CM6132机械系统设计课程设计精密车床主轴箱及变速箱系统设计.doc

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1、目录绪论11概述51.1机床主轴箱课程设计的目的51.2设计任务和主要技术要求51.3 操作性能要求62.技术参数确定与方案设计62.1原始数据62.2开展CM6132功能原理设计63运动设计73.1确定转速极速73.1.1计算主轴最高转速93.1.2计算主轴最低转速103.1.3确定主轴标准转速数列113.2 主电动机的选择123.3变速结构的设计143.3.1 主变速方案拟定143.3.2 拟定变速结构式143.3.3拟定变速结构网153.3.4 验算变速结构式163.4绘制转速图173.5 齿轮齿数的估算203.6 主轴转速误差234.动力设计264.1电机功率的确定264.2确定各轴计

2、算转速264.3 带轮的设计274.4传动轴直径的估算304.5齿轮模数的确定334.6主轴轴颈的直径364.6.1主轴悬伸量a364.6.2主轴最佳跨距的确定和轴承的选择364.6.3主轴组件刚度验算375. 结构设计385.1齿轮的轴向布置395.2传动轴及其上传动元件的布置405.2.1 I轴的设计425.2.2II轴的设计425.2.3 III轴的设计425.2.4 带轮轴的设计425.2.5 轴的设计435.2.6主轴的设计435.2.7 主轴组件设计435.3齿轮布置的注意问题445.4主轴与齿轮的连接445.5 润滑与密封455.6 其他问题456.总结467.致谢478.参考资

3、料471概述1.1机床主轴箱课程设计的目的机床课程设计，是在学习过课程机械系统设计之后进行的实践性教学环节。其目的在于通过机床运动机械变速传动系统的结构设计，使学生在拟定传动和变速的结构方案过程中，得到设计构思，方案分析，结构工艺性，机械制图，零件计算，编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并培养学生具有初步的结构分析，结构设计和计算能力。1.2设计任务和主要技术要求本次课程设计任务是CM6132车床主传动设计。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，本次设计是将车床的主轴

4、箱传动和变速箱传动分开设计，以尽量减小变速箱，原电机振动源对主轴箱传动的影响。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车床主传动的装配图。本次课程设计是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。1.3 操作性能要求1）具有皮带轮卸荷装置2）手动操纵双向摩擦片离合器实现主轴的正反转及

5、停止运动要求3）主轴的变速由变速手柄完成2.技术参数确定与方案设计2.1原始数据(1)机床主参数：Dmax=320mm。(2)刀具材料：高速钢或硬质合金。(3)工件材料：钢或铸铁。2.2开展CM6132功能原理设计画出车削加工的运动功能图，写出车削加工的运动功能结构式。 图1 车床运动功能图和运动功能式绘出传动原理图。 图2 车削加工的传动原理图3运动设计根据机床的规格、用途和常用的切削用量，以及与同类型机床的类别分析，确定机床主运动的极限转速、主轴转速的合理分布，从而确定主运动传动系统的公比和级数。拟定传动系统的结构方案（结构式、结构网设计），分配分变速组的传动比，确定齿轮齿数，绘制其传动系

6、统图，并计算校核其转速误差。3.1确定转速极速调查和分析所设计机床上可能进行的工序，从中选择要求最高、最低转速的典型工序。按照典型工序的切削速度和刀具直径（或工件直径）计算最高、最低转速（即极限转速）和。计算公式如下： = =式中：分别为主轴最高、最低转速 分别为最高、最低切削速度； 分别为最大、最小计算直径。应当指出，通用机床的并不是机床上可能加工的最大和最小直径，而是指常用的经济加工的最大和最小直径。对于通用机床，一般取： =kD =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（摇臂钻床，k=1.0;普通车床，K=0.5）； 计算直径范围（=0.20

7、.25）。就本课程设计的Dmax=320mm的精密卧式车床设计，取K=0.5、=0.25。 =kD=0.5320mm=160mm; =0.25160mm=40mm。3.1.1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=150250m/min。按经验，并考虑切削用量资料，取=250m/min。则=1990r/min根据标准公比的标准数列表，取=2000r/min。3.1.2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=13.8m/min。

8、则=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32mm,取=1.5m/min。则=14.9r/min综合同类型机床，取=19r/min。3.1.3确定主轴标准转速数列 主轴变速范围 =105 Z=18 =1.31由于我国机床专业标准GC58-60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

9、出共有21级转速，且无法达到最高转速=2000r/min。故综合同类型机床对其转速进行调整，使其满足=2000r/min，=19r/min，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。 3.2 主电动机的选择合理的确定电机功率P，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。现在以常见的中碳钢为工件材料，取45号钢，正火处理，车削外圆，表面粗糙度=3.2mm。采用车刀具，可转位外圆车刀，刀杆尺寸：16mm25mm。刀具几何参数：=15，=6，=75

10、，=15，=0，=-10，b=0.3mm，r=1mm。现以确定粗车是的切削用量为设计：确定背吃刀量和进给量f， 取3mm，f取0.2。确定切削速度，取V=1.7。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=9.81 =9.8127030.920.95 =1038（N）切削功率的计算 =10381.7=1.8（kW）依照一般情况，取机床变速效率=0.8.=2.3(kW)根据Y系列三相异步电动机的技术数据,Y系列三相异步电动机为一般用途全封闭自扇冷式笼型异步电动机，具有防尘埃、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，B级绝缘，工业环境温度不超过+40，相对湿度不超过95%，海拔

11、高度不超过1000m，额定电压380V，频率50Hz。适用于无特殊要求的机械上，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3-1 Y100L2-4型电动机技术数据电动机型号额定功率/KW满载转速/rmp额定转矩/N.m最大转矩/N.mY100L2-4314302.22.3至此，可得到下表3-2中的车床参数。 表3-2 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数表工件最大回转直径(mm)最高转速( )最低转速( )电机功率P（kW）公比转速级数Z32020001931.26183.3变速结

12、构的设计3.3.1 主变速方案拟定拟定变速方案，包括变速型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个变速系统的确定。变速型式则指变速和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的变速型式、变速类型。变速方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定变速方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。变速方案有多种，变速型式更是众多，比如：变速型式上有集中变速，分离变速；扩大变速范围可用增加变速组数，也可采用背轮结构、分支变速等型式；变速箱上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。显然，可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。此次设计中，我们采用分离变速型式

13、的主轴变速箱。3.3.2 拟定变速结构式由于结构上的限制，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=2n3m.对于18级传动，其结构式可为以下三种形式：18=332；18=323；18=233；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：18=332。从轴I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有三对齿轮分别啮合，可得到三种不同的传动速度，故从轴I到轴III可得到33=9种不同的传动速度；同理，轴III到轴IV有两对齿轮分别啮

14、合，可得到两种不同的传动速度，故从轴I到轴IV共可得到332=18种不同的传动转速。设计车床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，在降速变速中，一般限制限制最小变速比 ；为避免扩大传动误差，减少震动噪声，在升速时一般限制最大转速比。斜齿圆柱齿轮传动较平稳，可取。因此在主变速链任一变速组的最大变速范围。在设计时必须保证中间变速轴的变速范围最小。3.3.3拟定变速结构网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3)。由于主轴的转速应满足级比规律（从低到高间成

15、等比数列，公比为），故结构网上相邻两横线间代表一个公比。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，即所谓的前密后疏原则。故本设计采用的结构式为：18=31232918:级数。3，3，2：按传动顺序的各传动组的传动副数。1，3，9：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3为该传动的结构网。 图318=312329结构网3.3.4 验算变速结构式主轴的变速范围应等于住变速传动系中各个变速组变速范围的乘积，即：检查变速组的变速范围是否

16、超过极限值时，只需检查最后一个扩大组。因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其他变速组就不会超过极限值。 其中，,=8，符合要求。3.4绘制转速图（1）绘制常规的转速图时，要注意，为了结构紧凑，减小振动和噪声，通常限制：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）但在绘制CM6132车床转速图时，要注意，由=2000r/min，=1

17、9r/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，故在绘制它的转速图线时，先要确定其主传动系统结构。CM6132型精密车床采用分离式传动，即变速箱和主轴箱分离。III，IV轴为皮带传动。在主轴箱的传动中采用了背轮机构，解决了传动比不能过大（受极限传动比限制）的问题。(3)绘制转速图a.选择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 又电动机转速,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

18、 = 变速组数 + 3（背轮机构） = 3 +3= 6d.绘制转速图在五根轴中，按变速顺序依次设为、（背轮机构）、（主轴）。与、与、与、和轴之间的变速组分别设为a、b、c、d. （主轴）开始，确定、的转速：先来确定背轮机构的公比变速组d 的变速范围为=8，构式，采用背轮机构，则其公比为：=1 = =确定轴的公比变速组c采用皮带传动降速，可取 确定轴的公比为了扩大变速范围，变速组b是基本组，并采用混合公比，使用三联滑移齿轮，可取 = =确定轴的转速对于变速组a,是第一扩大组，其级比指数为3,可取 = =由此也可确定加在电动机与主轴之间的定变速比。下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）。C

19、M6132型精密车床（18级转速，混合公比）采用了背轮机构后的转速图，如图4所示。3.5 齿轮齿数的估算齿轮齿数的确定，当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。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，应根据传动轴直径等适当选取。对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，

20、变速组内每对齿轮的齿数和及小齿轮的齿数可以从手册中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于1820。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。本次设计共包含I-II轴传动组，II-III轴传动组，IV传动组和IV-V (主轴)传动组四个齿轮副传动组。根据查表法,查手册各种常用变速比的使用齿数。变速组a:， =， =查传动比i为1.58、1.26和2.52的三行，有数字者即为可能的方案。结果如下：时：57、59、60、62、65、67、70、72、75、77、78=时：56、59、61、63、65、66、68、70

21、、72、74、75、77=时，56、60、63、66、67、70、71、73、74、77、78可挑出70，但是齿数过大，径向尺寸大，三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。综合同类型机床，选取58，于是可得各对传动副中小齿轮的齿数分别为：22、26和17。这样会使传动比产生些微变化，于是于是， =， =， 可得轴I上的三联齿轮齿数分别为：36、26、17轴上的三联齿轮齿数分别为：22、32、42。变速组b:， =， =时：57、59、60、62、65、67、70、72、75、77、78=时：56、59、61、63、65、66、68、70、72、74、75、

22、77=时：57、60、63、66、69、72、75、78可取 72，但是变速组a选取的齿数和是58，相差很大，结构不紧凑，且三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。于是取 68，于是可得各对传动副中小齿轮的齿数分别为：22、26和30。这样会使传动比产生些微变化，于是， =， =可得轴上的齿轮齿数分别为：42、38、22。轴上三联滑移齿轮的齿数分别为：26、30、45。背轮机构皮带轮轴到轴的公比为=，可取90，则=,于是皮带轮轴上的齿数为27，轴上的齿数为63。轴到轴（主轴）的公比为=，可取75,则=，于是轴上的齿数为17，轴上的齿数为58。3.6 主轴转

23、速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过10(-1),即 对于精密车床CM6132的18级转速图知：Nmax=2000r/min有， 则有 因此满足要求。以同样的方法来计算其它各转速同上计算各级转速误差，以表形式列出，如下图：各级转速误差200015801000785610500390305250 误差%2001501251007662503819误差各级转速误差都都小于2.6，因此不需要修改齿数。4.动力设计4.1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.4.2确定各轴计算转速 确定主轴计

24、算转速：计算转速是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。根据公式，主轴的计算转速为各变速轴的计算转速： 轴的计算转速为62r/min；的计算转速为175r/min；轴的计算转速为350r/min；的计算转速为858r/min。4.3 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25个最佳。根据带轮传递功率和转速，对于电动机到I轴选择A型带。三角带传动中，轴间距A可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打

25、滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。电动机转速n=1430r/min,传递功率P=3kW,传动比i=1.67，两班制，一天运转16小时，工作年数10年。(1)选择三角带的型号由手册得，工作情况系数查的共况系数=1.2。故根据公式 =1.23=3.6KW式中：P-电动机额定功率； -工作情况系数。 因此根据、查资料的普通V带轮型图选用A型V带。(2)确定带轮的基准直径，带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径不宜过小，即。查手册上的表格取主动小带轮基准直径=90。由公式计算 =1.6790=150.3mm 查普通

26、V带带轮基准直径系列，取=150mm。(3)验算带速度V，按公式验算带的速度 = ，故带速合适。(4)初定中心距带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取： 根据经验公式,初步确定中心距，即0.7（150+90）2（150+90）168480为使结构紧凑，取=300mm。(5)三角带的计算基准长度由公式,计算带轮的基准长度 查表得，圆整到标准的计算长度 则实际中心距为：(6)验算小带轮包角根据公式 故主动轮上包角合适。(7)确定三角带根数根据公式查表由=90和及查表，由单根A型V带的额定功率分别是0.93KW和1.07KW，用线性插值法求得时的额定功率KW。查= 0.

27、14KW,查表=0.97；长度系数=0.89 取 根(8)计算初拉力查表得V带质量q=0.1kg/m，则初拉力为式中： -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。 (9)计算作用在轴上的压轴力 =24109.85=874N(10)带轮结构 小带轮结构 =90采用实心式，查电动机轴颈，由表查得 e=150.3mm , f=mm轮毂宽：其最终宽度结合安装带轮的轴段确定轮缘宽：=(4-1)15+210=65mm 大带轮结构 =150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

28、及计算方法，求得III轴到VI轴传动皮带的结构参数， B型V带 ，Z=2。4.4传动轴直径的估算传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。根据公式，并查得到取1.轴的直径：取取d=30mm.轴的直径：取取d=32mm轴的直径：取 取d=35mm轴的直径：取取d=40mm其中：P-电动机额定功率（kW）；-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的

29、乘积；-该传动轴的计算转速（）； -传动轴允许的扭转角（），一般传动轴,取。当轴上有键槽时，d值应相应增大45%;当轴为花键轴时，可将估算的d值减小7%为花键轴的小径;空心轴时，d需乘以计算系数b。、和为花键轴，主轴为空心轴。因为矩形花键定心精度高，定心稳定性好，能用磨削的方法消除热处理变形，定心直径尺寸公差和位置公差都能获得较高的精度，故我采用矩形花键连接。按规定，矩形花键的定心方式为小径定心。查矩形花键的基本尺寸系列，定花键轴的规格 ；轴花键轴的规格；轴花键轴的规格；轴花键轴的规格。这里需要说明三点：（1）花键轴参数尺寸代表Z-Ddb。Z表示花键轴齿数，D表示花键轴大径，d表示小径，b表示

30、齿宽，具体图样见下图： 图5 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，带轮轴做成中空轴套，起卸荷左右，这样可将带轮的张紧力引起的径向力通过轴套，滚动轴承传至机身上，保证主轴的运转不受带轮张紧力的影响。（4）III轴和IV轴间为皮带轮1：1.12传动。4.5齿轮模数的确定齿轮模数的估算。通常同一变速组内的齿轮取相同的模数，如齿轮材料相同时，选择负荷最重的小齿轮，根据齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条件进行估算模数和，并按其中较大者选取相近的标准模数，为简化工艺变速传动系统内各变速组的齿轮模数

31、最好一样，通常不超过23种模数。先计算最小齿数齿轮的模数，齿轮选用直齿圆柱齿轮及斜齿轮传动，查手册齿轮精度选用7级精度，选择小齿轮材料为45钢 (调质)，硬度为220HBS和260HBS：a变速组：分别计算各齿轮模数，先计算最小齿数,的齿轮。初步计算传动的主要尺寸根据公式：小齿轮传递转矩为因v值未知，值不能确定，可初步选载荷系数,初选。非对称安装，取齿宽系数=0.3。查得弹性系数。齿数比u=42/17=2.4。按齿面硬度查图，得,假设该机床工作寿命10年，每年工作300天，两班制，工作平稳，齿轮转向不变。则，大齿轮和小齿轮的应力循环次数分别为： 查资料的, 取安全系数 取计算模数计算载荷系数

32、查得使用系数 因，查得动载荷系数，由表查得齿向载荷分布系数，则载荷系数为1.2765对进行修正 因K与有较大的差异，故需对由计算出的进行修正，即 确定模数 2.85取传动尺寸 两分度圆直径 中心距齿宽, 尽可能圆整为5的倍数，取尺高为了便于设计和制造，同一传动组内的齿轮的模数常取相同，此时，各传动齿轮副的齿轮齿数和相同。则在变速箱职中，每根传动轴上各齿轮的模数均为。而在主轴箱中，用上述方法也取得第一对传动副齿轮的模数，而在传动链中，最后一个背轮机构中，变速范围较大，各传动副对应传动的扭矩的差别也较大，为合理利用材料，常采用不同的模数，且在同一传动组内正常只限用于用两种模数。由于传动副轴心线距离

33、必须相等，即 、分别为两种模数； 、分别为、两传动副的齿数和。 则得。4.6主轴轴颈的直径主轴的外径尺寸，关键是主轴前轴颈的（前支撑处）的直径。选定后，其他部位的外径可随之而定。一般是通过筒规格的机床类比分析加以确定。320mm车床，P=3KW查手册，前轴颈应,初选,后轴颈取。因为主轴为空心轴，其内孔直径d/0.7,取主轴当量直径；则d44.45，取d=35mm。4.6.1主轴悬伸量a主轴悬伸量的大小往往受结构限制，主要取决于主轴端部的结构形式及尺寸、刀具或夹具的安装方式、前轴承的类型及配置、润滑与密封装置的结构尺寸等。主轴设计时，在满足结构的前提下，应最大限度的缩短主轴悬伸量a。根据结构,对

34、于精密机床a/=0.61.5=43.2108mm，定悬伸长度。4.6.2主轴最佳跨距的确定和轴承的选择支撑跨距L，当前多数机床的主轴采用前后两个支撑，结构简单，制造、装配方便，容易保证精度，但是，由于两支撑主轴的最佳支距一般较短，结构设计难于实现，故可采用三支撑结构。但精密车床CM6132转速的变化范围大，主轴需正反转，对机床的稳定性要求高，故采用滑动轴承，选用内圆外锥式多油楔轴承。其内表面加工出三个偏心圆弧槽（油囊），均匀分布在圆周上，深为0.2mm。所以主轴无论正反转都能形成三个油楔。主轴中间装两个推力球轴承（D8112），使主轴轴向定位。后端作为辅助支承，选用一对深沟球轴承6011（GB

35、/T 276-94）。为了提高刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度。选择适当的支撑跨距，一般推荐取： =35，跨距小时，轴承变形对轴端变形的影响大。所以，轴承刚度小时，应选大值，轴刚度差时，则取小值。跨距的大小，很大程度上受其他结构的限制，常常不能满足以上要求。安排结构时力求接近上述要求。根据资料及设计经验可知,主轴跨距=(35)a=315525mm,初选=329mm。4.6.3主轴组件刚度验算（1）主轴弯曲刚度的验算 由于CM6132车床主轴为空心，则其弯曲刚度为、主轴轴承之间的当量外径和主轴内孔直径。那么，对于精密机床，要求，那么主轴的弯曲刚度满足要求。 (2)主轴扭转刚度的验算 式中：扭矩Nc

36、m； G剪切弹性模量N/cm2 ，取； 截面极惯性矩，实心轴； D、L轴的直径和工作长度，D=63.5mm=6.35cm，L=329mm=32.9cm； N主轴传递功率，N=3KW； 主轴计算转速，=。则 按要求，主轴扭转角不超过,而=，则满足要求。5. 结构设计结构设计包括主轴箱、变速箱的结构、传动件（传动轴，轴承，齿轮，带轮，离合器，卸荷装置等）、主轴组件、箱体以及连接件、操纵机构和润滑装置的结构设计和布置等等。主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题。精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传动效率要求，主轴前轴承处温度和温升的控制，结构工

37、艺性，操作方便、安全、可靠原则，遵循标准化和通用化的原则。主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由于结构复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。目的是：布置传动件及选择结构方案。检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况，以便及时改正。确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置，以确定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。5.1齿轮的轴向布置本次设计中有多处使用了滑移齿轮，而滑移齿轮必须保证当一对齿轮完全脱离后，令一对齿轮才能进入啮合，否则会产生干涉或变速困难。所以与之配合的固定齿轮间的距离应保证留有足够的空间，至少不

38、少于齿宽的两倍，并留有=12mm的间隙。齿轮齿宽一般取b1=（612）m，对变速箱内齿轮传动副模数m=2.5mm，我设计的齿轮宽度b=6m=15mm 。而对于主轴箱内m=3mm，b2=20mm，故变速箱内相邻固定齿轮间距离B应不小于32mm。图7 齿轮的轴向布置5.2传动轴及其上传动元件的布置机床传动轴，广泛采用滚动轴承作支撑。轴上要安装齿轮、离合器和制动器等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。首先传动轴应有足够的强度、刚度。如挠度和倾角过大，将使齿轮啮合不良，轴承工作条件恶化，使振动、噪声、空载功率、磨损和发热增大；两轴中心距误差和轴芯线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。传动

39、轴可以是光轴也可以是花键轴。成批生产中，有专门加工花键的铣床和磨床，工艺上并无困难。所以装滑移齿轮的轴都采用花键轴，不装滑移齿轮的轴也常采用花键轴。花键轴承载能力高，加工和装配也比带单键的光轴方便。轴的部分长度上的花键，在终端有一段不是全高，不能和花键空配合。这是加工时的过滤部分。一般尺寸花键的滚刀直径为6585。机床传动轴常采用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升、空载功率和噪声等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支撑孔的加工精度要求都比较高。因此球轴承用的更多。但是滚锥轴承内外圈可以分开，装配方便，间隙容易调整。所以有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选择轴承的型号和

40、尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其他结构条件。同一轴心线的箱体支撑直径安排要充分考虑镗孔工艺。成批生产中，广泛采用定径镗刀和可调镗刀头。在箱外调整好镗刀尺寸，可以提高生产率和加工精度。还常采用同一镗刀杆安装多刀同时加工几个同心孔的工艺。下面分析几种镗孔方式：对于支撑跨距长的箱体孔，要从两边同时进行加工；支撑跨距比较短的，可以从一边（丛大孔方面进刀）伸进镗杆，同时加工各孔；对中间孔径比两端大的箱体，镗中间孔必须在箱内调刀，设计时应尽可能避免。既要满足承载能力的要求，又要符合孔加工工艺，可以用轻、中或重系列轴承来达到支撑孔直径的安排要求。两孔间的最小壁厚，不得小于510，以免加工时孔变形。花键

41、轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的内径。一般传动轴上轴承选用级精度。传动轴必须在箱体内保持准确位置，才能保证装在轴上各传动件的位置正确性，不论轴是否转动，是否受轴向力，都必须有轴向定位。对受轴向力的轴，其轴向定位就更重要。回转的轴向定位（包括轴承在轴上定位和在箱体孔中定位）在选择定位方式时应注意：1）轴的长度。长轴要考虑热伸长的问题，宜由一端定位。2）轴承的间隙是否需要调整。3）整个轴的轴向位置是否需要调整。4）在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈。5）加工和装配的工艺性等。5.2.1 I轴的设计I轴上为三联滑移齿轮，相应的花键轴段尺寸为6-32287。左右端均选取深沟球轴承，其型号

42、分别为6205，6206。右端为5齿皮带轮，与I轴平键连接，电机工头右端V带轮将动力传至I轴，又通过滑移齿轮传动力至II轴。5.2.2II轴的设计II轴上为4个固连齿轮， 3个为与I轴配合的齿轮， 3各与III轴配合。有两个公用齿轮，相应花键轴段尺寸为6-32287，左，右端均为型号为6205的深沟球轴承。动力从I轴传至II轴，并通过右边两齿轮传动力至III轴。5.2.3 III轴的设计III轴上有3联滑移齿轮，与II轴的3个固定齿轮啮合。与之配合的相应花键轴段尺寸为6-353010。左，右均为型号为6206的深沟球轴承。左端为2齿皮带轮，动力从II轴传至III轴，再通过左边的V带轮传动力至I

43、V轴。5.2.4 带轮轴的设计带齿轮轴套在主轴左端的套筒内。两个型号为6214的深沟球轴承支撑套筒增加其刚度。左端为2齿皮带轮，左边螺母可调整其轴向位置。动力从III轴径皮带轮传至带轮轴，再通过右边齿轮将动力传出。5.2.5 轴的设计轴实际上是背轮机构，其上2个滑移齿轮，与控制主轴内齿离合器滑动的拨叉盘用螺栓固连在一起，进而达到变速目的。与之配合的花键轴尺寸参数为6-403510。左右均为型号为6206的深沟球轴承。当拨动滑移齿轮，使左端齿轮与IV轴齿轮啮合时，主轴将得到低9级转速。若拨动滑移齿轮，使与之固联的拨叉主轴上齿轮直接与带轮轴齿轮啮合时，主轴将得到高9级转速。5.2.6主轴的设计主轴上装有受轴（背轮机构）上拨叉盘控制的内齿离合器，以及固连在主