CK6140数控车床主轴结构设计【7.5KW 41.5 4000 无级变速】

资源目录里展示的全都有，所见即所得。下载后全都有,请放心下载。原稿可自行编辑修改=【QQ：401339828 或11970985 有疑问可加】 目 录 第1章 概述……………………………………………. .……..1 1.1 设计要求………………………………………………..1 第2章 主传动的设计 ………………………………………… 2 2.1计算转速的确定……………………………………….. 2 2.2变频调速电机的选择………………………………...…2 2.3转速图的拟定…………………………………………...2 2.3.1传动比的计算…………………………………… ...2 2.3.2参数确定…………………………………………. ..2 2.3.3 主轴箱传动机构简图……………………………...3 2.3.4 转速图拟定………………………………………...3 2.4传动轴的估算………………………………………..… 3 2.5主轴轴颈的确定……………………………………..… 5 2.6主轴最佳跨距的选择……………………………..…… 5 2.7齿轮模数的估算……………………………………….. 6 2.8 同步带传动的设计………………………………….… 8 2.9 滚动轴承的选择…………………………………….… 10 2.10 主要传动件的验算………………………… .…….… 10 2.10.1 齿轮模数的验算………………………..…..…… 10 2.10.2 传动轴刚度的验算……………………………… 14 2.10.3 滚动轴承的验算…………….…………………... 15 总结……………………………..…………………………….…. 16 参考文献………………………………………………..……….. 17 设 计 说 明 书 设 计 说 明 书 题目：CK6140数控车床主轴结构设计 学院（系）：XXXXXXX 年级专业： XXXXXXX 学 号： XXXXXXX 学生姓名： XXXX 指导教师： XXXXXXXX 2 共24 页 第 页 设 计 说 明 书 目 录 第1章 概述……………………………………………. .……..1 1.1 设计要求………………………………………………..1 第2章 主传动的设计 ………………………………………… 2 2.1计算转速的确定……………………………………….. 2 2.2变频调速电机的选择………………………………...…2 2.3转速图的拟定…………………………………………...2 2.3.1传动比的计算…………………………………… ...2 2.3.2参数确定…………………………………………. ..2 2.3.3 主轴箱传动机构简图……………………………...3 2.3.4 转速图拟定………………………………………...3 2.4传动轴的估算………………………………………..… 3 2.5主轴轴颈的确定……………………………………..… 5 2.6主轴最佳跨距的选择……………………………..…… 5 2.7齿轮模数的估算……………………………………….. 6 2.8 同步带传动的设计………………………………….… 8 2.9 滚动轴承的选择…………………………………….… 10 2.10 主要传动件的验算………………………… .…….… 10 2.10.1 齿轮模数的验算………………………..…..…… 10 2.10.2 传动轴刚度的验算……………………………… 14 2.10.3 滚动轴承的验算…………….…………………... 15 总结……………………………..…………………………….…. 16 参考文献………………………………………………..……….. 17 共24 页 第 页 设 计 说 明 书 第一章 概述 1.1 设计要求 机床类型：数控车床 主传动设计要求： 满载功率7.5KW，最高转速4000rpm, 最低转速41.5rpm 变速要求：无级变速 进给传动系统设计要求： 伺服控制，行程1200mm，最低速度0.001mm/r，最高速度0.5mm/r， 最大载荷4500N，精度±3μm 第二章 主传动的设计 2.1 计算转速的确定 机床主轴的变速范围：= ，且：=4000rpm,=41.5rpm 所以：==96.38 根据机床的主轴计算转速计算公式：= 得： =41.5х=163.4rpm 2.2变频调速电机的选择 为了简化变速箱及其自动操纵机构，希望用双速变速箱，现取Z=2。为了提高电机效率，应尽量使。 假设所选电机最高转速为4500rpm，额定转速为1500rpm，，则有，，得，。取机床总效率η=0.98х0.98=0.96，则kw。电动机在1500rpm时的输出功率为kw，现取过载系数k=1.28，则电机功率为 。 可选用上海德驱驰电气有限公司的UABP160L-4-50-18.5型号交流主轴电动机，额定功率为18.5kw，最高转速为4500rpm，同步转速为1500rpm，调频范围为5-150HZ,基频为50HZ。选配变频器型号：DRS3000-V4T0150C，售价1380元人民币。 2.3 转速图的拟定 2.3.1 传动比的计算 设电机轴与中间轴通过齿轮定比传动，取其传动比为=0.67， 则，。 2.3.2 参数确定 第一级变速选用同步齿形带传动，两级变速组采用齿轮传动。选=1.33的齿轮副为70/51 选=0.27的齿轮副为26/95 2.3.3 主轴箱传动机构简图 2.3.4 转速图拟定 2.4 传动轴的估算 传动轴除应满足强度要求外，还满足刚度要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭转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是主要矛盾。除了载荷较大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求轴在载荷下不至于产生过大的变形。如果刚度不够，轴上的零件由于轴的变形过大而不能正常工作，或者产生振动和噪音，发热，过早磨损而失效，因此，必须保证传动轴有足够的刚度。 计算转速是传动件传递全部功率的最低转速，各个传动轴上的计算转速可以从转速图直接得出。 主轴： =163r/min 中间轴：=595r/min 电机轴：=893r/min 各轴功率和扭矩计算： 已知一级齿轮传动效率为0.98，则有： 电机轴功率：=×/=893×18.5/1500=11kw 中间轴功率：=×0.98=11×0.98=10.8kw 主轴功率： =×0.98=10.8×0.98=10.6kw 电机轴扭矩：=9550/=9550×11/893=1.18×105 N·mm 中间轴扭矩：=9550/=9550×10.8/595=1.73×105 N·mm 主轴扭矩； =9550/=9550×10.6/163=6.21×105 N·mm 表2-1 各轴计算转速、功率、扭矩 轴 电机轴 中间轴 主轴 计算转速（r/min） 893 595 163 功率(kw) 11 10.8 10.6 扭矩(N·m) 118 173 621 按扭转刚度估算轴的直径 （mm） 式中 ——传动轴直径（mm） ——该轴传递的额定扭矩（N·mm） ——该轴每米长度允许的扭转角（deg/m），一般传动轴取=0.5°~1°。 电机轴：取=0.8deg/m mm 查阅电机轴轴颈为=48mm，满足要求。 中间轴：取=0.8deg/m mm 圆整取d 1=40mm 2.5 主轴轴颈的确定 为了保证机床工作的精度，主轴尺寸一般都是根据其刚度要求决定的。故主轴前轴颈的尺寸按统计数据确定。查阅相关资料：主轴前轴颈D 1=150mm，主轴的后轴颈一般推荐为D 1的0.7-0.85倍，取D 2=0.8 D 1=0.8×150=120mm。 表2-2 各轴估算直径 轴 电机轴 中间轴 主轴前轴颈 主轴后轴颈 主轴内孔 直径（mm） 48 40 100 80 32 2.6 主轴最佳跨距的选择 ①、由前轴颈取=100mm，后轴颈取=80mm，选前轴承为NN3022K型和234422型，后轴承为NN3018K型。选主轴锥度号为45的轴头，根据结构，定悬伸长度a=120mm。 ②、求轴承刚度： 电机输出额定功率18.5kw时，主轴转速为260r/min，则主轴最大输出转矩 床身上最大加工直径约为最大回转直径的60%，即240mm，故半径为0.12m。 切削力 背向力 故总作用力为 该力作用于顶在顶尖间的工件上，主轴和尾架各承受一半，故主轴端受力为F/2=5049.3N。 在估算时，先假定初值l/a=3,l=3х120=360mm。前后支承的支反力和分别为： ==2700х=3600N ==2700х=900N 轴向力==2755N 根据《金属切削机床》式（10—5）、（10—6）可求出前、后轴承刚度 轴承NN3022K径向刚度：=2070N/μm 轴承NN3018K径向刚度：=1530.3N/μm 轴承234422轴向刚度：=833N/μm ③、求最佳跨距： ==1.35 初步计算时，可假设主轴的当量外径为前、后轴承颈的平均值，=（100+80）mm/2=90mm。故惯性矩为 I=0.05х（-）=497.3х η===0.184 查《金属切削机床》图（10—24）主轴最佳跨距计算线图，/a=1.7。可根据/a=2再计算支反力和支撑刚度，求最佳跨距，经过进一步的迭代过程，最终取得最佳跨距为l=300mm。 2.7 齿轮模数的估算 一般同一变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算： （mm） 式中 ——按接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm）； ——齿轮传递的功率（kw）； ——小齿轮的计算转速（r/min）； ——大齿轮齿数与小齿轮齿数之比； ——小齿轮齿数； ——齿宽系数，=B/m，=6~10； ——许用接触应力（Mpa）。 齿轮材料及热处理的选择： 电机轴、传动轴上齿轮： Z=44、66、70、26，20Cr渗碳、淬火、低温回火，HRC56-62 主轴上齿轮： Z=51、95, 20Cr渗碳、高频淬火、低温回火，HRC56-62 取齿宽系数=8，查得=1650Mpa，则 对44/66的齿轮传动副的Z=44的齿轮，计算转速为893r/min 取m=2mm 对70/51的齿轮传动副的Z=51的齿轮，计算转速为821r/min 对26/95的齿轮传动副的Z=26的齿轮，计算转速为595r/min 为了保证中心距，主轴与中间轴之间传动组模数需要相等，取m=3mm。 取齿宽系数，齿宽，当m=2时，B=2×8=16mm，大齿轮B=16mm，小齿轮b=22mm。当m=3时，B=3×8=24mm，大齿轮B=24mm，主轴传动组齿轮小齿轮比大齿轮齿宽大1~2mm，小齿轮b=25mm。 表2-3 各齿轮齿数、模数 齿轮 Z 1 Z2 Z 3 Z4 Z5 Z6 齿数 44 66 70 51 26 95 模数 2 2 3 3 3 3 齿宽 22 16 24 25 25 24 2.8 同步带传动的设计 同步带具有传动比较准确，不打滑，效率高，初拉力以及适用功率的范围，不需要润滑等特点。 同步带的设计功率为18.5kw，根据同步带选型图，选定带型为H型带，节距为12.7mm。小带轮的齿数，根据表格查得，在带速和安装尺寸允许的情况下，尽可能选取较大值，现初取=32。小带轮的节圆直径 大带轮的齿数，大带轮节圆直径，带速，其中查得H型带的，所以符合要求。初定轴间距，，即，初取。 带长及其齿数 查得带长代号为510，基本尺寸为=1295.4mm，节线长上的齿数为=102。实际轴间距为。 小带轮啮合齿数 基本额定功率 基本额定功率是各带型基准宽度的额定功率，=76.2mm，为宽度为的带的许用工作拉力（N）,查表得=2100N，m为宽度为的带单位长度的质量（kg/m）, 查表得m=0.448 kg/m。 所需带宽 为啮合齿数系数，根据取=1 ，应选取标准值，一般应小于，查表得，应选带宽代号为300的H型带，其中 ，极限偏差为±1.5mm。 带轮的结构尺寸 小带轮：；; 大带轮：；; 2.9 滚动轴承的选择 为了增加主轴的刚度，主轴前端支承采用圆锥孔双列圆柱滚子轴承和双向推力角接触轴承，后支承采用圆锥孔双列圆柱滚子轴，中间采用深沟球轴承辅助支承。考虑到其他轴的高速且没有轴向力，其余轴均采用深沟球轴承。 2.10 主要传动件的验算 2.10.1 齿轮模数的验算 一般对高速传动的齿轮以验算接触疲劳强度为主，对低速传动的齿轮以验算弯曲疲劳强度为主，对硬齿面软齿芯的渗碳淬火齿轮，一定要验算弯曲疲劳强度。 对于44/66和70/51的齿轮副验算接触疲劳强度和弯曲疲劳强度,26/95的齿轮副验算弯曲疲劳强度。 接触疲劳强度计算齿轮模数 接触弯曲强度计算齿轮模数 式中 ——传递的额定功率（kw），； ——电机额定功率（kw）； ——从电机到所计算齿轮的传递效率； ——齿轮的计算转速（r/min）； ——初算的齿轮模数（mm） ——齿宽（mm） ——大齿轮齿数与小齿轮齿数之比； ——小齿轮齿数； ——工况系数，考虑载荷冲击的影响，中等冲击取1.2~1.6； ——动载荷系数 ——齿向载荷分布系数 ——齿形系数 ——寿命系数： ——工作期限系数： ——齿轮在机床工作期限内的总工作时间 ——齿轮的最低转速（r/min）； ——基准循环次数，钢和铸铁件：接触载荷取=107 ，弯曲载荷取=2×108 ； ——疲劳曲线指数，钢和铸铁件：接触载荷取m=3；弯曲载荷时，对正火、调质及整体淬硬件取m=6，对表面淬硬（高频、渗碳、氮化等）取m=9； ——转速变化系数 ——功率利用系数 ——材料强化系数 ——许用弯曲应力（Mpa） ——许用接触应力（Mpa）。 ① 验算26/95齿轮传动组，验算Z=26齿轮： 查阅相关资料得： =1.4、=1.3、=1.04、=0.27、=8、=0.43、=297Mpa、=1650Mpa 接触疲劳强度： 弯曲疲劳强度： 均满足要求。 ② 验算44/66齿轮传动组，验算Z=44齿轮： 查阅相关资料得： =1.4、=1.3、=1、=0.27、=8、=0.481、=1650Mpa、=297Mpa 接触疲劳强度： 弯曲疲劳强度： 均满足要求。 Z=44的齿轮模数m=4>3.88，满足要求。 ③ 验算70/51齿轮传动组，验算Z=51齿轮： 查阅相关资料得： =1.4、=1.3、=1、=0.27、=0.488 =1650Mpa、=297Mpa 接触疲劳强度： 弯曲疲劳强度： 均满足要求。 2.10.2 传动轴刚度的验算 传动轴弯曲刚度验算，主要验算其最大挠度y，安装齿轮和轴承处的倾角θ。验算支承处倾角时，只需验算支反力最大的支承点，若该处的倾角小于安装齿轮处规定的允许值，则齿轮处的倾角就不必验算，因为支承处的倾角一般都大于轴上其他部位的倾角。当轴上有多个齿轮时一般只要验算受力最大齿轮处的挠度。刚度验算时应选择最危险的工作条件，一般是轴的计算转速低、传动齿轮的直径小且位于轴的中央，此时轴的总变形量最大。 验算中间轴的刚度： 受力简图如下： 中间轴的Z=26的齿轮受力最大，变形挠度最大，右支承是支反力最大的支承点，则Z=26齿轮受力： 圆周力 KN 径向力 KN F==1.2KN 齿轮处轴的挠度为 右支承处轴的倾角为 2.10.3 滚动轴承的验算 机床的一般传动轴用的滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳寿命验算。 按计算动负荷C j的计算式进行计算 总 结 经过为期四周的不懈努力，我们顺利完成了对数控车床主传动系统的设计。在这四周的时间里，按照设计要求、结合所学设计理论，一步一步，认真地分析、计算，终于完成了这个毕业设计。虽然在本次毕业设计过程中，我们明显感觉本次毕业设计难度较高，但是我们还是把它完成了。 通过本次毕业设计，使我们以前所学的多门知识得到了一次综合运用，也使我们进一步理解了各门学科之间的相互联系。同时作为毕业设计前的最后一次毕业设计，可以说是毕业设计前的一次练兵，也为以后的设计工作打下了一定的基础。本次毕业设计在提高我们解决实际问题能力的同时，也让我们认识到了自己的许多不足之处，还有待提高。 另外，在本次设计过程中，老师不辞辛苦指导我们，给予了我们很大的帮助，在此深表感谢！当然，由于我们水平有限，整个设计中不妥之处在所难免，恳请老师不吝指正。 参考文献 1、《机床设计手册》 机械工业出版社 2、《机床设计图册》 上海科学技术出版社 3、《机械设计》 许立忠 周玉林 主编 中国标准出版社 4、《机械设计毕业设计指导手册》 韩晓娟 主编 中国标准出版社 5、《机械设计手册》 成大仙 主编 机械工业出版社 17 共 17 页 第 页