主轴箱设计

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1 概述

主传动系统是用来实现机床主运动的传动系统，它应具有一定的转速（速度）和一定的变速范围，以便采用不同材料的刀具，加工不同的材料，不同尺寸，不同要求的工件，并能方便的实现运动的开停，变速，换向和制动等。

数控机床主传动系统主要包括电动机、传动系统和主轴部件，它与普通机床的主传动系统相比在结构上比较简单，这是因为变速功能全部或大部分由主轴电动机的无级调速来承担，剩去了复杂的齿轮变速机构，有些只有二级或三级齿轮变速系统用以扩大电动机无级调速的范围。

1.1数控机床主传动系统的特点

与普通机床比较，数控机床主传动系统具有下列特点：

（1）转速高、功率大。它能使数控机床进行大功率切削和高速切削，实现高效率加工。 （2）变速范围宽。数控机床的主传动系统有较宽的调速范围，一般Ra>100，以保证加工时能选用合理的切削用量，从而获得最佳的生产率、加工精度和表面质量。

（3）主轴变速迅速可靠，数控机床的变速是按照控制指令自动进行的，因此变速机构必须适应自动操作的要求。由于直流和交流主轴电动机的调速系统日趋完善，所以不仅能够方便地实现宽范围无级变速，而且减少了中间传递环节，提高了变速控制的可靠性。 （4）主轴组件的耐磨性高，使传动系统具有良好的精度保持性。凡有机械摩擦的部位，如轴承、锥孔等都有足够的硬度，轴承处还有良好的润滑。

1.2 主传动系统的设计要求

（1）主轴具有一定的转速和足够的转速范围、转速级数，能够实现运动的开停、变速、换向和制动，以满足机床的运动要求。

（2）主电机具有足够的功率，全部机构和元件具有足够的强度和刚度，以满足机床的动力要求。

（3）主传动的有关结构，特别是主轴组件要有足够高的精度、抗震性，热变形和噪声要小，传动效率高，以满足机床的工作性能要求。

（4）操纵灵活可靠， 维修方便，润滑密封良好，以满足机床的使用要求。 （5）结构简单紧凑，工艺性好，成本低，以满足经济性要求。

1.3 数控机床主传动系统配置方式

数控机床的调速是按照控制指令自动执行的，因此变速机构必须适应自动操作的要求。在主传动系统中，目前多采用交流主轴电动机和直流主轴电动机无级调速系统。为扩大调速范围，适应低速大转矩的要求，也经常应用齿轮有级调速和电动机无级调速相结合的调速方式。

数控机床主传动系统主要有四种配置方式，如图3-1所示。

⑴ 带有变速齿轮的主传动 大、中型数控机床采用这种变速方式。如图3-1（a）所示，通过少数几对齿轮降速，扩大输出转矩，一满足主轴低速时对输出转矩特性的要求。数

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控机床在交流或直流电动机无级变速的基础上配以齿轮变速，使之成为分段无级变速。滑移齿轮的移位大都采用液压缸加拨叉，或者直接由液压缸带动齿轮来实现。

电动机电动机（）变速齿轮（）带传动电动机电动机（）两个电动机分别驱动（）内装电动机主轴传动机构图3-1 数控机床主传动的四种配置方式⑵ 通过带传动的主传动 如图3-1（b）所示，这种传动主要应用于转速较高、变速范围不大的机床。电动机本身的调速能够满足要求，不用齿轮变速，可以避免齿轮传动引起的振动与噪声。它适用于高速、低转矩特性要求的主轴。常用的是V带和同步齿形带。

⑶ 用两个电动机分别驱动主轴 如图3-1（c）所示，这是上述两种方式的混合传动，具有上述两种性能。高速时电动机通过带轮直接驱动主轴旋转；低速时，另一个电动机通过两级齿轮传动驱动主轴旋转，齿轮起到降速和扩大变速范围的作用，这样就使恒功率区增大，扩大了变速范围，克服了低速时转矩不够且电动机功率不能充分利用的缺陷。

⑷ 内装电动机主轴传动结构 如图3-1（d）所示，这种主传动方式大大简化了主轴箱体与主轴的结构，有效地提高了主轴部件的刚度，但主轴输出转矩小，电动机发热对主轴影响较大。

1.4 主传动系统结构设计

机床主传动系统的结构设计，是将传动方案“结构化”，向生产 提供主传动部件装配图，零件工作图及零件明细表等。

在机床初步设计中，考虑主轴变速箱机床上位置，其他部件的相互关系，只是概略给出形状与尺寸要求，最终还需要根据箱内各元件的实际结构与布置才确定具体方案，在可能的情况下，设计应尽量减小主轴变速箱的轴向和径向尺寸，以便节省材料，减轻质量，满足使用要求。设计中应注意对于不同情况要区别对待，如某些立式机床和摇臂钻床的主轴箱；要求较小的轴向尺寸而对径向尺寸要求并不严格；但有的机床，如卧式铣镗床、龙

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门铣床的主轴箱要沿立柱或横梁导轨移动，为减少其颠覆力矩，要求缩小径向尺寸。

机床主传动部件即主轴变速箱的结构设计主要内容包括：主轴组件设计，操纵机构设计，传动轴主件设计,其他机构（如开停、制动及换向机构等）设计，润滑与密封装置设计，箱体及其他零件设计等。

主轴变速箱部件装配图包括展开图、横向剖视图、外观图及其他必要的局部视图等。给制展开图和横向剖视图时，要相互照应，交替进行，不应孤立割裂地设计，以免顾此失彼。给制出部件的主要结构装配草图之后，需要检查各元件是否相碰或干涉，再根据动力计算的 结果修改结构，然后细化、完善装配草图，并按制图标准进行加深，最后进行尺寸、配合及零件标注等。

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2、主运动的方案选择与主运动设计

2.1、机床的工艺特性 （1）工艺范围

精车、半精车外圆、车螺纹、车端面 （2）刀具材料

硬质合金、高速钢 （3）加工工作材料 钢、铸铁 （4）尺寸范围

0～500㎜

2.2、确定主轴转速

（1）最高转速 nmax

采用硬质合车刀半精车小直径钢材的外圆时，主轴转速最高。参考切削用量资料：

Vmax =150～200 m/s K = 0.5 Rd =0.2～0.25

dmax =K·D =0.5×400 =200㎜ dmin =Rd ·dmax =0.2×200 =40㎜

1000Vmax1000?20nmax =πdmin =3.14?200 =1592.36

（2）最低转速：

①用高速钢车刀，粗车铸铁材料的端面时，参考切削用量资料： Vmax =15～20 m/s

1000Vmin1000?20nmin =πdmax =3.14?200 =31.8

②用高速钢车刀，精车合金钢材料的丝杠Vmin =1.5 米/分时，参考资料：

直径500㎜普通车床加工丝杠的最大直径是50㎜，Vmin =1.5 米/分

1000Vmin1000?1.5 nmin =πdmax =3.14?40 =11.9转/分

因此：取最低转速nmin=11.9转/分

③转速范围

nmax1592.36 Rn=nmin =11.9=133.8

由于高速钢车刀少用低速，且为了避免结构过于复杂，因此取转速范围Rn=1592.36/31.8=50

④主运动结构图

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3 确定齿轮齿数

3.1、 根据分度圆直径选齿数： d=mz

a组： Z = 64

a1

Za2 = 54 Za3 = 34 b组:

Zb1 = 95 Zb2 = 30

3.2、 齿轮的各参数

a组：

模数m = 4 压力角 α=20° 齿距 P = πm =12.56 齿厚 s = πm/2 = 6.28 齿槽宽 e =πm/2 = 6.28 顶隙 c = cm =1.2 齿顶高 ha = ham = 4

齿根高 hf = (ha+ c)m = 5.2 全齿高 h = ha+ hf=(2ha+ c)m = 9.2 中心距 a1 = (d1+d2)/2 = 240 a2 = (d1+d3)/2 = 178 b组: 模数m = 3.5 压力角 α=20° 齿距 P = πm =12.56 齿厚 s = πm/2 = 6.28 齿槽宽 e =πm/2 = 6.28 顶隙 c = cm =1.2 齿顶高 ha = ham = 4

齿根高 hf = (ha+ c)m = 5.2 全齿高 h = ha+ hf=(2ha+ c)m = 9.2 中心距 a = (d4+d5)/2 = 240

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4 选择电动机

4.1 电动机功率

N电=7.5kw 转速n电=1450转/分

4.2 电机型号

J02—51—4 电机轴径=38㎜

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5 皮带轮的设计计算

5.1皮带轮的设计计算

设一天运转时间=8～10小时（按小带轮计算） （1）计算功率Pc = KA·P = 1.2×7.5 = 9kw （2）选胶带型别为：B型

（3）选小带轮直径d1=140㎜(实心轮)

大带轮直径d2=280㎜(四孔板轮) （4）带速：

πd1n1V=60?1000==10.6米/秒

（B型：Vmax=25米/秒）

（5）实际传动比：

d2?1?ε?d1i= 取ε=005

i=

280?1?0.05??140=4<7

（6）初定中心距

α0=（1～0.95）d2=(1～0.95)×280=280～266

0=270 取α（7）初定胶带节线长度

?d2?d1?πLop=2α0+2(d1+d2)+4α0

2?280?140?3.14 =2×270+2×(140+280)+4?270

2 =1218

取Lp=1290 Li=1250

（8）计算中心距

1290?1218Lp?Lop2 α=α0+2=270+=306㎜

（9）小带轮包角

d2-d1α1≈180°-α×60°

280?140 =180°-306×60°=152.5°>120°

（10）单根胶带传递的功率：

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P0=2.03kw

（11）单根胶带传递功率的增量：

1ΔP0=kb·n1·(1-ki)

1 =1.99×10×1450×(1-1)

?3 =2.8

（12）胶带根数：

由于需要传递的功率N=7kw， 因此需胶带4根 （13）单根胶带初拉力： F0=18公斤

102pc102?9（14）有效圆周力： Ft=v=10=91.8公斤

（15）作用在轴上的力：

α1152.5F=2F0·Z·sin2=2×18×4×sin2

=134公斤

（16）带轮宽：

B=（Z-1）e+2f=(4-1)×20+2×12.5=85㎜

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6 传动装置的运动和运动参数计算：

6.1传动比：

i= 1.19

6.2传动装置的运动参数：

Ⅰ轴（电动机轴）：

P0=Pd=7.5 kw

n0=1450r/min

P07.5n T0=9550×0=9550×1450=49.4 N·m

Ⅱ轴（主轴）：

P1= P0η

01=7.5×0.96=7.2 kw

n014501i n= 01 = 1.19 = 1218 r/min P17.2n T1=9550×1=9550×1218=56.45 N·m

Ⅲ轴（编码器）： P2= P1η

12=7.2×0.99×0.97=6.9 kw

n11218i n2= 12 = 1.59 = 766 r/min P26.9n T2=9550×2=9550×766=86.02 N·m

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7 主轴调速系统的选择计算

7.1 对调速系统的基本考虑:

a.由于调速范围广，且要求有较硬的机械特性。所以，以选用矢量控制方式为宜。对于普通车床来说，由于对动态响应要求不高，用“无反馈矢量控制”方式已经足够。 b.因为调速范围广，且高速与低速段机械特性的特点不一样，故工作频率范围应不限于额定频率以下。

c.电动机的容量一般应比原拖动系统的电动机容量为大。

d.在低速段，可能出现较大的冲击过载，容易引起变频器的跳闸。所以，变频器的容量以比电动机的容量大一档为好。

7.2 一档传动比，且fx?fn方案

基本工作情况

a. 电动机和主轴之间的传动比只有一档,传动比

??nM/nl

b. 变频器的最大输出频率fmax等于电动机的额定频率fMN。从而，电动机的最高转速

nMmax等于其额定转速nMN，它折算到负载轴上的值n?Mmax应大于负载要求的最大转速nLmax:

?n?MmaxnMN?nLmax=

??TLmax c. 电动机额定转矩的折算值(折算到负载轴上的转矩)TLmax； TMN综上所述，电动机的有效转矩线如图3.2的曲线2所示， 曲线1是车床的机械特性曲线。为了便于比较，

图中，电动机的转矩和转速均为折算到负载轴上的值。电动机的容量在图3.2中，负载所需功率

PL?TminnLmax/9550 ?Tmax?LnLmax/9550 ??LTmaxnLmax/9950

其大小与面积OADB成正比。而电动机的容量则与面积OA?HG成正比，其大小为：

图3.2

?n? pM1?TMNMN

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?TLmaxnLmax/9950

??LPL 可见,采用了变频调速后,电动机的容量需增大?L倍以上。

7.3 电动机的工作频率范围

a. 最高频率fmax?fN。

b. 最底频率因为只有一档转速，故频率调节范围?f为：

?f?fmax/fmax?nLmax/nLmin??L 当?L?40时, fmin?50/40?1.25HZ；

当?L?140时，fmin?50/140?0.357Hz。

异步电动机在这样低的频率下连续工作，如不用负载反馈，是比较困难的。

7.4 一档传动比，且fmax?fN方案

基本工作情况

a. 电动机和主轴之间的传动比仍只有一档，但变频器的最高输出频率

fmax允许超过额定频率fN。但一般不宜超过额定频率的1.5倍(即：fN?fmax?1.5fN).

设最大调频比

kfmax?fmax/fn

? 则:电动机的最高转速n?Mmax也约为额定转速nMN的kfmax倍：

? n?Mmax?kfmaxnMN

b. 电动机的额定转速

? n?MN?nMmax/kfmax?nLmax/kmax

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电动机有效转矩线圈如图中的曲线2所示。曲线1为车床的机械特性曲线。 电动机的容量如图，电动机的容量与面积OA?H?G?成正比，其大小为

?n? PM2?TMNMN/9550

?TLmaxnLmax/kfmax/9550 ?PM1/kfmax

可见,频率范围扩大之后,电动机的容量可 以比PM1减小kfmax倍,但与负载功率相比,仍需增大很多。

??7.5 电动机的工作频率范围

设：最高频率为fmax?1.5fN?75HZ，则最低频率为 当?L?40时，fmin?75/40?1.875HZ；

当?L?140时，fmin?75/140?0.54HZ。

7.6 两档传动比，且fmax?fN方案

基本工作情况

将电动机和主轴之间的传动比分成两档(?H和?L)，使变频器的输出频率fX、电动机

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的转速nM与负载转速nL之间的对应关系nLmid是两档转速分界点的“中间速”。在抵挡时，传动比为?L，当?X从fmin到fmax（nMmin到nMmax）时，nL从nLmin到nLmid；在高档时，传动比为?H，当fX从fmin到fmax (nM从nMmin到nMnax)时, nL从nLmid到nLmin。忽略电动机转差率的变化的因素，则有：

nLmid/nLmin?fmax/fmin??f nLmax/nLmid?fmax/fmin??f ?L?nLmax/nLmin??f 作为两档中间的分界转速（中间速）

nLmid?nLmax/?f 所以,电动机工作频率的范围 af?2aL 可见,采用两档传动比后,在负载的速度范围不变的情

况下,工作频率的调节范围大大的缩小了。采用两档传动比后，在全频率范围内的有效转矩线如图3.3中之曲线2所示，曲线1为车床的机械特性曲线。可以看出两者已经十分接近了。

7.7 动机的容量

电动机的容量与面积成AO?H?G?正比,如图3所示。其大小为：

PM3? ??n?TMNMN

9550TLmax?nLmid/kfmax?9550

?TLmaxnLmid/?fkfmax9550

?PM1

?fkfmax

可见,采用两档传动比后,电动机容量可比PM1减小?fkfmax倍。 电动机的工作频率范围

设：最高频率为fmax?1.5fn?75HZ，则最低频率为

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当?L?40时 fmin?754075140?11.86HZ

当?L?140时 fmin??6.34HZ

可见,最低工作频率增大了很多,使变频调速系统在最低速时的工作稳定性大大改善了。

7.8 调速系统的选择

经上述分析，主轴拖动系统在不更换电动机的条件下，要实现主轴转速的无级调速，可以采用机械多档变速传动，与变频器调速相结合的方法。 原拖动与系统概况：

电动机的主要数据 电动机额定功率：7.5KW 电动机额定转速：1450rpm 主轴转速范围：10—2000r/min

计算数据 a. 调速范围

?L? b. 负载转矩

nLmax2000??200 nLmin10 （1）恒转矩区的最大转速

nLD?nLmax2000??500r/min 44 n/(r/min) 2000

（2）恒转矩区的转矩

T?500

T/(N/m) （3）恒功率区的最小转矩

35.8 143.25

9550?PL7.5?9550??143.25N?m

nLD500TP?9550?PL9550?7.5??35.8N?MnLmax2000

7.9普通笼型异步电动机变频调速运行时的性能分析

普通笼型异步电动机是按工频电源条件下运行所设计制造的，用变频器对其进行调速时，因变频器输出波形中含有谐波的影响，电动机功率因数、效率均有下降，电流与线圈温升将有所增高，电机在额定频率以下连续进行时，影响其带负载能力的主要因素是温升，在额定频率以上连续运行时，电机允许最高频率受轴承的极限转速、旋转件的强度限制，因此初步选定电

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3机的变频范围在10Hz～75Hz之间。最大频率调节比kf?7.5 k2???200?kfLf

因此在不变换主轴电机的条件下，主轴拖动系统需采用机械三档以上变速传动比在机械结构上，三档与四档变速传动的方案相似，而采用四档变速对电机的调速更为合适，因此决定利用机械四档变速传动方案。

?f?4?L?4200?3.76

确定传动比

拖动系统机械四档变速分配 传动比 档次 电机 工作区 主轴转速r/min 电机 频率Hz 电机转r/min 低 中 高 最高 ?L?29 恒转矩 10 50 10 50 290 1450 恒功率 50 72.5 50 75 1450 2175 ?M?4 恒转矩 72 360 10 50 290 1450 恒功率 360 540 50 75 1450 2175 ?H?1.34 恒转矩 540 1080 22.5 50 725 1450 恒功率 1080 1620 50 75 1450 2175 ?ZH?0.8 恒转矩 1620 1800 45 50 1305 1450 恒功率 1800 2160 50 55 1450 1595 低速传动比

?L?1450?29 取?L?29 50中速传动比

?M?1450?4.028 取?M?4.0 360高速传动比

?H?1450?1.343 取?H?1.34 10801450?0.806 取?ZH?0.8 1800最高速传动比

?ZH?电机负荷性能核算

恒转矩区折算至负载轴的转矩

TT?TMN??

恒功率区折算至负载轴的转矩

TP?TMN.4k1f

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?L、?M、?H、?ZH调整后。拖动系统机械四档调速分配及带负载核算如下表： 传动比 档次 电机 工作区 主轴转速r/min 电机 频率Hz 电机转速r/min 电机 调频比 折算 转矩N·M 恒转矩 10 50 10 50 290 1450 0.2 1 1432.5 低 恒功率 50 72.5 50 75 1450 2175 1 1.5 1432.5 955 恒转矩 72 360 10 50 290 1450 0.2 1 198 中 恒功率 360 540 50 75 1450 2175 1 1.5 198 132 恒转矩 540 1080 22.5 50 725 1450 0.5 1 66 高 恒功率 1080 1620 50 75 1450 2175 1 1.5 66 44 最高 恒转矩 1620 1800 45 50 1305 1450 0.9 1 39 恒功率 1800 2160 50 55 1450 1595 1 1.1 39 36 核算结果表明：在不变换主轴电机的条件下，主轴拖动系统采用机械四档变速传动比的方案满足要求。 注： 状态 输入 SQ15 SQ16 SQ17

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低档（K10） 1 0 0 中档（K11） 0 1 0 高档（K12） 0 0 1 最高档（K10、K12） 1 0 1 2014届机械设计制造及其自动化专业毕业设计（论文）

8 主轴钢度的校核

8.1 计算切削力和驱动力

(1)切削力的计算（Pz）

2η2

a、切削功率：N切=NⅣ·轴承=6.3×0.98 =6.05kw

N切6.05b、切削转矩：M=9550×nj=9550×90=638.7N·M 2Mc、切削力：Pz=d工件 取d工件=130

2?638.7130?10-3 Pz=

3

=9.8×10 N

3 3

d、Py=0.4Pz=0.4×9.8×10 =3.92×10 N 3 3

Px=0.25Pz=0.25×9.8×10 =2.45×10 N (2)驱动力的计算（Qr）

a、 b、

齿轮的传递功率

N齿= NⅣ·η齿=6.57×0.98=6.44kw 齿轮的传递转距

N齿6.44M=9550×nj=9550×355=173.3N·m 2?173.32M-3驱动力 QT=d=3.5?23?10=4304.2N

c、

Qr= QT·tgα=4304.2×tg20°=1566.6N

(3)切削力Pz与驱动力QT的位置关系，由机床个轴位置布置关系可知：

β=20°

Qz=QTcosβ+Qrsinβ=4304.2×cos20°+1566.6×sin20°=4580.4N Qy=QTsinβ-Qrcosβ=4304.2×sin20°-1566.6×cos20°=0

8.2主轴的受力分析

(1)Z方向

三轴承支撑可简化为如图所示静不定系统

式中： 卡盘长L卡=150㎜

工件长LⅠ=160㎜

a=100㎜ b=65㎜ c=456㎜ L1=285㎜ L2=236㎜ L=521㎜

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6

Mz=Pz(L卡+ LⅠ)=9800×(150+160)=3.038×10 N·㎜ 5

E=2.1×10

π4 4

I=64（D平 -d ）=3870571.2

d、 在Pz作用下，B处的挠度： （yB）Pz==

PZ?l1?(l2?l12)6EIl

e、 在Mz作用下，B处的挠度：

MZ?l1?(l2?l12)6EIl（rB）MZ=

f、 在QZ作用下，B处的挠度：

QZ?b?l1(l2-l12-b2 )6EIl（YB）QZ=-

MZ?l1?(l2?l12)QZ?b?l1(l2-l12-b2 )6EIl6EIl所以YB=+-

g、 在（RB）Z作用B处的挠度：

(RB)Z?L12?L223EIl（Y′B）=

由于B处轴承是刚性支承 所以YB= Y′B

MZ?l1?(l2?l12)QZ?b?l1(l2-l12-b2 )6EIl6EIl+- (RB)Z?L12?L223EIl=

由上式可求出（RB）Z

pz?a?l1?(l2?l12)?MZ?(l2?l12)?QZ?b?(l?l12?b2)2l1l22（RB）Z=

=22330N

(2)r方向：

三轴承支承可简化为如图所示静不定系统：

(py?a?My?Mx)?(l2?l12)?Qy? b(l2?l12?b2)2l1l22（RB）y=

式中：My=Py·(L卡+ LⅠ)=1215200N·㎜

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DΙ件Mx=Px·2=147000N·㎜

Qy=0

（RB）y=10510.5N

8.3主轴挠度计算：

(1)Z方向

PZ?a2(l?a)MZ?a(2l?3a)(RB)Z?l1?l2?a(l?l1)QZ?a?b?c(l?c)6EL6EIL6EILY=-3EL-++ 1005 =-3?2.1?10?3870571.3[9800×100×(521+100)

(521?456)3038000?(2?521?3?100)22330?285?236?(521?285)4580.4?65?456?2?52122?521+--

=-0.06 (2)Y方向

Py?a2(l?a)(My?Mx)a(2l?3a)Qy?a?b?c(l?c)(RB)y?l1?l2?a(l?l1)6EIL6EIL6ELY=-3EL--+ 1005 =-3?2.1?10?3870571.3[3920×100×(521+100)

(521?285)(1215200?147000)?(2?521?3?1000)10510.5?285?236?2?5212+ -]

=-0.025

2222(3)计算总挠度：Y=Yz?Yy=0.06?0.025=0.065

[Y]=0.002l=0.002×521=0.104 计算结果：Y〈[Y] 主轴挠度合格

8.4轴承处转角的校核

(1)Z方向：

(RB)Z?l1?l2(l?l1)QZ?b?c(l?c)PZ?l?a?6EILQz=+6EIL-3EL

其中：a′=a+ l卡+ lⅠ=100+150+160=410㎜ Qz=-0.00033

(2)Y方向：

(RB)y?l1?l2(l?l1)Py?l?a?Qy?b?c(l?c)6EILQy=-3EL-6EIL;( Qy=0)

=-0.00012

(3)计算总转角:

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22Qz?QyQ==0.00035〈0.001rad

因此机床主轴的刚度是合适的

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9 结束语

数控机床主轴箱设计的课程设计任务完成了，虽然设计的过程比较繁琐，而且刚开始还有些不知所措，但是在同学们的共同努力下，再加上老师的悉心指导，我终于顺利的完成了这次设计任务。本次设计巩固和深化了课堂理论教学的内容，锻炼和培养了我综合运用的知识和理论的能力，使我独立分析，解决问题的能力得到了强化。

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致谢语

本论文在钱利霞导师的悉心指导下完成的。导师渊博的专业知识、严谨的治学态度，精益求精的工作作风，诲人不倦的高尚师德，严于律己、宽以待人的崇高风范，朴实无法、平易近人的人格魅力对本人影响深远。不仅使本人树立了远大的学习目标、掌握了基本的研究方法，还使本人明白了许多为人处事的道理。本次论文从选题到完成，每一步都是在导师的悉心指导下完成的，倾注了导师大量的心血。在此，谨向导师表示崇高的敬意和衷心的感谢!在写论文的过程中，遇到了很多的问题，在老师的耐心指导下，问题都得以解决。所以在此，再次对老师道一声：老师，谢谢您!此外我还要向机械学院，应技院的所有老师表示衷心的感谢，谢谢你们四年的辛勤栽培，谢谢你们在教学的同时更多的是传授我们做人的道理，谢谢四年里面你们孜孜不倦的教诲!

四年寒窗，所收获的不仅仅是愈加丰厚的知识，更重要的是在阅读、实践中所培养的思维方式、表达能力和广阔视野。很庆幸这四年来我遇到了如此多的良师益友，无论在学习上、生活上，还是工作上，都给予了我无私的帮助和热心的照顾，让我在一个充满温馨的环境中度过四年的大学生活。感恩之情难以用言语量度，谨以最朴实的话语致以最崇高的敬意。“海内存知己，天涯若比邻”！希望我们在以后的生活中各自闯出一片天地，实现自己的人生价值。

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参考文献

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（4）唐照明，李质芳等编.机械设计.西安.西安交通大学出版社.1995

(5) 邹青主编.机械制造技术基础课程设计指导教程.北京.机械工业出版社.2005 （6）曾励主编.机电一体化系统设计.北京.高等教育出版社.2010 （7）徐锦康主编.机械设计.北京.高等教育出版社.2004

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CA6150 lathe spindle box and transmission system design

CHEN Rui

(2010th,Mechanical Design&Manufacturing Automation major,School of Applied technology ,Chong Qing Three Gorges University, WanZhou ChongQing 404000）

Abstract From the middle of the 20th century numerical control technology, numerical

control machine tool for machinery manufacturing industry has brought the revolutionary change.Nc machining has the following characteristics: good flexible, high machining accuracy, high productivity, reduce the operator labor intensity, improve working conditions, conducive to the modernization of production management and improving economic benefit.Nc machine tool is a highly mechanical and electrical integration products, applicable to many varieties of small batch processing parts and complicated structure and high precision parts, need frequent modification parts, the price is expensive, require precision of key parts are not allowed to scrap copy parts, need to shorten the production cycle need parts and requirements of the 100% inspection of parts.The characteristics of the nc machine tool and its application range makes it the important equipment in the development of national economy and national defense construction.In the 21st century, our country economy and the international community, has entered a vigorous development in the new period.Machine tool manufacturing industry is faced with mechanical manufacturing demand level of development of manufacture equipment and also to join the world trade organization after fierce international market competition pressure, accelerating the development of nc machine tool is a key to solve machine tool manufacturing industry sustainable development.As manufacturing a large demand for nc machine tool and the rapid progress of computer technology and modern design technology, the application range of the CNC machine continues to expand, and continuous development to more adapt to the needs of production and processing.

Keywords Nc machine tool Flexible well High precision Mechanical and

electrical integration

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