CK6140數控車床主軸結構設計【7.5KW 41.5 4000 無級變速】

資源目錄里展示的全都有，所見即所得。下載后全都有,請放心下載。原稿可自行編輯修改=【QQ：401339828 或11970985 有疑問可加】 設 計 說 明 書設 計 說 明 書題目：CK6140數控車床主軸結構設計學院（系）：XXXXXXX年級專業(yè)： XXXXXXX 學 號： XXXXXXX學生姓名： XXXX指導教師： XXXXXXXX2 共24 頁 第 頁 設 計 說 明 書目 錄第1章 概述. .11.1 設計要求.1第2章 主傳動的設計 22.1計算轉速的確定. 22.2變頻調速電機的選擇.22.3轉速圖的擬定.2 2.3.1傳動比的計算 .2 2.3.2參數確定. .2 2.3.3 主軸箱傳動機構簡圖.32.3.4 轉速圖擬定.3 2.4傳動軸的估算. 32.5主軸軸頸的確定. 52.6主軸最佳跨距的選擇. 52.7齒輪模數的估算. 62.8 同步帶傳動的設計. 82.9 滾動軸承的選擇. 102.10 主要傳動件的驗算 . 102.10.1 齒輪模數的驗算. 102.10.2 傳動軸剛度的驗算 142.10.3 滾動軸承的驗算. 15總結. 16參考文獻. 17 共24 頁 第 頁 設 計 說 明 書第一章 概述1.1 設計要求機床類型：數控車床主傳動設計要求：滿載功率7.5KW，最高轉速4000rpm,最低轉速41.5rpm 變速要求：無級變速進給傳動系統(tǒng)設計要求：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3m第二章 主傳動的設計2.1 計算轉速的確定機床主軸的變速范圍：= ，且：=4000rpm,=41.5rpm所以：=96.38根據機床的主軸計算轉速計算公式：= 得：=41.5=163.4rpm 2.2變頻調速電機的選擇為了簡化變速箱及其自動操縱機構，希望用雙速變速箱，現取Z=2。為了提高電機效率，應盡量使。假設所選電機最高轉速為4500rpm，額定轉速為1500rpm，則有，得，。取機床總效率=0.980.98=0.96，則kw。電動機在1500rpm時的輸出功率為kw，現取過載系數k=1.28，則電機功率為 ?？蛇x用上海德驅馳電氣有限公司的UABP160L-4-50-18.5型號交流主軸電動機，額定功率為18.5kw，最高轉速為4500rpm，同步轉速為1500rpm，調頻范圍為5-150HZ,基頻為50HZ。選配變頻器型號：DRS3000-V4T0150C，售價1380元人民幣。2.3 轉速圖的擬定2.3.1 傳動比的計算設電機軸與中間軸通過齒輪定比傳動，取其傳動比為=0.67，則，。2.3.2 參數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=1.33的齒輪副為70/51選=0.27的齒輪副為26/952.3.3 主軸箱傳動機構簡圖2.3.4 轉速圖擬定 2.4 傳動軸的估算傳動軸除應滿足強度要求外，還滿足剛度要求，強度要求保證軸在反復載荷和扭轉載荷作用下不發(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，或者產生振動和噪音，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。計算轉速是傳動件傳遞全部功率的最低轉速，各個傳動軸上的計算轉速可以從轉速圖直接得出。主軸： =163r/min中間軸：=595r/min電機軸：=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：=/=89318.5/1500=11kw中間軸功率：=0.98=110.98=10.8kw主軸功率： =0.98=10.80.98=10.6kw電機軸扭矩：=9550/=955011/893=1.18105 Nmm中間軸扭矩：=9550/=955010.8/595=1.73105 Nmm主軸扭矩； =9550/=955010.6/163=6.21105 Nmm表2-1 各軸計算轉速、功率、扭矩軸電機軸中間軸主軸計算轉速（r/min）893595163功率(kw)1110.810.6扭矩(Nm)118173621按扭轉剛度估算軸的直徑 （mm）式中 傳動軸直徑（mm）該軸傳遞的額定扭矩（Nmm）該軸每米長度允許的扭轉角（deg/m），一般傳動軸取=0.51。電機軸：取=0.8deg/mmm查閱電機軸軸頸為=48mm，滿足要求。中間軸：取=0.8deg/mmm圓整取d 1=40mm2.5 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其剛度要求決定的。故主軸前軸頸的尺寸按統(tǒng)計數據確定。查閱相關資料：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孔直徑（mm）484010080322.6 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，根據結構，定懸伸長度a=120mm。、求軸承剛度：電機輸出額定功率18.5kw時，主軸轉速為260r/min，則主軸最大輸出轉矩床身上最大加工直徑約為最大回轉直徑的60%，即240mm，故半徑為0.12m。切削力 背向力 故總作用力為 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=3120=360mm。前后支承的支反力和分別為：=2700=3600N=2700=900N軸向力=2755N根據金屬切削機床式（105）、（106）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，可假設主軸的當量外徑為前、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（1024）主軸最佳跨距計算線圖，/a=1.7?？筛鶕?a=2再計算支反力和支撐剛度，求最佳跨距，經過進一步的迭代過程，最終取得最佳跨距為l=300mm。2.7 齒輪模數的估算一般同一變速組中的齒輪取同一模數，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： （mm）式中 按接觸疲勞強度計算的齒輪模數（mm）；齒輪傳遞的功率（kw）；小齒輪的計算轉速（r/min）；大齒輪齒數與小齒輪齒數之比；小齒輪齒數；齒寬系數，=B/m，=610；許用接觸應力（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=8，查得=1650Mpa，則對44/66的齒輪傳動副的Z=44的齒輪，計算轉速為893r/min取m=2mm對70/51的齒輪傳動副的Z=51的齒輪，計算轉速為821r/min對26/95的齒輪傳動副的Z=26的齒輪，計算轉速為595r/min為了保證中心距，主軸與中間軸之間傳動組模數需要相等，取m=3mm。取齒寬系數，齒寬，當m=2時，B=28=16mm，大齒輪B=16mm，小齒輪b=22mm。當m=3時，B=38=24mm，大齒輪B=24mm，主軸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、模數齒輪Z 1Z2Z 3Z4Z5Z6齒數446670512695模數223333齒寬2216242525242.8 同步帶傳動的設計同步帶具有傳動比較準確，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。同步帶的設計功率為18.5kw，根據同步帶選型圖，選定帶型為H型帶，節(jié)距為12.7mm。小帶輪的齒數，根據表格查得，在帶速和安裝尺寸允許的情況下，盡可能選取較大值，現初取=32。小帶輪的節(jié)圓直徑大帶輪的齒數，大帶輪節(jié)圓直徑，帶速，其中查得H型帶的，所以符合要求。初定軸間距，即，初取。帶長及其齒數查得帶長代號為510，基本尺寸為=1295.4mm，節(jié)線長上的齒數為=102。實際軸間距為。小帶輪嚙合齒數基本額定功率基本額定功率是各帶型基準寬度的額定功率，=76.2mm，為寬度為的帶的許用工作拉力（N）,查表得=2100N，m為寬度為的帶單位長度的質量（kg/m）, 查表得m=0.448 kg/m。所需帶寬為嚙合齒數系數，根據取=1 ，應選取標準值，一般應小于，查表得，應選帶寬代號為300的H型帶，其中 ，極限偏差為1.5mm。帶輪的結構尺寸小帶輪：；; 大帶輪：；; 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?？紤]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接觸彎曲強度計算齒輪模數式中 傳遞的額定功率（kw），；電機額定功率（kw）；從電機到所計算齒輪的傳遞效率；齒輪的計算轉速（r/min）；初算的齒輪模數（mm）齒寬（mm）大齒輪齒數與小齒輪齒數之比；小齒輪齒數；工況系數，考慮載荷沖擊的影響，中等沖擊取1.21.6；動載荷系數齒向載荷分布系數齒形系數壽命系數： 工作期限系數： 齒輪在機床工作期限內的總工作時間 齒輪的最低轉速（r/min）；基準循環(huán)次數，鋼和鑄鐵件：接觸載荷取=107 ，彎曲載荷取=2108 ；疲勞曲線指數，鋼和鑄鐵件：接觸載荷取m=3；彎曲載荷時，對正火、調質及整體淬硬件取m=6，對表面淬硬（高頻、滲碳、氮化等）取m=9；轉速變化系數功率利用系數材料強化系數許用彎曲應力（Mpa）許用接觸應力（Mpa）。 驗算26/95齒輪傳動組，驗算Z=26齒輪：查閱相關資料得：=1.4、=1.3、=1.04、=0.27、=8、=0.43、=297Mpa、=1650Mpa接觸疲勞強度： 彎曲疲勞強度：均滿足要求。 驗算44/66齒輪傳動組，驗算Z=44齒輪：查閱相關資料得：=1.4、=1.3、=1、=0.27、=8、=0.481、=1650Mpa、=297Mpa接觸疲勞強度： 彎曲疲勞強度：均滿足要求。Z=44的齒輪模數m=43.88，滿足要求。 驗算70/51齒輪傳動組，驗算Z=51齒輪：查閱相關資料得：=1.4、=1.3、=1、=0.27、=0.488=1650Mpa、=297Mpa接觸疲勞強度： 彎曲疲勞強度：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。剛度驗算時應選擇最危險的工作條件，一般是軸的計算轉速低、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：受力簡圖如下：中間軸的Z=26的齒輪受力最大，變形撓度最大，右支承是支反力最大的支承點，則Z=26齒輪受力：圓周力 KN徑向力 KNF=1.2KN齒輪處軸的撓度為右支承處軸的傾角為2.10.3 滾動軸承的驗算機床的一般傳動軸用的滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進行疲勞壽命驗算。按計算動負荷C j的計算式進行計算總 結經過為期四周的不懈努力，我們順利完成了對數控車床主傳動系統(tǒng)的設計。在這四周的時間里，按照設計要求、結合所學設計理論，一步一步，認真地分析、計算，終于完成了這個畢業(yè)設計。雖然在本次畢業(yè)設計過程中，我們明顯感覺本次畢業(yè)設計難度較高，但是我們還是把它完成了。通過本次畢業(yè)設計，使我們以前所學的多門知識得到了一次綜合運用，也使我們進一步理解了各門學科之間的相互聯系。同時作為畢業(yè)設計前的最后一次畢業(yè)設計，可以說是畢業(yè)設計前的一次練兵，也為以后的設計工作打下了一定的基礎。本次畢業(yè)設計在提高我們解決實際問題能力的同時，也讓我們認識到了自己的許多不足之處，還有待提高。另外，在本次設計過程中，老師不辭辛苦指導我們，給予了我們很大的幫助，在此深表感謝！當然，由于我們水平有限，整個設計中不妥之處在所難免，懇請老師不吝指正。參考文獻 1、機床設計手冊 機械工業(yè)出版社2、機床設計圖冊 上海科學技術出版社3、機械設計 許立忠 周玉林 主編 中國標準出版社4、機械設計畢業(yè)設計指導手冊 韓曉娟 主編 中國標準出版社5、機械設計手冊 成大仙 主編 機械工業(yè)出版社17 共 17 頁 第 頁