变速车床主轴箱设计及实物制作(8级)

8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 Speed Spindle Box & the Model Making Mechanical Design, Manufacturing and Automation Major

Abstract：As major turning machines, universal lathe is used widely in mechanical processing industry. In this paper, it focuses on the design of 8-level speed spindle box, and it includes three parts that motion design, dynamic design and structure design. The main contents of this design is to determine the main parameters, transmission scheme and drive system drawing of the machine tool, and finally complete the design of the spindle box by calculating and checking the parts of the spindle box. The main structure design is the design of transmission , under the given conditions, that is, according to spindle speed design the main drive system. Practically working, it control variable speed handles to achieve different speed through the fork that bring along the sliding gear moving on the axis[1].

Key words：8-level speed; spindle box; design

目录

1 运动设计 (1)

1.1 车床主参数和基本参数 (1)

1.2 确定公比ψ和结构式 (1)

1.2.1 结构网 (1)

1.3 拟定转速图 (2)

1.3.1 主电机的选择 (2)

1.4 齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制 (3)

1.4.1 齿轮齿数的确定的要求 (3)

1.4.3 传动系统图的绘制 (5)

2 动力设计 (6)

2.1 确定计算转速 (6)

2.1.1 主轴的计算转速 (6)

2.1.2 中间传动件的计算转速 (6)

2.2 估算各传动轴的直径 (6)

2.2.1 Ⅰ轴的直径 (6)

2.2.2 Ⅱ轴的直径 (7)

2.2.3Ⅲ轴的直径 (7)

2.2.4 主轴的直径 (7)

2.3 齿轮模数的计算 (7)

2.4 三角带传动的计算 (8)

2.5 主轴刚度验算 (9)

2.5.1 选定前端悬伸量C (9)

2.5.2 主轴支承跨距L的确定 (9)

2.5.3 计算C点挠度 (10)

2.6 离合器的选择与计算 (11)

2.6.1 确定摩擦片的径向尺寸 (12)

2.6.2 按扭矩确定摩擦离合面的数目Z (12)

2.6.3 计算摩擦离合器的轴向压力Q (12)

2.6.4 确定摩擦片厚度 (13)

2.6.5 反转时摩擦片数的确定 (13)

3 结构设计展开图及其布置 (14)

4 6级变速车床主轴箱模型的实物制作 (16)

4.1 实物的加工 (16)

4.2 机构的装配 (16)

参考文献 (18)

致谢语 (19)

1 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：360mm ，主轴转速：100～1120/min r ，转速级数：8，电动机功率：5.5Kw 。

1.2 确定公比ψ和结构式

由Rn=ψZ-1 得1120/100=11.2 =ψ7

=>ψ=1.41

划分各级转速为：

100，140,200,280,400,560,800,1120.

确定Ⅰ轴的转速为：800r/min ，则i 。=800/1440=1/1.80 已知Rn=

min

max n n Rn=ψZ-1

且Z=2a x3b a 、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2[2]

。 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=21×22×24

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i min ≥1/4。为减少震动，提高传动精度，直齿轮的最大传动比i max ≤2，直齿轮变速组的极限变速范围是

r=2×4=8

检验扩大组的变速范围。由式r j =ψ

p 0p 1

可知

ψp 0p 1=1.414<8(不超限制)

1.3 拟定转速图

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。

1.3.1 主电机的选择

1）电机功率N ：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。

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d n ： 选用时，要使电机转速d n 与主轴最高转速m ax n 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。d n =1440r/min 。

3） 电机的选定：已知电动机的功率是3KW ，根据表2选Y132S ——4，额定功率5.5kw ，满载转速1440 min

r

，最大额定转距2.2m

N

。

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“前缓后急”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=m in n /E n =100/1440=1/14.40。

4）确定传动轴的轴数：

传动轴数＝变速组数+定比传动副数+1=4[3]

。

1120

800560400280

200140100

1440

Ⅰ

Ⅱ

ⅢⅣ1:1

.801:11:1

1

.41:11.41:1

1:

2

1:

2.82r /m i n

图1-2 8级等比转速图

1.4 齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制

1.4.1 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Z S ，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 min Z Z ≥=17 2．齿轮的齿数和Z S 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Z S ≤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．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[4]

。 1.4.2 变速传动组中齿轮齿数的确定

用计算法确定第一个变速组中各齿轮的齿数Z j +Z j ’=

Z

S i j = Z j /Z j ’=a j /b j

其中Z j ——主动齿轮的齿数 Z j ’——被动齿轮的齿数 i j ——一对齿轮的传动比 Z S ——一对齿轮的齿数和

其中a j 、b j 为互质数，设 a j +b j =S Oj

Z j =a j

zj oj S S Z j ’ =b j zj

oj

S S 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。

第一变速组:

i a1=1:1 i a2=1：1.41= 5

7

Φ=1.41 S O1=2 S 02=12

最小公倍数S 0=12 则S Z =12k

最小齿数发生在i a2中 ：Z a2=5×

1212k

≥17 =>k ≥4 取k=7 则S Z =84 Z a1=42 Z a2=5×1212

k

=35

则从动轮齿数为：Z a1=42 Z a2,=7× 1212

k

=49

第二变速组

i b1=1:1 i b2=1:2

S 11=2 S 12=3 最小公倍数S 0=6 则S Z =6k

最小齿数发生在i b2中 ：Z b2=1×

63k

≥17 =>k ≥9 取k=10 则S Z =60 Z a1=30 Z a2=1× 63

k

=20

则从动轮齿数为：Z b1=30 Z b2,=2×63

k

=40

第三变速组：

i c1=1.41:1 =

75 i c2=1:2.82=11

31

S 21=12 S 32=42

最小公倍数S 0=84 则S Z =84k

最小齿数发生在i c2中 ：Z c2=11×

8442k

≥17 =>22k ≥17 取k=2 则S Z =84 Z c1=49 Z a2=11×8442

k

=22

则从动轮齿数为：Z c1’=35 Z c2,= 31× 8442

k

=62

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

62

1.4.3 传动系统图的绘制

1440r/min

4235

35

4249

30

20

3040

4922

35

22

图1-3 主传动系图

2 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：

n j ﹦n min ψ

Z/3-1

其中：z ﹦8

则：n j =n min ﹦100×2.82=177/min r

2.1.2 中间传动件的计算转速

Ⅲ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。

Ⅲ轴经Z 11-Z 12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Ⅲ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：Ⅱ轴为560r/min,Ⅰ轴为800r/min,电动机轴为1440r/min [5]

。 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491()j

P d mm N η

≥进行估算 式中：d ——传动轴直径；

p ——电动机功率；

j N ——该轴的计算转速；

η——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进行选取η1=0.96 η（齿轮效率）

=0.99。

2.2.1 Ⅰ轴的直径

m in /800,96.011r n ==η

4

45.50.96

919126/min 800

P d mmr n η?≥==

2.2.2 Ⅱ轴的直径

η2 0.960.990.95=?= 2560/min n r =

4

45.50.94

919135280

P d mm n η?≥== 2.2.3 Ⅲ轴的直径

η3 =η20.990.94?= 3280/min n r =

4

45.50.94

919135280

P d mm n η?≥== 2.2.4 主轴的直径

η4 =η30.990.93?= 3100/min n r =

4

45.50.93919145100

P d mm n η?≥== 2.3 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()[]3

2

2

1

116338d

j m j j

i N m mm Z i n ?σ±?=????????。

式中：j m ——按疲劳接触强度计算的齿轮模数[]mm ；

d N ——驱动电机功率[]KW ； j n ——计算齿轮的计算转速[]/r m ；

i ——大齿轮齿数与小齿轮齿数之比1i ≥，外啮合取“+”号，内啮合取“-”

号；

1Z ——小齿轮齿数

m ?——齿宽系数，m B

m

?=

（B 为齿宽，m 为模数），6~10m ?= j σ????——许用接触应力 ， 取MPa 600lim =σ,

传动组a 模数： 322

3 5.5

16338 2.576352600800a m ?==???? 传动组b 模数： 3

223 5.5

16338 4.206202600560

b m ?==????

传动组c 模数：3

224 5.5

16338 3.786223600280

c m ?==????

故选取标准模数4,5,4a b c m m m ===[5]。

2.4 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。

(1) 选择三角带的型号

根据公式： 1.1 5.5 6.05ca a P K P KW ==?=

式中P---电动机额定功率，a K --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 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1,d d 不宜过小，即()1min d d d d ≥。查表8-6，8-8取小带轮基准直径1112d d mm =

(3) 确定三角带速度

按公式11

3.141121440

8.44601000

601000

d d n m V s π??=

=

=??

因为s m v s m /30/5<<，故带速合适 (4) 计算大带轮的基准直径

根据式（8-15a ），计算大带轮直径2d d

21 1.8112201.6d d d i d mm =?=?=

根据表8-8，圆整为标准直径200mm 。 (5) 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()()120120.72d d d d d d a d d +<<+

取()2112200624mm ?+=，取0600.A mm =

(6) 三角带的计算基准长度0L

()

()2

2

100120

22

4d d d d d d L a d d a π

-≈+

++

()()2

02001123.14

2600112200169324600

L mm -=?+?++

≈? 由表8-2，圆整到标准的计算长度 1800d L mm = (7)确定实际中心距a

06001800169326542

d L L a a mm -≈+

=+-÷≈（） (8)验算小带轮包角α

00000211200112

18057.518057.517290654

d d d d a α--≈-

?=-?≈≥， 主动轮上包角合适。 (9)确定三角带根数Z 根据式8-26得 ()00ca

l

p z p p k k α=

+?

传动比

1

2

1440/800 1.8v i v =

== 查表8-4a ，8-4b 得0p ?= 0.15KW,0p = 1.58KW 查表8-5，k α=0.98；查表8-2，l k =1.01

()

6.05

Z 3.531.580.150.98 1.01=

=+??

所以取Z 4= 根

(10)计算预紧力 查表8-3，q=0.1kg/m

[7]

2022.5500

16.05 2.550010.18.448.4440.98146ca p F qv vz

k N α??

=-+ ?????

=?-+?

????

= 2.5 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=120mm

[8]

。

2.5.2 主轴支承跨距L 的确定

一般最佳跨距()02~3240~420L C mm == ，考虑到结构以及支承刚度因磨损会不断降低，应取跨距L 比最佳支承跨距0L 大一些，再考虑到结构需要，这里取L=600mm 。

2.5.3 计算C 点挠度

1）周向切削力t P 的计算

4295510d

t j j

N p D n η??=

其中75.5,0.960.98d N KW η==?,

()()max 0.5~0.60.5~0.6400200240,240,31.5/min

j j j D D mm D n r ==?=?==取

故442955100.82 5.5

1.151024035.5

t p N ????=

=??，故41.12 1.73610t P P N ==?。 33

0.45 6.9810,0.35 5.4310r t f t

P P N P P N ==?==? 2）驱动力Q 的计算 7

2.1210N Q nzn

=?[7] 其中

75.50.960.98 4.58,72,3,35.5/min d N N KW z m n r η==??====

所以

744.58

2.1210 1.131047235.5

Q N =??

=???

3）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0.1030.822.222 1.5C d =??求得：

0.1030.850.103

0.8

5

22.222 1.5708.4810/22.222 1.5

100

9.22410/A B C N mm C N mm

=??=?=??=?

4）确定弹性模量，惯性距I ；c I ；和长度,,a b s 。 ①轴的材产选用40Cr ，查资料有

52.110E MPa =?

②主轴的惯性距I 为

()

44644.271064

D D I mm π-=

=?外内

主轴C 段的惯性距Ic 可近似地算：

()

444640.6 6.251064

c D D I mm π-=

=?11

③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，W=0.4H ，

（H 是车床中心高，设200H mm =)。

则：22(2~6)(404)44D d N mm mm mm =+?=+=

④根据齿轮、轴承宽度以及结构需要，取60b mm = ⑤计算切削力P 作用在S 点引起主轴前端C 点的挠度

()()2322363csp

c

A A L S L C sc c Lsc sc y P mm EI EI C L C L ++??-=+++???? 代入数据并计算得0.1299csp y mm =。

⑥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cmq y

()()()()2226cmq B A bc L b L b L C L b bc y Q mm EIL C L C L ---+-??

=++???

? 计算得：cmq y =-0.0026mm

⑦求主轴前端C 点的综合挠度c y

水平坐标Y 轴上的分量代数和为：

cos cos cos ,cy csp p cmq q cm m y y y y θθθ=++

66,270,180p q m θθθ===其中，

计算得：0.0297cy y mm =，0.0928cz y mm =。

综合挠度220.118c cy cz y y y mm =+=。综合挠度方向角arc 72.25cz

yc cy

y tg

y α==，又[]0.00020.0002

6000.12y L mm ==?=。 因为[]c y y <，所以此轴满足要求[9]

。

2.6 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180D mm =，后轴颈直径2D =（0.7～0.85）1D ，取265D mm =，主轴内孔直径max 0.110d D mm =±，其中max D 为最大加工直径，确定d=36±10mm ，即40mm 。

2.6.1 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，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D 1与内片外径D 2之比，即?2

1

D D =

，一般外摩擦片的内径可取：2(2~6)(404)44D d mm mm mm =+=+=；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2D =?

1

D =6

.044=

=73.3mm 。

2.6.2 按扭矩确定摩擦离合面的数目Z

Z ≥

Z

m V f K K K r S f P TK

??][

其中 T 为离合器的扭矩

T=9550×103

ηj

d n P =9550×103

8.06004?=5.1×104

N 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 4

π

=

（D 22 — D 12）=1426.982mm ;

f r ——诱导摩擦半径，按理想状态，假设摩擦表面压力均匀分布，则

f r )

D (3)(2

1223132D D D --==21.77mm ； v K ——速度修正系数，根据平均圆周速度查表取为1.3； m K ——结合次数修正系数，查表为1.35；

Z K ——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 ≥11.67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Q

Q=S[P]K V =1426.98×1.2×1.3 = 2226.1N

2.6.4 确定摩擦片厚度

摩擦片厚度b = 1，1.5，1.75，2mm ，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 ，本设计选用2mm 。 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P k 一般为额定功率P d 的20～40%，取P k = 0.4P d ，计算反转静扭矩为P k = 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。

3 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

操纵机构采用拨叉与凸轮机构[11]。

图3-2 操纵机构

4 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1210曲柄图如下：

图4-1 1210曲柄

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，Φ5的麻花钻，Φ8的麻花钻，M6的丝锥，Φ14.8麻花钻，Φ15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。1210曲柄上下面加工后进行电火花加工，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，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。

图4-2 6级变速车床主轴箱的模型