CM6132机械系统设计课程设计

1、目录绪论错误！未定义书签。1.概述31.1机床主轴箱课程设计的目的31.2设计任务和主要技术要求41.3操作性能要求42.技术参数确定与方案设计2.1原始数据62.2开展CM6132功能原理设计3.运动设计73.1确定转速极速73.1.1计算主轴最高转速|UJ93.1.2计算主轴最低转速Hillel103.1.3确定主轴标准转速数歹0113.2主电动机的选择123.3变速结构的设计143.3.1主变速方案拟定1.43.3.2拟定变速结构式1.43.3.3拟定变速结构网1.53.3.4验算变速结构式1.63.4绘制转速图173.5齿轮齿数的估算204. 3.6主轴转速误差23动力设计234.1电

2、机功率的确定264.2确定各轴计算转速264.3带轮的设计274.4传动轴直径的估算304.5齿轮模数的确定335. 4.6主轴轴颈的直径364.6.1主轴悬伸量a364.6.2主轴最佳跨距L。的确定和轴承的选择364.6.3主轴组件刚度验算37结构设计385.1齿轮的轴向布置395.2传动轴及其上传动元件的布置40I轴的设计42II轴的设计42III轴的设计425.2.4带轮轴的设计425.2.5W轴的设计435.2.6主轴的设计435.2.7主轴组件设计.435.3齿轮布置的注意问题445.4主轴与齿轮的连接445.5润滑与密封415.6其他问题45总结42致谢42参考资料431.概述1.

3、1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。其目的在丁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本次课程设计任务是CM6132车床主传动设计。由丁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

4、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主

5、轴的变速由变速手柄完成技术参数确定与方案设计2.1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CM6132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。2. 图2车削加工的传动原理图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）word文档可自由复制编辑变速组的传动比，确定齿轮齿数，绘制其传动系统

6、图，并计算校核其转速误3.1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）I、门x和上血。计算公式如下:niooov皿Wn|lOOOvmjn=-式中:分别为主轴最高、最低转速rnim;；分别为最高、最低切削速度in/nw；4辿dmin分别为最大、最小计算直径应当指出，通用机床的.min.Qfflin并不是机床上可能加工的最大和最小直径，而是指常用的经济加工的最大和最小直径。对丁通用机床，一般取:max=kDDjnaxD=式中：D可能加工的最大直径（mm）；K系数，根据对现有同

7、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）；Rj计算直径范围Rj=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、Rf0.25。d=k-D=0.5x320mm=160mm;dmin=Rdxdmax=0.25x160mm=40mm。3.1.1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Lw=150250m/min。按经验，并考IlldA虑切削用量资料，取V=250m/min。1000X250=1990r/min11X160根据标准公比的标准数列表，取=2000r

8、/min3.1.2计算主轴最低转速“州根据设计要求，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n)R=13.8m/min。HlOOOVmin1000X13f9则一.=27.5r/min口djnaxirX160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。虬二=10OOv曲n二1000X1.5=14.9r/minirx32综合同类型机床，取.=19r/min3.1.3确定主轴标准转速数列主轴变速范围-=10519Z=18巾=-：二=1.31由丁我国机床专业标准GC58-60规定了

9、小的七个标准公比：1.06、1.12、1.26、1.41、1.58、1.78和2。取小=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儿门x=2000r/min。故综合同类型机床对其转速进行调整，使其满足=2000r/min,inin=19r/min,Z=18.求出各级转速为：19、38、50、62、76、100、125、200、250、305、390、500、610、785、1000、

10、1580、2000。3.2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，乂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Ra=3.2mm。采用车刀具，可转位外圆车刀，刀杆尺寸：16mm25mm。o0，.o，.ooo刀具几何参数：0=15,0=6,*=75,i=15,乳=0,01=-10,br1=0.3mm,re=1mm。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,ap取3mm,f取0.2mm/r。确定切削速度，取Vc=1.7ms。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

11、：FZ=9.8160cCfcaZFcfvZFcKfc=9.816013.152703=丁：1.7。150.920.95=1038(N)切削功率的计算Pc=Fcvc103=10381.71=1.8(kW)依照一般情况，取机床变速效率=0.8.PPz=2.3(kW)0.3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+40C，相对湿度不超过95%,海拔高度不超过1000m,额定电压380V，频率50Hz。适用丁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

12、。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3-1Y100L2-4型电动机技术数据word文档可自由复制编辑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.mY100L2-4314302.22.3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宜径Dmax(mm)取局转速nmax(r/min)最低转速nmin(r?min)电机功率P(kW公比等转速级数Z32020001931.26183.3变速结构的设计3.3.1主变速方案拟定拟定变速方案，包括变速型式的选择

13、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拟定变速结构式由丁结构上的限制，变速组中的

14、传动副数目通常选用2或3为宜，故其结构式为：Z=2nX3m.对丁18级传动，其结构式可为以下三种形式：18=332;18=32彳；18=2X33;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=3X3X2。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3彳=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3%X

15、2=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Sin4；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max2。斜齿圆柱齿轮传动较平稳，可取Umax2.5。因此在主变速链任一变速组的最大变速范围Eax=（Umax./Um危们2.5）/。.2581。）。在设计时必须保证中间变速轴的变速范围最小。3.3.3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）。由丁主轴的转速应满

16、足级比规律（从低到高问成等比数列，公比为4),故结构网上相邻两横线间代表一个公比4。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=31X23冷918:级数。3,3,2:按传动顺序的各传动组的传动副数。1,3,9:各传动组中级比问的空格数，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ff/iif/J/:,/./UA/!X/VV/A/?(YV/VV.rrvyy/VVV/,l/WAAAA0xUVA=1

17、/4;b:最小传动比Imax=2(斜齿轮=2.5);所以，在一个变速组中，变速范围要小丁等丁8,对应本次设计，转速图中，一个轴上的传动副问最大不能相差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)但在绘制CM6132车床转速图时，要注意，由numax=2000r/mininill=19r/min，Z=18.确定的各级转速为：19、38、50、62、76、100、125、200、250、305、390、500、610、785、1000、1580、2000,是非常规的转速数列，故在绘制它的转速图线时，先要确定其主传动系统结构CM6132型精密车床采用分离式

18、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，解决了传动比不能过大(受极限传动比限制)的问题。(3)绘制转速图a. 选择Y100L1-4型Y系列笼式三相异步电动机。分配总降速变速比总降速变速比X=0.013q1420乂电动机转速不符合转速数列标准，因而增加一定比变速副。确定变速轴轴数变速轴轴数=变速组数+3（背轮机构）=3+3=6b. 绘制转速图在五根轴中，按变速顺序依次设为I、u、m、iv（背轮机构）、v（主轴）。I与皿、皿与用、用与W、W和V轴之间的变速组分别设为a、b、c、d.v（主轴）开始，确定I、u、m、iv的转速:先来确定背轮机构的公比变速组

19、d的变速范围为R广山6心-=8,构式,采用背轮机构，则其公比为:11一一=MV316 确定轴in的公比变速组c采用皮带传动降速，可取.11c俨5112 确定轴II的公比为了扩大变速范围，变速组b是基本组，并采用混合公比，使用三联滑移齿轮，可取M=(p-158 确定轴I的转速对丁变速组a,是第一扩大组其级比指数为3,可取i4i=/=1,5811:-=由此也可确定加在电动机与主轴之间的定变速比。下面画出18级转速,u技61430转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）。CM6132型精密车床混合公比）采用了背轮机构后的转速图，如图4所示一Ji一xXXXXVXW、xS、XNxvXCi1:CJ电动机IV

20、I图4传动系统的转速图3.5齿轮齿数的估算齿轮齿数的确定，当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。为了便丁设计和制造，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。对丁定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对丁变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和Sz及小齿轮的齿数可以从手册中选取。一

21、般在主传动中，最小齿数应大丁1820。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大丁或等丁4,以保证滑移是齿轮外圆不相碰。本次设计共包含I-II轴传动组，II-III轴传动组，IV传动组和IV-V（主轴）传动组四个齿轮副传动组。根据查表法，查手册各种常用变速比的使用齿数。变速组a:LiW二侦，细查传动比i为1.58、1.26和2.52的三行，有数字者即为可能的方案。果如下:山二伊二158时：Sz=57、59、60、62、65、67、70、72、75、77、78Sz=56、59、61、63、65、66、68、70、72、74、75、77Sz=56、60

22、、63、66、67、70、73、74、77、78可挑出Sz=70,但是齿数过大，径向尺寸大，三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大丁或等丁4,以保证滑移是齿轮外圆不相碰。综合同类型机床，选取Sz=58,丁是可得各对传动副中小齿轮的齿数分别为：22、26和17。这样会使传动比产生些微变化，丁是于是Li二36/22二L64,.二26/32土,1厂耶耳,tnr可得轴I上的三联齿轮齿数分别为：36、26、17轴皿上的三联齿轮齿数分另U为：22、32、42。变速组b:扁二矿心，W或&虹品皓二/二158时：&=57、59、60、62、65、67、70、72、75、77、7856、59、61、63、65、6

23、6、68、70、72、74、75、7757、60、63、66、69、72、75、78可取&=72,但是变速组a选取的齿数和是58,相差很大，结构不紧凑，且三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大丁或等丁4,以保证滑移是齿轮外圆不相碰。丁是取Sz=68,丁是可得各对传动副中小齿轮的齿数分别为：22、26和30。这样会使传动比产生些微变化，丁是虹-42/26二L62,一：W一一=可得轴皿上的齿轮齿数分另U为：42、38、22。轴用上三联滑移齿轮的齿数分别为：26、30、45背轮机构皮带轮轴到W轴的公比为上二一，可取Sz=90,则1=27/63，丁是951=】j皮带轮轴上的齿数为27,W轴上的齿数为6

24、3。iv轴到v轴（主轴）的公比为ij-=-=,可取Sz=75，则=,丁是IV轴上的齿数为17,V轴上的齿数为58。心fMl3.6主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过土10（平-1）%，即实际转速n-标准转速n小标准转速n|击卜：10（-1）%对丁精密车床CM6132的18级转速图知：Nmax=2000r/min心903642178max有,Nmax=14301=2018.52r/min1502226200则有2018.52-20002000=0.926%.6%因此满足要求。以同样的方法来计算其它各转速903638178n17=14301=1582.78/min1502230

25、200902642178n16=14301=1002.25/min1503226200902638178n15=14301=785.89/min1503230200903622178n4=14301=610.97min1502245200901742178n3=14301=499.29/min1504226200901738178n2=14301=391.5f/min1504230200902622178n1=14301=303.33/min15032452009036421782717n0=1430253.56/min15022262006358八9036381782717n9=143019

26、8.82/min15022302006358901722178n8=14301=151.1f/min15042452009026421782717n7=1430125.9/min150322620063589026381782717n6=143098.727min150323020063589036221782717ns=143076.747min150224520063589017421782717d=143062.727min150422620063589017381782717n3=143049.187min150423020063589026221782717,n2=1430=38.1

27、0/min150324520063589017221782717.n1=1430一=18.9&/min150424520063581582.78-15801580=0.178%：2.6%1002.25-10001000=0.225%，：2.6%785.89-785785=0.113%：2.6%610.9-610610=0.148%，：2.6%500-499.29500-0.142%：2.6%391.51-390390=0.387%：2.6%305-303.33305=0.548%：2.6%253.56-250250=1.424%：2.6%200-198.82200=0.6%：2.6%151.1

28、1-150150=0.74%：2.6%125.9-125125=0.72%：2.6%100-98.72100=1.28%：2.6%76.74-7676=0.974%：2.6%62.72-6262=1.16%：2.6%50-49.1850=1.64%：2.6%38.10-3838=0.263%：2.6%19-18.9819=0.105%：2.6%同上计算各级转速误差，以表形式列出，如下图:各级转速误差n；200015801000785610500390305250it2018.521582.781002.25785.89610.9499.29391.51303.33253.56误差0.926%0

29、.178%0.225%0.113%0.148%0.142%0.387%0.548%1.424%n；2001501251007662503819it198.82151.11125.998.7276.7462.7249.1838.1018.98误差0.6%0.74%0.72%1.28%0.974%1.16%1.64%0.263%0.105%各级转速误差都都小丁2.6%,因此不需要修改齿数。动力设计4.1电机功率的确定如前所述，对丁国产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.4.2确定各轴计算转速确定主轴计算转速：计算转速nj是传动件能

30、传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确根据公式，主轴的计算转速为I=nmin3=191.263=60.3r/min各变速轴的计算转速: 轴W的计算转速nj4为62r/min；用的计算转速山3为175r/min；轴皿的计算转速n2为350r/min；I的计算转速nj1为858r/min。4.3带轮的设计本次设计中，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1.67和1.12.一般机床上采用V带，根据电动机转速和功率即可确定带型号，传动带数25个最佳。根据带轮传递功率和转速，对丁电动机到I轴选择A型带。三角带传动中，轴间

31、距A可以加大。由丁是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。电动机转速n=1430r/min,传递功率P=3kW传动比i=1.67,两班制，一天运转16小时，工作年数10年。选择三角带的型号由手册得，工作情况系数Ka查的共况系数Ka=1.2。故根据公式-LP=1.2X3=3.6KWLfio.式中：P-电动机额定功率；Ka-工作情况系数。因此根据Pca、几查资料的普通V带轮型图选用A型V带。确定带轮的基准直径D1，D2带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径Di不宜过小，即DiDmin。查手

32、册上的表格取主动小带轮基准直径Di=90mm。由公式计算%-i专D1.67X90=150.3mm查普通V带带轮基准直径系列，取k=150mm验算带速度V,按公式验算带的速度6.74m/s初1叫3.14X90X1430=60X100060x10005m/sv25m/s,故带速合适。初定中心距带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取：根据经验公式0.7(DD2A12俨故主动轮上包角合适。1A(7) 确定三角带根数Z根据公式Z=PcaP0gk.ki由单根A型V1430r/min时查表由D=90mm和鸟二120侃恤及虹146。/仙查表,带的额定功率分别是0.93KW和1.0

33、7KVV用线性插值法求得的额定功率-.-KW查：p0=0.14KW,查表=0.97;长度系数ki=0.89Z二二二35(P0+iP0)kak(LQS+O.1*)XO(?7XM?.闵二4根(8) 计算初拉力查表得V带质量q=0.1kg/m,则初拉力为Pca2.5-k-2F0=500炬()qv2vZk:式中：Pca-带的变速功率，KWv-带速,m/s;q-每米带的质量，kg/m；取q=0.1kg/m。v=1440r/min=9.42m/s。F,=500X)+04x6J4!109.85N06J4X4V0.?7/计算作用在轴上的压轴力n_“fl_*,1S8Fn-2ZLS1H一=2X4X109.85xs

34、in=874Nq22 带轮结构小带轮结构D90mm采用实心式，查电动机轴颈查得e=150.3mm,f=mm轮毂宽：.:.：-：其最终宽度结合安装带轮的轴段确定轮缘宽：岫1穿加牛如4-1)X15+2x10=65mm大带轮结构D=150mm采用孔板式，轮缘宽可与小带轮相同，轮毂L宽可与轴的结构设计同步。同理及计算方法，求得III轴到VI轴传动皮带的结构参数,178岫由=加伽1血B型V带，Z=24.4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

35、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。p1根据公式，d芝91,mm，并查得到曲取1. I轴的直径：取1=0.96,血=858r/min=21.9mm3430.96d一91、广918581取d=30mm.皿轴的直径：取2=10.980.990.99=0.922,nj2=350r/mind_9143nr9130.9222.=27.1mm3501取d=32mm用轴的直径：取3=七0.980.99=0.89,nj3=175r/min3430.89d一91、广91,1751=31.98mm取d=35mmW轴的直径：取3=20.98

36、0.99=0.89,nj3=62r/min430.89d91n?r9162勺=41.45mm取d=40mm其中：P-电动机额定功率（kW）；n-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积;nj-该传动轴的计算转速（r/min）；8】-传动轴允许的扭转角（deg/m），一般传动轴二。5,取中T。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bI、U、m和IV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GB/T

37、1144-1987规定，矩形花键的定心方式为小径定心。查矩形花键的基本尺寸系列，定I花键轴的规格N-。勺叩为6-30乂26乂7;li轴花键轴的规格N-。勺叩为6-32乂28乂7;III轴花键轴的规格N-DWXB为6-3530X10;W轴花键轴的规格N-DdB为6-403510这里需要说明三点:(1)花键轴参数尺寸代表Z-DXdXboZ表示花键轴齿数，D表示花键轴d表小小径，b表小齿宽，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CM613E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

38、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。(1) 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mH和mF,并按其中较大者选取相近的标准模数，为简化工艺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，

39、先计算最小齿数z=17,么二42的齿轮。初步计算传动的主要尺寸根据公式：dN2.32?快（普）a小齿轮传递转矩为T3=955Xl06X-3.34Xl01N/ni*蝴1因v值未知，匕值不能确定，可初步选载荷系数E二LhlB,初选R二倍。 非对称安装，取齿宽系数=0.3。 查得弹性系数_-一.。 齿数比u=42/17=2.4。 按齿面硬度查图，得0-600MPs,。血2=560MPa 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。贝U,大齿轮和小齿轮的应力循环次数分别为：M二60njk二60X858X1X10X300X16=2.47X10,N广60晒=60X34729

40、XIX1.0X300X16二1.0X103查资料的.一-：，与理必取安全系数-j=te&3i=0.95x-=S70MftH11=瞄耍=1.09x-=6104MPakuJ1.5X334XIO4X(2.4+1)dlt2.32103X2.4189.8、f)2=53,92mmi57。计算模数计算载荷系数查得使用系数Ka=10砍却，nX63.91XS5B-_,口t+iwkkV141t因二一二二2.87m/s，查得动载何系数Kv-L11,由60X100160X19001飞表查得齿向载荷分布系数K?-1,15,则载荷系数为K=KAKVK0=1.0X111X115=1.2765对dt进行修正因k与R有较大的差

41、异，故需对由；计算出的进行修正，即dtdjj*R=53.9251.1mm确定模数1su二r一2.85取.传动尺寸 两分度圆直径4二叫二2.5X17二42.5mm由二路二25X42二105mmL1中心距-=：X25Xi17+42)=73.75mm12 齿宽b二帆二。3舄15二1275mm,bpb：尽可能圆整为5的倍数，取b二15mm、b；=15mm尺局11二225m/225X25二为了便丁设计和制造，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叫二25mm。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%二25mm,而在

42、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丁用两种模数。由丁传动副轴心线距离必须相等，即.:.111、分别为两种模数；一分别为两传动副的齿数和。如如1L则25X(17+63)二ni2(17+58)得班二3。4.6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Di。Di选定后，其他部位的外径可随之而定。Di一般是通过筒规格的机床类比分析加以确定。320mm车床，P=3KW查手册，前轴颈应D1=7090,初选D1=72mm,后轴颈D2=(0.70.85)Di取D2=55mm。因为主

43、轴为空心轴，其内孔直径d/D：0.7，取主轴当量直径5572D=63.5mm;贝d&44.45,取d=35mm。24.6.1主轴悬伸量a主轴悬伸量的大小往往受结构限制，主要取决丁主轴端部的结构形式及尺寸、刀具或火具的安装方式、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,对丁精密机床a/Di=0.61.5=43.2108mm,定悬伸长度a=105mm。4.6.2主轴最佳跨距L0的确定和轴承的选择支撑跨距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，由丁两支撑主轴的最佳支距L。一般较

44、短，结构设计难丁实现，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/T276-94)。为了提高刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度a。选择适当的支撑跨距L,一般推荐取：匕=35,跨距L小时，轴承变形对轴端变形的影响大。所以，L轴承刚度小时，7a网选大值，轴刚度差时，则取小值。跨距L的大小，很大程度

45、上受其他结构的限制，常常不能满足以上要求。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Lo=(35)a=315525mm,初选Lo=329mm。4.6.3主轴组件刚度验算(1)主轴弯曲刚度的验算由丁CM6132床主轴为空心，贝U其弯曲刚度为-E8四浦主轴轴承之间的当量外径和主轴内孔直径。=64.49mmdei4X*SB4X110.5+604X855+724X133329那么K=3网0府T=，对丁精密机床，要求L500111；，E5邮面+1面与八Hi那么主轴的弯曲刚度满足要求。(2)主轴扭转刚度的验算LMnISO0式中：Mr扭矩N-cm；G剪切弹性模量N/cm2,取GMIX的加i

46、LL截面极惯性矩，实心轴l二0,伸；D、L轴的直径和工作长度，D=63.5mm=6.35cmL=329mm=32.9cmN主轴传递功率，N=3KW孔主轴计算转速，Dj=60.3r/min。则,：二二-:n60.3.=01D4（l-（?）=0.1D4卜（；）=O.1X6.35,X1-翌）*=147.58cm49=地虹=0础Y81XlflsX147.58按要求，主轴扭转角不超过蜩州=邮财，则满足要求。5. 结构设计结构设计包括主轴箱、变速箱的结构、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、操纵机构和润滑装置的结构设计和布置等等。主轴变速箱是机床的重要部件。设

47、计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题。精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传动效率要求，主轴前轴承处温度和温升的控制，结构工艺性，操作方便、安全、可靠原则，遵循标准化和通用化的原则。主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由丁结构复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。目的是：布置传动件及选择结构方案。检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况，以便及时改正。确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置，以确定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。5.1齿轮的轴向布置本次设计中有多处使用了滑移齿轮

48、，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，至少不少丁齿宽的两倍，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。而对丁主轴箱内m=3mm,b2=20mm,故变速箱内相邻固定齿轮间距离B应不小丁32mm。图7齿轮的轴向布置5.2传动轴及其上传动元件的布置机床传动轴，广泛采用滚动轴承作支撑。轴上要安装齿轮、离合器和制动器等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。首先传动轴应有足够的强度、刚度。如挠度和倾角过大，

49、将使齿轮啮合不良，轴承工作条件恶化，使振动、噪声、空载功率、磨损和发热增大；两轴中心距误差和轴芯线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。传动轴可以是光轴也可以是花键轴。成批生产中，有专门加工花键的铢床和磨床，工艺上并无困难。所以装滑移齿轮的轴都采用花键轴，不装滑移齿轮的轴也常采用花键轴。花键轴承载能力高，加工和装配也比带单键的光轴方便。轴的部分长度上的花键，在终端有一段不是全高，不能和花键空配合。这是加工时的过滤部分。一般尺寸花键的滚刀直径D刀为6585mm。机床传动轴常采用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升、空载功率和噪声等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支撑孔

50、的加工精度要求都比较高。因此球轴承用的更多。但是滚锥轴承内外圈可以分开，装配方便，间隙容易调整。所以有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选择轴承的型号和尺寸，首先取决丁承载能力，但也要考虑其他结构条件。同一轴心线的箱体支撑直径安排要充分考虑鲤孔工艺。成批生产中，广泛采用定径鲤刀和可调鲤刀头。在箱外调整好鲤刀尺寸，可以提高生产率和加工精度。还常采用同一鲤刀杆安装多刀同时加工几个同心孔的工艺。下面分析几种鲤孔方式：对丁支撑跨距长的箱体孔，要从两边同时进行加工；支撑跨距比较短的，可以从一边（丛大孔方面进刀）伸进鲤杆，同时加工各孔；对中间孔径比两端大的箱体，鲤中间孔必须在箱内调刀，设计时应尽可能避免

51、。既要满足承载能力的要求，乂要符合孔加工工艺，可以用轻、中或重系列轴承来达到支撑孔直径的安排要求。两孔间的最小壁厚，不得小丁510mm,以免加工时孔变形。花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小丁花键的内径。一般传动轴上轴承选用G级精度。传动轴必须在箱体内保持准确位置，才能保证装在轴上各传动件的位置正确性，不论轴是否转动，是否受轴向力，都必须有轴向定位。对受轴向力的轴，其轴向定位就更重要。回转的轴向定位（包括轴承在轴上定位和在箱体孔中定位）在选择定位方式时应注意：1）轴的长度。长轴要考虑热伸长的问题，宜由一端定位。2）轴承的间隙是否需要调整。3）整个轴的轴向位置是否需要调整。4）在有轴向载荷的

52、情况下不宜采用弹簧卡圈。5）加工和装配的工艺性等。5.2.1 I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次87。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，乂通过滑移齿轮传动力至II轴。5.2.2 II轴的设计II轴上为4个固连齿轮，3个为与I轴配合的齿轮，3各与III轴配合。有两个公用齿轮，相应花键轴段尺寸为6-3228X7，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。5.2.3 III轴的设计III轴上有3联滑移齿轮，与II轴的3个固定齿轮啮合。与之配合的相应花键轴段尺寸为6-3530X10o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。5.2.4带轮轴的设计带齿轮轴套在主轴左端的套筒内。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轴径皮带轮传至带轮轴，再通过右边齿轮将动力传出。5.2.5IV轴的设计W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义盘用螺栓固连在一起，进而达到变速目的。