CM6132普通车床电气控制电路设计

本课程的设计任务是CM6132车床的主传动设计。由于CM6132车床是精密高精度加工车床，要求车床加工精度高，主轴运转可靠，受外界、振动、温度的干扰小。所以本次设计是将车床的主轴箱驱动和变速箱驱动分开，以尽量减少变速箱和原电机振动源对主轴箱驱动的影响。

本课程设计包括CM6132车床的传动设计、功率计算、结构设计和主轴校核等。，包括带有A0图纸的CM6132车床主传动的结构图。

本次课程设计者的毕业课程设计是我校四年期间第一次对机械专业基础知识的考查和测试。它包括理论力学、材料力学、机械原理、机械设计、机械制造设备设计等许多机械学科的专业基础知识，所以称之为专业课程设计。它不仅是对我们专业知识掌握程度的一次考查和测试，也是对我们所学知识进行分析和解决生产中实际问题的一次应用。由于本次课程设计实践刚好与2010考研冲刺期冲突，因此在课程设计手册的编写和CM6132主传动结构图的设计过程中，不可避免地存在很多瑕疵和错误。请指正。

2.传输设计

本设计在分析研究数据的基础上，用计算法或类比法确定所设计主轴齿轮箱的极限转速公比，计算速度极限转速，选择电机的转速和功率，拟定合适的结构、结构网络和速度图，然后拟定传动方案和传动系统图，确定速比、齿数和带轮直径。

2.1决定最大速度。

根据任务要求，Nmax=2000rpm，Nmin=45rpm，转速公比φ=1.41。那么速度范围Rn:

Rn=Nmax/Nmin=44.4 (1)

根据φ，Rn，可以得到主轴转速系列z:

z = lgRn/LGφ+1 = 11.98 = 12(2)

2.2确定结构和结构网络

由于结构的限制，传输组中的传输对数通常为2或3，因此其结构式为:z = 2 (n) * 3 (m)。对于12级变速器，其结构式可以是以下三种形式:

12=3*2*2;12=2*3*2;12=2*2*3;

在电机功率一定的情况下，需要传递的扭矩越小，传动件和传动轴的总尺寸就越小。所以在传动顺序上，尽量让前面的传动部件多一些，也就是前多后少的原则。因此，本设计采用的结构式为:

12=3*2*2

在图1中，I轴到II轴有三组齿轮啮合，可以得到三种不同的传动速度；从轴ⅱ到轴ⅲ，分别有两对齿轮啮合，可以得到两种不同的传动速度，所以从轴ⅱ到轴ⅲ，可以得到3*2=6种不同的传动速度；同样，III轴和IV轴之间有两对齿轮啮合，可以得到两个不同的传动速度，所以I轴到IV轴可以得到3*2*2=12个不同的传动速度。

图1 3*2*2传输方案

在制定机床传动方案时，传动链特性的相关性常被绘制成图表，以供比较选择。这个图是结构网络图。结构网络只显示各传动副传动比的相关性，而不是数值，所以以对称形式绘制(图2)。因为主轴的转速要满足步比定律(由低到高变成几何级数，公比是φ)，所以结构网络上相邻的两条水平线代表一个公比φ。

为了使一个轴上的变速范围不超过允许值，传动副数越多，速比指数应该越小。考虑到传输序列中前多后少，应采用前小后大的原则来扩展序列，即所谓的前密后疏原则。因此，本设计采用的结构式为:

12=3(1)*2(3)*2(6)

12:系列。

3，2，2:根据传输顺序的每个传输组的传输对数。

1，3，6:每个传动组中中间比之间的空格数也反映了传动比和展开顺序。

这种传输形式反映了传输顺序和扩展顺序，表明传输方向和扩展顺序是一致的。图2示出了变速器的结构式。

图2 12=3(1)*2(3)*2(6)结构网络

2.3绘制速度图

在绘制CM6132车床的转速图之前，有必要说明两点:

(1)为了使结构紧凑，减少振动和噪音，通常限制在:

答:艾明& gt=1/4;

b:Imax & lt；=2(斜齿轮

因此，在一个变速组中，变速范围应小于等于8，对应于这种设计，一个轴上的传动副之间的最大差值不能是速度图中的6格。

c:先缓后冲的原则；

即变速器前面的变速器组减速比小，后面的变速器组减速比大。

(2)2)cm 6132车床的转速图与其主传动系统图密切相关。所以在画它的速度图之前，首先要确定它的主传动系统图。

图3 CM6132普通车床主传动系统图。

如图3所示，CM6132普通车床采用分离式传动，即变速箱与主轴箱分离。III轴和IV轴由皮带驱动。床头箱传动采用后轮机构(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普通车床(12转速，公比φ=1.41)采用后轮机构，如图4所示。图中的轴号顺序对应于传输系统图图3。

图4 CM6132普通车床速度表。

因为最大转速Nmax=2000rpm，而CM6132机床的功率一般在3.0KW左右，为了满足转速和功率的要求，选用Y系列三相异步电动机的型号为Y100L2-4，其技术参数如下表所示。

表1 Y100L2-4电机技术数据

2.4齿轮齿数的估算

为了方便设计和制造，同一传动组中各齿轮的模数往往是相同的。此时，每个传动副的齿轮齿数相同。

显然，如果齿数之和过小，小齿轮的齿数就会少，就会发生根切，或者齿轮中心孔尺寸不足(与传动轴直径有关)，或者加工键槽时齿根被切穿(传递运动所需)；如果齿数之和过大，齿轮结构的尺寸就大，导致主传动系统结构庞大。所以要根据传动轴的直径来适当选择。

本设计* * *包括四个齿轮副传动组: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。现在根据各传动组中传动副的传动比，拟定多种齿数，如下表2所示。至于细节，

每对传动副的齿数和每个齿轮的齿数的确定将在估算和确定每个轴的直径之后确定。

表2不同传动比的齿轮齿数和齿数

2.5滑轮直径的确定

本设计中，从电机到I轴和III轴到VI有两组滑轮传动，它们的传动比分别为1.43: 1和1:1。一般在机床上使用V带，带的类型可以根据电机转速和功率来确定，带的数量为2-5条。

根据皮带轮传递的功率和速度，电机至I轴选用A型皮带，I轴上的皮带轮直径D2=180mm，电机轴上的皮带轮直径D1=176mm，采用五条皮带。

III轴至IV轴选用a型皮带(直径小，承载能力强)，IV轴滑轮直径D3=140mm，滑轮直径D4=140mm，使用两条皮带。

3.动态计算

3.1电机功率的确定

如上所述，对于国产普通车床CM6132，机器功率一般为3.0KW，选择Y100L2-4异步电机。其额定功率为3KW。

3.2主轴的估算

设计之初，因为只确定了一个方案，具体结构还没有确定，所以只能根据统计数据初步确定主轴的直径。

3.2.1主轴前端的轴颈直径D1

表3各种机床主轴前端轴颈直径D1

图5机床主轴结构图

如表3所示，本设计选择D1=80mm。

3.2.2主轴后轴颈D2

普通机床主轴颈D2=(0.7~0.85)D1，取D2=60mm。

需要注意的是，主轴的前后轴颈一般是指与主轴上的滚动轴承配合的轴颈，所以D1，D2应该是5的整数倍。

3.3中间传动轴的初步计算

根据生产经验，一般机床每根轴的当量直径d及其传递功率p、计算转速Nj、许用扭转角[ф]有以下经验公式:

d & gt= 11 sqrt(sqrt(P/Nj[ф]))(3)

式中，P:传动轴传递的额定功率，P=η*Pe，单位为千瓦(KW)。

η:电机到轴传动部件的总传动效率。

d:当量直径，单位为厘米。

Nj:计算速度，单位为rpm。

对于花键轴，轴的内径一般比d小7%。

3.3.1许用扭转角的确定[ф]

一般情况下，机床各轴的容许扭转角参考值如表4所示。

表4机床各轴的允许扭转角度[ф]

在本设计中，中间传动轴的容许扭转角[ф]为1.2。

3.3.2计算速度Nj的确定

计算转速Nj是指主轴或其他传动轴传递所有动力的最低转速。对于具有等比传动的中型通用机床，主轴的计算转速一般为:

Nj=Nmin*φ^(Z/3 -1)

因此，本次设计，Nj=125rpm。根据转速图图4，可以如下表所示确定每个轴的计算转速。

表5各轴的计算速度

3.3.3各轴传动功率的确定

各轴的传输功率N=η*Pe。在确定各轴的效率时，不考虑轴承的影响，但在选择各轴齿轮的传动效率时，取一个小值来弥补轴承带来的误差。一般机床上栅传动元件的效率见下表。

表6机械传动效率

齿轮箱圆柱齿轮传动选用8级精度，主轴箱要求精度高，所以选用7级精度。从表4、表5、表6和公式(3)可以确定每个轴的传动效率和等效直径。请参见下表:

表7机床各中间传动轴的传动功率和计算直径

3.4齿轮模数的估算

根据接触疲劳强度或弯曲强度计算齿轮模数比较复杂，系统的一些参数只有在已知后才能确定，所以只用于草图完成后的校核。在画草堂之前，先估算一下，然后选择标准档位模块。一般同一变速组的齿轮取同一个模数，一个主轴，变速箱中的齿轮用1~2个模数。传递动力的齿轮模数一般大于2mm。在中型机床中，主轴齿轮箱中的齿轮模数通常为2.5、3和4毫米。

从中心距离A和齿数Z1，Z2，可以得到齿轮模数如下:

m=2A/(Z1+Z2) (4)

根据实际生产经验，由齿面点蚀估算的齿轮中心距有如下公式:

A & gt=370(P/Nj)^(1/3) (5)

其中Nj:大齿轮的计算转速，单位为rpm。

p:齿轮以千瓦为单位传递动力。

从I轴到II轴，P=2.85KW，Nj=1400rpm，则AI II >: =46.9mm .

从II轴到III轴，P=2.76KW，Nj=1000rpm，则AII III >；= 52.0毫米.

从III轴到IV轴，P=2.55KW，Nj=355rpm，则AIII IV >；= 71.4毫米.

由(4)和表2可知，各轴齿轮传动的齿数之和，为最小齿数之和，则有各轴应满足的最小模数。

因此，对于I轴和II轴，(Z1+Z2)min=48，AI II >；=46.9mm，则m & gt= 1.95毫米.

对于轴II和轴III，(Z1+Z2)min=46，AI II & gt=52.0mm，则m & gt= 2.26毫米.

对于轴III和轴IV，(Z1+Z2)min=76，AI II & gt=71.4mm，则m >；= 1.87毫米.

所以对于变速箱中的圆柱齿轮传动，统一取m=2.5mm。因为主轴的传递扭矩大，所以主轴箱内的齿轮模数为3 mm。

3.5确定每个轴的直径和每个齿轮的齿数。

在生产实践中，轴上齿轮的传动主要通过周向键联接来实现，花键联接以其定心好、导向性能好、应力集中小等优点而被广泛应用。因此，在本次设计中，所有传动轴均采用花键轴，通过各轴的当量直径选择合适的标准花键轴直径，再通过花键轴直径选择轴上各齿轮传动副的齿数。花键轴尺寸和齿数和的具体选择见下表。

表8各花键轴参数及相应传动副齿轮齿数和

这里有三点需要说明:

(1)花键轴参数size表示Z-D * D * B. Z表示花键轴的齿数，D表示花键轴的大直径，D表示小直径，B表示齿宽。具体模式见下图:

图6矩形花键轴

(2)齿轮齿数的选择应保证齿轮齿根与大直径花键轴的毂面不小于3 ~ 5 mm..

(2)如A0图绘制的CM6132车床主传动系统图所示，将IV轴做成带齿轮的空心轴套，四周可以装卸，使皮带轮张力引起的径向力通过轴套和滚动轴承传递给机体，保证主轴的运转不受皮带轮张力的影响。

(4)滑轮1: 1在4)III轴和IV轴之间传递动力。

4结构设计

结构设计包括主轴箱和变速箱的结构，以及传动部件(传动轴、轴承、齿轮、皮带轮、离合器、卸荷装置等)的结构设计和布置。)、主轴组件、箱体和连接器等。

4.1齿轮轴向排列

本设计中很多地方使用了滑动齿轮，滑动齿轮必须保证当一对齿轮完全脱离时，一对齿轮能进入啮合，否则会造成干涉或变速困难。所以匹配的固定齿轮之间的距离要保证有足够的空间，至少不小于两倍齿宽，间隙δ = 1 ~ 2mm。

一般齿轮齿宽为b1=(6~12)m，变速箱中齿轮传动副的模数为m=2.5mm，我设计的齿轮齿宽为b=6m=15mm。对于主轴箱，m=3mm，b2=20mm，因此齿轮箱中相邻固定齿轮之间的距离b不应小于32 mm..

图7齿轮的轴向排列

4.2传动轴及其上传动元件的布置

4.2.1 I轴设计

图8 I轴及其上部传动元件的布局

I轴为三联滑动齿轮，对应的花键轴截面尺寸为6-32*28*7。左右两端选用深沟球轴承，型号分别为6205和6206。右端是5齿滑轮，与I轴的平键相连。电机工长右端的V型皮带轮将动力传递给I轴，再通过滑动齿轮将动力传递给II轴。

4.2.2轴二的设计

图9 II轴及其上部传动元件布置图

II轴上有五个固定齿轮，左边三个齿轮与I轴配合，右边两个齿轮与III轴配合。对应的花键轴截面尺寸为6-32*28*7，左右两端为型号为6205的深沟球轴承。动力从I轴传到II轴，通过右边的两个齿轮传到III轴。

4.2.3三轴设计

图10 III轴及其上部传动元件布置图

III轴上有两个滑动齿轮，与II轴上的两个固定齿轮相啮合。对应的花键轴段尺寸为6-35*30*10。左右是型号为6206的深沟球轴承。左端为2齿滑轮，动力从II轴传到III轴，再通过左V滑轮传到IV轴。

4 . 2 . 4 IV轴设计

图11 IV轴及其上部传动元件布置图。

IV轴实际上是一个带齿轮的套筒，套在主轴左端。两种深沟球轴承支撑套(6214)增加了它们的刚性。左端为2齿皮带轮，其轴向位置可通过左螺母调节。动力从直径为III轴的皮带轮传递到IV轴，再通过右齿轮传递。

4.2.5 V轴设计

图12 V轴及其上部传动元件布局

V轴其实就是一个后轮机构，V轴上的两个滑动齿轮通过螺栓与控制主轴内齿轮离合器滑动的拨叉盘相连，从而达到变速的目的。匹配的花键轴尺寸参数为6-40*35*10。左右是型号为6206的深沟球轴承。当拨动滑动齿轮使左齿轮与IV轴齿轮啮合时，主轴将获得6档低速。如果移动滑动齿轮，使与之相连的拨叉主轴上的齿轮直接与IV轴上的齿轮啮合，主轴将获得8步的高转速。

主轴的设计

图13主轴及其上部传动元件的布局

主轴装有一个由V轴(后轮机构)上的拨叉盘控制的内齿轮离合器，以及一个与主轴和V轴右端的小齿轮固定连接的齿轮。当IV轴齿轮直接与内齿轮离合器啮合时，主轴将获得6档高速。脱开时，连接齿轮和后轮机构刚好连接，主轴会通过1: 2.8两次减速得到6档低速。

由于主轴比较长，为了提高其刚度，本次设计采用三支撑方式，其结构要求箱体上的三个支撑孔要有较高的同轴度，否则温升和空载功率都会增加。但3孔同轴加工难度较大，所以一般选择辅助支撑或后支撑。只有在载荷较大，轴弯曲变形时，辅助支撑才会发挥作用。

本设计采用前支撑作为主要支撑点，型号为NU316的双列短圆柱滚子轴承，承载能力大，摩擦系数小，温升低，极限转速高，能很好地满足设计要求，但不能承受轴向力。本次设计中，中间支撑处选用了两排51214推力球轴承，作为辅助支撑，配合前支撑承受轴向力。一方面可以满足高速、高精度、重载的要求，同时承受较大的轴向和径向力；另一方面可以将主轴的轴向力从前向后充分传递到机身，保证主轴良好的运行精度和动态性能。每个滚动轴承都有一个螺母来调整其轴向间隙，内圆外锥滑动轴承可以通过一个双向后盖来调整其径向间隙。

4.3主轴的强度检查

主轴作为车床的输出轴，一方面通过卡盘带动被夹紧的工件旋转。另一方面，由于主轴的精度和性能要求高，其结构和其上传动元件的布置复杂，所以主轴一般较粗，做成空心轴，以保证相同材料消耗下的高强度、刚度和疲劳强度。

本设计中只对主轴进行强度校核，其他轴以及刚度和疲劳强度限于篇幅，不再讨论。

在这种设计中，主轴有两个动力源。一种是通过后轮机构获得低6档转速，另一种是通过内齿轮离合器获得高6档转速。在这两种情况下，主轴的受力状态明显不同，应分别进行应力分析和校核。

另外，卸荷装置一般布置在车床主轴的前端，可以将切削过程中的切削力传递给机身，所以强度校核时不考虑切削力的影响。

由于主轴同时承受弯矩和扭矩，所以在校核时，按弯矩和扭矩的合成强度条件进行校核。根据第三种力量理论，可以得出结论:

σc=Mc/W=sqrt(M^2+(ε*T)^2)/W <=[σ-1b] (6)

本次设计主轴材料为调质45钢，其许用疲劳强度[σ-1b]=60Mpa。

在验算之前，先进行一些简单的处理和简化计算。主轴的结构示意图如图13所示，其上传动元件的具体轴向位置如A0图所示。这里由于中间支撑只是作为辅助支撑，所以在进行受力分析时不作为支撑反力点。左右轴承集中反力的作用点视为作用在轴承支座的中点。现在主轴上各传动元件作用点的位置和距离如下所示:

图14主轴及其上部部件轴向位置示意图

4.3.1高6级变速器强度校核计算

这种情况下，主轴右侧固定齿轮受力，其应力图如图15所示。

扭矩t 1 = 9.55 * 10 3 * p 1/n 1 = 9.55 * 10 3 * 0.84/45 = 531n * m。

周向力ft 1 = t 1 * 10 3/(d 1/2)= 531 * 10 3/(76 * 3/2)= 4658n。

径向力fr 1 = ft 1 * tan(20)= 1695n。

水平面上的支撑反力:fa 1 = db/(da+db)* ft 1 = 132/(280+132)* 4658n = 1492n。

FB 1 = ft 1-fa 1 = 3166n

垂直面上的反作用力:fa 1 ' = db/(da+db)* fr 1 = 543n。

FB 1 ' = fr 1-fa 1 ' = 1152n

c截面水平弯矩:MC = 280 * fa 1 * 10(-3)= 418n * m。

c截面竖向弯矩:MC ' = 280 * fa 1 ' * 10(-3)= 152n * m。

c截面复合弯矩:MC 1 = sqrt(mc2+MC ' 2)= 445n * m

由于主轴单向旋转，扭矩视为脉动循环，ε=[σ-1b]/ [σ0b]=0.6，则C截面的等效弯矩为:

MVC 1 = sqrt(mc1^2+(ε*t1)^2)=547n*m

轴的应力图、扭矩图和弯矩图如图15所示。

根据弯曲和扭转的合力校核轴的强度；

C段的等效弯矩最大，可能是危险截面。已知MC = MVC 1 = 547n * m .[σ-1b]= 60 MPa，

σc=mc/w=mc/0.1dc^3 =547*10^3/(0.1*75^3)=13.0mpa<；[σ-1b]=60Mpa

所以它的力量是足够的。

图15低6级轴强度计算

4.3.2高档6档变速器的强度计算

在这种情况下，主轴左侧的内齿轮离合器直接与IV轴的外齿轮啮合。其应力图如图16所示。同样地:

扭矩T2 = 9.55 * 10 3 * P2/N2 = 9.55 * 10 3 * 3 * 0.84/355 = 67.8N * m

周向力ft2 = T2 * 10 3/(D2/2)= 67.8 * 10 3/(27 * 3/2)= 1674n。

径向力fr2 = ft2 * tan (20) = 609n

水平面上的反作用力:Fa2 = DB/(d b-DA)* FT2 = 552/(552-140)* 1674n = 2242n。

FB2 = Ft2-FA2 =-568牛顿

垂直面上的反作用力:FA2'= db/(db-da)*Fr2=816N。

FB2'=Fr2-FA2'=-207N

A截面水平弯矩:Ma = 140 * FT2 * 10(-3)= 234n * m。

a截面竖向弯矩:ma ' = 280 * fr2 ' * 10(-3)= 85.2n * m。

a截面复合弯矩:ma 1 = sqrt(ma 2+ma ' 2)= 249n * m。

类似地，截面A处的等效弯矩为:

MVA 1 = sqrt(ma1^2+(ε*t2)^2)=252n*m

轴的应力图、扭矩图和弯矩图如图16所示。

同样，截面A处的等效弯矩最大，因此可能是危险截面。已知Ma=Mva1=252N*m。[σ-1b]=60Mpa，

σa=ma/w=ma/0.1dc^3 =252*10^3/(0.1*65^3)mpa = 9.2 MPa & lt；[σ-1b]=60Mpa

所以它的力量是足够的。

图16高等级6车轴强度计算

综上所述，两种情况下主轴的强度都是足够的，所以本次设计的主轴尺寸满足要求。

第五步:切片

这次专业课程设计者做了一个非常关键和重要的上学期的课程设计，也是毕业设计前最后一次关于机械专业基础知识的课程设计。我个人非常重视这个设计。

由于本课程设计时间与考研时间冲突，很多内容，尤其是A0图的CM6132机床传动系统结构图，是在仓促间完成的，存在一些小错误和不合理之处。比如I轴上三重滑动齿轮的排列不合理，直接导致滑动齿轮之间的间距过大(为了留有空间，保证齿轮之间没有干涉)，进而影响I轴的轴向尺寸，甚至整个变速箱的尺寸。再比如，变速箱中多对齿轮啮合时，不考虑共用齿轮，以减少II轴上固定齿轮的数量，从而减小II轴的轴向尺寸。还有就是连接变速箱和主轴箱的三角皮带轮尺寸较小，和庞大的主轴箱不太协调，主轴两侧的端盖设计不太合理...

当然，通过这次课程设计，我也学到了很多东西，使我对机械专业有了更深入的了解，对机床内部传动系统的结构有了更清晰的认识，这些都是在高校课堂上书本知识所无法获得的，也是普通考试所无法考查的。从这个角度来说，课程设计不仅是考核和检验学生知识掌握和应用能力的重要补充方式，而且学生通过课程设计可以更加扎实、扎实地掌握专业基础知识和专业领域信息，为以后的机械工作和生产实践活动打下良好的基础。

6.参考

1.彭文生等机械设计。版本1。北京:高等教育出版社，2002。

2.李等。机械制造设备设计。第二版。北京:机械工业出版社，2008。

3.唐增宝等。机械设计课程设计。版本1。武汉:华中科技大学出版社，2006。

4.吴主编。机械零件设计[M]。版本1。北京机械工业出版社2004