CM6132普通车床电气控制电路设计Word格式.docx
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它囊括了理论力学，材料力学，机械原理，机械设计，机械制造装备设计等许多机械学科的专业基础知识，因此称之为专业课程设计。
它不仅仅是对我们专业知识掌握情况的考核和检验，也是一次对我们所学的知识去分析，去解决生产实践问题的运用。
由于本次课程设计实践恰与考试冲刺期冲突，因此在编写课程设计说明书，设计CM6132主传动结构图的过程中难免有不少纰漏和错误，恳请老师指正。
第三章CM6132普通车床电气控制电路设计
3.1传动设计
本次设计在分析研究所掌握的资料的基础上，用计算法或类比法确定所设计主轴变速箱的极限转速公比，求出转速极速，选择电动机的转速和功率，拟定合适的结构式，结构网和转速图，然后拟定传动方案并绘制传动系统图，确定转速比和齿轮齿数及带轮直径等。
确定转速极速
根据任务要求，Nmax=2000rpm，Nmin=45rpm，转速公比φ=1.41.则转速范围Rn：
Rn=Nmax/Nmin=44.4
（1）依据φ，Rn，可求得主轴转速级数Z:
Z=lgRn/lgφ+1=11.98=12
（2）
3.2确定结构式及结构网
由于结构上的限制，变速组中的传动副数目通常选用2或3为宜，故其结构式为：
Z=2^（n）*3^（m）.对于12级传动，其结构式可为以下三种形式：
12=3*2*2；
12=2*3*2；
12=2*2*3；
在电动机功率一定的情况下，所需传递的转矩越小，传动件和传动轴的集合尺寸就越小。
因此，从传动顺序来讲，尽量使前面的传动件多以些，即前多后少原则。
故本设计采用结构式为：
12=3*2*2
3.3绘制电气控制原理图
绘制CM6132车床转速图前，有必要说明两点：
（1）为了结构紧凑，减小振动和噪声，通常限制：
a：
Imin>
=1/4;
b：
Imax<
=2（斜齿轮<
=2.5）;
所以，在一个变速组中，变速范围要小于等于8，对应本次设计，转速图中，一个轴上的传动副间最大不能相差6格。
c：
前缓后急原则；
即传动在前的传动组，其降速比小，而在后的传动组，其降速比大。
（2）CM6132车床转速图与它的主传动系统图密切相关。
故在绘制它的转速图钱，先要确定其主传动系统图。
图2.1CM6132普通车床电气控制原理图
如图2.1所示，CM6132型普通车床采用分离式传动，即变速箱和主轴箱分离。
III，IV轴为皮带传动。
在主轴箱的传动中采用了背轮机构（IV，V同轴线），解决了传动比不能过大（受极限传动比限制）的问题。
由于最高转速Nmax=2000rpm，且CM6132机床功率一般为3.0KW左右。
为满足转速和功率要求，选择Y系列三相异步电动机型号。
3.4CM6132普通车床电气控制电路所用电器元件一览表如下表所示：
3.5动力计算
3.5.1电机功率的确定
如前所述，对于国产CM6132普通车床，机床功率一般为3.0KW.选择Y100L2-4型号异步电动机。
其额定功率为3KW.
3.5.2主轴的估算
在设计之初，由于确定的仅仅是一个方案，具体构造尚未确定，因此只能根据统计资料，初步确定主轴的直径。
（1）主轴前端轴颈的直径D1
一般机床主轴后轴颈选择D1=80mm。
（2）主轴后轴颈D2
一般机床主轴后轴颈D2=（0.7~0.85）D1,取D2=60mm。
需要说明的是，主轴的前后轴颈一般指主轴上与滚动轴承配合的那段轴颈，故D1,D2应为5的整数倍。
3.5.3中间传动轴的初算
根据生产经验，一般机床每根轴的当量直径d与其传递的功率P,计算转速Nj，以及允许的扭转角[Ф]有如下经验公式：
d>
=11sqrt（sqrt（P/Nj[Ф]））（3）
式中，P：
该传动轴传递的额定功率，P=η*Pe，单位KW。
η：
电机到该轴传动件传动效率总值。
d：
当量直径，单位cm。
Nj：
计算转速，单位rpm。
对于花键轴，轴内径一般要比d小7%。
3.5.4计算转速Nj的确定
计算转速Nj是指主轴或其他传动轴传递全部功率的最低转速，对于等比传动的中型通用机床，主轴计算转速一般为：
Nj=Nmin*φ^（Z/3-1）
故本次设计，Nj=125rpm。
3.5.5齿轮模数的估算
按接触疲劳强度或弯曲强度计算齿轮模数比较复杂，而且有些系统各参数都已知道的情况后方可确定，所以，只在草图完成后校核用。
在画草堂前，先估算，再选用标准齿轮模数，一般同一变速组中的齿轮取同一模数，一个主轴，变速箱中的齿轮采用1~2种模数。
传动功率的齿轮模数一般取大于2mm。
在中型机床中，主轴变速箱中的齿轮模数常取2.5，3，4mm。
由中心距A及齿数Z1,Z2，可求齿轮模数为：
m=2A/（Z1+Z2）（4）
根据生产实践经验，按齿面点蚀估算的齿轮中心距有如下公式：
A>
=370（P/Nj）^（1/3）（5）
式中，Nj：
大齿轮的计算转速，单位为rpm。
P：
该齿轮传递功率，单位为KW。
从I轴到II轴，P=2.85KW,Nj=1400rpm，则AIII>
=46.9mm。
从II轴到III轴，P=2.76KW,Nj=1000rpm，则AIIIII>
=52.0mm。
从III轴到IV轴，P=2.55KW,Nj=355rpm，则AIIIIV>
=71.4mm。
由（4）对于最小齿数和，则有各轴应满足的最低模数。
故对于I轴，II轴，（Z1+Z2）min=48，AIII>
=46.9mm，则m>
=1.95mm。
对于II轴，III轴，（Z1+Z2）min=46，AIII>
=52.0mm，则m>
=2.26mm。
对于III轴，IV轴，（Z1+Z2）min=76，AIII>
=71.4mm，则m>
=1.87mm。
因而，对于变速箱内圆柱齿轮传动，统一取m=2.5mm。
由于主轴传递扭矩大，故对于主轴箱内齿轮模数取3mm。
3.5.6各轴直径及各齿轮齿数的确定。
在生产实际中，轴上齿轮的传动主要靠周向键连接来实现的，花键连接以其对中性好，导向性能好，应力集中小等优点获得广泛应用。
因而本次设计中，所有的传动轴均采用花键轴，通过各轴的当量直径来选取适当标准的花键轴径，再通过花键轴径来选取轴上各齿轮传动副的齿数。
这里需要说明四点：
（1）花键轴参数尺寸代表Z-D*d*b。
Z表示花键轴齿数，D表示花键轴大径，d表示小径，b表示齿宽。
（2）齿轮齿数的选取，应保证齿轮齿根与花键轴大径配合的轮毂面不得小于3~5mm。
（3）如A0图纸绘制的CM6132车床主传动系统图所示，轴IV做成带有齿轮的中空轴套，起卸荷左右，这样可将带轮的张紧力引起的径向力通过轴套，滚动轴承传至机身上，保证主轴的运转不受带轮张紧力的影响。
（4）III轴和IV轴间为皮带轮1：
1传功。
3.6结构设计
结构设计包括主轴箱，变速箱的结构，以及传动件（传动轴，轴承，齿轮，带轮，离合器，卸荷装置等），主轴组件，箱体以及连接件的结构设计和布置等等。
本次设计中有多处使用了滑移齿轮，而滑移齿轮必须保证当一对齿轮完全脱离后，令一对齿轮才能进入啮合，否则会产生干涉或变速困难。
所以与之配合的固定齿轮间的距离应保证留有足够的空间，至少不少于齿宽的两倍，并留有Δ=1~2mm的间隙。
齿轮齿宽一般取b1=（6~12）m，对变速箱内齿轮传动副模数m=2.5mm，我设计的齿轮宽度b=6m=15mm。
而对于主轴箱内m=3mm，b2=20mm，故变速箱内相邻固定齿轮间距离B应不小于32mm。
3.6.1I轴的设计
I轴上为三联滑移齿轮，相应的花键轴段尺寸为6-32*28*7。
左右端均选取深沟球轴承，其型号分别为6205，6206。
右端为5齿皮带轮，与I轴平键连接，电机工头右端V带轮将动力传至I轴，又通过滑移齿轮传动力至II轴。
3.6.2II轴的设计
II轴上为5个固连齿轮，左边3个为与I轴配合的齿轮，右边2各与III轴配合。
相应花键轴段尺寸为6-32*28*7，左，右端均为型号为6205的深沟球轴承。
动力从I轴传至II轴，并通过右边两齿轮传动力至III轴。
3.6.3III轴的设计
III轴上有2联滑移齿轮，与II轴的2个固定齿轮啮合。
与之配合的相应花键轴段尺寸为6-35*30*10。
左，右均为型号为6206的深沟球轴承。
左端为2齿皮带轮，动力从II轴传至III轴，再通过左边的V带轮传动力至IV轴。
3.6.4IV轴的设计
IV轴实际上是带有齿轮，并套在主轴左端的套筒。
两个型号为6214的深沟球轴承支撑套筒增加其刚度。
左端为2齿皮带轮，左边螺母可调整其轴向位置。
动力从III轴径皮带轮传至IV轴，再通过右边齿轮将动力传出。
3.6.5V轴的设计
V轴实际上是背轮机构，其上2个滑移齿轮，与控制主轴内齿离合器滑动的拨叉盘用螺栓固连在一起，进而达到变速目的。
与之配合的花键轴尺寸参数为6-40*35*10。
左右均为型号为6206的深沟球轴承。
当拨动滑移齿轮，使左端齿轮与IV轴齿轮啮合时，主轴将得到低6级转速。
若拨动滑移齿轮，使与之故连得拨叉主轴上齿轮直接与IV轴齿轮啮合时，主轴将得到高8级转速。
3.6.6主轴的设计
主轴上装有受V轴（背轮机构）上拨叉盘控制的内齿离合器，以及固连在主轴上的与V轴右端小齿轮的齿轮。
当IV轴齿轮直接与内齿离合器啮合时，主轴将得到高6级转速。
当脱开时，故连齿轮与背轮机构恰好接通，通过两个1：
2.8的减速，主轴将得到低6级转速。
由于主轴比较长，为提高其刚度，本设计采用三支撑方式，其结构要求箱上的3个支撑孔应有高的同轴度，否则温升和空载功率增大。
但3孔同轴加工难度大，一般选中或后支撑为辅助支撑，只有载荷较大，轴产生弯曲变形时，辅助支撑才起作用。
本设计，前支撑作为主要支撑点，选择双列短圆柱滚子轴承，型号为NU316型，它承载能力大，摩擦系数小，温升低，极限转速高，能很好的满足设计要求，但不能承受轴向力。
本设计在中支撑处选择两列51214型推力球轴承，在作辅助支撑的同时，配合前支撑承受轴向力。
后支撑采用内圆外锥式滑动轴承，一方面，它能满足高速，高精度，重载，以及同时承受较大轴，径向力的要求；
另一方面，它能将主轴由前向后的轴向力，充分的传至机身上，保证主轴良好的运转精度和动力性能。
各滚动轴承均有螺母调整其轴向间隙，内圆外锥式滑动轴承可通过双向背帽调整其径向间隙。
3.7主轴的强度校核
主轴作为车床的输出轴，一方面，通过卡盘带动被夹工件回转，另一方面，由于主轴精度，性能要求较高，导致其结构及其上传动元件布置较复杂，因而主轴一般都较粗，且均做成中空轴，以保证在同等材料用量下，有较高的强度，刚度以及疲劳强度。
本次设计，只针对主轴进行强度校核，其它轴，以及刚度，疲劳强度校核限于篇幅不作讨论。
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