《电气控制技术》课程设计（论文）-CM6132普通车床电气控制电路设计.doc

辽 宁 工 业 大 学电气控制技术课程设计（论文）题目： CM6132普通车床电气控制电路设计院（系）： 软件学院 专业班级： 楼宇093班 学 号： 学生姓名： 指导教师： 教师职称： 教 授 起止时间：2011.06.2707.08课程设计（论文）任务及评语院（系）：电气工程学院 教研室： 电气学 号091407089学生姓名刘兴娇专业班级楼宇093班课程设计（论文）题目CM6132普通车床电气控制电路设计课程设计（论文）任务 要求设计报告严格按照设计要求书写（见附页）。具体设计包括内容如下：1、 查阅资料，了解车床的基本结构，掌握运动过程。2、 确定电气传动方案。3、 设计控制电路（包括主电路、控制电路及辅助电路）。4、 详细阐述分析其工作原理。5、 选择各种电器设备（列出清单）。6、 对课程设计进行总结。指导教师评语及成绩成绩： 指导教师签字： 年 月 日辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书（论 文）目 录第一章 绪论11.1 课程实训目的11.2 课程实训的预备知识11.3 课程实训要求1第二章 课程实训内容2第三章 CM6132普通车床电气控制电路设计33.1传动设计33.2确定结构式及结构网33.3绘制电气控制原理图33.4 CM6132普通车床电气控制电路所用电器元件一览表如下表所示：53.5动力计算53.6 结构设计73.7主轴的强度校核9第四章 课程实训总结12参考文献14第一章 绪论1.1 课程实训目的本实训要求学生在掌握有关电气控制基本知识的基础上，设计相关控制系统。学生能够独立查找有关资料并选择合理的设计方案。1.2 课程实训的预备知识电气控制基本知识1.3 课程实训要求学生必须严格按照实训指导书的要求进行操作，做到课前预习，对实验有整体了解，熟悉试验目的，试验要求，了解实验操作规程，课后复习，对实验进行回顾，根据实验步骤写出详细实验报告，争取对实验形成从感性认识到理性理性认识的转变。第二章 课程实训内容本次课程设计任务是CM6132车床主传动设计。由于CM6132车床是精密，高精密加工车床，要求车床加工精度高，主轴运转可靠，并且受外界，振动，温度干扰要小，因此，本次设计是将车床的主轴箱传动和变速箱传动分开设计，以尽量减小变速箱，原电机振动源对主轴箱传动的影响。本次课程设计包括CM6132车床传动设计，动力计算，结构设计以及主轴校核等内容，其中还有A0大图纸的CM6132车床主传动的结构图、本次课程设计师毕业课程设计前一次对我们大学三年期间机械专业基础知识的考核和检验。它囊括了理论力学，材料力学，机械原理，机械设计，机械制造装备设计等许多机械学科的专业基础知识，因此称之为专业课程设计。它不仅仅是对我们专业知识掌握情况的考核和检验，也是一次对我们所学的知识去分析，去解决生产实践问题的运用。由于本次课程设计实践恰与考试冲刺期冲突，因此在编写课程设计说明书，设计CM6132主传动结构图的过程中难免有不少纰漏和错误，恳请老师指正。第三章 CM6132普通车床电气控制电路设计3.1传动设计本次设计在分析研究所掌握的资料的基础上，用计算法或类比法确定所设计主轴变速箱的极限转速公比，求出转速极速，选择电动机的转速和功率，拟定合适的结构式，结构网和转速图，然后拟定传动方案并绘制传动系统图，确定转速比和齿轮齿数及带轮直径等。确定转速极速根据任务要求，Nmax=2000rpm，Nmin=45rpm，转速公比=1.41.则转速范围Rn：Rn=Nmax/Nmin=44.4 （1） 依据，Rn，可求得主轴转速级数Z:Z=lgRn/lg+1=11.98=12 （2） 3.2确定结构式及结构网由于结构上的限制，变速组中的传动副数目通常选用2或3为宜，故其结构式为：Z=2（n）*3（m）.对于12级传动，其结构式可为以下三种形式：12=3*2*2；12=2*3*2；12=2*2*3；在电动机功率一定的情况下，所需传递的转矩越小，传动件和传动轴的集合尺寸就越小。因此，从传动顺序来讲，尽量使前面的传动件多以些，即前多后少原则。故本设计采用结构式为：12=3*2*23.3绘制电气控制原理图绘制CM6132车床转速图前，有必要说明两点：（1）为了结构紧凑，减小振动和噪声，通常限制：a：Imin=1/4;b：Imax=2(斜齿轮=2.5);所以，在一个变速组中，变速范围要小于等于8，对应本次设计，转速图中，一个轴上的传动副间最大不能相差6格。c：前缓后急原则；即传动在前的传动组，其降速比小，而在后的传动组，其降速比大。（2）CM6132车床转速图与它的主传动系统图密切相关。故在绘制它的转速图钱，先要确定其主传动系统图。图2.1 CM6132普通车床电气控制原理图如图2.1所示，CM6132型普通车床采用分离式传动，即变速箱和主轴箱分离。III，IV轴为皮带传动。在主轴箱的传动中采用了背轮机构（IV，V同轴线），解决了传动比不能过大（受极限传动比限制）的问题。由于最高转速Nmax=2000rpm，且CM6132机床功率一般为3.0KW左右。为满足转速和功率要求，选择Y系列三相异步电动机型号。3.4 CM6132普通车床电气控制电路所用电器元件一览表如下表所示：3.5动力计算3.5.1电机功率的确定如前所述，对于国产CM6132普通车床，机床功率一般为3.0KW.选择Y100L2-4型号异步电动机。其额定功率为3KW.3.5.2主轴的估算在设计之初，由于确定的仅仅是一个方案，具体构造尚未确定，因此只能根据统计资料，初步确定主轴的直径。（1）主轴前端轴颈的直径D1一般机床主轴后轴颈选择D1=80mm。（2）主轴后轴颈D2一般机床主轴后轴颈D2=（0.70.85）D1,取D2=60mm。需要说明的是，主轴的前后轴颈一般指主轴上与滚动轴承配合的那段轴颈，故D1,D2应为5的整数倍。3.5.3中间传动轴的初算根据生产经验，一般机床每根轴的当量直径d与其传递的功率P,计算转速Nj，以及允许的扭转角有如下经验公式：d=11sqrt(sqrt(P/Nj) （3）式中，P：该传动轴传递的额定功率，P=*Pe，单位KW。 ：电机到该轴传动件传动效率总值。 d：当量直径，单位cm。 Nj：计算转速，单位rpm。对于花键轴，轴内径一般要比d小7%。3.5.4计算转速Nj的确定计算转速Nj是指主轴或其他传动轴传递全部功率的最低转速，对于等比传动的中型通用机床，主轴计算转速一般为：Nj=Nmin*(Z/3 -1) 故本次设计，Nj=125rpm。3.5.5齿轮模数的估算按接触疲劳强度或弯曲强度计算齿轮模数比较复杂，而且有些系统各参数都已知道的情况后方可确定，所以，只在草图完成后校核用。在画草堂前，先估算，再选用标准齿轮模数，一般同一变速组中的齿轮取同一模数，一个主轴，变速箱中的齿轮采用12种模数。传动功率的齿轮模数一般取大于2mm。在中型机床中，主轴变速箱中的齿轮模数常取2.5，3，4mm。由中心距A及齿数Z1,Z2，可求齿轮模数为：m=2A/(Z1+Z2) (4)根据生产实践经验，按齿面点蚀估算的齿轮中心距有如下公式：A=370(P/Nj)(1/3) （5）式中，Nj：大齿轮的计算转速，单位为rpm。 P：该齿轮传递功率，单位为KW。从I轴到II轴，P=2.85KW,Nj=1400rpm，则AI II=46.9mm。从II轴到III轴，P=2.76KW,Nj=1000rpm，则AII III=52.0mm。从III轴到IV 轴，P=2.55KW,Nj=355rpm，则AIII IV=71.4mm。由（4）对于最小齿数和，则有各轴应满足的最低模数。故对于I轴，II轴，（Z1+Z2）min=48，AI II=46.9mm，则m=1.95mm。 对于II轴，III轴，（Z1+Z2）min=46，AI II=52.0mm，则m=2.26mm。对于III轴，IV轴，（Z1+Z2）min=76，AI II=71.4mm，则m=1.87mm。因而，对于变速箱内圆柱齿轮传动，统一取m=2.5mm。由于主轴传递扭矩大，故对于主轴箱内齿轮模数取3mm。3.5.6各轴直径及各齿轮齿数的确定。在生产实际中，轴上齿轮的传动主要靠周向键连接来实现的，花键连接以其对中性好，导向性能好，应力集中小等优点获得广泛应用。因而本次设计中，所有的传动轴均采用花键轴，通过各轴的当量直径来选取适当标准的花键轴径，再通过花键轴径来选取轴上各齿轮传动副的齿数。这里需要说明四点：（1）花键轴参数尺寸代表Z-D*d*b。Z表示花键轴齿数，D表示花键轴大径，d表示小径，b表示齿宽。 （2）齿轮齿数的选取，应保证齿轮齿根与花键轴大径配合的轮毂面不得小于35mm。（3）如A0图纸绘制的CM6132车床主传动系统图所示，轴IV做成带有齿轮的中空轴套，起卸荷左右，这样可将带轮的张紧力引起的径向力通过轴套，滚动轴承传至机身上，保证主轴的运转不受带轮张紧力的影响。（4）III轴和IV轴间为皮带轮1：1传功。3.6 结构设计结构设计包括主轴箱，变速箱的结构，以及传动件（传动轴，轴承，齿轮，带轮，离合器，卸荷装置等），主轴组件，箱体以及连接件的结构设计和布置等等。本次设计中有多处使用了滑移齿轮，而滑移齿轮必须保证当一对齿轮完全脱离后，令一对齿轮才能进入啮合，否则会产生干涉或变速困难。所以与之配合的固定齿轮间的距离应保证留有足够的空间，至少不少于齿宽的两倍，并留有=12mm的间隙。齿轮齿宽一般取b1=（612）m，对变速箱内齿轮传动副模数m=2.5mm，我设计的齿轮宽度b=6m=15mm 。而对于主轴箱内m=3mm，b2=20mm，故变速箱内相邻固定齿轮间距离B应不小于32mm。3.6.1 I轴的设计I轴上为三联滑移齿轮，相应的花键轴段尺寸为6-32*28*7。左右端均选取深沟球轴承，其型号分别为6205，6206。右端为5齿皮带轮，与I轴平键连接，电机工头右端V带轮将动力传至I轴，又通过滑移齿轮传动力至II轴。3.6.2 II轴的设计II轴上为5个固连齿轮，左边3个为与I轴配合的齿轮，右边2各与III轴配合。相应花键轴段尺寸为6-32*28*7，左，右端均为型号为6205的深沟球轴承。动力从I轴传至II轴，并通过右边两齿轮传动力至III轴。3.6.3 III轴的设计III轴上有2联滑移齿轮，与II轴的2个固定齿轮啮合。与之配合的相应花键轴段尺寸为6-35*30*10。左，右均为型号为6206的深沟球轴承。左端为2齿皮带轮，动力从II轴传至III轴，再通过左边的V带轮传动力至IV轴。3.6.4 IV轴的设计IV 轴实际上是带有齿轮，并套在主轴左端的套筒。两个型号为6214的深沟球轴承支撑套筒增加其刚度。左端为2齿皮带轮，左边螺母可调整其轴向位置。动力从III轴径皮带轮传至IV轴，再通过右边齿轮将动力传出。3.6.5 V轴的设计V轴实际上是背轮机构，其上2个滑移齿轮，与控制主轴内齿离合器滑动的拨叉盘用螺栓固连在一起，进而达到变速目的。与之配合的花键轴尺寸参数为6-40*35*10。左右均为型号为6206的深沟球轴承。当拨动滑移齿轮，使左端齿轮与IV轴齿轮啮合时，主轴将得到低6级转速。若拨动滑移齿轮，使与之故连得拨叉主轴上齿轮直接与IV轴齿轮啮合时，主轴将得到高8级转速。3.6.6主轴的设计主轴上装有受V轴（背轮机构）上拨叉盘控制的内齿离合器，以及固连在主轴上的与V轴右端小齿轮的齿轮。当IV轴齿轮直接与内齿离合器啮合时，主轴将得到高6级转速。当脱开时，故连齿轮与背轮机构恰好接通，通过两个1：2.8的减速，主轴将得到低6级转速。由于主轴比较长，为提高其刚度，本设计采用三支撑方式，其结构要求箱上的3个支撑孔应有高的同轴度，否则温升和空载功率增大。但3孔同轴加工难度大，一般选中或后支撑为辅助支撑，只有载荷较大，轴产生弯曲变形时，辅助支撑才起作用。本设计，前支撑作为主要支撑点，选择双列短圆柱滚子轴承，型号为NU316型，它承载能力大，摩擦系数小，温升低，极限转速高，能很好的满足设计要求，但不能承受轴向力。本设计在中支撑处选择两列51214型推力球轴承，在作辅助支撑的同时，配合前支撑承受轴向力。后支撑采用内圆外锥式滑动轴承，一方面，它能满足高速，高精度，重载，以及同时承受较大轴，径向力的要求；另一方面，它能将主轴由前向后的轴向力，充分的传至机身上，保证主轴良好的运转精度和动力性能。各滚动轴承均有螺母调整其轴向间隙，内圆外锥式滑动轴承可通过双向背帽调整其径向间隙。3.7主轴的强度校核主轴作为车床的输出轴，一方面，通过卡盘带动被夹工件回转，另一方面，由于主轴精度，性能要求较高，导致其结构及其上传动元件布置较复杂，因而主轴一般都较粗，且均做成中空轴，以保证在同等材料用量下，有较高的强度，刚度以及疲劳强度。本次设计，只针对主轴进行强度校核，其它轴，以及刚度，疲劳强度校核限于篇幅不作讨论。本次设计，主轴的动力来源有两种，一是通过背轮机构获得低6级转速，一是通过内齿离合器获得高6级转速。这两种情况下，主轴的受力状况显然不同，因而应分别进行受力分析并校核。另外，车床主轴前端一般布置卸荷装置，可将切削过程中的切削力传至机身上，故在强度校核时不考虑切削力的影响。由于主轴同时承受弯矩和转矩，在进行校核时，按弯矩和转矩的合成强度条件进行校核，根据第三强度理论，可推得：c=Mc/W=sqrt（M2+（*T）2）/W =-1b （6）本设计主轴的材料为经调质处理的45钢，它的许用疲劳强度-1b=60Mpa。在验算前，先进行一些简略处理一简化计算。主轴的结构简图如图13所示，其上传动元件具体的轴向位置如A0图纸所示。这里，由于中间支撑仅做辅助支撑，在进行受力分析时，并不将其看做是支撑反力点。左右轴承集中反力作用点，均看做作用在轴承支撑的中点处。3.7.1 高6级传动时强度验算这种情况下，主轴上右边的固定齿轮受力，其受力简图如图15所示。转矩 T1=9.55*103*P1/N1 =9.55*103*3*0.84/45 =531N*m 圆周力 Ft1=T1*103/（d1/2） =531*103/（76*3/2）=4658N径向力 Fr1=Ft1*tan（20）=1695N水平面上的支反力：FA1=db/（da+db）*Ft1=132/（280+132）*4658N=1492N FB1= Ft1-FA1=3166N垂直面上的支反力：FA1= db/（da+db）*Fr1=543 FB1=Fr1-FA1=1152N截面C处的水平弯矩：Mc=280*FA1*10（-3）=418N*m截面C处的垂直弯矩：Mc=280*FA1*10（-3）=152N*m截面C处的合成弯矩：Mc1=sqrt（Mc2+Mc2）=445N*m因主轴单向回转，视转矩为脉动循环，=-1b/ 0b=0.6，则截面C处的当量弯矩为：Mvc1= sqrt（Mc12+（*T1）2）=547N*m轴的受力图，转矩图，弯矩图如图15所示。按弯扭合力来校核轴的强度：截面C处当量弯矩最大，故可能为危险截面。已知Mc=Mvc1=547N*m。-1b=60Mpa，c=Mc/W=Mc/0.1dc3 =547*103/（0.1*753）=13.0Mpa -1b=60Mpa所以其强度足够。3.7.2 高6级传动时强度计算这种情况下，主轴左边的内齿离合器直接与IV轴外齿啮合。其受力简图如图16所示。同理有：转矩 T2=9.55*103*P2/N2 =9.55*103*3*0.84/355 =67.8N*m 圆周力 Ft2=T2*103/（d2/2） =67.8*103/（27*3/2）=1674N径向力 Fr2=Ft2*tan（20）=609N水平面上的支反力：FA2=db/（db-da）*Ft2=552/（552-140）*1674N=2242N FB2= Ft2-FA2=-568N垂直面上的支反力：FA2= db/（db-da）*Fr2=816N FB2=Fr2-FA2=-207N截面A处的水平弯矩：Ma=140*Ft2*10（-3）=234N*m截面A处的垂直弯矩：Ma=280*Fr2*10（-3）=85.2N*m截面A处的合成弯矩：Ma1=sqrt（Ma2+Ma2）=249N*m同理，截面A处的当量弯矩为：Mva1= sqrt（Ma12+（*T2）2）=252N*m轴的受力图，转矩图，弯矩图如图16所示。同样，截面A处当量弯矩最大，故可能为危险截面。已知Ma=Mva1=252N*m。-1b=60Mpa，a=Ma/W=Ma/0.1dc3 =252*103/（0.1*653）Mpa =9.2Mpa -1b=60Mpa所以其强度也足够。综上所述，两种情况下主轴的强度均足够，故本次设计的主轴尺寸满足要求。第四章 课程实训总结由于这次课程设计时间与考研冲突，因此很多内容特别是A0图纸的CM6132机床传动系统的结构图完成得比较仓促，其中不乏一些小错误和不合理之处。比如I轴上的三联滑移齿轮布置安排不合理，直接导致滑移齿轮间间距比较大（为了留出空间，保证齿轮之间不干涉），进而影响了I轴的轴向尺寸乃至整个变速箱的尺寸大小。再比如，变速箱内的多对齿轮啮合时，没有考虑采用公用齿轮，以减少II轴上固定齿轮的个数，从而减小II轴的轴向尺寸。还有，连接变速箱与主轴箱的V带轮尺寸较小，与庞大的主轴箱不是很协调，主轴两边端盖设计得也不尽合理当然，通过这次课程设计，也让我学习了很多，使我本人对机械专业的认识更深，对机床内部传动系统的结构更加清晰，而这些都是大学里课堂上的书本知识所不可能获得的，普通的考试所不可能考核检验的。从这个方面来说，课程设计不仅仅是考试以外一种考核和检验学生知识掌握情况以及运用能力方面的重要补充方式，同时学生通过课程设计，对专业基础知识和专业领域方面的信息掌握得更加牢固，更加扎实，为以后从事机械工作，以及进行生产实践活动，奠定了良好的基础。通过本次实训，我收获颇丰，学到了很多知识，特别是提高了综合分析应用的能力。实训过程是繁琐的，但同学们都表现得很积极，不怕课程难，相互帮助一起分析。很多同学甚至吃了饭就一头扎在实训中。任课老师也非常认真负责，耐心讲解，细心指导，一点一点解答同学们的疑惑，直到同学们理解了为止。在实训中，分析、讨论、演算，机房里充满了浓浓的学习气氛。经过一个学期的学习，面对综合量大点的图形，竟然不知从何下手。上课是一步一步，一个一个命令的学，课后的练习也没有涉及到前后的知识，知识的连贯性不大，当我们进行实际运用时，发现之前学的有点陌生。实训的第一天，老师首先给我们将了这周实训的课程安排，