1、I8 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 8 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】8 级变速；主轴箱；设计Design of the 8-Level Spee
2、d Spindle Box spindle box; designII目 录1 运动设计 11.1 车床主参数和基本参数 11.2 确定公比 和结构式 .11.2.1 结构网 .11.3 拟定转速图 21.3.1 主电机的选择 .21.4 齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制 31.4.1 齿轮齿数的确定的要求 .31.4.3 传动系统图的绘制 .52 动力设计 62.1 确定计算转速 .62.1.1 主轴的计算转速 .62.1.2 中间传动件的计算转速 .62.2 估算各传动轴的直径 62.2.1 轴的直径 .62.2.2 轴的直径 .72.2.3 轴的直径 .72.2.4 主轴的直径 .72.
3、3 齿轮模数的计算 72.4 三角带传动的计算 82.5 主轴刚度验算 92.5.1 选定前端悬伸量 C .92.5.2 主轴支承跨距 L 的确定 .92.5.3 计算 C 点挠度 102.6 离合器的选择与计算 .112.6.1 确定摩擦片的径向尺寸 122.6.2 按扭矩确定摩擦离合面的数目 Z 122.6.3 计算摩擦离合器的轴向压力 Q 122.6.4 确定摩擦片厚度 132.6.5 反转时摩擦片数的确定 133 结构设计展开图及其布置 .144 6 级变速车床主轴箱模型的实物制作 .16III4.1 实物的加工 .164.2 机构的装配 .16参考文献 .18致谢语 .198 级变速
4、车床主轴箱设计及实物制作11 运动设计1.1 车床主参数和基本参数原始数据与资料：车床主参数：360 ，主轴转速：1001120 ，转速级数：8，电动机功率：m/minr5.5Kw。1.2 确定公比 和结构式由 Rn= Z-1 得 1120/100=11.2 = 7 =1.41划分各级转速为：100，140,200,280,400,560,800,1120.确定轴的转速为：800r/min，则 i。=800/1440=1/1.80已知 Rn= Rn= Z-1 且 Z= x3bminax2aa、b 为正整数，即 Z 应可以分解为 2 和 3 的因子，以便用 2、3 联滑移齿轮实现变速。 8 级转
5、速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，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 22。1.2.1 结构网图 1-1 8 级等比传动系统结构网由此可知：结构式可确定为：8=212224根据降速比分配应“前缓后急”的原则（也称递降原则）以及摩擦离合器的工作8 级变速车床主轴箱设计及实物制作2速度要求，确定各传动组最小传动比。在设计机床时，为防止传动比过传动比过小造成从动轮过大，增加箱体尺寸。一般限定最小传动比 imin1/4。为减少震动，提高传动精度，直齿轮的最大传动比 imax2，直齿轮变速组的极限
6、变速范围是r=24=8检验扩大组的变速范围。由式rj= p0p1 可知 p0p1=1.414k4 取 k=712k则 SZ=84 Za1=42 Za2=5 =35则从动轮齿数为：Z a1=42 Za2,=7 =4912k第二变速组ib1=1:1 ib2=1:2S11=2 S12=3最小公倍数 S0=6 则 SZ=6k8 级变速车床主轴箱设计及实物制作4最小齿数发生在 ib2 中 ：Z b2=1 17 =k9 取 k=1063k则 SZ=60 Za1=30 Za2=1 =20则从动轮齿数为：Z b1=30 Zb2,=2 =4063k第三变速组：ic1=1.41:1 = ic2=1:2.82=75
7、1S21=12 S32=42最小公倍数 S0=84 则 SZ=84k最小齿数发生在 ic2 中 ： Zc2=11 17 =22k17 取 k=2842k则 SZ=84 Zc1=49 Za2=11 =22则从动轮齿数为：Z c1=35 Zc2,= 31 =62842k见表 1-1：表 1-1 齿轮齿数表变速组 第一变速组 第二变速组 第三变速组齿数和 84 60 84齿轮 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12齿数 42 42 35 49 30 30 20 40 49 35 22 621.4.3 传动系统图的绘制 10r/min423590352图 1-3
8、主传动系图8 级变速车床主轴箱设计及实物制作52 动力设计2.1 确定计算转速2.1.1 主轴的计算转速主轴的计算转速为主轴从最低转速算起，第一个 1/3 转速范围内的最高一级转速，即：njn min Z/3-1 其中：z8 则：n j=n min1002.82=177 /minr2.1.2 中间传动件的计算转速轴上的 4 级转速分别为：280、400、560、800r/min.主轴在 79r/min 以上都可以传递全部功率。轴经 Z11-Z12传递到主轴，这时从 280r/min 以上的转速全部功率，所以确定最低转速 280r/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
9、：轴为 560r/min,轴为 800r/min,电动机轴为 1440r/min5。2.2 估算各传动轴的直径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失是主要矛盾，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。传动轴直径按扭转刚度：由式 进行估算491()jPdmN式中：d 传动轴直径；p 电动机功率；该轴的计算转速；jN 传动效率；可根据机械设计各种传动传递功率的功率的范围及效率值P 41 进行选
10、取 1=0.96 （齿轮效率） =0.99。2.2.1 轴的直径 min/80,96.1rn44.096912/min8Pdr8 级变速车床主轴箱设计及实物制作62.2.2 轴的直径 2 0.96.5260/minnr449138Pdn2.2.3 轴的直径 3 2 0320/innr445.99158Pdmn2.2.4 主轴的直径 4 3 0310/inr4599145Pdn2.3 齿轮模数的计算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 。3221168djmjjiNmZn式中： 按疲劳接触强度计算的齿轮模数 ；j驱动电机功率 ； dNKW计算齿轮的计
11、算转速 ；jn/r大齿轮齿数与小齿轮齿数之比 ，外啮合取“+”号，内啮合取i 1i“-”号；小齿轮齿数1Z齿宽系数， （B 为齿宽，m 为模数） ，m610m许用接触应力 ， 取 ,j MPa60li传动组 a 模数： 3225.168.578a传动组 b 模数： 322.4.00bm8 级变速车床主轴箱设计及实物制作7传动组 c 模数： 32245.163.7860cm故选取标准模数 5。4,5,abc2.4 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。(
12、1) 选择三角带的型号根据公式： 1.56.0caPKKW式中 P-电动机额定功率， -工作情况系数。查图 8-11 因此选择 A 型带。(2) 初选小带轮的基准直径 。1d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 不宜过1,d小，即 。查表 8-6，8-8 取小带轮基准直径1mind 12dm(3) 确定三角带速度按公式 13.408.4606dnVs因为 ，故带速合适svs/30/5(4) 计算大带轮的基准直径根据式（8-15a），计算大带轮直径 2d21.801.6di m根据表 8-8，圆整为标准直径 200 。m(5) 初定中心距带轮的中心距，通常根据机床的总体
13、布局初步选定，一般可在下列范围内选取：根据经验公式 120120.7dda取 ，取6406.Am(6) 三角带的计算基准长度 L21012024ddaa203.460693L m由表 8-2，圆整到标准的计算长度 18dL8 级变速车床主轴箱设计及实物制作8(7)确定实际中心距 a0061806932542dLm（ ）(8)验算小带轮包角 ，00 00211857. 7.19da主动轮上包角合适。(9)确定三角带根数 Z根据式 8-26 得 0calpzk传动比 124/81.vi查表 8-4a，8-4b 得 = 0.15KW, = 1.58KW0p0p查表 8-5， =0.98；查表 8-2
14、， =1.01klk6.5Z3.51.8981.0所以取 根Z4(10)计算预紧力查表 8-3，q=0.1kg/m 7 20 2.51650.848491capFqvvzkN2.5 主轴刚度验算2.5.1 选定前端悬伸量 C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=1208。 m2.5.2 主轴支承跨距 L 的确定一般最佳跨距 ，考虑到结构以及支承刚度因磨损会不023402m断降低，应取跨距 L 比最佳支承跨距 大一些，再考虑到结构需要，这里取LL=600 。8 级变速车床主轴箱设计及实物制作92.5.3 计算 C 点挠度1）周向切削力 的计算tP429510dt
15、jNpDn其中 ,75.,0.968dNKWmax5.0.56420,24,31/injjDmnr取故 ，故 。4429510.8.3tpN417361tPN3.6.,050rt ftPNP2）驱动力 Q 的计算772.1Qnz其中 75.096.84.5,2,35./mindNKWr所以 7 4.2.11.03QN3）轴承刚度的计算这里选用 4382900 系列双列圆柱子滚子轴承根据 求得：0.13.82.5Cd0.130.8525741/. 920AB mN4）确定弹性模量，惯性距 I； ；和长度 。c,abs轴的材产选用 40Cr，查资料有 52.10EMP主轴的惯性距 I 为 464.
16、76Dm外 内主轴 C 段的惯性距 Ic 可近似地算： 446402510cI11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，8 级变速车床主轴箱设计及实物制作10W=0.4H， （H 是车床中心高，设 )。20Hm则： 22(6(40)4DdNm根据齿轮、轴承宽度以及结构需要，取 6b计算切削力 P 作用在 S 点引起主轴前端 C 点的挠度23226cspcAALSsscyEIIL 代入数据并计算得 。0.19csm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 cmqy2226cmq BAbLbLbyEI L 计算得： =-0.0026mmc求主轴前
17、端 C 点的综合挠度 cy水平坐标 Y 轴上的分量代数和为： osscos,cypcmqmy，6,270,18pqm其 中计算得： ， 。.9cy .092cz综合挠度 。综合挠度方向角 ，又2czarc72.5zyytg。006.1yL因为 ，所以此轴满足要求 9。cy2.6 离合器的选择与计算参考表 2，取通用机床钢质主轴前轴颈直径 ，后轴颈直径180Dm（0.70.85） ，取 ，主轴内孔直径 ，其中2D1D265max.10d为最大加工直径，确定 d=3610 ，即 40 。max8 级变速车床主轴箱设计及实物制作112.6.1 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，
18、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21内径可取： ；机床上采用的摩擦片 值可在2(6)(40)4Ddmm0.570.77 范围内，此处取 =0.6，则内摩擦片外径 =73.3 。216.04m2.6.2 按扭矩确定摩擦离合面的数目 ZZ ZmVfKrSPT其中 T 为离合器的扭矩 T=9550103 =9550103 =5.1104 ；jdn8.064NK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
19、=0.08；S内外片环行接触面积，S （D 22 D12）=1426.98 ;42m诱导摩擦半径，按理想状态，假设摩擦表面压力均匀分布，则fr=21.77 ；fr)(3213速度修正系数，根据平均圆周速度查表取为 1.3；vK结合次数修正系数，查表为 1.35；m摩擦结合面数修正系数，查表取为 1；Z将以上数据代入公式计算得 Z11.67 圆整为整偶数 12，离合器内外摩擦片总数i=Z+1=13。2.6.3 计算摩擦离合器的轴向压力 QQ=SPKV =1426.981.21.3 = 2226.1N8 级变速车床主轴箱设计及实物制作122.6.4 确定摩擦片厚度摩擦片厚度 b = 1，1.5，1
20、.75，2 ，一般随摩擦面中径增大而加大。内外片分m离时的最小间隙为（0.20.4） ，本设计选用 2 。2.6.5 反转时摩擦片数的确定图 2-1 双向片式摩擦离合器机构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 2040%，取 Pk = 0.4Pd，计算反转静扭矩为 Pk = 1.6KW，代入公式计算出 Z5.1，圆整为整偶数 6，离合器内外摩擦片总数为 7。8 级变速车床主轴箱设计及实物制作133 结构设计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
21、在同一个平面上。由于结构复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图 10。图 3-1 8 级变速车床主轴箱展开图8 级变速车床主轴箱设计及实物制作14操纵机构采用拨叉与凸轮机构 11。图 3-2 操纵机构8 级变速车床主轴箱设计及实物制作154 6 级变速车床主轴箱模型的实物制作我们组的实物制作为 6 级变速车床主轴箱的模型制作，在加工过程中，分为 5 小组，我们小组主要负责箱体、中间板、曲柄及摇板加工。在加工中主要是用铣床和钻床进行加工，但由于加工箱体尺寸较大受到夹具的限制，加工平面时用到了刨床。4.1 实物的加工现以曲柄为例简要说明一下加工过程，附 121 曲柄
22、图如下：0图 4-1 121 曲柄0所用的设备是 XQ5025B 铣床以及 ZQ4116 钻床。所用到的工艺装备有高速钢三面式铣刀，5 的麻花钻，8 的麻花钻，M6 的丝锥，14.8 麻花钻，15 机用铰刀。0 125mm 分度为 0.02的游标卡尺等等。加工概况。首先用气动切割机将板料分割成所需要的各零件毛坯尺寸，以先粗后精原则，在卧式铣床粗铣各面的侧面。用老虎钳夹紧，然后在 XQ5025B 立式铣床粗铣上下面 接下来精铣上下面，接着在卧式铣床上精铣各侧面。121 曲柄上下面加工后进0行电火花加工，将其轮廓加工出来。然后上钻床，将面中各孔钻出，最后是去毛刺，涂油防锈。等各个小组加工基本完成时
23、，根据工件实际尺寸及相对位置关系进行钻位置位置精度要求较高的孔 12。4.2 机构的装配所有实物全部做出之后，经检验符合设计要求，进入装配环节。在装配过程中，由于各个小组在加工时留的余量较大，致使轴与箱体、齿轮及轴套的过渡配合变成了过盈配合。在王艳红老师及车间魏飞老师的耐心指导下，经过正确的钳工修配才使得装配过程得以顺利完成。8 级变速车床主轴箱设计及实物制作16图 4-2 6 级变速车床主轴箱的模型 8 级变速车床主轴箱设计及实物制作17参考文献1 Ye Zhonghe Lan Zhaohui M.R.Smith.MECHANISMS AND MACHINE THEORYM.HIGHER E
24、DUCATION PRESS.2 李庆余，孟广耀.机械制造装备设计M.北京：机械工业出版社. 2010 3 黄鹤汀.金属切削机床设计M.北京：机械工业出版社，20054 现代实用机床设计手册编委会编现代实用机床设计手册 （上、下册）M.北京：机械工业出版社1984.8.5 陈易新.金属切削机床课程设计指导书M.北京：机械工业出版社.20016 翁世修.金属切削机床设计指导M.上海：上海交通大学出版社.19867 濮良贵，纪名刚.机械设计M.北京.高等教育出版社. 20068 曹金榜.机床主轴变速箱设计指导M.北京：机械工业出版社9 刘鸿文.材料力学M.北京:高等教育出版社，2004.110 曹
25、桄，高学满.金属切削机床挂图M.上海：上海交通大学出版社1984.8.11 孙恒，陈作模主编.机械原理M.北京.高等教育出版社. 200112 王先逵.机械制造工艺学M.北京:机械工业出版社，2006.18 级变速车床主轴箱设计及实物制作18致谢语转眼间，大学生活就要过去了，在这段人生最重要的岁月里，我学到了很多东西，感谢学校给了我这么好的学习环境，感谢王艳红老师的辛勤辅导，感谢家人给我创造如此宝贵的机会，感谢同学们给予我慷慨的帮助。毕业设计终于完成，十分感谢王艳红老师至始至终对我无私的帮助，早在上学期末，她就将毕业设计内容发给我们，方便我们提早查阅资料，为后来的毕业设计做好准备；老师抽空便去绘图室指导我们，给我们提出了很多宝贵意见；在我加工模型期间，她也会在百忙中给我们开会，对我们进行耐心的指导；这使得我能够顺利的完成毕业设计任务。同时，也对在王艳红老师有课时给我耐心指导解决疑难问题的张力重老师及在加工中给我们现场指导的车间魏飞老师表示深深的谢意，再次向老师和帮助我的同学们一并表示衷心的感谢！
