CA6140一般机床主轴箱设计说明书.docx
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CA6140一般机床主轴箱设计说明书
贵州大学机械工程学院机制专业
机械加工设备课程设计任务书
一、设计题目：
中型一般车床主轴变速箱设计
二、设计参数：
床身上最大工件回转直径：
320mm
主电机功率：
主轴最高转速：
1250r/min5
主轴最低转速：
28r/min
三、设计要求
1、主轴变速箱传动设计及计算
2、主轴变速箱结构设计
3、绘制主轴变速箱装配图
4、编写设计说明书
四、设计时刻
开始：
2020年12月28日
终止：
2020年1月15日
学生姓名：
杨波
指导教师：
闫建伟
一、传动设计
电机的选择
（1）床身上最大回转直径：
320mm
（2）主电机功率：
（3）主轴最高转速：
1250r/min
参考《机床主轴变速箱设计指导》（以下简称《设计指导》）P16选择Y132S-4型三相异步电动机。
运动参数
变速范围Rn=＝1250/28=＝
关于中型车床，＝或＝此处取＝得转速级数Z=12。
查《设计指导》P6标准数列表得转速系列为：
2八、40、5六、80、11二、160、224、31五、450、630、900、1250。
拟定结构式
确信变速组传动副数量
实现12级主轴转速转变的传动系统能够写成多种传动副组合：
12＝3×412＝4×3
12＝3×2×212＝2×3×212＝2×2×3
在上列两行方案中，第一行的方案有时能够节省一根传动轴，缺点是有一个传动组内有四个传动副。
如用一个四联滑移齿轮，那么会增加轴向尺寸；若是用两个双联滑移齿轮，操纵机构必需互锁以避免两个双联滑移齿轮同时啮合，因此少用。
依照传动副数量分派应“前多后少”的原那么，方案12＝3×2×2是可取的。
可是，由于主轴换向采纳双向聚散器结构，致使Ⅰ轴尺寸加大，此方案也不宜采纳，而应选用方案12＝2×3×2。
确信变速组扩大顺序
12=2×3×2的传动副组合，其传动组的扩大顺序又能够有以下6种形式：
A、12=21×32×26B、12=21×34×22
C、12=23×31×26D、12=26×31×23
E、12=22×34×21F、12=26×32×21
依照级比指数要“前疏后密”的原那么，应选用方案A。
但是，但是，关于所设计的机构，将会显现两个问题：
①第一变速组采纳降速传动（图a）时，由于摩擦聚散器径向结构尺寸限制，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于聚散器的直径，使得Ⅰ轴上的齿轮直径不能过小，Ⅱ轴上的齿轮那么会成倍增大。
如此，不仅使Ⅰ-Ⅱ轴间中心距加大，而且Ⅱ-Ⅲ轴间的中心距也会加大，从而使整个传动系统结构尺寸增大。
这种传动不宜采纳。
②若是第一变速组采纳升速传动（图b），那么Ⅰ轴至主轴间的降速传动只能由后两个变速组承担。
为了幸免显现降速比小于许诺的极限值，常常需要增加一个定比降速传动组，使系统结构复杂。
这种传动也不是理想的。
若是采纳方案C、12=23×31×26（图c）那么可解决上述存在的问题。
其结构网如以下图所示：
拟定转速图
验算传动组变速范围
第二扩大组的变速范围R2＝＝8，符合设计原那么要求，方案可用。
由第二扩大组的变速范围R2＝＝8＝可知第二扩大组两个传动副的传动必然是传动比的极限值。
因此转速图拟定如下：
确信齿轮齿数
查《金属切削机床》表8－1各类传动比的适用齿数求出各传动组齿轮齿数如下表：
变速组
第一变速组a
第二变速组b
第三变速组c
齿数和
72
72
90
齿轮
Z1
齿数
24
48
42
30
19
53
24
48
30
42
60
30
18
72
传动进程中，会采纳三联滑移齿轮，为幸免齿轮滑移中的干与，三联滑移齿轮中最大和次大齿轮之间的齿数差应大于4。
所选齿轮的齿数符合设计要求。
确信带轮直径
确信计算功率Pca
由《机械设计》表8－7查得工作情形系数=故
Pca＝P＝×＝
选择V带类型
据Pca、的值由《机械设计》图8－10选择A型带。
确信带轮直径并验算带速V
由《机械设计》表8－六、表8－8，取基准直径＝112mm。
验算带速VV＝π/（60×1000）＝π×90×1440/（60×1000）＝s
因为5m/s＜V＜30m/s,因此带轮适合。
定大带轮直径
＝i（1－ε）＝（1440/630）×112×（1－）＝
ε――带的滑动系数，一样取
据《机械设计》表8－8，取基准直径＝250mm。
验算主轴转速误差
主轴各级实际转速值用下式计算：
n=nE（1-ε）u1u2u3
式中u1u2u3别离为第一、第二、第三变速组齿轮传动比；
nE为电机的满载转速；ε取。
转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示：
△n=||≤10（Φ-1）%10×（－1）%=%
其中主轴理想转速
把数据依次代入公式得出下表
主轴转速
n1
n2
n3
n4
n5
n6
理想转速
28
40
56
80
112
160
实际转速
转速误差%
2
主轴转速
n7
n8
n9
n10
n11
n12
理想转速
224
315
450
630
900
1250
实际转速
转速误差%
转速误差知足要求，数据可用。
绘制传动系统图
二、估算要紧传动件，确信其结构尺寸
确信传动件计算转速
主轴计算转速
主轴计算转速是第一个三分之一转速范围内的最高一级转速，即
nj=nmin=min即n4=80r/min;
各传动轴计算转速
轴Ⅲ可从主轴为80r/min按18/72的传动副找上去，似应为315r/min。
可是由于轴Ⅲ上的最低转速112r/min经传动组c可使主轴取得28r/min和224r/min两种转速。
224r/min要传递全数功率，因此轴Ⅲ的计算转速应为112r/min。
轴Ⅱ的计算转速可按传动副b推上去，得315r/min。
轴Ⅰ的计算转速为630r/min。
各轴的计算转速列表如下
轴
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ
计算转速nj
630
315
112
80
各齿轮计算转速
齿轮
Z1
齿数
24
48
42
30
19
53
24
48
30
42
60
30
18
72
nj
630
315
630
900
315
112
315
160
315
224
112
224
315
80
初估轴直径
确信主轴支承轴颈直径
据电机的功率参考《机械制造工艺金属切削机床设计指南》（以下简称《设计指南》）表－2，取主轴前轴颈直径D1=80mm，后轴颈直径D2=（～）D1，取D2=60mm。
初估传动轴直径
按扭转刚度初步计算传动轴直径
d=
式中d——传动轴危险截面处直径；
N——该轴传递功率（KW）；
N=η；
η——从电机到该传动轴间传动件的传动效率（不计轴承上的效率），对估算传动轴直径阻碍不大可忽略；
——该轴计算转速（r/min）；
[]——该轴每米长度许诺扭转角
这些轴都是一样传动轴，据《设计指导》P32取[]=1deg/m。
依照传动系统图上的传动件布置情形初步估量各轴长度如下表
轴
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ
长度
640
600
740
840
对Ⅰ轴
d＝＝＝31mm
对Ⅱ轴
d＝＝＝38mm
对Ⅲ轴
d＝＝＝46mm
考虑到轴是花键轴因此轴直径作为花键轴小径,据《设计指南》附表－1取d1＝30mm，花键规格N×d×D×B（键数×小径×大径×键宽）＝6×30×26×6；d2＝42mm，花键规格N×d×D×B（键数×小径×大径×键宽）＝6×42×36×8；d3＝46mm，花键规格N×d×D×B（键数×小径×大径×键宽）＝8×46×50×9。
综上对传动轴直径估算结果如下
轴
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
直径
32
42
46
花键
8×32×36×6
8×42×46×8
8×46×50×9
估算传动齿轮模数
参考《设计指导》P36中齿轮模数的初步计算公式初定齿轮的模数
按齿轮弯曲疲劳的估算
mw≥32mm
按齿面点蚀的估算
A≥370mm
mj=
式中N——该轴传递功率（KW）；
N=η；
η——从电机到该传动轴间传动件的传动效率（不计轴承上的效率）；
——大齿轮的计算转速（r/min）；
Z——所算齿轮的齿数；
A——齿轮中心距
同一变速组中的齿轮取同一模数，按工作负荷最重（一般是齿数最小）的齿轮进行计算，然后取标准模数值作为该变速组齿轮的模数。
据《设计指导》P32取每两传动轴间传动件的传动效率η＝
传动组a中
按齿轮弯曲疲劳的估算
mw≥32mm=32＝
按齿面点蚀的估算
A≥370mm＝370＝
mj＝mm＝＝
取标准模数m＝3mm
传动组b中
按齿轮弯曲疲劳的估算
mw≥32mm=32＝mm
按齿面点蚀的估算
A≥370mm＝370＝
mj＝mm＝＝
取标准模数m＝4mm
传动组c中
按齿轮弯曲疲劳的估算
mw≥32mm=32＝mm
按齿面点蚀的估算
A≥370mm＝370＝
mj＝mm＝＝
取标准模数m＝4mm
片式摩擦聚散器的选择及计算
决定外摩擦片的内径
结构为轴装式，那么外摩擦片的内径比安装轴的轴径D大2～6mm有
＝D+（2～6）＝36+（2～6）＝38～42mm取＝42mm
选择摩擦片尺寸
参考《设计指导》P41表摩擦片尺寸及花键规格自行设计摩擦片的尺寸如下图
计算摩擦面对数Z
Z
式中Mn――额定动扭矩；Mn＝9550＝9550×＝·m
K＝～；取K＝；
f——摩擦片间的摩擦系数；查《设计指导》表12f＝（摩擦片材料10钢，油润）
[P]——摩擦片大体许用比压；查《设计指导》表12[P]＝（摩擦片材料10钢，油润）；
D——摩擦片内片外径mm；
――外摩擦片的内径mm；
——速度修正系数；依照平均圆周速度（s）查《设计指导》表13近似取为；
——结合次数修正系数；查《设计指导》表13取为；
――接合面修正系数；
把数据代入公式得Z＝查《设计指导》表13取Z＝14
计算摩擦片片数
摩擦片总片数（Z＋1）＝15片
计算轴向压力Q
Q＝［p］Kv
＝××
＝478N
带的选择及计算
初定中心距
由前脸部份V带轮直径的选择结合公式有
＝（～2）（＋）
＝（～2）×（112＋250）
＝～724mm
取＝700mm
确信V带计算长度L及内周长
＝2＋
＝2×700＋
＝mm
据《设计指导》P30表计算长度取L＝2050mm，内周长＝2000mm。
验算V带的挠曲次数
μ＝≤40次/s
式中m――带轮个数；
把数据代入上式得μ＝≤40次/s，数据可用。
确信中心距a
a＝＋＝700＋＝mm
取a＝737mm
验算小带轮包角
≈－
＝－
＝
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