变速车床主轴箱设计

1.车床的规格系列和用处工件最大回转直径正转最低转速D工件最大回转直径正转最低转速Dmax(mm)Nmax(rmin)电机功率N〔kw〕转速级数Z传动比400455.5161.26参数的拟定各级转速划分各级转速为:由给定的参数，=1.26=1.064，Z=162-545,56,71,90,112,140,180,224,280,355,450,560,710,900,1120,1400主电机选择电机常常轻载而降低功率因素。5.5kwY132S-45.5kw1440rmin，2.2Nm。运动设计传动构造式的拟定确定传动组及各传动组中传动副的数目ZZ、Z1

、……个传动副。即ZZZZ……1 2 324Z24Z24，可以有三种方案：16=4×2×2；16=2×2×2×2；16=4×4传动式的拟定160具体构造、装置和性能。216=4×2×2、16=4×4不宜承受。综上所述，传动式为16=2×2×2×2。构造式的拟定16=2×2×2×2，241622 2 2 1622 2 2 1622 2 21 2 4 8 1 4 2 8 1 2 8 41622 2 2 1622 2 2 1622 2 21 4 8 2 1 8 4 2 1 8 2 4……依据传动比指数安排“前疏后密的原则应承受第一种方案即1622 2 21 2 4 8的方案。转速图的拟定依据已确定的构造方案绘出转速图如下：图1 16级变速车床转速图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举的方法确定。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S及小齿轮的齿数可以在参考书中选取。一般在主传动中，z第一组齿轮：u 1 S=60,62,64,66,68,70,72a1 zu 1 Sa2 1.26

=61,63,65,66,68,70,72由于可知选用Sz

=68，从表查出主动轮的齿数为34,30。其次组齿轮：u 1 S=60,62,64,66,68,70,72b1 zu 1 Sb2 1.262

=60,62,65,67,70,72可选用Sz

=72从表中查出主动轮的齿数36,28。第三组齿轮：u 1 S=60,62,64,66,68,70,72，74c1 zu 1 Sc2 1.264

=60,63,66,67,70,71,73,74选用Sz

=74从表中查出主动轮的齿数37,21。第四组齿轮：u 1.262d1 1

S 80,82,85,86,88zu 1 Sd2 1.266

80,81,84,85,86选取SZ8049,16。31,64.绘制传动系统图依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级变速传动系统图求各轴的计算转速、主轴的计算转速主。、各传动轴的计算转速45r/min和280r/min。280r/min比主轴的计算转速高，需传递全部功率，故轴Ⅳ的180r/min转速也能传递全部功率，即n =180r/minjⅣ②同理可得：n =450jⅢ③同理可得：njII=710r/min④同理可得：njI900r/min、各齿轮的计算转速定最小齿轮的计算转速。 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45r/min，450r/min时应传递功率，是计算转速；-Z=21450r/minII—IIIZ=28710r/min；I—IIZ=30900r/min。传动轴直径的估算pndApn0其中：P-电动机额定功率 A-系数 n-该传动轴的计算转速0-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；pn(1pn(14)0

d1 d1d0.5~0.6d11。5.510215.55.510215.531021则:d A1 05.58085.5808

25mmd A2 03d A3 03d A4 0

5.55005.55005.51951205.5195

26mm35.580835.550035.580835.55005.531955.531953d A5 0

120 65mmpn(14)35.560(1pn(14)35.560(10.54)13、4均为花键轴内径分别取为：d 35mm、d 35mm、d 45mm；主轴最小直2 3 4径为d 65mm，以上轴径为平均轴径，设计时可相应调整。5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D 的关系，即maxD=0.25D1

max

15：D =400mmmaxD1

=0.25D

max

15=0.25×450±15＝105mm再查参考书选车床最大回转直径D =400mm，即为最大加工直径，因此主轴内空max直径d=0.1D ±10，取d=35mmmax三角带传动的计算输出轴的定比传动。选择三角带的型号Pca

KP1.15.56.05KWa式中P---电动机额定功率，K --工作状况系数a查参考书机械设计图8-11可因此选择A型带。D

，D

不宜过D

Dmin

Dn

=140mm。[4]由公式D 1D 式中：n-小带轮转速，n

-大带轮转速。2 n 1 2D2

1440900

140224mm250mm。[4]确定三角带速度按公式V

Dn11

3.141401440

10.55m/s601000 601000在规定的5m/sv25m/s ，合理。(4)初定中心距据阅历公式0.7D1

DA2

2D1

Dmm 取2140250)780mmA2

=800mm.LL A

D AL 28003.14(140250)(250140)22216.08mm0 2 48008-2L2240mm

[4]u1000mv8.2840次/s，符合要求。L确定实际中心距ALLAA 0

0800(22402216.08)2811.96mm2验算小带轮包角 18001

D D2 157.50172.2101200，主动轮上包角适宜。A确定三角带根数Z由公式得:z

ca [4](p p0 0

)kka i1传动比:iv1v2

14401.410218-5c，8-5d得p=0.15KW,p=1.32KW0 08-8，k

=0.98；查表8-2，kl6.05

=0.96Z(1.320.15)0.980.96

3.97Z=48-4，q=0.1kg/m[4]2.5F 500pca 1qv22.50 vz ka500

6.05 2.5 10.5550.9892.3N综上所述可得：表3 轮尺寸带轮直径/mm带型号带长/mm 带根数大带轮小带轮

中心距/mm 预紧力/NA 2240 4齿轮模数和齿宽的计算

250

811.96 92.3齿轮模数确实定N3mdZ i21 2njj疲乏强度公式计算mj

16338

mm

[6]m——按疲乏接触强度计算的齿轮模数mmjN ——驱动电机功率KW nd

——计算齿轮的转速rpmi——大齿轮齿数和小齿轮齿数之比i1 Z——小齿轮齿数1 ——齿宽系数，m

B〔B，mm

6~10

——许用接触应力MPajamabm

1633816338

2.2132.2832.282.063521.2600290032.662.061821.66002710bcmcdmd

1633833.332.0633.332.061822.36002450

3.6134342.0618236002450取m 4,m 4,m 4,m 4a b c d齿宽确实定

m〔m

6~10m为模数〕[6]Ba

(6~10)318~30mmBbBc

(6~10)318~30mm(6~10)318~30mm第四套啮合齿轮Bd (6~10)318~30mm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:齿轮Z1 齿轮Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9Z10Z11 Z12 Z13 Z14 Z15 Z16齿宽24242424283030283030282832323532动力传动件的校核主轴刚度验算选定前端悬伸量CC=120mm.[8]L确实定一般最正确跨距L (2~4)C240~420mm ，考虑到构造以及支承刚度因磨损会0LL0[8]

L=600mm。C点挠度1〕Pt

的计算：p

2955104N

d [4]Nd

t Dnj j5.5KW,0.960.987D (0.5~0.6)D (0.5~0.6)400200~240mmj max取D 240mm,nj

31.5r/minpt

29551040.825.524035.5

1.15104NP1.12Pt

1.736104N。P0.45P6.98103N,P0.35P5.43103Nr t f t2)Q的计算Q2.12107

Nnzn

[8]

5.50.960.9874.58KW,z72,m3,n35.5r/mindQ2.121073〕轴承刚度的计算

4.58

1.13104N依据C22.2221.50.103d0.8求得：C 22.2221.50.103700.88.48105N/mmAC 22.2221.50.1031000.89.224105N/mmBI；Ic

；和长度abs。40Cr，P6，有E2.1105MPa [5]②主轴的惯性距I为： D4I 外

D4内

4.27106mm464CIc D4I 1c

0.64D4164

6.25106mm4PS=C+WH=200mm)。S1200.4200200mmb=60mmPSC 3sc2c3 Lsc LSLC sc ycsp

6EI

3EI

CL2C2

c A A=0.1299mm。csp⑥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y ：cmq bc2LbLb LCLb bc ycmq

6EIL

CL2C2B Aycmq

=-0.0026mmCyc水平坐标Y轴上的重量代数和为：y ycy

csp

cosp

ycmq

cosq

y cos,cm m其中p

66o,yy2y2cy cz

270o,m

ycy

=0.0297mm.ycz

0.0928mm。yc

0.118mm。综合挠度方向角yc

arctg y0.0002L0.00026000.12mm。y y ocyyc

y，所以此轴满足要求。齿轮校验接触应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮最终一个齿轮。齿轮13的齿数为18，模数为4，齿轮的应力：2088104zm2088104zmu1kkkkNvasuBnjfu 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；k 齿向载荷分布系数；k 动载荷系数；v