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1、精密車床主軸箱及變速箱系統(tǒng)設計1目錄目錄緒論緒論 .1 11概述概述 .5 51.1機床主軸箱課程設計的目的 .51.2設計任務和主要技術要求 .51.3 操作性能要求.62.技術參數(shù)確定與方案設計技術參數(shù)確定與方案設計.6 62.1原始數(shù)據(jù) .62.2開展CM6132功能原理設計.63運動設計運動設計 .7 73.1確定轉速極速 .73.1.1計算主軸最高轉速.93.1.2計算主軸最低轉速.103.1.3確定主軸標準轉速數(shù)列.113.2 主電動機的選擇.123.3變速結構的設計 .143.3.1 主變速方案擬定.143.3.2 擬定變速結構式.143.3.3擬定變速結構網(wǎng).153.3.4 驗
2、算變速結構式.16精密車床主軸箱及變速箱系統(tǒng)設計23.4繪制轉速圖 .173.5 齒輪齒數(shù)的估算.203.6 主軸轉速誤差.234.動力設計動力設計.26264.1電機功率的確定 .264.2確定各軸計算轉速 .264.3 帶輪的設計.274.4傳動軸直徑的估算 .304.5齒輪模數(shù)的確定 .334.6主軸軸頸的直徑 .364.6.1主軸懸伸量a.364.6.2主軸最佳跨距的確定和軸承的選擇.360L4.6.3主軸組件剛度驗算.375. 結構設計結構設計 .38385.1齒輪的軸向布置 .395.2傳動軸及其上傳動元件的布置 .405.2.1 I軸的設計 .425.2.2 II軸的設計.425
3、.2.3 III軸的設計.425.2.4 帶輪軸的設計.425.2.5 軸的設計.435.2.6主軸的設計.435.2.7 主軸組件設計.43精密車床主軸箱及變速箱系統(tǒng)設計35.3齒輪布置的注意問題 .445.4主軸與齒輪的連接 .445.5 潤滑與密封.455.6 其他問題.456.總結總結.46467.致謝致謝.47478.參考資料參考資料.47471概述概述1.1機床主軸箱課程設計的目的機床主軸箱課程設計的目的機床課程設計，是在學習過課程機械系統(tǒng)設計之后進行的實踐性教學環(huán)節(jié)。其目的在于通過機床運動機械變速傳動系統(tǒng)的結構設計，使學生在擬定傳動和變速的結構方案過程中，得到設計構思，方案分析，
4、結構工藝性，機械制圖，零件計算，編寫技術文件和查閱技術資料等方面的綜合訓練，樹立正確的設計思想，掌握基本的設計方法，并培養(yǎng)學生具有初步的結構分析，結構設計和計算能力。精密車床主軸箱及變速箱系統(tǒng)設計41.2設計任務和主要技術要求設計任務和主要技術要求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(nèi)容，其中還有A
5、0大圖紙的CM6132車床主傳動的裝配圖。本次課程設計是畢業(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。1.3 操作性能要求操作性能要求1）具有皮帶輪卸荷裝置2）手動操縱雙向摩擦片離合器實現(xiàn)主軸的正反轉及停止運動要求3）主軸的變速由變速手柄完成2.技術參數(shù)確定與方案設計技術參數(shù)確定與方案設計2.1原始數(shù)據(jù)原始數(shù)據(jù)(1)機床主參數(shù)：Dmax=320mm。(2)
6、刀具材料：高速鋼或硬質(zhì)合金。精密車床主軸箱及變速箱系統(tǒng)設計5(3)工件材料：鋼或鑄鐵。2.2開展開展CM6132功能原理設計功能原理設計畫出車削加工的運動功能圖，寫出車削加工的運動功能結構式。 圖1 車床運動功能圖和運動功能式繪出傳動原理圖。 圖2 車削加工的傳動原理圖精密車床主軸箱及變速箱系統(tǒng)設計63運動設計運動設計根據(jù)機床的規(guī)格、用途和常用的切削用量，以及與同類型機床的類別分析，確定機床主運動的極限轉速、主軸轉速的合理分布，從而確定主運動傳動系統(tǒng)的公比和級數(shù)。擬定傳動系統(tǒng)的結構方案（結構式、結構網(wǎng)設計），分配分變速組的傳動比，確定齒輪齒數(shù)，繪制其傳動系統(tǒng)圖，并計算校核其轉速誤差。3.1確定
7、轉速極速確定轉速極速調(diào)查和分析所設計機床上可能進行的工序，從中選擇要求最高、最低轉速的典型工序。按照典型工序的切削速度和刀具直徑（或工件直徑）計算最高、最低轉速（即極限轉速）和。計算公式如下： =1000 =1000式中：分別為主軸最高、最低轉速、（r/min）； 分別為最高、最低切削速度；、（m/min） 分別為最大、最小計算直徑。、（m）應當指出，通用機床的并不是機床上可能加工的最大和最小和直徑，而是指常用的經(jīng)濟加工的最大和最小直徑。對于通用機床，一般取： =kD精密車床主軸箱及變速箱系統(tǒng)設計7 = 式中：D可能加工的最大直徑（mm）； K系數(shù)，根據(jù)對現(xiàn)有同類型機床使用情況的調(diào)查確定（搖臂
8、鉆床，k=1.0;普通車床，K=0.5）； 計算直徑范圍（=0.20.25）。就本課程設計的Dmax=320mm的精密臥式車床設計，取K=0.5、=0.25。 =kD=0.5320mm=160mm; =0.25160mm=40mm。minddRmaxd3.1.1計算主軸最高轉速計算主軸最高轉速根據(jù)設計要求，及其刀具和工件的材料，查資料可知，用硬質(zhì)合金刀具加工易切碳鋼時，主軸轉速最高，一般=150250m/min。按經(jīng)驗，并考慮切削用量資料，取=250m/min。則=1990r/min10001000 250 160根據(jù)標準公比的標準數(shù)列表，取=2000r/min。3.1.2計算主軸最低轉速計算
9、主軸最低轉速根據(jù)設計要求，及其刀具和工件的材料，查資料可知，用高速鋼刀具加工精密車床主軸箱及變速箱系統(tǒng)設計8灰鑄鐵時，主軸轉速最低。按經(jīng)驗，并考慮切削用量資料，取=13.8m/min。則=27.5r/min10001000 13.8 160用高速鋼刀具,精車合金鋼材料的梯形螺紋（絲杠），加工絲杠的最大直徑為32mm,取=1.5m/min。則=14.9r/min10001000 1.5 32綜合同類型機床，取=19r/min。3.1.3確定主軸標準轉速數(shù)列確定主軸標準轉速數(shù)列 主軸變速范圍 =105 =200019 Z=18 =1.31 117105由于我國機床專業(yè)標準GC58-60規(guī)定了的七個
10、標準公比：1.06、1.12、1.26、1.41、1.58、1.78和2。取=1.26。查標準數(shù)列表，按常規(guī)計算各軸轉速為：19、23.6、30、37.5、47.5、60、75、95、118、150、190、236、300、375、475、600、750、950、1180、1500、1900?？煽闯龉灿?1級轉速，且無法達到最高轉速=2000r/min。精密車床主軸箱及變速箱系統(tǒng)設計9故綜合同類型機床對其轉速進行調(diào)整，使其滿足=2000r/min，=19r/min，Z=18.求出各級轉速為：19、38、50、62、76、100、125、200、250、305、390、500、610、785、1
11、000、1580、2000。 3.2 主電動機的選擇主電動機的選擇合理的確定電機功率P，使機床既能充分發(fā)揮其使用性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素?，F(xiàn)在以常見的中碳鋼為工件材料，取45號鋼，正火處理，車削外圓，表面粗糙度=3.2mm。采用車刀具，可轉位外圓車刀，刀桿尺寸：16mm 25mm。aR刀具幾何參數(shù)：=15 ，=6 ，=75 ，=15 ，=0 ，=-0o0ororoo0110 ，b=0.3mm，r =1mm。o1re現(xiàn)以確定粗車是的切削用量為設計：確定背吃刀量和進給量f， 取3mm，f取0.2。paparmm確定切削速度，取V =1.7。csm機床功率的計算，主切削
12、力的計算 ：主切削力的計算公式及有關參數(shù)：F =9.81 ZFcn60FcCFcZaFcZfFcZvFcK =9.81270 30.92 0.9515. 0600.20.7515. 07 . 1 =1038（N）切削功率的計算 =1038 1.7=1.8（kW）cPcFcv310310精密車床主軸箱及變速箱系統(tǒng)設計10依照一般情況，取機床變速效率=0.8.=2.3(kW)ZP1.80.8根據(jù)Y系列三相異步電動機的技術數(shù)據(jù),Y系列三相異步電動機為一般用途全封閉自扇冷式籠型異步電動機，具有防塵埃、鐵屑或其他雜物侵入電動機內(nèi)部的特點，B級絕緣，工業(yè)環(huán)境溫度不超過+40，相對濕度不超過95%，海拔高度
13、不超過1000m，額定電壓380V，頻率50Hz。適用于無特殊要求的機械上，如機床，泵，風機，攪拌機，運輸機，農(nóng)業(yè)機械等。根據(jù)以上計算，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3-1.表3-1 Y100L2-4型電動機技術數(shù)據(jù)電動機型號額定功率/KW滿載轉速/rmp額定轉矩/N.m最大轉矩/N.mY100L2-4314302.22.3至此，可得到下表3-2中的車床參數(shù)。 表3-2 車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)表工件最大回轉直徑(mm)maxD最高轉速( maxn)minr最低轉速( minn)minr電機功率P（kW）公比轉速級數(shù)Z3202
14、0001931.2618精密車床主軸箱及變速箱系統(tǒng)設計113.3變速結構的設計變速結構的設計3.3.1 主變速方案擬定主變速方案擬定擬定變速方案，包括變速型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱等整個變速系統(tǒng)的確定。變速型式則指變速和變速的元件、機構以及組成、安排不同特點的變速型式、變速類型。變速方案和型式與結構的復雜程度密切相關，和工作性能也有關系。因此，確定變速方案和型式，要從結構、工藝、性能及經(jīng)濟等多方面統(tǒng)一考慮。變速方案有多種，變速型式更是眾多，比如：變速型式上有集中變速，分離變速；擴大變速范圍可用增加變速組數(shù)，也可采用背輪結構、分支變速等型式；變速箱上既可用多速電機，也可用交換齒輪、滑移
15、齒輪、公用齒輪等。顯然，可能的方案有很多，優(yōu)化的方案也因條件而異。此次設計中，我們采用分離變速型式的主軸變速箱。3.3.2 擬定變速結構式擬定變速結構式由于結構上的限制，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=2n3m.對于18級傳動，其結構式可為以下三種形式：18=332；18=323；18=233；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：18=332。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有三對齒輪分別嚙合，可
16、得到三種不同的傳動速度，故從軸I到軸III可得到33=9種不同的傳動速度；同理，軸III到軸IV有兩對齒輪分別嚙合，可得到兩精密車床主軸箱及變速箱系統(tǒng)設計12種不同的傳動速度，故從軸I到軸IV共可得到332=18種不同的傳動轉速。設計車床主變速傳動系時，為避免從動齒輪尺寸過大而增加箱體的徑向尺寸，在降速變速中，一般限制限制最小變速比 41minu；為避免擴大傳動誤差，減少震動噪聲，在升速時一般限制最大轉速比2maxu。斜齒圓柱齒輪傳動較平穩(wěn)，可取。因此在主變速鏈任一變速組的最5 . 2maxu大變速范圍。在設計時必須保證中間)108(25. 0)5 . 22(minmaxmaxuuR變速軸的變
17、速范圍最小。3.3.3擬定變速結構網(wǎng)擬定變速結構網(wǎng)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3)。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?？紤]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：18=31232918:級數(shù)。3，3，2：按傳動順序的各傳動組的傳動副數(shù)。1，3，9：各傳動組中級比間的空格
18、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3為該傳動的結構網(wǎng)。精密車床主軸箱及變速箱系統(tǒng)設計13 圖3 18=312329結構網(wǎng)3.3.4 驗算變速結構式驗算變速結構式主軸的變速范圍應等于住變速傳動系中各個變速組變速范圍的乘積，即：inRRRRR210檢查變速組的變速范圍是否超過極限值時，只需檢查最后一個擴大組。因為其他變速組的變速范圍都比最后擴大組的小，只要最后擴大組的變速范圍不精密車床主軸箱及變速箱系統(tǒng)設計14超過極限值，其他變速組就不會超過極限值。 2= 2(2 1)其中，, = 1.262= 9 2= 2=8，符合要求。2= 1.2
19、69 (2 1)3.4繪制轉速圖繪制轉速圖（1）繪制常規(guī)的轉速圖時，要注意，為了結構緊湊，減小振動和噪聲，通常限制：a：最小傳動比Imin=1/4;b：最小傳動比Imax=2(斜齒輪 120(7)確定三角帶根數(shù)Z根據(jù)公式00calpzpp k k查表由=90和及查表，由單根A型VDmm1= 1200/1= 1460/帶的額定功率分別是0.93KW和1.07KW，用線性插值法求得時的1= 1430/額定功率KW。= 1.05查= 0.14KW,0p查表=0.97；長度系數(shù)=0.89klk =(+ )=3.6(1.05 + 0.14) 0.97 0.89= 3.5取 根 = 4(8)計算初拉力查表
20、得V帶質(zhì)量q=0.1kg/m，則初拉力為20)5 . 2(500qvkkvZpFca式中： -帶的變速功率,KW；cap v-帶速,m/s； q-每米帶的質(zhì)量，kg/m；取q=0.1kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 = 500 3.66.74 4(2.5 0.970.97)+ 0.1 6.742109.85(9)計算作用在軸上的壓軸力精密車床主軸箱及變速箱系統(tǒng)設計27 =24109.85=874N= 2sin12sin1682(10)帶輪結構 小帶輪結構 =90采用實心式，查電動機軸頸，由表查得 Dmm0= 28 e=150.3mm , f=mm10+ 2 1輪轂寬
21、：帶輪=（1.52）0=（1.52） 28 = 4256其最終寬度結合安裝帶輪的軸段確定輪緣寬：=(4-1)15+210=65mm帶輪=（ 1） + 2 大帶輪結構 =150采用孔板式,輪緣寬可與小帶輪相同，輪轂寬可與軸的結構設計同步2mm。 同理及計算方法，求得III軸到VI軸傳動皮帶的結構參數(shù)， B型V帶 ，Z=2。1= 178 ,2= 200。4.4傳動軸直徑的估算傳動軸直徑的估算傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反復載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大變形。因此疲勞強度一般不失是主要矛盾，除了載荷很大的情況外，可以不必驗
22、算軸的強度。剛度要求保證軸在載荷下不至發(fā)生過大的變形。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。根據(jù)公式，并查得到取1. mmnPdj491 軸的直徑：取110.96,858 / minjnr精密車床主軸箱及變速箱系統(tǒng)設計28 4433 0.96919121.9858 1jdmmn取d=30mm.軸的直徑：取2120.98 0.99 0.990.922,350 / minjnr 4433 0.922919127.1350 1jdmmn取d=32mm軸的直徑：取3230.98 0.990.89,175 / minjnr 4433 0.89919131.98175 1jdmmn取d=35mm軸的直徑：取3
23、230.98 0.990.89,62 / minjnr 4433 0.89919141.4562 1jdmmn取d=40mm其中：P-電動機額定功率（kW）；-從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積；-該傳動軸的計算轉速（）；jnminr -傳動軸允許的扭轉角（），一般傳動軸,取 deg/ m= 0.51。= 1當軸上有鍵槽時，d值應相應增大45%;當軸為花鍵軸時，可將估算的d值減小7%為花鍵軸的小徑;空心軸時，d需乘以計算系數(shù)b。、和為花鍵軸，主軸為空心軸。因為矩形花鍵定心精度高，定心穩(wěn)定性好，能用磨削的精密車床主軸箱及變速箱系統(tǒng)設計29方法消除熱處理變形，定心直徑尺寸公差和位置公差都能
24、獲得較高的精度，故我采用矩形花鍵連接。按規(guī)定，矩形花鍵的定心方式為小徑定19871144TGB心。查矩形花鍵的基本尺寸系列，定花鍵軸的規(guī)格 ；軸花鍵軸的規(guī)格；630 26 7NDdB為632 28 7NDdB為軸花鍵軸的規(guī)格；軸花鍵軸的規(guī)格635 30 10NDdB為。640 35 10NDdB為這里需要說明三點：（1）花鍵軸參數(shù)尺寸代表Z-Ddb。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5 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，帶輪軸做成中空軸套，
25、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1：1.12傳動。精密車床主軸箱及變速箱系統(tǒng)設計304.5齒輪模數(shù)的確定齒輪模數(shù)的確定齒輪模數(shù)的估算。通常同一變速組內(nèi)的齒輪取相同的模數(shù)，如齒輪材料相同時，選擇負荷最重的小齒輪，根據(jù)齒面接觸疲勞強度和齒輪彎曲疲勞強度條件進行估算模數(shù)和，并按其中較大者選取相近的標準模數(shù)，為簡化工藝HmFm變速傳動系統(tǒng)內(nèi)各變速組的齒輪模數(shù)最好一樣，通常不超過23種模數(shù)。先計算最小齒數(shù)齒輪的模數(shù)，齒輪選用直齒圓柱齒輪及斜齒輪傳動，查手冊齒輪精度選用7級精度，選擇小齒輪材料為4
26、5鋼 (調(diào)質(zhì))，硬度為220HBS和260HBS：a變速組：分別計算各齒輪模數(shù)，先計算最小齒數(shù),的齒輪。1= 17 2= 42初步計算傳動的主要尺寸根據(jù)公式：1 2.3232( 1)()2小齒輪傳遞轉矩為2= 9.55 1063858= 3.34 104/因v值未知，值不能確定，可初步選載荷系數(shù),初選= 1.11.8= 1.5。非對稱安裝，取齒寬系數(shù)=0.3。查得彈性系數(shù)。= 189.8 齒數(shù)比u=42/17=2.4。按齒面硬度查圖，得,1= 600 2= 560假設該機床工作壽命10年，每年工作300天，兩班制，工作平穩(wěn)，齒輪轉向不變。則，大齒輪和小齒輪的應力循環(huán)次數(shù)分別為： 1= 601=
27、 60 858 1 1.0 300 16 = 2.47 109精密車床主軸箱及變速箱系統(tǒng)設計31 2= 602= 60 347.29 1 1.0 300 16 = 1.0 108查資料的,1= 0.95 2= 1.09 取安全系數(shù)= 1 1=11= 0.95 6001= 570 2=22= 1.09 5601= 610.4取=11 2.3231.5 3.34 104(2.4 1)0.3 2.4 (189.8570)2 = 53.92計算模數(shù)計算載荷系數(shù) 查得使用系數(shù)= 1.0 因，查得動載荷系數(shù) =1160 1000= 63.92 85860 1000= 2.87/，由表查得齒向載荷分布系數(shù)，
28、則載荷系數(shù)為= 1.11= 1.151.2765 = = 1.0 1.11 1.15 =對進行修正 1因K與有較大的差異，故需對由計算出的進行修正，即1 1= 13K= 53.9231.27651.5= 51.1確定模數(shù) 2.85=11=51.117=取= 2.5傳動尺寸 兩分度圓直徑 1= 1= 2.5 17 = 42.52= 1= 2.5 42 = 105精密車床主軸箱及變速箱系統(tǒng)設計32中心距 =12(1+ 2)=12 2.5 (17 + 42)= 73.75齒寬, = 2= 0.3 42.5 = 12.75 盡可能圓整為5的倍數(shù)，取 1、21= 15、2= 15尺高 = 2.25= 2
29、.25 2.5 = 5.625為了便于設計和制造，同一傳動組內(nèi)的齒輪的模數(shù)常取相同，此時，各傳動齒輪副的齒輪齒數(shù)和相同。則在變速箱職中，每根傳動軸上各齒輪的模數(shù)均為。= 2.5而在主軸箱中，用上述方法也取得第一對傳動副齒輪的模數(shù)，= 2.5而在傳動鏈中，最后一個背輪機構中，變速范圍較大，各傳動副對應傳動的扭矩的差別也較大，為合理利用材料，常采用不同的模數(shù)，且在同一傳動組內(nèi)正常只限用于用兩種模數(shù)。由于傳動副軸心線距離必須相等，即11= 22 、分別為兩種模數(shù)；12 、分別為、兩傳動副的齒數(shù)和。1212 則得。2.5 (27 + 63)= 2(17 + 58)2= 34.6主軸軸頸的直徑主軸軸頸的
30、直徑主軸的外徑尺寸，關鍵是主軸前軸頸的（前支撐處）的直徑。選定后1D1D，其他部位的外徑可隨之而定。一般是通過筒規(guī)格的機床類比分析加以確定1D。320mm車床，P=3KW查手冊，前軸頸應,初選,后軸頸170 90D 172Dmm取。12)85. 07 . 0(DD 255Dmm因為主軸為空心軸，其內(nèi)孔直徑d/0.7,取主軸當量直徑D精密車床主軸箱及變速箱系統(tǒng)設計33；則d44.45，取d=35mm。557263.52Dmm4.6.1主軸懸伸量主軸懸伸量a主軸懸伸量的大小往往受結構限制，主要取決于主軸端部的結構形式及尺寸、刀具或夾具的安裝方式、前軸承的類型及配置、潤滑與密封裝置的結構尺寸等。主軸
31、設計時，在滿足結構的前提下，應最大限度的縮短主軸懸伸量a。根據(jù)結構,對于精密機床a/=0.61.5=43.2108mm，定懸伸長度。1D105amm4.6.2主軸最佳跨距主軸最佳跨距的確定的確定和軸承的選擇和軸承的選擇0L支撐跨距L，當前多數(shù)機床的主軸采用前后兩個支撐，結構簡單，制造、裝配方便，容易保證精度，但是，由于兩支撐主軸的最佳支距一般較短，結0L構設計難于實現(xiàn)，故可采用三支撐結構。但精密車床CM6132轉速的變化范圍大，主軸需正反轉，對機床的穩(wěn)定性要求高，故采用滑動軸承，選用內(nèi)圓外錐式多油楔軸承。其內(nèi)表面加工出三個偏心圓弧槽（油囊），均勻分布在圓周上，深為0.2mm。所以主軸無論正反轉
32、都能形成三個油楔。主軸中間裝兩個推力球軸承（D8112），使主軸軸向定位。后端作為輔助支承，選用一對深溝球軸承6011（GB/T 276-94）。為了提高剛度，應盡量縮短主軸的外伸長度。選擇適當?shù)闹慰缇?，aL一般推薦取： aL=35，跨距小時，軸承變形對軸端變形的影響大。所以，軸承剛度小時，L應選大值，軸剛度差時，則取小值。aL跨距的大小，很大程度上受其他結構的限制，常常不能滿足以上要求。L精密車床主軸箱及變速箱系統(tǒng)設計34安排結構時力求接近上述要求。根據(jù)資料及設計經(jīng)驗可知,主軸跨距=(35)a=315525mm,初選=329mm0L0L。4.6.3主軸組件剛度驗算主軸組件剛度驗算（1）主軸
33、彎曲剛度的驗算 由于CM6132車床主軸為空心，則其彎曲剛度為=30(4 4)2( + )、主軸軸承之間的當量外徑和主軸內(nèi)孔直徑。=4 = 14 =4554 110.5 + 604 85.5 + 724 133329= 64.49那么，對于精密機床，要求=30 (64.494 354)1052(329 + 105)= 99.09，那么主軸的彎曲剛度滿足要求。 50 (2)主軸扭轉剛度的驗算 =.180式中：扭矩Ncm； G剪切彈性模量N/cm2 ，?。籊 = 8.1 106N/cm2 截面極慣性矩，實心軸；= 0.14 D、L軸的直徑和工作長度，D=63.5mm=6.35cm，L=329mm=
34、32.9cm； N主軸傳遞功率，N=3KW； 主軸計算轉速，=。60.3r / min精密車床主軸箱及變速箱系統(tǒng)設計35則 = 955 103360.3= 4.8 105Ncm = 0.14(1 4)= 0.141 ()4= 0.1 6.3541 (3.56.35)4= 147.584 =32.9 4.8 1058.1 106 147.58= 0.013按要求，主軸扭轉角不超過,而 =，則滿足要求。0.225 0.013 0.2255. 結構設計結構設計結構設計包括主軸箱、變速箱的結構、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、操縱機構和潤滑裝置的結構設
35、計和布置等等。主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外，著重考慮以下幾個方面的問題。精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結構工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標準化和通用化的原則。主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點，由于結構復雜，設計中不可避免要經(jīng)過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。目的是：布置傳動件及選擇結構方案。檢驗傳動設計的結果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時改正。確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置，以確定各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數(shù)據(jù)。精密車
36、床主軸箱及變速箱系統(tǒng)設計365.1齒輪的軸向布置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(nèi)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(nèi)m=3mm，b2=20mm，故變速箱內(nèi)相鄰固定齒輪間距離B應不小于32mm。圖7 齒輪的軸向布置精密車床主軸箱及變速箱系統(tǒng)設計375.2傳動軸及其上傳動元件的布置傳動軸及其上傳動元件的布置機床
37、傳動軸，廣泛采用滾動軸承作支撐。軸上要安裝齒輪、離合器和制動器等。傳動軸應保證這些傳動件或機構能正常工作。首先傳動軸應有足夠的強度、剛度。如撓度和傾角過大，將使齒輪嚙合不良，軸承工作條件惡化，使振動、噪聲、空載功率、磨損和發(fā)熱增大；兩軸中心距誤差和軸芯線間的平行度等裝配及加工誤差也會引起上述問題。傳動軸可以是光軸也可以是花鍵軸。成批生產(chǎn)中，有專門加工花鍵的銑床和磨床，工藝上并無困難。所以裝滑移齒輪的軸都采用花鍵軸，不裝滑移齒輪的軸也常采用花鍵軸。花鍵軸承載能力高，加工和裝配也比帶單鍵的光軸方便。軸的部分長度上的花鍵，在終端有一段不是全高，不能和花鍵空配合。這是加工時的過濾部分。一般尺寸花鍵的滾
38、刀直徑為6585。刀Dmm機床傳動軸常采用的滾動軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升、空載功率和噪聲等方面，球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越。而且滾錐軸承對軸的剛度、支撐孔的加工精度要求都比較高。因此球軸承用的更多。但是滾錐軸承內(nèi)外圈可以分開，裝配方便，間隙容易調(diào)整。所以有時在沒有軸向力時，也常采用這種軸承。選擇軸承的型號和尺寸，首先取決于承載能力，但也要考慮其他結構條件。同一軸心線的箱體支撐直徑安排要充分考慮鏜孔工藝。成批生產(chǎn)中，廣泛采用定徑鏜刀和可調(diào)鏜刀頭。在箱外調(diào)整好鏜刀尺寸，可以提高生產(chǎn)率和加工精度。還常采用同一鏜刀桿安裝多刀同時加工幾個同心孔的工藝。下面分析幾種鏜孔方式：對于支撐跨距長的箱體孔，要從
39、兩邊同時進行加工；支撐跨距比較短的，可以從一邊（叢大孔方面進刀）伸進鏜桿，同時加工各孔；對中間孔徑比兩端大的箱體，鏜中間孔必須在箱內(nèi)調(diào)刀，設計時應盡可能避免。既要滿足承載能力的要求，又要符合孔加工工藝，可以用輕、中或重系列精密車床主軸箱及變速箱系統(tǒng)設計38軸承來達到支撐孔直徑的安排要求。兩孔間的最小壁厚，不得小于510，以免加工時孔變形。mm花鍵軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個應小于花鍵的內(nèi)徑。一般傳動軸上軸承選用級精度。G傳動軸必須在箱體內(nèi)保持準確位置，才能保證裝在軸上各傳動件的位置正確性，不論軸是否轉動，是否受軸向力，都必須有軸向定位。對受軸向力的軸，其軸向定位就更重要?；剞D的軸向定位（包
40、括軸承在軸上定位和在箱體孔中定位）在選擇定位方式時應注意：1）軸的長度。長軸要考慮熱伸長的問題，宜由一端定位。2）軸承的間隙是否需要調(diào)整。3）整個軸的軸向位置是否需要調(diào)整。4）在有軸向載荷的情況下不宜采用彈簧卡圈。5）加工和裝配的工藝性等。5.2.1 I軸的設計軸的設計I軸上為三聯(lián)滑移齒輪，相應的花鍵軸段尺寸為6-32287。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。5.2.2 II軸的設計軸的設計II軸上為4個固連齒輪， 3個為與I軸配合的齒輪， 3各與III軸配合。有兩個公用齒輪
41、，相應花鍵軸段尺寸為6-精密車床主軸箱及變速箱系統(tǒng)設計3932287，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。5.2.3 III軸的設計軸的設計III軸上有3聯(lián)滑移齒輪，與II軸的3個固定齒輪嚙合。與之配合的相應花鍵軸段尺寸為6-353010。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。5.2.4 帶輪軸的設計帶輪軸的設計帶齒輪軸套在主軸左端的套筒內(nèi)。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(diào)整其軸向位置。動力從III軸徑皮帶輪傳
42、至帶輪軸，再通過右邊齒輪將動力傳出。5.2.5 軸的設計軸的設計軸實際上是背輪機構，其上2個滑移齒輪，與控制主軸內(nèi)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6-403510。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9級轉速。若撥動滑移齒輪，使與之固聯(lián)的撥叉主軸上齒輪直接與帶輪軸齒輪嚙合時，主軸將得到高9級轉速。5.2.6主軸的設計主軸的設計主軸上裝有受軸（背輪機構）上撥叉盤控制的內(nèi)齒離合器，以及固連在精密車床主軸箱及變速箱系統(tǒng)設計40主軸上的與V軸右端小齒輪的齒輪。當IV軸齒輪直接與內(nèi)齒離合器嚙合時，
43、主軸將得到高9級轉速。當脫開時，固聯(lián)齒輪與背輪機構恰好接通，通過兩個降速1：2.5和1：3.12，主軸將得到低9級轉速。5.2.7 主軸組件設計主軸組件設計主軸組件結構復雜，技術要求高。安裝工件（車床）或者刀具（銑床、鉆床等）的主軸參予切削成形運動，因此它的精度和性能直接影響加工質(zhì)量（加工精度和表面粗糙度），設計時主要圍繞著保證精度、剛度和抗振性，減少溫升和熱變形等幾個方面考慮。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。
44、本設計，前支撐作為主要支撐點，選擇內(nèi)圓外錐式滑動軸承，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。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(nèi)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(diào)整其軸向間隙，內(nèi)圓外錐式滑動軸承可通過雙向背帽調(diào)整其徑向間隙。前錐孔用來裝頂尖或其他工具錐柄，要求能自鎖，目前采用莫氏錐孔。精密車床主軸箱及變速箱系統(tǒng)設計415.3齒輪
45、布置的注意問題齒輪布置的注意問題滑移齒輪進出嚙合的一端要圓齒，有規(guī)定的形狀和尺寸。圓齒和倒角性質(zhì)不同，加工方法和畫法也不一樣，應予注意。選擇齒輪塊的結構要考慮毛坯形式（棒料、自由鍛或模鍛）和機械加工時的安裝和定位基面。盡可能做到省工、省料又易于保證精度。齒輪磨齒時，要求有較大的空刀（砂輪）距離，因此多聯(lián)齒輪不便于做成整體的，一般都做成組合的齒輪塊。有時為了縮短軸向尺寸，也有用組合齒輪的。要保證正確嚙合，齒輪在軸上的位置應該可靠。滑移齒輪在軸向位置由操縱機構中的定位槽、定位孔或其他方式保證，一般在裝配時最后調(diào)整確定5.4主軸與齒輪的連接主軸與齒輪的連接齒輪與主軸的連接可以用花鍵或者平鍵；軸做成圓
46、柱體，或者錐面（錐度一般取1：15左右）。錐面配合對中性好，但加工較難。平鍵一般用一個或者兩個（相隔180度布置），兩國特鍵不但平衡較好，而且平鍵高度較低，避免因齒輪鍵槽太深導致小齒輪輪轂厚度不夠的問題。5.5 潤滑與密封潤滑與密封 主軸轉速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨的油管將油引到軸承處。 主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種： 1）堵加密封裝置防止油外流。 主軸轉速高，多采用非接觸式的密封裝置，形式很多，一種軸與軸承蓋之間留0精密車床主軸箱及變速箱系統(tǒng)設計42.10.3的間隙（間隙越小，密封效果越好，但工藝困難）。還有一種是在mm軸承蓋的孔內(nèi)開一個或幾個并列的
47、溝槽（圓弧形或 形），效果比上一種好些v。在軸上增開了溝槽（矩形或鋸齒形），效果又比前兩種好。 在有大量切屑、灰塵和冷卻液的環(huán)境中工作時，可采用曲路密封，曲路可做成軸向或徑向。徑向式的軸承蓋要做成剖分式，較為復雜。 2）疏導在適當?shù)牡胤阶龀龌赜吐?，使油能順利地流回到油箱?.6 其他問題其他問題 主軸上齒輪應盡可能靠近前軸承，大齒輪更應靠前，這樣可以減小主軸的扭轉變形。 當后支承采用推力軸承時，推力軸承承受著前向后的軸向力，推力軸承緊靠在孔的內(nèi)端面，所以，內(nèi)端面需要加工，端面和孔有較高的垂直度要求，否則將影響主軸的回轉精度。支承孔如果直接開在箱體上，內(nèi)端面加工有一定難度。為此，可以加一個杯形套
48、孔解決，套孔單獨在車床上加工，保證高的端面與孔德垂直度。 主軸的直徑主要取決于主軸需要的剛度、結構等。各種牌號鋼材的彈性模量基本一樣，對剛度影響不大。主軸一般選優(yōu)質(zhì)中碳鋼即可。精度較高的機床主軸考慮到熱處理變形的影響，可以選用或其他合金鋼。主軸頭部需要淬火，Cr40硬度為5055。其他部分處理后，調(diào)整硬度為220250。RCHB精密車床主軸箱及變速箱系統(tǒng)設計436.總結總結經(jīng)過緊張而又辛苦的兩周課程設計，當我快要完成老師下達給我們的任務的時候，我仿佛經(jīng)過一次翻山越嶺，登上了高山之巔，頓感心曠神怡，眼前豁然開朗。通過課程設計，使我深深體會到，干任何事都必須要有耐心，細致。課程設計的過程中，許多計
49、算有時不免令我感到心煩意亂；有幾次因為不小心計算出錯，只能毫不情愿的重來。但想到汪老師的耐心指導，想到今后自己應擔當?shù)纳鐣熑?，想到世界上因為某些小失誤而出現(xiàn)的令世人無比震驚的事故時，我不禁時刻提醒自己，一定要養(yǎng)成一種高度負責，認真對待的良好習慣。此次課程設計使我在工作作風上得到了一次難得的磨練。短短的兩周課程設計使我發(fā)現(xiàn)了自己所掌握的知識是如此缺乏，自己綜合應用所學的專業(yè)知識的能力是如此欠缺。今后我定將努力學習專業(yè)知識，并多與實踐相結合，提升自己的專業(yè)技能。7.致謝致謝 特別感謝汪建中老師在炎炎夏日給予我的悉心指導。感謝董昭妤同學和戴東升同學的熱心幫助。精密車床主軸箱及變速箱系統(tǒng)設計448.
50、參考資料參考資料1.機械系統(tǒng)設計課程設計指導書，機械制造及其自動化系主編2.機床設計圖冊，上海紡織工學院等主編3.金屬切削機床設計簡明手冊，范云漲主編4.實用機床設計手冊，李洪主編5.金屬切削機床設計指導，翁世修主編6.機械工程自動化簡明設計手冊，葉偉昌主編7.切削用量手冊，艾星主編8.金屬切削機床概論教材9.金屬切削機床設計教材10.機械設計教材11.機械系統(tǒng)設計教材12.彭文生等主編. 機械設計. 第1版. 北京：高等教育出版社，200213.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，2008精密車床主軸箱及變速箱系統(tǒng)設計4514.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，2004
CM6132機械系統(tǒng)設計課程設計精密車床主軸箱及變速箱系統(tǒng)設計
