CM6132車床主傳動(dòng)設(shè)計(jì)(修訂版)

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1、引用 CM6132車床主傳動(dòng)設(shè)計(jì) 工藝設(shè)計(jì) 2010-01-19 08:56:58 閱讀551 1.序言 本次課程設(shè)計(jì)任務(wù)是CM6132車床主傳動(dòng)設(shè)計(jì)。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(yùn)轉(zhuǎn)可靠，并且受外界，振動(dòng)，溫度干擾要小，因此，本次設(shè)計(jì)是將車床的主軸箱傳動(dòng)和變速箱傳動(dòng)分開設(shè)計(jì)，以盡量減小變速箱，原電機(jī)振動(dòng)源對(duì)主軸箱傳動(dòng)的影響。 本次課程設(shè)計(jì)包括CM6132車床傳動(dòng)設(shè)計(jì)，動(dòng)力計(jì)算，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)以及主軸校核等內(nèi)容，其中還有A0大圖紙的CM6132車床主傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)圖、 本次課程設(shè)計(jì)師畢業(yè)課程設(shè)計(jì)前一次對(duì)我們大學(xué)四年期間機(jī)械專業(yè)基礎(chǔ)知識(shí)的考核和檢驗(yàn)。它

2、囊括了理論力學(xué)，材料力學(xué)，機(jī)械原理，機(jī)械設(shè)計(jì)，機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)等許多機(jī)械學(xué)科的專業(yè)基礎(chǔ)知識(shí)，因此稱之為專業(yè)課程設(shè)計(jì)。它不僅僅是對(duì)我們專業(yè)知識(shí)掌握情況的考核和檢驗(yàn)，也是一次對(duì)我們所學(xué)的知識(shí)去分析，去解決生產(chǎn)實(shí)踐問題的運(yùn)用。由于本次課程設(shè)計(jì)實(shí)踐恰與2010年考研（及實(shí)習(xí)工作）沖刺期沖突，因此在編寫課程設(shè)計(jì)說明書，設(shè)計(jì)CM6132主傳動(dòng)結(jié)構(gòu)圖的過程中難免有不少紕漏和錯(cuò)誤，懇請(qǐng)老師指正。 ? ? 2.傳動(dòng)設(shè)計(jì) 本次設(shè)計(jì)在分析研究所掌握的資料的基礎(chǔ)上，用計(jì)算法或類比法確定所設(shè)計(jì)主軸變速箱的極限轉(zhuǎn)速公比，求出轉(zhuǎn)速極速，選擇電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速和功率，擬定合適的結(jié)構(gòu)式，結(jié)構(gòu)網(wǎng)和轉(zhuǎn)速圖，然后擬定傳動(dòng)方案并繪制

3、傳動(dòng)系統(tǒng)圖，確定轉(zhuǎn)速比和齒輪齒數(shù)及帶輪直徑等。 2.1確定轉(zhuǎn)速極速 根據(jù)任務(wù)要求，Nmax=2000rpm，Nmin=45rpm，轉(zhuǎn)速公比φ=1.41. 則轉(zhuǎn)速（變速）范圍Rn：Rn=Nmax/Nmin=44.4???????????????????????????????????????????? （1） 依據(jù)φ，Rn，可求得主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)Z: Z=lgRn/lgφ+1=11.98=12?????????? （2） 2.2確定結(jié)構(gòu)式及結(jié)構(gòu)網(wǎng) 由于結(jié)構(gòu)上的限制，變速組中的傳動(dòng)副數(shù)目通常選用2或3為宜，故其結(jié)構(gòu)式為：Z=2^（n）*3^（m）.對(duì)于12級(jí)傳動(dòng)，其結(jié)構(gòu)式可

4、為以下三種形式： 12=3*2*2；12=2*3*2；12=2*2*3； 在電動(dòng)機(jī)功率一定的情況下，所需傳遞的轉(zhuǎn)矩越小，傳動(dòng)件和傳動(dòng)軸的集合尺寸就越小。因此，從傳動(dòng)順序來講，盡量使前面的傳動(dòng)件多以些，即前多后少原則。故本設(shè)計(jì)采用結(jié)構(gòu)式為： 12=3*2*2 圖1中，從軸I到軸II有三隊(duì)齒輪分別嚙合，可得到三種不同的傳動(dòng)速度；從軸II到軸III有兩對(duì)齒輪分別嚙合，可得到兩種不同的傳動(dòng)速度，故從軸II到軸III可得到3*2=6種不同的傳動(dòng)速度；同理，軸III到軸IV有兩對(duì)齒輪分別嚙合，可得到兩種不同的傳動(dòng)速度，故從軸I到軸IV共可得到3*2*2=12種不同的傳動(dòng)轉(zhuǎn)速。 ?????? 圖1

5、 ?3*2*2傳動(dòng)方案 在制定機(jī)床傳動(dòng)方案時(shí)，常將傳動(dòng)鏈特性的相關(guān)關(guān)系畫成圖，以供比較選擇。該圖即為結(jié)構(gòu)網(wǎng)圖。結(jié)構(gòu)網(wǎng)只表示各傳動(dòng)副傳動(dòng)比的相關(guān)關(guān)系，而不表示數(shù)值， 因而繪制成對(duì)稱形式(圖2)。由于主軸的轉(zhuǎn)速應(yīng)滿足級(jí)比規(guī)律（從低到高間成等比數(shù)列，公比為φ），故結(jié)構(gòu)網(wǎng)上相鄰兩橫線間代表一個(gè)公比φ。 為了使一根軸上變速范圍不超過允許值，傳動(dòng)副輸越多，級(jí)比指數(shù)應(yīng)小一些?？紤]到傳動(dòng)順序中有前多后少原則，擴(kuò)大順序應(yīng)采用前小后大的原則，即所謂的前密后疏原則。故本設(shè)計(jì)采用的結(jié)構(gòu)式為： 12=3（1）*2（3）*2（6） 12:級(jí)數(shù)。 3，2，2：按傳動(dòng)順序的各傳動(dòng)組的傳動(dòng)副數(shù)。 1，3，6：各傳動(dòng)

6、組中級(jí)比間的空格數(shù)，也反映傳動(dòng)比及擴(kuò)大順序。 該傳動(dòng)形式反映了傳動(dòng)順序和擴(kuò)大順序，且表示傳動(dòng)方向和擴(kuò)大順序一致。圖2為該傳動(dòng)的結(jié)構(gòu)式。 圖2 ?12=3(1)*2(3)*2(6)結(jié)構(gòu)網(wǎng) ? 2.3繪制轉(zhuǎn)速圖 繪制CM6132車床轉(zhuǎn)速圖前，有必要說明兩點(diǎn)： （1）為了結(jié)構(gòu)緊湊，減小振動(dòng)和噪聲，通常限制：（p26頁） a：最小傳動(dòng)比Imin>=1/4; b：最小傳動(dòng)比Imax<=2(斜齒輪<=2.5); 所以，在一個(gè)變速組中，變速范圍要小于等于8，對(duì)應(yīng)本次設(shè)計(jì)，轉(zhuǎn)速圖中，一個(gè)軸上的傳動(dòng)副間最大不能相差6格。 c：前緩后急原則； 即傳動(dòng)在

7、前的傳動(dòng)組，其降速比小，而在后的傳動(dòng)組，其降速比大。 （2）CM6132車床轉(zhuǎn)速圖與它的主傳動(dòng)系統(tǒng)圖密切相關(guān)。故在繪制它的轉(zhuǎn)速圖錢，先要確定其主傳動(dòng)系統(tǒng)圖。 圖3 ?CM6132普通車床主傳動(dòng)系統(tǒng)圖 如圖3所示，CM6132型普通車床采用分離式傳動(dòng)，即變速箱和主軸箱分離。III，IV軸為皮帶傳動(dòng)。在主軸箱的傳動(dòng)中采用了背輪機(jī)構(gòu)（IV，V同軸線），解決了傳動(dòng)比不能過大（受極限傳動(dòng)比限制）的問題。 CM6132型普通車床（12級(jí)轉(zhuǎn)速，公比φ=1.41）采用了背輪機(jī)構(gòu)后的轉(zhuǎn)速圖，如圖4所示。圖中軸號(hào)的順序?qū)?yīng)傳動(dòng)系統(tǒng)圖圖3. 圖4 ?CM6132型普通車床轉(zhuǎn)速圖 由于最高轉(zhuǎn)速Nm

8、ax=2000rpm，且CM6132機(jī)床功率一般為3.0KW左右。為滿足轉(zhuǎn)速和功率要求，選擇Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)型號(hào)為：Y100L2-4,其技術(shù)參數(shù)見下表. ? 表1 ?Y100L2-4型電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù) ? 2.4 齒輪齒數(shù)的估算 為了便于設(shè)計(jì)和制造，同一傳動(dòng)組內(nèi)各齒輪的模數(shù)常取為相同。此時(shí)，各傳動(dòng)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(huì)發(fā)生根切，或造成其加工齒輪中心孔的尺寸不夠（與傳動(dòng)軸直徑有關(guān)），或造成加工鍵槽（傳遞運(yùn)動(dòng)需要）時(shí)切穿齒根；若齒數(shù)和太大，則齒輪結(jié)構(gòu)尺寸大，造成主傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)龐大。因此，應(yīng)根據(jù)傳動(dòng)軸直徑等適當(dāng)選取。 本次設(shè)計(jì)共包含I-II軸

9、傳動(dòng)組，II-III軸傳動(dòng)組，IV-V傳動(dòng)組和V-VI(主軸)傳動(dòng)組四個(gè)齒輪副傳動(dòng)組?，F(xiàn)根據(jù)各傳動(dòng)組內(nèi)傳動(dòng)副的傳動(dòng)比草擬出多種齒數(shù)和，見下表2，至于具體 每對(duì)傳動(dòng)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(dòng)比齒輪齒數(shù)和及齒數(shù) 2.5帶輪直徑的確定 本次設(shè)計(jì)中，存在著電動(dòng)機(jī)到I軸，III軸到VI的兩組皮帶輪傳動(dòng)，其傳動(dòng)比分別為1.43：1和1:1.一般機(jī)床上采用V帶，根據(jù)電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速和功率即可確定帶型號(hào)，傳動(dòng)帶數(shù)2~5個(gè)最佳。 根據(jù)帶輪傳遞功率和轉(zhuǎn)速，對(duì)于電動(dòng)機(jī)到I軸選擇A型帶，I軸上帶輪直徑D2=180mm，電動(dòng)機(jī)軸上帶輪直徑D1=176mm，采用5根帶。

10、 III軸到IV軸選擇A型帶（A帶直徑小，承載能力強(qiáng)），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(dòng)力計(jì)算 3.1電機(jī)功率的確定 如前所述，對(duì)于國產(chǎn)CM6132普通車床，機(jī)床功率一般為3.0KW.選擇Y100L2-4型號(hào)異步電動(dòng)機(jī)。其額定功率為3KW. 3.2主軸的估算 在設(shè)計(jì)之初，由于確定的僅僅是一個(gè)方案，具體構(gòu)造尚未確定，因此只能根據(jù)統(tǒng)計(jì)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(jī)床主軸前端軸頸的直徑D1 圖5? 機(jī)床主軸結(jié)構(gòu)圖 ?如表3所示，本次設(shè)計(jì)，選擇D1=80mm。 3.

11、2.2主軸后軸頸D2 一般機(jī)床主軸后軸頸D2=（0.7~0.85）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(dòng)軸承配合的那段軸頸，故D1,D2應(yīng)為5的整數(shù)倍。 ? 3.3中間傳動(dòng)軸的初算 根據(jù)生產(chǎn)經(jīng)驗(yàn)，一般機(jī)床每根軸的當(dāng)量直徑d與其傳遞的功率P,計(jì)算轉(zhuǎn)速Nj，以及允許的扭轉(zhuǎn)角[Ф]有如下經(jīng)驗(yàn)公式： d>=11sqrt(sqrt(P/Nj[Ф]))??????????????????????????????????????????? （3） 式中，P：該傳動(dòng)軸傳遞的額定功率，P=η*Pe，單位KW。 ???? ?η：電機(jī)到該軸傳動(dòng)件傳動(dòng)效率總值。 ?

12、???? d：當(dāng)量直徑，單位cm。 ????? Nj：計(jì)算轉(zhuǎn)速，單位rpm。 對(duì)于花鍵軸，軸內(nèi)徑一般要比d小7%。 3.3.1允許扭轉(zhuǎn)角[Ф]的確定 一般，機(jī)床各軸的允許扭轉(zhuǎn)角參考值見表4. 表4 機(jī)床各軸允許扭轉(zhuǎn)角[Ф] 本次設(shè)計(jì)，中間傳動(dòng)軸允許扭轉(zhuǎn)角[Ф]均取1.2°。 3.3.2計(jì)算轉(zhuǎn)速Nj的確定 計(jì)算轉(zhuǎn)速Nj是指主軸或其他傳動(dòng)軸傳遞全部功率的最低轉(zhuǎn)速，對(duì)于等比傳動(dòng)的中型通用機(jī)床，主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速一般為： Nj=Nmin*φ^(Z/3 -1)?? 故本次設(shè)計(jì)，Nj=125rpm。根據(jù)轉(zhuǎn)速圖圖4，即可確定各軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速見下表。 表5 各軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速 3.3.3

13、 各軸傳遞功率的確定 各軸的傳遞功率N=η*Pe。在確定各軸效率時(shí)，不考慮軸承的影響，但在選取各軸齒輪傳遞效率時(shí)，取小值以彌補(bǔ)軸承帶來的誤差。一般機(jī)床上格傳動(dòng)元件的效率見下表。 表6 機(jī)械傳動(dòng)效率 變速箱圓柱齒輪傳動(dòng)選取8級(jí)精度，主軸箱精度要求高，選取7級(jí)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(dāng)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(jī)床各中間傳動(dòng)軸傳遞功率及計(jì)算直徑?????????? 3.4齒輪模數(shù)的估算 按接觸疲勞強(qiáng)度或

14、彎曲強(qiáng)度計(jì)算齒輪模數(shù)比較復(fù)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(biāo)準(zhǔn)齒輪模數(shù)，一般同一變速組中的齒輪取同一模數(shù)，一個(gè)主軸，變速箱中的齒輪采用1~2種模數(shù)。傳動(dòng)功率的齒輪模數(shù)一般取大于2mm。在中型機(jī)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(shí)踐經(jīng)驗(yàn)，按齒面點(diǎn)蝕估算的齒輪中心距有如下公式： A>=370(P/Nj)

15、^(1/3)?????????????????????????????????????????????????（5） 式中，Nj：大齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)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(dòng)齒數(shù)和，對(duì)于最小齒數(shù)和，則有各軸應(yīng)滿足的最低模數(shù)。 故對(duì)于I軸，I

16、I軸，（Z1+Z2）min=48，AI II>=46.9mm，則m>=1.95mm。 ? 對(duì)于II軸，III軸，（Z1+Z2）min=46，AI II>=52.0mm，則m>=2.26mm。 對(duì)于III軸，IV軸，（Z1+Z2）min=76，AI II>=71.4mm，則m>=1.87mm。 因而，對(duì)于變速箱內(nèi)圓柱齒輪傳動(dòng)，統(tǒng)一取m=2.5mm。由于主軸傳遞扭矩大，故對(duì)于主軸箱內(nèi)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(shí)際中，軸上齒輪的傳動(dòng)主要靠周向鍵連接來實(shí)現(xiàn)的，花鍵連接以其對(duì)中性好，導(dǎo)向性能好，應(yīng)力集中小等優(yōu)點(diǎn)獲得廣泛應(yīng)用。因而本次設(shè)計(jì)中，所有的傳動(dòng)軸均采用

17、花鍵軸，通過各軸的當(dāng)量直徑來選取適當(dāng)標(biāo)準(zhǔn)的花鍵軸徑，再通過花鍵軸徑來選取軸上各齒輪傳動(dòng)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(yīng)傳動(dòng)副齒輪齒數(shù)和 這里需要說明三點(diǎn)： （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(yīng)保證齒輪齒根與花鍵軸大徑配合的輪轂面不得小于3~5mm。 （2）如A0圖紙繪制的CM6132車床主傳動(dòng)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(dòng)軸承傳至機(jī)身上

18、，保證主軸的運(yùn)轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)包括主軸箱，變速箱的結(jié)構(gòu)，以及傳動(dòng)件（傳動(dòng)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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和布置等等。 4.1齒輪的軸向布置 本次設(shè)計(jì)中有多處使用了滑移齒輪，而滑移齒輪必須保證當(dāng)一對(duì)齒輪完全脫離后，令一對(duì)齒輪才能進(jìn)入嚙合，否則會(huì)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(yīng)保證留有足夠的空間，至少不少于齒寬的兩倍，并留有Δ=1~2mm的間隙。 齒輪齒寬一般取b1=（6~12）m，對(duì)變速箱內(nèi)齒輪傳動(dòng)副模數(shù)m=2.5mm，我設(shè)計(jì)的齒輪寬

19、度b=6m=15mm 。而對(duì)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(yīng)不小于32mm。 圖7 齒輪的軸向布置 4.2傳動(dòng)軸及其上傳動(dòng)元件的布置 4.2.1 I軸的設(shè)計(jì) 圖8? I軸及其上傳動(dòng)元件布置圖 I軸上為三聯(lián)滑移齒輪，相應(yīng)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(hào)分別為6205，6206。右端為5齒皮帶輪，與I軸平鍵連接，電機(jī)工頭右端V帶輪將動(dòng)力傳至I軸，又通過滑移齒輪傳動(dòng)力至II軸。 4.2.2? II軸的設(shè)計(jì) 圖9? II軸及其上傳動(dòng)元件布置圖 II軸上為5個(gè)固連齒輪，左邊3個(gè)為與I軸配合的齒輪，右邊2各

20、與III軸配合。相應(yīng)花鍵軸段尺寸為6-32*28*7，左，右端均為型號(hào)為6205的深溝球軸承。動(dòng)力從I軸傳至II軸，并通過右邊兩齒輪傳動(dòng)力至III軸。 4.2.3? III軸的設(shè)計(jì) ?圖10? III軸及其上傳動(dòng)元件布置圖 III軸上有2聯(lián)滑移齒輪，與II軸的2個(gè)固定齒輪嚙合。與之配合的相應(yīng)花鍵軸段尺寸為6-35*30*10。左，右均為型號(hào)為6206的深溝球軸承。左端為2齒皮帶輪，動(dòng)力從II軸傳至III軸，再通過左邊的V帶輪傳動(dòng)力至IV軸。 4.2.4? IV軸的設(shè)計(jì) 圖11? IV軸及其上傳動(dòng)元件布置圖 IV 軸實(shí)際上是帶有齒輪，并套在主軸左端的套筒。兩個(gè)型號(hào)為6214的

21、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(dòng)力從III軸徑皮帶輪傳至IV軸，再通過右邊齒輪將動(dòng)力傳出。 4.2.5? V軸的設(shè)計(jì) 圖12? V軸及其上傳動(dòng)元件布置圖 V軸實(shí)際上是背輪機(jī)構(gòu)，其上2個(gè)滑移齒輪，與控制主軸內(nèi)齒離合器滑動(dòng)的撥叉盤用螺栓固連在一起，進(jìn)而達(dá)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(hào)為6206的深溝球軸承。當(dāng)撥動(dòng)滑移齒輪，使左端齒輪與IV軸齒輪嚙合時(shí)，主軸將得到低6級(jí)轉(zhuǎn)速。若撥動(dòng)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(shí)，主軸將得到高8級(jí)轉(zhuǎn)速。 4.2.6主軸的設(shè)計(jì) 圖13? 主

22、軸及其上傳動(dòng)元件布置圖 主軸上裝有受V軸（背輪機(jī)構(gòu)）上撥叉盤控制的內(nèi)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(dāng)IV軸齒輪直接與內(nèi)齒離合器嚙合時(shí)，主軸將得到高6級(jí)轉(zhuǎn)速。當(dāng)脫開時(shí)，故連齒輪與背輪機(jī)構(gòu)恰好接通，通過兩個(gè)1：2.8的減速，主軸將得到低6級(jí)轉(zhuǎn)速。 由于主軸比較長，為提高其剛度，本設(shè)計(jì)采用三支撐方式，其結(jié)構(gòu)要求箱上的3個(gè)支撐孔應(yīng)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(shí)，輔助支撐才起作用。 本設(shè)計(jì)，前支撐作為主要支撐點(diǎn)，選擇雙列短圓柱滾子軸承，型號(hào)為NU316型，它承載能力大，摩擦系數(shù)小，溫升低，

23、極限轉(zhuǎn)速高，能很好的滿足設(shè)計(jì)要求，但不能承受軸向力。本設(shè)計(jì)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(shí)，配合前支撐承受軸向力。后支撐采用內(nèi)圓外錐式滑動(dòng)軸承，一方面，它能滿足高速，高精度，重載，以及同時(shí)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(jī)身上，保證主軸良好的運(yùn)轉(zhuǎn)精度和動(dòng)力性能。各滾動(dòng)軸承均有螺母調(diào)整其軸向間隙，內(nèi)圓外錐式滑動(dòng)軸承可通過雙向背帽調(diào)整其徑向間隙。 4.3主軸的強(qiáng)度校核 主軸作為車床的輸出軸，一方面，通過卡盤帶動(dòng)被夾工件回轉(zhuǎn)，另一方面，由于主軸精度，性能要求較高，導(dǎo)致其結(jié)構(gòu)及其上傳動(dòng)元件布置較復(fù)雜，因而主軸一般都較粗，且均做成

24、中空軸，以保證在同等材料用量下，有較高的強(qiáng)度，剛度以及疲勞強(qiáng)度。 本次設(shè)計(jì)，只針對(duì)主軸進(jìn)行強(qiáng)度校核，其它軸，以及剛度，疲勞強(qiáng)度校核限于篇幅不作討論。 本次設(shè)計(jì)，主軸的動(dòng)力來源有兩種，一是通過背輪機(jī)構(gòu)獲得低6級(jí)轉(zhuǎn)速，一是通過內(nèi)齒離合器獲得高6級(jí)轉(zhuǎn)速。這兩種情況下，主軸的受力狀況顯然不同，因而應(yīng)分別進(jìn)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(jī)身上，故在強(qiáng)度校核時(shí)不考慮切削力的影響。 由于主軸同時(shí)承受彎矩和轉(zhuǎn)矩，在進(jìn)行校核時(shí)，按彎矩和轉(zhuǎn)矩的合成強(qiáng)度條件進(jìn)行校核，根據(jù)第三強(qiáng)度理論，可推得： σc=Mc/W=sqrt（M^2+（ε*T）^2）/W <=

25、[σ-1b]?????????????????????????????????? （6） 本設(shè)計(jì)主軸的材料為經(jīng)調(diào)質(zhì)處理的45鋼，它的許用疲勞強(qiáng)度[σ-1b]=60Mpa。 在驗(yàn)算前，先進(jìn)行一些簡(jiǎn)略處理一簡(jiǎn)化計(jì)算。主軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖13所示，其上傳動(dòng)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(jìn)行受力分析時(shí)，并不將其看做是支撐反力點(diǎn)。左右軸承集中反力作用點(diǎn)，均看做作用在軸承支撐的中點(diǎn)處。現(xiàn)將主軸上各傳動(dòng)元件的作用點(diǎn)位置和距離表示如下： 圖14 主軸及其上元件軸向位置簡(jiǎn)圖 4.3.1 高6級(jí)傳動(dòng)時(shí)強(qiáng)度驗(yàn)算 這種情況下，主軸上右邊的固定齒輪受力，其受力簡(jiǎn)圖如圖1

26、5所示。 轉(zhuǎn)矩? T1=9.55*10^3*P1/N1 =9.55*10^3*3*0.84/45 =531N*m 圓周力? Ft1=T1*10^3/（d1/2） =531*10^3/（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’=

27、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（Mc^2+Mc’^2）=445N*m 因主軸單向回轉(zhuǎn)，視轉(zhuǎn)矩為脈動(dòng)循環(huán)，ε=[σ-1b]/ [σ0b]=0.6，則截面C處的當(dāng)量彎矩為： Mvc1= sqrt（Mc1^2+（ε*T1）^2）=547N*m 軸的受力圖，轉(zhuǎn)矩圖，彎矩圖如圖15所示。 按彎扭合力來校核軸的強(qiáng)度： 截面C處當(dāng)量彎矩最大，故可能為危險(xiǎn)截面。已知Mc=Mvc1=547N*m。[σ-1b]=60Mpa， σc=

28、Mc/W=Mc/0.1dc^3 =547*10^3/（0.1*75^3）=13.0Mpa< [σ-1b]=60Mpa 所以其強(qiáng)度足夠。 圖15 低6級(jí)軸的強(qiáng)度計(jì)算 4.3.2 高6級(jí)傳動(dòng)時(shí)強(qiáng)度計(jì)算 這種情況下，主軸左邊的內(nèi)齒離合器直接與IV軸外齒嚙合。其受力簡(jiǎn)圖如圖16所示。同理有： 轉(zhuǎn)矩? T2=9.55*10^3*P2/N2 =9.55*10^3*3*0.84/355 =67.8N*m 圓周力? Ft2=T2*10^3/（d2/2） =67.8*10^3/（27*3/2）=1674N 徑向力? Fr2=Ft2*tan（20°）=609N 水平面上的支反力：FA2=db

29、/（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（Ma^2+Ma’^2）=249N*m 同理，截面A處的當(dāng)量彎矩為： Mva1= sqrt（Ma1^

30、2+（ε*T2）^2）=252N*m 軸的受力圖，轉(zhuǎn)矩圖，彎矩圖如圖16所示。 同樣，截面A處當(dāng)量彎矩最大，故可能為危險(xiǎn)截面。已知Ma=Mva1=252N*m。[σ-1b]=60Mpa， σa=Ma/W=Ma/0.1dc^3 =252*10^3/（0.1*65^3）Mpa =9.2Mpa< [σ-1b]=60Mpa 所以其強(qiáng)度也足夠。 圖16 高6級(jí)軸的強(qiáng)度計(jì)算 ?綜上所述，兩種情況下主軸的強(qiáng)度均足夠，故本次設(shè)計(jì)的主軸尺寸滿足要求。 ? ? 5.小節(jié) 此次專業(yè)課程設(shè)計(jì)是大四上學(xué)期進(jìn)行一次非常重要的課程設(shè)計(jì)，它也是畢業(yè)設(shè)計(jì)前的最后一次關(guān)于機(jī)械專業(yè)基礎(chǔ)知識(shí)的課程設(shè)計(jì)，因此，本人

31、對(duì)此次設(shè)計(jì)非常重視。 由于這次課程設(shè)計(jì)時(shí)間與考研沖突，因此很多內(nèi)容特別是A0圖紙的CM6132機(jī)床傳動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)圖完成得比較倉促，其中不乏一些小錯(cuò)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(dǎo)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(jìn)而影響了I軸的軸向尺寸乃至整個(gè)變速箱的尺寸大小。再比如，變速箱內(nèi)的多對(duì)齒輪嚙合時(shí)，沒有考慮采用公用齒輪，以減少II軸上固定齒輪的個(gè)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(diào)，主軸兩邊端蓋設(shè)計(jì)得也不盡合理…… 當(dāng)然，通過這次課程設(shè)計(jì)，也讓我學(xué)習(xí)了很多，使我本人對(duì)機(jī)械專業(yè)的認(rèn)

32、識(shí)更深，對(duì)機(jī)床內(nèi)部傳動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)更加清晰，而這些都是大學(xué)里課堂上的書本知識(shí)所不可能獲得的，普通的考試所不可能考核檢驗(yàn)的。從這個(gè)方面來說，課程設(shè)計(jì)不僅僅是考試以外一種考核和檢驗(yàn)學(xué)生知識(shí)掌握情況以及運(yùn)用能力方面的重要補(bǔ)充方式，同時(shí)學(xué)生通過課程設(shè)計(jì)，對(duì)專業(yè)基礎(chǔ)知識(shí)和專業(yè)領(lǐng)域方面的信息掌握得更加牢固，更加扎實(shí)，也為以后從事機(jī)械工作，以及進(jìn)行生產(chǎn)實(shí)踐活動(dòng)，奠定了良好的基礎(chǔ)。 ? ? 6.參考文獻(xiàn) 1.彭文生等主編. 機(jī)械設(shè)計(jì). 第1版. 北京：高等教育出版社，2002 2.李余慶等主編. 機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì). 第2版. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2008 3.唐增寶等主編. 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì). 第1版. 武漢：華中科技大學(xué)出版社，2006 4.吳宗澤 主編. 機(jī)械零件設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)受冊(cè)[M]. 第1版. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2004 From