CK6140數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)設(shè)計

燕山大學(xué) 課 程 設(shè) 計 說 明 書 題目： CK6140 數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)設(shè)計 學(xué)院（系）： 機械工程學(xué)院機制系 年級專業(yè)： 08級機制 2 學(xué) 號： 080101010127 學(xué)生姓名： 呂 偉 彪 指導(dǎo)教師： 王敏婷 李宇鵬 目 錄 第 1 章 概述 . . .1 1.1 設(shè)計要求 .1 第 2 章 主傳動的設(shè)計 2 2.1 計算轉(zhuǎn)速的確定 . 2 2.2 變頻調(diào)速電機的選擇 . 2 2.3 轉(zhuǎn)速圖的擬定 .2 2.3.1 傳動比的計算 .2 2.3.2 參數(shù)確定 . .2 2.3.3 主軸箱傳動機構(gòu)簡圖 .3 2.3.4 轉(zhuǎn)速圖擬定 .3 2.4 傳動軸的估算 . 3 2.5 主軸軸頸的確定 . 5 2.6 主軸最佳跨距的選擇 . 5 2.7 齒輪模數(shù)的估算 . 6 2.8 同步帶傳動的設(shè)計 . 8 2.9 滾動軸承的選擇 . 10 2.10 主要傳動件的驗算 . . 10 2.10.1 齒輪模數(shù)的驗算 . . 10 2.10.2 傳動軸剛度的驗算 14 2.10.3 滾動軸承的驗算 . . 15 總結(jié) . . . 16 參考文獻 . . 17 燕 山 大 學(xué) 課 程 設(shè) 計 說 明 書 共 17 頁 第 頁 1 第一章 概述 1.1 設(shè)計要求 機床類型：數(shù)控車床 主傳動設(shè)計要求： 滿載功率 7.5KW，最高轉(zhuǎn)速 4000rpm, 最低轉(zhuǎn)速 41.5rpm 變速要求：無級變速 進給傳動系統(tǒng)設(shè)計要求： 伺服控制，行程 1200mm，最低速度 0.001mm/r，最高速度 0.5mm/r， 最大載荷 4500N，精度 3 m 燕 山 大 學(xué) 課 程 設(shè) 計 說 明 書 共 17 頁 第 頁 2 第二章 主傳 動的設(shè)計 2.1 計算轉(zhuǎn)速的確定 機床主軸的變速范圍： = ，且： =4000rpm, =41.5rpm 所以： =400041.5=96.38 根據(jù)機床的主軸計算轉(zhuǎn)速計算公式： = 得： =41.5 0.396.38 =163.4rpm 2.2變頻調(diào)速電機的選擇 為了簡化變速箱及其自動操縱機構(gòu)，希望用雙速變速箱，現(xiàn)取 Z=2。為了提高電機效率，應(yīng)盡量使minmin =nn低高。 假設(shè)所選電機最高轉(zhuǎn)速為 4500rpm，額定轉(zhuǎn)速為 1500rpm，1 4000 0 .8 94500i ，則有，2124500 1 6 3 .4iii ，得 2 0.18i ，21 6 3 .4 908 rp mi 。 取機床 總效率 =0.98 0.98=0.96，則 7 .5 7 .80 .9 6p kw。電動機在 1500rpm 時的輸出功率為m i n15007 . 5 1 2 . 4908p kw，現(xiàn)取過載系數(shù) k=1.28，則電機功率為0 m i n 1 . 3 1 2 . 4 1 6 . 1p k p k w 。 可選用上海德驅(qū)馳電氣有限公司的 UABP160L-4-50-18.5型號交流主軸電動機， 額定功率為 18.5kw，最高轉(zhuǎn)速為 4500rpm，同步轉(zhuǎn)速為 1500rpm，調(diào)頻范圍為 5-150HZ,基頻為 50HZ。 選配變頻器型號： DRS3000-V4T0150C，售價 1380元人民幣。 2.3 轉(zhuǎn)速圖的擬定 2.3.1 傳動比的計算 設(shè)電機軸與中間軸通過齒輪定比傳動，取其傳動比為0i=0.67， 則 1100 . 8 9 1 . 3 30 . 6 7ii i ， 22 00 . 1 8 0 . 2 70 . 6 7ii i 。 2.3.2 參數(shù)確定 第一級變速選用同步齒形帶傳動，兩級變速組采用齒輪傳動。 選 1i=1.33的齒輪副為 70/51 燕 山 大 學(xué) 課 程 設(shè) 計 說 明 書 共 17 頁 第 頁 3 選 2i=0.27的齒輪副為 26/95 2.3.3 主軸箱傳動機構(gòu)簡圖 2.3.4 轉(zhuǎn)速圖擬定 2.4 傳動軸的估算 傳動軸除應(yīng)滿足強度要求外，還滿足剛度要求，強度要求保證軸在反復(fù)載荷和扭轉(zhuǎn)載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大變形。因此疲勞強度一般不是主要矛盾。除了載荷較大的情況外，可以不必驗算軸的強度。剛度要求軸在載荷下不至于產(chǎn)生過大的變形。如果剛度不夠，軸上的零件由于軸的變 形過大而不能正常工作，或者燕 山 大 學(xué) 課 程 設(shè) 計 說 明 書 共 17 頁 第 頁 4 產(chǎn)生振動和噪音，發(fā)熱，過早磨損而失效，因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。 計算轉(zhuǎn)速jn是傳動件傳遞全部功率的最低轉(zhuǎn)速，各個傳動軸上的計算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖直接得出。 主軸： 2jn=163r/min 中間軸：1jn=595r/min 電機軸：0jn=893r/min 各軸功率和扭矩計算： 已 知一級齒輪傳動效率為 0.98，則有： 電機軸功率：0p=0jn p額/n額=893 18.5/1500=11kw 中間軸功率：1p=0p 0.98=11 0.98=10.8kw 主軸功率： 2p=1p 0.98=10.8 0.98=10.6kw 電機軸扭矩：0T=95500p/0jn=9550 11/893=1.18 105 N mm 中間軸扭矩：1T=95501p/1jn=9550 10.8/595=1.73 105 N mm 主軸扭矩； 2T=95502p/2jn=9550 10.6/163=6.21 105 N mm 表 2-1 各軸計算轉(zhuǎn)速、功率、扭矩 軸 電機軸 中間軸 主軸 計算轉(zhuǎn)速（ r/min） 893 595 163 功率 (kw) 11 10.8 10.6 扭矩 (N m) 118 173 621 按扭轉(zhuǎn)剛度估算軸的直徑 41 .6 4 nTd （ mm） 式中 d 傳動軸直徑（ mm） nT 該軸傳遞的額定扭矩（ N mm） 燕 山 大 學(xué) 課 程 設(shè) 計 說 明 書 共 17 頁 第 頁 5 該軸每米長度允許的扭轉(zhuǎn)角（ deg/m），一般傳動軸取 =0.5 1。 電機軸：取 =0.8deg/m 44 51 . 1 8 1 01 . 6 4 1 . 6 4 3 2 . 10 . 8nTd mm 查閱電機軸軸頸為 d =48mm，滿足要求。 中間軸：取 =0.8deg/m 44 51 . 7 3 1 01 . 6 4 1 . 6 4 3 5 . 40 . 8nTd mm 圓整取 d 1 =40mm 2.5 主軸軸頸的確定 為了保證機床工作的精度，主軸尺寸一般都是根據(jù)其剛度要求決定的。故主軸前軸頸的尺寸按統(tǒng)計數(shù)據(jù)確定。 查閱相關(guān)資料：主軸前軸頸 D 1=150mm，主軸的后軸頸一般推薦為 D 1 的 0.7-0.85倍，取 D 2 =0.8 D 1 =0.8150=120mm。 表 2-2 各軸估算直徑 軸 電機軸 中間軸 主軸 前軸頸 主軸 后軸頸 主軸 內(nèi)孔 直徑 （ mm） 48 40 100 80 32 2.6 主軸最佳跨距的選擇 、由前軸頸取 =100mm，后軸頸取 =80mm，選前軸承為 NN3022K 型和234422型，后軸承為 NN3018K型。選主軸錐度號為 45的軸頭，根據(jù)結(jié)構(gòu)，定懸伸長度 a=120mm。 、求軸承剛度： 電機輸出額定功率 18.5kw時，主軸轉(zhuǎn)速為 260r/min，則主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩 1 8 . 59 5 5 0 9 5 5 0 1 0 8 3 . 9163PT N mn 床身上最大加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的 60%，即 240mm，故半徑為0.12m。 燕 山 大 學(xué) 課 程 設(shè) 計 說 明 書 共 17 頁 第 頁 6 切削力 1 0 8 3 . 9 9 0 3 2 . 50 . 1 2cFN 背向力 0 . 5 4 5 1 6 . 2pcF F N 故總作用力為 22 1 0 0 9 8 . 6cpF F F N 該力作用于頂在頂尖間的工件上，主軸和尾架各承受一半，故主軸端受力為 F/2=5049.3N。 在估算時，先假定初值 l/a=3,l=3 120=360mm。前后支承的支反力 和分別為： = =2700 =3600N = =2700 =900N 軸向力 = =2755N 根據(jù)金屬切削機床式（ 10 5）、（ 10 6）可求出前、后軸承剛度 軸承 NN3022K徑向剛度： =2070N/ m 軸承 NN3018K徑向剛度： =1530.3N/ m 軸承 234422軸向剛度： =833N/ m 、求最佳跨距： = =1.35 初步計算時，可假設(shè)主軸的當(dāng)量外徑 為前、后軸承頸的平均值， =（ 100+80） mm/2=90mm。故慣性矩為 I=0.05 （ - ） =497.3 = = =0.184 查金屬切削機床圖（ 10 24）主軸最佳跨距計算線圖， /a=1.7?？筛鶕?jù) /a=2再計算支反力和支撐剛度，求最佳跨距，經(jīng)過進一步的迭代過程，最終取得最佳跨距為 l=300mm。 2.7 齒輪模數(shù)的估算 一般同一變速組中的齒輪取同一模數(shù)，選擇負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算： 3221116338 djm j juNmz u n （ mm） 燕 山 大 學(xué) 課 程 設(shè) 計 說 明 書 共 17 頁 第 頁 7 式中 jm 按接觸疲勞強度計算的齒輪模數(shù)（ mm）； dN 齒輪傳遞的功率（ kw）； jn 小齒輪的計算轉(zhuǎn)速（ r/min）； u 大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比； 1z 小齒輪齒數(shù)； m 齒寬系數(shù)，m=B/m，m=610； j 許用接觸應(yīng)力（ Mpa）。 齒輪材料及熱處理的選擇： 電機軸、傳動軸上齒輪： Z=44、 66、 70、 26， 20Cr滲碳、淬火、低溫回火 ， HRC56-62 主軸上齒輪： Z=51、 95, 20Cr滲碳、 高頻 淬火、低溫回火 ， HRC56-62 取齒寬系數(shù)m=8，查得j=1650Mpa，則 對 44/66的齒輪傳動副的 Z=44的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為 893r/min 332 22211 1 . 5 1 1 8 . 51 6 3 3 8 1 6 3 3 8 1 . 5 38 4 4 1 . 5 1 6 5 0 8 9 3djm j juNmz u n 取m=2mm 對 70/51的齒輪傳動副的 Z=51的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為 821r/min 332 22211 1 . 3 7 1 1 8 . 51 6 3 3 8 1 6 3 3 8 1 . 4 48 5 1 1 . 3 7 1 6 5 0 8 2 1dm j juNmz u n 對 26/95的齒輪傳動副的 Z=26的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為 595r/min 332 22211 3 . 6 5 1 1 8 . 51 6 3 3 8 1 6 3 3 8 2 . 2 78 2 6 3 . 6 5 1 6 5 0 5 9 5dm j juNmz u n 為了保證中心距，主軸與中間軸之間傳動組模數(shù)需要相等，取 m=3mm。 取齒寬系數(shù) 8m ，齒寬mBm，當(dāng) m=2 時， B=2 8=16mm，大齒輪B=16mm，小齒輪 b=22mm。當(dāng) m=3 時， B=3 8=24mm，大齒輪 B=24mm，主軸燕 山 大 學(xué) 課 程 設(shè) 計 說 明 書 共 17 頁 第 頁 8 傳動組齒輪小齒輪比大齒輪齒寬大 12mm，小齒輪 b=25mm。 表 2-3 各齒輪齒數(shù)、模數(shù) 齒輪 Z 1 Z2 Z 3 Z4 Z5 Z6 齒數(shù) 44 66 70 51 26 95 模數(shù) 2 2 3 3 3 3 齒寬 22 16 24 25 25 24 2.8 同步帶傳動的設(shè)計 同步帶具有傳動比較準(zhǔn)確，不打滑，效率高，初拉力以及適用功率的范圍，不需要潤滑等特點。 同 步帶的設(shè)計功率為 18.5kw，根據(jù)同步帶選型圖，選定帶型為 H型帶，節(jié)距為 12.7mm。小帶輪的齒數(shù)1 minzz，根據(jù)表格查得min 22z ，在帶速和安裝尺寸允許的情況下，1z盡可能選取較大值，現(xiàn)初取1z=32。小帶輪的節(jié)圓直徑11 3 2 1 2 . 7 1 2 9 . 3 63 . 1 4dzpd m m 大帶輪的齒數(shù)12 1 1245003 2 4 83000nz z i z n ，大帶輪節(jié)圓直徑22 4 8 1 2 . 71 9 4 . 0 43 . 1 4dzpd m m ，帶速11 m a x3 . 1 4 1 2 9 . 3 6 1 5 0 0 1 0 . 1 5 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv m s v ，其中查得 H 型帶的m ax 40 /v m s，所以符合要求。初定軸間距0c， 1 2 0 1 20 . 7 2d d c d d ，即 00 . 7 1 2 9 . 3 6 1 9 4 . 0 4 2 2 6 . 3 8 2 1 2 9 . 3 6 1 9 4 . 0 4 6 4 6 . 8m m c m m ，初取0 400c mm。 帶長0L及其齒數(shù) z 2210 0 1 2022241 9 4 . 0 4 1 2 9 . 3 63 . 1 42 4 0 0 1 2 9 . 3 6 1 9 4 . 0 42 4 4 0 01 3 1 0 . 4ddL c d dcmm 燕 山 大 學(xué) 課 程 設(shè) 計 說 明 書 共 17 頁 第 頁 9 查得帶長代號為 510，基本尺寸為0L=1295.4mm，節(jié)線長上的齒數(shù)為 z =102。實際軸間距為 000 1 2 9 5 . 4 1 3 1 0 . 44 0 0 3 9 2 . 522pLLa c m m 。 小帶輪嚙合齒數(shù) 0112122233 2 1 2 . 7 3 24 8 3 22 3 3 . 1 4 3 9 2 . 515mRzzz e n t z zae n t 基本額定功率0P 2202 1 0 0 0 . 4 4 8 1 0 . 1 5 1 0 . 1 5() 2 0 . 8 51 0 0 0 1 0 0 0aT m v vP k w 基本額定功率是各帶型基準(zhǔn)寬度0sb的額定功率，0sb=76.2mm，aT為寬度為0sb的帶的許用工作拉力（ N） ,查表得aT=2100N， m 為寬度為0sb的帶單位長度的質(zhì)量（ kg/m） , 查表得 m=0.448 kg/m。 所需帶寬sb 1 . 1 4 1 . 1 4001 8 . 57 6 . 2 6 8 . 61 2 0 . 8 5dss zPb b m mKP zK為嚙合齒數(shù)系數(shù)，根據(jù) 6mz 取zK=1 ，sb應(yīng)選取標(biāo)準(zhǔn)值，一般應(yīng)小于1d，查表得，應(yīng)選帶寬代號為 300的 H型帶，其中 76.2sb mm，極限偏差為 1.5mm。 帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸 小帶輪：1 32z ；1 1 2 9 .3 6d m m； 1 2 7 .9 9ad m m 大帶輪：2 48z ；1 1 9 4 .0 4d m m； 1 9 2 .6 7ad m m 燕 山 大 學(xué) 課 程 設(shè) 計 說 明 書 共 17 頁 第 頁 10 2.9 滾動軸承的選擇 為了增加主軸的剛度， 主軸前端支承采用 圓錐孔雙列圓柱滾子軸承和雙向推力角接觸軸承，后支承采用 圓錐孔雙列圓柱滾子軸，中間采用深溝球軸承輔助支承。 考慮到其他軸的高速且沒有軸向力，其余軸均采用深溝球軸承。 2.10 主要傳動件的驗算 2.10.1 齒輪模數(shù)的驗算 一般對高速傳動的齒輪以驗算接觸疲勞強度為主，對低速傳動的齒輪以驗算彎曲疲勞強度為主，對硬齒面軟齒芯的滲碳淬火齒輪，一定要驗算彎曲疲勞強度。 對于 44/66 和 70/51 的齒輪副驗算接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度 ,26/95的齒 輪副驗算彎曲疲勞強度。 接觸疲勞強度計算齒輪模數(shù)jm 3 1 2 312 0 8 8 1 0 Sjjju K K K K N M P az m u B n 接觸彎曲強度計算齒輪模數(shù)wm 5 1 2 321 9 1 1 0 swwjK K K K N M P az m B Y n 式中 N 傳遞的額定功率（ kw），dNN； 燕 山 大 學(xué) 課 程 設(shè) 計 說 明 書 共 17 頁 第 頁 11 dN 電機 額定功率（ kw）； 從電機到所計算齒輪的傳遞效率； jn 齒輪的計算轉(zhuǎn)速（ r/min）； m 初算的齒輪模數(shù)（ mm） B 齒寬（ mm） u 大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比； z 小齒輪齒數(shù)； 1K 工況系數(shù)，考慮載荷沖擊的影響，中等沖擊取 1.21.6； 2K 動載荷系數(shù) 3K 齒向載荷分布系數(shù) Y 齒形系數(shù) sK 壽命系數(shù)： s T n N qK K K K K TK 工作期限系數(shù)： 1060mTnTKC T 齒輪在機床工作期限內(nèi)的總工作時間 1n 齒輪的最低轉(zhuǎn)速（ r/min）； 0C 基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，鋼和鑄鐵件：接觸載荷取0C=107 ，彎曲載荷取0C=2 108 ； m 疲勞曲線指數(shù)，鋼和鑄鐵件：接觸載荷取 m=3；彎曲載荷時，對正火、調(diào)質(zhì)及整體淬硬件取 m=6，對表面淬硬（高頻、滲碳、氮化等）取 m=9； 燕 山 大 學(xué) 課 程 設(shè) 計 說 明 書 共 17 頁 第 頁 12 nK 轉(zhuǎn)速變化系數(shù) NK 功率利用系數(shù) qK 材料強化系數(shù) w 許用彎曲應(yīng)力（ Mpa） j 許用接觸應(yīng)力（ Mpa）。 驗算 26/95 齒輪傳動組，驗算 Z=26齒輪： 查閱相關(guān)資料得： 1K=1.4、2K=1.3、3K=1.04、sK=0.27、m=8、 Y =0.43、 w=297Mpa、j=1650Mpa 接觸疲勞強度： 31 2 3312 0 8 8 1 03 . 6 5 1 1 . 4 1 . 3 1 . 0 4 0 . 2 7 1 8 . 5 0 . 9 82 0 8 8 1 02 6 2 . 5 3 . 6 5 2 2 5 9 54 5 9 1 6 5 0Sjjju K K K K NM P az m u B nM P aM P a M P a 彎曲疲勞強度： 51 2 32521 9 1 1 01 9 1 1 0 1 . 4 1 . 3 1 . 0 4 0 . 2 7 1 8 . 5 0 . 9 82 6 2 . 5 2 2 0 . 4 3 5 9 54 3 . 8 2 9 7swjwK K K K NM P az m B Y nM P aM P a M P a 均滿足要求。 驗算 44/66 齒輪傳動組，驗算 Z=44齒輪： 查閱相關(guān)資料得： 1K=1.4、2K=1.3、3K=1、sK=0.27、m=8、 Y =0.481、j=1650Mpa、 w =297Mpa 燕 山 大 學(xué) 課 程 設(shè) 計 說 明 書 共 17 頁 第 頁 13 接觸疲勞強度： 31 2 3312 0 8 8 1 01 . 5 1 1 . 4 1 . 3 1 0 . 2 7 1 8 . 52 0 8 8 1 04 4 2 1 . 5 2 2 8 9 36 5 9 1 6 5 0Sjjju K K K K NM P az m u B nM P aM P a M P a 彎曲疲勞強度： 51 2 32521 9 1 1 01 9 1 1 0 1 . 4 1 . 3 1 0 . 2 7 1 8 . 54 4 2 2 2 0 . 4 8 1 8 9 31 0 4 2 9 7swjwK K K K NM P az m B Y nM P aM P a M P a 均滿足要求。 Z=44的齒輪模數(shù) m=43.88，滿足要求。 驗算 70/51 齒輪傳動組，驗算 Z=51齒輪： 查閱相關(guān)資料得： 1K=1.4、2K=1.3、3K=1、sK=0.27、 Y =0.488 j=1650Mpa、 w=297Mpa 接觸疲勞強度： 31 2 32312 0 8 8 1 01 . 3 7 1 1 . 4 1 . 3 1 0 . 2 7 1 8 . 5 0 . 9 82 0 8 8 1 05 1 2 . 5 1 . 3 7 2 2 8 2 15 9 2 1 6 5 0Sjjju K K K K NM P az m u B nM P aM P a M P a 彎曲疲勞強度： 51 2 325221 9 1 1 01 9 1 1 0 1 . 4 1 . 3 1 0 . 2 7 1 8 . 5 0 . 9 85 1 2 . 5 2 2 0 . 4 8 8 8 2 19 3 2 9 7swjwK K K K NM P az m B Y nM P aM P a M P a 燕 山 大 學(xué) 課 程 設(shè) 計 說 明 書 共 17 頁 第 頁 14 均滿足要求。 2.10.2 傳動軸剛度的驗算 傳動軸彎曲剛度驗算，主要驗算其最大撓度 y，安裝齒輪和軸承處的傾角 。驗算支承處傾角時，只需驗算支反力最大的支承 點，若該處的傾角小于安裝齒輪處規(guī)定的允許值，則齒輪處的傾角就不必驗算，因為支承處的傾角一般都大于軸上其他部位的傾角。當(dāng)軸上有多個齒輪時一般只要驗算受力最大齒輪處的撓度。剛度驗算時應(yīng)選擇最危險的工作條件，一般是軸的計算轉(zhuǎn)速低、傳動齒輪的直徑小且位于軸的中央，此時軸的總變形量最大。 驗算中間軸的剛度：