CM6132机械系统设计课程设计精密车床主轴箱及变速箱系统设计.doc

目录目录 绪论绪论 .1 1 1概述概述 .5 5 1.1机床主轴箱课程设计的目的 .5 1.2设计任务和主要技术要求 .5 1.3 操作性能要求.6 2.技术参数确定与方案设计技术参数确定与方案设计.6 6 2.1原始数据 .6 2.2开展CM6132功能原理设计.6 3运动设计运动设计 .7 7 3.1确定转速极速 .7 3.1.1计算主轴最高转速.9 3.1.2计算主轴最低转速.10 3.1.3确定主轴标准转速数列.11 3.2 主电动机的选择.12 3.3变速结构的设计 .14 3.3.1 主变速方案拟定.14 3.3.2 拟定变速结构式.14 3.3.3拟定变速结构网.15 3.3.4 验算变速结构式.16 3.4绘制转速图 .17 3.5 齿轮齿数的估算.20 3.6 主轴转速误差.23 4.动力设计动力设计.2626 4.1电机功率的确定 .26 4.2确定各轴计算转速 .26 4.3 带轮的设计.27 4.4传动轴直径的估算 .30 4.5齿轮模数的确定 .33 4.6主轴轴颈的直径 .36 4.6.1主轴悬伸量a.36 4.6.2主轴最佳跨距的确定和轴承的选择.36 0 L 4.6.3主轴组件刚度验算.37 5. 结构设计结构设计 .3838 5.1齿轮的轴向布置 .39 5.2传动轴及其上传动元件的布置 .40 5.2.1 I轴的设计 .42 5.2.2 II轴的设计.42 5.2.3 III轴的设计.42 5.2.4 带轮轴的设计.42 5.2.5 轴的设计.43 5.2.6主轴的设计.43 5.2.7 主轴组件设计.43 5.3齿轮布置的注意问题 .44 5.4主轴与齿轮的连接 .44 5.5 润滑与密封.45 5.6 其他问题.45 6.总结总结.4646 7.致谢致谢.4747 8.参考资料参考资料.4747 1概述概述 1.1机床主轴箱课程设计的目的机床主轴箱课程设计的目的 机床课程设计，是在学习过课程机械系统设计之后进行的实践性教学 环节。其目的在于通过机床运动机械变速传动系统的结构设计，使学生在拟定 传动和变速的结构方案过程中，得到设计构思，方案分析，结构工艺性，机械 制图，零件计算，编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确 的设计思想，掌握基本的设计方法，并培养学生具有初步的结构分析，结构设 计和计算能力。 1.2设计任务和主要技术要求设计任务和主要技术要求 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车床主传动的装配图。 本次课程设计是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。 1.3 操作性能要求操作性能要求 1）具有皮带轮卸荷装置 2）手动操纵双向摩擦片离合器实现主轴的正反转及停止运动要求 3）主轴的变速由变速手柄完成 2.技术参数确定与方案设计技术参数确定与方案设计 2.1原始数据原始数据 (1)机床主参数：Dmax=320mm。 (2)刀具材料：高速钢或硬质合金。 (3)工件材料：钢或铸铁。 2.2开展开展CM6132功能原理设计功能原理设计 画出车削加工的运动功能图，写出车削加工的运动功能结构式。 图1 车床运动功能图和运动功能式 绘出传动原理图。 图2 车削加工的传动原理图 3运动设计运动设计 根据机床的规格、用途和常用的切削用量，以及与同类型机床的类别分析 ，确定机床主运动的极限转速、主轴转速的合理分布，从而确定主运动传动系 统的公比和级数。拟定传动系统的结构方案（结构式、结构网设计），分配分 变速组的传动比，确定齿轮齿数，绘制其传动系统图，并计算校核其转速误差 。 3.1确定转速极速确定转速极速 调查和分析所设计机床上可能进行的工序，从中选择要求最高、最低转速 的典型工序。按照典型工序的切削速度和刀具直径（或工件直径）计算最高、 最低转速（即极限转速）和。计算公式如下： = 1000 = 1000 式中：分别为主轴最高、最低转速 、 （r/min）； 分别为最高、最低切削速度； 、 （m/min） 分别为最大、最小计算直径。 、 （m） 应当指出，通用机床的并不是机床上可能加工的最大和最小 和 直径，而是指常用的经济加工的最大和最小直径。对于通用机床，一般取： =kD = 式中：D可能加工的最大直径（mm）； K 系数，根据对现有同类型机床使用情况的调查确定（摇臂钻床，k=1.0;普通车 床，K=0.5）； 计算直径范围（=0.20.25）。 就本课程设计的Dmax=320mm的精密卧式车床设计，取K=0.5、=0 .25。 =kD=0.5320mm=160mm; =0.25160mm=40mm。 min d d R max d 3.1.1计算主轴最高转速计算主轴最高转速 根据设计要求，及其刀具和工件的材料，查资料可知，用硬质合金刀具加 工易切碳钢时，主轴转速最高，一般=150250m/min。按经验，并考 虑切削用量资料，取=250m/min。 则=1990r/min 1000 1000 250 160 根据标准公比的标准数列表，取=2000r/min。 3.1.2计算主轴最低转速计算主轴最低转速 根据设计要求，及其刀具和工件的材料，查资料可知，用高速钢刀具加工 灰铸铁时，主轴转速最低。按经验，并考虑切削用量资料，取=13.8m/ min。 则=27.5r/min 1000 1000 13.8 160 用高速钢刀具,精车合金钢材料的梯形螺纹（丝杠），加工丝杠的最大直径 为32mm,取=1.5m/min。 则=14.9r/min 1000 1000 1.5 32 综合同类型机床，取=19r/min。 3.1.3确定主轴标准转速数列确定主轴标准转速数列 主轴变速范围 =105 = 2000 19 Z=18 =1.31 1 17 105 由于我国机床专业标准GC58- 60规定了的七个标准公比：1.06、1.12、1.26、1.41、1.58、1.78和2。取=1. 26。 查标准数列表，按常规计算各轴转速为：19、23.6、30、37.5、47.5、60、 75、95、118、150、190、236、300、375、475、600、750、950、1180、1500 、1900。可看出共有21级转速，且无法达到最高转速=2000r/min。 故综合同类型机床对其转速进行调整，使其满足=2000r/min， =19r/min，Z=18.求出各级转速为：19、38、50、62、76、100、125、20 0、250、305、390、500、610、785、1000、1580、2000。 3.2 主电动机的选择主电动机的选择 合理的确定电机功率P，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要， 又不致使电机经常轻载而降低功率因素。 现在以常见的中碳钢为工件材料，取45号钢，正火处理，车削外圆，表面 粗糙度=3.2mm。采用车刀具，可转位外圆车刀，刀杆尺寸：16mm 25mm。 a R 刀具几何参数：=15 ，=6 ，=75 ，=15 ，=0 ，=- 0 o 0 o r o r o o 01 10 ，b=0.3mm，r =1mm。 o 1r e 现以确定粗车是的切削用量为设计： 确定背吃刀量和进给量f， 取3mm，f取0.2。 p a p a rmm 确定切削速度，取V =1.7。 c sm 机床功率的计算， 主切削力的计算 ：主切削力的计算公式及有关参数： F =9.81 Z Fc n 60 Fc C Fc Z a Fc Z f Fc Z v Fc K =9.81270 30.92 0.95 15 . 0 600.20.75 15. 0 7 . 1 =1038（N） 切削功率的计算 =1038 1.7=1.8（kW） c P c F c v 3 10 3 10 依照一般情况，取机床变速效率=0.8. =2.3(kW) Z P 1.8 0.8 根据Y系列三相异步电动机的技术数据,Y系列三相异步电动机为一般用途 全封闭自扇冷式笼型异步电动机，具有防尘埃、铁屑或其他杂物侵入电动机内 部的特点，B级绝缘，工业环境温度不超过+40，相对湿度不超过95%，海拔 高度不超过1000m，额定电压380V，频率50Hz。适用于无特殊要求的机械上， 如机床，泵，风机，搅拌机，运输机，农业机械等。 根据以上计算，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3-1. 表3-1 Y100L2-4型电动机技术数据 电动机型 号 额定功率 /KW 满载转速 /rmp 额定转矩 /N.m 最大转矩 /N.m Y100L2-4314302.22.3 至此，可得到下表3-2中的车床参数。 表3-2 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数表 工件最大回 转直径 (mm) max D 最高转速 ( max n )minr 最低转速 ( min n )minr 电 机功率 P （kW） 公 比 转速 级数Z 32020001931 .26 18 3.3变速结构的设计变速结构的设计 3.3.1 主变速方案拟定主变速方案拟定 拟定变速方案，包括变速型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个 变速系统的确定。变速型式则指变速和变速的元件、机构以及组成、安排不同 特点的变速型式、变速类型。 变速方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此 ，确定变速方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。 变速方案有多种，变速型式更是众多，比如：变速型式上有集中变速，分 离变速；扩大变速范围可用增加变速组数，也可采用背轮结构、分支变速等型 式；变速箱上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。 显然，可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。此次设计中，我们 采用分离变速型式的主轴变速箱。 3.3.2 拟定变速结构式拟定变速结构式 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=2n3m.对于18级传动，其结构式可为以下三种形式： 18=332；18=323；18=233； 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：18=332。 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有三对齿轮分别啮合，可得到三种不同的传动速度，故从轴I到轴III可得到 33=9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332=18种不同的传动转速。 设计车床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺 寸，在降速变速中，一般限制限制最小变速比 41 min u ；为避免扩大传动误差，减少震动噪声，在升速时一般限制最大转速比 2 max u 。斜齿圆柱齿轮传动较平稳，可取。因此在主变速链任一变速组的最 5 . 2 max u 大变速范围。在设计时必须保证中间 )108(25 . 0 )5 . 22( minmaxmax uuR 变速轴的变速范围最小。 3.3.3拟定变速结构网拟定变速结构网 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3)。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），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：18=312329 18:级数。 3，3，2：按传动顺序的各传动组的传动副数。 1，3，9：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3为该传动的结构网。 图3 18=312329结构网 3.3.4 验算变速结构式验算变速结构式 主轴的变速范围应等于住变速传动系中各个变速组变速范围的乘积，即： in RRRRR 210 检查变速组的变速范围是否超过极限值时，只需检查最后一个扩大组。因 为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不 超过极限值，其他变速组就不会超过极限值。 2 = 2(2 1) 其中，, = 1.26 2= 9 2= 2 =8，符合要求。 2= 1.269 (2 1) 3.4绘制转速图绘制转速图 （1）绘制常规的转速图时，要注意，为了结构紧凑，减小振动和噪声，通 常限制： a：最小传动比Imin=1/4; b：最小传动比Imax<=2(斜齿轮 120 (7)确定三角带根数Z 根据公式 00 ca l p z pp k k 查表由=90和及查表，由单根A型V Dmm 1= 1200/1= 1460/ 带的额定功率分别是0.93KW和1.07KW，用线性插值法求得时的 1= 1430/ 额定功率KW。 = 1.05 查= 0.14KW, 0 p 查表=0.97；长度系数=0.89k l k = (+ ) = 3.6 (1.05 + 0.14) 0.97 0.89 = 3.5 取 根 = 4 (8)计算初拉力 查表得V带质量q=0.1kg/m，则初拉力为 2 0 ) 5 . 2 (500qv k k vZ p F ca 式中： -带的变速功率,KW； ca p v-带速,m/s； q-每米带的质量，kg/m；取q=0.1kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 = 500 3.6 6.74 4( 2.5 0.97 0.97 ) + 0.1 6.742109.85 (9)计算作用在轴上的压轴力 =24109.85=874N = 2sin 1 2 sin 168 2 (10)带轮结构 小带轮结构 =90采用实心式，查电动机轴颈，由表查得 Dmm 0= 28 e=150.3mm , f=mm 10 + 2 1 轮毂宽：带轮 =（1.52）0=（1.52） 28 = 4256 其最终宽度结合安装带轮的轴段确定 轮缘宽：=(4-1)15+210=65mm 带轮=（ 1） + 2 大带轮结构 =150采用孔板式,轮缘宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的结构设计同步 2 mm 。 同理及计算方法，求得III轴到VI轴传动皮带的结构参数， B型V带 ，Z=2。 1= 178 ,2= 200。 4.4传动轴直径的估算传动轴直径的估算 传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反 复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允 许有较大变形。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外， 可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此 ，必须保证传动轴有足够的刚度。 根据公式，并查得到取1. mm n P d j 491 轴的直径：取 11 0.96,858 / min j nr 4 4 33 0.96 919121.9 858 1 j dmm n 取d=30mm. 轴的直径：取 212 0.98 0.99 0.990.922,350 / min j nr 4 4 33 0.922 919127.1 350 1 j dmm n 取d=32mm 轴的直径：取 323 0.98 0.990.89,175 / min j nr 4 4 33 0.89 919131.98 175 1 j dmm n 取d=35mm 轴的直径：取 323 0.98 0.990.89,62 / min j nr 4 4 33 0.89 919141.45 62 1 j dmm n 取d=40mm 其中：P-电动机额定功率（kW）； -从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积； -该传动轴的计算转速（）； j nminr -传动轴允许的扭转角（），一般传动轴,取 deg/ m = 0.51 。 = 1 当轴上有键槽时，d值应相应增大45%;当轴为花键轴时，可将估算的d值 减小7%为花键轴的小径;空心轴时，d需乘以计算系数b。、和为花 键轴，主轴为空心轴。因为矩形花键定心精度高，定心稳定性好，能用磨削的 方法消除热处理变形，定心直径尺寸公差和位置公差都能获得较高的精度，故 我采用矩形花键连接。按规定，矩形花键的定心方式为小径定19871144TGB 心。查矩形花键的基本尺寸系列，定花键轴的规格 ；轴花键轴的规格；630 26 7NDdB为632 28 7NDdB为 轴花键轴的规格；轴花键轴的规格635 30 10NDdB为 。 640 35 10NDdB为 这里需要说明三点： （1）花键轴参数尺寸代表Z- Ddb。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5 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，带轮轴做成中空轴套 ，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1：1.12传动。 4.5齿轮模数的确定齿轮模数的确定 齿轮模数的估算。通常同一变速组内的齿轮取相同的模数，如齿轮材料相 同时，选择负荷最重的小齿轮，根据齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条 件进行估算模数和，并按其中较大者选取相近的标准模数，为简化工艺 H m F m 变速传动系统内各变速组的齿轮模数最好一样，通常不超过23种模数。 先计算最小齿数齿轮的模数，齿轮选用直齿圆柱齿轮及斜齿轮传动，查手 册齿轮精度选用7级精度，选择小齿轮材料为45钢 (调质)，硬度为220HBS和260HBS： a变速组：分别计算各齿轮模数，先计算最小齿数,的齿轮。 1= 17 2= 42 初步计算传动的主要尺寸 根据公式： 1 2.323 2( 1) ( )2 小齿轮传递转矩为 2= 9.55 106 3 858 = 3.34 104/ 因v值未知，值不能确定，可初步选载荷系数,初选 = 1.11.8= 1.5 。 非对称安装，取齿宽系数=0.3。 查得弹性系数。 = 189.8 齿数比u=42/17=2.4。 按齿面硬度查图，得, 1= 600 2= 560 假设该机床工作寿命10年，每年工作300天，两班制，工作平稳，齿轮转 向不变。 则，大齿轮和小齿轮的应力循环次数分别为： 1 = 601= 60 858 1 1.0 300 16 = 2.47 109 2 = 602= 60 347.29 1 1.0 300 16 = 1.0 108 查资料的, 1= 0.95 2= 1.09 取安全系数 = 1 1= 11 = 0.95 600 1 = 570 2= 22 = 1.09 560 1 = 610.4 取 =1 1 2.323 1.5 3.34 104(2.4 1) 0.3 2.4 (189.8 570 )2 = 53.92 计算模数 计算载荷系数 查得使用系数 = 1.0 因，查得动载荷系数 = 11 60 1000 = 63.92 858 60 1000 = 2.87/ ，由表查得齿向载荷分布系数，则载荷系数为 = 1.11= 1.15 1.2765 = = 1.0 1.11 1.15 = 对进行修正 1 因K与有较大的差异，故需对由计算出的进行修正，即 1 1= 13 K = 53.923 1.2765 1.5 = 51.1 确定模数 2.85 = 1 1 = 51.1 17 = 取 = 2.5 传动尺寸 两分度圆直径 1 = 1= 2.5 17 = 42.5 2= 1= 2.5 42 = 105 中心距 = 1 2(1 + 2)= 1 2 2.5 (17 + 42)= 73.75 齿宽, = 2= 0.3 42.5 = 12.75 尽可能圆整为5的倍数，取 1、21= 15、2= 15 尺高 = 2.25 = 2.25 2.5 = 5.625 为了便于设计和制造，同一传动组内的齿轮的模数常取相同，此时，各传 动齿轮副的齿轮齿数和相同。则在变速箱职中，每根传动轴上各齿轮的模数均 为。 = 2.5 而在主轴箱中，用上述方法也取得第一对传动副齿轮的模数， = 2.5 而在传动链中，最后一个背轮机构中，变速范围较大，各传动副对应传动的扭 矩的差别也较大，为合理利用材料，常采用不同的模数，且在同一传动组内正 常只限用于用两种模数。 由于传动副轴心线距离必须相等，即11 = 2 2 、分别为两种模数； 12 、分别为、两传动副的齿数和。 1 2 12 则得。 2.5 (27 + 63)= 2(17 + 58)2= 3 4.6主轴轴颈的直径主轴轴颈的直径 主轴的外径尺寸，关键是主轴前轴颈的（前支撑处）的直径。选定后 1 D 1 D ，其他部位的外径可随之而定。一般是通过筒规格的机床类比分析加以确定 1 D 。320mm车床，P=3KW查手册，前轴颈应,初选,后轴颈 1 70 90D 1 72Dmm 取。 12 )85 . 0 7 . 0(DD 2 55Dmm 因为主轴为空心轴，其内孔直径d/0.7,取主轴当量直径D ；则d44.45，取d=35mm。 5572 63.5 2 Dmm 4.6.1主轴悬伸量主轴悬伸量a 主轴悬伸量的大小往往受结构限制，主要取决于主轴端部的结构形式及尺 寸、刀具或夹具的安装方式、前轴承的类型及配置、润滑与密封装置的结构尺 寸等。主轴设计时，在满足结构的前提下，应最大限度的缩短主轴悬伸量a。根 据结构,对于精密机床a/=0.61.5=43.2108mm，定悬伸长度。 1 D105amm 4.6.2主轴最佳跨距主轴最佳跨距的确定的确定和轴承的选择和轴承的选择 0 L 支撑跨距L，当前多数机床的主轴采用前后两个支撑，结构简单，制造、 装配方便，容易保证精度，但是，由于两支撑主轴的最佳支距一般较短，结 0 L 构设计难于实现，故可采用三支撑结构。但精密车床CM6132转速的变化范围大 ，主轴需正反转，对机床的稳定性要求高，故采用滑动轴承，选用内圆外锥式 多油楔轴承。其内表面加工出三个偏心圆弧槽（油囊），均匀分布在圆周上， 深为0.2mm。所以主轴无论正反转都能形成三个油楔。 主轴中间装两个推力球轴承（D8112），使主轴轴向定位。 后端作为辅助支承，选用一对深沟球轴承6011（GB/T 276-94）。 为了提高刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度。选择适当的支撑跨距， aL 一般推荐取： a L =35，跨距小时，轴承变形对轴端变形的影响大。所以，轴承刚度小时， L 应选大值，轴刚度差时，则取小值。 a L 跨距的大小，很大程度上受其他结构的限制，常常不能满足以上要求。 L 安排结构时力求接近上述要求。 根据资料及设计经验可知,主轴跨距=(35)a=315525mm,初选=329mm 0 L 0 L 。 4.6.3主轴组件刚度验算主轴组件刚度验算 （1）主轴弯曲刚度的验算 由于CM6132车床主轴为空心，则其弯曲刚度为 = = 30(4 4) 2( + ) 、主轴轴承之间的当量外径和主轴内孔直径。 = 4 = 1 4 = 4554 110.5 + 604