变速车床主轴箱设计

16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16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］16级变速；主轴箱Designof16-LevelSpeedSpindleBox&theModelMakingMechanicalDesign,ManufacturingandAutomationMajorAbstract：Asmajorturningmachines,universallatheisusedwidelyinmechanicalprocessingindustry.Inthispaper,itfocusesonthedesignof16-levelspeedspindlebox,anditincludesthreepartsthatmotiondesign,dynamicdesignandstructuredesign.Themaincontentsofthisdesignistodeterminethemainparameters,transmissionschemeanddrivesystemdrawingofthemachinetool,andfinallycompletethedesignofthespindleboxbycalculatingandcheckingthepartsofthespindlebox.Themainstructuredesignisthedesignoftransmission,underthegivenconditions,thatis,accordingtospindlespeeddesignthemaindrivesystem.Practicallywork,itcontrolvariablespeedhandlestoachievedifferentspeedthroughtheforkthatbringalongtheslidinggearmovingontheaxis.Keywords:16-levelspeed;spindlebox;designTOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"1概述 1\o"CurrentDocument"车床的规格系列和用处 1\o"CurrentDocument"操作性能要求 1\o"CurrentDocument"2参数的拟定 1\o"CurrentDocument"确定传动比和各级转速 1\o"CurrentDocument"主电机选择 1\o"CurrentDocument"3运动设计 2\o"CurrentDocument"传动结构式的拟定 2确定传动组及各传动组中传动副的数目 2传动式的拟定 2结构式的拟定 2\o"CurrentDocument"转速图的拟定 2\o"CurrentDocument"确定齿轮齿数 3\o"CurrentDocument"绘制传动系统图 4\o"CurrentDocument"4动力设计 5\o"CurrentDocument"传动轴的估算 5传动轴直径的估算 5主轴前端直径的估算 6\o"CurrentDocument"三角带传动的计算 6\o"CurrentDocument"齿轮模数和齿宽的计算 8齿轮模数的确定 8齿宽的确定 9\o"CurrentDocument"多片式摩擦离合器的结构 9\o"CurrentDocument"5动力传动件的校核 10\o"CurrentDocument"主轴刚度验算 10选定前端悬伸量C 10主轴支承跨距L的确定 10计算C点挠度 10\o"CurrentDocument"齿轮校验 12\o"CurrentDocument"6结构设计 13\o"CurrentDocument"结构设计的内容、技术要求和方案 13\o"CurrentDocument"展开图及其布置 13\o"CurrentDocument"齿轮块设计 14\o"CurrentDocument"主轴组件设计 14\o"CurrentDocument"变速操纵机构 15\o"CurrentDocument"7机械加工 16\o"CurrentDocument"参考文献 17\o"CurrentDocument"附录 17\o"CurrentDocument"致谢 171概述车床的规格系列和用处普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。因此，对这些基本知识和资料作些简要介绍。本次设计的是普通型车床主轴变速箱。主要用于加工回转体。表1车床的主参数（规格尺寸）和基本参数工件最大回转直径Dma/mm）正转最低转速Nmax（《皿）正转最高转速Nmax（/min）电机功率N（kw）转速级数Z3606020005.516操作性能要求1）具有皮带轮卸荷装置2）手动操纵双向摩擦片离合器实现主轴的正反转及停止运动要求3）主轴的变速由变速手柄完成2参数的拟定确定传动比和各级转速n已知王轴转速范围是60〜2000r/min，传动级数是16级，根据公式：①z-i=nmin则：①15=2000，由此可得传动比为1.26。[1]60划分各级转速为：60r/min,75r/min,95r/min,112r/min,155r/min,195r/min,244r/min,310r/min,390r/min,500r/min,630r/min,808r/min,1021r/min,1290r/min1600r/min,2000r/min。主电机选择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。已知电动机的功率是5.5kw，选Y132S-4,额定功率5.5kw,满载转速1440着皿，最大额定转距2.23运动设计传动结构式的拟定确定传动组及各传动组中传动副的数目级数为Z的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有ZJz2、……个传动副。即z=Z1ZZ……传动副中由于结构的限制以2或4为合适，即变速级数Z应为2和4的因子：Z=2ax4P，可以有三种方案：16=4X2X2；16=2X2X2X2；16=4X4传动式的拟定16级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，要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。除此之外，虽然16=4X2X2、16=4X4两种方案的传动轴比较少，但是，这两种传动组内有四个变速传动副，增大了传动轴的轴向尺寸，这两种方案不宜采用。综上所述，传动式为16=2X2X2X2。结构式的拟定对于传动式16=2X2X2X2,有24种结构式和对应的结构网。分别为：16=21x22x24x2816=21x24x22x2816=21x22x28x2416=21x24x28x2216=21x28x24x2216=21x28x22x24根据传动比指数分配“前疏后密”的原则应采用第一种方案。即：16=21x22x24x28的方案。转速图的拟定根据已确定的结构方案绘出转速图如下:

图116级变速车床转速图确定齿轮齿数当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和门及小齿轮的齿数可以在参考书中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于17。[3]第一组齿轮：TOC\o"1-5"\h\z1 7传动比：i= 六一,i=1a1 1.26 9a2取So1=16，S02=2S01，S02最小公倍数为16，即S0=16，则S=16k. 16k 16k由Z=x7>17取k=5则Z=35S=80Z'=45Z= =40a1 16 a1 Z a1 a2 2J2=40第二组齿轮:传动比:取S01=8,S02=2S传动比:取S01=8,S02=2S01，S02最小公倍数为8,由Z=8kx3>17取a1 8即S0=8，则S=8kk=6则Zb1=18S=48Zb1=308kj—=242Z'°2=24“第三组齿轮:1 3传动比：i=—六一,i=1c12.5 7 a2取S01=10,S02=2S01，S02最小公倍数为10,即S0=10,则S=10k由z=10kx3>17 取k=6则Z=18S=60c1 10 c1 zZ=42Z=—=30c1 c2 2Zc2=30’第四组齿轮：传动比：i=--—~ ,i=2d1 3.17 3d2取S01=4,S02=3Z=12k>17 取k=6d1 4选择m1=4,m2=3则S0=12则Z=18S=72Z'=54

d1 z1 d1S=12k12x6-Z—2x4x =64d2 3x312x6x4“ =9632=96一64=32. 1 3i= 口一b1 1.59 5综上可得:表2各变速组齿轮齿数变速组第一变速组第二变速组第二变速组第四变速组齿数和S8048607296齿数名ZZ1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14Z15Z16齿数354540401830242418423030185464323.4绘制传动系统图根据上面所计算个传动齿轮齿数绘制传动系统图如下:图216级变速传动系统图4动力设计传动轴的估算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。传动轴直径的估算由公式：d>A3，1空 ⑷01■n其中：P-电动机额定功率 A。-系数 n-该传动轴的计算转速丑-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；对于空心轴课采用公式：d>A3p⑷o\n(1—p4)其中：p=di，即空心轴的内径dl与外径d之比通常取p=0.5〜0.6d计算转速n是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定，当取各级效率为1时，所得的轴颈大于最小轴径，以下计算轴颈时均取效率为1。TOC\o"1-5"\h\z一, 3：55 ■55贝U:d=A =120x3： 六25mm1 0\11021 31021.'7T .'7Td=A. =120x3- 六26mm2 0\'808 1808仁30mm1 「仁30mmd=A:——=120x3,——3 0\，500 31500■=120x3'-^-a40mm，195 、1951p , 5.5d=A 1—p—=120x■ a65mm5 0\n(1-p4) 3160(1-0.54)因为在一轴上要安装离合器，所以一轴直径应大一些，取d=40mm；又因为轴2、13、4均为花键轴内径分别取为：d=35mm、d-35mm、d=45mm；主轴最小直径为d5-65mm，以上轴径为平均轴径，设计时可相应调整。主轴前端直径的估算由通用机床主轴前端轴颈尺寸可知：主轴前端轴颈D1与直径Dmax的关系，即D1=0.25D土15 [3]已知：D=360mm则：D1=0.25D土15=0.25X360±15=105mm再查参考书选车床最大回转直径Dmax=360mm,即为最大加工直径，因此主轴内空直径d=0.1D±10,取d=35mm⑸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：P-KP=1.1x5.5-6.05KW式中P---电动机额定功率，工作情况系数查参考书可因此选择A型带。⑷(2)确定带轮的计算直径D「D2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R不宜过

小，即D>D.。取主动轮基准直径R=140mm。⑷由公式D=&DG-e)式中：n-小带轮转速，n-大带轮转速，£-带的滑动2n1 1 22系数，一般取0.02。1440所以D= x140(1-0.02)=197mm，取为250mm。[4]21021(3)确定三角带速度3.14x140x1440 =10.55m/s60x1000在规定的5m/s<v<25m/s范围内，合理。(4)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(D+D)<A<2(q+D2)mm取2x(140+250)=780mm，取A0=800mm.(5)三角带的计算基准长度Lo兀( )(D-D)L=2A+—(D+D)+—2 1—0 021 2 4Ao3.14 (250—140)2L=2x800+x(140+250)+ =2216.08mm0 2 4x800圆整到标准的计算长度L=2240mm⑷(6)验算三角带的挠曲次数u=1000mV=8.28<40次/s，符合要求。L⑺确定实际中心距AL—LA=A0+—=800+(2240—2216.08)+2=811.96mm(8)验算小带轮包角aa六1800—D2—D1x57.50=172.210>120。，主动轮上包角合适。TOC\o"1-5"\h\z1 A⑼确定三角带根数Z由公式得：z=——么 [4](p+Ap)kk=1.4,v=1.4传动比:i=—i-= 传动比:v2 1021查表8-5c，8-5d得Ap0=0.15KW,p。=1.32KW查表8-8，k&=0.98；查表8-2，kj0.96

=3.97=3.97(1.32+0.15)x0.98x0.96所以取Z=4根(10)计算预紧力查表8-4，q=0.1kg/m[4] p,2.5F=500。〈———1〉+qv20vzka=500x6.05〈巨—1〉+0.1x10.55210.55x50.98=92.3N综上所述可得:表3皮带参数和带轮尺寸带型号带长/mm带根数带轮直径/mm中心距/mm预紧力/N大带轮小带轮A22404250140811.9692.3齿轮模数和齿宽的计算齿轮模数的确定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m广16338(i±1)xN d①xZ2x疲劳强度公式计算m广16338(i±1)xN d①xZ2xix[o.]2 [mm] ⑹xnj式中：mj按疲劳接触强度计算的齿轮模数[mm]驱动电机功率[KW]大齿轮齿数和小齿轮齿数之比，•>1计算齿轮的转速[rpm]z1——小齿轮齿数齿宽系数，①=-(B为齿宽，m为模数)，①=6-10

mm m)]——许用接触应力[MPa]传动组a模数：丫16338x32.28义2.06义352*1.2义6002*1021=2.21传动组b模数：丫16338x2.66义2.06义182*1.6义6002*808:2.76传动组c模数：m=16338义3： '史义2.0 =3.61c 36义182*2.3义6002*500 : 4x20传动组d模数：m=16338x3, ： =4.02d 66xI82x3x6002x500由于在第一轴上要安装离合器，且离合器的直径较大，为保证装配关系，一轴上的最小齿轮的分度圆应比离合器大两个模数；在最后变速组中，两传动副可采用不同的齿轮模数，大模数齿轮，抗弯能力强，传递转矩大，用于低速传动中，高速则采用小模数多齿数齿轮，增加啮合重合度，提高运动的平稳性，减小振动和噪音，所以在第四传动组中采用两个模数的齿轮。故各传动组选取标准模数：m=4,m=4,m=4,m=4,m=3。齿宽的确定由公式B=甲m(①=6~10,m为模数)⑹得：第一套啮合齿轮B=(6~10)x3=18~30mma第二套啮合齿轮Bb=(6~10)x3=18~30mm第三套啮合齿轮B=(6~10)x3=18~30mmc第四套啮合齿轮Bd=(6-10)x3=18〜30mm一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应主动轮比小齿轮齿宽大，所以取各齿轮齿宽如下:表4各齿轮齿宽齿轮Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14Z15Z16齿宽24242424283030283030282832323532多片式摩擦离合器的结构普通车床的换向装置常常采用多片式摩擦离合器，设计中的换向装置如下图所示[7]：15I一双联齿轮；2—外摩擦片；3—内摩擦片；4a、4b一螺母；5—圆销；

6—弹簧销门一拉杆；3—滑套；9—带轴门口一羊角形摆块；HJ2一止

推片；13—齿轮；14一压套；15一拨又；16—齿条轴

图3离合器5动力传动件的校核主轴刚度验算选定前端悬伸量C参考P121,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C=120mm.⑻主轴支承跨距L的确定一般最佳跨距L0=(2-4)C=240~420mm，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L0大一些，再考虑到结构需要，这里取L=600mm。[8]计算C点挠度1)周向切削力P的计算：t2x955x104”N 「p= '_d [4]tDn其中Nd=5.5KW,n=0.96x0.987D=(0.5〜0.6)D =(0.5〜0.6)x400=200〜240mm取D=240mm,n=31.5r/min

2x955x104x0.82x5.5240x35.5 =1.15x104N，故P=1.12P=1.736x104240x35.5P=0.45P=6.98x103N,P=0.35P=5.43x103nr t f t2)驱动力Q的计算NQ=2.12x107一 ⑻nzn其中：N=N”=5.5x0.96x0.987=4.58KW,z=72,m=3,n=35.5r/min所以：Q所以：Q=2.12x1074.584x72x35.5=1.13x104N3)轴承刚度的计算这里选用圆锥孔双列圆柱子滚子轴承根据C=22.222x1.50.103xd0.8求得:C=22.222x1.50.103x700.8=8.48x105N/mmC=22.222x1.50.103x1000.8=9.224x105N/mm4)确定弹性模量，惯性距I；//和长度。/，s。①轴的材产选用40Cr，查P6，有E=2.1x105MPa ⑸②主轴的惯性距I为：I=-__4外口4内=4.27x106mm464主轴C段的惯性距Ic可近似地算：I二-'「0.64口/=6.25x106mm4c64③切削力P的作用点到主轴前支承支承的距离S=C+W，对于普通车床，W=0.4H，(H是车床中心高，设H=200mm)。则：S=120+0.4x200=200mm④根据齿轮、轴承宽度以及结构需要，取b=60mm⑤计算切削力P作用在S点引起主轴前端C点的挠度:y=P

csp3y=P

csp3sc2—c36EIcLsc

+ +3EI(L+S)(L+C) 十CLAscCLAmm代入数据并计算得yc^=0.1299mmo⑥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y：cmq~-bc(2L—b)(L—b)(L+C)(L—b) bc一y=Q + + mmcmq 6EIL CLCLL BA」

计算得：y=-0.0026mm⑦求主轴前端C点的终合挠度yc水平坐标Y轴上的分量代数和为：y=ycos0+ycos0+ycos0,其中。=66,0=270,0=180，计算得：y=0.0297mm.y=0.0928mm。综合挠度y=Jy2+y2=0.118mm。综合挠度方向角a=arc次工=72.25，又［y］=0B220=260012=myc y 0cy因为yc＜［y］，所以此轴满足要求。5.2齿轮校验在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮最后一个齿轮。齿轮13的齿数为18,模数为4,齿轮的应力：2088义104：(u+1)k出kkN1)接触应力：Q= - 】v"$fzm\uBnu----大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；kp---齿向载荷分布系数；kv――动载荷系数；kA 工况系数；k 寿命系数查表10-4及图10-8及表10-2分布得k=1.15,k=1.20;k=1.05,k=1.25国］HB FB v A假定齿轮工作寿命是48000h，故应力循环次数为：N=60njLh=60x500x1x48000=1.44x109次查图10-18得K=0.9,K=0.9，HFN HN所以：(72A -2088x10318x4—+1x1.15x1.05x1.25x0.9x2088x10318x4=1.024x10=1.024x103MPa—x21x500182)弯曲应力:191x105kkkkNQ= P_v_a__s• zm2BYnj查有Y=0.378,⑺代入公式求得：0;158.5Mpa查图10-21e,齿轮的材产选400（渗碳），大齿轮、小齿轮的硬度为60HRC,故有一。/=1650MPa，从图10-21e读出L]=920MPa。⑷因为：o于<[oJ,ow<[c」，故满足要求，另外其余齿轮计算方法如上，均符合要求。6结构设计结构设计的内容、技术要求和方案设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等）、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置，用一张展开图和多张横截面图表示，详见装配图。⑶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。展开图如下所示：

图4主轴箱展开图齿轮块设计齿轮是变速箱中的重要元件。齿轮同时啮合的齿数是周期性变化的。也就是说，作用在一个齿轮上的载荷是变化的。同时由于齿轮制造及安装误差等，不可避免要产生动载荷而引起振动和噪音，常成为变速箱的主要噪声源，并影响主轴回转均匀性。在齿轮块设计时，应充分考虑这些问题。[3]设计中都采用整体式双联滑移齿轮，因为整体式滑移齿轮具有结构简单，刚性好的特点，所以在车床主轴箱设计中常常用。详见装配图。主轴组件设计主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件（车床）或者刀具（车床、钻床等）的主轴参予切削成形运动，因此它的精度和性能直接影响加工质量（加工精度和表面粗糙度），设计时主要围绕着保证精度、刚度和抗振性，减少温升和热变形等几个方面考虑。主轴形状与各部分尺寸不仅和强度、刚度有关，而且涉及多方面的因素。1）内孔直径车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆，必须是空心轴。为了扩大使用范围，加大可加工棒料直径，车床主轴内孔直径有增大的趋势。2）轴颈直径设计时，一般先估算或拟定一个尺寸，结构确定后再进行核算。3）前锥孔直径前锥孔用来装顶尖或其他工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。4）支撑跨距及悬伸长度为了提高刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度a。选择适当的支撑跨距L，一般推荐取：4〃二3〜5,跨距L小时，轴承变形对轴端变形的影响大。所以，轴承刚度小时，La应选大值，轴刚度差时，则取小值。[3]变速操纵机构在设计主轴箱中有七个滑移齿轮组，操纵这些华裔齿轮共用了三套操纵机构，一套用于车削左、右螺纹，另外两套用于实现16级变速。变速操纵机构采用最为常用的凸轮连杆机构。凸轮的曲线槽是由两个不同半径的圆