毕业设计（论文）-CA6150数控车床主轴箱及传动系统的设计（全套图纸）

全套全套CAD图纸图纸， ，联联系系153893706 毕业设计（论文）任务书 指导老师 课题名称CA6150车床主轴箱设计 学生姓名 专业班级 数控70201班 目录 1 概述 2 主运动的方案选择与主运动的设计 3 确定齿轮齿数 4 选择电动机 5 皮带轮的设计计算 6 传动装置的运动和运动参数的计算 7 主轴调速系统的选择计算 8 主轴刚度的校核 一、概述 主传动系统是用来实现机床主运动的传动系统，它应具有 一定的转速（速度）和一定的变速范围，以便采用不同材料的刀 具，加工不同的材料，不同尺寸，不同要求的工件，并能方便的 实现运动的开停，变速，换向和制动等。 数控机床主传动系统主要包括电动机、传动系统和主轴部 件，它与普通机床的主传动系统相比在结构上比较简单，这是 因为变速功能全部或大部分由主轴电动机的无级调速来承担， 剩去了复杂的齿轮变速机构，有些只有二级或三级齿轮变速系 统用以扩大电动机无级调速的范围。 1.1数控机床主传动系统的特点 与普通机床比较，数控机床主传动系统具有下列特点。 4转速高、功率大。它能使数控机床进行大功率切削 和高速切削，实现高效率加工。 5变速范围宽。数控机床的主传动系统有较宽的调速 范围，一般Ra100，以保证加工时能选用合理的切 削用量，从而获得最佳的生产率、加工精度和表面 质量。 6主轴变速迅速可靠，数控机床的变速是按照控制指 令自动进行的，因此变速机构必须适应自动操作的 要求。由于直流和交流主轴电动机的调速系统日趋 完善，所以不仅能够方便地实现宽范围无级变速， 而且减少了中间传递环节，提高了变速控制的可靠 性。 7主轴组件的耐磨性高，使传动系统具有良好的精度 保持性。凡有机械摩擦的部位，如轴承、锥孔等都 有足够的硬度，轴承处还有良好的润滑。 1.2 主传动系统的设计要求 主轴具有一定的转速和足够的转速范围、转速级数， 能够实现运动的开停、变速、换向和制动，以满足机 床的运动要求。 主电机具有足够的功率，全部机构和元件具有足够 的强度和刚度，以满足机床的动力要求。 主传动的有关结构，特别是主轴组件要有足够高的 精度、抗震性，热变形和噪声要小，传动效率高，以 满足机床的工作性能要求。 操纵灵活可靠， 维修方便，润滑密封良好，以满足 机床的使用要求。 结构简单紧凑，工艺性好，成本低，以满足经济性 要求。 1.3 数控机床主传动系统配置方式 数控机床的调速是按照控制指令自动执行的，因此变速机 构必须适应自动操作的要求。在主传动系统中，目前多采用交 流主轴电动机和直流主轴电动机无级调速系统。为扩大调速范 围，适应低速大转矩的要求，也经常应用齿轮有级调速和电动 机无级调速相结合的调速方式。 数控机床主传动系统主要有四种配置方式，如图3-1所示。 带有变速齿轮的主传动 大、中型数控机床采用这种 变速方式。如图3-1（a）所示，通过少数几对齿轮降速，扩大输出 转矩，一满足主轴低速时对输出转矩特性的要求。数控机床在 交流或直流电动机无级变速的基础上配以齿轮变速，使之成为 分段无级变速。滑移齿轮的移位大都采用液压缸加拨叉，或者 直接由液压缸带动齿轮来实现。 通过带传动的主传动 如图3-1（b）所示，这种传动 主要应用于转速较高、变速范围不大的机床。电动机本身的调 速能够满足要求，不用齿轮变速，可以避免齿轮传动引起的振 动与噪声。它适用于高速、低转矩特性要求的主轴。常用的是V 带和同步齿形带。 用两个电动机分别驱动主轴 如图3-1（c）所示，这是 上述两种方式的混合传动，具有上述两种性能。高速时电动机 通过带轮直接驱动主轴旋转；低速时，另一个电动机通过两级 齿轮传动驱动主轴旋转，齿轮起到降速和扩大变速范围的作用， 这样就使恒功率区增大，扩大了变速范围，克服了低速时转矩 不够且电动机功率不能充分利用的缺陷。 内装电动机主轴传动结构 如图3-1（d）所示，这种 主传动方式大大简化了主轴箱体与主轴的结构，有效地提高了 主轴部件的刚度，但主轴输出转矩小，电动机发热对主轴影响 较大。 1.4主传动系统结构设计 机床主传动系统的结构设计，是将传动方案“结构化”，向 生产 提供主传动部件装配图，零件工作图及零件明细表等。 在机床初步设计中，考虑主轴变速箱机床上位置，其他部 件的相互关系，只是概略给出形状与尺寸要求，最终还需要根 据箱内各元件的实际结构与布置才确定具体方案，在可能的 情况下，设计应尽量减小主轴变速箱的轴向和径向尺寸，以便 节省材料，减轻质量，满足使用要求。设计中应注意对于不同 情况要区别对待，如某些立式机床和摇臂钻床的主轴 箱； 要求较小的轴向尺寸而对径向尺寸要求并不严格；但有的机 图3-1 数控机床主传动的四种配置方式 （ ）两个电动机分别驱动 电动机 电动机 （ ）带传动 电动机 （ ）变速齿轮 电动机 （ ）内装电动机主轴传动机构 床，如卧式铣镗床、龙门铣床的主轴箱要沿立柱或横梁导轨移 动，为减少其颠覆力矩，要求缩小径向尺寸。 机床主传动部件即主轴变速箱的结构设计主要内容包括：主轴组件设计， 操纵机构设计，传动轴组件设计，其他机构（如开停、制动及换向机构等）设 计，润滑与密封装置设计，箱体及其他零件设计等。 主轴变速箱部件装配图包括展开图、横向剖视图、外观图 及其他必要的局部视图等。给制展开图和横向剖视图时，要相 互照应，交替进行，不应孤立割裂地设计，以免顾此失彼。给 制出部件的主要结构装配草图之后，需要检查各元件是否相 碰或干涉，再根据动力计算的结果修改结构，然后细化、完善 装配草图，并按制图标准进行加深，最后进行尺寸、配合及零 件标注等。 二、主运动的方案选择与主运动设计 1、机床的工艺特性 1.1 工艺范围 精车、半精车外圆、车螺纹、车端面 1.2 刀具材料 硬质合金、高速钢 1.3 加工工作材料 钢、铸铁 1.4 尺寸范围 0500 2、确定主轴转速 2.1 最高转速 nmax 采用硬质合车刀半精车小直径钢材的外圆时，主轴转速 最高。参考切削用量资料： Vmax =150200 m/s K = 0.5 Rd =0.20.25 dmax =KD =0.5400 =200 dmin =Rd dmax =0.2200 =40 nmax = min max d 1000V = 2003.14 201000 =1592.36 2.2最低转速： 用高速钢车刀，粗车铸铁材料的端面时，参考切削用量 资料： Vmax =1520 m/s nmin = max min d 1000V = 2003.14 201000 =31.8 用高速钢车刀，精车合金钢材料的丝杠时，参考资料： 直径500普通车床加工丝杠的最大直径是50， Vmin =1.5 米/分 nmin = max min d 1000V = 403.14 1.51000 =11.9转/分 因此：取最低转速nmin=11.9转/分 转速范围 Rn= min max n n = 11.9 1592.36 =133.8 由于高速钢车刀少用低速，且为了避免结构过于复杂，因此 取转速范围Rn=1592.36/31.8=50 主运动结构图 三、确定齿轮齿数 1、 根据分度圆直径选齿数： d=mz a 组： Za1 = 64 Za2 = 54 Z = 34 3a b 组: Zb1 = 95 Zb2 = 30 2、 齿轮的各参数 a 组： 模数 m = 4 压力角 =20 齿距 P = m =12.56 齿厚 s = m/2 = 6.28 齿槽宽 e =m/2 = 6.28 顶隙 c = c m =1.2 * 齿顶高 h = hm = 4 aa * 齿根高 h = (h+ c )m = 5.2 fa * 全齿高 h = h + h =(2h+ c )m = 9.2 afa * 中心距 a1 = (d1+d2)/2 = 240 a2 = (d1+d3)/2 = 178 b 组: 模数 m = 3.5 压力角 =20 齿距 P = m =12.56 齿厚 s = m/2 = 6.28 齿槽宽 e =m/2 = 6.28 顶隙 c = c m =1.2 * 齿顶高 h = hm = 4 aa * 齿根高 h = (h+ c )m = 5.2 fa * 全齿高 h = h + h =(2h+ c )m = 9.2 afa * 中心距 a = (d4+d5)/2 = 240 四、选择电动机 1 电动机功率 N 电=7.5kw 转速 n 电=1450 转/分 2 电机型号 J02514 电机轴径=38 五、皮带轮的设计计算： 设一天运转时间=810 小时（按小带轮计算） 1 计算功率 Pc = KAP = 1.27.5 = 9kw 2 选胶带型别为：B 型 3 选小带轮直径 d1=140(实心轮) 大带轮直径 d2=280(四孔板轮) 4 带速： V=10.6 米/秒 100060 nd11 100060 14501403.14 （B 型：Vmax=25 米/秒） 5 实际传动比： i= 取 =005 1 2 d1 d i=4120 306 140280 10 单根胶带传递的功率： P0=2.03kw 11 单根胶带传递功率的增量： P0=kbn1(1-) ik 1 =1.9910 1450(1- ) 3 1 1 =2.8 12 胶带根数： 由于需要传递的功率 N=7kw， 因此需胶带 4 根 13 单根胶带初拉力： F0=18 公斤 14 有效圆周力： Ft=91.8 公斤 v 102pc 10 9102 15 作用在轴上的力： F=2F0Zsin=2184sin 2 1 2 152.5 =134 公斤 16 带轮宽： B=（Z-1）e+2f=(4-1)20+212.5=85 六、 传动装置的运动和运动参数计算： 1、传动比： i= 1.19 2、传动装置的运动参数： 轴（电动机轴）： P =Pd=7.5 kw 0 n =1450r/min 0 T =9550=9550=49.4 Nm 0 0 0 n P 1450 5 . 7 轴（主轴）： P = P =7.50.96=7.2 kw1 001 n = = = 1218 r/min 1 01 0 i n 19 . 1 1450 T =9550=9550=56.45 Nm1 1 1 n P 1218 2 . 7 轴（编码器）： P = P =7.20.990.97=6.9 kw2 112 n = = = 766 r/min 2 12 1 i n 59 . 1 1218 T =9550=9550=86.02 Nm 2 2 2 n P 766 9 . 6 七、 主轴调速系统的选择计算 1、 对调速系统的基本考虑: a.由于调速范围广，且要求有较硬的机械特性。所以，以选用矢量控 制方式为宜。对于普通车床来说，由于对动态响应要求不高，用“无反馈 矢量控制”方式已经足够。 b.因为调速范围广，且高速与低速段机械特性的特点不一样，故工 作频率范围应不限于额定频率以下。 c.电动机的容量一般应比原拖动系统的电动机容量为大。 d.在低速段，可能出现较大的冲击过载，容易引起变频器的跳闸。所 以，变频器的容量以比电动机的容量大一档为好。 2、 一档传动比，且方案 nx ff 基本工作情况 a. 电动机和主轴之间的传动比只有一档,传动比 lM nn/ b. 变频器的最大输出频率等于电动机的额定频率。从而，电 max f MN f 动机的最高转速等于其额定转速，它折算到负载轴上的值 maxM n MN n 应大于负载要求的最大转速: maxM n maxL n = maxM n MN n maxL n c. 电动机额定转矩的折算值(折算到负载轴上的转矩)； maxL T maxLMN TT 综上所述，电动机的有效转矩线如图 3.2 的曲线 2 所示， 曲线 1 是车床的机械特性曲线。为了便于比较， 图中，电动机的转矩和转速均为折算到负载轴上的值。 电动机的容量在图 3.2 中，负载所需功率 9550/ maxminLL nTP 9550/ maxmaxLLn T 9950/ maxmaxLL nT 图 3.2 其大小与面积成正比。而电动机的容量则与面积成正比，其OADBHGA O 大小为： MNMNM nTp 1 9950/ maxmaxLL nT LLP 可见,采用了变频调速后,电动机的容量需增大倍以上。 L 3、 、 电动机的工作频率范围 a. 最高频率。 N ff max b. 最底频率因为只有一档转速，故频率调节范围为： f LLLf nnff minmaxmaxmax / 当时, ；40 L Z Hf25 . 1 40/50 min 当时，。140 L z Hf357 . 0 140/50 min 异步电动机在这样低的频率下连续工作，如不用负载反馈，是比较 困难的。 4、 一档传动比，且方案 N ff max 基本工作情况 a. 电动机和主轴之间的传动比仍只有一档，但变频器的最高输出 频率 允许超过额定频率。但一般不宜超过额定频率的 1.5 倍(即： max f N f ). NN fff5 . 1 max 设最大调频比 nf ffk/ maxmax 则:电动机的最高转速也约为额定转速的倍： maxM n MN n maxf k MNfM nkn maxmax b. 电动机的额定转速 maxmaxmaxmax /knknn LfMMN 电动机有效转矩线圈如图中的曲线 2 所示。曲线 1 为车床的机械特 性曲线。 电动机的容量如图，电动机的容量与面积成正比，其大小为GHAO 9550/ 2MNMNM nTP 9550/ maxmaxmaxfLL knT max1/fM kP 可见,频率范围扩大之后,电动机的容量可 以比减小倍,但与 1M P maxf k 负载功率相比,仍需增大很多。 表表 4-1 频频率、率、电动电动机与机与负载转负载转速之速之间间的的对应对应关系关系 工作频率电动机的转速低档传动比 负载转速高档传动比负载转速 min f minM n L minL n H Lmid n max f maxM n L Lmid n H maxL n 图 3.3 5、 电动机的工作频率范围 设：最高频率为，则最低频率为 ZN Hff755 . 1 max 当时，；40 L Z Hf875. 140/75 min 当时，。140 L Z Hf54 . 0 140/75 min 6、两档传动比，且方案 N ff max 基本工作情况 将电动机和主轴之间的传动比分成两档(和)，使变频器的输出 H L 频率、电动机的转速与负载转速之间的对应关系见表 4-1 X f M n L n 表中，是两档转速分界点的“中间速”。在抵挡时，传动比为， Lmid n L 当从 X 到（到）时，从到；在高档时，传动比为， min f max f minM n maxM n L n minL n Lmid n H 当从到 (从到)时, 从到。 X f min f max f M n minM n Mnax n L n Lmid n minL n 忽略电动机转差率的变化的因素，则有： fLLmid ffnn minmaxmin / fLmidL ffnn minmaxmax / 2 minmax/fLLL nn 作为两档中间的分界转速（中间速） fLLmid nn/ max 所以,电动机工作频率的范围 Lf aa 可见,采用两档传动比后,在负载的速度范围不变的情况下,工作频率 的调节范围大大的缩小了。采用两档传动比后，在全频率范围内的有效 转矩线如图 3.3 中之曲线 2 所示，曲线 1 为车床的机械特性曲线。可以 看出两者已经十分接近了。 7 、动机的容量 电动机的容量与面积成正比,如图 3 所示。其大小为： GHOA 9550 3 MNMN M nT P 9550 / maxmaxfLmidL knT 9550 / maxmaxffLmidL knT max 1 ff M k P 可见,采用两档传动比后,电动机容量可比减小倍。 1M P maxffk 电动机的工作频率范围 设：最高频率为，则最低频率为 Zn Hff755 . 1 max 当时 40 L Z Hf86.11 40 75 min 当时 140 L Z Hf34 . 6 140 75 min 可见,最低工作频率增大了很多,使变频调速系统在最低速时的工作 稳定性大大改善了. 8、 调速系统的选择 经上述分析，主轴拖动系统在不更换电动机的条件下，要实现主轴 转速的无级调速，可以采用机械多档变速传动，与变频器调速相结合的 方法。 原拖动与系统概况。 电动机的主要数据 电动机额定功率：7.5KW 电动机额定转速：1450rpm 主轴转速范围：102000r/min 计算数据 a. 调速范围 200 10 2000 min max L L L n n b. 负载转矩 1.恒转矩区的最大转速 min/500 4 2000 4 max r n n L LD 2.恒转矩区的转矩 mN n P T LD L 25.143 500 5 . 7 9550 9550 3.恒功率区的最小转矩 MN n P T L L P 8 . 35 2000 5 . 795509550 max 3.3.9 普通笼型异步电动机变频调速运行时的性能分析 普通笼型异步电动机是按工频电源条件下运行所设计制造的，用变频 2000 500 35.8143.25 n/(r/min) T/(N/m) 器对其进行调速时，因变频器输出波形中含有谐波的影响，电动机功率因 数、效率均有下降，电流与线圈温升将有所增高，电机在额定频率以下连续 进行时，影响其带负载能力的主要因素是温升，在额定频率以上连续运行 时，电机允许最高频率受轴承的极限转速、旋转件的强度限制，因此初步选 定电机的变频范围在 10Hz75Hz 之间。最大频率调节比 5 . 7 f k 32 200 fLf kk 因此在不变换主轴电机的条件下，主轴拖动系统需采用机械三档以 上变速传动比在机械结构上，三档与四档变速传动的方案相似，而采用 四档变速对电机的调速更为合适，因此决定利用机械四档变速传动方案。 76. 3200 4 4 Lf 确定传动比 拖动系统机械四档变速分配 传动 比 档次 低 29 L 中 4 M 高 34 . 1 H 最高 8 . 0 ZH 电机 工作 区 恒转矩恒功率 恒转 矩 恒功率恒转矩恒功率恒转矩 恒功 率 主轴 转速 r/min 10 50 50 72.5 72 360 360 540 540 1080 1080 1620 1620 1800 1800 2160 电机 1050105022.5 504550 频率 Hz 5075507550755055 电机 转 r/min 290 1450 1450 2175 290 1450 1450 2175 725 1450 1450 2175 1305 1450 1450 1595 低速传动比 取29 50 1450 L 29 L 中速传动比 取028 . 4 360 1450 M 0 . 4 M 高速传动比 取343 . 1 1080 1450 H 34 . 1 H 最高速传动比 取806 . 0 1800 1450 ZH 8 . 0 ZH 电机负荷性能核算 恒转矩区折算至负载轴的转矩 MNT TT 恒功率区折算至负载轴的转矩 4 . 1 f MN P k T T 、调整后。拖动系统机械四档调速分配及带负载核算如 L M H ZH 下表： 传动比 档次 低中高最高 电机 工作区 恒转 矩 恒功率 恒转 矩 恒功率恒转矩恒功率 恒转 矩 恒功率 主轴转 速 r/min 10 50 50 72.5 72 360 360 540 540 1080 1080 1620 1620 1800 1800 2160 电机 频率 Hz 10 50 50 75 10 50 50 75 22.5 50 50 75 45 50 50 55 电机转 速 r/min 290 1450 1450 2175 290 1450 1450 2175 725 1450 1450 2175 1305 1450 1450 1595 电机 调频比 0.2 1 1 1.5 0.2 1 1 1.5 0.5 1 1 1.5 0.9 1 1 1.1 折算 转矩 NM 1432.5 1432.5 955 198 198 132 66 66 44 39 39 36 核算结果表明：在不变换主轴电机的条件下，主轴拖动系统采用机 械四档变速传动比的方案满足要求。 注： 八、主轴钢度的校核 1计算切削力和驱动力 切削力的计算（Pz） a、切削功率：N 切=N=6.30.98 =6.05kw 2 件件 2 b、切削转矩：M=9550=9550=638.7NM j 件 n N 90 6.05 c、切削力：Pz= 取=130 件件d 2M 件件d Pz=9.810 N 3- 10130 638.72 3 d、Py=0.4Pz=0.49.810 =3.9210 N 3 3 Px=0.25Pz=0.259.810 =2.4510 N 3 3 驱动力的计算（Qr） a齿轮的传递功率 N 齿= N 齿=6.570.98=6.44kw b齿轮的传递转距 M=9550=9550=173.3Nm j 件 n N 355 6.44 c驱动力 QT=4304.2N d 2M 3- 10233.5 173.32 状态 输入 低档（K10）中档（K11）高档（K12） 最高档 （K10、K12） SQ151001 SQ160100 SQ170011 Qr= QTtg=4304.2tg20=1566.6N 切削力 Pz 与驱动力 QT 的位置关系，由机床个轴位置布置关 系可知： =20 Qz=QTcos+Qrsin=4304.2cos20+1566.6sin20=4580.4N Qy=QTsin-Qrcos=4304.2sin20-1566.6cos20=0 2主轴的受力分析 Z 方向 三轴承支撑可简化为如图所示静不定系统 式中： 卡盘长 L 卡=150 工件长 L=160 a=100 b=65 c=456 L1=285 L2=236 L=521 Mz=Pz(L 卡+ L)=9800(150+160)=3.03810 N 6 E=2.110 5 I=（D 平 -d ）=3870571.2 64 4 4 a在 Pz 作用下，B 处的挠度： （yB）Pz= l 11z 6EI ) 2 l 2 (llap b在 Mz 作用下，B 处的挠度： （rB）MZ= l 1Z 6EI ) 2 l1 2 (llM c在 QZ 作用下，B 处的挠度： （YB）QZ=- l 11Z 6EI ) 2 b- 2 l - 2 (llbQ 所以 YB=+- l 11z 6EI ) 2 l 2 (llap l 1Z 6EI ) 2 l1 2 (llM l 11Z 6EI ) 2 b- 2 l - 2 (llbQ d在（RB）Z 作用 B 处的挠度： （YB）= l 21B 3EI 2 L