机床主轴箱设计-参考资料

-1．机床主要技术参数：（1）尺寸参数：床身上最大回转直径：400mm刀架上的最大回转直径：200mm主轴通孔直径：40mm主轴前锥孔：莫式6号最大加工工件长度：1000mm（2）运动参数：根据工况，确定主轴最高转速有采用YT15硬质合金刀车削碳钢工件获得，主轴最低转速有采用W16Cr4V高速钢刀车削铸铁件获得。

nmax= = 23.8r/min nmin= =1214r/min根据标准数列数值表，选择机床的最高转速为1180r/min，最低转速为26.5/min公比取1.41，转速级数Z=12。

（3）动力参数：电动机功率4KW 选用Y112M-4型电动机2．确定结构方案：（1）主轴传动系统采用V带、齿轮传动；（2）传动形式采用集中式传动；（3）主轴换向制动采用双向片式摩擦离合器和带式制动器；（4）变速系统采用多联滑移齿轮变速。

3．主传动系统运动设计：（1）拟订结构式：1）确定变速组传动副数目：实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合：A．12=3*4 B. 12=4*3 C。

12=3*2*2D．12=2*3*2 E。

12=2*2*3方案A、B可节省一根传动轴。

但是，其中一个传动组内有四个变速传动副，增大了该轴的轴向尺寸。

这种方案不宜采用。

根据传动副数目分配应“前多后少”的原则，方案C是可取的。

但是，由于主轴换向采用双向离合器结构，致使Ⅰ轴尺寸加大，此方案也不宜采用，而应选用方案D2）确定变速组扩大顺序：12=2*3*2的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有以下6种形式：A．12=21*32*26 B。

12=21*34*22C．12 =23*31*26 D。

12=26*31*23E．22*34*21 F。

12=26*32*21根据级比指数非陪要“前疏后密”的原则，应选用第一种方案。

然而，对于所设计的机构，将会出现两个问题：①第一变速组采用降速传动（图1a）时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限制，使得Ⅰ轴上的齿轮直径不能太小，Ⅱ轴上的齿轮则会成倍增大。

这样，不仅使Ⅰ-Ⅱ轴间中心距加大，而且Ⅱ-Ⅲ轴间的中心距也会加大，从而使整个传动系统结构尺寸增大。

这种传动不宜采用。

②如果第一变速组采用升速传动（图1b），则Ⅰ轴至主轴间的降速传动只能由后两个变速组承担。

为了避免出现降速比小于允许的极限值，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。

如果采用方案C，即12 =23*31*26，则可解决上述存在的问题（见图1c）。

其结构网如图2所示。

（2）绘制转速图：1）验算传动组变速范围：第二扩大组的变速范围是R2 = =8，符合设计原则要求。

2）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= = ==3）绘制转速图：（见附图1）（3）确定齿轮齿数：利用查表法求出各传动组齿轮齿数如下表：变速组第一变速组第二变速组第三变速组齿数和72 72 106齿轮z1 z2 z3 z4 z5 z6 z7 z8 z9 z10 z11 z12 z13 z14齿数24 48 42 30 19 53 24 48 30 42 18 72 60 30传动过程中，会采用三联滑移齿轮，为避免齿轮滑移中的干涉，三联滑移齿轮中最大和次大齿轮之间的齿数差应大于4。

所选齿轮的齿数符合设计要求。

（4）验算主轴转速误差：主轴各级实际转速值用下式计算：n = nE* (1-ε)u1 u2 u3式中u1 u2 u3 分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比。

ε取0.05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 = | |≤10（Φ-1）%其中主轴标准转速转速误差表主轴转速n1 n2 n3 n4 n5 n6标准转速26.5 37.5 53 75 106 150实际转速27.3 37.75 53.93 75.78 105.7 151转速误差% 3.0 0.7 1.8 1.0 0.3 0.67主轴转速n7 n8 n9 n10 n11 n12标准转速212 300 425 600 850 1180实际转速216.53 302 431.43 606.3 845.6 1208转速误差% 2.1 0.67 1.5 1.1 0.5 2.3转速误差满足要求。

（5）绘制传动系统图：（见附图2）4．估算传动件参数，确定其结构尺寸：（1）确定传动件计算转速：1）主轴：主轴计算转速是第一个三分之一转速范围内的最高一级转速，即nj = nmin =74.3r/min 即n4=75r/min;2）各传动轴：轴Ⅲ可从主轴为75r/min按72/18的传动副找上去，似应为300r/min。

但是由于轴Ⅲ上的最低转速106r/min经传动组C可使主轴得到26.5r/min和212r/min两种转速。

212r/min要传递全部功率，所以轴Ⅲ的计算转速应为106r/min。

轴Ⅱ的计算转速可按传动副B推上去，得300r/min。

3）各齿轮：传动组C中，18/72只需计算z =18 的齿轮，计算转速为300r/min；60/30的只需计算z = 30 的齿轮，计算转速为212r/min。

这两个齿轮哪个的应力更大一些，较难判断。

同时计算，选择模数较大的作为传动组C齿轮的模数。

传动组B中应计算z =19的齿轮，计算转速为300r/min。

传动组A中，应计算z = 24的齿轮，计算转速为600r/min。

（2）确定主轴支承轴颈直径：参考《金属切削机床课程设计指导书》表2，取通用机床钢质主轴前轴颈直径D1 = 80mm，后轴颈直径D2 = （0.7～0.85）D1，取D2 = 65 mm，主轴内孔直径d = 0.1 Dmax ±10 mm ，其中Dmax为最大加工直径。

取d = 40mm。

（3）估算传动轴直径：（忽略各传动功率损失）按扭转刚度初步计算传动轴直径：d =式中d ——传动轴直径；N ——该轴传递功率（KW）；——该轴计算转速（r/min）；[ ]——该轴每米长度允许扭转角这些轴都是一般传动轴，取[ ]=10/m。

代入以上计算转速的值，计算各传动轴的直径：Ⅰ轴：d1 = 26mm；Ⅱ轴：d2 = 31mm；Ⅲ轴：d3 = 40mm；（4）估算传动齿模数：（忽略各传动功率损失）参考《金属切削机床课程设计指导书》中齿轮模数的初步计算公式初定齿轮的模数：m = 32式中N ——该齿轮传递的功率（KW）；Z ——所算齿轮的齿数；——该齿轮的计算转速（r/min）。

同一变速组中的齿轮取同一模数，故取（）最小的齿轮进行计算，然后取标准模数值作为该变速组齿轮的模数。

传动组C中：m = 2.9 mm ,取标准模数m=3 mm；传动组B中：m = 2.8 mm，取标准模数m=3 mm；传动组A中：m = 2.1mm，取标准模数m=2.5 mm。

（5）离合器的选择与计算：1）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。

表示这一特性系数是外片内径D1与内片外径D2之比，即一般外摩擦片的内径可取：D1=d+(2～6)=26+6=32mm;机床上采用的摩擦片值可在0.57～0.77范围内，此处取=0.6，则内摩擦片外径D2 =53.3mm。

2）按扭矩确定摩擦离合面的数目Z：Z≥其中T为离合器的扭矩T=955*104 =955*104* =5.1*104N•mm；K——安全系数，此处取为1.3；[P]——摩擦片许用比压，取为1.2MPa；f——摩擦系数，查得f=0.08；S——内外片环行接触面积，S （D22 —D12）=1426.98mm2;——诱导摩擦半径，假设摩擦表面压力均匀分布，则=21.77mm；KV——速度修正系数，根据平均圆周速度查表取为1.3；——结合次数修正系数，查表为1.35；——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≥12.67圆整为整偶数14，离合器内外摩擦片总数i=Z+1=15。

3）计算摩擦离合器的轴向压力Q：Q=S[P]KV =1426.98*1.2*1.3 = 2226.1（N）4）摩擦片厚度b = 1，1.5，1.75，2毫米，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（0.2～0.4）mm。

5）反转时摩擦片数的确定：普通车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20～40%，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。

（6）普通V带的选择与计算：1）确定计算功率Pc ,选择胶带型号：Pc = KAP式中P——额定功率（KW）；KA——工作情况系数，此处取为1.2。

带入数据计算得PC = 4.8 （KW），根据计算功率PC和小轮转数n1,即可从三角胶带选型图上选择胶带的型号。

此次设计选择的为A型胶带。

2）选取带轮节圆直径、验算带速：为了使带的弯曲应力σb1不致过大，应使小轮直径d1≥dmin, d1也不要过大，否则外轮廓尺寸太大。

此次设计选择d1 = 140mm。

大轮直径d2 由计算按带轮直径系列圆整为315mm。

验算带速，一般应使带速v在5～25m/s的范围内。

v= =10.5m/s，符合设计要求。

3）确定中心距a、带长L、验算包角：中心距过大回引起带的颤动，过小则单位时间内带的应力循环次数过多，疲劳寿命降低；包角α减小，带的传动能力降低。

一般按照下式初定中心距a00.75(d1+d2)≤a0≤2(d1+d2),此次设计定为450mm。

由几何关系按下式初定带长L0:L0≈2 a0+0.5 (d1+d2)+ (mm)按相关资料选择与L0较接近的节线长度LP 按下式计算所需中心距，a≈a0+考虑安装、调整和补偿初拉力的需要，中心距a的变动范围为（a-0.015 a+0.03 ）由以上计算得中心距a = 434.14mm，带长为1600mm。

验算包角：= 1800- *57.30 = 156.9≥1200，符合设计要求.4）计算胶带的弯曲次数u ：u= [s-1]≤40[s-1]式中：m ——带轮的个数；代入相关的数据计算得：u = 13.125[s-1]≤40[s-1]符合设计要求。

5）确定三角胶带的根数Z：根据计算功率PC和许用功率[P0]，可求得胶带根数Z，带入各参数值计算，圆整结果为3，即需用3根胶带。

6）确定初拉力F0和对轴的压力Q：查《机床课程设计指导书》表15知，A型胶带的初拉力F0 的范围为100～150[N] ,此处确定为120 [N]。