机床主轴箱设计 -工程

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，

机床主轴箱设计

。

nmax==23.8r/minnmin==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*4B.12=4*3C。12=3*2*2

D．12=2*3*2E。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*26B。12=21*34*22

C．12=23*31*26D。12=26*31*23

E．22*34*21F。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。

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/minnmin==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*4B.12=4*3C。12=3*2*2

D．12=2*3*2E。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*26B。12=21*34*22

C．12=23*31*26D。12=26*31*23

E．22*34*21F。12=26*32*21

根据级比指数非陪要“前疏后密&rdqu

o;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)u1u2u3

式中u1u2u3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=65mm，主轴内孔直径d=0.1Dmax±10mm，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=2.9mm,取标准模数m=3mm；

传动组B中：m=2.8mm，取标准模数m=3mm；

传动组A中：m=2.1mm，取标准模数m=2.5mm。

（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，

工程

《机床主轴箱设计》()。

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≈2a0+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-0.015a+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]。

作用在轴上的压力Q=2F0·z·sin=705.4[N]。

5．结构设计：

（1）带轮设计：

根据V带计算，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。

从工艺角度考虑，其他固定齿轮（主轴上的齿轮除外）也采用花键联接。由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联接。

各轴采用的花键分别为：Ⅰ轴：6×23×26×6

Ⅱ轴：6×26×30×6

Ⅲ轴：8×36×40×7

Ⅰ～Ⅲ轴间传动齿轮精度为877—8b，Ⅲ～Ⅳ轴间齿轮精度为766—7b。

（4）轴承的选择：

为了方便安装，Ⅰ轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径，均采用深沟球轴承。为了便于装配和轴承间隙调整，Ⅱ、Ⅲ轴均采用圆锥滚子轴承。滚动轴承均采用E级精度。

（5）主轴组件：

本车床为普通精度级的轻型机床，为了简化结构、主轴采用了轴向后端定位的两支承主轴组件。前支承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用角接触球轴承和单向推力球轴承。为了保证主轴的回转精度，主轴前后轴承均采用压块式防松螺母调整轴承的间隙。主轴前端采用短圆锥定心结构型式。

前轴承为C级精度，后轴承为D级精度

（6）润滑系统设计：

主轴箱内采用飞溅式润滑，油面高度为65mm左右，甩油环浸油深度为10mm左右。润滑油型号为：IIJ30。

卸荷皮带轮轴承采用脂润滑方式。润滑脂型号为：钙质润滑脂。

（7）密封装置设计：

Ⅰ轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用皮碗式接触密封。而主轴直径大、线速度较高，则采用了非接触式密封。卸荷皮带轮的润滑采用毛毡式密封，以防止外界杂物进入。

6．传动件验算：

（1）轴的强度验算

由于机床主轴箱中各轴的应力都比较小，验算时，通常用复合应力公式进行计算：

Rb=≤[Rb][MPa]

[Rb]——许用应力，考虑应力集中和载荷循环特性等因素。

W——轴的危险断面的抗弯断面系数；

花键轴的抗弯断面系数W=+

其中d——花键轴内径；

D——花键轴外径；

b——花键轴键宽；

z——花键轴的键数。

T——在危险断面上的最大扭矩

T=955*104

N——该轴传递的最大功率；

——该轴的计算转速；

M——该轴上的主动被动轮的圆周力、径向力所引起的最大弯矩。

齿轮的圆周力：Pt=2T/D,D为齿轮节圆直径。

直齿圆柱齿轮的径向力 Pr=0.5Pt.

求得齿轮的作用力，即可计算轴承处的支承反力，由此得到最大弯矩。

对于轴Ⅰ、Ⅱ，由表29得[Rb]=70[MPa]；

对于轴Ⅲ，[Rb]=65[MPa]

由上述计算公式可计算出：

轴Ⅰ，Rb=53.6[MPa]≤[Rb]；

轴Ⅱ，Rb=48.3[MPa]≤[Rb]；

轴Ⅲ，Rb=61.1[MPa]≤[Rb]。

故传动轴的强度校验符合设计要求

（2）验算花键键侧压应力

花键键侧工作表面的挤压应力为：

≤[][MPa]

式中：——花键传递的最大扭矩；

D、d——花键的外径和内径；

z——花键的齿数；

——载荷分布不均匀系数，通常取为0.75。

使用上述公式对三传动轴上的花键校核，结果符合设计要求。

（3）滚动轴承验算：

机床的一般传动轴用的滚动轴承，主要是由于疲劳破坏而失效，故应对轴承进行疲劳寿命验算。下面对按轴颈尺寸及工作状况选定的滚动轴承型号进行寿命验算：

Lh=500≥[T]

式中，Lh——额定寿命；

C——滚动轴承尺寸表所示的额定动负荷[N]；

——速度系数，=；

——工作情况系数；由表36可取为1.1；

ε——寿命系数，对于球轴承：ε=3；对于滚子轴承：ε=10/3；

——轴承的计算转速，为各轴的计算转速；

Ks——寿命系数，不考虑交变载荷对材料的强化影响时：

Ks=KNKnKT；

KN——功率利用系数，查表为0.58；

Kn——转速变化系数；查表37得0.82；

KT——工作期限系数，按前面的工作期限系数计算；

Kl——齿轮轮换工作系数，可由表38查得；

P——当量动载荷[N];

使用上述公式对各轴承进行寿命校核，所选轴承均符合设计要求。

（4）直齿圆柱齿轮的强度计算：

在验算主轴箱中的齿轮强度时，选择相同模数中承受载荷最大的、齿数最小的齿轮进行接触和弯曲疲劳强度验算。一般对高速传动齿轮主要验算接触疲劳强度，对低速传动齿轮主要验算弯曲疲劳强度。

根据以上分析，现在对Ⅰ轴上齿数为24的齿轮验算接触疲劳强度，对Ⅳ轴上齿数为30的齿轮验算弯曲疲劳强度。

对于齿数为24的齿轮按接触疲劳强度计算齿轮模数mj：

mj=16338*mm

式中：N——传递的额定功率[KW]（此处忽略齿轮的传递效率）；

——计算转速；

——齿宽系数，此处值为6；

z1——为齿轮齿数；

i——大齿轮与小齿轮齿数之比，“+”用于外啮合，“—”用于内啮合，此处为外啮合，故取“+”;

——寿命系数：=KTKnKNKq

KT——工作期限系数：KT=

T——齿轮在机床工作期限内的总工作时间，同一变速组内的齿轮总工作时间近似的为Ts/P,P为该变速组的传动副数；查《机床课程设计指导书》表17得Ts=18000，故得T=9000h；

n1——齿轮的最低转速，此处为600r/min；

c0——基准循环次数，由表16得c0=；

m——疲劳曲线指数，由表16得m=3；

Kn——转速变化系数，由表19得Kn=0.71；

KN——功率利用系数，由表18得KN=0.58；

Kq——材料强化系数，由表20得Kq=0.64；

Kc——工作状况系数，考虑载荷冲击的影响，取Kc=1.2；

Kd——动载荷系数，由表23得=1.2；

Kb——齿向载荷分布系数，由表24得Kb=1；

——许用接触应力，由表26得=1100[MPa]；

代入以上各数据计算得mj=2.0mm,故所选模数2.5mm满足设计要求。

对于齿数为30的齿轮按弯曲疲劳强度计算齿轮模数mw

mw=267

其中Y——齿形系数，从表25查得0.444；

——许用弯曲应力，由表26得=320；

其余各参数意义同上，代入数据计算得mw=2.79，所选模数为3，符合设计要求。用相同方法验算其他齿轮均符合设计要求。