大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；
z1——小齿轮齿数；
ψm——齿宽系数，ψm=B/m，ψm=6~10；
⎡。⎣σj⎤⎦——许用接触应力（Mpa）
齿轮材料及热处理的选择：
电机轴、传动轴上齿轮：
Z=44、66、70、26，20Cr渗碳、淬火、低温回火，HRC56-62
主轴上齿轮：
Z=51、95,20Cr渗碳、高频淬火、低温回火，HRC56-62
取齿宽系数ψm=8，查得⎡⎣σj⎤⎦=1650Mpa，则
对44/66的齿轮传动副的Z=44的齿轮，计算转速为893r/min
mj=16338
=16338=1.53取
m=2mm
对70/51的齿轮传动副的Z=51的齿轮，计算转速为821r/min
的齿轮传动副的Z=26的齿轮，计算转速为595r/min
m=16338
=16338=1.44对26/95
证中心距，主轴与中间轴之间传动组模数需要相等，取m=3mm。m=16338
=16338=2.27为了保
取齿宽系数ψm=8，齿宽B=ψm∙m，当m=2时，B=2×8=16mm，大齿轮B=16mm，小齿轮b=22mm。当m=3时，B=3×8=24mm，大齿轮B=24mm，主轴传动组齿轮小齿轮比大齿轮齿宽大1~2mm，小齿轮b=25mm。
表2-3各齿轮齿数、模数
Z2Z4Z1Z3齿轮Z5Z6
齿数[1**********]5
模数223333
齿宽[1**********]4
2.8同步带传动的设计
同步带具有传动比较准确，不打滑，效率高，初拉力以及适用功率的范围，不需要润滑等特点。
同步带的设计功率为18.5kw，根据同步带选型图，选定带型为H型带，节距为12.7mm。小带轮的齿数z1≥zmin，根据表格查得zmin=22，在带速和安装尺寸允许的情况下，z1尽可能选取较大值，现初取z1=32。小带轮的节圆直径d1=zpπ=32⨯12.7=129.36mmn4500=32⨯=48，大带轮节圆直径2大带轮的齿数z2=z1i=z1
d2=zp=48⨯12.7，带速=194.04mmππd1n13.14⨯129.36⨯1500v===10.15m/s≤vmax，其中查得H型带的⨯⨯vmax=40m/s，所以符合要求。初定轴间距c0，0.7(d1+d2)≤c0≤2(d1+d2)，即0.7⨯(129.36+194.04)=226.38mm≤c0≤2⨯(129.36+194.04)=646.8mm，初取c0=400mm。
带长L0及其齿数z
L0=2c0+
π
(d1+d2)
(d-d)+21
2
(194.04-129.36)3.14
=2⨯400+⨯(129.36+194.04)⨯=1310.4mm
2
查得带长代号为510，基本尺寸为L0=1295.4mm，节线长上的齿数为z=102。实际轴间距为a0=c0+小带轮啮合齿数
⎡zRz⎤
zm=ent⎢-(z2-z1)⎥
⎣π⎦
12.7⨯32⎡32⎤
=ent⎢-⨯48-32()⎥⎣23⨯3.14⨯392.5⎦=15Lp-L0
2
=400+
1295.4-1310.4
=392.5mm。
2
基本额定功率P0
2
(T-mv2)v(2100-0.448⨯10.15)⨯10.15P0===20.85kw
基本额定功率是各带型基准宽度bs0的额定功率，bs0=76.2mm，Ta为宽度为bs0的带的许用工作拉力（N）,查表得Ta=2100N，m为宽度为bs0的带单位长度的质量（kg/m）,查表得m=0.448kg/m。
所需带宽bs
bs=bs0
=76.2⨯68.6mm
Kz为啮合齿数系数，根据zm≥6取Kz=1，bs应选取标准值，一般应小于d1，查
极限偏差为±1.5mm。表得，应选带宽代号为300的H型带，其中bs=76.2mm，带轮的结构尺寸
小带轮：z1=32；d1=129.36mm;da=127.99mm大带轮：z2=48；d1=194.04mm;da=192.67mm
2.9滚动轴承的选择
为了增加主轴的刚度，主轴前端支承采用圆锥孔双列圆柱滚子轴承和双向推力角接触轴承，后支承采用圆锥孔双列圆柱滚子轴，中间采用深沟球轴承辅助支承。考虑到其他轴的高速且没有轴向力，其余轴均采用深沟球轴承。
2.10主要传动件的验算
2.10.1齿轮模数的验算
一般对高速传动的齿轮以验算接触疲劳强度为主，对低速传动的齿轮以验算弯曲疲劳强度为主，对硬齿面软齿芯的渗碳淬火齿轮，一定要验算弯曲疲劳强度。
对于44/66和70/51的齿轮副验算接触疲劳强度和弯曲疲劳强度,26/95的齿轮副验算弯曲疲劳强度。
接触疲劳强度计算齿轮模数m
j
2088⨯103
σj=
zm
MPa)≤⎡⎣σj⎤⎦
接触弯曲强度计算齿轮模数mw
191⨯105K1K2K3KsNσw=(MPa)≤[σw]j
式中
，N=ηNd；N——传递的额定功率（kw）；Nd——电机额定功率（kw）
η——从电机到所计算齿轮的传递效率；
nj——齿轮的计算转速（r/min）；m——初算的齿轮模数（mm）
B——齿宽（mm）
u——大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；z——小齿轮齿数；
K1——工况系数，考虑载荷冲击的影响，中等冲击取1.2~1.6；K2——动载荷系数K3——齿向载荷分布系数Y——齿形系数Ks——寿命系数：
Ks=KTKnKNKq
K
T——工作期限系数：
KT=
T——齿轮在机床工作期限内的总工作时间
；n1——齿轮的最低转速（r/min）
C0——基准循环次数，钢和铸铁件：接触载荷取C0=107，弯曲载
荷取C0=2×108；
m——疲劳曲线指数，钢和铸铁件：接触载荷取m=3；弯曲载荷时，
对正火、调质及整体淬硬件取m=6，对表面淬硬（高频、渗碳、氮化等）取m=9；Kn——转速变化系数KN——功率利用系数Kq——材料强化系数
[σw]——许用弯曲应力（Mpa）
⎡。⎣σj⎤⎦——许用接触应力（Mpa）
①
验算26/95齿轮传动组，验算Z=26齿轮：查阅相关资料得：
K1=1.4、K2=1.3、K3=1.04、Ks=0.27、ψm=8、Y=0.43、[σw]=297Mpa、⎡⎣σj⎤⎦=1650Mpa
接触疲劳强度：
2088⨯103σj=
2088⨯103=
26⨯2.5
MPa)
MPa)
=459MPa≤⎡⎣σj⎤⎦=1650MPa
弯曲疲劳强度：
191⨯105K1K2K3KsN
σw=(MPa)
j
191⨯105⨯1.4⨯1.3⨯1.04⨯0.27⨯18.5⨯0.98=(MPa)⨯⨯⨯⨯=43.8(MPa)≤[σw]=297(MPa)
②
均满足要求。
验算44/66齿轮传动组，验算Z=44齿轮：查阅相关资料得：
⎡Y=0.481、K1=1.4、K2=1.3、K3=1、Ks=0.27、ψm=8、⎣σj⎤⎦=1650Mpa、
[σw]=297Mpa
接触疲劳强度：
2088⨯103
σj=
2088⨯103=
44⨯2
MPa)
MPa)
弯曲疲
=659MPa≤⎡⎣σj⎤⎦=1650MPa
劳强度：
191⨯105KKKKN
σw=(MPa)zmBYnj
191⨯105⨯1.4⨯1.3⨯1⨯0.27⨯18.5=(MPa)
⨯⨯⨯⨯=104(MPa)≤[σw]=297(MPa)
③
均满足要求。
Z=44的齿轮模数m=4>3.88，满足要求。验算70/51齿轮传动组，验算Z=51齿轮：查阅相关资料得：
K1=1.4、K2=1.3、K3=1、Ks=0.27、Y=0.488⎡⎣σj⎤⎦=1650Mpa、[σw]=297Mpa
接触疲劳强度：
2088⨯103
σj=
2088⨯103=
⨯MPa)
MPa)
=592MPa≤⎡⎣σj⎤⎦=1650MPa
弯曲疲劳强度：
191⨯105KKKKN
σw=(MPa)
j
191⨯105⨯1.4⨯1.3⨯1⨯0.27⨯18.5⨯0.982=(MPa)
51⨯2.5⨯22⨯0.488⨯821
=93(MPa)≤[σw]=297(MPa)
均满足要求。
2.10.2传动轴刚度的验算
传动轴弯曲刚度验算，主要验算其最大挠度y，安装齿轮和轴承处的倾角θ。验算支承处倾角时，只需验算支反力最大的支承点，若该处的倾角
小于安装齿轮处规定的允许值，则齿轮处的倾角就不必验算，因为支承处的倾角一般都大于轴上其他部位的倾角。当轴上有多个齿轮时一般只要验算受力最大齿轮处的挠度。刚度验算时应选择最危险的工作条件，一般是轴的计算转速低、传动齿轮的直径小且位于轴的中央，此时轴的总变形量最大。
验算中间轴的刚度：受力简图如下：
中间轴的Z=26的齿轮受力最大，变形挠度最大，右支承是支反力最大的支承点，则Z=26齿轮受力：
圆周力径向力
Ft=
2T2⨯173
==3.3KN1⨯Fr=Fttanα=3.3⨯tan20︒=1.2KN
F=Fr=1.2KN齿轮处轴的挠度为
Fa2b2
yF==
3EIl
1200⨯2202⨯482
=5.45⨯10-6m3.14⨯42
3⨯200⨯⨯268
-Fab(l+a)右支承处轴的倾角为θB=
2.10.3滚动轴承的验算
机床的一般传动轴用的滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳寿命验算。
按计算动负荷Cj的计算式进行计算
Cj=
fh
fFKNKnKlP(N)≤[C](N)n
总结
经过为期四周的不懈努力，我们顺利完成了对数控车床主传动系统的设计。在这四周的时间里，按照设计要求、结合所学设计理论，一步一步，认真地分析、计算，终于完成了这个课程设计。虽然在本次课程设计过程中，我们明显感觉本次课程设计难度较高，但是我们还是把它完成了。
通过本次课程设计，使我们以前所学的多门知识得到了一次综合运用，也使我们进一步理解了各门学科之间的相互联系。同时作为毕业设计前的最后一次课程设计，可以说是毕业设计前的一次练兵，也为以后的设计工作打下了一定的基础。本次课程设计在提高我们解决实际问题能力的同时，也让我们认识到了自己的许多不足之处，还有待提高。
另外，在本次设计过程中，老师不辞辛苦指导我们，给予了我们很大的帮助，在此深表感谢！当然，由于我们水平有限，整个设计中不妥之处在所难免，恳请老师不吝指正。
参考文献
1、《机床设计手册》机械工业出版社2、《机床设计图册》上海科学技术出版社3、《机械设计》许立忠周玉林主编中国标准出版社4、《机械设计课程设计指导手册》韩晓娟主编中国标准出版社5、《机械设计手册》成大仙主编机械工业出版社
目录
绪
论………………………………………………………………………………...1第1章主传动系统设计概
述…………………………………………………...3第2章数控铣床主传动系统的配置方式……………………………………...4第3章主轴电动机的选
取…………………………………………...…………5第4章同步带传动设计与计
算………………………………………………...64.1、同步材料选择……………………………..…………………………………64.2、同步带参数的计算………………………..…………………………………
6
4.2.1、模数的选
取………………………………………………………………...64.2.2、小带轮齿
数………………………………………………………………...64.2.3、同步带节
距………………………………………………………………...64.2.4、节圆直
径…………………………………………………………………...74.2.5、大带轮齿
数………………………………………………………………...74.2.6、大带轮直
径………………………………………………………………...74.2.7、带的速
度…………………………………………………………………...74.2.8、定中心
距…………………………………………………………………...74.2.9、带的节线长
度……………………………………………………………...74.2.10、计算中心
距……………………………………………………………….74.2.11、带轮与带的啮合齿
数…………………………………………………….84.2.12、带
宽……………………………………………………………………….84.2.13、作用在轴上的
力………………………………………………………….84.2.14、小带轮的最小包
角……………………………………………………….84.2.15、带轮宽
度………………………………………………………………….8第5章主轴组件的设
计……………………………………………..…………...95.1、主轴组件的设计要
求………………………………………………………..95.1.1、回转精
度…………………………………………………………………...95.1.2、主轴刚
度…………………………………………………………………...9
5.1.3、主轴的抗振
性……………………………………………………………...10
5.1.4、主轴温
升…………………………………………………………………...10
5.1.5、主轴耐磨
性………………………………………………………………..10
5.1.6、提高主轴组件抗振性的措
施……………………………………………..10
5.2、减少主轴组件热变形的措
施……………………………………………….10
5.3、主轴材料的选择及尺寸、参数的计算………………………………….…115.4、主轴转动装置箱体的作
用………………………………………………….13
5.5、主轴箱体的截面形状和壁厚的计
算……………………………………….15
第6章主轴轴承的选
择………………………………………………………….15
6.1、轴承的选择和轴承的精
度…………………………………………………..15
6.2、轴承预紧力的要
求…………………………………………………………..15
6.3、主轴轴承的润滑与密
封……………………………………………………..16
6.4、选取轴承
求…………………………………………………………………..16
6.5、轴承寿命校
核………………………………………………………………..18
6.6、轴承座孔的设计要
求………………………………………………………..19
第7章联接键的选择碟形弹簧的选择与计
算………………………………….20
7.1、碟形弹簧的特
点……………………………………………………………...20
7.2、碟形弹簧材料及热处理厚度和脱
碳………………………………………...21
7.3、碟形弹簧的强压处
理………………………………………………………...21
7.4、表面强化处理和防腐处
理…………………………………………………...21
第8章螺钉联接的设
计…………………………………………………………..23
8.1、根据设计要求计
算…………………………………………………………...23
8.2、螺钉的强度计算与校
核……………………………………………………...23
第9章液压缸的设
计………………………………………………………..........24
9.1.液压压缸安装应注意的问
题………………………………………………..…24
9.2.压缸各部分的结构及主要尺寸的确
定………………………………………..24
9.3.强度校
核………………………………………………………………………..25
第10章润滑与密封件设
计………………………………………………………26
10.1、封件的作用及其意
义…………………………………………………….....26
10.2、密封的分类及密封件的材料要
求………………………………………….26
10.3、防尘圈的设计要
求……………………………………………………….....27
结
论………………………………………………………………………………....28
致
谢………………………………………………………………………………...................29
参考文
献…………………………………………………………………………....................30
绪论
数控技术，简称数控（NumericalControl）。它是利用数字化信息对机床运动及加工过程进行控制的一种方法。用数控技术实施加工控制的机床，或者说装备了数控系统的机床称为数控机床（NC）。数控技术包括：数控装置，可编程控制器，主轴驱动及进给装置等部分。
数控机床是机、电、液、气、光，高度一体的产品。要实现对机床的控制，需要用几何信息描述刀具和工件间的相对运动以及用工艺信息来描述机床加工必须具备的一些工艺参数。例如，进给速度，主轴转速，主轴正反转，换刀，冷却液的开／关等。这些信息按一定的格式形成加工文件存放在信息载体上，然后由机床上数控系统读入，通过对其译码，从而使机床动作和加工零件。在机械加工工业中大批量零件的生产宜采用专用机床或自动化生产线。当零件不太复杂，生产批量较小时，宜采用通用机床；当生产批量大时宜采用专用机床；而当零件复杂程度较高时，宜采用数控机床。这是由数控机床的特点决定的。
数控机床能完成很多普通机床难以胜任，或者根本不可能加工出来的复杂型面的零件，这是由于数控机床具有多坐标轴联动功能，并可按零件加工的要求变换加工程序。因此，数控机床在航空航天等领域获得广泛的应用。
控机床可以获得较高的加工精度，加工质量稳定。数控机床的传动件，特别是滚珠丝杠精度很高。机床导轨采用滚动导轨或粘接有摩擦系数很小的合成塑料，因而减少了摩擦阻力，消除了低速爬行。闭环、半闭环伺复系统，装有精度很高的位置检测元件，并随时把位置误差反馈给控制系统，使之老化性好，使用寿命长；9.加工性能好，价格低廉；
显然，能同时满足上述所有要求的密封材料是不易求得的，但密封性能优越的材料应能够满足上述大部分的要求。
10.3、防尘圈设计要求：
在液压缸中，防尘圈被设置于或活塞杆或柱塞运动期间，外界尘埃、沙粒等异物侵入液压缸，从而引起密封圈、导向环和支撑环等损伤和早期磨损，并污染工作介质，导致液压元件损坏。
结论
此次毕业设计所设计的题目是“数控铣床主轴箱结构设计”通过这次设计，我对数控技术的发展现状有了一个全面地了解，了解了数控技术在现在以及以后机械工业中所起的作用，明白了数控技术的在以后工业的发展中所扮演的角色。为自己今后更好的学习数控技术指明了方向。
通过这次毕业设计，使我对大学期间所学的知识，进行了融会贯通，有了一个全新的认识，对以前许多不太清楚的地方，通过问老师和查资料的方法，已经明白了很多，知道了自己以前学习的不足，所以以后应该更加努力。
此次设计，我认为最重要的就是使我明白了，无论做什么事情，要想做好，必须态度端正；要善于学习，时刻学习；做事要严谨、认真，细致、不怕吃苦，还要有创新精神。
致谢
时间总是过的很快，转眼间大专生活即将在这次艰辛又充满乐趣的毕业设计中结束。在整个设计过程中，我充分领略到了“书上得来终觉浅，要知此事要躬行”这句话的深刻哲理。
这次毕业设计能够顺利完成，是由于指导老师如同黑夜的指明灯一样给我指明了方向，在这里我深深地感谢姚明老师的悉心指导，同时非常感谢范丰老师在我设计过程中的帮助和指导。正是由于有罗老师和张老师的指导，我的毕业设计才能顺利进行下去，他们的工作精神和对学生的严格要求与细心指导，让我非常感动。在此我对两位老师对我的帮助，表示最深的感谢。
同时，对所有帮助我完成毕业设计的老师和同学表示感谢。
这次设计，不仅使我学到了数控技术方面的知识，更让我认识到“书到用时方恨少”的道理，端正了我的学习态度，对我以后工作起到了至关重要的作用。
通过这次设计，我对大专所学的知识进行了一次全面的总结和应用。初步了解了整个机械设计的过程，学会了怎样利用有关资料和手册去获得所需的数据，更重要的是，在这次设计中，我明白了，无论做什么事情都必须严谨，认真，不能有丝毫马虎，要有吃苦耐劳的精神。
大专生活即将结束，我马上就要步入社会，我将更加努力，把自己培养成对社会有用的人才
参考文献：
(1)、《机械设计手册》第三版第二卷
业出版社
(2)、《机械设计手册》第三版第五卷
业出版社
(3)、《机械设计与制造简明手册》
学出版社
(4)、《实用机床设计手册》
学技术出版社
(5)、《数控机床维修技术手册》
业出版社
(6)、《现代金属切削机床概论》
业出版社
(7)、《机械传动装置设计手册》
业出版社
(8)、《机修手册》
机械工业出版社
(9)、《机械设计手册》第四版第二卷成大先主编
成大先主编成大先主编唐保宁主编李洪主编孙汗卿主编贾亚州主编卜炎主编王林玉主编化学工化学工同济大辽宁科机械工机械工机械工化学工
业出版社
(10)、《机械设计手册》新版
化学
工业出版社
(11)、《机械零件设计手册》
业出版社
(12)、《机械设机师手册》
业出版社
(13)、《实用机械传动设计手册》
术出版社
(14)、《机械工程师手册》
工业出版社
(15)、《现代数控机床》
工业出版社
(16)、《数控机床加工工艺编程技术与维护维修实用手册》
席子杰主编
吉林
电子出版社
(17)、《数控原理与系统》
工业出版社
(18)、《液压与气压传动》
工业出版社
(19)、《公差与配合技术手册》
工业出版社
(20)、《互换性与测量技术基础》
理工大学出版社陈隆德主编大连唐锡杰主编机械王积伟主编机械李宏胜主编机械王爱玲主编国防赵明生主编机械姚振浦主编科学技吴宗泽主编机械工吴宗泽主编机械工
燕山大学
课程设计说明书
题目：CK6140数控车床主传动系统设计
学院（系）：机械工程学院机制系
年级专业：
学08级机制2号：[1**********]7
吕伟彪
李宇鹏学生姓名：指导教师：王敏婷
目
第1章录概述……………………………………………..……..1
1.1设计要求………………………………………………..1
第2章主传动的设计…………………………………………2
2.1计算转速的确定………………………………………..2
2.2变频调速电机的选择………………………………...…2
2.3转速图的拟定…………………………………………...2
2.3.1传动比的计算……………………………………...2
2.3.2参数确定…………………………………………...2
2.3.3主轴箱传动机构简图……………………………...3
2.3.4转速图拟定………………………………………...3
2.4传动轴的估算………………………………………..…3
2.5主轴轴颈的确定……………………………………..…5
2.6主轴最佳跨距的选择……………………………..……5
2.7齿轮模数的估算………………………………………..6
2.8同步带传动的设计………………………………….…8
2.9滚动轴承的选择…………………………………….…10
2.10主要传动件的验算………………………….…….…10
2.10.1齿轮模数的验算………………………..…..……10
2.10.2传动轴刚度的验算………………………………14
2.10.3滚动轴承的验算…………….…………………...15
总结……………………………..…………………………….….16
参考文献………………………………………………..………..17
第一章
1.1设计要求概述
机床类型：数控车床
主传动设计要求：
满载功率7.5KW，最高转速4000rpm,
最低转速41.5rpm变速要求：无级变速
进给传动系统设计要求：
伺服控制，行程1200mm，最低速度0.001mm/r，最高速度0.5mm/r，最大载荷4500N，精度±3μm
第二章主传动的设计
2.1计算转速的确定机床主轴的变速范围：所以：==，且：=4000rpm,=41.5rpm4000=96.38根据机床的主轴计算转速计算公式：==41.5х96.380.3=163.4rpm得：
2.2变频调速电机的选择
为了简化变速箱及其自动操纵机构，希望用双速变速箱，现取Z=2。为了提高电机效率，应尽量使n高min=n低min。
假设所选电机最高转速为4500rpm，额定转速为1500rpm，i1=
4000=0.89，45004500i163.4163.4==908rpm。，得i2=0.18取机床总效率η=0.981227.5=7.8kw。电动机在1500rpm时的输出功率为х0.98=0.96，则p=1500pmin=7.5⨯=12.4kw，现取过载系数k=1.28，则电机功率为908
p0=kpmin=1.3⨯12.4=16.1kw。
可选用上海德驱驰电气有限公司的UABP160L-4-50-18.5型号交流主轴电动机，额定功率为18.5kw，最高转速为4500rpm，同步转速为1500rpm，调频范围为5-150HZ,基频为50HZ。选配变频器型号：DRS3000-V4T0150C，售价1380元人民币。
2.3转速图的拟定
2.3.1传动比的计算
设电机轴与中间轴通过齿轮定比传动，取其传动比为i0=0.67，i0.89i0.18'则i1'===1.33，i2===0.27。i00.67i00.67
2.3.2参数确定
第一级变速选用同步齿形带传动，两级变速组采用齿轮传动。选i1'=1.33的齿轮副为70/51
'选i2=0.27的齿轮副为26/95
2.3.3
主轴箱传动机构简图
2.3.4
转速图拟定
2.4传动轴的估算
传动轴除应满足强度要求外，还满足刚度要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭转载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不是主要矛盾。除了载荷较大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求轴在载荷下不至于产生过大的变形。如果刚度不够，轴上的零件由于轴的变形过大而不能正常工作，或者
产生振动和噪音，发热，过早磨损而失效，因此，必须保证传动轴有足够的刚度。
计算转速nj是传动件传递全部功率的最低转速，各个传动轴上的计算转速可以从转速图直接得出。
主轴：nj2=163r/min
中间轴：nj1=595r/min
电机轴：nj0=893r/min
各轴功率和扭矩计算：
已知一级齿轮传动效率为0.98，则有：
电机轴功率：p0=nj0×p额/n额=893×18.5/1500=11kw
中间轴功率：p1=p0×0.98=11×0.98=10.8kw
主轴功率：p2=p1×0.98=10.8×0.98=10.6kw
电机轴扭矩：T0=9550p0/nj0=9550×11/893=1.18×105N·mm
中间轴扭矩：T1=9550p1/nj1=9550×10.8/595=1.73×105N·mm
主轴扭矩；T2=9550p2/nj2=9550×10.6/163=6.21×105N·mm
表2-1各轴计算转速、功率、扭矩
轴电机轴中间轴主轴
计算转速（r/min）893595163
功率(kw)1110.810.6
扭矩(N·m)118173621
按扭转刚度估算轴的直径
d=1.64（mm）
式中d——传动轴直径（mm）
Tn——该轴传递的额定扭矩（N·mm）
，一般传动轴取[ϕ]——该轴每米长度允许的扭转角（deg/m）
[ϕ]=0.5°~1°。
电机轴：取[ϕ]=0.8deg/m
d=1.64
=1.64=32.1mm查阅电机轴轴颈为d=48mm，满足要求。
中间轴：取[ϕ]=0.8deg/m
d=1.64
=1.64=35.4mm圆整取d1=40mm
2.5主轴轴颈的确定
为了保证机床工作的精度，主轴尺寸一般都是根据其刚度要求决定的。故主轴前轴颈的尺寸按统计数据确定。查阅相关资料：主轴前轴颈D1=150mm，主轴的后轴颈一般推荐为D1的0.7-0.85倍，取D2=0.8D1=0.8×150=120mm。
轴电机轴
直径（mm）48
表2-2各轴估算直径中间轴主轴前轴颈主轴后轴颈40100
80主轴内孔32
2.6主轴最佳跨距的选择
①、由前轴颈取=100mm，后轴颈取=80mm，选前轴承为NN3022K型和234422型，后轴承为NN3018K型。选主轴锥度号为45的轴头，根据结构，定悬伸长度a=120mm。②、求轴承刚度：
电机输出额定功率18.5kw时，主轴转速为260r/min，则主轴最大输出转矩
P18.5T=9550=9550⨯=1083.9N∙m
床身上最大加工直径约为最大回转直径的60%，即240mm，故半径为0.12m。1083.9Fc==9032.5N切削力Fp=0.5Fc=
4516.2N背向力
故总作用力为F==10098.6N
该力作用于顶在顶尖间的工件上，主轴和尾架各承受一半，故主轴端受力为F/2=5049.3N。
在估算时，先假定初值l/a=3,l=3х120=360mm。前后支承的支反力和
分别为：==2700х
=3600N=900N==2700х
轴向力==2755N
根据《金属切削机床》式（10—5）、（10—6）可求出前、后轴承刚度轴承NN3022K径向刚度：=2070N/μm
轴承NN3018K径向刚度：=1530.3N/μm
轴承234422
轴向刚度：=833N/μm③、求最佳跨距：==1.35
=初步计算时，可假设主轴的当量外径
为前、后轴承颈的平均值，
（100+80）mm/2=90mm。故惯性矩为I=0.05х（-）=497.3хη===0.184查《金属切削机床》图（10—24）主轴最佳跨距计算线图，/a=1.7。可根据/a=2再计算支反力和支撑刚度，求最佳跨距，经过进一步的迭代过程，最终取得最佳跨距为l=300mm。
2.7齿轮模数的估算
一般同一变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算：
mj=16338（mm）
式中mj——按接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm）；
；Nd——齿轮传递的功率（kw）
nj——小齿轮的计算转速（r/min）；
u——大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；
z1——小齿轮齿数；
ψm——齿宽系数，ψm=B/m，ψm=6~10；
⎡。⎣σj⎤⎦——许用接触应力（Mpa）
齿轮材料及热处理的选择：
电机轴、传动轴上齿轮：
Z=44、66、70、26，20Cr渗碳、淬火、低温回火，HRC56-62
主轴上齿轮：
Z=51、95,20Cr渗碳、高频淬火、低温回火，HRC56-62
取齿宽系数ψm=8，查得⎡⎣σj⎤⎦=1650Mpa，则
对44/66的齿轮传动副的Z=44的齿轮，计算转速为893r/min
mj=16338
=16338=1.53取
m=2mm
对70/51的齿轮传动副的Z=51的齿轮，计算转速为821r/min
的齿轮传动副的Z=26的齿轮，计算转速为595r/min
m=16338
=16338=1.44对26/95
证中心距，主轴与中间轴之间传动组模数需要相等，取m=3mm。m=16338
=16338=2.27为了保
取齿宽系数ψm=8，齿宽B=ψm∙m，当m=2时，B=2×8=16mm，大齿轮B=16mm，小齿轮b=22mm。当m=3时，B=3×8=24mm，大齿轮B=24mm，主轴传动组齿轮小齿轮比大齿轮齿宽大1~2mm，小齿轮b=25mm。
表2-3各齿轮齿数、模数
Z2Z4Z1Z3齿轮Z5Z6
齿数[1**********]5
模数223333
齿宽[1**********]4
2.8同步带传动的设计
同步带具有传动比较准确，不打滑，效率高，初拉力以及适用功率的范围，不需要润滑等特点。
同步带的设计功率为18.5kw，根据同步带选型图，选定带型为H型带，节距为12.7mm。小带轮的齿数z1≥zmin，根据表格查得zmin=22，在带速和安装尺寸允许的情况下，z1尽可能选取较大值，现初取z1=32。小带轮的节圆直径d1=zpπ=32⨯12.7=129.36mmn4500=32⨯=48，大带轮节圆直径2大带轮的齿数z2=z1i=z1
d2=zp=48⨯12.7，带速=194.04mmππd1n13.14⨯129.36⨯1500v===10.15m/s≤vmax，其中查得H型带的⨯⨯vmax=40m/s，所以符合要求。初定轴间距c0，0.7(d1+d2)≤c0≤2(d1+d2)，即0.7⨯(129.36+194.04)=226.38mm≤c0≤2⨯(129.36+194.04)=646.8mm，初取c0=400mm。
带长L0及其齿数z
L0=2c0+
π
(d1+d2)
(d-d)+21
2
(194.04-129.36)3.14
=2⨯400+⨯(129.36+194.04)⨯=1310.4mm
2
查得带长代号为510，基本尺寸为L0=1295.4mm，节线长上的齿数为z=102。实际轴间距为a0=c0+小带轮啮合齿数
⎡zRz⎤
zm=ent⎢-(z2-z1)⎥
⎣π⎦
12.7⨯32⎡32⎤
=ent⎢-⨯48-32()⎥⎣23⨯3.14⨯392.5⎦=15Lp-L0
2
=400+
1295.4-1310.4
=392.5mm。
2
基本额定功率P0
2
(T-mv2)v(2100-0.448⨯10.15)⨯10.15P0===20.85kw
基本额定功率是各带型基准宽度bs0的额定功率，bs0=76.2mm，Ta为宽度为bs0的带的许用工作拉力（N）,查表得Ta=2100N，m为宽度为bs0的带单位长度的质量（kg/m）,查表得m=0.448kg/m。
所需带宽bs
bs=bs0
=76.2⨯68.6mm
Kz为啮合齿数系数，根据zm≥6取Kz=1，bs应选取标准值，一般应小于d1，查
极限偏差为±1.5mm。表得，应选带宽代号为300的H型带，其中bs=76.2mm，带轮的结构尺寸
小带轮：z1=32；d1=129.36mm;da=127.99mm大带轮：z2=48；d1=194.04mm;da=192.67mm
2.9滚动轴承的选择
为了增加主轴的刚度，主轴前端支承采用圆锥孔双列圆柱滚子轴承和双向推力角接触轴承，后支承采用圆锥孔双列圆柱滚子轴，中间采用深沟球轴承辅助支承。考虑到其他轴的高速且没有轴向力，其余轴均采用深沟球轴承。
2.10主要传动件的验算
2.10.1齿轮模数的验算
一般对高速传动的齿轮以验算接触疲劳强度为主，对低速传动的齿轮以验算弯曲疲劳强度为主，对硬齿面软齿芯的渗碳淬火齿轮，一定要验算弯曲疲劳强度。
对于44/66和70/51的齿轮副验算接触疲劳强度和弯曲疲劳强度,26/95的齿轮副验算弯曲疲劳强度。
接触疲劳强度计算齿轮模数m
j
2088⨯103
σj=
zm
MPa)≤⎡⎣σj⎤⎦
接触弯曲强度计算齿轮模数mw
191⨯105K1K2K3KsNσw=(MPa)≤[σw]j
式中
，N=ηNd；N——传递的额定功率（kw）；Nd——电机额定功率（kw）
η——从电机到所计算齿轮的传递效率；
nj——齿轮的计算转速（r/min）；m——初算的齿轮模数（mm）
B——齿宽（mm）
u——大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；z——小齿轮齿数；
K1——工况系数，考虑载荷冲击的影响，中等冲击取1.2~1.6；K2——动载荷系数K3——齿向载荷分布系数Y——齿形系数Ks——寿命系数：
Ks=KTKnKNKq
K
T——工作期限系数：
KT=
T——齿轮在机床工作期限内的总工作时间
；n1——齿轮的最低转速（r/min）
C0——基准循环次数，钢和铸铁件：接触载荷取C0=107，弯曲载
荷取C0=2×108；
m——疲劳曲线指数，钢和铸铁件：接触载荷取m=3；弯曲载荷时，
对正火、调质及整体淬硬件取m=6，对表面淬硬（高频、渗碳、氮化等）取m=9；Kn——转速变化系数KN——功率利用系数Kq——材料强化系数
[σw]——许用弯曲应力（Mpa）
⎡。⎣σj⎤⎦——许用接触应力（Mpa）
①
验算26/95齿轮传动组，验算Z=26齿轮：查阅相关资料得：
K1=1.4、K2=1.3、K3=1.04、Ks=0.27、ψm=8、Y=0.43、[σw]=297Mpa、⎡⎣σj⎤⎦=1650Mpa
接触疲劳强度：
2088⨯103σj=
2088⨯103=
26⨯2.5
MPa)
MPa)
=459MPa≤⎡⎣σj⎤⎦=1650MPa
弯曲疲劳强度：
191⨯105K1K2K3KsN
σw=(MPa)
j
191⨯105⨯1.4⨯1.3⨯1.04⨯0.27⨯18.5⨯0.98=(MPa)⨯⨯⨯⨯=43.8(MPa)≤[σw]=297(MPa)
②
均满足要求。
验算44/66齿轮传动组，验算Z=44齿轮：查阅相关资料得：
⎡Y=0.481、K1=1.4、K2=1.3、K3=1、Ks=0.27、ψm=8、⎣σj⎤⎦=1650Mpa、
[σw]=297Mpa
接触疲劳强度：
2088⨯103
σj=
2088⨯103=
44⨯2
MPa)
MPa)
弯曲疲
=659MPa≤⎡⎣σj⎤⎦=1650MPa
劳强度：
191⨯105KKKKN
σw=(MPa)zmBYnj
191⨯105⨯1.4⨯1.3⨯1⨯0.27⨯18.5=(MPa)
⨯⨯⨯⨯=104(MPa)≤[σw]=297(MPa)
③
均满足要求。
Z=44的齿轮模数m=4>3.88，满足要求。验算70/51齿轮传动组，验算Z=51齿轮：查阅相关资料得：
K1=1.4、K2=1.3、K3=1、Ks=0.27、Y=0.488⎡⎣σj⎤⎦=1650Mpa、[σw]=297Mpa
接触疲劳强度：
2088⨯103
σj=
2088⨯103=
⨯MPa)
MPa)
=592MPa≤⎡⎣σj⎤⎦=1650MPa
弯曲疲劳强度：
191⨯105KKKKN
σw=(MPa)
j
191⨯105⨯1.4⨯1.3⨯1⨯0.27⨯18.5⨯0.982=(MPa)
51⨯2.5⨯22⨯0.488⨯821
=93(MPa)≤[σw]=297(MPa)
均满足要求。
2.10.2传动轴刚度的验算
传动轴弯曲刚度验算，主要验算其最大挠度y，安装齿轮和轴承处的倾角θ。验算支承处倾角时，只需验算支反力最大的支承点，若该处的倾角
小于安装齿轮处规定的允许值，则齿轮处的倾角就不必验算，因为支承处的倾角一般都大于轴上其他部位的倾角。当轴上有多个齿轮时一般只要验算受力最大齿轮处的挠度。刚度验算时应选择最危险的工作条件，一般是轴的计算转速低、传动齿轮的直径小且位于轴的中央，此时轴的总变形量最大。
验算中间轴的刚度：受力简图如下：
中间轴的Z=26的齿轮受力最大，变形挠度最大，右支承是支反力最大的支承点，则Z=26齿轮受力：
圆周力径向力
Ft=
2T2⨯173
==3.3KN1⨯Fr=Fttanα=3.3⨯tan20︒=1.2KN
F=Fr=1.2KN齿轮处轴的挠度为
Fa2b2
yF==
3EIl
1200⨯2202⨯482
=5.45⨯10-6m3.14⨯42
3⨯200⨯⨯268
-Fab(l+a)右支承处轴的倾角为θB=
2.10.3滚动轴承的验算
机床的一般传动轴用的滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳寿命验算。
按计算动负荷Cj的计算式进行计算
Cj=
fh
fFKNKnKlP(N)≤[C](N)n
总结
经过为期四周的不懈努力，我们顺利完成了对数控车床主传动系统的设计。在这四周的时间里，按照设计要求、结合所学设计理论，一步一步，认真地分析、计算，终于完成了这个课程设计。虽然在本次课程设计过程中，我们明显感觉本次课程设计难度较高，但是我们还是把它完成了。
通过本次课程设计，使我们以前所学的多门知识得到了一次综合运用，也使我们进一步理解了各门学科之间的相互联系。同时作为毕业设计前的最后一次课程设计，可以说是毕业设计前的一次练兵，也为以后的设计工作打下了一定的基础。本次课程设计在提高我们解决实际问题能力的同时，也让我们认识到了自己的许多不足之处，还有待提高。
另外，在本次设计过程中，老师不辞辛苦指导我们，给予了我们很大的帮助，在此深表感谢！当然，由于我们水平有限，整个设计中不妥之处在所难免，恳请老师不吝指正。
参考文献
1、《机床设计手册》机械工业出版社2、《机床设计图册》上海科学技术出版社3、《机械设计》许立忠周玉林主编中国标准出版社4、《机械设计课程设计指导手册》韩晓娟主编中国标准出版社5、《机械设计手册》成大仙主编机械工业出版社
目录
绪
论………………………………………………………………………………...1第1章主传动系统设计概
述…………………………………………………...3第2章数控铣床主传动系统的配置方式……………………………………...4第3章主轴电动机的选
取…………………………………………...…………5第4章同步带传动设计与计
算………………………………………………...64.1、同步材料选择……………………………..…………………………………64.2、同步带参数的计算………………………..…………………………………
6
4.2.1、模数的选
取………………………………………………………………...64.2.2、小带轮齿
数………………………………………………………………...64.2.3、同步带节
距………………………………………………………………...64.2.4、节圆直
径…………………………………………………………………...74.2.5、大带轮齿
数………………………………………………………………...74.2.6、大带轮直
径………………………………………………………………...74.2.7、带的速
度…………………………………………………………………...74.2.8、定中心
距…………………………………………………………………...74.2.9、带的节线长
度……………………………………………………………...74.2.10、计算中心
距……………………………………………………………….74.2.11、带轮与带的啮合齿
数…………………………………………………….84.2.12、带
宽……………………………………………………………………….84.2.13、作用在轴上的
力………………………………………………………….84.2.14、小带轮的最小包
角……………………………………………………….84.2.15、带轮宽
度………………………………………………………………….8第5章主轴组件的设
计……………………………………………..…………...95.1、主轴组件的设计要
求………………………………………………………..95.1.1、回转精
度…………………………………………………………………...95.1.2、主轴刚
度…………………………………………………………………...9
5.1.3、主轴的抗振
性……………………………………………………………...10
5.1.4、主轴温
升…………………………………………………………………...10
5.1.5、主轴耐磨
性………………………………………………………………..10
5.1.6、提高主轴组件抗振性的措
施……………………………………………..10
5.2、减少主轴组件热变形的措
施……………………………………………….10
5.3、主轴材料的选择及尺寸、参数的计算………………………………….…115.4、主轴转动装置箱体的作
用………………………………………………….13
5.5、主轴箱体的截面形状和壁厚的计
算……………………………………….15
第6章主轴轴承的选
择………………………………………………………….15
6.1、轴承的选择和轴承的精
度…………………………………………………..15
6.2、轴承预紧力的要
求…………………………………………………………..15
6.3、主轴轴承的润滑与密
封……………………………………………………..16
6.4、选取轴承
求…………………………………………………………………..16
6.5、轴承寿命校
核………………………………………………………………..18
6.6、轴承座孔的设计要
求………………………………………………………..19
第7章联接键的选择碟形弹簧的选择与计
算………………………………….20
7.1、碟形弹簧的特
点……………………………………………………………...20
7.2、碟形弹簧材料及热处理厚度和脱
碳………………………………………...21
7.3、碟形弹簧的强压处
理………………………………………………………...21
7.4、表面强化处理和防腐处
理…………………………………………………...21
第8章螺钉联接的设
计…………………………………………………………..23
8.1、根据设计要求计
算…………………………………………………………...23
8.2、螺钉的强度计算与校
核……………………………………………………...23
第9章液压缸的设
计………………………………………………………..........24
9.1.液压压缸安装应注意的问
题………………………………………………..…24
9.2.压缸各部分的结构及主要尺寸的确
定………………………………………..24
9.3.强度校
核………………………………………………………………………..25
第10章润滑与密封件设
计………………………………………………………26
10.1、封件的作用及其意
义…………………………………………………….....26
10.2、密封的分类及密封件的材料要
求………………………………………….26
10.3、防尘圈的设计要
求……………………………………………………….....27
结
论………………………………………………………………………………....28
致
谢………………………………………………………………………………...................29
参考文
献…………………………………………………………………………....................30
绪论
数控技术，简称数控（NumericalControl）。它是利用数字化信息对机床运动及加工过程进行控制的一种方法。用数控技术实施加工控制的机床，或者说装备了数控系统的机床称为数控机床（NC）。数控技术包括：数控装置，可编程控制器，主轴驱动及进给装置等部分。
数控机床是机、电、液、气、光，高度一体的产品。要实现对机床的控制，需要用几何信息描述刀具和工件间的相对运动以及用工艺信息来描述机床加工必须具备的一些工艺参数。例如，进给速度，主轴转速，主轴正反转，换刀，冷却液的开／关等。这些信息按一定的格式形成加工文件存放在信息载体上，然后由机床上数控系统读入，通过对其译码，从而使机床动作和加工零件。在机械加工工业中大批量零件的生产宜采用专用机床或自动化生产线。当零件不太复杂，生产批量较小时，宜采用通用机床；当生产批量大时宜采用专用机床；而当零件复杂程度较高时，宜采用数控机床。这是由数控机床的特点决定的。
数控机床能完成很多普通机床难以胜任，或者根本不可能加工出来的复杂型面的零件，这是由于数控机床具有多坐标轴联动功能，并可按零件加工的要求变换加工程序。因此，数控机床在航空航天等领域获得广泛的应用。
控机床可以获得较高的加工精度，加工质量稳定。数控机床的传动件，特别是滚珠丝杠精度很高。机床导轨采用滚动导轨或粘接有摩擦系数很小的合成塑料，因而减少了摩擦阻力，消除了低速爬行。闭环、半闭环伺复系统，装有精度很高的位置检测元件，并随时把位置误差反馈给控制系统，使之老化性好，使用寿命长；9.加工性能好，价格低廉；
显然，能同时满足上述所有要求的密封材料是不易求得的，但密封性能优越的材料应能够满足上述大部分的要求。
10.3、防尘圈设计要求：
在液压缸中，防尘圈被设置于或活塞杆或柱塞运动期间，外界尘埃、沙粒等异物侵入液压缸，从而引起密封圈、导向环和支撑环等损伤和早期磨损，并污染工作介质，导致液压元件损坏。
结论
此次毕业设计所设计的题目是“数控铣床主轴箱结构设计”通过这次设计，我对数控技术的发展现状有了一个全面地了解，了解了数控技术在现在以及以后机械工业中所起的作用，明白了数控技术的在以后工业的发展中所扮演的角色。为自己今后更好的学习数控技术指明了方向。
通过这次毕业设计，使我对大学期间所学的知识，进行了融会贯通，有了一个全新的认识，对以前许多不太清楚的地方，通过问老师和查资料的方法，已经明白了很多，知道了自己以前学习的不足，所以以后应该更加努力。
此次设计，我认为最重要的就是使我明白了，无论做什么事情，要想做好，必须态度端正；要善于学习，时刻学习；做事要严谨、认真，细致、不怕吃苦，还要有创新精神。
致谢
时间总是过的很快，转眼间大专生活即将在这次艰辛又充满乐趣的毕业设计中结束。在整个设计过程中，我充分领略到了“书上得来终觉浅，要知此事要躬行”这句话的深刻哲理。
这次毕业设计能够顺利完成，是由于指导老师如同黑夜的指明灯一样给我指明了方向，在这里我深深地感谢姚明老师的悉心指导，同时非常感谢范丰老师在我设计过程中的帮助和指导。正是由于有罗老师和张老师的指导，我的毕业设计才能顺利进行下去，他们的工作精神和对学生的严格要求与细心指导，让我非常感动。在此我对两位老师对我的帮助，表示最深的感谢。
同时，对所有帮助我完成毕业设计的老师和同学表示感谢。
这次设计，不仅使我学到了数控技术方面的知识，更让我认识到“书到用时方恨少”的道理，端正了我的学习态度，对我以后工作起到了至关重要的作用。
通过这次设计，我对大专所学的知识进行了一次全面的总结和应用。初步了解了整个机械设计的过程，学会了怎样利用有关资料和手册去获得所需的数据，更重要的是，在这次设计中，我明白了，无论做什么事情都必须严谨，认真，不能有丝毫马虎，要有吃苦耐劳的精神。
大专生活即将结束，我马上就要步入社会，我将更加努力，把自己培养成对社会有用的人才
参考文献：
(1)、《机械设计手册》第三版第二卷
业出版社
(2)、《机械设计手册》第三版第五卷
业出版社
(3)、《机械设计与制造简明手册》
学出版社
(4)、《实用机床设计手册》
学技术出版社
(5)、《数控机床维修技术手册》
业出版社
(6)、《现代金属切削机床概论》
业出版社
(7)、《机械传动装置设计手册》
业出版社
(8)、《机修手册》
机械工业出版社
(9)、《机械设计手册》第四版第二卷成大先主编
成大先主编成大先主编唐保宁主编李洪主编孙汗卿主编贾亚州主编卜炎主编王林玉主编化学工化学工同济大辽宁科机械工机械工机械工化学工
业出版社
(10)、《机械设计手册》新版
化学
工业出版社
(11)、《机械零件设计手册》
业出版社
(12)、《机械设机师手册》
业出版社
(13)、《实用机械传动设计手册》
术出版社
(14)、《机械工程师手册》
工业出版社
(15)、《现代数控机床》
工业出版社
(16)、《数控机床加工工艺编程技术与维护维修实用手册》
席子杰主编
吉林
电子出版社
(17)、《数控原理与系统》
工业出版社
(18)、《液压与气压传动》
工业出版社
(19)、《公差与配合技术手册》
工业出版社
(20)、《互换性与测量技术基础》
理工大学出版社陈隆德主编大连唐锡杰主编机械王积伟主编机械李宏胜主编机械王爱玲主编国防赵明生主编机械姚振浦主编科学技吴宗泽主编机械工吴宗泽主编机械工