级变速车床主轴箱设计————————————————————————————————作者: ————————————————————————————————日期:1.车床的规格系列和用处表1 车床的主参数(规格尺寸）和基本参数工件最大回转直径 D max （ｍm)正转最低转速 Nmax( minr)电机功率 Ｎ（k ｗ) 转速级数Ｚ传动比 ４00４5５.5161.26２参数的拟定2．1 各级转速划分各级转速为:由给定的参数,φ＝１.２６=406.1,Z=16级查表2－５得各级转速为:４5，56,71,90,112，14０,１80,2２4,280,3５5,4５０,56０，7１0，900,1120，14002．2 主电机选择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。

已知电动机的功率是 5.５kw ,选Y １32S-4，额定功率5．5kw ,满载转速1４40minr ，最大额定转距２.2mN。

3运动设计3.１ 传动结构式的拟定3．1.１ 确定传动组及各传动组中传动副的数目级数为Z 的传动系统由若干个顺序的传动组组成,各传动组分别有1Z 、2Z 、……个传动副。

即321Z Z Z Z =……传动副中由于结构的限制以２或４为合适,即变速级数Ｚ应为2和4的因子:βα42⨯=Z ，可以有三种方案:16=４×２×2;16＝2×２×2×2;16=4×4 ３．1.2 传动式的拟定16级转速传动系统的传动组,选择传动组安排方式时,要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。

除此之外，虽然1６=4×2×2、16＝4×4两种方案的传动轴比较少,但是,这两种传动组内有四个变速传动副,增大了传动轴的轴向尺寸,这两种方案不宜采用。

综上所述,传动式为1６=２×2×2×2。

3.1.3 结构式的拟定对于传动式16=2×2×2×2，有2４种结构式和对应的结构网。

分别为:8421222216⨯⨯⨯=8241222216⨯⨯⨯= 4821222216⨯⨯⨯=2841222216⨯⨯⨯=2481222216⨯⨯⨯=4281222216⨯⨯⨯=……根据传动比指数分配“前疏后密”的原则应采用第一种方案。

即:8421222216⨯⨯⨯=的方案。

3.２ 转速图的拟定根据已确定的结构方案绘出转速图如下:图1 16级变速车床转速图3.3 确定齿轮齿数当各变速组的传动比确定以后,可确定齿轮齿数。

对于定比传动的齿轮齿数可依据手册推荐的方法确定。

对于变速组内齿轮的齿数,如传动比是标准公比的整数次方时,变速组内每对齿轮的齿数和z S 及小齿轮的齿数可以在参考书中选取。

一般在主传动中，最小齿数应大于1７。

[3]第一组齿轮：11=a u z S =60,６２，64,６6,68，70,7226.112=a u z S =61,6３,６５,６6,68,7０,7２由于可知选用z S =6８，从表查出主动轮的齿数为34,30。

从动轮齿数则为3４，38。

第二组齿轮：11=b u z S =60,62,64,6６,68,7０,７22226.11=b u z S =60,62,65,67,70，72 可选用z S =7２从表中查出主动轮的齿数36,28。

从动轮的齿数则为３6，４4。

第三组齿轮:11=c u z S ＝60,62,64，66，68,7０,72,７44226.11=c u z S =60，６３,６６，67,７０,71，7３，７４ 选用z S =74从表中查出主动轮的齿数3７，２１。

从动轮的齿数则为37,53。

第四组齿轮：126.121=d u =z S 80，８2，８5,８６,８８6226.11=d u =Z S 80，81,８4,85，86 选取=Z S 80从表中查处主动轮的齿数49，16。

从动轮齿数３1，64．3.4 绘制传动系统图根据上面所计算个传动齿轮齿数绘制传动系统图如下:图2 １6级变速传动系统图４．1传动轴的估算4.1.１求各轴的计算转速（1）、主轴的计算转速主轴的计算转速度是低速第一个三分之一变速范围的最高一级转速,即n j=1１2ｒ/mｉｎ。

主(2)、各传动轴的计算转速①轴Ⅳ有8级转速，其最低转速１8０ｒ/min，通过双联齿轮使主轴获得两级转速：45r ／ｍｉn 和2８０ r/min 。

2８0 ｒ/m ｉn 比主轴的计算转速高，需传递全部功率,故轴Ⅳ的180r/mi ｎ转速也能传递全部功率，即Ⅳj n =１80 r/min② 同理可得:Ⅲj n ＝4５0 ③ 同理可得：n jII =710 r/ｍi ｎ ④ 同理可得:n jI ＝ 9０0r/min （3）、各齿轮的计算转速各变速组内一般只计算组内最小的，也是强度最薄弱的齿轮，故也只需要确定最小齿轮的计算转速。

1) 轴Ⅴ-Ⅳ间变速组的最小齿轮是Z=１6，该齿轮使主轴获得８级转速45 r/min ，56r/min,71r/ｍｉn ，90ｒ/min ，112r/ｍin,14０ ｒ/ｍｉn,180ｒ/ｍin,2２4r ／min 主轴计算转速是112r ／min ，故该齿轮在45０r/min 时应传递功率,是计算转速； 2) 同理可得，轴Ⅳ－Ⅲ间Ｚ=2１的计算转速为450r/m ｉn 3) 同理可得,轴II —I ＩＩ间Ｚ=28的计算转速为71０r ／ｍi ｎ; 4) 同理可得，轴Ｉ—I Ｉ间Ｚ＝30的计算转速为900ｒ/m ｉn 。

4．1.2传动轴直径的估算由公式：np A d η3≥其中：P －电动机额定功率 0A -系数 ｎ－该传动轴的计算转速η-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积;对于空心轴课采用公式:)1(430β-≥n p A d其中:dd 1=β ,即空心轴的内径d1与外径d 之比通常取6.0~5.0=β 计算转速n 是传动件能传递全部功率的最低转速。

各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定,当取各级效率为1时，所得的轴颈大于最小轴径，以下计算轴颈时均取效率为1。

则:mm A d 2510215.512010215.5331≈⨯== mm A d 268085.51208085.5332≈⨯== mm A d 305005.51205005.5333≈⨯==mm A d 401955.51201955.5334≈⨯== mm n p A d 65)5.01(605.5120)1(34435≈-⨯=-=β 因为在一轴上要安装离合器，所以一轴直径应大一些，取mm d 401=；又因为轴2、3、4均为花键轴内径分别取为:mm d 352=、mm d 353=、mm d 454=；主轴最小直径为mm d 655=，以上轴径为平均轴径，设计时可相应调整。

4．1.3 主轴前端直径的估算由通用机床主轴前端轴颈尺寸可知:主轴前端轴颈D1与直径max D 的关系,即1D =0.2５max D 15±已知:max D =4００mm则：1D =0.25max D 15±＝0.25×４5０±15＝105mm再查参考书选车床最大回转直径max D =40０mm,即为最大加工直径，因此主轴内空直径d=0．1max D ±１0，取d=35m ｍ4.2 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 查参考书机械设计图8-11可因此选择A 型带。

(２)确定带轮的计算直径1D ,2D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1D 不宜过小,即min D D ≥1。

取主动轮基准直径1D =１40mm 。

[4]由公式1212D n n D = 式中：1n -小带轮转速,2n -大带轮转速。

所以mm D 22414090014402=⨯=,取为２50mm 。

［4](3)确定三角带速度 按公式s m n D V /55.10100060144014014.310006011=⨯⨯⨯=⨯=π在规定的5m/ｓs m v /25≤≤ 范围内,合理。

(4)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 A D D mm +<<+ 取780)250140(2=+⨯ｍm ，取0A =８00mm ．(5)三角带的计算基准长度0L()()021221004-++2+2=A D D D D A L πmm L 08.22168004)140250()250140(214.3800220=⨯-++⨯+⨯=由表8－２取整mm L 2240= [4]（６）验算三角带的挠曲次数s /4028.81000次≤==Lmvu ,符合要求。

（7)确定实际中心距Amm L L A A 96.8112)08.22162240(80020=÷-+=-+= （8)验算小带轮包角α000120112021.1725.57180≥=⨯--≈AD D α，主动轮上包角合适。

(9)确定三角带根数Z 由公式得: ia ca k k p p p z )(00∆+= [4]传动比: 4.11021144021===v v i 查表8-5c,8－５ｄ 得0p ∆= ０.1５KW ，0p = 1．32KW 查表8-8,k α=0.98；查表8-2，l k =0.9697.396.098.0)15.032.1(05.6=⨯⨯+=Z所以取Z=4根 (１０)计算预紧力查表8－４,q ＝０.１kg/ｍ [4]Nqv k vz p F aca 3.9255.101.0198.05.2555.1005.650015.2500220=⨯+〉-〈⨯⨯=+〉-〈=综上所述可得：表3 皮带参数和带轮尺寸带型号 带长/ｍm 带根数带轮直径/m ｍ 中心距/mm 预紧力/N大带轮 小带轮A224.9692.34.3 齿轮模数和齿宽的计算4.3．1 齿轮模数的确定(1) 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()[]3221116338dj m j ji N m mm Z i n ϕσ±⨯=⎡⎤⨯⨯⨯⨯⎣⎦[６]式中:j m ——按疲劳接触强度计算的齿轮模数[]mmd N ——驱动电机功率[]KW j n ——计算齿轮的转速[]rpmi ——大齿轮齿数和小齿轮齿数之比1i ≥ 1Z ——小齿轮齿数m ϕ——齿宽系数,m Bmϕ=(Ｂ为齿宽,m 为模数),10~6=m ϕ j σ⎡⎤⎣⎦——许用接触应力 []MPa传动组a 模数:=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=3229006002.13560.228.216338a m 2．２1 传动组b 模数:=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=3227106006.11860.266.216338b m ２.76传动组c 模数：=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=3224506003.21860.233.316338c m 3．61传动组d 模数：=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=32245060031860.2416338d m ４.02 取,4=a m ,4=b m ,4=c m 4=d m 4．3.2 齿宽的确定由公式m B m ϕ=(为模数m m ,10~6=ϕ）[6］得:第一套啮合齿轮mm B a 30~183)10~6(=⨯= 第二套啮合齿轮mm B b 30~183)10~6(=⨯=第三套啮合齿轮mm B c 30~183)10~6(=⨯= 第四套啮合齿轮mm B d 30~183)10~6(=⨯=一对啮合齿轮,为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷,设计上，应主动轮比小齿轮齿宽大，所以取各齿轮齿宽如下:表4 各齿轮齿宽齿轮 Z 1 Ｚ2 Z 3 Z ４ Z ５ Z 6 Ｚ7 Ｚ8 Ｚ9 Z 10Ｚ１１Z 1２ Z １３ Ｚ14 Z 1５ Ｚ16 齿宽 24２４24 24２8３28３2３2３5３25动力传动件的校核5.1 主轴刚度验算5.１.1 选定前端悬伸量C参考P12１,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］5.1.2 主轴支承跨距L 的确定一般最佳跨距mm C L 420~240)4~2(0== ，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 。