变速车床主轴箱设计及实物制作(8级)

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1、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 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; 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 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

6、92.5.1 选定前端悬伸量C92.5.2 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Z122.6.3 计算摩擦离合器的轴向压力Q122.6.4 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164.1 实物的加工164.2 机构的装配16参考文献18致谢语191 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：5.5Kw。1.2 确定

7、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=x3ba、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

8、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=7则SZ=84 Za1=42 Za2=5=35则从动轮齿数为：Za1=42 Za2,=7 =49第二变速组 ib1=1:1 ib2=1:2 S11=2 S12=3最小公倍数S0=6 则SZ=6

9、k最小齿数发生在ib2中 ：Zb2=117 =k9 取k=10则SZ=60 Za1=30 Za2=1 =20则从动轮齿数为：Zb1=30 Zb2,=2=40第三变速组：ic1=1.41:1 = ic2=1:2.82=S21=12 S32=42最小公倍数S0=84 则SZ=84k最小齿数发生在ic2中 ：Zc2=1117 =22k17 取k=2则SZ=84 Zc1=49 Za2=11=22则从动轮齿数为：Zc1=35 Zc2,= 31 =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846084齿轮Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12齿数4242

10、354930302040493522621.4.3 传动系统图的绘制图1-3 主传动系图172 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：njnminZ/3-1 其中：z8 则：nj=n min1002.82=1772.1.2 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

11、算转速：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：由式进行估算式中：d 传动轴直径；p 电动机功率；该轴的计算转速；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P41进行选取1=0.96 （齿轮效率）=0

12、.99。2.2.1 轴的直径2.2.2 轴的直径2 2.2.3 轴的直径3 2 2.2.4 主轴的直径4 3 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。式中：按疲劳接触强度计算的齿轮模数；驱动电机功率； 计算齿轮的计算转速； 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，外啮合取“+”号，内啮合取“-”号；小齿轮齿数齿宽系数，（B为齿宽，m为模数），许用接触应力 ， 取,传动组a模数： 传动组b模数： 传动组c模数：故选取标准模数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，

13、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：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。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小，即。查表8-6，8-8取小带轮基准直径(3) 确定三角带速度按公式因为，故带速合适(4) 计算大带轮的基准直径根据式（8-15a），计算大带轮直径根据表8-8，圆整为标准直径200。(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：根据经验公式取，取(6) 三角带的计算基准长度 由表8-

14、2，圆整到标准的计算长度 (7)确定实际中心距(8)验算小带轮包角，主动轮上包角合适。(9)确定三角带根数根据式8-26得传动比查表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)计算预紧力查表8-3，q=0.1kg/m72.5 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。 2.5.2 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L=600。2.5.3 计算C点

15、挠度1）周向切削力的计算其中,故，故。2）驱动力Q的计算7其中所以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求得：4）确定弹性模量，惯性距I；和长度。轴的材产选用40Cr，查资料有主轴的惯性距I为主轴C段的惯性距Ic可近似地算：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)。则：根据齿轮、轴承宽度以及结构需要，取计算切削力P作用在S点引起主轴前端C点的挠度代入数据并计算得。计算驱动力Q作用在两支承之间时，主轴前端C点子的挠度计算得：=-0.0026mm求主轴前端C点的综合挠度水平坐标Y轴上的分量代数和为：，计算得：，

16、。综合挠度。综合挠度方向角，又。因为，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，后轴颈直径（0.70.85），取，主轴内孔直径，其中为最大加工直径，确定d=3610，即40。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D1与内片外径D2之比，即，一般外摩擦片的内径可取：；机床上采用的摩擦片值可在0.570.77范围内，此处取=0.6，则内摩擦片外径=73.3。2.6.2 按扭矩确定摩擦离合面的

17、数目ZZ其中 T为离合器的扭矩 T=9550103=9550103=5.1104；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）=1426.98;诱导摩擦半径，按理想状态，假设摩擦表面压力均匀分布，则=21.77；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 = 22

18、26.12.6.4 确定摩擦片厚度摩擦片厚度b = 1，1.5，1.75，2，一般随摩擦面中径增大而加大。内外片分离时的最小间隙为（0.20.4），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。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

19、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121曲柄图如下：图4-1 121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

20、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。0125mm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

21、。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 参考文献1 Ye Zhonghe Lan Zhaohui M.R.Smith.MECHANISMS AND MACHINE THEORYM.HIGHER EDUCATION 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

22、、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，2006.1致谢语转眼间，大学生

23、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！18