機床主軸箱設計

3． 主傳動系統運動設計：

（1） 擬訂結構式：

1） 確定變速組傳動副數目：

實現12級主軸轉速變化的傳動系統可以寫成多種傳動副組合：

  A．12=3*4  B. 12=4*3  C。12=3*2*2  

  D．12=2*3*2  E。12=2*2*3 

方案A、B可節省一根傳動軸。但是，其中一個傳動組內有四個變速傳動副，增大了該軸的軸向尺寸。這種方案不宜採用。

根據傳動副數目分配應“前多后少”的原則，方案C是可取的。但是，由於主軸換向採用雙向離合器結構，致使Ⅰ軸尺寸加大，此方案也不宜採用，而應選用方案D

2） 確定變速組擴大順序：

12=2*3*2的傳動副組合，其傳動組的擴大順序又可以有以下6種形式：

  A．12=21*32*26  B。12=21*34*22

  C．12 =23*31*26  D。12=26*31*23

  E．22*34*21  F。12=26*32*21

根據級比指數非陪要“前疏后密”的原則，應選用第一種方案。然而，對於所設計的機構，將會出現兩個問題：

① 第一變速組採用降速傳動（圖1a）時，由於摩擦離合器徑向結構尺寸限制，使得Ⅰ軸上的齒輪直徑不能太小，Ⅱ軸上的齒輪則會成倍增大。這樣，不僅使Ⅰ-Ⅱ軸間中心距加大，而且Ⅱ-Ⅲ軸間的中心距也會加大，從而使整個傳動系統結構尺寸增大。這種傳動不宜採用。

② 如果第一變速組採用升速傳動（圖1b），則Ⅰ軸至主軸間的降速傳動只能由后兩個變速組承擔。為了避免出現降速比小於允許的極限值，常常需要增加一個定比降速傳動組，使系統結構複雜。這種傳動也不是理想的。

如果採用方案C，即12 =23*31*26，則可解決上述存在的問題（見圖1c）。其結構網如圖2所示。

（2） 繪製轉速圖：

1） 驗算傳動組變速範圍：

第二擴大組的變速範圍是R2 = =8，

符合設計原則要求。

2） 分配降速比：

該車床主軸傳動系統共設有四個傳動組，其中有一個是帶傳動。根據降速比分配應“前慢后快”的原則及摩擦離合器的工作速度要求，確定各傳動組最小傳動比。

U= =  = 

 = 

3） 繪製轉速圖：（見附圖1）

（3） 確定齒輪齒數：

利用查表法求出各傳動組齒輪齒數如下表：

傳動過程中，會採用三聯滑移齒輪，為避免齒輪滑移中的干涉，三聯滑移齒輪中最大和次大齒輪之間的齒數差應大於4。所選齒輪的齒數符合設計要求。

（4） 驗算主軸轉速誤差：

  主軸各級實際轉速值用下式計算：

  n = nE*(1-ε)u1 u2 u3 

  式中  u1 u2 u3 分別為第一、第二、第三變速組齒輪傳動比。

  ε取0.05

  轉速誤差用主軸實際轉速與標準轉速相對誤差的絕對值表示：

△ n = | |≤10（Φ-1）%

其中主軸標準轉速

轉速誤差表

  轉速誤差滿足要求。

（5） 繪製傳動系統圖：（見附圖2）  

4． 估算傳動件參數，確定其結構尺寸：

（1） 確定傳動件計算轉速：

1） 主軸：

主軸計算轉速是第一個三分之一轉速範圍內的最高一級轉速，即

nj = nmin=74.3r/min 即n4=75r/min;

2） 各傳動軸： 

軸Ⅲ可從主軸為75r/min按72/18的傳動副找上去，似應為300r/min。但是由於軸Ⅲ上的最低轉速106r/min經傳動組C可使主軸得到26.5r/min和212r/min兩種轉速。212r/min要傳遞全部功率，所以軸Ⅲ的計算轉速應為106r/min。軸Ⅱ的計算轉速可按傳動副B推上去，得300r/min。

3） 各齒輪：

傳動組C中，18/72只需計算z =18 的齒輪，計算轉速為300r/min；60/30的只需計算z = 30 的齒輪，計算轉速為212r/min。這兩個齒輪哪個的應力更大一些，較難判斷。同時計算，選擇模數較大的作為傳動組C齒輪的模數。傳動組B中應計算z =19的齒輪，計算轉速為300r/min。傳動組A中，應計算z = 24的齒輪，計算轉速為600r/min。

（2） 確定主軸支承軸頸直徑：

參考《金屬切削機床課程設計指導書》表2，取通用機床鋼質主軸前軸頸直徑D1 = 80mm，后軸頸直徑D2 = （0.7～0.85）D1，取D2 = 65 mm，主軸內孔直徑d = 0.1 Dmax ±10 mm ，其中Dmax為最大加工直徑。取d = 40mm。

（3） 估算傳動軸直徑：（忽略各傳動功率損失）

按扭轉剛度初步計算傳動軸直徑：

  d = 

式中d —— 傳動軸直徑；

  N —— 該軸傳遞功率（KW）；

  ——該軸計算轉速（r/min）；

  []—— 該軸每米長度允許扭轉角

這些軸都是一般傳動軸，取[]=10/m。

  代入以上計算轉速的值，計算各傳動軸的直徑：

   Ⅰ軸：d1 = 26mm；

  Ⅱ軸：d2 = 31mm；

  Ⅲ軸：d3 = 40mm；

（4） 估算傳動齒模數：（忽略各傳動功率損失）

參考《金屬切削機床課程設計指導書》中齒輪模數的初步計算公式初定齒輪的模數：

  m = 32  

  式中  N —— 該齒輪傳遞的功率（KW）；

  Z —— 所算齒輪的齒數；

  —— 該齒輪的計算轉速（r/min）。

同一變速組中的齒輪取同一模數，故取（）最小的齒輪進行計算，然後取標準模數值作為該變速組齒輪的模數。

  傳動組C中：m = 2.9 mm ,取標準模數m=3 mm；

  傳動組B中：m = 2.8 mm，取標準模數m=3 mm；

  傳動組A中：m = 2.1mm，取標準模數m=2.5 mm。

（5） 離合器的選擇與計算：

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，內徑又由安裝它的軸徑d來決定，而內外徑的尺寸決定著內外摩擦片的環形接觸面積的大小，直接影響離合器的結構與性能。表示這一特性係數是外片內徑D1與內片外徑D2之比，即

一般外摩擦片的內徑可取：D1=d+(2～6)=26+6=32mm;

機床上採用的摩擦片值可在0.57～0.77範圍內，此處取=0.6，則內摩擦片外徑D2=53.3mm。

2） 按扭矩確定摩擦離合面的數目Z：

Z≥

其中T為離合器的扭矩  T=955*104=955*104*=5.1*104N·mm；

  K——安全係數，此處取為1.3；

  [P]——摩擦片許用比壓，取為1.2MPa；

  f——摩擦係數，查得f=0.08；

  S——內外片環行接觸面積，

S（D22 — D12）=1426.98mm2;

  ——誘導摩擦半徑，假設摩擦表面壓力均勻分佈，則=21.77mm；

KV——速度修正係數，根據平均圓周速度查表取為1.3；

——結合次數修正係數，查表為1.35；

——摩擦結合面數修正係數， 查表取為1；

將以上數據代入公式計算得Z≥12.67圓整為整偶數14，離合器內外摩擦片總數i=Z+1=15。

3） 計算摩擦離合器的軸向壓力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，一般隨摩擦面中徑增大而加大。內外片分離時的最小間隙為（0.2～0.4）mm。

5） 反轉時摩擦片數的確定：

普通車床主軸反轉時一般不切削，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功率Pk一般為額定功率Pd的20～40%，取Pk = 0.4Pd，計算反轉靜扭矩為Pk = 1.6KW，代入公式計算出Z≥5.1，圓整為整偶數6，離合器內外摩擦片總數為7。

（6） 普通V帶的選擇與計算：

1） 確定計算功率Pc ,選擇膠帶型號：

  Pc = KAP

  式中  P—— 額定功率（KW）；

  KA—— 工作情況係數，此處取為1.2。

  帶入數據計算得PC = 4.8 （KW），根據計算功率PC和小輪轉數n1,即可從三角膠帶選型圖上選擇膠帶的型號。此次設計選擇的為A型膠帶。

2） 選取帶輪節圓直徑、驗算帶速：

為了使帶的彎曲應力σb1不致過大， 應使小輪直徑d1≥dmin, d1也不要過大，否則外輪廓尺寸太大。此次設計選擇d1 = 140mm。大輪直徑d2 由計算按帶輪直徑系列圓整為315mm。

驗算帶速，一般應使帶速v在5～25m/s的範圍內。

  v==10.5m/s，符合設計要求。

3） 確定中心距a、帶長L、驗算包角：

中心距過大回引起帶的顫動，過小則單位時間內帶的應力循環次數過多，疲勞壽命降低；包角α減小，帶的傳動能力降低。一般按照下式初定中心距a0 

  0.75(d1+d2)≤a0≤2(d1+d2),此次設計定為450mm。

由幾何關係按下式初定帶長L0:

  L0≈2 a0+0.5 (d1+d2)+ (mm)

  按相關資料選擇與L0較接近的節線長度LP 按下式計算所需中心距，

  a≈a0+

  考慮安裝、調整和補償初拉力的需要，中心距a的變動範圍為

  （a-0.015  a+0.03） 

由以上計算得中心距a = 434.14mm，帶長為1600mm。

驗算包角：= 1800-*57.30 = 156.9≥1200，符合設計要求.  

4） 計算膠帶的彎曲次數u ：

  u=[s-1]≤40[s-1]

 式中：m —— 帶輪的個數；

  代入相關的數據計算得：u = 13.125[s-1]≤40[s-1]

 符合設計要求。

5） 確定三角膠帶的根數Z：

根據計算功率PC和許用功率[P0]，可求得膠帶根數Z，

  帶入各參數值計算，圓整結果為3，即需用3根膠帶。

6） 確定初拉力F0和對軸的壓力Q：

查《機床課程設計指導書》表15知，A型膠帶的初拉力 F0 的範圍為100～150[N] ,此處確定為120 [N]。

作用在軸上的壓力Q = 2 F0·z·sin=705.4[N]。

5． 結構設計：

（1） 帶輪設計：

根據V帶計算，選用3根A型V帶。由於Ⅰ軸安裝摩擦離合器及傳動齒輪，為了改善它們的工作條件，保證加工精度，採用卸荷式帶輪結構。

（2） 主軸換向與制動機構設計：

  本機床是適用於機械加工車間和維修車間的普通車床。主軸換向比較頻繁，才用雙向片式摩擦離合器。這種離合器由內摩擦片、外摩擦片、止推片、壓塊和空套齒輪組成。離合器左右兩部門結構是相同的。左離合器傳動主軸正轉，用於切削加工。需要傳遞的轉矩較大，片數較多。右離合器用來傳動主軸反轉，主要用於退回，片數較少。這種離合器的工作原理是，內摩擦片的花鍵孔裝在軸Ⅰ的花鍵上，隨軸旋轉。外摩擦片的孔為圓孔，直徑略大於花鍵外徑。外圓上有4個凸起，嵌在空套齒輪的缺口之中。內外摩擦片相間安裝。用桿通過銷向左推動壓塊時，將內片與外片相互壓緊。軸Ⅰ的轉矩便通過摩擦片間的摩擦力矩傳遞給齒輪，使主軸正傳。同理，當壓塊向右時，使主軸反轉。壓塊處於中間位置時，左、右離合器都脫開，軸Ⅱ以後的各軸停轉。

  制動器安裝在軸Ⅲ，在離合器脫開時制動主軸，以縮短輔助時間。此次設計採用帶式制動器。該制動器制動盤是一個鋼製圓盤，與軸用花鍵聯接，周邊圍著制動帶。制動帶是一條剛帶，內側有一層酚醛石棉以增加摩擦。制動帶的一端與槓桿連接。另一端與箱體連接。為了操縱方便並保證離合器與制動器的聯鎖運動，採用一個操縱手柄控制。當離合器脫開時，齒條處於中間位置，將制動帶拉緊。齒條軸凸起的左、右邊都是凹槽。左、右離合器中任一個結合時，槓桿都按順時針方向擺動，使制動帶放鬆。

（3） 齒輪塊設計：

機床的變速系統採用了滑移齒輪變速機構。根據各傳動軸的工作特點，基本組、第一擴大組以及第二擴大組的滑移齒輪均採用了整體式滑移齒輪。所有滑移齒輪與傳動軸間均採用花鍵聯接。

從工藝角度考慮，其他固定齒輪（主軸上的齒輪除外）也採用花鍵聯接。由於主軸直徑較大，為了降低加工成本而採用了單鍵聯接。

各軸採用的花鍵分別為：Ⅰ軸：6×23×26×6

  Ⅱ軸：6×26×30×6

  Ⅲ軸：8×36×40×7

Ⅰ～Ⅲ軸間傳動齒輪精度為877—8b，Ⅲ～Ⅳ軸間齒輪精度為766—7b。

（4） 軸承的選擇：

為了方便安裝，Ⅰ軸上傳動件的外徑均小於箱體左側支承孔直徑，均採用深溝球軸承。為了便於裝配和軸承間隙調整，Ⅱ、Ⅲ軸均採用圓錐滾子軸承。滾動軸承均採用E級精度。

（5） 主軸組件：

本車床為普通精度級的輕型機床，為了簡化結構、主軸採用了軸向後端定位的兩支承主軸組件。前支承採用雙列圓柱滾子軸承，后支承採用角接觸球軸承和單向推力球軸承。為了保證主軸的迴轉精度，主軸前後軸承均採用壓塊式防松螺母調整軸承的間隙。主軸前端採用短圓錐定心結構型式。

前軸承為C級精度，后軸承為D級精度

（6） 潤滑系統設計：

主軸箱內採用飛濺式潤滑，油麵高度為65mm左右，甩油環浸油深度為10mm左右。潤滑油型號為：IIJ30。

卸荷皮帶輪軸承採用脂潤滑方式。潤滑脂型號為：鈣質潤滑脂。

（7）   密封裝置設計：

   Ⅰ軸軸頸較小，線速度較低，為了保證密封效果，採用皮碗式接觸密封。而主軸直徑大、線速度較高，則採用了非接觸式密封。卸荷皮帶輪的潤滑採用毛氈式密封，以防止外界雜物進入。  

6． 傳動件驗算：

  （1）軸的強度驗算

  由於機床主軸箱中各軸的應力都比較小，驗算時，通常用複合應力公式進行計算： 

  Rb = ≤[Rb]  [MPa]

  [Rb] —— 許用應力，考慮應力集中和載荷循環特性等因素。 

  W —— 軸的危險斷面的抗彎斷面係數；

  花鍵軸的抗彎斷面係數W = +

  其中  d—— 花鍵軸內徑；

  D—— 花鍵軸外徑；

  b—— 花鍵軸鍵寬；

  z—— 花鍵軸的鍵數。

  T —— 在危險斷面上的最大扭矩

  T = 955*104

  N—— 該軸傳遞的最大功率；

   —— 該軸的計算轉速；

  M —— 該軸上的主動被動輪的圓周力、徑向力所引起的最大彎矩。

  齒輪的圓周力：Pt = 2T/D,D為齒輪節圓直徑。

  直齒圓柱齒輪的徑向力 Pr = 0.5 Pt.

  求得齒輪的作用力，即可計算軸承處的支承反力，由此得到最大彎矩。

  對於軸Ⅰ、Ⅱ，由表29得[Rb] = 70[MPa]；

  對於軸Ⅲ ，[Rb] = 65[MPa]

  由上述計算公式可計算出：  

  軸Ⅰ，Rb=53.6[MPa]≤[Rb]；

  軸Ⅱ，Rb=48.3[MPa]≤[Rb]；

  軸Ⅲ，Rb=61.1[MPa]≤[Rb]。

  故傳動軸的強度校驗符合設計要求

  （2）驗算花鍵鍵側壓應力

  花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為：

  ≤[] [MPa]

  式中： ——花鍵傳遞的最大扭矩；

  D、d —— 花鍵的外徑和內徑；

  z —— 花鍵的齒數；

   —— 載荷分佈不均勻係數，通常取為0.75。

  使用上述公式對三傳動軸上的花鍵校核，結果符合設計要求。  

  （3）滾動軸承驗算：

  機床的一般傳動軸用的滾動軸承，主要是由於疲勞破壞而失效，故應對軸承進行疲勞壽命驗算。下面對按軸頸尺寸及工作狀況選定的滾動軸承型號進行壽命驗算：

  Lh=500≥[T]

  式中，Lh —— 額定壽命；

  C —— 滾動軸承尺寸表所示的額定動負荷[N]；

   —— 速度係數， = ；

   —— 工作情況係數；由表36可取為1.1；

  ε—— 壽命係數，對於球軸承：ε= 3 ；對於滾子軸承：ε=10/3；

  —— 軸承的計算轉速，為各軸的計算轉速；

  Ks —— 壽命係數，不考慮交變載荷對材料的強化影響時：

Ks = KNKnKT；

  KN —— 功率利用係數，查表為0.58；

  Kn —— 轉速變化係數；查表37得0.82；

KT —— 工作期限係數，按前面的工作期限係數計算；

Kl —— 齒輪輪換工作係數，可由表38查得；

P —— 當量動載荷[N ];

  使用上述公式對各軸承進行壽命校核，所選軸承均符合設計要求。

（4）直齒圓柱齒輪的強度計算：

  在驗算主軸箱中的齒輪強度時，選擇相同模數中承受載荷最大的、齒數最小的齒輪進行接觸和彎曲疲勞強度驗算。一般對高速傳動齒輪主要驗算接觸疲勞強度，對低速傳動齒輪主要驗算彎曲疲勞強度。

  根據以上分析，現在對Ⅰ軸上齒數為24的齒輪驗算接觸疲勞強度，對Ⅳ軸上齒數為30的齒輪驗算彎曲疲勞強度。

  對於齒數為24的齒輪按接觸疲勞強度計算齒輪模數mj：

  mj = 16338*mm

  式中：N —— 傳遞的額定功率[KW]（此處忽略齒輪的傳遞效率）；

   —— 計算轉速； 

   —— 齒寬係數 ，此處值為6 ；

  z1  —— 為齒輪齒數；

  i —— 大齒輪與小齒輪齒數之比，“+”用於外嚙合，“—”用於內嚙合，此處為外嚙合，故取“+”;

  —— 壽命係數：  = KTK nKNKq

  KT —— 工作期限係數： KT = 

  T—— 齒輪在機床工作期限內的總工作時間，同一變速組內的齒輪總工作時間近似的為Ts / P,P為該變速組的傳動副數；查《機床課程設計指導書》表17得Ts = 18000，故得T = 9000h；

  n1 —— 齒輪的最低轉速，此處為600r/min；

  c0 —— 基準循環次數，由表16得c0 = ；

  m —— 疲勞曲線指數，由表16 得m = 3；

  K n —— 轉速變化係數，由表19得K n = 0.71；

  KN—— 功率利用係數，由表18得KN = 0.58；

  Kq —— 材料強化係數，由表20得Kq = 0.64；

  Kc —— 工作狀況係數，考慮載荷衝擊的影響，取Kc = 1.2；

  Kd —— 動載荷係數，由表23得 =  1.2；

  Kb —— 齒向載荷分佈係數，由表24得Kb = 1 ；

  —— 許用接觸應力，由表26得 = 1100[MPa]；

  代入以上各數據計算得  mj = 2.0mm ,故所選模數2.5 mm 滿足設計要求。

  對於齒數為30的齒輪按彎曲疲勞強度計算齒輪模數mw

  mw = 267

  其中  Y —— 齒形係數，從表25查得0.444；

   —— 許用彎曲應力，由表26得  = 320；

  其餘各參數意義同上，代入數據計算得 mw =2.79，所選模數為3，符合設計要求。用相同方法驗算其他齒輪均符合設計要求。