8級變速車床主軸箱設計及實物制作

1、8級變速車床主軸箱設計及實物制作機械設計制造及其自動化【摘 要】作為主要的車削加工機床，普通車床被廣泛的應用于機械加工行業(yè)中。本文主要針對8級變速車床主軸箱的設計進行說明，共包括運動設計、動力設計和結(jié)構(gòu)設計三個部分。設計的主要內(nèi)容有機床主要參數(shù)的確定，傳動方案和傳動系統(tǒng)圖的擬定，最后通過對車床主軸箱零件進行計算、校核從而完成此機床主軸箱的設計。在結(jié)構(gòu)設計中主要是主軸箱的傳動設計，根據(jù)已給定的條件，即主軸轉(zhuǎn)速來設計主傳動系統(tǒng)。實際工作時，操縱變速手柄，通過撥叉撥動主軸箱中的滑移齒輪在軸上移動，實現(xiàn)變速?！娟P(guān)鍵詞】8級變速；主軸箱；設計Design of the 8-Level Speed Spi

2、ndle Box & the Model MakingMechanical Design, Manufacturing and Automation MajorAbstract：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,

3、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

4、 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 axis1.Key words：8-l

5、evel speed; spindle box; design目 錄1 運動設計11.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù)11.2 確定公比和結(jié)構(gòu)式11.2.1 結(jié)構(gòu)網(wǎng)11.3 擬定轉(zhuǎn)速圖21.3.1 主電機的選擇21.4 齒輪齒數(shù)的確定及傳動系統(tǒng)圖的繪制31.4.1 齒輪齒數(shù)的確定的要求31.4.3 傳動系統(tǒng)圖的繪制52 動力設計62.1 確定計算轉(zhuǎn)速62.1.1 主軸的計算轉(zhuǎn)速62.1.2 中間傳動件的計算轉(zhuǎn)速62.2 估算各傳動軸的直徑62.2.1 軸的直徑62.2.2 軸的直徑72.2.3 軸的直徑72.2.4 主軸的直徑72.3 齒輪模數(shù)的計算72.4 三角帶傳動的計算82.5 主軸剛度驗算92

6、.5.1 選定前端懸伸量C92.5.2 主軸支承跨距L的確定92.5.3 計算C點撓度102.6 離合器的選擇與計算112.6.1 確定摩擦片的徑向尺寸122.6.2 按扭矩確定摩擦離合面的數(shù)目Z122.6.3 計算摩擦離合器的軸向壓力Q122.6.4 確定摩擦片厚度132.6.5 反轉(zhuǎn)時摩擦片數(shù)的確定133 結(jié)構(gòu)設計展開圖及其布置144 6級變速車床主軸箱模型的實物制作164.1 實物的加工164.2 機構(gòu)的裝配16參考文獻18致謝語191 運動設計1.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù)原始數(shù)據(jù)與資料：車床主參數(shù)：360，主軸轉(zhuǎn)速：1001120，轉(zhuǎn)速級數(shù)：8，電動機功率：5.5Kw。1.2 確定公比

7、和結(jié)構(gòu)式由Rn=Z-1 得1120/100=11.2 =7 =1.41劃分各級轉(zhuǎn)速為：100，140,200,280,400,560,800,1120.確定軸的轉(zhuǎn)速為：800r/min，則i。=800/1440=1/1.80已知Rn= Rn=Z-1 且Z=x3ba、b 為正整數(shù)，即Z應可以分解為2和3的因子，以便用2、3聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速。 8級轉(zhuǎn)速傳動系統(tǒng)的傳動組，選擇傳動組安排方式時，考慮到機床主軸變速箱的具體結(jié)構(gòu)、裝置和性能。主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大，因此主軸上齒輪少些為好。最后一個傳動組的傳動副常選用22。1.2.1 結(jié)構(gòu)網(wǎng)圖1-1 8級等比傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)網(wǎng)由此可知：結(jié)構(gòu)式可

8、確定為：8=212224根據(jù)降速比分配應“前緩后急”的原則（也稱遞降原則）以及摩擦離合器的工作速度要求，確定各傳動組最小傳動比。在設計機床時，為防止傳動比過傳動比過小造成從動輪過大，增加箱體尺寸。一般限定最小傳動比imin1/4。為減少震動，提高傳動精度，直齒輪的最大傳動比imax2，直齒輪變速組的極限變速范圍是r=24=8檢驗擴大組的變速范圍。由式rj=p0p1 可知p0p1=1.414k4 取k=7則SZ=84 Za1=42 Za2=5=35則從動輪齒數(shù)為：Za1=42 Za2,=7 =49第二變速組 ib1=1:1 ib2=1:2 S11=2 S12=3最小公倍數(shù)S0=6 則SZ=6k最

9、小齒數(shù)發(fā)生在ib2中 ：Zb2=117 =k9 取k=10則SZ=60 Za1=30 Za2=1 =20則從動輪齒數(shù)為：Zb1=30 Zb2,=2=40第三變速組：ic1=1.41:1 = ic2=1:2.82=S21=12 S32=42最小公倍數(shù)S0=84 則SZ=84k最小齒數(shù)發(fā)生在ic2中 ：Zc2=1117 =22k17 取k=2則SZ=84 Zc1=49 Za2=11=22則從動輪齒數(shù)為：Zc1=35 Zc2,= 31 =62見表1-1：表1-1 齒輪齒數(shù)表變速組第一變速組第二變速組第三變速組齒數(shù)和846084齒輪Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12齒數(shù)424235

10、4930302040493522621.4.3 傳動系統(tǒng)圖的繪制圖1-3 主傳動系圖2 動力設計2.1 確定計算轉(zhuǎn)速2.1.1 主軸的計算轉(zhuǎn)速主軸的計算轉(zhuǎn)速為主軸從最低轉(zhuǎn)速算起，第一個1/3轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的最高一級轉(zhuǎn)速，即：njnminZ/3-1 其中：z8 則：nj=n min1002.82=1772.1.2 中間傳動件的計算轉(zhuǎn)速軸上的4級轉(zhuǎn)速分別為：280、400、560、800r/min.主軸在79r/min以上都可以傳遞全部功率。軸經(jīng)Z11-Z12傳遞到主軸，這時從280r/min以上的轉(zhuǎn)速全部功率，所以確定最低轉(zhuǎn)速280r/min為軸的計算轉(zhuǎn)速。按上述的方法從轉(zhuǎn)速圖中分別可找到計算轉(zhuǎn)速：

11、軸為560r/min,軸為800r/min,電動機軸為1440r/min5。2.2 估算各傳動軸的直徑傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反復載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大變形。因此疲勞強度一般不失是主要矛盾，除了載荷很大的情況外，可以不必驗算軸的強度。剛度要求保證軸在載荷下不至發(fā)生過大的變形。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度：由式進行估算式中：d 傳動軸直徑；p 電動機功率；該軸的計算轉(zhuǎn)速；傳動效率；可根據(jù)機械設計各種傳動傳遞功率的功率的范圍及效率值P41進行選取1=0.96 （齒輪效率）=0.99。

12、2.2.1 軸的直徑2.2.2 軸的直徑2 2.2.3 軸的直徑3 2 2.2.4 主軸的直徑4 3 2.3 齒輪模數(shù)的計算一般同一變速組中的齒輪取同一模數(shù)，選擇負荷最重的小齒輪按簡化的接觸疲勞強度公式計算。式中：按疲勞接觸強度計算的齒輪模數(shù)；驅(qū)動電機功率； 計算齒輪的計算轉(zhuǎn)速； 大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比，外嚙合取“+”號，內(nèi)嚙合取“-”號；小齒輪齒數(shù)齒寬系數(shù)，（B為齒寬，m為模數(shù)），許用接觸應力 ， 取,傳動組a模數(shù)： 傳動組b模數(shù)： 傳動組c模數(shù)：故選取標準模數(shù)5。2.4 三角帶傳動的計算三角帶傳動中，軸間距A可以加大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，宜可緩和沖擊及隔離振動，使傳動平

13、穩(wěn)。帶輪結(jié)構(gòu)簡單，但尺寸大，機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。(1) 選擇三角帶的型號根據(jù)公式：式中P-電動機額定功率，-工作情況系數(shù)。查圖8-11因此選擇A型帶。(2) 初選小帶輪的基準直徑。帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑不宜過小，即。查表8-6，8-8取小帶輪基準直徑(3) 確定三角帶速度按公式因為，故帶速合適(4) 計算大帶輪的基準直徑根據(jù)式（8-15a），計算大帶輪直徑根據(jù)表8-8，圓整為標準直徑200。(5) 初定中心距帶輪的中心距，通常根據(jù)機床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內(nèi)選?。焊鶕?jù)經(jīng)驗公式取，取(6) 三角帶的計算基準長度 由表8-2，圓整

14、到標準的計算長度 (7)確定實際中心距(8)驗算小帶輪包角，主動輪上包角合適。(9)確定三角帶根數(shù)根據(jù)式8-26得傳動比查表8-4a，8-4b 得= 0.15KW,= 1.58KW查表8-5，=0.98；查表8-2，=1.01所以取 根(10)計算預緊力查表8-3，q=0.1kg/m72.5 主軸剛度驗算2.5.1 選定前端懸伸量C根據(jù)主軸端部的結(jié)構(gòu)，前支承軸承配置和密封裝置的型式和尺寸，這里選定C=1208。 2.5.2 主軸支承跨距L的確定一般最佳跨距 ，考慮到結(jié)構(gòu)以及支承剛度因磨損會不斷降低，應取跨距L比最佳支承跨距大一些，再考慮到結(jié)構(gòu)需要，這里取L=600。2.5.3 計算C點撓度1）

15、周向切削力的計算其中,故，故。2）驅(qū)動力Q的計算7其中所以3）軸承剛度的計算這里選用系列雙列圓柱子滾子軸承根據(jù)求得：4）確定彈性模量，慣性距I；和長度。軸的材產(chǎn)選用40Cr，查資料有主軸的慣性距I為主軸C段的慣性距Ic可近似地算：切削力P的作用點到主軸前支承支承的距離S=C+W，對于普通車床，W=0.4H，（H是車床中心高，設)。則：根據(jù)齒輪、軸承寬度以及結(jié)構(gòu)需要，取計算切削力P作用在S點引起主軸前端C點的撓度代入數(shù)據(jù)并計算得。計算驅(qū)動力Q作用在兩支承之間時，主軸前端C點子的撓度計算得：=-0.0026mm求主軸前端C點的綜合撓度水平坐標Y軸上的分量代數(shù)和為：，計算得：，。綜合撓度。綜合撓度方

16、向角，又。因為，所以此軸滿足要求9。2.6 離合器的選擇與計算參考表2，取通用機床鋼質(zhì)主軸前軸頸直徑，后軸頸直徑（0.70.85），取，主軸內(nèi)孔直徑，其中為最大加工直徑，確定d=3610，即40。2.6.1 確定摩擦片的徑向尺寸摩擦片的外徑尺寸受到外形輪廓的限制，內(nèi)徑又由安裝它的軸徑d來決定，而內(nèi)外徑的尺寸決定著內(nèi)外摩擦片的環(huán)形接觸面積的大小，直接影響離合器的結(jié)構(gòu)與性能。表示這一特性系數(shù)是外片內(nèi)徑D1與內(nèi)片外徑D2之比，即，一般外摩擦片的內(nèi)徑可?。?；機床上采用的摩擦片值可在0.570.77范圍內(nèi)，此處取=0.6，則內(nèi)摩擦片外徑=73.3。2.6.2 按扭矩確定摩擦離合面的數(shù)目ZZ其中 T為離合

17、器的扭矩 T=9550103=9550103=5.1104；K安全系數(shù)，此處取為1.3；P摩擦片許用比壓，取為1.2MPa；f摩擦系數(shù)，查得f=0.08；S內(nèi)外片環(huán)行接觸面積，S（D22 D12）=1426.98;誘導摩擦半徑，按理想狀態(tài)，假設摩擦表面壓力均勻分布，則=21.77；速度修正系數(shù)，根據(jù)平均圓周速度查表取為1.3；結(jié)合次數(shù)修正系數(shù)，查表為1.35；摩擦結(jié)合面數(shù)修正系數(shù)，查表取為1；將以上數(shù)據(jù)代入公式計算得Z11.67圓整為整偶數(shù)12，離合器內(nèi)外摩擦片總數(shù)i=Z+1=13。2.6.3 計算摩擦離合器的軸向壓力QQ=SPKV =1426.981.21.3 = 2226.12.6.4 確

18、定摩擦片厚度摩擦片厚度b = 1，1.5，1.75，2，一般隨摩擦面中徑增大而加大。內(nèi)外片分離時的最小間隙為（0.20.4），本設計選用2。2.6.5 反轉(zhuǎn)時摩擦片數(shù)的確定圖2-1 雙向片式摩擦離合器機構(gòu)普通車床主軸反轉(zhuǎn)時一般不切削，故反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗確定。普通車床主軸高速空轉(zhuǎn)功率Pk一般為額定功率Pd的2040%，取Pk = 0.4Pd，計算反轉(zhuǎn)靜扭矩為Pk = 1.6KW，代入公式計算出Z5.1，圓整為整偶數(shù)6，離合器內(nèi)外摩擦片總數(shù)為7。3 結(jié)構(gòu)設計展開圖及其布置展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個平面上。由于結(jié)

19、構(gòu)復雜，設計中不可避免要經(jīng)過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖10。圖3-1 8級變速車床主軸箱展開圖操縱機構(gòu)采用撥叉與凸輪機構(gòu)11。圖3-2 操縱機構(gòu)4 6級變速車床主軸箱模型的實物制作我們組的實物制作為6級變速車床主軸箱的模型制作，在加工過程中，分為5小組，我們小組主要負責箱體、中間板、曲柄及搖板加工。在加工中主要是用銑床和鉆床進行加工，但由于加工箱體尺寸較大受到夾具的限制，加工平面時用到了刨床。4.1 實物的加工現(xiàn)以曲柄為例簡要說明一下加工過程，附121曲柄圖如下：圖4-1 121曲柄所用的設備是XQ5025B銑床以及ZQ4116鉆床。所用到的工藝裝備有高速鋼三面式銑刀，5的麻

20、花鉆，8的麻花鉆，M6的絲錐，14.8麻花鉆，15機用鉸刀。0125mm分度為0.02的游標卡尺等等。加工概況。首先用氣動切割機將板料分割成所需要的各零件毛坯尺寸，以先粗后精原則，在臥式銑床粗銑各面的側(cè)面。用老虎鉗夾緊，然后在XQ5025B立式銑床粗銑上下面 接下來精銑上下面，接著在臥式銑床上精銑各側(cè)面。121曲柄上下面加工后進行電火花加工，將其輪廓加工出來。然后上鉆床，將面中各孔鉆出，最后是去毛刺，涂油防銹。等各個小組加工基本完成時，根據(jù)工件實際尺寸及相對位置關(guān)系進行鉆位置位置精度要求較高的孔12。4.2 機構(gòu)的裝配所有實物全部做出之后，經(jīng)檢驗符合設計要求，進入裝配環(huán)節(jié)。在裝配過程中，由于各個小組在加工時留的余量較大，致使軸與箱體、齒輪及軸套的過渡配合變成了過盈配合。在王艷紅老師及車間魏飛老師的耐心指導下，經(jīng)過正確的鉗工修配才使得裝配過程得以順利完成。圖4-2 6級變速車床主軸箱的模型 參考文獻1 Ye Zhonghe Lan Zhaohui M.R.Smith.MECHANISMS AND MACHINE THEORYM.HIGHER EDUCATION PRESS.2 李慶余，孟廣耀.機械制造裝備設計M.北京：機械工業(yè)出