1、 C6140 机床主轴设计 需 微 要 信 swan165 目录 1.车床参数的拟定 - -2 1.1 概述 -2 1.2 参数的拟定 -2 2.运动设计 - -3 2.1 传动结构式 、 结构网的选择确定 -3 2.1.1 传动组及各传动组中传动副的数目 -3 2.1.2 传动系 统扩大顺序的安排 -3 2.1.3 绘制结构网 -4 2.1.4 传动组的变速范围的极限值 -4 2.1.5 最大扩大组的选择 -5 2.2 转速图的拟定 -5 2.2.1 主电机的选定 -5 2.3 齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制 -5 2.3.1 齿轮齿数的确定的要求 -5 2.3.2 变速传动组中齿轮齿数的
2、确定 -6 3.强度计算和结构草图设计 - -9 3.1 确定计算转速 -9 3.1.1 主轴的计算转速 -9 3.1.2 中间传动件的计算转速 -9 3.1.3 齿轮的计算转速 -10 3.2 传动轴的估算和验算 -10 3.2.1 传动轴直径的估算 -10 3.2.2 主轴的设计与计算 -11 3.2.3 主轴材料与热处理 -12 3.3 齿轮模数的估算和计算 -14 3.3.1 齿轮模数的估算 -14 3.3.2 齿轮模数的验算 -17 3.4 轴承的选择与校核 -19 3.4.1 一般传动轴上的轴承选择 -19 3.4.2 主轴轴承的类型 - -20 3.4.3 轴承间隙调整 -20
3、3.4.4 轴承的校核 -21 3.5 摩擦离合器的选择与验算 -22 3.5.1 按扭矩选择 -22 3.5.2 外摩擦片的内径 d- -22 总结 - 23 参考文献 - - 1.车床参数的拟定 1.1 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 C6140 主轴变速箱。主要用于加工回转体。 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数（ GB1582-79， JB/Z143-79） 工件最大回转直径 Dmax (mm) 正转最高转速 nmax( minr ) 电机功率 N（ kw） 公比 转速
4、级数 Z 反转 400 1400 5.5 1.41 12 级数 Z 反 =Z 正/2； n 反 max1.1n 正 max 1.2 参数的拟定 1.2.1 确定极限转速 nRnn =minmax， 1znR= 又 =1.41 得 nR =43.79. 取 nR =45； m in/1.31m in/45/1 4 0 0/m a xm i n rrRnn n = ， 去 标 准 转 速 列min/5.31mi n rn = . 1.2.2 主电机选择 合理的确定电机功率 N，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，根据车床
5、设计手册附录表 2选 Y132S-4，额定功率 5.5kw ，满载转速 1440 minr ，最大额定转距 2.2。 2.运动设计 2.1 传动结构式、结构网的选择确定 2.1.1 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递组组成，各传动组分别有 Z1、 Z2、Z3、个传动副 .即 Z=Z1Z2Z3 传动副数由于结构的限制以 2或 3 为适合，即变速级数 Z 应为 2 和 3 的因子： 即 Z=2a3b 实现 12 级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副的组合 : 1) 12=3 4 2) 12=4 3 3) 12=3 2 2 4) 12=2 3 2 5) 1
6、2=2 2 3 按照传动副“前多后少”的原则选择 Z=3 2 2 这一方案，但主轴换向采用双向片式摩擦离合器结构，致使轴的轴向尺寸过大，所以此方案不宜采用，而应先择 12=2 3 2。 方案 4）是比较合理的 12=2 3 2 2.1.2 传动系统扩大顺序的安排 12=2 3 2 的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有 6 种形式： 1) 12=21 32 26 2) 12=21 34 22 3) 12=23 31 26 4) 12=26 31 23 5) 12=22 34 21 6) 12=26 32 21 根据级比指数分配要“前密后疏”的原则，应选用 Z= 12 23 62 这一方案，然
7、而对于我们所设计的结构将会出现两个问题： 第一变速组 采用降速传动时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限制，使得轴上的齿轮直径不能太小，轴上的齿轮则会成倍增大。这样，不仅使 -轴间中心距加大，而且 -轴间的中心距也会辊大，从而使整个传动系统结构尺寸增大。这种传动不宜采用。 如果第一变速组采用升速传动，则轴至主轴间的降速传动只能同后两个变速组承担。为了避免出现降速比小于允许的杉限值，常常需要增加一个定比降速传动组，使系统结构复杂。这种传动也不是理想的。 如果采用 Z=32 13 62 这一方案则可解决上述存在的问题。 2.1.3 绘制结构网 图 2.1 结构网 2.1.4 传动组的变速范围的极限值 齿
8、轮传动最小 传动比 Umin1/4,最大传动比 Umax 2 ,决定了一个传动组的最大变速范围 rmax=umax/umin 8 。 因此，要按照下表，淘汰传动组变速 范围超过极限值的所有传动方案。 极限传动比及指数 X,X,值为： 表 2.1 公比 极限传动比指数 1.41 X值： Umin=x1=1/4 4 X,值： Umax= x, =2 2 (X+ X,)值： rmin= x+x =8 6 2.1.5最大扩大组的选择 正常连续的顺序扩大组的传动的传动结构式为： Z=Z11 Z2Z1 Z3Z1 Z2 最后扩大组的变速范围 按照 r 8 原则，导出系统的最大级数 Z 和变速范围 Rn 为：
9、 表 2.2 Z3 2 3 1.41 Z=12 Rn=44 Z=9 Rn=15.6 最后扩大组 的传动副数目 Z3=2 时的转速范围远比 Z3=3 时大 因此，在机床设计中，因要求的 R 较大，最后扩大组应取 2更为合适。 同时，最后传动组与最后扩大组往往是一致的。安装在主轴与主轴前一传动轴的具有极限或接近传动比的齿轮副承受最大扭距，在结构上可获得较为满意的处理，这也就是最后传动组的传动副经常为 2 的另一原因。 2.2 转速图的拟定 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。
10、2.2.1主电机的选定 1）电机功率 N： 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=5.5KW 2） 电机转速 dn ： 选用时，要使电机转速 dn 与主轴最高转速 maxn 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。 dn =1440r/min 3）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“前慢后快”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 总 = minn / En =28/1440=1/51.4 分配总降速传动比时，要考虑是否增加定比传动
11、副，以使转速数列符合标准和有利于减小齿数和减小径向与轴向尺寸，必须按“前慢后快”的原则给串联的各变速器分配最小传动比。 a 决定轴 -的最小降速传动比主轴上的齿轮希望大一些，能起到飞轮的作用，所以最后一个变速组的最小降速传动比 取极限 1/4，公比 =1.41， 1.414=4，因此从 轴的最下点向上 4 格，找到上对应的点，连接对应的两点即为 -轴的最小传动比。 b 决定其余变速组的最小传动比根据“前慢后快”的原则，轴 -间变速组取 umin=1/ 3，即从轴向上 3格，同理，轴 -间取 u=1/ 3，连接各线。 c 根据个变速组的传动比连线按基本组的级比指数 x0=3，第一扩大组的级比指数
12、 x1=1，第二扩大组的级比指数 x3=6,画出传动系统图如 2.2 所示 图 2.2 转速图 2.3 齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制 2.3.1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 ZS ，查表即可求出小齿轮齿数 。 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 min minZZ =17 2.齿轮的齿数和 ZS 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 ZS 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.
13、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。 图 2.3 齿轮的壁厚 2.3.2 变速传动组中齿轮齿数的确定 1）确定齿轮齿数 1. 用计算法确定第一个变速组中各齿轮的齿数 Zj+Zj = ZS Zj/Zj =uj 其中 Zj 主动齿轮的齿数 Zj 被动齿轮的齿数 uj 一对齿轮的传动比 ZS 一对齿轮的齿数和 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。 把 Z1的齿数取大些： 取 Z1=Zmin=20 则 Z2=85.2/1 2021 =uZ=58 齿数和 ZS =Z1+Z2
14、=20+58=78 同样根据公式 Z3= 4Z =39 2. 用查表法确定第二变速组的齿数 a 首先在 u1、 u2、 u3中找出最小齿数的传动比 u1 b 为了避免根切和结构需要，取 Zmin=24 c 查表找到 u1=1/1.413的倒数 2.82 的行找到 Zmin=24 查表最小齿数和为 92 d 找出可能的齿数和 ZS 的各种数值，这些数值必须同时满足各传动比要求的齿轮齿数 能同时满足三个传动比要求的齿数和有 ZS =92 96 99 102 e 确定合理的齿数和 ZS =102 依次可以查得 Z5=27 Z6=75 Z7=34 Z8=68 Z9=42 Z10=60 同理可得其它的齿
15、轮如下表所示： 表 2.3 变速组 第一变速组 第二变速组 第三变速组 齿数和 78 102 114 齿轮 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14 齿数 20 58 39 39 24 78 34 68 42 60 23 91 76 38 2）验算主轴转速误差 由于确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计的理论转速难以完全相符，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过 10( -1)%。 主轴各级实际转速值用下式计算 n实 =nE (1- ) ua ub uc ud 其中 滑移系数 =0.2 ua ub uc ud分别为各级的传动比 12/45
16、转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示 n=实际标准实际 n nn 10( -1)% n实 1=1440 0.625 0.98 0.35 0.35 0.25=27.8 n= (27.8-28)/28 =0.7% 同样其他的实际转速及转速误差如下 : 表 2.4 主轴转速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 n10 n11 n12 标准转速 28 40 56 80 112 160 224 315 450 630 900 1250 实际转速 27.8 39.8 55.7 79.6 111.2 159.3 223.6 314.5 445.6 628.4 897.8 1
17、244.9 转速误差 0.7 0.5 0.5 0.5 0.7 0.4 0.1 0.2 0.9 0.3 0.2 0.4 转速误差满足要求。 3） 齿轮的布置 为了使变速箱结构紧凑以及考虑主轴适当的支承距离和散热条件，其齿轮的布置如下图 2.4 所示。 4）绘制主传动系统图 按照 主传动转速图以及齿轮齿数绘制主传动系统图如下 2.5 所示 图 2.4 齿轮结构的布置 图 2.5 主传动系统图 3 .强度计算和结构草图设计 3.1 确定计算转速 3.1.1主轴的计算转速 nj=nmin z/3-1 z=12 nj=nmin 3 =28 2.82=79r/min 3.1.2中间传动件的计算转速 轴上的 6 级转速分别为： 112、 160、 224、 315、 450、 630r/min.主轴在79r/min 以上都可以传递全部功率。 轴经 Z13-Z14传递到主轴，这时从 112r/min 以上的转速全部功率，所以确定最低转速 112r/min 为 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：轴为 315r/min,轴为 900r/min,电动机轴为 1440r/min. 3.1.3齿轮的计算转速
