CM6132机床主轴传动系统三维建模与装配设计

时间：2020-12-24 20:13:17 来源：蒲公英阅读网 本文已影响人

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　2 CM6132 机床 主轴传动系统 三 维建模与装配设计

　摘要

　本课题是以数控机床为基础，从其主轴箱和主传动系统结构入手，研究其系统结构设计、结构组成分析、分级换档分析、传动部件计算与分析。具体内容包括选取满足要求相应的功率电机和各个零件的整体结构设计，其中包括材料的定选尺寸的合理安排以及加工需求对于轴和齿轮零件运用的有关公式进行合理的分析，对相对较危险的部位进行作图计算和查表进行各种校核最后，确定每个部件的参数，并估计和检查传动设计。设计了各零件的结构设计，绘制了零件图和装配图。为优化传动系统结构，提高传动系统的精度和稳定性，为本课题的研究提供必要的理论依据，使数控机床结构更紧凑，性能更优越，生产加工更精细。

　关键词：CM6140，主轴箱，三维建模，装配工艺

　 目

　录

　1

　前言

　................................ ................................ ................................ ................................ ............1 1

　1.1

　机床主轴箱传动系统研究目的与意义 ................................................................................................. 1

　1.2

　本文的主要研究内容 ........................................................................................................................... 1

　2

　2 CM6132 机床主轴箱传动系统整体结构设计

　................................ ................................ ....1 1

　2.1

　CM6132 车床组成 .................................................................................................................................... 1

　2.2

　车床工艺范围 ....................................................................................................................................... 2

　2.3

　3CM6132 机床主轴传动系统参数设计 ................................................................................................ - 3 -

　2.4

　确定转速极速 ................................................................................................................................... - 3 -

　2.4.1

　计算主轴最高转速 ........................................................................................................................... - 4 -

　2.4.2

　计算主轴最低转速 ................................................................................................................................ - 4 -

　2.4.3

　确定主轴标准转速数列 ........................................................................................................................ - 4 -

　2.5

　主电动机的选择 ............................................................................................................................... - 5 -

　2.6

　绘制转速图 ...................................................................................................................................... - 6 -

　2.7

　电机功率的确定 ............................................................................................................................... - 7 -

　2.8

　确定各轴计算转速 ........................................................................................................................... - 8 -

　2.9

　带轮的设计 ...................................................................................................................................... - 8 -

　3

　CM6132 机床主轴传动系统结构设计

　................................ ................................ ............

　- -

　10 - -

　3.1

　齿轮的轴向布置 ............................................................................................................................. - 11 -

　3.2

　传动轴及其上传动元件的布置 ....................................................................................................... - 11 -

　4

　主轴的估算

　................................ ................................ ................................ .........................

　- -

　12 - -

　4.1

　主轴前端轴颈的直径 D1 ............................................................................................................... - 12 -

　4.2

　主轴后轴颈

　D2 ............................................................................................................................... - 12 -

　4.3

　速 计算转速 Nj 的确定 ....................................................................................................................... - 13 -

　 4.4

　各轴直径及各齿轮齿数的确定。

　................................................................................................... - 13 -

　5

　I 轴的设计

　................................ ................................ ................................ ..........................

　- -

　14 - -

　5.1

　传动系统的 Ⅰ 轴及轴上零件设计 ................................................................................................... - 14 -

　5.2

　多片式摩擦离合计算 ..................................................................................................................... - 16 -

　5.3

　齿轮的验算 .................................................................................................................................... - 18 -

　5.4

　传动轴的验算 ................................................................................................................................. - 20 -

　6

　II 轴的设计

　................................ ................................ ................................ .........................

　- -

　22 - -

　6.1

　传动系统的 Ⅱ轴及轴上零件设计 ................................................................................................... - 22 -

　6.1.1 .................................................................................................................................................................... - 22 -

　6.2

　传动轴的验算 ................................................................................................................................. - 25 -

　7

　III 轴的设计

　................................ ................................ ................................ .......................

　- -

　26 - -

　7.1

　齿轮的验算 .................................................................................................................................... - 26 -

　7.2

　轴组件的刚度验算 ......................................................................................................................... - 30 -

　8

　带轮轴的设计

　................................ ................................ ................................ .....................

　- -

　31 - -

　8.1.1

　Ⅳ轴的设计 ......................................................................................................................................... - 32 -

　8.2

　齿轮的验算 .................................................................................................................................... - 32 -

　8.3

　主轴的设计 .................................................................................................................................... - 39 -

　8.3.1

　主轴组件设计...................................................................................................................................... - 39 -

　8.4

　主轴与齿轮的连接 ......................................................................................................................... - 39 -

　8.5

　润滑与密封 .................................................................................................................................... - 40 -

　9

　致谢

　................................ ................................ ................................ ................................ .....

　- -

　41 - -

　参考文献

　................................ ................................ ................................ ................................ .....

　- -

　43 - -

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　 1

　1 前言 1.1 机床 主轴箱传动系统 研究 目的与意义

　本项目以数控车床为基础，研究了主轴箱和主传动系统结构的系统结构设计，结构组成分析，分层变换分析和传动部件的计算与分析。为了优化传动系统结构，提高传动系统的精度和稳定性，它提供了必要的理论依据。通过对该课题的研究， 使数控机床结构更加紧凑，性能优越，生产加工更加精确。

　我国数控车床从 20 世纪 70 初进入市场。

　通过了各大机床厂家的不懈努力。

　公司采用与国外著名机床制造商合作、合资、技术引进、样品消化吸收等方式在中国进行机床制造。该水平已大大提高，其产量占金属切削机床的很大比例。目前，国内数控车床品种规格比较齐全，质量基本稳定可靠，已进入实用全面的发展阶段。然而，这些数控机床大多处于单机运行状态，相当一部分处于低效状态，加工不精确。本课题的研究有利于提高数控机床的性能，使产品加工更高效、更精确的 1.2 本文 的 主要 研究内容

　首先进行外文资料检索和必要的调研，完成与本专业有关的外文翻译，并且参与总体方案的分析讨论。分析确定机床的主传动方案，设计主传动系统图。对主传动系统进行必要的运动和动力分析计算。选择主轴箱驱动点击型号。绘制主轴箱装备图。绘制主轴箱主要零件图等。

　CM6132 车床主轴箱传动系统进行三维建模和优化设计，通过建立三维模型可以更加充分地了解 CM6132 的工作原理，加深对机械设计，制造和工艺的理解，锻炼理论和实践能力。通过更新标记，加深了对公差和拟合的理解和实际应用。通过优化主轴驱动系统，将结果与原始参数进行比较。通过对比分析结果，从分析计算可以看出，采用机械优化设计方法对机床主传动系统进行了改造和设计。将得到的结果与传统设计方法的设计结果进行比较，可以看出 的体积明显减小，结构更紧凑，技术经济性进一步提高。

　2 2 CM6132 机床 主轴箱传动系统 整体 结构设计 2.1 2 CM6132 车床组成

　普通车床是最广泛使用的车床类型，约占车床总数的 65％。因为它们的主轴是水平放置的，所以它们被称为卧式车床。

　CM6132 是卧式车床之一。

　CM6132 普通车床的主要部件有：主轴箱，进料箱，滑动箱，刀架，尾座，光杆，螺杆和床身。

　主轴箱：又称床头板，其主要任务是通过一系列变速机构从主电机通过旋转运动，使主轴获得两种转向所需的转速，并将主轴箱分开。电源将动作传送到进纸盒。主轴箱的主轴是车床的关键部件。轴承在轴承上的平滑度直接影响工件的加工质量。一旦主轴的旋转精度降低，机床的值就会降低。

　进给箱:又称进给箱，进给箱内装有变速机构的运动，可调节变速机构，能得到所需的进给或螺距，通过灯杆或丝杠运动到刀具上进行切削。

　螺丝与灯杆:用于连接进给箱与滑箱，将进给箱的运动和动力传递给滑箱，使滑箱获

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　 2

　得纵向直线运动。丝杠是专门为转动各种螺纹而设计的。车削其它工件表面时，只能用光杆，不能用螺丝。

　溜板箱:是车床进给运动控制箱，装有将光杆和丝杠的旋转运动变为刀架直线运动的机构。通过光杆传动，可实现刀具的纵向进给运动、横向进给运动和刀架的快速运动。丝杠带动刀架作纵向直线运动，从而切断螺纹 机床组成如图 1-1 所示。

　图 1-1 CM6132 机床 2.2 车床工艺范围

　CM6132 卧式车床具有多种工艺，适用于加工旋转面上的各种轴，套筒和圆盘零件，如内外圆柱面，圆锥面，环槽和成形面的转动;转动端面和各种常见螺纹;也可以进行钻孔，铰孔，铰孔和滚花等工艺。CM6132 型卧式车床的万能性较大，但结构复杂而且自动化程度低，在加工形状比较复杂的工件时，换刀比较麻烦，加工过程中辅助时间比较长，生产率低，适应于单件、小批生产机维修车间。

　主 轴箱挂 轮箱进 给箱左 床腿卡盘 刀架 尾座 床身 溜 板箱右 床腿

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　2.3 3 32 CM6132 机床 主轴 传动系统 参数 设计

　根据规范,使用和常见的机床的切削量,和相同类型的机床的分类分析,确定合理的分配限制速度和主轴转速的主要机器的运动来确定常见的比例和数量的阶段主运动传动系统。提出了传动系统的结构方案(结构型式、结构网络设计)，分配子传动组传动比，确定齿轮齿数，绘制传动系统图，计算转速误差。

　 2.4 确定转速极速

　对所设计机器上可能出现的工艺进行调查分析，选择要求最高和最低速度的典型工艺。根据典型工艺的切削速度和刀具直径(或工件直径)计算最高和最低速度(即极限速度) n max和 n min 。计算公式如下：

　n max = 1000v maxπd min n min = 1000v minπd max 式中：

　n max 、n min —— 分别为主轴最高、最低转速 （r/min）；

　v max 、v min —— 分别为最高、最低切削速度 （m/min）；

　d max 、d min —— 分别为最大、最小计算直径 （mm）

　。

　应当指出，通用机床的 d max 和d min 它不是可以在机床上加工的最大和最小直径，而是常用经济加工的最大和最小直径。对于通用机床，一般采取：

　d max =k·D

　D maxd min=R d

　式中：

　D ——可能加工的最大直径（mm）； K ——系数，根据对现有同类型机床使用情况的调查确定 R d ——计算直径范围（ R d =0.2～0.25 ）。

　就本课程设计的 D max =ø320mm 的精密卧式车床设计，取 K=0.5、R d =0.25 。

　d max =k·D=0.5×320mm=160mm; mind=dR×maxd=0.25×160mm=40mm。

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　2.4.1 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 v max =150~250m/min 。按经验，并考虑切削用量资料，取v max =250m/min。

　则n max = 1000v maxπd min= 1000×250π×160=1990r/min 根据标准公比的标准数列表，取n max =2000r/min。

　2.4.2 计算主轴最低转速 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 v min =13.8m/min。

　则 n min = 1000v minπd max= 1000×13.8π×160=27.5r/min 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 ø32mm,取 v min =1.5m/min。

　则 n min = 1000v minπd max= 1000×1.5π×32=14.9r/min 综合同类型机床，取 n min =19r/min。

　2.4.3 确定主轴标准转速数列 主轴变速范围 R n =n maxn min =200019=105 Z=18 ψ=√Rnz−1= √10517=1.31 由于我国机床专业标准 GB/T 321-2005 规定了 的七个标准公比：1.06、1.12、1.26、1.41、1.58、1.78 和 2。取 =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 n max =2000r/min。

　故综合同类型机床对其转速进行调整，使其满足 n max =2000r/min，n min =19r/min，

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　Z=18. 求出各级转速为：19、38、50、62、76、100、125、200、250、305、390、500、610、785、1000、1580、2000。

　2.5 主电动机的选择

　合理确定电机功率 P，使机床能够充分发挥其性能，满足生产需要，并且不会造成电机经常轻载并降低功率因数。

　现采用普通中碳钢作为工件材料，采用 45 钢，正火处理，转圆外圈，表面粗糙度 aR=3.2mm：

　。采用车刀具，可转位外圆车刀，刀杆尺寸：

　16mm  25mm 。刀具几何参数：0=15o，0=6o，r=75o，r  =15o，  =0o，01= =- - 10o，b b1 r =0.3mm ，r r e =1mm 。

　现以确定粗车是的切削用量为设计：

　确定背吃刀量pa和进给量 f，pa取 3mm，f 取 0.2r mm。

　确定切削速度，取 V c =1.7s m。

　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：

　F Z =9.81 Fcn60FcCFcZaFcZfFcZvFcK =9.81 15 . 060  270  3  0.2 0.75 15 . 07 . 1 0.92  0.95 =1038（N）

　切削功率的计算 cP=cF cv310 =1038  1.7 310 =1.8（kW）

　依照一般情况，取机床变速效率  =0.8. ZP= 1 0.8 =2.3(kW) 根据技术资料 Y 系列三相异步电动机、Y 系列三相异步电机通用全封闭风扇冷却从笼式异步电动机,防止灰尘,铁屑,或其他材料的内部运动特征,B 级绝缘,工业环境温度不超过+ 40℃,相对湿度不超过 95%,少于 1000 米高度,额定电压 380 伏,50 赫兹的频率。适用于无特殊要求的机械，如机床、泵、风机、搅拌机、运输机、农业机械等。

　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 电机型号额定功率/KW 满载转速/rmp 额定转矩/N.m 最大转矩/N.m Y100L2-4

　3

　1430

　 2.2

　 2.3

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　 - 6 -

　工件最大回转直径maxD (mm) 最 高 转 速maxn( min r ) 最 低 转 速minn( min r ) 电机功率 P（kW）

　公比 

　转速级数 Z

　320 2000 19 3 1.26 18

　 2.6 绘制转速图

　（1）

　绘制常规的转速图时，值得尤为注意的是，为了使机床的结构紧凑，提高性价比，减小震动和噪声，通常限制； （2）

　a：最小传动比 Imin>=1/4; b：最小传动比 Imax<=2(斜齿轮<=2.5);所以，在一个变速组中，变速范围要小于等于8，对应本次设计，转速图中，一个轴上的传动副间最大不能相差 6 格。

　c：前缓后急；解释为传动前后的降速比相比，前小后大。

　（2）但在绘制CM6132车床转速图时，要注意，由 =2000r/min， =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，所以在绘制机床的转速图线时，先要将主传动系统定下来。。

　本设计车床是采用变速箱和主轴箱分离的方式，三轴与四轴采用的是皮带来传动的，但是主轴箱传动的方法是利用背轮机构，解决了传动比收到一定限制的问题。

　(3)绘制转速图 a.利用 Y100L1-4 型 Y 系列笼式三相异步电动机。

　b.分配总降速变速比

　 总降速变速比i =n minn d=191420= 0.013

　又电动机转速 n d = 1420r/min, 不符合转速数列标准，因而增加一定比变速副。

　c.确定变速轴轴数

　 变速轴轴数 = 变速组数 + 3（背轮机构）

　= 3 +3= 6 d.绘制转速图 在五根轴中，按顺序设置为 I，II，III，IV（后轮机构）和 V（主轴）。

　I 和 II，II和 III，III 和 IV，IV 和 V 轴之间的换档组分别设置为 a，b，c，d. V（主轴），以确定 I，II，III，IV 的速度：

　①先来确定背轮机构的公比 变速组 d 的变速范围为R 2 = 1.26 9×(2−1) =8，构式， 采用背轮机构，则其公比为：i d1 =1 i d2 =1φ 4 =12.51

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　i d3 =1φ 5 =13.16

　②确定轴Ⅲ的公比 变速组 c 采用皮带传动降速，可取 i c =1φ 0.5=11.12

　③确定轴Ⅱ的公比 为了延长传动范围，传动组 b 是基本组，并采用混合比，使用三重滑动齿轮，理想 i b1 = φ 2 = 1.58 i b2 =φ 1 =1.26 i b3 =1φ 3 =12

　④确定轴Ⅰ的转速 对于变速组 a,是第一扩大组3 3 ，其级比指数为 3,可取 i a1 = φ 2 = 1.58 i a2 =1φ 1 =11.26

　i a3 =1φ 4 =12.51

　因此也可以确定在电动机和主轴之间施加的固定传动比 i = 858/1430 = 0.6。速度图如下所示(电机转速接近主轴最大转速)。CM6132 精密车床(18 转速，混合比)用后轮机构后的转速图，如图 3-2 所示。

　图 3-2 转速表 2.7 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

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　异步电动机。其额定功率为 3KW. 2.8 确定各轴计算转速

　（1）确定主轴计算速度：计算速度 是变速箱可以传输所有动力的最小速度。根据计算出的主轴的转速和相应的传动关系，可以根据转速图确定计算出的每个传动构件的转速。根据公式，计算出的主轴转速为 z 181 13 3minn n 19 1.26 60.3r/minj    

　⑵各变速轴的计算转速：

　①轴Ⅳ的计算转速4 jn 为 62r/min； ②Ⅲ的计算转速3 jn 为 175r/min； ③轴Ⅱ的计算转速2 jn 为 350r/min； ④Ⅰ的计算转速1 jn为 858r/min。

　2.9 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 2~5个最佳。

　根据驱动功率和皮带轮的速度，选择皮带将电机转到 I 轴。在 V 带传动中，轴距 A 可以增加。由于摩擦传递，在皮带和轮槽之间发生滑动。建议减少冲击和振动隔离，使传输平稳。滑轮结构简单但尺寸大。电机转速 n = 1430r / min，传动功率 P = 3kW，传动比 I

　= 1.67，两班制，一天 16 小时，工作 10 年。

　(1)选择三角带的型号 由手册得，工作情况系数AK 查的共况系数AK =1.2。故根据公式 P ca = K A P=1.2×3=3.6KW 式中：P--电动机额定功率；

　AK --工作情况系数。

　 因此根据caP 、1n

　检查数据，普通 V 带型图选择 A 型 V 带。

　(2)确定带轮的基准直径D ，D

　皮带轮的直径越小，皮带的弯曲应力越大。为了改善皮带的使用寿命，小皮带轮的直径 D 不应太小。

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　即minD D 。查手册上的表格取主动小带轮基准直径D =90 mm 。

　由公式计算

　D 2 = i 带 D 1 =1.67×90=150.3mm

　 查普通 V 带带轮基准直径系列，取D 2 =150mm。

　 (3)验算带速度 V ， 按公式验算带的速度 V =πD 11n60×1000 =3.14×90×143060×1000= 6.74m/s ∵ 525 m s v m s  ，故带速合适。

　(4)初定中心距 通常根据机床的整体布局选择滑轮的中心距离。通常，可以在以下范围内选择：根据经验公式 ) ( 2 ) ( 7 . 02 1 0 2 1D D A D D    ,初步确定中心距，即

　0.7×（150+90）

　o ≤2×（150+90）

　168≤A o ≤480 为使结构紧凑，取0A =300mm。

　(5)三角带的计算基准长度L

　由公式,计算带轮的基准长度   021 22 1 0 04 22AD DD D A L    L 0 = 2 × 300 +π2× (90 + 150) +(150 − 90) 24 × 300= 980mm 查表得，圆整到标准的计算长度L d = 1000mm

　则实际中心距为：

　A = A o +L d −L 02= (300 +1000−9802) = 310mm (6)验算小带轮包角1

　根据公式 α 1 = 180 o −D 1 −D 2A× 60 o = 168 o > 120 o 故主动轮上包角合适。

　(7)确定三角带根数 Z

　根据公式

　0 0calpzp p k k

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　查表由D =90 mm 和n 1 = 1200r/min及n 1 = 1460r/min查表，由单根 A 型 V 带的额定功率分别是 0.93KW 和 1.07KW，用线性插值法求得n 1 = 1430r/min时的额定功率P o =1.05KW。

　查0p  = 0.14KW, 查表 k  =0.97；长度系数lk =0.89 Z =P ca(P o + ∆P o )k α k l=3.6(1.05 + 0.14) × 0.97 × 0.89= 3.5 ∴取Z = 4 根 (8)计算初拉力 查表得 V 带质量 q=0.1kg/m，则初拉力为 20)5 . 2( 500 qvkkvZpFca 式中：

　 cap -带的变速功率,KW；

　 v-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 o = 500 ×3.66.74 × 4( 2.5 − 0.970.97) + 0.1 × 6.74 2 109.85N (9)计算作用在轴上的压轴力 F Q = 2ZF o sinα 12=2×4×109.85×sin168 o2=874N (10)带轮结构 ①小带轮结构D =90 mm 采用实心式，查电动机轴颈D 0 = 28，由表查得 e=15±0.3mm , f=10 −1+2 mm 轮毂宽：L 带轮 = (1.5~2)D 0 = (1.5~2) × 28mm = 42~56mm 其最终宽度结合安装带轮的轴段确定 轮缘宽：B 带轮 = (Z − 1)e + 2f=(4-1)×15+2×10=65mm ②大带轮结构D 2 =150 mm 采用孔板式,轮缘宽可与小带轮相同，轮毂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， D 1 = 178mm ,D 2 = 200mm。B 型 V 带，Z=2。

　3 CM6132 机床 主轴 传动系统 结构设计 结构设计包括主轴箱，传动装置，传动部件（传动轴，轴承，齿轮，皮带轮，离合器，

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　 - 11 -

　卸载装置等）的结构，主轴组件，壳体和连接部件的结构设计，操作机构和润滑装置。安排等。

　主轴齿轮箱是机床的重要部件。除了考虑一般机械传动的要求外，本设计还着重于以下几个方面。

　精度要求，刚度和抗冲击要求，传动效率要求，主轴前轴承温度和温升控制，结构可加工性，易操作性，安全可靠原则，遵循标准化和通用化的原则。

　主轴齿轮箱结构的设计是整个机器设计的重点。由于结构复杂，重复思考和设计中的许多修改是不可避免的。在绘制正式图片之前，您应绘制草图。目的是：

　安排传动部件并选择结构方案。

　检查传输设计的结果是否存在干扰，碰撞或其他不合理的情况，以便及时纠正。

　确定驱动轴的支撑跨度，齿轮在轴上的位置以及每个轴的相对位置，以确定每个轴的力点和力方向，并为轴和轴承的检查提供必要的数据[4-5]。

　3.1 齿轮的轴向布置

　在这种设计中，滑动齿轮在许多地方使用，并且滑动齿轮必须确保当一对齿轮完全脱开时，一对齿轮可以进入啮合，否则可能发生干涉或换档困难。因此，固定齿轮之间的距离应足以确保有足够的空间，至少不小于齿宽的两倍。，并留有 Δ=1~2mm 的间隙。

　通常，齿轮齿宽为 b1 =（6~12）m，齿轮箱中齿轮传动副的模数为 m = 2.5mm。我设计的齿轮宽度 bm 为 6m = 15mm 。主轴箱内 m = 3mm，b2 = 20mm 时，齿轮箱内相邻固定齿轮之间的距离 B 应不小于 32mm。

　图 4-1 齿轮的轴向布置 3.2 传动轴及其上传动元件的布置

　机床传动轴由滚动轴承广泛支撑。轴上应安装齿轮，离合器和制动器。驱动轴应确保这些驱动器或机构正常工作。

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　第一驱动轴应具有足够的强度和刚度。如果偏转和倾斜角度过大，齿轮啮合不良，轴承工作条件恶化，振动，噪音，空载功率，磨损和热量增加;两个轴之间的轴向距离误差和轴芯之间的平行度将进行组装和加工。错误也可能导致上述问题。

　 驱动轴可以是光轴或花键轴。在批量生产中，有专门用于花键处理的铣床和磨床，在此过程中没有任何困难。因此，滑动齿轮的轴是花键轴，没有滑动齿轮的轴通常是花键轴。

　花键轴具有较高的承载能力，与单个按钮的光轴相比，更易于加工和组装。

　轴的一部分的长度，花键在其末端具有一段不完全高并且不与花键空间配合的段。这是处理过程中的过滤器部分。正常尺寸花键的滚刀直径为 65~85 。

　滚动轴承滚珠轴承和滚动轴承通常用于机床传动轴。滚珠轴承在温升，空载功率和噪音方面优于滚锥轴承。另外，轴的刚性和支撑孔的滚子轴承的支撑是高度精确的。因此，滚珠轴承使用更多。然而，滚子轴承的内圈和外圈可以分开，以便于组装和容易调节间隙。因此，有时这种轴承通常在没有轴向力的情况下使用。轴承类型和尺寸的选择首先取决于承载能力，但也必须考虑其他结构条件。

　在相同轴线的盒支撑的直径布置中应充分考虑钻孔技术。在批量生产中，广泛使用固定直径镗刀和可调镗头。调整镗刀在箱外的尺寸可以提高生产率和加工精度。也经常采用相同的镗杆安装多工具加工几个同心孔工艺。下面分析几种镗孔方式：对于支撑跨度较长的箱孔，同时要从两侧进行加工;支撑跨度相对较短，可以从一侧（簇孔侧）进入镗杆，同时加工每个孔;在中间孔比大盒子的两端，镗孔中间孔必须在盒子工具中，应尽量避免设计。

　不仅要满足承载能力的要求，还要符合孔加工技术。轻型，中型或重型系列轴承可用于满足支撑孔直径的布置要求。

　两孔之间的最小壁厚应不小于 5~10 ，以避免加工过程中孔的变形。

　花键轴两端的轴承的至少一个轴颈尺寸应小于花键的内径。

　通用传动轴轴承采用 精度。

　驱动轴必须在壳体中保持准确的位置，以确保安装在轴上的每个传动构件的正确位置。无论轴是否旋转，都必须轴向定位。对于轴向轴向定向的轴，轴向定位更重要。在选择定位方法时，应注意 旋转轴的轴向定位（包括将轴承定位在轴上并定位在轴承座的孔中）：

　1）轴的长度。长轴应考虑热伸长问题，并应位于一端。

　 2）是否需要调整轴承的间隙。

　 3）是否需要调整整个轴的轴向位置。

　 4）弹簧夹不应用于轴向载荷。

　 4 5）加工和装配的可加工性。

　5 主轴的估算 在设计开始时，由于仅确定了解决方案并且尚未确定具体结构，因此主轴的直径只能基于统计来预先确定。

　 5.1 主轴前端轴颈的直径

　D1

　 各种机床主轴的前端轴颈直径为 D1。此设计为 D1 = 80mm。

　 5.2 主轴后轴颈

　D2

　一般机床主轴后轴颈 D2=（ 0.7~0.85 ）D1,取 D2=60mm。

　需要说明的是，主轴的前后轴

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　颈一般是指主轴上与滚动轴承配合的轴颈，因此 D1 和 D2 应为 5 的整数倍。

　5.3 允许扭转角

　[ Ф ] 的确定

　通常，机床的每个轴的允许扭转角允许机器的每个轴的扭转角

　[ Ф]

　。中间传动轴的设计允许扭转角

　[ Ф]

　为 1.2 °。

　 5.4 计算转速 j Nj 的确定

　计算速度 Nj 是指主轴或其它传动轴传动功率的最小转速，均为几何传动介质的通用机床，主轴计算速度一般为设计值，Nj

　=

　125 RPM。根据速度，可以确定每个轴的传动功率。在确定每个轴的效率时，不考虑轴承的影响，但是当选择每个轴齿轮的传动效率时，采用较小的值来弥补轴承引起的误差。通用机床上的传动元件的效率网格。机床传动箱圆柱齿轮传动机械传动效率 选用 8 级精度，主轴箱精度要求，选用 7 级精度。可以确定每个轴的传动效率和等效直径。机床中间传动轴的传动功率和计算直径

　 5.5 . 各轴直径及各齿轮齿数的确定。

　在实际生产中，轴上齿轮的传动主要通过圆周键连接实现。花键连接因其良好的中性，良好的导向性能和小的应力集中而被广泛使用。因此，在该设计中，所有的传动轴都采用花键轴，并且通过每个轴的等效直径选择合适的标准花键轴直径，并且通过花键选择轴上的每个齿轮传动对的齿数。轴直径。具体的花键轴尺寸，各种花键轴参数以及相应的齿轮副齿轮齿数和 需要说明三点：

　（1）样条轴参数大小表示 Z-D

　*

　d

　*

　b 。

　Z 表示花键轴齿数， D 表示花键轴的大直径， d 表示小直径， b 表示齿宽，选择矩形花键轴

　（2）的齿数，确保齿轮根部和花键轴。匹配齿轮的大直径。轮毂表面不应小于 3~5mm。

　（3）CM6132 车床主传动系统，轴 IV 制成带齿轮的空心套筒，可以卸载，使皮带轮张力引起的径向力可以通过套筒和滚动 轴承传递传递到机身上，主轴的操作保证不受滑轮张力的影响。

　 （4）III 轴和 IV 轴为滑轮 1：1 传动工作。结构设计包括主轴箱，齿轮箱的结构，以及传动部件 （传动轴，轴承，齿轮，皮带轮，离合器，卸载装置等），主轴部件，机柜和连接器的传动设计和布置。

　在这种设计中，滑动齿轮在许多地方使用，并且滑动齿轮必须确保当一对齿轮完全脱开时，一对齿轮可以进入啮合，否则可能发生干涉或换档困难。因此，与其匹配的固定齿轮之间的距离应足以确保有足够的空间，至少不小于齿宽的两倍，并留下 Δ= 1~2mm 的间隙。

　齿轮齿宽一般取 b1 =（6~12）m，变速箱齿轮传动子模数 m = 2.5mm，我设计的齿轮宽度 b = 6m = 15mm 。对于主轴箱中的 m = 3mm 和 b2 = 20mm，齿轮箱中相邻固定齿轮之间的距离 B 应不小于 32mm。轴向布置的齿轮

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　6 I 轴的设计 I 轴上有三个滑动齿轮，相应的花键轴段尺寸为 6-32 28 7.深沟球轴承分别用于左右两端，分别为 6205 和 6206 型。右端是一个 5 齿的皮带轮，它与轴 I 的扁平键相连。电机工头右侧的 V 形皮带向轴 I 传递动力，齿轮通过滑动齿轮传递到轴 II 。

　6.1 传动系统的 Ⅰ 轴及轴上零件设计

　4.2.1普通三角带驱动 的计算普通三角带的选择应确保皮带传动能够在不滑动的情况下传递最大功率，同时具有足够的疲劳强度以满足一定的使用寿命。

　设计功率  d AP K P kw  

　AK ——工况系数，查《机床设计手册》表2-5，取1.1； 故 1.1 11 12.1dP kw   

　小带轮基准直径1dd 为130； 带速v

　 11 / 60 10009.86m/s [ ]dv d n v      ； 大带轮基准直径2dd 为230； 主要中心距离01000mm a 

　， 由机器的整体布局确定。

　a太小，增加了皮带弯曲的次数;

　太大，容易引起振动。带基准长度   22 10 0 1 202 2722.52 4d dd d dd d nL a d d mma     ； 查《机床设计手册》表2-7，取02800mmdL  ； 带挠曲次数101000 / 7.04 40dmv L s   [15] ； 实际中心   21 222 1108.74 812508d ddd da A A Bd d LAd dB      故2108.7 108.7 1250 223mm a    ；

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　小带轮包角1 21180 2sin 104.09 1202d dd daa    

　单根V带的基本额定功率1p 查《机床设计手册》表2-8，取28kW；

　单根V带的基本额定功率增量

　带对轴压力

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　 6.2 多片式摩擦离合计算

　在设计多片式摩擦离合器时，首先根据机器结构确定离合器的尺寸。对于轴安装型，外摩??擦盘的内径 d 应比花键长 2~6mm，这直接影响内摩擦盘的外径 d。离合器的径向和轴向尺寸甚至会影响主轴箱的内部结构，因此应合理选择。

　摩擦片对数可以根据下式 202 / [ ] Z MnK b p   D

　式中 Mn ——摩擦离合器所传递的扭矩（N·mm）；  4 5955 10 11 0.98/800 1.28 10nM N mm       

　dN ——电动机的额定功率（kW）； fn ——安装离合器的传动轴的计算转速（r/min）；  ——从电动机到离合器轴的传动效率；

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　K ——安全系数，一般取1.3~1.5； f ——摩擦片间的摩擦系数，由于摩擦片为淬火钢，差《机床设计手册》表2-15，取0.08 f  ； 0D ———摩擦片的平均直径（mm）； 0( )/ 2 67mm D D d    ； b ——内外摩擦片的接触宽度（mm）； ( )/2 23 b D d mm    ；   p ——摩擦片的许用压强（N/mn 2 ）；  0[ ] 1.1 1.00 1.00 0.76 0.836v m zp p K K K       

　 0p——基本许用压强（MPa），查《机床设计手册》表2-15，取1.1； vK ——速度修正系数  2 40/6 10 2.5 m/spv D n    

　根据平均圆周速度pv 查《机床设计手册》表2-16，取1.00； mK ——接合次数修正系数，查《机床设计手册》表2-17，取1.00； 摩擦接合面修正系数 所以 卧式由车床倒档离合器传递的扭矩可以是空转的（ ）来计算，一般取

　最后，确定摩擦离合器的轴向压力 Q，可根据下式计算：

　式中符号的各种意义同前述 摩擦片的厚度一般取 1、1.5、1.75、2（mm），内外层分离时的最大间隙 0.2-0.4（mm），因为摩擦片具有特殊的用途，所以需要摩擦系数大，耐磨性，抗高温，抗胶合性好等特点，常用的是 10 或者 15 号刚表面渗碳 0.3-0.5mm，淬火硬度需要达到一定标准。

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　 6.3 齿轮的验算

　为了检查齿轮的强度，应选择具有相同模量载荷的齿轮数来检查弯曲应力和接触应力。一般对高速传动齿轮进行齿面接触应力校核，对低速传动齿轮进行齿根弯曲应力校核。对于硬齿面，对软齿芯渗碳淬火后的齿轮进行弯曲应力校核。

　接触应力的验算公式为

　弯曲应力的验算公式为  51 2 322081 10( )SwjK K K K NMPaZm BYn  

　式中 N ——齿轮传递功率（kW），dN N   

　1060tnTK mC

　T ——齿轮在机床工作期限（sT ）总的工作时间（h）取sT =15000~20000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近地认为 /sT T P  ，P为变速组的传动副数。

　1n ——齿轮的最低转速（r/min）； 0C ——基准循环次数；查表3-1（以下均参见《机床设计手册》）

　m ——疲劳曲线指数，查表3-1；

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　nK ——速度转化系数，查表3-2：

　NK ——功率利用系数，查表3-3； QK ——材料强化系数，查表3-4； sK ——极限值max sK ，min sK 见表3-5，当m a x s sK K  时，则取max s sK K  ，当m i n s sK K  时，取min s sK K  ； tK ——工作情况系数，中等冲击的主运动，取K，=1.2～1.6； 2K ——动载荷系数，查表3-6； 3K ——齿向载荷分布系数，查表3-9； Y ——标准齿轮齿形系数，查表3-8； j   ——许用接触应力（MPa），查表3-9；  w ——许用弯曲应力（MPa），查表3-9。

　如果验算结果j 或w 不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。

　Ⅰ轴上的齿轮采用整淬的方式进行热处理传至Ⅰ轴时的最大转速为 ：

　在离合器俩齿轮中齿数最小的齿数为 32X2,并且齿宽为 B=12mm

　符合强度要求。

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　6.4 传动轴的验算

　对于驱动轴，除负载轴事故外，另一个不需要检查，只进行刚度检查。轴弯矩部分转动惯量 花键轴4 244 24 4( ) ( )( )6432.2 6 8 (38 32.2) (38 32.2)7.42 1064d bN D d D dI mmmm           

　式中 d——花键轴的小径（mm）；

　D——花键轴的大径（mm）；

　b、N——花键轴键宽、键数； 传动轴上的弯曲载荷一般由危险截面上的最大扭矩计算:4 4 4 5.625=955 10 955 10 6.55 10820jNM Nn     扭 式中 N——该轴传递的最大功率（kw）；

　jn ——该轴的计算转速（r/min）。

　驱动轴上的力矩载荷具有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力，径向力和齿轮的圆周力。4322 6.55 102.34 1056tMP ND    扭 式中 D——齿轮节圆直径（mm）， D= mZ 。

　齿轮的径向力tP ：

　/ cosr tP P   （N）

　式中  ——为齿轮的啮合角， 20    ；

　 ——齿轮的螺旋角， 0   ；

　故30.5 1.17 10 Nr tP P   

　检查花键轴侧的压缩应力 花键侧工作面的应力为：

　max2 28[ ]( )( )njy jyMMPaD d LNK    式中max nM ——花键传递的最大转矩（N）；

　D、d——花键轴的大径和小径（mm）；

　L——花键工作长度；

　故此化建轴校验合格

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　机床传动轴的滚动轴承主要是由于疲劳失效，应进行疲劳计算。计算 额定寿命的公式为： 2500( ) ( )nhF NCfL T hf K KlP 

　或者根据jC 计算负荷 的计算公式计算

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　 故轴承校验合格

　 7 II 轴的设计 II 轴上有 4 个固定齿轮，3 个齿轮与 I 轴配合，3 个与 III 轴配合。有两种常见的齿轮，相应的花键轴截面尺寸为 6-32×28×7，左右两端为 6205 型深沟球轴承。动力从 I 轴传递到 II 轴并通过两个右齿轮到 III 轴。

　7.1 传动系统的 Ⅱ轴及轴上零件设计

　首先，检查齿轮强度。应选择具有相同模数和最小齿数的齿轮，并进行一定的计算以检查弯曲应力和接触应力。通常，用于检查齿面的接触应力的齿轮是高速传动齿轮，并且检查齿根的弯曲应力以使齿轮以低速旋转。对于硬化和软化的渗碳和硬化齿轮，必须检查根部弯曲应力。

　接触应力的计算公式为

　弯曲应力的验算公式为

　式中：

　N-----为齿轮传递功率

　-----为电机额定功率（KW）

　-----为电动机到所计算的齿轮的机械效率 -----为齿轮计算转速

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　-----为初算的齿轮模数 -----为齿宽 Z-----为小齿轮齿数 -----为大齿轮与小齿轮数只比 -----为寿命系数

　-----为工作期限系数

　-----为齿轮在机床工作期限内的总工作时间，对于中型机床的齿轮取 15000-2000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可以近似地认为 ，p 为变速族的传动副数。

　-----为齿轮的最低转速 -----为基准循环次数 -----为疲劳曲线指数 -----速度转化系数 -----功率利用系数 -----材料强化系数 -----为极限值 ， 见表 3-5（均参见机床指导技术），当 时，则取 ,当 时，取 .

　1K ——工作情况系数，中等冲击的主运动，取11.2 1.6 K  ；

　2K ——动载荷系数，查表 3—6；

　3K ——齿向载荷分布系数，查表 3—9；

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　 Y——标准齿轮齿形系数，查表 3—8；

　j ——许用接触应力（MPa），查表 3—9；

　w ——许用弯曲应力（MPa），查表 3—9； 如果验证结果 或 失败，则可以改变在初始计算中选择的材料或热处理方法。如果您仍不满意，可以使用诸如调整齿宽或重新选择齿数和模数的措施。

　 II 轴上的双滑轮通过淬火进行热处理。

　 传输到 II 轴时的最大速度为：36130 321450 1207.78r / min230 60130 320.98 0.99 0.769230 60n        32.25N 5.77kw1207.78r / mindjmNn n   三滑动齿轮中齿数最少的齿轮是 27×2，且齿宽为 B=14mm ， u=1.05

　1195.82MP 1250MPj j        故三联滑移齿轮符合标准

　验算 60×2 的齿轮； 60×2 齿轮采用整淬 371207.78r / min130 600.98 0.99 0.761230 32jn n      N 5.71kwdN   

　B=14mm

　u=1

　1027.94MP 1250MPj j        故此齿轮合格

　验算 34×2 的齿轮：

　34×2 齿轮采用整淬 371207.78r / min130 600.98 0.99 0.680230 32jn n      N 5.71kwdN   

　B=14mm

　u=4

　927.49MP 1250MPj j       

　故此齿轮合格

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　验算 30×2 齿轮：

　30×2 齿轮采用整淬 371207.78r / min130 600.98 0.99 0.680230 32jn n      N 5.71kwdN   

　B=14mm

　u=1

　1131.24MP 1250MPj j        故此齿轮合格 7.2 传动轴的验算

　对于传动轴，除了重型轴，我们一般不需要检查强度，只需要检查刚度。扭转惯性矩（4mm ）

　花键轴 4 24 4 4( ) ( )( ) 6.534 1064d bN D d D dI mm mm      

　式中 d——花键轴的小径（mm）；

　D——花键轴的大径（mm）；

　b、N——花键轴键宽、键数；

　通 常 根 据 危 险 区 域 的 最 大 扭 矩 计 算 驱 动 轴 上 的 弯 曲 载 荷 ：4 4 4 5.42=955 10 9.55 10 4.51 10 N1148.86jNMn     扭 式中 N——该轴传递的最大功率（kw）；

　jn ——该轴的计算转速（r/min）。

　传动轴上的力矩载荷具有输入转矩齿轮和输出转矩齿轮的周向力、径向力和齿轮的周向力。tP ：

　4422 4.51 10(N) 1.804 10 ND 50tMP    扭 式中 D...