机电一体化毕业论文设计模板1doc.docx

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机电一体化毕业论文设计模板1doc

**大学

毕业论文

CM6132车床主传动设计

CM6132车床主传动设计

摘要

本次课程设计任务是CM6132车床主传动设计。

由于CM6132车床是精密,高精密加工车床,要求车床加工精度高,主轴运转可靠,并且受外界,振动,温度干扰要小,因此,本次设计是将车床的主轴箱传动和变速箱传动分开设计,以尽量减小变速箱,原电机振动源对主轴箱传动的影响。

本次课程设计包括CM6132车床传动设计,动力计算,结构设计以及主轴校核等内容,其中还有A0大图纸的CM6132车床主传动的结构图、

本次课程设计师毕业课程设计前一次对我们大学三年期间机械专业基础知识的考核和检验。

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。

关键词：

加工精度,CM6132,车床

摘要1

一.传动设计3

1.1确定转速极速3

1.2确定结构式及结构网3

1.3绘制转速图5

1.4齿轮齿数的估算7

1.5带轮直径的确定8

二.动力计算8

2.1电机功率的确定8

2.2主轴的估算9

2.2.1主轴前端轴颈的直径D19

2.2.2主轴后轴颈D29

2.3中间传动轴的初算10

2.3.1允许扭转角[Ф]的确定10

2.3.2计算转速Nj的确定10

2.3.3各轴传递功率的确定11

2.4齿轮模数的估算12

2.5各轴直径及各齿轮齿数的确定12

三结构设计14

3.1齿轮的轴向布置14

3.2传动轴及其上传动元件的布置15

3.2.1I轴的设计15

3.2.2 II轴的设计15

3.2.3 III轴的设计16

3.2.4 IV轴的设计16

3.2.5 V轴的设计17

3.2.6主轴的设计17

3.3主轴的强度校核18

3.3.1高6级传动时强度验算19

3.3.2高6级传动时强度计算20

四.参考文献22

一.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。

1.1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（变速）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）

1.2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一些,即前多后少,原则。

故本设计采用结构式为：

12=3*2*2

图1中,从轴I到轴II有三队齿轮分别啮合,可得到三种不同的传动速度；从轴II到轴III有两对齿轮分别啮合,可得到两种不同的传动速度,故从轴II到轴III可得到3*2=6种不同的传动速度；同理,轴III到轴IV有两对齿轮分别啮合,可得到两种不同的传动速度,故从轴I到轴IV共可得到3*2*2=12种不同的传动转速。

      图1 3*2*2传动方案

在制定机床传动方案时,常将传动链特性的相关关系画成图,以供比较选择。

该图即为结构网图。

结构网只表示各传动副传动比的相关关系,而不表示数值,因而绘制成对称形式（图2）。

由于主轴的转速应满足级比规律（从低到高间成等比数列,公比为φ）,故结构网上相邻两横线间代表一个公比φ。

为了使一根轴上变速范围不超过允许值,传动副输越多,级比指数应小一些。

考虑到传动顺序中有前多后少原则,扩大顺序应采用前小后大的原则,即所谓的前密后疏原则。

故本设计采用的结构式为：

12=3

（1）*2（3）*2（6）

12:

级数。

3,2,2：

按传动顺序的各传动组的传动副数。

1,3,6：

各传动组中级比间的空格数,也反映传动比及扩大顺序。

该传动形式反映了传动顺序和扩大顺序,且表示传动方向和扩大顺序一致。

图2为该传动的结构式。

图2 12=3

（1）*2（3）*2（6）结构网

1.3绘制转速图

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：

（p26页）

a：

最小传动比Imin>=1/4;

b：

最小传动比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3 CM6132普通车床主传动系统图

如图3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。

CM6132型普通车床（12级转速,公比φ=1.41）采用了背轮机构后的转速图,如图4所示。

图中轴号的顺序对应传动系统图图3.

图4 CM6132型普通车床转速图

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为：

Y100L2-4,其技术参数见下表.

表1 Y100L2-4型电动机技术数据

1.4齿轮齿数的估算

为了便于设计和制造,同一传动组内各齿轮的模数常取为相同。

此时,各传动副的齿轮齿数和相同。

显然,齿数和太小,则小齿轮的齿数少,将会发生根切,或造成其加工齿轮中心孔的尺寸不够（与传动轴直径有关）,或造成加工键槽（传递运动需要）时切穿齿根；若齿数和太大,则齿轮结构尺寸大,造成主传动系统结构庞大。

因此,应根据传动轴直径等适当选取。

本次设计共包含I-II轴传动组,II-III轴传动组,IV-V传动组和V-VI（主轴）传动组四个齿轮副传动组。

现根据各传动组内传动副的传动比草拟出多种齿数和,见下表2,至于具体

每对传动副齿数和和各齿轮齿数的确定留待各轴直径估算确定后再确定。

表2 各种传动比齿轮齿数和及齿数

1.5带轮直径的确定

本次设计中,存在着电动机到I轴,III轴到VI的两组皮带轮传动,其传动比分别为1.43：

1和1:

1.一般机床上采用V带,根据电动机转速和功率即可确定带型号,传动带数2~5个最佳。

根据带轮传递功率和转速,对于电动机到I轴选择A型带,I轴上带轮直径D2=180mm,电动机轴上带轮直径D1=176mm,采用5根带。

III轴到IV轴选择A型带（A带直径小,承载能力强）,III轴上带轮直径D3=140mm,IV轴上带轮直径D4=140mm,采用2根带。

二.动力计算

2.1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.

2.2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。

2.2.1主轴前端轴颈的直径D1

表3各类机床主轴前端轴颈的直径D1

图5 机床主轴结构图

 如表3所示,本次设计,选择D1=80mm。

2.2.2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。

2.3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%。

2.3.1允许扭转角[Ф]的确定

一般,机床各轴的允许扭转角参考值见表4.

表4机床各轴允许扭转角[Ф]

本次设计,中间传动轴允许扭转角[Ф]均取1.2°。

2.3.2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。

根据转速图图4,即可确定各轴的计算转速见下表。

表5各轴的计算转速

2.3.3各轴传递功率的确定

各轴的传递功率N=η*Pe。

在确定各轴效率时,不考虑轴承的影响,但在选取各轴齿轮传递效率时,取小值以弥补轴承带来的误差。

一般机床上格传动元件的效率见下表。

表6机械传动效率

变速箱圆柱齿轮传动选取8级精度,主轴箱精度要求高,选取7级精度。

由表4,表5,表6以及公式（3）即可确定各轴传递效率以及当量直径。

见下表：

2.85*0.97=2.76；2.76*0.97=2.68；2.68*0.95=2.55;2.55*0.98=2.50;

表7机床各中间传动轴传递功率及计算直径

2.4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）以及表2各轴齿轮传动齿数和,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>=