CM6132进给箱设计说明书

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1、CM6132 进给箱设计说明书CM6132 进给箱的设计机械工程学院机自 1001李鹏阳指导老师：纪小刚1. 序言本次课程设计任务是 CM6132 车床进给箱的设计。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，本次设计是针对车 床的进给箱传动设计。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车床主进给箱 的结构图、装配图等。本次课程设计师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

2、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。由于技术能力有限，在编写课程设计说明书，设计CM6132 进给箱的过程中难免有不少纰漏和错误，恳请老师指正。1、 进给箱设计介绍CM6132 型卧式精密车床进给箱固定在床身左前面，内装有进给 变速机构，用来变换进给量和各种螺纹的导程，进给运动链使刀架实 现纵向或横向的进给运动及变速换向。运动从主轴传递给床头箱轴后经过挂轮架至进给箱。从进给箱传 出的运动，一条路线经轴VIII传给丝杠，带动滑板箱，使刀架做纵向运动

3、，这是车削螺纹传动链，另一条路线是经轴X传给光杠，带动 刀架做纵向和横向的机动进给，这是进给传动链。2. 传动设计本次设计在分析研究所掌握的资料的基础上，用计算法或类比法 确定所设计主轴变速箱的极限转速公比，求出转速极速，选择电动机 的转速和功率，拟定合适的结构式，结构网和转速图，然后拟定传动 方案并绘制传动系统图，确定转速比和齿轮齿数及带轮直径等。2.1 确定转速极速根据任务要求，Nmax=2000rpm, Nmin=45rpm,转速公比申=1.41.则转速范围 Rn：Rn=Nmax/Nmin=44.4（1）依据申，Rn，可求得主轴转速级数Z:Z=lgRn/lg申+1 = 11.98=12（

4、2）2.2 确定结构式及结构网由于结构上的限制，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=2八（n） *3八（m） 对于12级传动，其结构式 可为以下三种形式：12=3*2*2；12=2*3*2；12=2*2*3；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：12=3*2*2图1中，从轴丨到轴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 有两对齿轮分别啮合，可得到两种不同的 传动速度，故从轴II到轴III可得到3*2

5、=6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*2*2=12种不同的传动转速。图1 3*2*2传动方案 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 2）。由于主轴的转 速应满足级比规律（从低到高间成等比数列，公比为申），故结构网 上相邻两横线间代表一个公比申。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，

6、即所谓的前密后疏原则。故本设计采用的结构式为：12=3（ 1） *2（ 3） *2（ 6）12:级数。3， 2， 2：按传动顺序的各传动组的传动副数。1， 3， 6：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2 为该传动的结构式。图2 12=3（1）*2（3）*2（6）结构网2.3 绘制转速图绘制 CM6132 车床转速图前，有必要说明两点：（1）为了结构紧凑，减小振动和噪声，通常限制： a：Imin=1/4;b： lmax=2（斜齿轮=2.5）;所以，在一个变速组中，变速范围要小于等于 8，对应本次设计， 转速图

7、中，一个轴上的传动副间最大不能相差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）CM6132 车床转速图与它的主传动系统图密切相关。故在 绘制它的转速图钱，先要确定其主传动系统图。图3 CM6132普通车床主传动系统图如图3所示，CM6132型普通车床采用分离式传动，即变速箱和 主轴箱分离。川，IV轴为皮带传动。在主轴箱的传动中采用了背轮机 构（IV，V同轴线），解决了传动比不能过大（受极限传动比限制）的 问题。CM6132型普通车床（12级转速，公比申=1.41）采用了背轮机 构后的转速图，如图4所示。图中轴号的顺序对应传动系统图图3.图 4

8、CM6132 型普通车床转速图由于最高转速 Nmax = 2000rpm ，且 CM6132 机床功率一般为 3.0KW 左右。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.表1 Y100L2-4型电动机技术数据2.4 齿轮齿数的估算 为了便于设计和制造，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

9、直径等适当选取。本次设计共包含I-II轴传动组，II-III轴传动组，IV-V传动组和V- VI（主轴）传动组四个齿轮副传动组。现根据各传动组内传动副的传动 比草拟出多种齿数和，见下表2，至于具体每对传动副齿数和和各齿轮齿数的确定留待各轴直径估算确定 后再确定。表 2 各种传动比齿轮齿数和及齿数2.5 带轮直径的确定本次设计中，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1.43： 1和1:1一般机床上采用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，对于电动机到丨轴选择A型带，丨轴 上带轮直径D2=180mm，电动机轴上带轮直

10、径D1=176mm,采用5 根带。III轴到IV轴选择A型带(A带直径小，承载能力强)，III轴上带 轮直径D3=140mm，IV轴上带轮直径D4=140mm，采用2根带。3. 动力计算3.1 电机功率的确定如前所述，对于国产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.3.2 主轴的估算 在设计之初，由于确定的仅仅是一个方案，具体构造尚未确定，因此只能根据统计资料，初步确定主轴的直径。3.2.1 主轴前端轴颈的直径D1表 3 各类机床主轴前端轴颈的直径 D1图 5 机床主轴结构图如表 3 所示，本次设计，选择 D1=80mm。3.2

11、.2 主轴后轴颈 D2一般机床主轴后轴颈D2= (0.70.85) D1,取D2=60mm。 需要说明的是，主轴的前后轴颈一般指主轴上与滚动轴承配合的 那段轴颈，故D1,D2应为5的整数倍。3.3 中间传动轴的初算根据生产经验，一般机床每根轴的当量直径d与其传递的功率P, 计算转速Nj,以及允许的扭转角有如下经验公式：d = 11sqrt(sqrt(P/NjQ)( 3)式中，P：该传动轴传递的额定功率，P=n*Pe，单位KW。n：电机到该轴传动件传动效率总值。d：当量直径，单位cm。Nj：计算转速，单位rpm。对于花键轴，轴内径一般要比d小7%。3.3.1允许扭转角的确定一般，机床各轴的允许扭

12、转角参考值见表4.表4机床各轴允许扭转角本次设计，中间传动轴允许扭转角均取1.2。3.3.2计算转速Nj的确定计算转速 Nj 是指主轴或其他传动轴传递全部功率的最低转速， 对于等比传动的中型通用机床，主轴计算转速一般为：Nj二Nmin*申八(Z/3 -1)故本次设计，Nj = 125rpm。根据转速图图4，即可确定各轴的计 算转速见下表。表 5 各轴的计算转速3.3.3 各轴传递功率的确定各轴的传递功率N二n*Pe。在确定各轴效率时，不考虑轴承的影 响，但在选取各轴齿轮传递效率时，取小值以弥补轴承带来的误差。 一般机床上格传动元件的效率见下表。表6 机械传动效率变速箱圆柱齿轮传动选取 8 级精

13、度，主轴箱精度要求高，选取7 级精度。由表4，表5，表6 以及公式(3)即可确定各轴传递效率以 及当量直径。见下表：表 7 机床各中间传动轴传递功率及计算直径3.4 齿轮模数的估算按接触疲劳强度或弯曲强度计算齿轮模数比较复杂，而且有些系 统各参数都已知道的情况后方可确定，所以，只在草图完成后校核用。 在画草堂前，先估算，再选用标准齿轮模数，一般同一变速组中的齿 轮取同一模数，一个主轴，变速箱中的齿轮采用12 种模数。传动功 率的齿轮模数一般取大于2mm。在中型机床中，主轴变速箱中的齿 轮模数常取 2.5，3，4mm。由中心距A及齿数Z1,Z2，可求齿轮模数为：m=2A/（Z1+Z2）（4）根据

14、生产实践经验，按齿面点蚀估算的齿轮中心距有如下公式：A=370（P/Nj）八（1/3）（5）式中，Nj：大齿轮的计算转速，单位为rpm。P：该齿轮传递功率，单位为KW。从丨轴到 II 轴，P=2.85KW,Nj = 1400rpm，则 Al ll=46.9mm。从 II 轴到 III 轴，P=2.76KW,Nj = 1000rpm，则 AII III=52.0mm。从 III 轴 到 IV 轴，P=2.55KW,Nj=355rpm，则 AIII IV=71.4mm。由（4）以及 表2各轴齿轮传动齿数和，对于最小齿数和，则有各轴应满足的最低 模数。故对于 I 轴，II 轴，（Z1+Z2）min=

15、48, AI II=46.9mm，则 m = 1.95mm。 对于 II 轴，III 轴，（Z1+Z2）min=46, AI II=52.0mm，则 m=2.26mm。对于 III 轴，IV轴，（Z1+Z2）min=76, AI II=71.4mm，则 m = 1.87mm。因而，对于变速箱内圆柱齿轮传动，统一取m=2.5mm。由于主 轴传递扭矩大，故对于主轴箱内齿轮模数取 3mm。3.5 各轴直径及各齿轮齿数的确定。在生产实际中，轴上齿轮的传动主要靠周向键连接来实现的，花 键连接以其对中性好，导向性能好，应力集中小等优点获得广泛应用。 因而本次设计中，所有的传动轴均采用花键轴，通过各轴的当量直径 来选取适当标准的花键轴径，再通过花键轴径来选取轴上各齿轮传动 副的齿数。具体各花键轴尺寸，齿轮齿数和的选取见下表。表 8 各花键轴参数以及相应传动副齿轮齿数和这里需要说明三点：（1）花键轴参数尺寸代表Z-D*d*b。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 6 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，轴 I