车床主轴箱传动结构设计

车 床 主 轴 箱 传 动 结 构 设 计 说 明 书 第 1 页 共 35 页1 概述11 机床的发展公元前二千多年出现的树木车床是机床最早的雏形。工作时，脚踏绳索下端的套圈，利用树枝的弹性使工件由绳索带动旋转，手拿贝壳或石片等作为刀具，沿板条移动工具切削工件。中世纪的弹性杆棒车床运用的仍是这一原理 1。以下将针对车床发展的过程加以介绍。车床的诞生不是发明出来的，而是逐渐演进而成，早在四千年前就记载有人利用简单的拉弓原理完成钻孔的工作，这是有记录最早的工具机，即使到目前仍可发现 以人力做为驱动力的手工钻床，之后车床衍生而出，并被用于木材的车削与钻孔，英文中车床的名称 Lathe(Lathe 是木板的意思)就是由此而来，经过数百年的演进，车床的进展很慢，木质的床身，速度慢且扭力低，除了用在木工外，并不适合做金属切削，直到工业革命前。这段期间可称为车床的雏型期 2。18 世纪开始的工业革命，象征着以工匠主导的农业社会结束，取而代之的是强调大量生产的工业社会，由于各种金属制品被大量使用，为了满足金属零件的加工，车床成了关键性设备，18 世纪初车床的床身已是金属质，结构强度变大更适合做金属切削，但因结构简单，只能做车削与螺旋方面的加工，到了 19 世纪才有完全以铁质零件组合完成的车床，再加上诸如螺杆等传动机构的导入,一部具有基本功能的车床总算开发出来。但因动力只能靠人力、兽力或水力带动，仍无法满足需求，只能算是刚完成基本架构的建构 3。瓦特发明了蒸气机，使得车床可由蒸气产生动力用来驱动车床运转，此时车床的动力是集中一处，再藉由皮带与齿轮的传递分散到工厂各处的车床，20 世纪初拥有独立动力源的动力车床(Engine Lathe)终于被开发，也将车床带到新的领域。此期间拜福特公司大量生产汽车所赐，许多汽车零件必须以车床加工，为了确保零件供应充足，供货商必须大量采购车床才能应付所需，即使到今天车床的发展仍受到汽车产业的荣枯所左右。20 世纪中，计算机被发明，不久计算机即被应用在工具机上，数值控制车床逐渐取代传统车床成为工厂利器，生产效率倍增，零件加工精度更是大幅提升，且随着计算机软、硬件日趋进步与成熟，许多以往视为无法加工的技术被一一克服，CNC化工具机的比率成了国家现代化的重要指标。 车 床 主 轴 箱 传 动 结 构 设 计 说 明 书 第 2 页 共 35 页从历史的角度来看促使车床发展除了 18 世纪工业革命与 20 世纪汽车业兴起是主因外，另一项主因是切削刀具的进步，早期使用的切削刀具材质是碳钢，切削速度只能限制在 20m/min 以下，而且加工精度不佳，之后刀具材质采用合金钢，仍至今日的陶瓷刀具，切削速度更提升到 1000m/min 以上，于是车床转速愈来愈高，进给速度也愈来愈快，而且加工精度也从百年前的 1mm 大幅提 0.001mm，进步之快除了刀具的改良与技术的提升，当然有数值控制的配合也是最大的功臣。12 机床主轴箱机床设计和制造的发展速度是很快的。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。随着科学技术的不断发展，机械产品趋精密、复杂，改型也益频繁，对机床的性能、精度、自动化程度等提出了越来越高的要求 11,12。机械加工工艺过程自动化是实现上述要求的重要技术措施之一，不仅能提高产品质量和生产率，降低生产成本，还能改善工人的劳动条件。为此，许多企采用自动机床、组合机床和专用机床组成自动或半自动生产线。但是，采用这种自动、高效的设备，需要很大的初期投资以及较长的生产准备周期，只有在大批量的生产条件（如汽车、拖拉机、家用电器等工业主要零件的生产）下才会有显著的经济效益 3。在机械制造工业中，单件、小批量生产的零件约占机械加工的70%80%。科学技术的进步和机械产品市场竞争的益激烈，致使机械产品不改型、更新换代、批量相对减少，质量要求越来越高。采用专用的自动化机床加工这类零件就显得很不合适，而且自动化生产线投资大、周期长，有时从技术上甚至是不可能实现的。采用各类仿型机床，虽然可以部分地解决小批量复杂的加工，但在更新零件时需制造靠模和调整机床，生产准备周期长，而且由于靠模误差的影响，加工零件的精度很难达到较高的要求。为了解决上述问题，满足多品种、小批量，特别是结构复杂、精度要求高的零件的自动化生产，迫切需要一种灵活的、通用的、能够适于产品频繁变化的自动化机床。随着计算机科学技术的发展，1952年，美国帕森斯公司（Parsons）和麻省理 车 床 主 轴 箱 传 动 结 构 设 计 说 明 书 第 3 页 共 35 页工学院（MIT）合作，研制成功里世界上第一台以数字计算机为基础的数字控制（numerical control，简称NC）三坐标直线插补铣床，从而机械制造业进入了一个新阶段。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效盖。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。机床之所以会发展，是由于其设计者的不断创新和改革，为应用于实际问题而不断推陈出新，同时，由于世界电子化和信息化的发展，又大大加快了其发展的速度。在机床的发展过程中，机床主轴箱设计的创新发展过程是其中最重要的部分，也正是由于主轴箱的不断发展，各种机床才会得以适应如今的生产规模。机床从诞生至今已经经过了几个世纪，每个时间段都会有应用于新领域的机床诞生，而在这同时，针对于不同领域的机床其主轴箱也是各不相同的，由于车床的普遍应用，多年来对机床主轴箱的各种改进和创新层出不穷，而20世纪后半叶由于计算机技术及网络技术的不断发展，使机床主轴箱的设计也跨出了一大步。机 床 主 轴 箱 的 设 计 ， 以 及 主 轴 箱 各 部 件 的 加 工 工 艺 直 接 影 响 机 床 的 性 能 。机 床 主 轴 箱 的 设 计 一 般 是 凭 借 经 验 来 设 计 ， 而 计 算 机 技 术 和 网 络 技 术 的 发 展 给 设计 工 作 带 来 了 极 大 的 方 便 。 基 于 设 计 理 论 的 许 多 应 用 软 件 也 应 运 而 生 ， 很 多 专 业软 件 的 仿 真 分 析 使 得 主 轴 箱 的 设 计 更 加 准 确 ， 精 度 也 更 高 。主轴箱都采用齿轮传动。其传动系统是指通过一定的传动路线把驱动轴的运动,采用多级齿轮传动,确定传动齿轮及其传动轴的位置,最后把运动传到主轴上,使主轴获得规定的转速和方向。它是主轴箱设计最关键、工作量最大的环节。基于计算机软件技术的快速发展，过去很多只能靠人力计算设计的科目都现在都可以通过计算机辅助设计，而且设计的精度和效果都高的多。由 于 数 控 机 床 的 广 泛 应 用 ， 其 主 轴 箱 的 设 计 也 是 十 分 重 要 。 数控机床主轴部件是机床的核心部件，它的性能好坏直接影响机床的加工精度。在数控机床主轴箱的设计中，采用三维设计方法，利用 Pro/E 对其进行了三维实体建模及装配设计，并通过动态仿真和干涉分析，以验证设计方案的可行性。该方法提高了产品的设计质量和设计效率，为产品的结构优化设计提供了有效的途径。随着计算机三维 车 床 主 轴 箱 传 动 结 构 设 计 说 明 书 第 4 页 共 35 页CAD/CAE 软件的应用和普及，使得工程设计方法、理念和手段都发生了巨大的变化。在设计中可以直接进行三维设计，并利用 CAE 软件进行各种工程分析，在虚拟环境下模拟实际工作状况，进行运动仿真分析，实现最佳设计。总之，现在对机床主轴箱的设计由于计算机软件的发展，已经越来越精确，同时，也保证了设计出来的产品的可靠性和稳定性。 车 床 主 轴 箱 传 动 结 构 设 计 说 明 书 第 5 页 共 35 页2 参数的拟定2.1 公比的确定电动机功率 P=7.5kw， ；min/140rnd输出轴转速在 30r/min1400r/min 之间；变速级数为 12 级。由于转速范围 R = =nmaxin140/in3r因为级数 Z 已知： Z=12 级 则 = = =1.41，因此取 =1.41 合适。(z-1)n 14032.2 各级转速的确定主轴箱的各级输出转速多采用等比数列，特殊情况下，也采用其它数列。由于=1.41，n =1400r/min，通过查询标准转速数列表可以获得各级转速：max=31.5r/min =250r/min 1 n7=45r/min =355r/min2 8=63r/min =500r/minn3 9=90r/min =710r/min4 10=125r/min =1000r/min5 n=180r/min =1400r/min6 12共 12 级转速。 车 床 主 轴 箱 传 动 结 构 设 计 说 明 书 第 6 页 共 35 页3 传动设计3.1 确定结构方案a)主轴传动系统采用 V 带、齿轮传动；b)传动形式采用集中式传动；c)变速系统采用多联滑移齿轮变速。3.2 传动方案拟定3.2.1 结构分析式a) b) c)231321231从电动机到主轴主要为降速传动，若使传动副较多的传动组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足传动副前多后少的原则，因此取 方案。在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸231常限制最小传动比 ；在升速时为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速4min比 。在主传动链任一传动组的最大变速范围 。在设计2maxi 108minaxaR时必须保证中间传动轴的变速范围最小。根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下： 车 床 主 轴 箱 传 动 结 构 设 计 说 明 书 第 7 页 共 35 页图 3.1 转速结构网图检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组：其中 ， ， 122PXR41.62X2P所以 ，合适。086.4.3.2.2 绘制转速图a)选择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，根据原则条件选择 Y-132M-4 型 Y 系列笼式三相异步电动机。b)分配总降速传动比总降速传动比 02.14/5.3/min又电动机转速 不符合转速数列标准，因而增加一定比传动副。140rc)确定传动轴轴数传动轴轴数 = 变速组数 + 定比传动副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。d)确定各级转速由 , , z = 12 确定各级转速：min/5.rnmi4.1400r/min、1000r/min、710r/min、500r/min、355、r/min250r/min、180r/min、125r/min、90r/min、63r/min、45r/min、31.5r/min。在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按传动顺序依次设为、。与、与、与轴之间的传动组分别设为 a、b、c。现由（主轴）开始，确定、轴的转速：1)先来确定轴的转速传动组 c 的变速范围为 ，结合结构式，10,841.max66R轴的转速确定为：125r/min、180r/min、250r/min、355r/min、500r/min、710r/min。2)确定轴的转速传动组 b 的级比指数为 3，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致传动比太小，可取 ，8.2/1/1i 1/2ib轴的转速确定为：355r/min、500r/min、710r/min。 车 床 主 轴 箱 传 动 结 构 设 计 说 明 书 第 8 页 共 35 页3)确定轴的转速对于轴，其级比指数为 1,可取， ，2/1/1ia41./ia/3ia确定轴转速为 710r/min。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比 。71/40/1ie)确定各变速组传动副齿数1)传动组 a:轴间三对齿轮的传动比： I =1/2, I =1/1.41, I =11a2a3a在转速图上轴 I-II 之间有三条传动线,分别为水平、向右下方降一格、向右方下降两格。查机械设计手册 3 卷表 18.2-6 得出可用齿轮和 s 及各齿轮副中小齿轮齿数如表3.1：表 3.1 齿轮和及齿数48 60 72 841.00 24 30 36 421.41 20 25 30 352.00 16 20 24 28根据齿数确定得原则及需求，按最小齿数限制可选定 72,则zS时： 57、60、63、66、69、72、75、782/1/1iazS时： 58、60、63、65、67、68、70、72、73、774.2i z时： 58、60、62、64、66、68、70、72、74、76/3i z由于 72,于是可得轴齿轮齿数分别为：24、 30、36。于是 ，zS 48/21ai，42/02ai 36/ai可得轴上的三联齿轮齿数分别为：48、42、36。2)传动组 b:-轴间两对齿轮的传动比： I =1/ ,I =11b3.42b在转速图上，II 轴的每一转速都有两条线与 III 轴相连，分别为水平和向右下方SI 车 床 主 轴 箱 传 动 结 构 设 计 说 明 书 第 9 页 共 35 页降三格。由于 II 轴有三种转速，每种转速都通过两条线与 III 轴相连，故 III 轴共有种转速。连线中的平行线代表同一传动比。326查机械设计手册 3 卷表 18.2-6 得出可用齿轮和 s 及各齿轮副中小齿轮齿数如表3.2：表 3.2 齿轮和及齿数76 80 84 881.00 38 40 42 442.82 20 21 22 23根据齿数确定得原则及需求，按最小齿数限制可选定 84,则zS时： 69、72、73、76、77、80、81、84、878.2/1/31ibzS时： 70、72、74、76、78、80、82、84、862i z由于 84，于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为： 22、42。z于是 ， ，得轴上两齿轮的齿数分别为： 62、42。62/1ib42/ib3)传动组 c:-轴间三对齿轮的传动比：I =1/3.98, I =21c2c在转速图上，III 轴上的每一级转速都有两条传动线与 IV 轴相连，分别为向右上方升两格和向右下方降四格。 故 IV 轴的转速为 级。31查机械设计手册 3 卷表 18.2-6 得出可用齿轮和 s 及各齿轮副中小齿轮齿数如表3.3：表 3.3 齿轮和及齿数84 90 94 1003.95 17 18 19 202 30 30 35 50根据齿数确定得原则及需求，按最小齿数限制可选定 s=90,则时： 84、85、89、90、94、954/1iczSSISI 车 床 主 轴 箱 传 动 结 构 设 计 说 明 书 第 10 页 共 35 页时： 72、75、78、81、84、87、89、902cizS由于 90.z为降速传动，取轴齿轮齿数为 18；4/1ic为升速传动，取轴 齿轮齿数为 30。2c于是得 ,7/81i 30/62ci得轴两联动齿轮的齿数分别为 18，60；得轴两齿轮齿数分别为 72，30。3.3 绘制传动系统转速图画出转速图（图 3.2） （电动机转速与主轴最高转速相近） 。图 3.2 传动系统转速图 车 床 主 轴 箱 传 动 结 构 设 计 说 明 书 第 11 页 共 35 页4 动力设计4.1 确定各轴转速a)确定主轴计算转速：主轴的计算转速为 min/90r41.35n321zmi IVb)各传动轴的计算转速： 轴可从主轴 90r/min 按 72/18 的传动副找上去，轴的计算转速125r/min；轴的计算转速为 355r/min；轴的计算转速为 710r/min。c)各轴功率及转矩的计算1)各轴功率传递效率： =0.96, =0.99,齿轮传动 8 级精度 =0.97。v带 轴 承 齿 轮P =P =7.5 0.96=7.2kw1d带 P = P =7.2 0.99 0.97=6.91kw2轴 承 齿 轮 P = P =6.91 0.99 0.97=6.63kw3轴 承 齿 轮P = P =6.63 0.99 0.97=6.37kw4轴 承 齿 轮2)各轴的转矩T =9550 =9550 Nm =49.73Nmddmn7.5140T =9550 =9550 Nm=96.84Nm11P.2T =9550 =9550 Nm=185.88Nm22n6.9135T =9550 =9550 Nm=506.53Nm33P.T =9550 =9550 Nm=675.92Nm44n6.7903)各轴数据列表如下 车 床 主 轴 箱 传 动 结 构 设 计 说 明 书 第 12 页 共 35 页表 4.1 各轴参数4)各齿轮的计算转速传动组 c 中，18/72 只需计算 z = 18 的齿轮，计算转速为 355r/min；60/30 只需计算 z = 30 的齿轮，计算转速为 250r/min；传动组 b 计算 z = 22 的齿轮，计算转速为 355r/min；传动组 a 应计算 z = 24 的齿轮，计算转速为 710r/min。5)核算主轴转速误差（若误差5%，则适合）min/5.14730/642/3/625/140 rn 实minr标 %52.1014).7(%10)( 标 标实所以合适。4.2 带传动设计电动机转速 n=1440r/min,传递功率 P=7.5KW,传动比 i=2.03，假设两班制，一天运转 16.1 小时，工作年数 10 年。a)确定计算功率 取 1.1，则AK25KW.871.PKAcab)选取 V 带型根据小带轮的转速和计算功率，选 B 型带。c)确定带轮直径和验算带速查表小带轮基准直径 ,md125mid25403.125验算带速成 06nv其中 -小带轮转速， r/min；1轴名参数电动机轴 轴 轴 轴 轴计算转速n/(r/min)1440 710 355 125 90功率 P/KW 7.5 7.2 6.91 6.63 6.37扭矩 T/(Nm) 49.73 96.84 185.88 506.53 675.92效率 0.96 0.92 0.88 0.85 车 床 主 轴 箱 传 动 结 构 设 计 说 明 书 第 13 页 共 35 页-小带轮直径，mm；1d，带速合适。25,/4.9061254.3smvd)确定带传动的中心距和带的基准长度设中心距为 ,则0a0.55（ ） a 2（ ）21d21d于是 208.45 a 758,初取中心距为 400mm。0a带长 02121042)()d(Lm1405)5()(.342查表取相近的基准长度 ， 。dLm140带传动实际中心距 a5.39720e)验算小带轮的包角一般小带轮的包角不应小于 。1。合适。 204.63.5718012adf)确定带的根数LcakpZ)(0其中： - 时传递功率的增量；1i-按小轮包角 ，查得的包角系数；k-长度系数；L为避免 V 型带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于 10。490.5)46.019.2(8Zg)计算带的张紧力 F 车 床 主 轴 箱 传 动 结 构 设 计 说 明 书 第 14 页 共 35 页20)5.2(qvkvZpFca其中： -带的传动功率,KW；cav-带速,m/s；q-每米带的质量，kg/m；取 q=0.17kg/m。v = 1440r/min = 9.42m/s。NF 7.19342.70)95.2(4.9850 h)计算作用在轴上的轴向力ZQ 2.16sin7.32sin210 车 床 主 轴 箱 传 动 结 构 设 计 说 明 书 第 15 页 共 35 页5 齿轮的计算与校核5.1 各传动组齿轮模数的确定和校核模数的确定：a 传动组：分别计算各齿轮模数先计算 24 齿齿轮的模数： 321)1(68jmdnzN其中: -公比 ； = 2；-电动机功率； = 7.5KW；dd-齿宽系数；m-齿轮传动许允应力;-计算齿轮计算转速。jn， 取 = 600MPa,安全系数 S = 1。SKNlimlim由应力循环次数选取 9.0MPa541609.，取 S=1， 。.NK MPaSKHN540160.1limm72.305428.7)(163取 m = 4mm。按齿数 30 的计算， ，可取 m = 4mm；1.2按齿数 36 的计算， , 可取 m = 4mm。39于是传动组 a 的齿轮模数取 m = 4mm，b = 32mm。轴上齿轮的直径：。mddd aaa 9624120341436321 ； 车 床 主 轴 箱 传 动 结 构 设 计 说 明 书 第 16 页 共 35 页轴上三联齿轮的直径分别为：mdmdmd aaa 19248168421436321 ；b 传动组：确定轴上另两联齿轮的模数。32)1(168jmdnzN按 22 齿数的齿轮计算：i/5.2rnj，可得 m = 4.8mm；取 m = 5mm。按 42 齿数的齿轮计算：可得 m = 3.55mm；于是轴两联齿轮的模数统一取为 m = 5mm。于是轴两联齿轮的直径分别为：ddbb 21045102521 ；轴上与轴两联齿轮啮合的两齿轮直径分别为：mmbb3621；c 传动组：取 m = 5mm。轴上两联动齿轮的直径分别为：ddcc 3065901852；轴四上两齿轮的直径分别为：。； mmcc 13672215.2 齿轮强度校核计算公式 bYKTSaFF15.2.1 校核 a 传动组齿轮校核齿数为 24 的即可，确定各项参数a)P=8.25KW,n=710r/min, 车 床 主 轴 箱 传 动 结 构 设 计 说 明 书 第 17 页 共 35 页mNnPT 566 10.7/25.810.9/105.9b)确定动载系数： sdv /739齿轮精度为 7 级，查得使用系数 6.vKc) mbm3248d)确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数 1d非对称 231.0.60.HdKb42.)(8.2.,查得 64)/(3/hb271FKe)确定齿间载荷分配系数: NdTt 29061.5查得mNbFKtA /1056.73290.16.HFf)确定动载系数: 6.127.05.1HFvAKg)查表 765.2FaY58.1Sah)计算弯曲疲劳许用应力由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 7。 aFEMp540查得 ,S = 1.379.0NKaFMp374.15， .89.62SaFY故合适。3.430.1bmKt5.2.2 校核 B 传动组齿轮校核齿数为 22 的即可，确定各项参数 车 床 主 轴 箱 传 动 结 构 设 计 说 明 书 第 18 页 共 35 页a)P=8.25KW,n=355r/min, mNnPT 566 102.35/.8105.9/105.9b)确定动载系数： sdv /4齿轮精度为 7 级，查得使用系数 6.vKc) mbm4058d)确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数 1d非对称 231.2.60.HdKb42.)1(8.0.,查得 69)5/(40/hb27FKe)确定齿间载荷分配系数: NdTt 401.5由机械设计查得mNbFKtA /1040.1.HFf)确定动载系数: 397.12.0.1HFvAKg)查表 772.FaY57.1Sah)计算弯曲疲劳许用应力查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 7。 aFEMp40查得 ,S = 1.379.0NKaFMp374.15， 5.8.2SaFY故合适。.72.40397.1bmKt 车 床 主 轴 箱 传 动 结 构 设 计 说 明 书 第 19 页 共 35 页5.2.3 校核 c 传动组齿轮校核齿数为 18 的即可，确定各项参数a)P=8.25KW,n=355r/min, mNnPT 566 102.35/.8105.9/105.9b)确定动载系数： sdv /679齿轮精度为 7 级，查得使用系数 6.vKc) mbm4058d)确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数 1d非对称 231.2.60.HdKb4.13.0)(8.0. ,查得 645/hb27.FKe)确定齿间载荷分配系数: NdTt 49301.5查得 6mNbFKtA /1023409.1.HFf)确定动载系数: 2573.1.9.01HFvAKg)查表 791.2FaY53.1Sah)计算弯曲疲劳许用应力查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 7。 aFEMp40查得 ,S = 1.379.0NKaFMp374.15， 8.92SaFY 车 床 主 轴 箱 传 动 结 构 设 计 说 明 书 第 20 页 共 35 页故合适。849.3054027.1bmKFt5.3 传动系统图图 5.1 传动系统图125140r/min7.5kw250362430364824262601872304 车 床 主 轴 箱 传 动 结 构 设 计 说 明 书 第 21 页 共 35 页6 主轴的计算与校核6.1 选择轴的材料主轴箱传动轴材料选取 45 钢，经调质处理，其机械性能由机械设计表 82-5 查得： ， ， ， ；查机械设计表 8640bMPa35sPa1275MPa15Pa2-7，得 。查表 826 得， =35 。1 T6.2 轴颈的初步确定由公式转矩= =TWdnP362.059T得：d =C 369.51Tpn3各轴参数表 6.1 各轴参数轴名参数电动机轴 轴 轴 轴 轴计算转速n/(r/min)1440 710 355 125 90功率 P/KW 7.5 7.2 6.91 6.63 6.37扭矩 T/(Nkm) 49.73 96.84 185.88 506.53 675.92效率 0.96 0.92 0.88 0.85 车 床 主 轴 箱 传 动 结 构 设 计 说 明 书 第 22 页 共 35 页表 6.2 各轴计算过程及结果计算项目 计算说明及过程 计算结果各轴最小直径 d选 C=110=C =110 =23.80mmd13Pn37.210=C =110 =29.58mm2336.95=C =110 =41.32mm3Pn3.12=C =110 =45.50mmd4336.790取 =38mmd1=36mm2=45mmd3=6Omm4各轴心距 L 确定=2121zm=3232=4343zm=108mmL21=168mm32=247.5mmL43主轴前径 D1查表 3-139 =120mmD1主轴后径 2=0.7521 =90mm2平均直径 m=m21=105mmm主轴内孔直径 d(55% 60%):Dm取 =60 mmd经过分析上面算出的各类尺寸符合设计要求。各轴在主轴箱内可以有多种方式放置。 车 床 主 轴 箱 传 动 结 构 设 计 说 明 书 第 23 页 共 35 页6.3 轴的校核计算、受力图和转矩图6.3.1 输入轴的校核计算、受力图和转矩图a)输入轴的校核计算表 6.3 校核计算计算项目 计算说明及过程 计算结果计算齿轮受力输入轴的转速、功率、转矩分别为：=710r/min n=7.2kw P=96840N mmT:齿轮的圆周力 tF12td=2306NtF齿轮的径向力 rtanr=839Nr计算水平面内的支反力A 点支反力 AHF=AH3952tF=1722NAHFB 点支反力 BH=BH39510t =583NBHC 点弯矩 = 100 CHMAF=172200NCHM垂直面内的支反力 车 床 主 轴 箱 传 动 结 构 设 计 说 明 书 第 24 页 共 35 页计算项目 计算说明及过程 计算结果A 点支反力 AVF = AV3952rF=626NAVFB 点支反力 BV=BV39510r =212NBVC 点弯矩 = 100CVMAF=62600NCVMC 点合成弯矩 =C2CVH=183225N mmC画转矩图(h)（图 6.1） N mm96840T转矩按脉动循环变化计算 取 .aN mm0.6984510aT:C 截面处的当量弯矩 M按 计算，22CcMaT1927NmCM画当量弯矩图(i)（图 6.1）校核轴的强度一般而言，轴的强度是否满足只需对危险截面进行校验即可，即轴的当量弯矩较大且轴的直径最小处。根据弯矩大小及轴的直径选定 C 截面进行强度校核。由机械设计表2-5，45 钢 640BMPa 车 床 主 轴 箱 传 动 结 构 设 计 说 明 书 第 25 页 共 35 页计算项目 计算说明及过程 计算结果按表 2-7 用插值法得， 159bMPaC 截面当量弯曲应力 cC3M0.1cWd39217.(80.5)=40.85MPa 1bMPa（因 C 截面有键槽,考虑对轴强度削弱影响,故 乘以 0.95）d40.85cPa校验合格，故轴安全。 车 床 主 轴 箱 传 动 结 构 设 计 说 明 书 第 26 页 共 35 页b)输入轴的轴上受力分析及弯矩、转矩、当量弯矩图 6.1 受力分析及弯矩、转矩、当量弯矩6.3.2 主轴的校核计算、受力图和转矩图转 矩 图 (h)当 量 弯矩 图 （ i）垂 直 面弯 矩 图(f)FtrN.m 轴 简 图(a)轴 受 力简 图 (b)水 平 面受 力 (c)垂 直 面受 力 (d)水 平 面弯 矩 图(e)10 T1 A BFtF FrHA FHBFVA FVACFHA FHBFVA FVAN.mN.mN.mAC BMCHMCVMC 车 床 主 轴 箱 传 动 结 构 设 计 说 明 书 第 27 页 共 35 页a)主轴的校核计算表 6.4 校核计算计算项目 计算说明及过程 计算结果计算齿轮受力主轴的转速、功率、转矩分别为=90r/min n=6.37kw P=675920N mmT:齿轮的圆周力 tFt12d NtF8192齿轮的径向力 r=rtanNr作用于轴上的支反力水平面内的支反力、HBFCN76.12HBFN58CN76.12HBFN58CD 点弯矩 = NDHM294= NDHM294垂直面内的支反力、VBFCN7.VBFN1936CN7.VBFN1936CD 点弯矩 = NDVM07= NDVM07分别作出水平面和垂直面上的弯矩图（d） 、 （f） （图 6.2）合成弯矩 DM按 进行弯矩合成22DHDVMN mm=312DM 车 床 主 轴 箱 传 动 结 构 设 计 说 明 书 第 28 页 共 35 页计算项目 计算说明及过程 计算结果画转矩图（h） （图 6.2） N mm675920T转矩按脉动循环变化计算 .aN mm0.6759240aT:C 截面处的当量弯矩 DM DM22aT=512487N mmDM画当量弯矩图（i） （图 6.2）校核轴的强度一般而言，轴的强度是否满足只需对危险截面进行校验即可，既轴的当量弯矩较大且轴的直径最小处。根据弯矩大小及轴的直径选定 D 截面进行强度校核，由机械设计表 2-5，45 钢640BMPa按表 2-7 用插值法得 159bD 截面当量弯曲应力 30.1DMWd352487.(60.9)=27.67MPa bMPa（因 C 截面有键槽,考虑对轴强度削弱影响,故 乘以 0.95）d27.6DMPa校验合格，故轴安全。 车 床 主 轴 箱 传 动 结 构 设 计 说 明 书 第 29 页 共 35 页b)主轴轴上受力分析及弯矩、转矩、当量弯矩图 6.2 受力分析及弯矩、转矩、当量弯矩MBH NmFAV FBV FCVCHtFrFAH FBH FCHFr轴 简 图(a)轴 受 力简 图 (b)水 平 面受 力 (c)水 平 面弯 矩 图(d)垂 直 面受 力 (e) 车 床 主 轴 箱 传 动 结 构 设 计 说 明 书 第 30 页 共 35 页图 6.2 受力分析及弯矩、转矩、当量弯矩(续)NmNmNmNm垂 直 面弯 矩 图(f)合 成 弯矩 图 (g)转 矩 图(h)当 量 弯矩 图 (i) 车 床 主 轴 箱 传 动 结 构 设 计 说 明 书 第 31 页 共 35 页7 组件的选定7.1 带轮的选择根据 V 带计算，选用 3 根 B 型 V 带。由于轴安装摩擦离合器及传动齿轮，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用卸荷式带轮结构 10。7.2 主轴换向与制动机构设计本机床是适用于机械加工车间和维修车间的普通车床。主轴换向比较频繁，采用双向片式摩擦离合器 11。这种离合器由内摩擦片、外摩擦片、止推片、压块和空套齿轮组成。离合器左右两部门结构是相同的。左离合器传动主轴正转，用于切削加工。需要传递的转矩较大，片数较多。右离合器用来传动主轴反转，主要用于退回，片数较少。这种离合器的工作原理是，内摩擦片的花键孔装在轴的花键上，随轴旋转。外摩擦片的孔为圆孔，直径略大于花键外径。外圆上有 4 个凸起，嵌在空套齿轮的缺口之中。内外摩擦片相间安装。用杆通过销向左推动压块时，将内片与外片相互压紧。轴的转矩便通过摩擦片间的摩擦力矩传递给齿轮，使主轴正传。同理，当压块向右时，使主轴反转。压块处于中间位置时，左、右离合器都脱开，轴以后的各轴停转。制动器安装在轴，在离合器脱开时制动主轴，以缩短辅助时间。此次设计采用带式制动器。该制动器制动盘是一个钢制圆盘，与轴用花键联接，周边围着制动带。制动带是一条刚带，内侧有一层酚醛石棉以增加摩擦。制动带的一端与杠杆连接。另一端与箱体连接。为了操纵方便并保证离合器与制动器的联锁运动，采用一个操纵手柄控制。当离合器脱开时，齿条处于中间位置，将制动带拉紧。齿条轴凸起的左、右边都是凹槽。左、右离合器中任一个结合时，杠杆都按顺时针方向摆动，使制动带放松 12。7.3 滑移齿轮设计机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。根据各传动轴的工作特点，基本组、第一扩大组以及第二扩大组的滑移齿轮均采用了整体式滑移齿轮。所有滑移齿轮与传动轴间均采用花键联接 13。从工艺角度考虑，其他固定齿轮（主轴上的齿轮除外）也采用花键联接。由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联接 14。 车 床 主 轴 箱 传 动 结 构 设 计 说 明 书 第 32 页 共 35 页各轴采用的花键分别为：轴：623266轴：626306轴：836407轴间传动齿轮精度为 8778b，轴间齿轮精度为 7667b14。7.4 轴承的选择为了方便安装，轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径，均采用深沟球轴承。为了便于装配和轴承间隙调整，、轴均采用圆锥滚子轴承。滚动轴承均采用 E 级精度 15。7.5 主轴组件本车床为普通精度级的轻型机床，为了简化结构、主轴采用了轴向后端定位的两支承主轴组件。前支承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用角接触球轴承和单向推力球轴承。为了保证主轴的回转精度，主轴前后轴承均采用压块式防松螺母调整轴承的间隙。主轴前端采用短圆锥定心结构型式 16。前轴承为 C 级精度，后轴承为 D 级精度 17。7.6 润滑系统设计主轴箱内采用飞溅式润滑，油面高度为 65mm 左右，甩油环浸油深度为 10mm 左右。润滑油型号为：IIJ30 18。卸荷皮带轮轴承采用脂润滑方式。润滑脂型号为：钙质润滑脂 19。7.7 密封装置设计轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用皮碗式接触密封。而主轴直径大、线速度较高，则采用了非接触式密封。卸荷皮带轮的润滑采用毛毡式密封，以防止外界杂物进入 20。 车 床 主 轴 箱 传 动 结 构 设 计 说 明 书 第 33 页 共 35 页结 论机床主轴箱的设计终于完成了。虽然设计的过程比较繁琐，而且刚开始还有些不知所措，但是在自己的不断努力下，再加上指导老师的悉心指导，我终于顺利地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所学过的知识和理论的能力，是我独立分析、解决问题的能力得到了强化。通