毕业设计（论文）-CW61100E型卧式车床主传动系统的结构设计（全套图纸）.doc

西安工业大学北方信息工程学院西安工业大学北方信息工程学院 毕业设计（论文）毕业设计（论文） 题目：卧式车床主传动系统的结构设计题目：卧式车床主传动系统的结构设计 系 别 机电信息系 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 B100205 姓 名 学 号 导 师 2014 年 4 月 10 日 卧式车床主传动系统的结构设计 第 2 页 共 59 页 摘要 数控车床不仅能够车外圆还能用于镗孔、车端面、钻孔与铰孔。与其他种 类的机床相比，车床在生产中使用最广。 本论文首先介绍了我国数控机床发展的过程与现状 ,并分析了其存在的问 题 ;对数控机床的发展趋势进行了探讨；并对 CW61100E 数控车床主轴箱传动 系统进行了设计与计算。 主轴箱有安装在精密轴承中的空心主轴和一系列变速齿轮组成。数控车床 主轴可以获得在调速范围内的任意速度，以满足加工切削要求。 目前，数控车床的发展趋势是通过电气与机械装置进行无级变速。变频电 机通过带传动和变速齿轮为主轴提供动力。通常变频电机调速范围 35，难以 满足主轴变速要求；串联变速齿轮则扩大了齿轮的变速范围 。 本设计将原来的带轮不卸荷结构变为了带轮卸荷结构，使输入轴在带处只 受转矩，将轴上的径向力传动到车床机体上,改善了输入轴的受力情况。 关键词：主轴箱，无级调速，传动系统 全套图纸，加全套图纸，加 153893706153893706 Abstract CNC lathe can not only outside the circle can be used for boring, facing, drilling and reaming. Compared with other kinds of machine tools, lathe is the most widely used in production. This paper introduces the process and current situation of the development of CNC machine tools in China, and analyzes its existing problems; the development trend of NC machine tool was discussed; and the CW61100E CNC lathe spindle box transmission system design and calculation. The spindle box is composed of hollow spindle mounted in precision bearings and a set of transmission gears. Spindle CNC lathe can get any speed in speed range, to meet the machining requirements. At present, the development trend of NC lathe is stepless speed change through the electrical and mechanical equipment. Variable frequency motor through the belt drive and gear to provide power for the spindle. Usually the frequency control of motor speed range of 3 - 5, to meet the requirements of spindle speed; series gear extends the range of gear transmission. The design of the original belt wheel not unloading structure to belt wheel unloading structure, the input shaft with only by the shaft torque, radial force on the drive to the lathe body, improve the stress conditions of the input shaft. Key Words: spindle box, stepless speed regulation, transmission system 卧式车床主传动系统的结构设计 第 4 页 共 59 页 目录 摘要.2 ABSTRACT.3 1 绪论.6 2 设计计算.7 2.1 机床的主参数 .7 2.2 主运动参数 .7 1.3 切削力的计算 .8 3 主动参数参数的拟定.10 3.1 主运动调速范围的确定、计算各轴计算转速、功率和转矩 .10 3.2 主电动机的选择.11 4 变速结构的设计.13 4.1 主变速方案拟定.13 4.2 变速结构式、结构网的选择.13 4.2.1 确定变速组及各变速组中变速副的数目.13 4.2.2 结构网的拟定.14 4.2.3 结构式的拟定.14 4.2.4 结构式的拟定.15 4.2.5 确定各变速组变速副齿数.15 5 传动件的设计.16 5.1 带传动设计.16 5.2 选择带型 .17 5.3 确定带轮的基准直径并验证带速 .17 5.4 确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 .18 5.5 确定带的根数Z.19 5.6 确定带轮的结构和尺寸 .19 5.7 确定带的张紧装置 .20 5.8 计算压轴力 .20 5.9 各变速组齿轮模数的确定和校核.22 5.9.1 齿轮模数的确定.22 5.9.2 齿宽的确定.26 5.9.3 齿轮结构的设计.26 5.10 传动轴的直径估算.27 5.10.1 确定各轴转速.27 5.10.2 传动轴直径的估算：确定各轴最小直径.28 5.10.3 键的选择.29 5.11 传动轴的校核.29 5.11.1 传动轴的校核.29 5.11.2 键的校核.30 卧式车床主传动系统的结构设计 第 5 页 共 59 页 5.12 摩擦离合器的选择和计算 .30 5.13 齿轮校验.33 5.13.1 校核 a 变速组齿轮 .34 5.13.2 校核 b 变速组齿轮.35 5.13.3 校核 c 变速组齿轮 .36 5.14 轴承的选用与校核.38 5.14.1 各轴轴承的选用.38 5.14.2 各轴轴承的校核.38 5.15 主轴组件设计 .39 6 结构设计.50 6.1 结构设计的内容、技术要求和方案.50 6.2 展开图及其布置.50 6.3 I 轴（输入轴）的设计.51 6.4 齿轮块设计.52 6.5 传动轴的设计.53 6.6 主轴组件设计.54 6.6.1 各部分尺寸的选择.54 6.6.2 主轴材料和热处理.55 6.6.3 主轴轴承.55 6.6.4 主轴与齿轮的连接.57 6.6.5 润滑与密封.57 6.6.6 其他问题.58 7 总结和展望.59 7.1 本文工作总结 .错误！未定义书签。错误！未定义书签。 7.2 课题展望 .错误！未定义书签。错误！未定义书签。 参考文献.错误！未定义书签。错误！未定义书签。 致 谢.错误！未定义书签。错误！未定义书签。 卧式车床主传动系统的结构设计 第 6 页 共 59 页 1 绪论 机床技术参数有主参数和基本参数，他们是运动传动和结构设计的依据， 影响到机床是否满足所需要的基本功能要求，参数拟定就是机床性能设计。主 参数是直接反映机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据，如车床的 最大加工直径，一般在设计题目中给定，基本参数是一些加工件尺寸、机床结 构、运动和动力特性有关的参数，可归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数。 通用车床工艺范围广，所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同，有粗加 工又有精加工；用硬质合金刀具又用高速钢刀具。因此，必须对所设计的机床 工艺范围和使用情况做全面的调研和统计，依据某些典型工艺和加工对象，兼 顾其他的可能工艺加工的要求，拟定机床技术参数，拟定参数时，要考虑机床 发展趋势和同国内外同类机床的对比，使拟定的参数最大限度地适应各种不同 的工艺要求和达到机床加工能力下经济合理。 机床主传动系因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的 要求也不一样。设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式 满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应满足的基本 要求有：满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床主轴油 足够的转速范围和转速级数；满足机床传递动力的要求。主电动机和传动机构 能提供足够的功率和转矩，具有较高的传动效率；满足机床工作性能要求。主 传动中所有零部件有足够的刚度、精度和抗震性，热变形特性稳定；满足产品 的经济性要求。传动链尽可能简短，零件数目要少，以便节约材料，降低成本。 卧式车床主传动系统的结构设计 第 7 页 共 59 页 2 设计计算 2.1 机床的主参数 如表 1 所示： 床身最大回转直径 1000mm 最小加工工件直径 100mm 顶尖间最大工件长度 1500-16000mm 刀架上最大回转直径 630mm 顶尖间最大工件重量 6000kg 表 1 2.2 主运动参数 据机床设计手册典型加工条件，当工件直径为 8001000mm 时，极限切削 速度 取 200m/s。 最小切削速度 按典型加工的两种情况取不同的数值: 高速钢车刀精车丝杠=1.5m/s; 高速钢车刀低速车削盘类零件，=8m/s 。 主轴转速确定: 由以上典型加工条件, 确定本机床主要加工直径范围为 100600mm。主轴 转速与切削速度的关系: , v 为切削速度 max 1000max = dmin V n min 1000min = dmax V n 式中的 或，不是该机床可能加工的最小或最大直径，而是机床全部工艺范 围内可以用最大切削速度来加工时的最小工件直径和用最小切削速度来加工时 的最大工件直径, 这样才能得出合理的极限转速值。 取 max 1000max1000 200 =637 / min dmin100 V nr max 640 / minnr 主轴最低转速： 卧式车床主传动系统的结构设计 第 8 页 共 59 页 情况时， min 1000min1000 1.5 =4.8 / min dmax100 V nr min 1000min1000 8 =4.2 / min dmax630 V nr 取 min 1000min =4.2 / min dmax V nr 主轴的转速范围为 4-640r/min 变速范围，符合普通车床 Rn 为 40200 的变速范围, 且 Rn 值较大, 表 明本机床有良好的加工工艺性能。 1.3 切削力的计算 由于切削过程的复杂性，并且影响它的因素又多，因此目前尚未导出简便 计算进给力、径向力、切削力 的理论公式，一般都是通过大量实验，由测力仪 得到切削力后进行数据处理，建立经验公式。在建立经验公式时，大多数都是 将背吃刀量、进给量及切削速度这三个主要因素作为可变因素，而其它影响因 素则用修正系数间接计算，从而得出、 三个分力的计算公式: FX=PafkfvrkvFzkrFzkaFzkvbFzkhFzkuFzkbr1Fz Fy =PfkfFykvFykrFykaFykvbFykhFykuFykbr1Fy Fz =PfkfFxkvFxkrFxkaFxkvbFxkhFxkuFxkbr1Fx 式中及下列各参数均是以实验条件得出, 切削深度、进给量、切削速度以实验 条件中最大值计算, 而不是本机床实际所加工最大允许量, 详见机床设计手 册: P单位切削力 ( kgf /mm2) , 取 P=210kgf /mm2; 切削深度, 15mm, 取 p=5mm; F进给量, 0.10.5mm/r, 取 f=0.5mm/r; v切削速度, 90105m/min, 取 v=105m/min。 以上取值及各修正系数源于机床设计手册。 经计算：=586.3kgf 据手册，=0.350.5，取=0.43 =0.350.5，取=0.43 则=252kgf; =252kgf 卧式车床主传动系统的结构设计 第 9 页 共 59 页 总切削 F=+=1090.5kgf=10697.8N 机床切削总功率: V/1000=10697.8105 /(601000)=18.7kW 按上面所列式求得切削功率后, 还需考虑机床的传动效率, 机床的电机功率为 Pc/m, 式中 m 为机床的传动效率, 一般取为 0.750.85, 取 0.85 计算, 计算得=22kW。 查机械设计课程设计指导书P178 可得，选择电动机型号为 Y180L-4，满载 时，其转速为 1470r/min。 3 主动参数参数的拟定 3.1 主运动调速范围的确定、计算各轴计算转速、功率和转矩 主运动调速范围的确定 （本小节公式除非特别说明，均出自资料12） 数控车床主轴转速范围 4640r/min 则数控车床总变速范围 max min 160 n n R n 估算主轴的计算转速，由于采用的是无级调速，所以采用以下的公式： (2.3) 0.30.3 max min min 640 nn()4)20r / min 4 n n 计 （ 因为数控机床主轴的变速范围大于计算转速的实际值同时为了便于计算 故取：n20r / min 计 主轴的恒功率变速范围 max 640 32 20 np n R n 计 电机的恒功率变速范围 d 2880 R2 1440 p 由于RnpRdp，电动机直接驱动主轴不能满足恒功率变速要求，因此需要串 联一个有级变速箱，以满足主轴的恒功率调速范围。 取，则对于数控车床，为了加工端面时满足恒6 f dp R77. 1 lg Rgl Z np f 线速度切削的要求，应使转速有一些重复，故取 Z=4 故前面传动比分配可取。 取 Z=4, ，计算出变速齿轮箱公比，则 4 d 1 a , z fp z fp RR 25 . 2 ff ，取 变速箱有四种传动比： ；1/81 . 2 1/21/41 . 1 ；2/41 . 1 2/11/41 . 1 卧式车床主传动系统的结构设计 第 11 页 共 59 页 ；81 . 2 /12/141 . 1 /1 ；41 . 1 /21/241 . 1 /1 由图 2 主轴功率特性图中可以看出，当主轴在 64040r/min 的转速范围内，功 率段 abcde 恒功率输出，可以实现恒功率不停车无级调速，故此车床用于加工 盘类零件时，可以恒线速度切削，严格保证加工质量，但以上设计没有考虑系 统内传动元件造成的功率损失。 3.2 主电动机的选择 根据前面的切削计算，选择 22KW 的 Y180L-4 型三相异步电动机，参数如下图表 Y180L-4Y180L-4 型三相异步电动机型三相异步电动机 产品型号：Y180L-4 型 Y180L-4 型三相异步电动机使用条件： 环境温度：-1540 海拔：不超过 1000m 额定电压：380V，可选 220-760V 之间任何电压值 额定频率：50Hz、60Hz 防护等级：IP44、IP54、IP55 绝缘等级：B 级、F 级、H 级 冷却方式：ICO141 卧式车床主传动系统的结构设计 第 12 页 共 59 页 工作方式：S1 连接方式：3KW 及以下 Y 接法、4KW 及以上为接法 Y180L-4 型三相异步电动机特点 Y180L-4 型三相异步电动机功率：11KW 电压：380V 电流：21.8A 绝缘：B 噪 音：87 dB(A) 转速 2900 r/min 是全封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机，是 全国统一设计的基本系列，它同时是符合 JB/T9616-1999 和 IEC34-1 标准的有 关规定， 具有国际互换的特点。 Y180L-4 型三相异步电动机广泛适用于不含易燃、易爆或腐蚀性气体的一般场 合和无特殊要求的机械设备上，如金属切削机床、泵、风机、运输机械、搅拌 机、农业机械和食品机械等。 4 变速结构的设计 4.1 主变速方案拟定 拟定变速方案，包括变速型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个 变速系统的确定。变速型式则指变速和变速的元件、机构以及组成、安排不同 特点的变速型式、变速类型。 变速方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此， 确定变速方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。 变速方案有多种，变速型式更是众多，比如：变速型式上有集中变速，分 离变速；扩大变速范围可用增加变速组数，也可采用背轮结构、分支变速等型 式；变速箱上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。 显然，可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。此次设计中，我们 采用集中变速型式的主轴变速箱。 4.2 变速结构式、结构网的选择 结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的变速不失为有用的方法， 但对于分析复杂的变速并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。 4.2.1 确定变速组及各变速组中变速副的数目 数为 Z 的变速系统由若干个顺序的变速组组成，各变速组分别有、 Z 个变速副。即 Z 321 ZZZZ 取 Z=4, ，计算出变速齿轮箱公比，则 4 d 1 a , z fp z fp RR 25 . 2 ff ，取 变速箱有四种传动比： ；1/81 . 2 1/21/41 . 1 ；2/41 . 1 2/11/41 . 1 ；81 . 2 /12/141 . 1 /1 ；41 . 1 /21/241 . 1 /1 卧式车床主传动系统的结构设计 第 14 页 共 59 页 由图 2 主轴功率特性图中可以看出，当主轴在 64040r/min 的转速范围内，功 率段 abcde 恒功率输出，可以实现恒功率不停车无级调速，故此车床用于加工 盘类零件时，可以恒线速度切削，严格保证加工质量，但以上设计没有考虑系 统内传动元件造成的功率损失。 4.2.2 结构网的拟定 根据中间变速轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下： 4.2.3 结构式的拟定 主轴的变速范围应等于住变速传动系中各个变速组变速范围的乘积，即： in RRRRR 210 检查变速组的变速范围是否超过极限值时，只需检查最后一个扩大组。因为其 他变速组的变速范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过 极限值，其他变速组就不会超过极限值。 1 222 PXR 卧式车床主传动系统的结构设计 第 15 页 共 59 页 4.2.4 结构式的拟定 绘制转速图 、选择 Y132S-4 型 Y 系列笼式三相异步电动机。 、分配总降速变速比 4.2.5 确定各变速组变速副齿数 齿轮齿数的确定，当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于 定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮 的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和及 z S 小齿轮的齿数可以从【1】表 3-9 中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于 1820。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿 轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于 4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。 根据【1】,查表 3-9 各种常用变速比的使用齿数。 94 P 卧式车床主传动系统的结构设计 第 16 页 共 59 页 5 传动件的设计 5.1 带传动设计 输出功率 P=22kW,转速 n1=1470r/min,n2=900r/min 计算设计功率 Pd edAd PKP 表表 4 4 工作情况系数 A K 原动机 类 类 一天工作时间/h 工作机 10 1016 1610 1016 16 载荷 平稳 液体搅拌机；离心式水泵； 通风机和鼓风机（ ） ；离心式压缩机；7.5kW 轻型运输机 1.01.11.21.11.21.3 载荷 变动小 带式运输机（运送砂石、 谷物） ，通风机 （） ；发电机；旋 7.5kW 转式水泵；金属切削机床； 剪床；压力机；印刷机； 振动筛 1.11.21.31.21.31.4 载荷 变动较 大 螺旋式运输机；斗式上料 机；往复式水泵和压缩机； 锻锤；磨粉机；锯木机和 木工机械；纺织机械 1.21.31.41.41.51.6 载荷 变动很 大 破碎机（旋转式、颚式等） ； 球磨机；棒磨机；起重机； 挖掘机；橡胶辊压机 1.31.41.51.51.61.8 卧式车床主传动系统的结构设计 第 17 页 共 59 页 根据 V 带的载荷平稳，两班工作制（16 小时） ，查机械设计P296表表 4 4， 取 KA1.1。即1.1 2224.2kW dAed PK PkW 5.2 选择带型 普通 V 带的带型根据传动的设计功率 Pd 和小带轮的转速 n1 按机械设计 P297 图 1311 选取。 根据算出的 Pd24.2kW 及小带轮转速 n11470r/min ，查图得： dd=80100 可知应选取 A 型 V 带。 5.3 确定带轮的基准直径并验证带速 由机械设计P298表 137 查得，小带轮基准直径为 80100mm 则取 dd1=100mm ddmin.=75 mm（dd1根据 P295表 13-4 查得） 表表 3 3 V 带带轮最小基准直径 mind d 槽型 YZABCDE mind d 205075125200355500 2 12 1 1470 =1.63333,=100 1.63333=163.3mm 900 d d d d id d 所以 卧式车床主传动系统的结构设计 第 18 页 共 59 页 由机械设计P295表 13-4 查“V 带轮的基准直径” ，得=160mm 2d d 误差验算传动比： （为弹性滑 2 1 160 =1.63265 (1)100 (1 2%) d d d i d 误 动率） 误差 符合要求 1 1 1.63265 1.6333 100%100%1.58%5% 1.63333 ii i i 误 带速 1 100 1470 v=7.43/ 60 100060 1000 d d n m s 满足 5m/sv300mm，所以宜选用 E 型轮辐式带轮。 卧式车床主传动系统的结构设计 第 20 页 共 59 页 总之，小带轮选 H 型孔板式结构，大带轮选择 E 型轮辐式结构。 带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。 5.7 确定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。 5.8 计算压轴力 由机械设计P303 表 1312 查得，A 型带的初拉力 F0130.59N，上面已得到=153.36o，z=6，则 1 a 1 a153.7 2sin=2 6 130.59 sinN=1526N 22 o o FzF 对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面 加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带 轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈 环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。 由于普通 V 带两侧面间的夹角是 40，为了适应 V 带在带轮上弯曲时截面变形 而使楔角减小，故规定普通 V 带轮槽角 为 32、34、36、38（按带的 型号及带轮直径确定） ，轮槽尺寸见表 7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂，是 带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板） ，用来联接轮缘与轮毂成一整 体。 表 普通 V 带轮的轮槽尺寸（摘自 GB/T13575.1-92） 槽型 项目 符号 Y Z A B C D E 卧式车床主传动系统的结构设计 第 21 页 共 59 页 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上 槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下 槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对 称面至端 面的距离 f min 6 7 9 11 .5 16 23 28 最小轮缘 厚 5 5.5 6 7. 5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 32 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 对应 的基 准直 径 d d - 80 118 190 315 475 600 轮 槽 角 极限偏差 1 0.5 V 带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： （1） 实心带轮：用于尺寸较小的