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目 錄
第1章 概述……………………………………………. .……..1
1.1 設(shè)計(jì)要求………………………………………………..1
第2章 主傳動(dòng)的設(shè)計(jì) ………………………………………… 2
2.1計(jì)算轉(zhuǎn)速的確定……………………………………….. 2
2.2變頻調(diào)速電機(jī)的選擇………………………………...…2
2.3轉(zhuǎn)速圖的擬定…………………………………………...2
2.3.1傳動(dòng)比的計(jì)算…………………………………… ...2
2.3.2參數(shù)確定…………………………………………. ..2
2.3.3 主軸箱傳動(dòng)機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖……………………………...3
2.3.4 轉(zhuǎn)速圖擬定………………………………………...3
2.4傳動(dòng)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(dòng)的設(shè)計(jì)………………………………….… 8
2.9 滾動(dòng)軸承的選擇…………………………………….… 10
2.10 主要傳動(dòng)件的驗(yàn)算………………………… .…….… 10
2.10.1 齒輪模數(shù)的驗(yàn)算………………………..…..…… 10
2.10.2 傳動(dòng)軸剛度的驗(yàn)算……………………………… 14
2.10.3 滾動(dòng)軸承的驗(yàn)算…………….…………………... 15
總結(jié)……………………………..…………………………….…. 16
參考文獻(xiàn)………………………………………………..……….. 17
設(shè) 計(jì) 說(shuō) 明 書(shū)
設(shè) 計(jì) 說(shuō) 明 書(shū)
題目：CK6140數(shù)控車床主軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
學(xué)院（系）：XXXXXXX
年級(jí)專業(yè)： XXXXXXX
學(xué) 號(hào)： XXXXXXX
學(xué)生姓名： XXXX
指導(dǎo)教師： XXXXXXXX
2
共24 頁(yè) 第 頁(yè)
設(shè) 計(jì) 說(shuō) 明 書(shū)
目 錄
第1章 概述……………………………………………. .……..1
1.1 設(shè)計(jì)要求………………………………………………..1
第2章 主傳動(dòng)的設(shè)計(jì) ………………………………………… 2
2.1計(jì)算轉(zhuǎn)速的確定……………………………………….. 2
2.2變頻調(diào)速電機(jī)的選擇………………………………...…2
2.3轉(zhuǎn)速圖的擬定…………………………………………...2
2.3.1傳動(dòng)比的計(jì)算…………………………………… ...2
2.3.2參數(shù)確定…………………………………………. ..2
2.3.3 主軸箱傳動(dòng)機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖……………………………...3
2.3.4 轉(zhuǎn)速圖擬定………………………………………...3
2.4傳動(dòng)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(dòng)的設(shè)計(jì)………………………………….… 8
2.9 滾動(dòng)軸承的選擇…………………………………….… 10
2.10 主要傳動(dòng)件的驗(yàn)算………………………… .…….… 10
2.10.1 齒輪模數(shù)的驗(yàn)算………………………..…..…… 10
2.10.2 傳動(dòng)軸剛度的驗(yàn)算……………………………… 14
2.10.3 滾動(dòng)軸承的驗(yàn)算…………….…………………... 15
總結(jié)……………………………..…………………………….…. 16
參考文獻(xiàn)………………………………………………..……….. 17
共24 頁(yè) 第 頁(yè)
設(shè) 計(jì) 說(shuō) 明 書(shū)
第一章 概述
1.1 設(shè)計(jì)要求
機(jī)床類型：數(shù)控車床
主傳動(dòng)設(shè)計(jì)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(wú)級(jí)變速
進(jìn)給傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)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±3μm
第二章 主傳動(dòng)的設(shè)計(jì)
2.1 計(jì)算轉(zhuǎn)速的確定
機(jī)床主軸的變速范圍：Rn=nmaxnmin ，且：nmax=4000rpm, nmin=41.5rpm
所以：Rn==96.38
根據(jù)機(jī)床的主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速計(jì)算公式：nj=nminRn0.3 得：
nj=41.5х=163.4rpm
2.2變頻調(diào)速電機(jī)的選擇
為了簡(jiǎn)化變速箱及其自動(dòng)操縱機(jī)構(gòu)，希望用雙速變速箱，現(xiàn)取Z=2。為了提高電機(jī)效率，應(yīng)盡量使。
假設(shè)所選電機(jī)最高轉(zhuǎn)速為4500rpm，額定轉(zhuǎn)速為1500rpm，，則有，，得，。取機(jī)床總效率η=0.98х0.98=0.96，則kw。電動(dòng)機(jī)在1500rpm時(shí)的輸出功率為kw，現(xiàn)取過(guò)載系數(shù)k=1.28，則電機(jī)功率為 。
可選用上海德驅(qū)馳電氣有限公司的UABP160L-4-50-18.5型號(hào)交流主軸電動(dòng)機(jī)，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(hào)：DRS3000-V4T0150C，售價(jià)1380元人民幣。
2.3 轉(zhuǎn)速圖的擬定
2.3.1 傳動(dòng)比的計(jì)算
設(shè)電機(jī)軸與中間軸通過(guò)齒輪定比傳動(dòng)，取其傳動(dòng)比為=0.67，
則，。
2.3.2 參數(shù)確定
第一級(jí)變速選用同步齒形帶傳動(dòng)，兩級(jí)變速組采用齒輪傳動(dòng)。選=1.33的齒輪副為70/51
選=0.27的齒輪副為26/95
2.3.3 主軸箱傳動(dòng)機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖
2.3.4 轉(zhuǎn)速圖擬定
2.4 傳動(dòng)軸的估算
傳動(dòng)軸除應(yīng)滿足強(qiáng)度要求外，還滿足剛度要求，強(qiáng)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(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大變形。因此疲勞強(qiáng)度一般不是主要矛盾。除了載荷較大的情況外，可以不必驗(yàn)算軸的強(qiáng)度。剛度要求軸在載荷下不至于產(chǎn)生過(guò)大的變形。如果剛度不夠，軸上的零件由于軸的變形過(guò)大而不能正常工作，或者產(chǎn)生振動(dòng)和噪音，發(fā)熱，過(guò)早磨損而失效，因此，必須保證傳動(dòng)軸有足夠的剛度。
計(jì)算轉(zhuǎn)速是傳動(dòng)件傳遞全部功率的最低轉(zhuǎn)速，各個(gè)傳動(dòng)軸上的計(jì)算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖直接得出。
主軸： =163r/min
中間軸：=595r/min
電機(jī)軸：=893r/min
各軸功率和扭矩計(jì)算：
已知一級(jí)齒輪傳動(dòng)效率為0.98，則有：
電機(jī)軸功率：=×/=893×18.5/1500=11kw
中間軸功率：=×0.98=11×0.98=10.8kw
主軸功率： =×0.98=10.8×0.98=10.6kw
電機(jī)軸扭矩：=9550/=9550×11/893=1.18×105 N·mm
中間軸扭矩：=9550/=9550×10.8/595=1.73×105 N·mm
主軸扭矩； =9550/=9550×10.6/163=6.21×105 N·mm
表2-1 各軸計(jì)算轉(zhuǎn)速、功率、扭矩
軸
電機(jī)軸
中間軸
主軸
計(jì)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
（mm）
式中 ——傳動(dòng)軸直徑（mm）
——該軸傳遞的額定扭矩（N·mm）
——該軸每米長(zhǎng)度允許的扭轉(zhuǎn)角（deg/m），一般傳動(dòng)軸取=0.5°~1°。
電機(jī)軸：取=0.8deg/m
mm
查閱電機(jī)軸軸頸為=48mm，滿足要求。
中間軸：取=0.8deg/m
mm
圓整取d 1=40mm
2.5 主軸軸頸的確定
為了保證機(jī)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(jì)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=0.8×150=120mm。
表2-2 各軸估算直徑
軸
電機(jī)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
①、由前軸頸取D1=100mm，后軸頸取D2=80mm，選前軸承為NN3022K型和234422型，后軸承為NN3018K型。選主軸錐度號(hào)為45的軸頭，根據(jù)結(jié)構(gòu)，定懸伸長(zhǎng)度a=120mm。
②、求軸承剛度：
電機(jī)輸出額定功率18.5kw時(shí)，主軸轉(zhuǎn)速為260r/min，則主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩
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。
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(shí)，先假定初值l/a=3,l=3х120=360mm。前后支承的支反力RA和RB分別為：
RA=F2l+al=2700х420+140420=3600N
RB=F2al=2700х140420=900N
軸向力RC=pa=2755N
根據(jù)《金屬切削機(jī)床》式（10—5）、（10—6）可求出前、后軸承剛度
軸承NN3022K徑向剛度：KA=2070N/μm
軸承NN3018K徑向剛度：KB=1530.3N/μm
軸承234422軸向剛度：KC=833N/μm
③、求最佳跨距：
KAKB=20701530.3=1.35
初步計(jì)算時(shí)，可假設(shè)主軸的當(dāng)量外徑de為前、后軸承頸的平均值，de=（100+80）mm/2=90mm。故慣性矩為
I=0.05х（0.14-0.0274）=497.3х10-8m4
η=EIKAa3=2.1х1011х497.3х10-82070х0.143х106=0.184
查《金屬切削機(jī)床》圖（10—24）主軸最佳跨距計(jì)算線圖，l0/a=1.7?？筛鶕?jù)l0/a=2再計(jì)算支反力和支撐剛度，求最佳跨距，經(jīng)過(guò)進(jìn)一步的迭代過(guò)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(fù)荷最重的小齒輪，按簡(jiǎn)化的接觸疲勞強(qiáng)度公式進(jìn)行計(jì)算：
（mm）
式中 ——按接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的齒輪模數(shù)（mm）；
——齒輪傳遞的功率（kw）；
——小齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）；
——大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比；
——小齒輪齒數(shù)；
——齒寬系數(shù)，=B/m，=6~10；
——許用接觸應(yīng)力（Mpa）。
齒輪材料及熱處理的選擇：
電機(jī)軸、傳動(dòng)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)=8，查得=1650Mpa，則
對(duì)44/66的齒輪傳動(dòng)副的Z=44的齒輪，計(jì)算轉(zhuǎn)速為893r/min
取m=2mm
對(duì)70/51的齒輪傳動(dòng)副的Z=51的齒輪，計(jì)算轉(zhuǎn)速為821r/min
對(duì)26/95的齒輪傳動(dòng)副的Z=26的齒輪，計(jì)算轉(zhuǎn)速為595r/min
為了保證中心距，主軸與中間軸之間傳動(dòng)組模數(shù)需要相等，取m=3mm。
取齒寬系數(shù)，齒寬，當(dāng)m=2時(shí)，B=2×8=16mm，大齒輪B=16mm，小齒輪b=22mm。當(dāng)m=3時(shí)，B=3×8=24mm，大齒輪B=24mm，主軸傳動(dòng)組齒輪小齒輪比大齒輪齒寬大1~2mm，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(dòng)的設(shè)計(jì)
同步帶具有傳動(dòng)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(rùn)滑等特點(diǎn)。
同步帶的設(shè)計(jì)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)，根據(jù)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(xiàn)初取=32。小帶輪的節(jié)圓直徑
大帶輪的齒數(shù)，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(zhǎng)及其齒數(shù)
查得帶長(zhǎng)代號(hào)為510，基本尺寸為=1295.4mm，節(jié)線長(zhǎng)上的齒數(shù)為=102。實(shí)際軸間距為。
小帶輪嚙合齒數(shù)
基本額定功率
基本額定功率是各帶型基準(zhǔn)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(zhǎng)度的質(zhì)量（kg/m）, 查表得m=0.448 kg/m。
所需帶寬
為嚙合齒數(shù)系數(shù)，根據(jù)取=1 ，應(yīng)選取標(biāo)準(zhǔn)值，一般應(yīng)小于，查表得，應(yīng)選帶寬代號(hào)為300的H型帶，其中 ，極限偏差為±1.5mm。
帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸
小帶輪：；;
大帶輪：；;
2.9 滾動(dòng)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(méi)有軸向力，其余軸均采用深溝球軸承。
2.10 主要傳動(dòng)件的驗(yàn)算
2.10.1 齒輪模數(shù)的驗(yàn)算
一般對(duì)高速傳動(dòng)的齒輪以驗(yàn)算接觸疲勞強(qiáng)度為主，對(duì)低速傳動(dòng)的齒輪以驗(yàn)算彎曲疲勞強(qiáng)度為主，對(duì)硬齒面軟齒芯的滲碳淬火齒輪，一定要驗(yàn)算彎曲疲勞強(qiáng)度。
對(duì)于44/66和70/51的齒輪副驗(yàn)算接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲疲勞強(qiáng)度,26/95的齒輪副驗(yàn)算彎曲疲勞強(qiáng)度。
接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算齒輪模數(shù)
接觸彎曲強(qiáng)度計(jì)算齒輪模數(shù)
式中 ——傳遞的額定功率（kw），；
——電機(jī)額定功率（kw）；
——從電機(jī)到所計(jì)算齒輪的傳遞效率；
——齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）；
——初算的齒輪模數(shù)（mm）
——齒寬（mm）
——大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比；
——小齒輪齒數(shù)；
——工況系數(shù)，考慮載荷沖擊的影響，中等沖擊取1.2~1.6；
——?jiǎng)虞d荷系數(shù)
——齒向載荷分布系數(shù)
——齒形系數(shù)
——壽命系數(shù)：
——工作期限系數(shù)：
——齒輪在機(jī)床工作期限內(nèi)的總工作時(shí)間
——齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）；
——基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，鋼和鑄鐵件：接觸載荷取=107 ，彎曲載荷取=2×108 ；
——疲勞曲線指數(shù)，鋼和鑄鐵件：接觸載荷取m=3；彎曲載荷時(shí)，對(duì)正火、調(diào)質(zhì)及整體淬硬件取m=6，對(duì)表面淬硬（高頻、滲碳、氮化等）取m=9；
——轉(zhuǎn)速變化系數(shù)
——功率利用系數(shù)
——材料強(qiáng)化系數(shù)
——許用彎曲應(yīng)力（Mpa）
——許用接觸應(yīng)力（Mpa）。
① 驗(yàn)算26/95齒輪傳動(dòng)組，驗(yàn)算Z=26齒輪：
查閱相關(guān)資料得：
=1.4、=1.3、=1.04、=0.27、=8、=0.43、=297Mpa、=1650Mpa
接觸疲勞強(qiáng)度：
彎曲疲勞強(qiáng)度：
均滿足要求。
② 驗(yàn)算44/66齒輪傳動(dòng)組，驗(yàn)算Z=44齒輪：
查閱相關(guān)資料得：
=1.4、=1.3、=1、=0.27、=8、=0.481、=1650Mpa、=297Mpa
接觸疲勞強(qiáng)度：
彎曲疲勞強(qiáng)度：
均滿足要求。
Z=44的齒輪模數(shù)m=4>3.88，滿足要求。
③ 驗(yàn)算70/51齒輪傳動(dòng)組，驗(yàn)算Z=51齒輪：
查閱相關(guān)資料得：
=1.4、=1.3、=1、=0.27、=0.488
=1650Mpa、=297Mpa
接觸疲勞強(qiáng)度：
彎曲疲勞強(qiáng)度：
均滿足要求。
2.10.2 傳動(dòng)軸剛度的驗(yàn)算
傳動(dòng)軸彎曲剛度驗(yàn)算，主要驗(yàn)算其最大撓度y，安裝齒輪和軸承處的傾角θ。驗(yàn)算支承處傾角時(shí)，只需驗(yàn)算支反力最大的支承點(diǎn)，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(yàn)算，因?yàn)橹С刑幍膬A角一般都大于軸上其他部位的傾角。當(dāng)軸上有多個(gè)齒輪時(shí)一般只要驗(yàn)算受力最大齒輪處的撓度。剛度驗(yàn)算時(shí)應(yīng)選擇最危險(xiǎn)的工作條件，一般是軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速低、傳動(dòng)齒輪的直徑小且位于軸的中央，此時(shí)軸的總變形量最大。
驗(yàn)算中間軸的剛度：
受力簡(jiǎn)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(diǎn)，則Z=26齒輪受力：
圓周力 KN
徑向力 KN
F==1.2KN
齒輪處軸的撓度為
右支承處軸的傾角為
2.10.3 滾動(dòng)軸承的驗(yàn)算
機(jī)床的一般傳動(dòng)軸用的滾動(dòng)軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應(yīng)進(jìn)行疲勞壽命驗(yàn)算。
按計(jì)算動(dòng)負(fù)荷C j的計(jì)算式進(jìn)行計(jì)算
總 結(jié)
經(jīng)過(guò)為期四周的不懈努力，我們順利完成了對(duì)數(shù)控車床主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)。在這四周的時(shí)間里，按照設(shè)計(jì)要求、結(jié)合所學(xué)設(shè)計(jì)理論，一步一步，認(rèn)真地分析、計(jì)算，終于完成了這個(gè)畢業(yè)設(shè)計(jì)。雖然在本次畢業(yè)設(shè)計(jì)過(guò)程中，我們明顯感覺(jué)本次畢業(yè)設(shè)計(jì)難度較高，但是我們還是把它完成了。
通過(guò)本次畢業(yè)設(shè)計(jì)，使我們以前所學(xué)的多門(mén)知識(shí)得到了一次綜合運(yùn)用，也使我們進(jìn)一步理解了各門(mén)學(xué)科之間的相互聯(lián)系。同時(shí)作為畢業(yè)設(shè)計(jì)前的最后一次畢業(yè)設(shè)計(jì)，可以說(shuō)是畢業(yè)設(shè)計(jì)前的一次練兵，也為以后的設(shè)計(jì)工作打下了一定的基礎(chǔ)。本次畢業(yè)設(shè)計(jì)在提高我們解決實(shí)際問(wèn)題能力的同時(shí)，也讓我們認(rèn)識(shí)到了自己的許多不足之處，還有待提高。
另外，在本次設(shè)計(jì)過(guò)程中，老師不辭辛苦指導(dǎo)我們，給予了我們很大的幫助，在此深表感謝！當(dāng)然，由于我們水平有限，整個(gè)設(shè)計(jì)中不妥之處在所難免，懇請(qǐng)老師不吝指正。
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