机床主轴箱设计[1]

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：
比。
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
按下式计算所
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]
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）
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。
变速 组
（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。
～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；
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]。 作用在轴上的压力Q = 2 F0·z·sin=705.4[N]。 5． 结构设计： （1） 带轮设计：
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：
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：
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
标准转
26.5 37.5
53
速
n4
n5
n6
75
106
150
实际转速 27.3 37.75 53.93 75.78 105.7 151
转速误
3.0
0.7
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：
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a0
0.75(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 需中心距，
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：
第一变速组
第二变速组
第三变速组
齿数 72
72
106
和
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
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*2 D．12=2*3*2 E。12=2*2*3
根据V带百度文库算，选用3根A型V带。由于Ⅰ轴安装摩擦离 合器及传动齿轮，为了改善它们的工作条件，保证加工精
度，采用卸荷式带轮结构。 （2） 主轴换向与制动机构设计： 本机床是适用于机械加工车间和维修车间的普通车床。主轴换向比 较频繁，才用双向片式摩擦离合器。这种离合器由内摩擦片、外摩 擦片、止推片、压块和空套齿轮组成。离合器左右两部门结构是相 同的。左离合器传动主轴正转，用于切削加工。需要传递的转矩较 大，片数较多。右离合器用来传动主轴反转，主要用于退回，片数 较少。这种离合器的工作原理是，内摩擦片的花键孔装在轴Ⅰ的花 键上，随轴旋转。外摩擦片的孔为圆孔，直径略大于花键外径。外 圆上有4个凸起，嵌在空套齿轮的缺口之中。内外摩擦片相间安 装。用杆通过销向左推动压块时，将内片与外片相互压紧。轴Ⅰ的 转矩便通过摩擦片间的摩擦力矩传递给齿轮，使主轴正传。同理， 当压块向右时，使主轴反转。压块处于中间位置时，左、右离合器 都脱开，轴Ⅱ以后的各轴停转。 制动器安装在轴Ⅲ，在离合器脱开时制动主轴，以缩短辅助时间。 此次设计采用带式制动器。该制动器制动盘是一个钢制圆盘，与轴 用花键联接，周边围着制动带。制动带是一条刚带，内侧有一层酚 醛石棉以增加摩擦。制动带的一端与杠杆连接。另一端与箱体连 接。为了操纵方便并保证离合器与制动器的联锁运动，采用一个操 纵手柄控制。当离合器脱开时，齿条处于中间位置，将制动带拉 紧。齿条轴凸起的左、右边都是凹槽。左、右离合器中任一个结合 时，杠杆都按顺时针方向摆动，使制动带放松。 （3） 齿轮块设计： 机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。根据各传动轴的工 作特点，基本组、第一扩大组以及第二扩大组的滑移齿轮均采 用了整体式滑移齿轮。所有滑移齿轮与传动轴间均采用花键联 接。
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
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
1.8
1.0
0.3
0.67
差%
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
2.1
0.67
1.5
1.1
0.5
2.3
差%
转速误差满足要求。 （5） 绘制传动系统图：（见附图2）
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D
2） 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*22
C．12 =23*31*26 D。12=26*31*23
E．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
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