CK6140数控车床主传动系统设计

燕山大学 课 程 设 计 说 明 书 题目： CK6140 数控车床主传动系统设计 学院（系）： 机械工程学院机制系 年级专业： 08级机制 2 学 号： 080101010127 学生姓名： 吕 伟 彪 指导教师： 王敏婷 李宇鹏 目 录 第 1 章 概述 . . .1 1.1 设计要求 .1 第 2 章 主传动的设计 2 2.1 计算转速的确定 . 2 2.2 变频调速电机的选择 . 2 2.3 转速图的拟定 .2 2.3.1 传动比的计算 .2 2.3.2 参数确定 . .2 2.3.3 主轴箱传动机构简图 .3 2.3.4 转速图拟定 .3 2.4 传动轴的估算 . 3 2.5 主轴轴颈的确定 . 5 2.6 主轴最佳跨距的选择 . 5 2.7 齿轮模数的估算 . 6 2.8 同步带传动的设计 . 8 2.9 滚动轴承的选择 . 10 2.10 主要传动件的验算 . . 10 2.10.1 齿轮模数的验算 . . 10 2.10.2 传动轴刚度的验算 14 2.10.3 滚动轴承的验算 . . 15 总结 . . . 16 参考文献 . . 17 燕 山 大 学 课 程 设 计 说 明 书 共 17 页 第 页 1 第一章 概述 1.1 设计要求 机床类型：数控车床 主传动设计要求： 满载功率 7.5KW，最高转速 4000rpm, 最低转速 41.5rpm 变速要求：无级变速 进给传动系统设计要求： 伺服控制，行程 1200mm，最低速度 0.001mm/r，最高速度 0.5mm/r， 最大载荷 4500N，精度 3 m 燕 山 大 学 课 程 设 计 说 明 书 共 17 页 第 页 2 第二章 主传 动的设计 2.1 计算转速的确定 机床主轴的变速范围： = ，且： =4000rpm, =41.5rpm 所以： =400041.5=96.38 根据机床的主轴计算转速计算公式： = 得： =41.5 0.396.38 =163.4rpm 2.2变频调速电机的选择 为了简化变速箱及其自动操纵机构，希望用双速变速箱，现取 Z=2。为了提高电机效率，应尽量使minmin =nn低高。 假设所选电机最高转速为 4500rpm，额定转速为 1500rpm，1 4000 0 .8 94500i ，则有，2124500 1 6 3 .4iii ，得 2 0.18i ，21 6 3 .4 908 rp mi 。 取机床 总效率 =0.98 0.98=0.96，则 7 .5 7 .80 .9 6p kw。电动机在 1500rpm 时的输出功率为m i n15007 . 5 1 2 . 4908p kw，现取过载系数 k=1.28，则电机功率为0 m i n 1 . 3 1 2 . 4 1 6 . 1p k p k w 。 可选用上海德驱驰电气有限公司的 UABP160L-4-50-18.5型号交流主轴电动机， 额定功率为 18.5kw，最高转速为 4500rpm，同步转速为 1500rpm，调频范围为 5-150HZ,基频为 50HZ。 选配变频器型号： DRS3000-V4T0150C，售价 1380元人民币。 2.3 转速图的拟定 2.3.1 传动比的计算 设电机轴与中间轴通过齿轮定比传动，取其传动比为0i=0.67， 则 1100 . 8 9 1 . 3 30 . 6 7ii i ， 22 00 . 1 8 0 . 2 70 . 6 7ii i 。 2.3.2 参数确定 第一级变速选用同步齿形带传动，两级变速组采用齿轮传动。 选 1i=1.33的齿轮副为 70/51 燕 山 大 学 课 程 设 计 说 明 书 共 17 页 第 页 3 选 2i=0.27的齿轮副为 26/95 2.3.3 主轴箱传动机构简图 2.3.4 转速图拟定 2.4 传动轴的估算 传动轴除应满足强度要求外，还满足刚度要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭转载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不是主要矛盾。除了载荷较大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求轴在载荷下不至于产生过大的变形。如果刚度不够，轴上的零件由于轴的变 形过大而不能正常工作，或者燕 山 大 学 课 程 设 计 说 明 书 共 17 页 第 页 4 产生振动和噪音，发热，过早磨损而失效，因此，必须保证传动轴有足够的刚度。 计算转速jn是传动件传递全部功率的最低转速，各个传动轴上的计算转速可以从转速图直接得出。 主轴： 2jn=163r/min 中间轴：1jn=595r/min 电机轴：0jn=893r/min 各轴功率和扭矩计算： 已 知一级齿轮传动效率为 0.98，则有： 电机轴功率：0p=0jn p额/n额=893 18.5/1500=11kw 中间轴功率：1p=0p 0.98=11 0.98=10.8kw 主轴功率： 2p=1p 0.98=10.8 0.98=10.6kw 电机轴扭矩：0T=95500p/0jn=9550 11/893=1.18 105 N mm 中间轴扭矩：1T=95501p/1jn=9550 10.8/595=1.73 105 N mm 主轴扭矩； 2T=95502p/2jn=9550 10.6/163=6.21 105 N mm 表 2-1 各轴计算转速、功率、扭矩 轴 电机轴 中间轴 主轴 计算转速（ r/min） 893 595 163 功率 (kw) 11 10.8 10.6 扭矩 (N m) 118 173 621 按扭转刚度估算轴的直径 41 .6 4 nTd （ mm） 式中 d 传动轴直径（ mm） nT 该轴传递的额定扭矩（ N mm） 燕 山 大 学 课 程 设 计 说 明 书 共 17 页 第 页 5 该轴每米长度允许的扭转角（ deg/m），一般传动轴取 =0.5 1。 电机轴：取 =0.8deg/m 44 51 . 1 8 1 01 . 6 4 1 . 6 4 3 2 . 10 . 8nTd mm 查阅电机轴轴颈为 d =48mm，满足要求。 中间轴：取 =0.8deg/m 44 51 . 7 3 1 01 . 6 4 1 . 6 4 3 5 . 40 . 8nTd mm 圆整取 d 1 =40mm 2.5 主轴轴颈的确定 为了保证机床工作的精度，主轴尺寸一般都是根据其刚度要求决定的。故主轴前轴颈的尺寸按统计数据确定。 查阅相关资料：主轴前轴颈 D 1=150mm，主轴的后轴颈一般推荐为 D 1 的 0.7-0.85倍，取 D 2 =0.8 D 1 =0.8150=120mm。 表 2-2 各轴估算直径 轴 电机轴 中间轴 主轴 前轴颈 主轴 后轴颈 主轴 内孔 直径 （ mm） 48 40 100 80 32 2.6 主轴最佳跨距的选择 、由前轴颈取 =100mm，后轴颈取 =80mm，选前轴承为 NN3022K 型和234422型，后轴承为 NN3018K型。选主轴锥度号为 45的轴头，根据结构，定悬伸长度 a=120mm。 、求轴承刚度： 电机输出额定功率 18.5kw时，主轴转速为 260r/min，则主轴最大输出转矩 1 8 . 59 5 5 0 9 5 5 0 1 0 8 3 . 9163PT N mn 床身上最大加工直径约为最大回转直径的 60%，即 240mm，故半径为0.12m。 燕 山 大 学 课 程 设 计 说 明 书 共 17 页 第 页 6 切削力 1 0 8 3 . 9 9 0 3 2 . 50 . 1 2cFN 背向力 0 . 5 4 5 1 6 . 2pcF F N 故总作用力为 22 1 0 0 9 8 . 6cpF F F N 该力作用于顶在顶尖间的工件上，主轴和尾架各承受一半，故主轴端受力为 F/2=5049.3N。 在估算时，先假定初值 l/a=3,l=3 120=360mm。前后支承的支反力 和分别为： = =2700 =3600N = =2700 =900N 轴向力 = =2755N 根据金属切削机床式（ 10 5）、（ 10 6）可求出前、后轴承刚度 轴承 NN3022K径向刚度： =2070N/ m 轴承 NN3018K径向刚度： =1530.3N/ m 轴承 234422轴向刚度： =833N/ m 、求最佳跨距： = =1.35 初步计算时，可假设主轴的当量外径 为前、后轴承颈的平均值， =（ 100+80） mm/2=90mm。故惯性矩为 I=0.05 （ - ） =497.3 = = =0.184 查金属切削机床图（ 10 24）主轴最佳跨距计算线图， /a=1.7。可根据 /a=2再计算支反力和支撑刚度，求最佳跨距，经过进一步的迭代过程，最终取得最佳跨距为 l=300mm。 2.7 齿轮模数的估算 一般同一变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算： 3221116338 djm j juNmz u n （ mm） 燕 山 大 学 课 程 设 计 说 明 书 共 17 页 第 页 7 式中 jm 按接触疲劳强度计算的齿轮模数（ mm）； dN 齿轮传递的功率（ kw）； jn 小齿轮的计算转速（ r/min）； u 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比； 1z 小齿轮齿数； m 齿宽系数，m=B/m，m=610； j 许用接触应力（ Mpa）。 齿轮材料及热处理的选择： 电机轴、传动轴上齿轮： Z=44、 66、 70、 26， 20Cr渗碳、淬火、低温回火 ， HRC56-62 主轴上齿轮： Z=51、 95, 20Cr渗碳、 高频 淬火、低温回火 ， HRC56-62 取齿宽系数m=8，查得j=1650Mpa，则 对 44/66的齿轮传动副的 Z=44的齿轮，计算转速为 893r/min 332 22211 1 . 5 1 1 8 . 51 6 3 3 8 1 6 3 3 8 1 . 5 38 4 4 1 . 5 1 6 5 0 8 9 3djm j juNmz u n 取m=2mm 对 70/51的齿轮传动副的 Z=51的齿轮，计算转速为 821r/min 332 22211 1 . 3 7 1 1 8 . 51 6 3 3 8 1 6 3 3 8 1 . 4 48 5 1 1 . 3 7 1 6 5 0 8 2 1dm j juNmz u n 对 26/95的齿轮传动副的 Z=26的齿轮，计算转速为 595r/min 332 22211 3 . 6 5 1 1 8 . 51 6 3 3 8 1 6 3 3 8 2 . 2 78 2 6 3 . 6 5 1 6 5 0 5 9 5dm j juNmz u n 为了保证中心距，主轴与中间轴之间传动组模数需要相等，取 m=3mm。 取齿宽系数 8m ，齿宽mBm，当 m=2 时， B=2 8=16mm，大齿轮B=16mm，小齿轮 b=22mm。当 m=3 时， B=3 8=24mm，大齿轮 B=24mm，主轴燕 山 大 学 课 程 设 计 说 明 书 共 17 页 第 页 8 传动组齿轮小齿轮比大齿轮齿宽大 12mm，小齿轮 b=25mm。 表 2-3 各齿轮齿数、模数 齿轮 Z 1 Z2 Z 3 Z4 Z5 Z6 齿数 44 66 70 51 26 95 模数 2 2 3 3 3 3 齿宽 22 16 24 25 25 24 2.8 同步带传动的设计 同步带具有传动比较准确，不打滑，效率高，初拉力以及适用功率的范围，不需要润滑等特点。 同 步带的设计功率为 18.5kw，根据同步带选型图，选定带型为 H型带，节距为 12.7mm。小带轮的齿数1 minzz，根据表格查得min 22z ，在带速和安装尺寸允许的情况下，1z尽可能选取较大值，现初取1z=32。小带轮的节圆直径11 3 2 1 2 . 7 1 2 9 . 3 63 . 1 4dzpd m m 大带轮的齿数12 1 1245003 2 4 83000nz z i z n ，大带轮节圆直径22 4 8 1 2 . 71 9 4 . 0 43 . 1 4dzpd m m ，带速11 m a x3 . 1 4 1 2 9 . 3 6 1 5 0 0 1 0 . 1 5 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv m s v ，其中查得 H 型带的m ax 40 /v m s，所以符合要求。初定轴间距0c， 1 2 0 1 20 . 7 2d d c d d ，即 00 . 7 1 2 9 . 3 6 1 9 4 . 0 4 2 2 6 . 3 8 2 1 2 9 . 3 6 1 9 4 . 0 4 6 4 6 . 8m m c m m ，初取0 400c mm。 带长0L及其齿数 z 2210 0 1 2022241 9 4 . 0 4 1 2 9 . 3 63 . 1 42 4 0 0 1 2 9 . 3 6 1 9 4 . 0 42 4 4 0 01 3 1 0 . 4ddL c d dcmm 燕 山 大 学 课 程 设 计 说 明 书 共 17 页 第 页 9 查得带长代号为 510，基本尺寸为0L=1295.4mm，节线长上的齿数为 z =102。实际轴间距为 000 1 2 9 5 . 4 1 3 1 0 . 44 0 0 3 9 2 . 522pLLa c m m 。 小带轮啮合齿数 0112122233 2 1 2 . 7 3 24 8 3 22 3 3 . 1 4 3 9 2 . 515mRzzz e n t z zae n t 基本额定功率0P 2202 1 0 0 0 . 4 4 8 1 0 . 1 5 1 0 . 1 5() 2 0 . 8 51 0 0 0 1 0 0 0aT m v vP k w 基本额定功率是各带型基准宽度0sb的额定功率，0sb=76.2mm，aT为宽度为0sb的带的许用工作拉力（ N） ,查表得aT=2100N， m 为宽度为0sb的带单位长度的质量（ kg/m） , 查表得 m=0.448 kg/m。 所需带宽sb 1 . 1 4 1 . 1 4001 8 . 57 6 . 2 6 8 . 61 2 0 . 8 5dss zPb b m mKP zK为啮合齿数系数，根据 6mz 取zK=1 ，sb应选取标准值，一般应小于1d，查表得，应选带宽代号为 300的 H型带，其中 76.2sb mm，极限偏差为 1.5mm。 带轮的结构尺寸 小带轮：1 32z ；1 1 2 9 .3 6d m m； 1 2 7 .9 9ad m m 大带轮：2 48z ；1 1 9 4 .0 4d m m； 1 9 2 .6 7ad m m 燕 山 大 学 课 程 设 计 说 明 书 共 17 页 第 页 10 2.9 滚动轴承的选择 为了增加主轴的刚度， 主轴前端支承采用 圆锥孔双列圆柱滚子轴承和双向推力角接触轴承，后支承采用 圆锥孔双列圆柱滚子轴，中间采用深沟球轴承辅助支承。 考虑到其他轴的高速且没有轴向力，其余轴均采用深沟球轴承。 2.10 主要传动件的验算 2.10.1 齿轮模数的验算 一般对高速传动的齿轮以验算接触疲劳强度为主，对低速传动的齿轮以验算弯曲疲劳强度为主，对硬齿面软齿芯的渗碳淬火齿轮，一定要验算弯曲疲劳强度。 对于 44/66 和 70/51 的齿轮副验算接触疲劳强度和弯曲疲劳强度 ,26/95的齿 轮副验算弯曲疲劳强度。 接触疲劳强度计算齿轮模数jm 3 1 2 312 0 8 8 1 0 Sjjju K K K K N M P az m u B n 接触弯曲强度计算齿轮模数wm 5 1 2 321 9 1 1 0 swwjK K K K N M P az m B Y n 式中 N 传递的额定功率（ kw），dNN； 燕 山 大 学 课 程 设 计 说 明 书 共 17 页 第 页 11 dN 电机 额定功率（ kw）； 从电机到所计算齿轮的传递效率； jn 齿轮的计算转速（ r/min）； m 初算的齿轮模数（ mm） B 齿宽（ mm） u 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比； z 小齿轮齿数； 1K 工况系数，考虑载荷冲击的影响，中等冲击取 1.21.6； 2K 动载荷系数 3K 齿向载荷分布系数 Y 齿形系数 sK 寿命系数： s T n N qK K K K K TK 工作期限系数： 1060mTnTKC T 齿轮在机床工作期限内的总工作时间 1n 齿轮的最低转速（ r/min）； 0C 基准循环次数，钢和铸铁件：接触载荷取0C=107 ，弯曲载荷取0C=2 108 ； m 疲劳曲线指数，钢和铸铁件：接触载荷取 m=3；弯曲载荷时，对正火、调质及整体淬硬件取 m=6，对表面淬硬（高频、渗碳、氮化等）取 m=9； 燕 山 大 学 课 程 设 计 说 明 书 共 17 页 第 页 12 nK 转速变化系数 NK 功率利用系数 qK 材料强化系数 w 许用弯曲应力（ Mpa） j 许用接触应力（ Mpa）。 验算 26/95 齿轮传动组，验算 Z=26齿轮： 查阅相关资料得： 1K=1.4、2K=1.3、3K=1.04、sK=0.27、m=8、 Y =0.43、 w=297Mpa、j=1650Mpa 接触疲劳强度： 31 2 3312 0 8 8 1 03 . 6 5 1 1 . 4 1 . 3 1 . 0 4 0 . 2 7 1 8 . 5 0 . 9 82 0 8 8 1 02 6 2 . 5 3 . 6 5 2 2 5 9 54 5 9 1 6 5 0Sjjju K K K K NM P az m u B nM P aM P a M P a 弯曲疲劳强度： 51 2 32521 9 1 1 01 9 1 1 0 1 . 4 1 . 3 1 . 0 4 0 . 2 7 1 8 . 5 0 . 9 82 6 2 . 5 2 2 0 . 4 3 5 9 54 3 . 8 2 9 7swjwK K K K NM P az m B Y nM P aM P a M P a 均满足要求。 验算 44/66 齿轮传动组，验算 Z=44齿轮： 查阅相关资料得： 1K=1.4、2K=1.3、3K=1、sK=0.27、m=8、 Y =0.481、j=1650Mpa、 w =297Mpa 燕 山 大 学 课 程 设 计 说 明 书 共 17 页 第 页 13 接触疲劳强度： 31 2 3312 0 8 8 1 01 . 5 1 1 . 4 1 . 3 1 0 . 2 7 1 8 . 52 0 8 8 1 04 4 2 1 . 5 2 2 8 9 36 5 9 1 6 5 0Sjjju K K K K NM P az m u B nM P aM P a M P a 弯曲疲劳强度： 51 2 32521 9 1 1 01 9 1 1 0 1 . 4 1 . 3 1 0 . 2 7 1 8 . 54 4 2 2 2 0 . 4 8 1 8 9 31 0 4 2 9 7swjwK K K K NM P az m B Y nM P aM P a M P a 均满足要求。 Z=44的齿轮模数 m=43.88，满足要求。 验算 70/51 齿轮传动组，验算 Z=51齿轮： 查阅相关资料得： 1K=1.4、2K=1.3、3K=1、sK=0.27、 Y =0.488 j=1650Mpa、 w=297Mpa 接触疲劳强度： 31 2 32312 0 8 8 1 01 . 3 7 1 1 . 4 1 . 3 1 0 . 2 7 1 8 . 5 0 . 9 82 0 8 8 1 05 1 2 . 5 1 . 3 7 2 2 8 2 15 9 2 1 6 5 0Sjjju K K K K NM P az m u B nM P aM P a M P a 弯曲疲劳强度： 51 2 325221 9 1 1 01 9 1 1 0 1 . 4 1 . 3 1 0 . 2 7 1 8 . 5 0 . 9 85 1 2 . 5 2 2 0 . 4 8 8 8 2 19 3 2 9 7swjwK K K K NM P az m B Y nM P aM P a M P a 燕 山 大 学 课 程 设 计 说 明 书 共 17 页 第 页 14 均满足要求。 2.10.2 传动轴刚度的验算 传动轴弯曲刚度验算，主要验算其最大挠度 y，安装齿轮和轴承处的倾角 。验算支承处倾角时，只需验算支反力最大的支承 点，若该处的倾角小于安装齿轮处规定的允许值，则齿轮处的倾角就不必验算，因为支承处的倾角一般都大于轴上其他部位的倾角。当轴上有多个齿轮时一般只要验算受力最大齿轮处的挠度。刚度验算时应选择最危险的工作条件，一般是轴的计算转速低、传动齿轮的直径小且位于轴的中央，此时轴的总变形量最大。 验算中间轴的刚度：