引用 CM6132車床主傳動設計工藝設計 2010-01-19 08:56:58 閱讀551 1.序言本次課程設計任務是CM6132車床主傳動設計。由于CM6132車床是精密，高精密加工車床，要求車床加工精度高，主軸運轉可靠，并且受外界，振動，溫度干擾要小，因此，本次設計是將車床的主軸箱傳動和變速箱傳動分開設計，以盡量減小變速箱，原電機振動源對主軸箱傳動的影響。本次課程設計包括CM6132車床傳動設計，動力計算，結構設計以及主軸校核等內容，其中還有A0大圖紙的CM6132車床主傳動的結構圖、本次課程設計師畢業(yè)課程設計前一次對我們大學四年期間機械專業(yè)基礎知識的考核和檢驗。它囊括了理論力學，材料力學，機械原理，機械設計，機械制造裝備設計等許多機械學科的專業(yè)基礎知識，因此稱之為專業(yè)課程設計。它不僅僅是對我們專業(yè)知識掌握情況的考核和檢驗，也是一次對我們所學的知識去分析，去解決生產(chǎn)實踐問題的運用。由于本次課程設計實踐恰與2010年考研（及實習工作）沖刺期沖突，因此在編寫課程設計說明書，設計CM6132主傳動結構圖的過程中難免有不少紕漏和錯誤，懇請老師指正。  2.傳動設計本次設計在分析研究所掌握的資料的基礎上，用計算法或類比法確定所設計主軸變速箱的極限轉速公比，求出轉速極速，選擇電動機的轉速和功率，擬定合適的結構式，結構網(wǎng)和轉速圖，然后擬定傳動方案并繪制傳動系統(tǒng)圖，確定轉速比和齒輪齒數(shù)及帶輪直徑等。2.1確定轉速極速根據(jù)任務要求，Nmax=2000rpm，Nmin=45rpm，轉速公比=1.41.則轉速（變速）范圍Rn：Rn=Nmax/Nmin=44.4                                             （1）依據(jù)，Rn，可求得主軸轉速級數(shù)Z: Z=lgRn/lg+1=11.98=12           （2）2.2確定結構式及結構網(wǎng)由于結構上的限制，變速組中的傳動副數(shù)目通常選用2或3為宜，故其結構式為：Z=2（n）*3（m）.對于12級傳動，其結構式可為以下三種形式：12=3*2*2；12=2*3*2；12=2*2*3；在電動機功率一定的情況下，所需傳遞的轉矩越小，傳動件和傳動軸的集合尺寸就越小。因此，從傳動順序來講，盡量使前面的傳動件多以些，即前多后少原則。故本設計采用結構式為：12=3*2*2圖1中，從軸I到軸II有三隊齒輪分別嚙合，可得到三種不同的傳動速度；從軸II到軸III有兩對齒輪分別嚙合，可得到兩種不同的傳動速度，故從軸II到軸III可得到3*2=6種不同的傳動速度；同理，軸III到軸IV有兩對齒輪分別嚙合，可得到兩種不同的傳動速度，故從軸I到軸IV共可得到3*2*2=12種不同的傳動轉速。       圖1  3*2*2傳動方案在制定機床傳動方案時，常將傳動鏈特性的相關關系畫成圖，以供比較選擇。該圖即為結構網(wǎng)圖。結構網(wǎng)只表示各傳動副傳動比的相關關系，而不表示數(shù)值， 因而繪制成對稱形式(圖2)。由于主軸的轉速應滿足級比規(guī)律（從低到高間成等比數(shù)列，公比為），故結構網(wǎng)上相鄰兩橫線間代表一個公比。為了使一根軸上變速范圍不超過允許值，傳動副輸越多，級比指數(shù)應小一些。考慮到傳動順序中有前多后少原則，擴大順序應采用前小后大的原則，即所謂的前密后疏原則。故本設計采用的結構式為：12=3（1）*2（3）*2（6）12:級數(shù)。3，2，2：按傳動順序的各傳動組的傳動副數(shù)。1，3，6：各傳動組中級比間的空格數(shù)，也反映傳動比及擴大順序。該傳動形式反映了傳動順序和擴大順序，且表示傳動方向和擴大順序一致。圖2為該傳動的結構式。圖2  12=3(1)*2(3)*2(6)結構網(wǎng) 2.3繪制轉速圖繪制CM6132車床轉速圖前，有必要說明兩點：（1）為了結構緊湊，減小振動和噪聲，通常限制：（p26頁）a：最小傳動比Imin>=1/4;b：最小傳動比Imax<=2(斜齒輪<=2.5);所以，在一個變速組中，變速范圍要小于等于8，對應本次設計，轉速圖中，一個軸上的傳動副間最大不能相差6格。c：前緩后急原則；即傳動在前的傳動組，其降速比小，而在后的傳動組，其降速比大。（2）CM6132車床轉速圖與它的主傳動系統(tǒng)圖密切相關。故在繪制它的轉速圖錢，先要確定其主傳動系統(tǒng)圖。圖3  CM6132普通車床主傳動系統(tǒng)圖如圖3所示，CM6132型普通車床采用分離式傳動，即變速箱和主軸箱分離。III，IV軸為皮帶傳動。在主軸箱的傳動中采用了背輪機構（IV，V同軸線），解決了傳動比不能過大（受極限傳動比限制）的問題。CM6132型普通車床（12級轉速，公比=1.41）采用了背輪機構后的轉速圖，如圖4所示。圖中軸號的順序對應傳動系統(tǒng)圖圖3.圖4  CM6132型普通車床轉速圖由于最高轉速Nmax=2000rpm，且CM6132機床功率一般為3.0KW左右。為滿足轉速和功率要求，選擇Y系列三相異步電動機型號為：Y100L2-4,其技術參數(shù)見下表.  表1  Y100L2-4型電動機技術數(shù)據(jù) 2.4 齒輪齒數(shù)的估算為了便于設計和制造，同一傳動組內各齒輪的模數(shù)常取為相同。此時，各傳動副的齒輪齒數(shù)和相同。顯然，齒數(shù)和太小，則小齒輪的齒數(shù)少，將會發(fā)生根切，或造成其加工齒輪中心孔的尺寸不夠（與傳動軸直徑有關），或造成加工鍵槽（傳遞運動需要）時切穿齒根；若齒數(shù)和太大，則齒輪結構尺寸大，造成主傳動系統(tǒng)結構龐大。因此，應根據(jù)傳動軸直徑等適當選取。本次設計共包含I-II軸傳動組，II-III軸傳動組，IV-V傳動組和V-VI(主軸)傳動組四個齒輪副傳動組?，F(xiàn)根據(jù)各傳動組內傳動副的傳動比草擬出多種齒數(shù)和，見下表2，至于具體每對傳動副齒數(shù)和和各齒輪齒數(shù)的確定留待各軸直徑估算確定后再確定。表2  各種傳動比齒輪齒數(shù)和及齒數(shù)2.5帶輪直徑的確定本次設計中，存在著電動機到I軸，III軸到VI的兩組皮帶輪傳動，其傳動比分別為1.43：1和1:1.一般機床上采用V帶，根據(jù)電動機轉速和功率即可確定帶型號，傳動帶數(shù)25個最佳。根據(jù)帶輪傳遞功率和轉速，對于電動機到I軸選擇A型帶，I軸上帶輪直徑D2=180mm，電動機軸上帶輪直徑D1=176mm，采用5根帶。III軸到IV軸選擇A型帶（A帶直徑小，承載能力強），III軸上帶輪直徑D3=140mm，IV軸上帶輪直徑D4=140mm，采用2根帶。 3.動力計算3.1電機功率的確定如前所述，對于國產(chǎn)CM6132普通車床，機床功率一般為3.0KW.選擇Y100L2-4型號異步電動機。其額定功率為3KW.3.2主軸的估算在設計之初，由于確定的僅僅是一個方案，具體構造尚未確定，因此只能根據(jù)統(tǒng)計資料，初步確定主軸的直徑。3.2.1主軸前端軸頸的直徑D1表3 各類機床主軸前端軸頸的直徑D1圖5  機床主軸結構圖 如表3所示，本次設計，選擇D1=80mm。3.2.2主軸后軸頸D2一般機床主軸后軸頸D2=（0.70.85）D1,取D2=60mm。需要說明的是，主軸的前后軸頸一般指主軸上與滾動軸承配合的那段軸頸，故D1,D2應為5的整數(shù)倍。 3.3中間傳動軸的初算根據(jù)生產(chǎn)經(jīng)驗，一般機床每根軸的當量直徑d與其傳遞的功率P,計算轉速Nj，以及允許的扭轉角有如下經(jīng)驗公式：d>=11sqrt(sqrt(P/Nj)                                            （3）式中，P：該傳動軸傳遞的額定功率，P=*Pe，單位KW。      ：電機到該軸傳動件傳動效率總值。      d：當量直徑，單位cm。      Nj：計算轉速，單位rpm。對于花鍵軸，軸內徑一般要比d小7%。3.3.1允許扭轉角的確定一般，機床各軸的允許扭轉角參考值見表4.表4 機床各軸允許扭轉角本次設計，中間傳動軸允許扭轉角均取1.2°。3.3.2計算轉速Nj的確定計算轉速Nj是指主軸或其他傳動軸傳遞全部功率的最低轉速，對于等比傳動的中型通用機床，主軸計算轉速一般為：Nj=Nmin*(Z/3 -1)   故本次設計，Nj=125rpm。根據(jù)轉速圖圖4，即可確定各軸的計算轉速見下表。表5 各軸的計算轉速3.3.3 各軸傳遞功率的確定各軸的傳遞功率N=*Pe。在確定各軸效率時，不考慮軸承的影響，但在選取各軸齒輪傳遞效率時，取小值以彌補軸承帶來的誤差。一般機床上格傳動元件的效率見下表。表6 機械傳動效率變速箱圓柱齒輪傳動選取8級精度，主軸箱精度要求高，選取7級精度。由表4，表5，表6以及公式（3）即可確定各軸傳遞效率以及當量直徑。見下表：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 機床各中間傳動軸傳遞功率及計算直徑           3.4齒輪模數(shù)的估算按接觸疲勞強度或彎曲強度計算齒輪模數(shù)比較復雜，而且有些系統(tǒng)各參數(shù)都已知道的情況后方可確定，所以，只在草圖完成后校核用。在畫草堂前，先估算，再選用標準齒輪模數(shù)，一般同一變速組中的齒輪取同一模數(shù)，一個主軸，變速箱中的齒輪采用12種模數(shù)。傳動功率的齒輪模數(shù)一般取大于2mm。在中型機床中，主軸變速箱中的齒輪模數(shù)常取2.5，3，4mm。由中心距A及齒數(shù)Z1,Z2，可求齒輪模數(shù)為：m=2A/(Z1+Z2)                                                          (4)根據(jù)生產(chǎn)實踐經(jīng)驗，按齒面點蝕估算的齒輪中心距有如下公式：A>=370(P/Nj)(1/3)                                                 （5）式中，Nj：大齒輪的計算轉速，單位為rpm。       P：該齒輪傳遞功率，單位為KW。從I軸到II軸，P=2.85KW,Nj=1400rpm，則AI II>=46.9mm。從II軸到III軸，P=2.76KW,Nj=1000rpm，則AII III>=52.0mm。從III軸到IV 軸，P=2.55KW,Nj=355rpm，則AIII IV>=71.4mm。由（4）以及表2各軸齒輪傳動齒數(shù)和，對于最小齒數(shù)和，則有各軸應滿足的最低模數(shù)。故對于I軸，II軸，（Z1+Z2）min=48，AI II>=46.9mm，則m>=1.95mm。  對于II軸，III軸，（Z1+Z2）min=46，AI II>=52.0mm，則m>=2.26mm。對于III軸，IV軸，（Z1+Z2）min=76，AI II>=71.4mm，則m>=1.87mm。因而，對于變速箱內圓柱齒輪傳動，統(tǒng)一取m=2.5mm。由于主軸傳遞扭矩大，故對于主軸箱內齒輪模數(shù)取3mm。3.5各軸直徑及各齒輪齒數(shù)的確定。在生產(chǎn)實際中，軸上齒輪的傳動主要靠周向鍵連接來實現(xiàn)的，花鍵連接以其對中性好，導向性能好，應力集中小等優(yōu)點獲得廣泛應用。因而本次設計中，所有的傳動軸均采用花鍵軸，通過各軸的當量直徑來選取適當標準的花鍵軸徑，再通過花鍵軸徑來選取軸上各齒輪傳動副的齒數(shù)。具體各花鍵軸尺寸，齒輪齒數(shù)和的選取見下表。表8 各花鍵軸參數(shù)以及相應傳動副齒輪齒數(shù)和這里需要說明三點：（1）花鍵軸參數(shù)尺寸代表Z-D*d*b。Z表示花鍵軸齒數(shù)，D表示花鍵軸大徑，d表示小徑，b表示齒寬，具體圖樣見下圖：圖6 矩形花鍵軸（2）齒輪齒數(shù)的選取，應保證齒輪齒根與花鍵軸大徑配合的輪轂面不得小于35mm。（2）如A0圖紙繪制的CM6132車床主傳動系統(tǒng)圖所示，軸IV做成帶有齒輪的中空軸套，起卸荷左右，這樣可將帶輪的張緊力引起的徑向力通過軸套，滾動軸承傳至機身上，保證主軸的運轉不受帶輪張緊力的影響。（4）III軸和IV軸間為皮帶輪1：1傳功。  4 結構設計結構設計包括主軸箱，變速箱的結構，以及傳動件（傳動軸，軸承，齒輪，帶輪，離合器，卸荷裝置等），主軸組件，箱體以及連接件的結構設計和布置等等。4.1齒輪的軸向布置本次設計中有多處使用了滑移齒輪，而滑移齒輪必須保證當一對齒輪完全脫離后，令一對齒輪才能進入嚙合，否則會產(chǎn)生干涉或變速困難。所以與之配合的固定齒輪間的距離應保證留有足夠的空間，至少不少于齒寬的兩倍，并留有=12mm的間隙。齒輪齒寬一般取b1=（612）m，對變速箱內齒輪傳動副模數(shù)m=2.5mm，我設計的齒輪寬度b=6m=15mm 。而對于主軸箱內m=3mm，b2=20mm，故變速箱內相鄰固定齒輪間距離B應不小于32mm。圖7 齒輪的軸向布置4.2傳動軸及其上傳動元件的布置4.2.1 I軸的設計圖8  I軸及其上傳動元件布置圖I軸上為三聯(lián)滑移齒輪，相應的花鍵軸段尺寸為6-32*28*7。左右端均選取深溝球軸承，其型號分別為6205，6206。右端為5齒皮帶輪，與I軸平鍵連接，電機工頭右端V帶輪將動力傳至I軸，又通過滑移齒輪傳動力至II軸。4.2.2  II軸的設計圖9  II軸及其上傳動元件布置圖II軸上為5個固連齒輪，左邊3個為與I軸配合的齒輪，右邊2各與III軸配合。相應花鍵軸段尺寸為6-32*28*7，左，右端均為型號為6205的深溝球軸承。動力從I軸傳至II軸，并通過右邊兩齒輪傳動力至III軸。4.2.3  III軸的設計 圖10  III軸及其上傳動元件布置圖III軸上有2聯(lián)滑移齒輪，與II軸的2個固定齒輪嚙合。與之配合的相應花鍵軸段尺寸為6-35*30*10。左，右均為型號為6206的深溝球軸承。左端為2齒皮帶輪，動力從II軸傳至III軸，再通過左邊的V帶輪傳動力至IV軸。4.2.4  IV軸的設計圖11  IV軸及其上傳動元件布置圖IV 軸實際上是帶有齒輪，并套在主軸左端的套筒。兩個型號為6214的深溝球軸承支撐套筒增加其剛度。左端為2齒皮帶輪，左邊螺母可調整其軸向位置。動力從III軸徑皮帶輪傳至IV軸，再通過右邊齒輪將動力傳出。4.2.5  V軸的設計圖12  V軸及其上傳動元件布置圖V軸實際上是背輪機構，其上2個滑移齒輪，與控制主軸內齒離合器滑動的撥叉盤用螺栓固連在一起，進而達到變速目的。與之配合的花鍵軸尺寸參數(shù)為6-40*35*10。左右均為型號為6206的深溝球軸承。當撥動滑移齒輪，使左端齒輪與IV軸齒輪嚙合時，主軸將得到低6級轉速。若撥動滑移齒輪，使與之故連得撥叉主軸上齒輪直接與IV軸齒輪嚙合時，主軸將得到高8級轉速。4.2.6主軸的設計圖13  主軸及其上傳動元件布置圖主軸上裝有受V軸（背輪機構）上撥叉盤控制的內齒離合器，以及固連在主軸上的與V軸右端小齒輪的齒輪。當IV軸齒輪直接與內齒離合器嚙合時，主軸將得到高6級轉速。當脫開時，故連齒輪與背輪機構恰好接通，通過兩個1：2.8的減速，主軸將得到低6級轉速。由于主軸比較長，為提高其剛度，本設計采用三支撐方式，其結構要求箱上的3個支撐孔應有高的同軸度，否則溫升和空載功率增大。但3孔同軸加工難度大，一般選中或后支撐為輔助支撐，只有載荷較大，軸產(chǎn)生彎曲變形時，輔助支撐才起作用。本設計，前支撐作為主要支撐點，選擇雙列短圓柱滾子軸承，型號為NU316型，它承載能力大，摩擦系數(shù)小，溫升低，極限轉速高，能很好的滿足設計要求，但不能承受軸向力。本設計在中支撐處選擇兩列51214型推力球軸承，在作輔助支撐的同時，配合前支撐承受軸向力。后支撐采用內圓外錐式滑動軸承，一方面，它能滿足高速，高精度，重載，以及同時承受較大軸，徑向力的要求；另一方面，它能將主軸由前向后的軸向力，充分的傳至機身上，保證主軸良好的運轉精度和動力性能。各滾動軸承均有螺母調整其軸向間隙，內圓外錐式滑動軸承可通過雙向背帽調整其徑向間隙。4.3主軸的強度校核主軸作為車床的輸出軸，一方面，通過卡盤帶動被夾工件回轉，另一方面，由于主軸精度，性能要求較高，導致其結構及其上傳動元件布置較復雜，因而主軸一般都較粗，且均做成中空軸，以保證在同等材料用量下，有較高的強度，剛度以及疲勞強度。本次設計，只針對主軸進行強度校核，其它軸，以及剛度，疲勞強度校核限于篇幅不作討論。本次設計，主軸的動力來源有兩種，一是通過背輪機構獲得低6級轉速，一是通過內齒離合器獲得高6級轉速。這兩種情況下，主軸的受力狀況顯然不同，因而應分別進行受力分析并校核。另外，車床主軸前端一般布置卸荷裝置，可將切削過程中的切削力傳至機身上，故在強度校核時不考慮切削力的影響。由于主軸同時承受彎矩和轉矩，在進行校核時，按彎矩和轉矩的合成強度條件進行校核，根據(jù)第三強度理論，可推得：c=Mc/W=sqrt（M2+（*T）2）/W <=-1b                                   （6）本設計主軸的材料為經(jīng)調質處理的45鋼，它的許用疲勞強度-1b=60Mpa。在驗算前，先進行一些簡略處理一簡化計算。主軸的結構簡圖如圖13所示，其上傳動元件具體的軸向位置如A0圖紙所示。這里，由于中間支撐僅做輔助支撐，在進行受力分析時，并不將其看做是支撐反力點。左右軸承集中反力作用點，均看做作用在軸承支撐的中點處。現(xiàn)將主軸上各傳動元件的作用點位置和距離表示如下：圖14 主軸及其上元件軸向位置簡圖4.3.1 高6級傳動時強度驗算這種情況下，主軸上右邊的固定齒輪受力，其受力簡圖如圖15所示。轉矩  T1=9.55*103*P1/N1 =9.55*103*3*0.84/45 =531N*m 圓周力  Ft1=T1*103/（d1/2） =531*103/（76*3/2）=4658N徑向力  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處的水平彎矩：Mc=280*FA1*10（-3）=418N*m截面C處的垂直彎矩：Mc=280*FA1*10（-3）=152N*m截面C處的合成彎矩：Mc1=sqrt（Mc2+Mc2）=445N*m因主軸單向回轉，視轉矩為脈動循環(huán)，=-1b/ 0b=0.6，則截面C處的當量彎矩為：Mvc1= sqrt（Mc12+（*T1）2）=547N*m軸的受力圖，轉矩圖，彎矩圖如圖15所示。按彎扭合力來校核軸的強度：截面C處當量彎矩最大，故可能為危險截面。已知Mc=Mvc1=547N*m。-1b=60Mpa，c=Mc/W=Mc/0.1dc3 =547*103/（0.1*753）=13.0Mpa< -1b=60Mpa所以其強度足夠。圖15 低6級軸的強度計算4.3.2 高6級傳動時強度計算這種情況下，主軸左邊的內齒離合器直接與IV軸外齒嚙合。其受力簡圖如圖16所示。同理有：轉矩  T2=9.55*103*P2/N2 =9.55*103*3*0.84/355 =67.8N*m 圓周力  Ft2=T2*103/（d2/2） =67.8*103/（27*3/2）=1674N徑向力  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處的水平彎矩：Ma=140*Ft2*10（-3）=234N*m截面A處的垂直彎矩：Ma=280*Fr2*10（-3）=85.2N*m截面A處的合成彎矩：Ma1=sqrt（Ma2+Ma2）=249N*m同理，截面A處的當量彎矩為：Mva1= sqrt（Ma12+（*T2）2）=252N*m軸的受力圖，轉矩圖，彎矩圖如圖16所示。同樣，截面A處當量彎矩最大，故可能為危險截面。已知Ma=Mva1=252N*m。-1b=60Mpa，a=Ma/W=Ma/0.1dc3 =252*103/（0.1*653）Mpa =9.2Mpa< -1b=60Mpa所以其強度也足夠。圖16 高6級軸的強度計算 綜上所述，兩種情況下主軸的強度均足夠，故本次設計的主軸尺寸滿足要求。  5.小節(jié)此次專業(yè)課程設計是大四上學期進行一次非常重要的課程設計，它也是畢業(yè)設計前的最后一次關于機械專業(yè)基礎知識的課程設計，因此，本人對此次設計非常重視。由于這次課程設計時間與考研沖突，因此很多內容特別是A0圖紙的CM6132機床傳動系統(tǒng)的結構圖完成得比較倉促，其中不乏一些小錯誤和不合理之處。比如I軸上的三聯(lián)滑移齒輪布置安排不合理，直接導致滑移齒輪間間距比較大（為了留出空間，保證齒輪之間不干涉），進而影響了I軸的軸向尺寸乃至整個變速箱的尺寸大小。再比如，變速箱內的多對齒輪嚙合時，沒有考慮采用公用齒輪，以減少II軸上固定齒輪的個數(shù)，從而減小II軸的軸向尺寸。還有，連接變速箱與主軸箱的V帶輪尺寸較小，與龐大的主軸箱不是很協(xié)調，主軸兩邊端蓋設計得也不盡合理當然，通過這次課程設計，也讓我學習了很多，使我本人對機械專業(yè)的認識更深，對機床內部傳動系統(tǒng)的結構更加清晰，而這些都是大學里課堂上的書本知識所不可能獲得的，普通的考試所不可能考核檢驗的。從這個方面來說，課程設計不僅僅是考試以外一種考核和檢驗學生知識掌握情況以及運用能力方面的重要補充方式，同時學生通過課程設計，對專業(yè)基礎知識和專業(yè)領域方面的信息掌握得更加牢固，更加扎實，也為以后從事機械工作，以及進行生產(chǎn)實踐活動，奠定了良好的基礎。  6.參考文獻1.彭文生等主編. 機械設計. 第1版. 北京：高等教育出版社，20022.李余慶等主編. 機械制造裝備設計. 第2版. 北京：機械工業(yè)出版社，20083.唐增寶等主編. 機械設計課程設計. 第1版. 武漢：華中科技大學出版社，20064.吳宗澤 主編. 機械零件設計設計受冊M. 第1版. 北京：機械工業(yè)出版社，2004From