CK6140數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)設計

文檔從互聯(lián)網(wǎng)中收集，已重新修正排版word格支持編輯，如有幫助歡迎載持。課設計說明題目CK6140數(shù)車床主傳系統(tǒng)設學（機工學機系年專：08機2學

號0127學姓：

呂偉彪指教：敏

李鵬1word格支持編輯，如有幫助歡迎下載支持。

目

錄第1

概述…………………..11.1設計要求………………..1第2主傳動的設計…………2.1計算轉速的確定………..22.2變頻調(diào)速電機的選擇………………...22.3轉速圖的擬定…………...2...2..2主軸箱傳動機構簡圖……………轉速圖擬定………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(shù)的估算………..62.8同步帶傳動的設計………………….82.9滾動軸承的選擇…….10主要傳動件的驗算……………102.10.1齒輪模數(shù)的驗算…………..…102.10.2傳動軸剛度的驗算………………142.10.3滾動軸承的驗算…………….………………總結………….16參考文獻………………..……word格支持編輯，如有幫助歡迎下載支持。

第一章

概述1.1設要機床類型：數(shù)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，最大載荷4500N，精度±3μm

第二章主傳動設計2.1計轉的定機床主軸的變速范圍：=，且：4000所以：==96.3841.5根據(jù)機床的主軸計算轉速計算公式：==41.596.38=163.4rpm2.2變頻調(diào)速機選

=4000rpm,=41.5rpm得：為了簡化變速箱及其自動操縱機構希望用雙速變速箱現(xiàn)取為了提高電機效率，應盡量。min假設所選電機最高轉速為4500rpm額定轉速為1500rpm，i

40004500

，4500i163.4163.4則有，2得i0.18，908rpm取機床率iii2η=0.98х0.98=0.96，則7.8kw。電動機在1500rpm時的輸出功0.96率為pmin

1500908

，現(xiàn)取過載系數(shù)，則電機功率為min

?？蛇x用上海德驅馳電氣有限公司的UABP160L-4-50-18.5號交流主軸電動機，額定功率為18.5kw，最高轉速為，同步轉速為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轉圖擬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i=0.67，ii0.18ii2。i0.67i2.3.2參數(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i'的齒輪副為70/51

=1.33

'

=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傳軸估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(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

nn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。計算轉是傳動件傳遞全部功率的最低轉速，各個傳動軸上的計算j轉速可以從轉速圖直接得出。主軸：

=163r/minj2中間軸=595r/minj1電機軸n=893r/minj0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：p=n×/=893×18.5/1500=11kw0j額額中間軸功率：=×0.98=11×0.98=10.8kw10主軸功率：

p=p×0.98=10.8×0.98=10.6kw2電機軸扭矩T=9550p/n=9550×11/893=1.18×105N·mm00j0中間軸扭矩=9550p/n=9550×10.8/595=1.73×1011j

5

N·mm主軸扭矩；T=9550p/n=9550×10.6/163=6.21×105N·mm22j2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(N·m)118173621按扭轉剛度估算軸的直徑d1.64

4

T

（mm）式中

——傳動軸直徑（mm）T——該軸傳遞的額定扭矩（）n

——該軸每米長度允許的扭轉角（deg/m一般傳動軸取電機軸：1.64

4

Tn1.64

4

5

mm查閱電機軸軸頸=48mm，滿足要求。中間軸：1.64

4

Tn1.64

4

1.73

mm圓整取d=40mm12.5主軸的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。查閱相關資料：主軸前軸頸D1=150mm，主軸的后軸頸一般推薦為D的0.7-0.85倍，取=0.8D=0.8×150=120mm。

1

2

1軸電機軸

表2-2各軸估算直徑中間軸主軸前軸頸主軸后軸頸

主軸內(nèi)孔直（mm）484010080322.6主最跨的擇①、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。選主軸錐度號為的軸頭，根據(jù)結構，定懸伸長度a=120mm。②、求軸承剛度：電機輸出額定功率18.5kw時，主軸轉速260r/min，則主軸最大輸出轉矩9550?n163床身上最大加工直徑約為最大回轉直徑的60%，即，故半徑為0.12m。

22切削力

F

0.12

背向力

F0.54516.2Np故總作用力為

FFc

2

p

2

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=3х120=360mm后支承的支反力和分別為：==2700х=3600N==2700х=900N軸向力==2755N根據(jù)《金屬切削機床》式（10—6）可求出前、后軸承剛度軸承NN3022K徑向剛度：=2070N/軸承NN3018K徑向剛度：=1530.3N/μm軸承234422軸向剛度：=833N/μm③、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=0.05х（-）=497.3хη===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齒模的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：mj

3

dzm1j

j

（mm）式中

——按接觸疲勞強度計算的齒輪模數(shù)（j

222223N——齒輪傳遞的功率（kwd

j

——小齒輪的計算轉速（

——大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比；z——小齒輪齒數(shù)；1——齒寬系數(shù)，=B/m，=6~10；mmm接觸應力（Mpaj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，主軸上齒輪：Z=51、95,20Cr滲碳、高頻淬火、低溫回火，取齒寬系數(shù)=8查則mj對44/66的齒輪傳動副的Z=44的齒輪，計算轉速為m16338j

3

dumj

j

16338

3

8442

893

取m=2mm對70/51的齒輪傳動副的Z=51的齒輪，計算轉速為16338

3

dz2um1j

j

16338

3

822

1.44

對的齒輪傳動副的Z=26的齒輪，計算轉速為

3

dz2m1j

j

3

8263.65595

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。取齒寬系數(shù)

m

，齒寬?，當m=2時，大齒輪mB=16mm，小齒輪b=22mm。m=3時，B=3×8=24mm，大齒輪B=24mm，主軸傳動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Z1

ZZZZZ245

6

2max2max齒數(shù)模數(shù)齒寬

44222

66216

70324

51325

26325

953242.8同帶動設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(jù)同步帶選型圖選定帶型為型帶，節(jié)距為12.7mm。小帶輪的齒z1

min

，根據(jù)表格查得z

min

22

，在帶速和安裝尺寸允許的情況下，z1

盡可能選取較大值，現(xiàn)初z1

=32。小帶輪的節(jié)圓直1

zp1d

129.36大帶輪的齒數(shù)

zi21

1324830002

，大輪節(jié)圓直徑zd2d

194.04mm

，帶速dn3.14129.361110.156060

，其查得H型帶的v

max

40/s

，所以符合要求。初定軸間

0

，194.04mm

初取c400mm0

。帶長L及其齒z0Lc124c129.36400129.3621310.4

查得帶長代號為510基本尺寸為L0

=1295.4mm節(jié)線長上的齒數(shù)z

=102。

實際軸間距為

a0

LLp2

2

。小帶輪嚙合齒數(shù)Rzzent1013

z1

33.14

基本額定功P0P

T)v0.448

20.85基本額定功率是各帶型基準寬度的定功率，b，為寬度為的帶ss0as0的許用工作拉N查得

Ta

=2100N為度為

bs

的帶位度質查表得m=0.448kg/m。所需帶bsbss

1.14

PKPz

1.14

1

68.6

z

為嚙合齒數(shù)系數(shù)，根據(jù)

zm

取

z

=1

s

應選取標準，般小于d

，查表得選帶寬代號為300的H型帶mms帶輪的結構尺寸

偏差為±。小帶輪：

z321

；

d1

;

d127.99a大帶輪：

z48；d;d2a

2.9滾軸的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主傳件驗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

j

j

zm

KKKK12Sj

j接觸彎曲強度計算齒輪模

ww

191532j

w式中

N——傳遞的額定功率（N；d

N——電機額定功率（kwd

——從電機到所計算齒輪的傳遞效率；

j

——齒輪的計算轉速（r/min—初算的齒輪模數(shù)（）B——齒寬（）u——大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比；z——小齒輪齒數(shù)；——工況系數(shù)，考慮載荷沖擊的影響，中等沖擊??；1——動載荷系數(shù)2——齒向載荷分布系數(shù)3Y——齒形系數(shù)——壽命系數(shù)：sKKsTnN

q——工作期限系數(shù)：TKT

m

60nT——齒輪在機床工作期限內(nèi)的總工作時間n——齒輪的最低轉速（r/min1C——基準循環(huán)次數(shù)，鋼和鑄鐵件：接觸載荷取C=107，彎曲載0荷=2×108；0—疲勞曲線指數(shù)和鑄鐵件觸載荷取曲載荷時，對正火、調(diào)質及整體淬硬件m=6，對表面淬硬（高頻、滲碳、氮化等）取m=9；

K

n

——轉速變化系數(shù)——功率利用系數(shù)NK

——材料強化系數(shù)（Mpa用接觸應力（j①驗算26/95齒輪傳動組，驗算齒輪：查閱相關資料得：=1.4K=1.3K=1.04=0.27=8=0.4313

=297Mpa、j接觸疲勞強度：j

2088zm

3

K12Sj

3

0.2718.53.65595

MPaj彎曲疲勞強度：

MPa

5KKK23szm2j

50.270.982620.4359543.8均滿足要求。②驗算44/66齒輪傳動組，驗算齒輪：查閱相關資料得：

=1.4=1.3K=1K=0.27=8=0.481123smj

接觸疲勞強度：j

zm

3

KK12Sj

44

3

18.5

彎曲疲MPaj勞強度：

KKKK3j

442893均滿足要求。Z=44的齒輪模數(shù)m=4>3.88，滿足要求。③驗算70/51齒輪傳動組，驗算齒輪：查閱相關資料得：

=1.4=1.3=1、K=0.27=0.48812sj接觸疲勞強度：

=297Mpaj

zm

3

K13Sj

2.5

3

821

2

j彎曲疲勞強度：

1650MPa

KKKK23zm2j

tFtF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θ。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