1、1 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 Design of 16-Level Speed
2、 Spindle Box spindle box; design 2 目 录 1 概述 . 1 1.1 车床的规格系列和用处 . 1 1.2 操作性能要求 . 1 2 参数 的拟定 . 1 2.1 确定传动比和各级转速 . 1 2.2 主电机选择 . 1 3 运动设计 . 2 3.1 传动结构式的拟定 . 2 3.1.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目 . 2 3.1.2 传动式的拟定 . 2 3.1.3 结构式的拟定 . 2 3.2 转速图的拟定 . 2 3.3 确定齿轮齿数 . 3 3.4 绘制传动系统图 . 4 4 动力设计 . 5 4.1 传动轴的估算 . 5 4.1.1 传动轴直
3、径的估算 . 5 4.1.2 主轴前端直径的估算 . 6 4.2 三角带传动的计算 . 6 4.3 齿轮模数和齿宽的计算 . 8 4.3.1 齿轮模数的确定 . 8 4.3.2 齿宽的确定 . 9 4.4 多片式摩擦离合器的结构 . 9 5 动力传动件的校核 . 10 5.1 主轴刚度验算 . 10 5.1.1 选定前端悬伸量 C . 10 5.1.2 主轴支承跨距 L 的确定 . 10 5.1.3 计算 C 点挠度 . 10 5.2 齿轮校验 . 12 6 结构设计 . 13 6.1 结构设计的内容、技术要求和方案 . 13 6.2 展开图及其布置 . 13 6.3 齿轮块设计 . 14 6
4、.4 主轴组件设计 . 14 6.5 变速操纵机构 . 15 7 机械加工 . 16 参考文献 . 17 附录 . 17 致谢 . 1716 级变速车床主轴箱设计及实物制作 1 1 概述 1.1 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 Dmax (mm) 正转最低转速 Nmax( minr ) 正转最高转速 Nmax( minr ) 电机功率 N（ kw） 转速级数 Z 360 60 2000 5.
5、5 16 1.2 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 2.1 确定传动比和各级转速 已知主轴转速范围是 602000r/min，传动级数是 16 级，根据公式：minmax1 nnz 则： 60200015 ，由此可得传动比为 1.26。 1 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
6、, 1021r/min, 1290r/min 1600r/min, 2000r/min。 2.2 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 minr ，最大额定转距 2.2 mN 。 3 运动设计 3.1 传动结构式 的拟定 3.1.1 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 1Z 、 Z 、个传动副。即 321 ZZZZ 传动副中由于结构的限制以 2 或 4 为合适
7、，即变速级数 Z 应为 2 和 4 的因子： 42 Z ，可以有三种方案： 16=4 2 2； 16=2 2 2 2； 16=4 4 3.1.2 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=4 2 2、 16=4 4 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=2 2 2 2。 3.1.3 结构式的拟定 对于传
8、动式 16=2 2 2 2，有 24 种结构式和对应的结构网。分别为： 8421 222216 8241 222216 4821 222216 2841 222216 2481 222216 4281 222216 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： 8421 222216 的方案。 3.2 转速图的拟定 根据已确定的结构方案绘出转速图如下： 图 1 16 级变速车床转速图 3.3 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 z
9、S 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： 传动比： 9726.111 ai, 12ai 取 1601S ， 202S 01S ， 02S 最小公倍数为 16，即 0S =16，则 zS =16k 由 17716161 kZ a取 k=5 则 1aZ =35 zS =80 1aZ =45 402162 kZa402 aZ 第二组齿轮： 传动比： 5359.111 bi, 12ai 取 801S ， 202S 01S ， 02S 最小公倍 数为 8，即 0S =8，则 zS =8k 由 173881 kZ a取 k=6 则 1bZ =18 zS
10、 =48 1bZ =30 24282 kZa242 aZ 第三组齿轮： 传动比： 735.211 ci, 12ai 取 1001S ， 202S 01S ， 02S 最小公倍数为 10，即 0S =10，则 zS =10k 由 17310101 kZ c取 k=6 则 1cZ =18 zS =60 1cZ =42 302102 kZc302 cZ 第四组齿轮： 传动比： 3117.311 di, 22di 取 401S ， 302S 选择 3,4 21 mm 则 0S =12 zS =12k 174121 kZd 取 k=6 则 1dZ =18 1zS =72 1dZ =54 6433 612
11、422 dZ 963 46122 zS 3264962 aZ 综上可得： 表 2 各变速组 齿轮齿数 3.4 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： 变速组 第一变速组 第二变速组 第三变速组 第四变速组 齿数和 S 80 48 60 72 96 齿数名 Z Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14 Z15 Z16 齿数 35 45 40 40 18 30 24 24 18 42 30 30 18 54 64 32 图 2 16 级变速传动系统图 4 动力设计 4.1 传动轴的估算 传动轴除应满足强度要求外， 还应满
12、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。 4.1.1 传动轴直径的估算 由公式： npAd 304 其中： P-电动机额定功率 0A -系数 n-该传动轴的计算转速 -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：)1( 430 n pAd4 其中： dd1 ,即空心轴的内径 d1与外径 d 之比通常取 6.05.0 计算转速 n 是传动件能传递全部功
13、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。 则 : mmAd 251 0 2 15.51 2 01 0 2 15.5 3301 mmAd 268 0 85.51 2 08 0 85.5 3302 mmAd 305 0 05.51 2 05 0 05.5 3303 mmAd 401 9 55.51 2 01 9 55.5 3304 mmn pAd 65)5.01(60 5.5120)1( 3 44305 因为在一轴上要安装离合器，所以一轴直径应大一些，取 mmd 401 ；
14、又因为轴 2、3、 4 均为花键轴内径分别取为： mmd 352 、 mmd 353 、 mmd 454 ；主轴最小直径为 mmd 655 ，以上轴径为平均轴径，设计时可相应调整。 4.1.2 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 maxD 的关系，即1D =0.25 maxD 15 3 已知： maxD =360mm 则： 1D =0.25 maxD 15 =0.25 360 15 105mm 再查参考书选车床最大回转直径 maxD =360mm，即为最大加工直径，因此主轴内空直径 d=0.1 maxD 10，取 d=35mm 5 4.2 三角带传动
15、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： 1 .1 5 .5 6 .0 5c a aP K P K W 式中 P-电动机额定功率， aK -工作情况系数 查参考书可因此选择 A型带。 4 (2)确定带轮的计算直径 D ， D 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 D 不宜过小，即 minDD 。取主动轮基准直径 D =140mm。 4 由公式 11212 DnnD式中： n -小带轮转速， n -
16、大带轮转速， -带的滑动系数，一般取 0.02。 所以 mmD 197)02.01(140102114402 ，取为 250mm。 4 (3)确定三角带速度 按公式 smnDV /55.10100060 144014014.3100060 11 在规定的 5m/s smv /25 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 1 2 0 1 20 . 7 2D D A D D m m 取 78 0)25 014 0(2 mm，取 0 A =800mm. (5)三 角带的计算基准长度 L ADDDDAL mmL 08.2
17、2 1 68 0 04 )1 4 02 5 0()2 5 01 4 0(214.38 0 02 20 圆整到标准的计算长度 mmL 2240 4 (6)验算三角带的挠曲次数 s/4028.81 0 0 0 次 L mvu ，符合要求。 (7)确定实际中心距 A mmLLAA 96.8 1 12)08.2 2 1 62 2 4 0(8 0 02 00 (8)验算小带轮包角 0001201 12021.1725.57180 A DD ，主动轮上包角合适。 (9)确定三角带根数 Z 由公式得 : iaca kkpp pz )(00 4 传动比 : 4.11021144021 vvi查表 8-5c， 8-5d 得 0p = 0.15KW, 0p = 1.32KW 查表 8-8， k =0.98；查表 8-2， lk =0.96
