CA6150车床主轴箱设计

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 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05002、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 =0.20.25dmax =KD =0.5400 =200dmin =Rd dmax =0.2200 =40 nmax = minaxd10V= 203.4 =1592.362.2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/snmin = maxind10V= 203.4 =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 = maxind10V= 403.15=11.9转/ 分因此：取最低转速nmin=11.9转/ 分转速范围Rn= minax= 1.95236=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=mza 组： Za1 = 64 Za2 = 54Z = 343ab 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 = h m = 4a 齿根高 h = (h + c )m = 5.2fa*全齿高 h = h + h =(2h + c )m = 9.2fa*中心距 a1 = (d1+d2)/2 = 240a2 = (d1+d3)/2 = 178b 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 = h m = 4a齿根高 h = (h + c )m = 5.2fa*全齿高 h = h + h =(2h + c )m = 9.2fa*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 = 9kw2 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 106nd106453.（B 型：Vmax=25 米/秒）5 实际传动比：i= 取 =00512di= =41203064810 单根胶带传递的功率：P0=2.03kw11 单根胶带传递功率的增量：P0=kbn1(1- )ik1=1.9910 1450(1- )31=2.812 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v102pc915 作用在轴上的力：F=2F0Zsin =2184sin21 215.=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= 1.192、传动装置的运动参数：轴（电动机轴）：P =Pd=7.5 kw0n =1450r/min T =9550 =9550 =49.4 Nm00n1450.7轴（主轴）：P = P =7.50.96=7.2 kw101n = = = 1218 r/mini9.45T =9550 =9550 =56.45 Nm1n218.7轴（编码器）：P = P =7.20.990.97=6.9 kw212n = = = 766 r/mini59.8T =9550 =9550 =86.02 Nm22n769.七、 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nxf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lMn/b. 变频 器的最大输出频率 等于电动机的额定频率 。从而，电maxf MNf动机的最高转速 等于其额定转速 ，它折算到负载轴上的值maxMNn应 大于 负载要求的最大转速 :maxMn axL=mNmaxc. 电动 机额定 转矩的折算值(折算到负载轴上的转矩) ； maxLTmaxLMNT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950/maxinLLTP/axL 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OADBHGAO大小为：MNnTp1950/maxLP可见,采用了变频调速后,电动机的容量需增大 倍以上。 L3、 电动机的工作频率范围a. 最高频率 。Nfmaxb. 最底频率因为只有一档转速，故频率调节范围 为：fLLf nfmiaxax/当 时, ；40L ZH25.140min当 时， 。1zf37/i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Nfmax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：maxf Nf).NNf5.1设最大调频比 nffk/maxa则:电动机的最高转速 也约为额定 转速 的 倍：M MNnmaxfkNfMnaxmaxb. 电动机的额定转速maxmaxa/knkLfN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GHAO950/2MNnTP5/maxmaxfLk1/f可见,频率范围扩大之后,电动机的容量可 以比 减小 倍,但与1MPmaxfk表 4-1 频率、 电动机与负载转速之间的对应关系工作频率 电动机的转速 低档传动比 负载转速 高档传动比 负载转速minfminMLminLHLmidnaxax id ax图 3.3负载功率相比,仍需增大很多。5、 电动机的工作频率范围设：最高频率为 ，则最低频率为ZNHff75.1max当 时， ；40L840/in当 时， 。1Zf.i6、两档传动比，且 方案Nfmax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HL频率 、电动 机的转速 与负载转速 之间的对应关系见表 4-1Xf MnLn表中， 是两档转速分界点的“ 中间速”。在抵挡时，传动比为 ，Lmidn L当 从X到 （ 到 ）时， 从 到 ；在高档时， 传动比为 ，minfaxfinMaxLnminLid H当 从 到 ( 从 到 )时, 从XimafiMax到 。Lmidin忽略电动机转差率的变化的因素，则有：fLmidfnminaxi/fidiax 2minax/fLL作为两档中间的分界转速（中间速）fLmidn/ax所以,电动机工作频率的范围Lf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： GHOA9503MNnTP/maxmaxfLidk950/axaxfidnTmax1fMkP可见,采用两档传动比后,电动机容量可比 减小 倍。1MPmaxfk电动机的工作频率范围设：最高频率为 ，则最低频率为ZnHff75.1max当 时 40L86.40i当 时 1L Zf34.175min 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 201minaxLb. 负载转矩1.恒转矩区的最大转速 in/5042maxrnLD2.恒转矩区的转矩mNnPTLD25.1430.79503.恒功率区的最小转矩 MnLP 8.3520.7max200050035.8 143.25n/(r/min)T/(N/m)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 5.7fk320fLf 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。 76.3204Lf确定传动比拖动系统机械四档变速分配传动比档次低 29L中 4M高 34.1H最高 8.0ZH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10 505072.5723603605405401080108016201620180018002160r/min电机频率Hz 105050751050507522.5 50507545505055电机转r/min290145014502175290145014502175725 14501450 21751305145014501595低速传动比取295014L29L中速传动比取8.436M0.4M高速传动比取.1085H3.1H最高速传动比取6.14ZH8.0ZH电机负荷性能核算恒转矩区折算至负载轴的转矩 MNT恒功率区折算至负载轴的转矩 4.1fNPk、 、 、 调 整后。拖动系统机械四档调速分配及带负载核算如LMHZ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/min10505072.5723603605405401080108016201620180018002160电机频率Hz105050751050507522.550507545505055电机转速r/min2901450145021752901450145021757251450145021751305145014501595电机调频比0.2111.50.2111.50.5111.50.9111.1折算转矩NM1432.5 1432.5955 198 198132 66 6644 39 3936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 =6.05kw2件2 b、切削转矩：M=9550 =9550 =638.7NMjn906.5c、切削力：Pz= 取 =130件dM件Pz= =9.810 N3-1068.723 d、Py=0.4Pz=0.49.810 =3.9210 N3 3 Px=0.25Pz=0.259.810 =2.4510 N3 3 驱动力的计算（Qr）a 齿轮的传递功率 N 齿= N 齿=6.570.98=6.44kwb 齿轮的传递转距M=9550 =9550 =173.3Nmj件n356.4c 驱动力 QT= = =4304.2Nd2M-10.7状态输入低档（K10） 中档（K11） 高档（K12）最高档（K10、K12）SQ15 1 0 0 1SQ16 0 1 0 0SQ17 0 0 1 1 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：=20Qz=QTcos+Qrsin=4304.2cos20+1566.6sin20=4580.4NQy=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=160a=100 b=65 c=456L1=285 L2=236 L=521 Mz=Pz(L 卡+ L)=9800(150+160)=3.03810 N6 E=2.1105 I= （D 平 -d ）=3870571.2644 4 a 在 Pz 作用下，B 处的挠度：（yB）Pz= l1z6EI)2(apb 在 Mz