变速车床主轴箱设计及实物制作(8级)

1、8级变速车床主轴箱设计及实物制作机械设计制造及其自动化【摘 要】作为主要的车削加工机床，普通车床被广泛的应用于机械加工行业中。 本文主要针对8级变速车床主轴箱的设计进行说明，共包括运动设计、动力设计和结构 设计三个部分。设计的主要内容有机床主要参数的确定，传动方案和传动系统图的拟定, 最后通过对车床主轴箱零件进行计算、校核从而完成此机床主轴箱的设计。在结构设计 中主要是主轴箱的传动设计，根据已给定的条件，即主轴转速来设计主传动系统。实际 工作时，操纵变速手柄，通过拨叉拨动主轴箱中的滑移齿轮在轴上移动，实现变速。【关键词】8级变速；主轴箱；设计Design of the 8-Level Spee

2、d Spindle Box & the Model MakingMechanical Design, Manufacturing and Automation MajorAbstract： As major turning machines, universal lathe is used widely in mechanical process ing in dustry .In this paper, it focuses on the desig n of 8-level speed spin dle box, and it includes three parts that m

3、otion design, dynamic design and structure design. The main contents of this desig n is to determ ine the mai n parameters, tran smissi on scheme and drive system draw ing of the mach ine tool, and fin ally complete the desig n of the spi ndle box by calculat ing and check ing the parts of the spin

4、dle box. The main structure desig n is the desig n of transmission , under the given conditions, that is, according to spindle speed design the main drive system. Practically work in g, it con trol variable speed han dles to achieve differe nt speed through the fork that bring along the slidi ng gea

5、r moving on the axis.Key words： 8-level speed; spindle box; designI1运动设计11.1车床主参数和基本参数 11.2确定公比书和结构式11.2.1 结构网11.3拟定转速图21.3.1 主电机的选择21.4齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制 31.4.1 齿轮齿数的确定的要求31.4.3传动系统图的绘制52动力设计62.1确定计算转速62.1.1 主轴的计算转速 62.1.2中间传动件的计算转速 62.2估算各传动轴的直径 62.2.1 I轴的直径62.2.2 U轴的直径72.2.3 川轴的直径72.2.4主轴的直径72.3齿轮模

6、数的计算72.4三角带传动的计算 82.5主轴刚度验算92.5.1 选定前端悬伸量 C92.5.2 主轴支承跨距L的确定92.5.3 计算C点挠度102.6离合器的选择与计算112.6.1确定摩擦片的径向尺寸 122.6.2按扭矩确定摩擦离合面的数目Z122.6.3 计算摩擦离合器的轴向压力Q122.6.4 确定摩擦片厚度 132.6.5 反转时摩擦片数的确定 133结构设计展开图及其布置 144 6级变速车床主轴箱模型的实物制作 164.1实物的加工164.2机构的装配16参考文献18致谢语1931运动设计1.1车床主参数和基本参数原始数据与资料：车床主参数：360mm，主轴转速：100ll

7、20r /min，转速级数：8,电动机功率：5.5Kw。1.2确定公比®和结构式Z17由 Rn= “ - 得 1120/100=11.2 =书=1.41划分各级转速为：100, 140,200,280,400,560,800,1120.确定 I 轴的转速为：800r/min，贝U i。=800/1440=1/1.80已知 Rn二匹 Rn= 4 Z-1 且 Z=2ax3bn mina、b为正整数，即Z应可以分解为2和3的因子，以便用2、3联滑移齿轮实现变 速。8级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具 体结构、装置和性能。主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很

8、大，因此主轴上齿轮少些 为好。最后一个传动组的传动副常选用 2刀。1.2.1结构网图1-18级等比传动系统结构网由此可知：结构式可确定为：8=21 X 22 X 24根据降速比分配应“前缓后急”的原则（也称递降原则）以及摩擦离合器的工作速 度要求，确定各传动组最小传动比。在设计机床时，为防止传动比过传动比过小造成从动轮过大，增加箱体尺寸。一般限定最小传动比imin > 1/4。为减少震动，提高传动精度，直齿轮的最大传动比imaxW 2,直齿轮变速组的极限变速范围是r=2 x4=8检验扩大组的变速范围。由式 门=® PoPi可知® popi = 1.414<8（不

9、超限制）1.3拟定转速图运动参数确定以后，主轴各级转速就已知，切削耗能确定了电机功率。在此基础上, 选择电机型号，确定各中间传动轴的转速，这样就拟定主运动的转速图，使主运动逐步 具体化。1.3.1主电机的选择1）电机功率N:合理的确定电机功率，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产 需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。中型机床上，一般都采用三相交流异步电动机作为动力源。根据机床切削能力的要 求确定电机功率：N=5.5KW2）电机转速nd :选用时，要使电机转速nd与主轴最高转速nmax和I轴转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。nd =1440r/min。3） 电机的选定：

10、已知电动机的功率是 3KVy根据表2选丫1324,额定功率5.5 kw，满载转速1440 r .，最大额定转距2.2 N 。/ min/ m3）分配降速比：该车床主轴传动系统共设有四个传动组其中有一个是带传动。根 据降速比分配应“前缓后急”的原则以及摩擦离合器的工作速度要求，确定各传动组最 小传动比。u .、=nmin/nE =100/1440=1/14.40 。4）确定传动轴的轴数：传动轴数=变速组数+定比传动副数+仁4可。1.4齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制1.4.1齿轮齿数的确定的要求可用计算法或查表确定齿轮齿数，后者更为简便，根据要求的传动比u和初步定出的传动副齿数和Sz，查表即可求

11、出小齿轮齿数。选择时应考虑：1 传动组小齿轮应保证不产生根切。对于标准齿轮，其最小齿数ZminZmin 1=172 .齿轮的齿数和Sz不能太大，以免齿轮尺寸过大而引起机床结构增大，一般推荐 齿数和Sz < 100-120,常选用在100之内。3. 同一变速组中的各对齿轮，其中心距必须保证相等。4. 保证强度和防止热处理变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚。5. 保证主轴的转速误差在规定的范围之内。1.4.2变速传动组中齿轮齿数的确定用计算法确定第一个变速组中各齿轮的齿数Z+Z' = Sz i j = Z j/Zj'=a j /b j其中Zj主动齿轮的齿数Zj'被动齿轮

12、的齿数ij一对齿轮的传动比Sz一对齿轮的齿数和其中a j、b j为互质数，设a j +b j=SojZj=a j SZj，=b j SSjSoj为了保证不产生根切以及保证最小齿轮装到轴上或套筒上具有足够的强度，最小齿 轮必然是在降速比最大的传动副上出现3第一变速组:ia1=1：1ia2 = 1 : 1.41 =-7=1.41So1=202=12最小公倍数So=12则 S=12kZa2=5X 空 > 17=>k12则 Sz=84 Z a1=42Za2=5X12k =3512则从动轮齿数为：乙1=42Za2，=7X12k=4912第二变速组ib1 = 1：1ib2：= 1:2S11=2

13、S；12 = 3最小公倍数Sd=6则Sz=6k最小齿数发生在ib2中：6kZb2=1 X> 17=>k> 9 取 k=103则 Sz=60 Z a1=30Za2=1X6k=203则从动轮齿数为：Zb1=30Zb2 =2X6k “=40最小齿数发生在ia2中：> 4 取 k=73第三变速组:.7Ic1=1.41:1 =-5S21 = 12最小公倍数S0=84ic2=1：2.82=31S32=42 则 Sz=84k#最小齿数发生在 Ic2 中：Zc2=11X> 17=>22k > 17 取 k=242则 Sz=84 Z c1=49Za2=11X 业=224

14、2则从动轮齿数为：Zc=35Zc2，= 31 X 业=6242见表1-1:表1-1齿轮齿数表变速组第一变速组第二变速组第三变速组齿数和846084齿轮Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12齿数424235493030204049352262143传动系统图的绘制图1-3主传动系图52动力设计2.1确定计算转速2.1.1主轴的计算转速主轴的计算转速为主轴从最低转速算起，第一个 1/3转速范围内的最高一级转速,即:Z/3-1nj = nmin?其中：z = 8则：nj=n min= 100x 2.82=177 r / min2.1.2中间传动件的计算转速川轴上的4级转速分别为：28

15、0、400、560、800r/min.主轴在79r/min以上都可以 传递全部功率。川轴经乙1-Z12传递到主轴，这时从280r/min以上的转速全部功率，所以确定最低 转速280r/min为川轴的计算转速。按上述的方法从转速图中分别可找到计算转速：U 轴为560r/min, I轴为800r/min,电动机轴为1440r/min。2.2估算各传动轴的直径传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和 扭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 此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚 度要求保证轴在

16、载荷下不至发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。传动轴直径按扭转刚度:式中：d 传动轴直径;p电动机功率;Nj 该轴的计算转速;n传动效率；可根据机械设计各种传动传递功率的功率的范围及效 率值P41进行选取n 1=0.96 n （齿轮效率）=0.99。2.2.1 I轴的直径I =0.96, n1 =800r/min=26mmr /min2.2.2 U轴的直径n 2 =0.96 0.99 = 0.95 n2 =560r/minPn内少5 °94V 280二 35mm223 川轴的直径n 3 = n 2 0.99 = 0.94 n3 = 280r / min心杆 TRF =

17、35mm2.2.4主轴的直径n 4 = n 3 0.99 二 0.93n3 = 100r / min4 5.5 0.93:100=45mm2.3齿轮模数的计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计算 mj =163383!”" -1）汎 2Imm。式中：mj按疲劳接触强度计算的齿轮模数 Lmml ；Nd 驱动电机功率I-KW丨；nj计算齿轮的计算转速r / m I ；i 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比i 一1，外啮合取“ +”号，内啮合取“-号;乙 小齿轮齿数Bm =610；m 齿宽系数，；m = B（ B为齿宽，m为模数）， mj-j 许用接

18、触应力，取-im =600MPa,传动组a模数:ma-16338?3汉 5.56 352 2 6 002 8 00= 2.57传动组b模数:mb-1633833 5.52 26 202 600560=4.20传动组c模数：J4 汉 5.5mc =163383；223.78片6汉22汇3汉600汉280故选取标准模数ma = 4, mb 二 5,mc = 4 呵。2.4三角带传动的计算三角带传动中，轴间距A可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可 缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出 轴的定比传动。(1)选择三角带的型号根据公式：Pca=KaP=

19、1.1 5.5=6.05KW式中P-电动机额定功率，Ka-工作情况系数。查图8-11因此选择A型带。(2)初选小带轮的基准直径 dd1。带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径dd1,不宜过小，即dd1 一 dd min。查表8-6，8-8取小带轮基准直径dd112mm(3) 确定三角带速度an60 10003.14 112 144060 1000= 8.449因为5m / s ： v : 30m/ s，故带速合适(4) 计算大带轮的基准直径根据式(8-15a)，计算大带轮直径dd2dd2=i dd1=1.8 112=201.6mm根据表8-8，圆整为标准直径200mm。

20、(5) 初定中心距带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取：根 据经验公式 0.7 dd1 dd2 : a0 : 2 dd1 dd2取2112 200 =624mm，取 代=600mm.L。： 2a。- dd1 dd2(6) 三角带的计算基准长度L,-24 汉 600由表8-2，圆整到标准的计算长度Ld = 1800mmdd2 dd14a°L0 =2 600 314112 200200 1121693mma :- a0 - Ld 土二 600 - (1800 -1693) 2 ： 654mm2(8) 验算小带轮包角:-0 dd ddi00 200 1 12

21、00:180巴 57.5 =18057.5 ： 172_90 ,a654主动轮上包角合适。(9) 确定三角带根数Z根据式8-26得PeaZ =P0P0 k：.k传动比v1 i 1 =1440/800 =1.8V2查表 8-4a，8-4b 得 ：p0 = 0.15KW, p0= 1.58KW查表 8-5， k -.=0.98 ;查表 8-2， kl =1.016.051.58 0.150.98 1.01-3.53所以取Z=4根(10) 计算预紧力查表 8-3，q=0.1kg/mPea 2.5,2F0 =500於 一-1 +qvvz <ka丿= 500 -6型25 -10.1 8.4428.

22、44 汉 40.98丿= 146N2.5主轴刚度验算2.5.1选定前端悬伸量C根据主轴端部的结构，前支承轴承配置和密封装置的型式和尺寸，这里选定8C=120mm 。2.5.2主轴支承跨距L的确定一般最佳跨距L。二23 C = 240420mm ，考虑到结构以及支承刚度因磨损会不断 降低，应取跨距L比最佳支承跨距L。大一些，再考虑到结构需要，这里取 L=600mm#2.5.3计算C点挠度1）周向切削力R的计算Pt 2 955 104 NdDjnj11#其中 Nd -5.5KW,=0.96 0.987,Dj h0.50.6 Dmax h0.50.6400 =200 240mm,取 Dj = 240

23、, nj =31.5r/min4丄. 2 汉 955 汉10:<0 82:<554 丄.4故 pt1.15 104N，故 P =1.12R =1.736 104N 。240 35.5Pr =0.45P =6.98 103N,Pf = 0.35P = 5.43 103N2）驱动力Q的计算7 N 7Q =2.12 107 -nzn其中N 二Nd =5.5 0.96 0.987 =4.58KW,z =72,m = 3,n=35.5r/min所以Q =2.12 107 41.13 104N4X72X35.53）轴承刚度的计算这里选用4382900系列双列圆柱子滚子轴承根据 C =22.22

24、2 1.50'103 d0'8 求得：CA =22.222 1.50.103 700.8 =8.48 105N/mmCb =22.222 1.50.103 1OO0.8 = 9.224 105 N/mm4）确定弹性模量,轴的材产选用惯性距40Cr，I ； Ic;和长度 a,b,s。查资料有#5E =2.1 10 MPa主轴的惯性距#主轴C段的惯性距二 D4外 _ D4内644.27 10 mm 64Ic可近似地算：二 D41-0.64D4164-=6.25 106mm4Ic64切削力P的作用点到主轴前支承支承的距离 S=C+，对于普通车床,W=0.4H#(H是车床中心高，设 H

25、 = 200mm)。贝U: D2 = d (2 6)N= (40 4)mm2 = 44mm 根据齿轮、轴承宽度以及结构需要，取 b=60mm 计算切削力P作用在S点引起主轴前端C点的挠度ycsp = P3sc2 -c3_ 6EIcLsc L S L C sc3ET C7L CL2mm13#代入数据并计算得ycsp = 0.1299mm 计算驱动力Q作用在两支承之间时，主轴前端C点子的挠度ycmqycmqmm=_b L _b) + ( L +C y L _b L be- 6ETLCBl2CaL2 _计算得：ycmq =-0.0026 mm 求主轴前端C点的综合挠度yc 水平坐标Y轴上的分量代数和

26、为：ycy ycspc°sTp ycmq COS dq ycm COSm, 其中入=66q =270；,為80；，:-yc 二 arctg 上二 72.25，又Ycy计算得：ycy =0.0297mm， yc 0.0928mm。综合挠度y . ' ycy2 ycz 0.118mm。综合挠度方向角y 丄 0.0002L = 0.0002 608 0.1mm。因为 ”：y，所以此轴满足要求9。2.6离合器的选择与计算参考表2，取通用机床钢质主轴前轴颈直径 D 80mm，后轴颈直径D2二(0.70.85 ) D!，取D2 =65m m，主轴内孔直径d =0.1Dmax-10m m，

27、其中Dmax为最大加工直 径，确定 d=36± 10mm，即 40mm。261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 示这一特性系数护是外片内径D与内片外径D2之比，即申=-D1，一般外摩擦片的内径D2可取：D2二d (2 6)mm = (40 4)mm = 44mm;机床上采用的摩擦片 值可在 0.57D 440.77范围内，此处取=0.6，则内摩擦片外径 D2-=73.3 mm。2 申0.62.6.2按扭矩确定摩擦离合面的数目ZZ>Pf S心心心

28、其中T为离合器的扭矩3 Pj3 44T=9550X 10 一 =9550X 100.8 =5.1 X 10 N *mm；nj600K安全系数，此处取为1.3 ;P摩擦片许用比压，取为1.2MPaf 摩擦系数，查得f=0.08 ;S内外片环行接触面积，S ( D D1 ) =1426.98 mm2; 4rf 诱导摩擦半径，按理想状态，假设摩擦表面压力均匀分布，则rf（D； -D；）3（D； -D；）=21.77 mm ；Kv速度修正系数，根据平均圆周速度查表取为1.3 ;Km 结合次数修正系数，查表为1.35 ;Kz 摩擦结合面数修正系数，查表取为1;将以上数据代入公式计算得 Z> 11.

29、67圆整为整偶数12,离合器内外摩擦片总数i=Z+1=13。2.6.3计算摩擦离合器的轴向压力QQ=SPKV =1426.98 X 1.2 X 1.3 = 2226.1 N264确定摩擦片厚度摩擦片厚度b = 1 , 1.5, 1.75, 2 mm，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,本设计选用2mm。2.6.5反转时摩擦片数的确定I 一飙联齿轮；2蚱醉擦片孑一内庫擦片；仏卫h-娣母；5-圖销；&弹竇扇汀一抢杯；呂一潘套* 9-销轴；羊罚怡甕块2 M一止梅用；门一梅轮t 14一乐套；15 ffiX： 16图2-1 双向片式摩擦离合器机构普通车

30、床主轴反转时一般不切削，故反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗确 定。普通车床主轴高速空转功率 Pk一般为额定功率Pd的2040%取Pk = 0.4Pd，计算 反转静扭矩为Pk = 1.6KW,代入公式计算出Z>5.1，圆整为整偶数6,离合器内外摩擦 片总数为7。153结构设计展开图及其布置展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖 切面平整展开在同一个平面上。由于结构复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次 修改。在正式画图前应该先画草图10。17#图3-1 8级变速车床主轴箱展开图#11操纵机构采用拨叉与凸轮机构#图3-2操纵机构#46级变速车床主轴箱

31、模型的实物制作我们组的实物制作为6级变速车床主轴箱的模型制作，在加工过程中，分为5小组, 我们小组主要负责箱体、中间板、曲柄及摇板加工。在加工中主要是用铳床和钻床进行加工，但由 于加工箱体尺寸较大受到夹具的限制，加工平面时用到了刨床。4.1实物的加工现以曲柄为例简要说明一下加工过程，附1210曲柄图如下:图4-1121°曲柄所用的设备是XQ5025B铣床以及ZQ4116钻床。所用到的工艺装备有高速钢三面式 铣刀，5的麻花钻，8的麻花钻，M6的丝锥，14.8麻花钻，15机用铰刀。0 125mm 分度为0.02伽的游标卡尺等等。加工概况。首先用气动切割机将板料分割成所需要的各零件毛坯尺寸，以先粗后精 原则，在卧式铣床粗铣各面的侧面。用老虎钳夹紧，然后在XQ5025曲式铣床粗铣上下面 接下来精铣上下面，接着在卧式铣床上精铣各侧面。1210曲柄上下面加工后进行电火花加工，将其轮廓