CM6132车床主传动设计修订版.docx

1、CM6132车床主传动设计修订版引用 CM6132车床主传动设计工艺设计 2010-01-19 08:56:58 阅读551 1.序言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四年期间机械专业基础知识的考核

2、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。由于本次课程设计实践恰与2010年考研（及实习工作）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。2.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

3、，确定转速比和齿轮齿数及带轮直径等。2.1确定转速极速根据任务要求，Nmax=2000rpm，Nmin=45rpm，转速公比=1.41.则转速（变速）范围Rn：Rn=Nmax/Nmin=44.4 （1）依据，Rn，可求得主轴转速级数Z: Z=lgRn/lg+1=11.98=12 （2）2.2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

4、，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

5、速应满足级比规律（从低到高间成等比数列，公比为），故结构网上相邻两横线间代表一个公比。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2.3绘制转速图绘制CM6132车床转速图前，有必要

6、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=11sqrt(sqrt(P/Nj) （3）式中，P：该传动轴传递的额定功率，P=*Pe，单位KW。 ：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%。3.3.1允许扭转角的确定一般，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本次设计，中间传动轴允许扭转角均取1.2。3.3.2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

7、床，主轴计算转速一般为：Nj=Nmin*(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3.3.3 各轴传递功率的确定各轴的传递功率N=*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*

8、0.98=2.50;表7 机床各中间传动轴传递功率及计算直径 3.4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12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

9、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AI II=46.9mm。从II轴到III轴，P=2.76KW,Nj=1000rpm，则AII III=52.0mm。从III轴到IV 轴，P=2.55KW,Nj=355rpm，则AIII IV=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，AI II=46.9mm，则m=1.95mm。 对于II轴，III轴，（Z1+Z2）min=46，AI II=52.0mm，则m=2.26mm。对于

10、III轴，IV轴，（Z1+Z2）min=76，AI II=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。具体各花键轴尺寸，齿轮齿数和的选取见下表。表8 各花键轴参数以及相应传动副齿轮齿数和这里需要说明三点：（1）花键轴参数尺

11、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，具体图样见下图：图6 矩形花键轴（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35mm。（2）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。4 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。4.1齿轮的轴向

12、布置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=12mm的间隙。齿轮齿宽一般取b1=（612）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。图7 齿轮的轴向布置4.2传动轴及其上传动元件的布置4.2.1 I轴的设计图8 I轴及其上传动元件布置图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

13、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。4.2.2 II轴的设计图9 II轴及其上传动元件布置图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。4.2.3 III轴的设计图10 III轴及其上传动元件布置图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620

14、6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。4.2.4 IV轴的设计图11 IV轴及其上传动元件布置图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。4.2.5 V轴的设计图12 V轴及其上传动元件布置图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。

15、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。4.2.6主轴的设计图13 主轴及其上传动元件布置图主轴上装有受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

16、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。4.3主轴的

17、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。本次设计，主轴的动力来源有两种，一是通过背轮机构获得低6级转速，一是通过内齿离合器获得高6级转速。这两种情况下，主轴的受力状况显然不同，因而应分别进行受力分析并校核。另外，车床主轴前端一般布置卸荷装置，可将切削过程中的切削力传至机身上，故在强度校核时不考虑切削力的影响。由于主轴同时承受弯

18、矩和转矩，在进行校核时，按弯矩和转矩的合成强度条件进行校核，根据第三强度理论，可推得：c=Mc/W=sqrt（M2+（*T）2）/W =-1b （6）本设计主轴的材料为经调质处理的45钢，它的许用疲劳强度-1b=60Mpa。在验算前，先进行一些简略处理一简化计算。主轴的结构简图如图13所示，其上传动元件具体的轴向位置如A0图纸所示。这里，由于中间支撑仅做辅助支撑，在进行受力分析时，并不将其看做是支撑反力点。左右轴承集中反力作用点，均看做作用在轴承支撑的中点处。现将主轴上各传动元件的作用点位置和距离表示如下：图14 主轴及其上元件轴向位置简图4.3.1 高6级传动时强度验算这种情况下，主轴上右边

19、的固定齿轮受力，其受力简图如图15所示。转矩 T1=9.55*103*P1/N1 =9.55*103*3*0.84/45 =531N*m 圆周力 Ft1=T1*103/（d1/2） =531*103/（76*3/2）=4658N径向力 Fr1=Ft1*tan（20）=1695N水平面上的支反力：FA1=db/（da+db）*Ft1=132/（280+132）*4658N=1492N FB1= Ft1-FA1=3166N垂直面上的支反力：FA1= db/（da+db）*Fr1=543N FB1=Fr1-FA1=1152N截面C处的水平弯矩：Mc=280*FA1*10（-3）=418N*m截面C处

20、的垂直弯矩：Mc=280*FA1*10（-3）=152N*m截面C处的合成弯矩：Mc1=sqrt（Mc2+Mc2）=445N*m因主轴单向回转，视转矩为脉动循环，=-1b/ 0b=0.6，则截面C处的当量弯矩为：Mvc1= sqrt（Mc12+（*T1）2）=547N*m轴的受力图，转矩图，弯矩图如图15所示。按弯扭合力来校核轴的强度：截面C处当量弯矩最大，故可能为危险截面。已知Mc=Mvc1=547N*m。-1b=60Mpa，c=Mc/W=Mc/0.1dc3 =547*103/（0.1*753）=13.0Mpa -1b=60Mpa所以其强度足够。图15 低6级轴的强度计算4.3.2 高6级传

21、动时强度计算这种情况下，主轴左边的内齿离合器直接与IV轴外齿啮合。其受力简图如图16所示。同理有：转矩 T2=9.55*103*P2/N2 =9.55*103*3*0.84/355 =67.8N*m 圆周力 Ft2=T2*103/（d2/2） =67.8*103/（27*3/2）=1674N径向力 Fr2=Ft2*tan（20）=609N水平面上的支反力：FA2=db/（db-da）*Ft2=552/（552-140）*1674N=2242N FB2= Ft2-FA2=-568N垂直面上的支反力：FA2= db/（db-da）*Fr2=816N FB2=Fr2-FA2=-207N截面A处的水平

22、弯矩：Ma=140*Ft2*10（-3）=234N*m截面A处的垂直弯矩：Ma=280*Fr2*10（-3）=85.2N*m截面A处的合成弯矩：Ma1=sqrt（Ma2+Ma2）=249N*m同理，截面A处的当量弯矩为：Mva1= sqrt（Ma12+（*T2）2）=252N*m轴的受力图，转矩图，弯矩图如图16所示。同样，截面A处当量弯矩最大，故可能为危险截面。已知Ma=Mva1=252N*m。-1b=60Mpa，a=Ma/W=Ma/0.1dc3 =252*103/（0.1*653）Mpa =9.2Mpa -1b=60Mpa所以其强度也足够。图16 高6级轴的强度计算综上所述，两种情况下主轴

23、的强度均足够，故本次设计的主轴尺寸满足要求。5.小节此次专业课程设计是大四上学期进行一次非常重要的课程设计，它也是毕业设计前的最后一次关于机械专业基础知识的课程设计，因此，本人对此次设计非常重视。由于这次课程设计时间与考研冲突，因此很多内容特别是A0图纸的CM6132机床传动系统的结构图完成得比较仓促，其中不乏一些小错误和不合理之处。比如I轴上的三联滑移齿轮布置安排不合理，直接导致滑移齿轮间间距比较大（为了留出空间，保证齿轮之间不干涉），进而影响了I轴的轴向尺寸乃至整个变速箱的尺寸大小。再比如，变速箱内的多对齿轮啮合时，没有考虑采用公用齿轮，以减少II轴上固定齿轮的个数，从而减小II轴的轴向尺

24、寸。还有，连接变速箱与主轴箱的V带轮尺寸较小，与庞大的主轴箱不是很协调，主轴两边端盖设计得也不尽合理当然，通过这次课程设计，也让我学习了很多，使我本人对机械专业的认识更深，对机床内部传动系统的结构更加清晰，而这些都是大学里课堂上的书本知识所不可能获得的，普通的考试所不可能考核检验的。从这个方面来说，课程设计不仅仅是考试以外一种考核和检验学生知识掌握情况以及运用能力方面的重要补充方式，同时学生通过课程设计，对专业基础知识和专业领域方面的信息掌握得更加牢固，更加扎实，也为以后从事机械工作，以及进行生产实践活动，奠定了良好的基础。6.参考文献1.彭文生等主编. 机械设计. 第1版. 北京：高等教育出版社，20022.李余庆等主编. 机械制造装备设计. 第2版. 北京：机械工业出版社，20083.唐增宝等主编. 机械设计课程设计. 第1版. 武汉：华中科技大学出版社，20064.吴宗泽 主编. 机械零件设计设计受册M. 第1版. 北京：机械工业出版社，2004From