机床主轴箱设计（图文教程）

1．  机床主要技术参数：
（1）       尺寸参数：
床身上最大回转直径：  400mm
刀架上的最大回转直径： 200mm
主轴通孔直径：  40mm
主轴前锥孔：  莫式6号
最大加工工件长度： 1000mm
（2）       运动参数：
根据工况，确定主轴最高转速有采用YT15硬质合金刀车削碳钢工件获得，主轴最低转速有采用W₁₆Cr₄V高速钢刀车削铸铁件获得。
   n_max= = 23.8r/min    n_min  =1214r/min
根据标准数列数值表，选择机床的最高转速为1180r/min，最低转速为26.5/min 
公比 取1.41，转速级数Z=12。    
（3）       动力参数：
电动机功率4KW  选用Y112M-4型电动机
2．  确定结构方案：
（1）       主轴传动系统采用V带、齿轮传动；
（2）       传动形式采用集中式传动；
（3）       主轴换向制动采用双向片式摩擦离合器和带式制动器；
（4）       变速系统采用多联滑移齿轮变速。
3．  主传动系统运动设计：
（1）       拟订结构式：
1）  确定变速组传动副数目：
实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合：
      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可节省一根传动轴。但是，其中一个传动组内有四个变速传动副，增大了该轴的轴向尺寸。这种方案不宜采用。
根据传动副数目分配应“前多后少”的原则，方案C是可取的。但是，由于主轴换向采用双向离合器结构，致使Ⅰ轴尺寸加大，此方案也不宜采用，而应选用方案D
2）  确定变速组扩大顺序：
12=2*3*2的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有以下6种形式：
      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
根据级比指数非陪要“前疏后密”的原则，应选用第一种方案。然而，对于所设计的机构，将会出现两个问题：

① 第一变速组采用降速传动（图1a）时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限制，使得Ⅰ轴上的齿轮直径不能太小，Ⅱ轴上的齿轮则会成倍增大。这样，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。这种传动不宜采用。
② 如果第一变速组采用升速传动（图1b），则Ⅰ轴至主轴间的降速传动只能由后两个变速组承担。为了避免出现降速比小于允许的极限值，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。
如果采用方案C，即12 =2₃*3₁*2₆，则可解决上述存在的问题（见图1c）。其结构网如图2所示。

（2）       绘制转速图：
1）  验算传动组变速范围：
第二扩大组的变速范围是R₂ = =8，
符合设计原则要求。
2）  分配降速比：
该车床主轴传动系统共设有四个传动组，其中有一个是带传动。根据降速比分配应“前慢后快”的原则及摩擦离合器的工作速度要求，确定各传动组最小传动比。
U= =  =
 =
3）  绘制转速图：（见附图1）
（3）       确定齿轮齿数：
利用查表法求出各传动组齿轮齿数如下表：

3）  各齿轮：
传动组C中，18/72只需计算z =18 的齿轮，计算转速为300r/min；60/30的只需计算z = 30 的齿轮，计算转速为212r/min。这两个齿轮哪个的应力更大一些，较难判断。同时计算，选择模数较大的作为传动组C齿轮的模数。传动组B中应计算z =19的齿轮，计算转速为300r/min。传动组A中，应计算z = 24的齿轮，计算转速为600r/min。
（2）       确定主轴支承轴颈直径：
参考《金属切削机床课程设计指导书》表2，取通用机床钢质主轴前轴颈直径D₁ = 80mm，后轴颈直径D₂ = （0.7～0.85）D₁，取D₂ = 65 mm，主轴内孔直径d = 0.1 D_max ±10 mm ，其中D_max为最大加工直径。取d = 40mm。
（3）       估算传动轴直径：（忽略各传动功率损失）
按扭转刚度初步计算传动轴直径：
           d =
式中d —— 传动轴直径；
     N —— 该轴传递功率（KW）；
     ——该轴计算转速（r/min）；
      [ ]—— 该轴每米长度允许扭转角
这些轴都是一般传动轴，取[ ]=1⁰/m。
              代入以上计算转速的值，计算各传动轴的直径：
                      Ⅰ轴：d₁ = 26mm；
                      Ⅱ轴：d₂ = 31mm；
                      Ⅲ轴：d₃ = 40mm；
（4）       估算传动齿模数：（忽略各传动功率损失）
参考《金属切削机床课程设计指导书》中齿轮模数的初步计算公式初定齿轮的模数：
          m = 32  
   式中  N —— 该齿轮传递的功率（KW）；
         Z —— 所算齿轮的齿数；
         —— 该齿轮的计算转速（r/min）。
同一变速组中的齿轮取同一模数，故取（ ）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。
  传动组C中：m = 2.9 mm ,取标准模数m=3 mm；
  传动组B中：m = 2.8 mm，取标准模数m=3 mm；
  传动组A中：m = 2.1mm，取标准模数m=2.5 mm。
（5）       离合器的选择与计算：
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：D₁=d+(2～6)=26+6=32mm;
机床上采用的摩擦片 值可在0.57～0.77范围内，此处取 =0.6，则内摩擦片外径D₂ =53.3mm。
2）  按扭矩确定摩擦离合面的数目Z：
Z≥
其中T为离合器的扭矩  T=955*10⁴ =955*10⁴* =5.1*10⁴N·mm；
     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）=1426.98mm²;
     ——诱导摩擦半径，假设摩擦表面压力均匀分布，则 =21.77mm；
K_V——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Z≥12.67圆整为整偶数14，离合器内外摩擦片总数i=Z+1=15。
3）  计算摩擦离合器的轴向压力Q：
     Q=S[P]K_V =1426.98*1.2*1.3 = 2226.1（N）
4）  摩擦片厚度b = 1，1.5，1.75，2毫米，一般随摩擦面中径增大而加大。内外片分离时的最小间隙为（0.2～0.4）mm。
5）  反转时摩擦片数的确定：
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P_k一般为额定功率P_d的20～40%，取P_k = 0.4P_d，计算反转静扭矩为P_k = 1.6KW，代入公式计算出Z≥5.1，圆整为整偶数6，离合器内外摩擦片总数为7。
（6）       普通V带的选择与计算：
1）  确定计算功率P_c ,选择胶带型号：
            P_c = K_AP
   式中  P—— 额定功率（KW）；
         K_A—— 工作情况系数，此处取为1.2。
   带入数据计算得P_C = 4.8 （KW），根据计算功率P_C和小轮转数n₁,即可从三角胶带选型图上选择胶带的型号。此次设计选择的为A型胶带。
2）  选取带轮节圆直径、验算带速：
为了使带的弯曲应力σ_b1不致过大， 应使小轮直径d₁≥d_min, d₁也不要过大，否则外轮廓尺寸太大。此次设计选择d₁ = 140mm。大轮直径d₂ 由 计算按带轮直径系列圆整为315mm。
验算带速，一般应使带速v在5～25m/s的范围内。
       v= =10.5m/s，符合设计要求。
3）  确定中心距a、带长L、验算包角 ：
中心距过大回引起带的颤动，过小则单位时间内带的应力循环次数过多，疲劳寿命降低；包角α减小，带的传动能力降低。一般按照下式初定中心距a₀
        0.75(d₁+d₂)≤a₀≤2(d₁+d₂),此次设计定为450mm。
由几何关系按下式初定带长L₀:
              L₀≈2 a₀+0.5 (d₁+d₂)+ (mm)
    按相关资料选择与L₀较接近的节线长度L_P 按下式计算所需中心距，
                 a≈a₀+
   考虑安装、调整和补偿初拉力的需要，中心距a的变动范围为
              （a-0.015    a+0.03 ）
由以上计算得中心距a = 434.14mm，带长为1600mm。
验算包角： = 180⁰- *57.3⁰ = 156.9≥120⁰，符合设计要求. 
4）  计算胶带的弯曲次数u ：
     u= [s^-1]≤40[s^-1]
 式中：m —— 带轮的个数；
   代入相关的数据计算得：u = 13.125[s^-1]≤40[s^-1]
 符合设计要求。
5）  确定三角胶带的根数Z：
根据计算功率P_C和许用功率[P₀]，可求得胶带根数Z，
    
   带入各参数值计算，圆整结果为3，即需用3根胶带。
6）  确定初拉力F₀和对轴的压力Q：
查《机床课程设计指导书》表15知，A型胶带的初拉力 F₀ 的范围为100～150[N] ,此处确定为120 [N]。
作用在轴上的压力Q = 2 F₀·z·sin =705.4[N]。
5．  结构设计：
（1）       带轮设计：
根据V带计算，选用3根A型V带。由于Ⅰ轴安装摩擦离合器及传动齿轮，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用卸荷式带轮结构。
（2）       主轴换向与制动机构设计：
          本机床是适用于机械加工车间和维修车间的普通车床。主轴换向比较频繁，才用双向片式摩擦离合器。这种离合器由内摩擦片、外摩擦片、止推片、压块和空套齿轮组成。离合器左右两部门结构是相同的。左离合器传动主轴正转，用于切削加工。需要传递的转矩较大，片数较多。右离合器用来传动主轴反转，主要用于退回，片数较少。这种离合器的工作原理是，内摩擦片的花键孔装在轴Ⅰ的花键上，随轴旋转。外摩擦片的孔为圆孔，直径略大于花键外径。外圆上有4个凸起，嵌在空套齿轮的缺口之中。内外摩擦片相间安装。用杆通过销向左推动压块时，将内片与外片相互压紧。轴Ⅰ的转矩便通过摩擦片间的摩擦力矩传递给齿轮，使主轴正传。同理，当压块向右时，使主轴反转。压块处于中间位置时，左、右离合器都脱开，轴Ⅱ以后的各轴停转。
          制动器安装在轴Ⅲ，在离合器脱开时制动主轴，以缩短辅助时间。此次设计采用带式制动器。该制动器制动盘是一个钢制圆盘，与轴用花键联接，周边围着制动带。制动带是一条刚带，内侧有一层酚醛石棉以增加摩擦。制动带的一端与杠杆连接。另一端与箱体连接。为了操纵方便并保证离合器与制动器的联锁运动，采用一个操纵手柄控制。当离合器脱开时，齿条处于中间位置，将制动带拉紧。齿条轴凸起的左、右边都是凹槽。左、右离合器中任一个结合时，杠杆都按顺时针方向摆动，使制动带放松。
（3）       齿轮块设计：
机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。根据各传动轴的工作特点，基本组、第一扩大组以及第二扩大组的滑移齿轮均采用了整体式滑移齿轮。所有滑移齿轮与传动轴间均采用花键联接。
从工艺角度考虑，其他固定齿轮（主轴上的齿轮除外）也采用花键联接。由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联接。
各轴采用的花键分别为：Ⅰ轴：6×23×26×6
                      Ⅱ轴：6×26×30×6
                      Ⅲ轴：8×36×40×7
Ⅰ～Ⅲ轴间传动齿轮精度为877—8b，Ⅲ～Ⅳ轴间齿轮精度为766—7b。
（4）       轴承的选择：
为了方便安装，Ⅰ轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径，均采用深沟球轴承。为了便于装配和轴承间隙调整，Ⅱ、Ⅲ轴均采用圆锥滚子轴承。滚动轴承均采用E级精度。
（5）       主轴组件：
本车床为普通精度级的轻型机床，为了简化结构、主轴采用了轴向后端定位的两支承主轴组件。前支承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用角接触球轴承和单向推力球轴承。为了保证主轴的回转精度，主轴前后轴承均采用压块式防松螺母调整轴承的间隙。主轴前端采用短圆锥定心结构型式。
前轴承为C级精度，后轴承为D级精度
（6）       润滑系统设计：
主轴箱内采用飞溅式润滑，油面高度为65mm左右，甩油环浸油深度为10mm左右。润滑油型号为：IIJ30。
卸荷皮带轮轴承采用脂润滑方式。润滑脂型号为：钙质润滑脂。
（7）         密封装置设计：
       Ⅰ轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用皮碗式接触密封。而主轴直径大、线速度较高，则采用了非接触式密封。卸荷皮带轮的润滑采用毛毡式密封，以防止外界杂物进入。 
6．  传动件验算：
      （1）轴的强度验算
       由于机床主轴箱中各轴的应力都比较小，验算时，通常用复合应力公式进行计算：
               R_b = ≤[R_b]  [MPa]
         [R_b] —— 许用应力，考虑应力集中和载荷循环特性等因素。
         W —— 轴的危险断面的抗弯断面系数；
             花键轴的抗弯断面系数W = +
              其中  d—— 花键轴内径；
                    D—— 花键轴外径；
                    b—— 花键轴键宽；
                  z—— 花键轴的键数。
         T —— 在危险断面上的最大扭矩
                     T = 955*10⁴
                 N—— 该轴传递的最大功率；
                  —— 该轴的计算转速；
            M —— 该轴上的主动被动轮的圆周力、径向力所引起的最大弯矩。
                  齿轮的圆周力：P_t = 2T/D,D为齿轮节圆直径。
                  直齿圆柱齿轮的径向力    P_r = 0.5 P_t.
      求得齿轮的作用力，即可计算轴承处的支承反力，由此得到最大弯矩。
      对于轴Ⅰ、Ⅱ，由表29得[R_b] = 70[MPa]；
      对于轴Ⅲ ，[R_b] = 65[MPa]
   由上述计算公式可计算出： 
          轴Ⅰ，R_b=53.6[MPa]≤[R_b]；
          轴Ⅱ，R_b=48.3[MPa]≤[R_b]；
                轴Ⅲ，R_b=61.1[MPa]≤[R_b]。
      故传动轴的强度校验符合设计要求
   （2）验算花键键侧压应力
        花键键侧工作表面的挤压应力为：
                 ≤[ ] [MPa]
      式中： ——花键传递的最大扭矩；
            D、d —— 花键的外径和内径；
            z —— 花键的齿数；
             —— 载荷分布不均匀系数，通常取为0.75。
         使用上述公式对三传动轴上的花键校核，结果符合设计要求。        
   （3）滚动轴承验算：
         机床的一般传动轴用的滚动轴承，主要是由于疲劳破坏而失效，故应对轴承进行疲劳寿命验算。下面对按轴颈尺寸及工作状况选定的滚动轴承型号进行寿命验算：
                    L_h=500 ≥[T]
               式中，L_h —— 额定寿命；
                     C —— 滚动轴承尺寸表所示的额定动负荷[N]；
                     —— 速度系数， = ；
                     —— 工作情况系数；由表36可取为1.1；
                    ε—— 寿命系数，对于球轴承：ε= 3 ；对于滚子轴承：ε=10/3；
                     —— 轴承的计算转速，为各轴的计算转速；
                     K_s —— 寿命系数，不考虑交变载荷对材料的强化影响时：
K_s = K_NK_nK_T；
                     K_N —— 功率利用系数，查表为0.58；
                     K_n —— 转速变化系数；查表37得0.82；
K_T —— 工作期限系数，按前面的工作期限系数计算；
K_l —— 齿轮轮换工作系数，可由表38查得；
P —— 当量动载荷[N ];
                 使用上述公式对各轴承进行寿命校核，所选轴承均符合设计要求。

（4）直齿圆柱齿轮的强度计算：
          在验算主轴箱中的齿轮强度时，选择相同模数中承受载荷最大的、齿数最小的齿轮进行接触和弯曲疲劳强度验算。一般对高速传动齿轮主要验算接触疲劳强度，对低速传动齿轮主要验算弯曲疲劳强度。
          根据以上分析，现在对Ⅰ轴上齿数为24的齿轮验算接触疲劳强度，对Ⅳ轴上齿数为30的齿轮验算弯曲疲劳强度。
          对于齿数为24的齿轮按接触疲劳强度计算齿轮模数m_j：
                  m_j = 16338* mm
         式中：N —— 传递的额定功率[KW]（此处忽略齿轮的传递效率）；
               —— 计算转速；
               —— 齿宽系数 ，此处值为6 ；
             z₁  —— 为齿轮齿数；
             i —— 大齿轮与小齿轮齿数之比，“+”用于外啮合，“—”用于内啮合，此处为外啮合，故取“+”;
             —— 寿命系数：  = K_TK _nK_NK_q
                     K_T —— 工作期限系数： K_T =
              T—— 齿轮在机床工作期限内的总工作时间，同一变速组内的齿轮总工作时间近似的为T_s / P,P为该变速组的传动副数；查《机床课程设计指导书》表17得T_s = 18000，故得T = 9000h；
             n₁ —— 齿轮的最低转速，此处为600r/min；
             c₀ —— 基准循环次数，由表16得c₀ = ；
             m —— 疲劳曲线指数，由表16 得m = 3；
             K _n —— 转速变化系数，由表19得K _n = 0.71；
             K_N—— 功率利用系数，由表18得K_N = 0.58；
             K_q —— 材料强化系数，由表20得K_q = 0.64；
             K_c —— 工作状况系数，考虑载荷冲击的影响，取K_c = 1.2；
             K_d —— 动载荷系数，由表23得 =  1.2；
             K_b —— 齿向载荷分布系数，由表24得K_b = 1 ；
            —— 许用接触应力，由表26得 = 1100[MPa]；
        代入以上各数据计算得  m_j = 2.0mm ,故所选模数2.5 mm 满足设计要求。
        对于齿数为30的齿轮按弯曲疲劳强度计算齿轮模数m_w
                       m_w = 267
         其中    Y —— 齿形系数，从表25查得0.444；
                                   —— 许用弯曲应力，由表26得  = 320；
           其余各参数意义同上，代入数据计算得 m_w =2.79，所选模数为3，符合设计要求。用相同方法验算其他齿轮均符合设计要求。