機電一體化畢業(yè)論文畢業(yè)設(shè)計學(xué)位論文范文模板參考資料—CM6132車床主傳動設(shè)計

1、CM6132車床主傳動設(shè)計摘要本次課程設(shè)計任務(wù)是CM6132車床主傳動設(shè)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(zhuǎn)可靠，并且受外界，振動，溫度干擾要小，因此，本次設(shè)計是將車床的主軸箱傳動和變速箱傳動分開設(shè)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(shè)計包括CM6132車床傳動設(shè)計，動力計算，結(jié)構(gòu)設(shè)計以及主軸校核等內(nèi)容，其中還有A0大圖紙的CM6132車床主傳動的結(jié)構(gòu)圖、本次課程設(shè)計師畢業(yè)課程設(shè)計前一次對我們大學(xué)三年期間機械專業(yè)根底知識的考核和檢驗。它囊括了理論力學(xué)，材料力學(xué)，機械原理，機械設(shè)計，機械制造裝備設(shè)計等許多機械學(xué)科的專業(yè)根底知識，因

2、此稱之為專業(yè)課程設(shè)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(xué)的知識去分析，去解決生產(chǎn)實踐問題的運用。關(guān)鍵詞：加工精度，CM6132，車床 目 錄 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc312005165 摘要 PAGEREF _Toc312005165 h 1 HYPERLINK l _Toc312005166 一.傳動設(shè)計 PAGEREF _Toc312005166 h 3 HYPERLINK l _Toc312005167 確定轉(zhuǎn)速極速 PAGEREF _Toc312005167 h 3 HYPERLINK l _Toc312005168

3、 確定結(jié)構(gòu)式及結(jié)構(gòu)網(wǎng) PAGEREF _Toc312005168 h 3 HYPERLINK l _Toc312005169 繪制轉(zhuǎn)速圖 PAGEREF _Toc312005169 h 5 HYPERLINK l _Toc312005170 1.4 齒輪齒數(shù)的估算 PAGEREF _Toc312005170 h 7 HYPERLINK l _Toc312005171 帶輪直徑確實定 PAGEREF _Toc312005171 h 8 HYPERLINK l _Toc312005172 二.動力計算 PAGEREF _Toc312005172 h 8 HYPERLINK l _Toc312005

4、173 電機功率確實定 PAGEREF _Toc312005173 h 8 HYPERLINK l _Toc312005174 主軸的估算 PAGEREF _Toc312005174 h 9 HYPERLINK l _Toc312005175 主軸前端軸頸的直徑D1 PAGEREF _Toc312005175 h 9 HYPERLINK l _Toc312005176 主軸后軸頸D2 PAGEREF _Toc312005176 h 9 HYPERLINK l _Toc312005177 中間傳動軸的初算 PAGEREF _Toc312005177 h 10 HYPERLINK l _Toc31

5、2005178 允許扭轉(zhuǎn)角確實定 PAGEREF _Toc312005178 h 10 HYPERLINK l _Toc312005179 計算轉(zhuǎn)速Nj確實定 PAGEREF _Toc312005179 h 10 HYPERLINK l _Toc312005180 2.3.3 各軸傳遞功率確實定 PAGEREF _Toc312005180 h 11 HYPERLINK l _Toc312005181 齒輪模數(shù)的估算 PAGEREF _Toc312005181 h 12 HYPERLINK l _Toc312005182 各軸直徑及各齒輪齒數(shù)確實定 PAGEREF _Toc312005182 h

6、 12 HYPERLINK l _Toc312005183 三 結(jié)構(gòu)設(shè)計 PAGEREF _Toc312005183 h 14 HYPERLINK l _Toc312005184 齒輪的軸向布置 PAGEREF _Toc312005184 h 14 HYPERLINK l _Toc312005185 傳動軸及其上傳動元件的布置 PAGEREF _Toc312005185 h 15 HYPERLINK l _Toc312005186 3.2.1 I軸的設(shè)計 PAGEREF _Toc312005186 h 15 HYPERLINK l _Toc312005187 3.2.2 II軸的設(shè)計 PAGE

7、REF _Toc312005187 h 15 HYPERLINK l _Toc312005188 3.2.3 III軸的設(shè)計 PAGEREF _Toc312005188 h 16 HYPERLINK l _Toc312005189 3.2.4 IV軸的設(shè)計 PAGEREF _Toc312005189 h 16 HYPERLINK l _Toc312005190 3.2.5 V軸的設(shè)計 PAGEREF _Toc312005190 h 17 HYPERLINK l _Toc312005191 主軸的設(shè)計 PAGEREF _Toc312005191 h 17 HYPERLINK l _Toc3120

8、05192 主軸的強度校核 PAGEREF _Toc312005192 h 18 HYPERLINK l _Toc312005193 3.3.1 高6級傳動時強度驗算 PAGEREF _Toc312005193 h 19 HYPERLINK l _Toc312005194 3.3.2 高6級傳動時強度計算 PAGEREF _Toc312005194 h 20 HYPERLINK l _Toc312005195 四.參考文獻 PAGEREF _Toc312005195 h 22一.傳動設(shè)計本次設(shè)計在分析研究所掌握的資料的根底上，用計算法或類比法確定所設(shè)計主軸變速箱的極限轉(zhuǎn)速公比，求出轉(zhuǎn)速極速，選

9、擇電動機的轉(zhuǎn)速和功率，擬定適宜的結(jié)構(gòu)式，結(jié)構(gòu)網(wǎng)和轉(zhuǎn)速圖，然后擬定傳動方案并繪制傳動系統(tǒng)圖，確定轉(zhuǎn)速比和齒輪齒數(shù)及帶輪直徑等。1.1確定轉(zhuǎn)速極速根據(jù)任務(wù)要求，Nmax=2000rpm，Nmin=45rpm，轉(zhuǎn)速公比=1.41.那么轉(zhuǎn)速變速范圍Rn：Rn=Nmax/Nmin=44.41依據(jù)，Rn，可求得主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)Z: Z=lgRn/lg+1=11.98=12 21.2確定結(jié)構(gòu)式及結(jié)構(gòu)網(wǎng)由于結(jié)構(gòu)上的限制，變速組中的傳動副數(shù)目通常選用2或3為宜，故其結(jié)構(gòu)式為：Z=2n*3m.對于12級傳動，其結(jié)構(gòu)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

10、傳遞的轉(zhuǎn)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一些，即前多后少，原那么。故本設(shè)計采用結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)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(guān)關(guān)系畫成圖，以供比擬選擇。該圖即為結(jié)構(gòu)網(wǎng)圖。結(jié)構(gòu)網(wǎng)只表示各傳動副

11、傳動比的相關(guān)關(guān)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(zhuǎn)速應(yīng)滿足級比規(guī)律從低到高間成等比數(shù)列，公比為，故結(jié)構(gòu)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(yīng)小一些。考慮到傳動順序中有前多后少原那么，擴大順序應(yīng)采用前小后大的原那么，即所謂的前密后疏原那么。故本設(shè)計采用的結(jié)構(gòu)式為：12=31*23*2612: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(jié)構(gòu)式。圖2 12=3(1)*2(3)*2

12、(6)結(jié)構(gòu)網(wǎng)1.3繪制轉(zhuǎn)速圖繪制CM6132車床轉(zhuǎn)速圖前，有必要說明兩點：1為了結(jié)構(gòu)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=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(dāng)量直徑，單位cm。 Nj：計算轉(zhuǎn)速，單位rpm。對于花鍵軸，軸內(nèi)徑一般要比d小7%。2允許扭轉(zhuǎn)角確實定一般，機床各軸的允許扭轉(zhuǎn)角參考值見表4.表4 機床各軸允許扭轉(zhuǎn)角本次設(shè)計，中間傳動軸允許扭轉(zhuǎn)角均取1.2。2計算轉(zhuǎn)速Nj確實定計算轉(zhuǎn)速Nj是指主軸或其他傳動軸傳遞全部功率

13、的最低轉(zhuǎn)速，對于等比傳動的中型通用機床，主軸計算轉(zhuǎn)速一般為：Nj=Nmin*(Z/3 -1) 故本次設(shè)計，Nj=125rpm。根據(jù)轉(zhuǎn)速圖圖4，即可確定各軸的計算轉(zhuǎn)速見下表。表5 各軸的計算轉(zhuǎn)速2 各軸傳遞功率確實定各軸的傳遞功率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(dāng)量直徑。見下表：2.85*0.97=2.76； 2.76*0.97=2.68； 2.68*0.95

14、=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2.4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)比擬復(fù)雜，而且有些系統(tǒng)各參數(shù)都道的情況前方可確定，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，

15、Nj：大齒輪的計算轉(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，那么AI II=46.9mm。從II軸到III軸，P=2.76KW,Nj=1000rpm，那么AII III=52.0mm。從III軸到IV 軸，P=2.55KW,Nj=355rpm，那么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，那么有各軸應(yīng)滿足的最低模數(shù)。故對于I軸，II軸，Z1+Z2min=48，AI II=46.9mm，那么m=1.95mm。 對于II軸，III軸，Z1+Z2min=46，AI II=52.0mm，那么m=2.

16、26mm。對于III軸，IV軸，Z1+Z2min=76，AI II=71.4mm，那么m=1.87mm。因而，對于變速箱內(nèi)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(nèi)齒輪模數(shù)取3mm。2.5各軸直徑及各齒輪齒數(shù)確實定。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(dǎo)向性能好，應(yīng)力集中小等優(yōu)點獲得廣泛應(yīng)用。因而本次設(shè)計中，所有的傳動軸均采用花鍵軸，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)傳動副齒輪齒數(shù)和這里需要說明三點：1花鍵

17、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，具體圖樣見下列圖：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(zhuǎn)不受帶輪張緊力的影響。4III軸和IV軸間為皮帶輪1：1傳功。三 結(jié)構(gòu)設(shè)計結(jié)構(gòu)設(shè)計包括主軸箱，變速箱的結(jié)構(gòu)，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(jié)構(gòu)設(shè)計和布置等等。3.1齒輪的軸向布置本

18、次設(shè)計中有多處使用了滑移齒輪，而滑移齒輪必須保證當(dāng)一對齒輪完全脫離后，令一對齒輪才能進入嚙合，否那么會產(chǎn)生干預(yù)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=12mm的間隙。齒輪齒寬一般取b1=612m，對變速箱內(nèi)齒輪傳動副模數(shù)m=2.5mm，我設(shè)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(yīng)不小于32mm。圖7 齒輪的軸向布置3.2傳動軸及其上傳動元件的布置3 I軸的設(shè)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(yīng)的花鍵軸段尺寸為6-32*28*7。左右端均選取深溝球軸承，

19、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。3 II軸的設(shè)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(yīng)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。3 III軸的設(shè)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(yīng)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

20、，動力從II軸傳至III軸，再通過左邊的V帶輪傳動力至IV軸。3 IV軸的設(shè)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(diào)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。3 V軸的設(shè)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(gòu)，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，進而到達(dá)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(dāng)撥動滑移齒輪，使左端齒輪與IV軸齒輪嚙合時，主

21、軸將得到低6級轉(zhuǎn)速。假設(shè)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(zhuǎn)速。3主軸的設(shè)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(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，主軸將得到高6級轉(zhuǎn)速。當(dāng)脫開時，故連齒輪與背輪機構(gòu)恰好接通，通過兩個1：2.8的減速，主軸將得到低6級轉(zhuǎn)速。由于主軸比擬長，為提高其剛度，本設(shè)計采用三支撐方式，其結(jié)構(gòu)要求箱上的3個支撐孔應(yīng)有高的同軸度，否那么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

22、才起作用。本設(shè)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(zhuǎn)速高，能很好的滿足設(shè)計要求，但不能承受軸向力。本設(shè)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(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(zhuǎn)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。3.3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

23、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)及其上傳動元件布置較復(fù)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(shè)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(shè)計，主軸的動力來源有兩種，一是通過背輪機構(gòu)獲得低6級轉(zhuǎn)速，一是通過內(nèi)齒離合器獲得高6級轉(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(zhuǎn)矩，在進行校核時，按彎矩和轉(zhuǎn)矩的合成強度條件進行校

24、核，根據(jù)第三強度理論，可推得：c=Mc/W=sqrtM2+*T2/W =-1b 6本設(shè)計主軸的材料為經(jīng)調(diào)質(zhì)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(jié)構(gòu)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3 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(zhuǎn)矩 T1=9.55*103*P1/

25、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*tan20=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=sqrtMc2+Mc2=445N*m因主軸單向回轉(zhuǎn)，視轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，=-1b/ 0b=0.6，那么截面C處的當(dāng)量彎矩為：Mvc1= sqrtMc12+*T12=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度：截面C處當(dāng)量彎矩最大，故可能為危險截面。Mc=Mvc1=547N*m。-1