CK6140数控车床主轴结构设计（全套含CAD图纸）
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CK6140
数控车床
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目 录第1章 概述. .11.1 设计要求.1第2章 主传动的设计 22.1计算转速的确定. 22.2变频调速电机的选择.22.3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.32.3.4 转速图拟定.3 2.4传动轴的估算. 32.5主轴轴颈的确定. 52.6主轴最佳跨距的选择. 52.7齿轮模数的估算. 62.8 同步带传动的设计. 82.9 滚动轴承的选择. 102.10 主要传动件的验算 . 102.10.1 齿轮模数的验算. 102.10.2 传动轴刚度的验算 142.10.3 滚动轴承的验算. 15总结. 16参考文献. 17 设 计 说 明 书设 计 说 明 书题目：CK6140数控车床主轴结构设计学院（系）：XXXXXXX年级专业： XXXXXXX 学 号： XXXXXXX学生姓名： XXXX指导教师： XXXXXXXX2 共24 页 第 页 设 计 说 明 书目 录第1章 概述. .11.1 设计要求.1第2章 主传动的设计 22.1计算转速的确定. 22.2变频调速电机的选择.22.3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.32.3.4 转速图拟定.3 2.4传动轴的估算. 32.5主轴轴颈的确定. 52.6主轴最佳跨距的选择. 52.7齿轮模数的估算. 62.8 同步带传动的设计. 82.9 滚动轴承的选择. 102.10 主要传动件的验算 . 102.10.1 齿轮模数的验算. 102.10.2 传动轴刚度的验算 142.10.3 滚动轴承的验算. 15总结. 16参考文献. 17 共24 页 第 页 设 计 说 明 书第一章 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3m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：Rn=nmaxnmin ，且：nmax=4000rpm, nmin=41.5rpm所以：Rn=96.38根据机床的主轴计算转速计算公式：nj=nminRn0.3 得：nj=41.5=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。假设所选电机最高转速为4500rpm，额定转速为1500rpm，则有，得，。取机床总效率=0.980.98=0.96，则kw。电动机在1500rpm时的输出功率为kw，现取过载系数k=1.28，则电机功率为 。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=0.67，则，。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=1.33的齿轮副为70/51选=0.27的齿轮副为26/952.3.3 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： =163r/min中间轴：=595r/min电机轴：=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：=/=89318.5/1500=11kw中间轴功率：=0.98=110.98=10.8kw主轴功率： =0.98=10.80.98=10.6kw电机轴扭矩：=9550/=955011/893=1.18105 Nmm中间轴扭矩：=9550/=955010.8/595=1.73105 Nmm主轴扭矩； =9550/=955010.6/163=6.21105 Nmm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）893595163功率(kw)1110.810.6扭矩(Nm)118173621按扭转刚度估算轴的直径 （mm）式中 传动轴直径（mm）该轴传递的额定扭矩（Nmm）该轴每米长度允许的扭转角（deg/m），一般传动轴取=0.51。电机轴：取=0.8deg/mmm查阅电机轴轴颈为=48mm，满足要求。中间轴：取=0.8deg/mmm圆整取d 1=40mm2.5 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）484010080322.6 主轴最佳跨距的选择、由前轴颈取D1=100mm，后轴颈取D2=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。切削力 背向力 故总作用力为 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=3120=360mm。前后支承的支反力RA和RB分别为：RA=F2l+al=2700420+140420=3600NRB=F2al=2700140420=900N轴向力RC=pa=2755N根据金属切削机床式（105）、（106）可求出前、后轴承刚度轴承NN3022K径向刚度：KA=2070N/m轴承NN3018K径向刚度：KB=1530.3N/m轴承234422轴向刚度：KC=833N/m、求最佳跨距：KAKB=20701530.3=1.35初步计算时，可假设主轴的当量外径de为前、后轴承颈的平均值，de=（100+80）mm/2=90mm。故惯性矩为I=0.05（0.14-0.0274）=497.310-8m4=EIKAa3=2.11011497.310-820700.143106=0.184查金属切削机床图（1024）主轴最佳跨距计算线图，l0/a=1.7。可根据l0/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： （mm）式中 按接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm）；齿轮传递的功率（kw）；小齿轮的计算转速（r/min）；大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；小齿轮齿数；齿宽系数，=B/m，=610；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=8，查得=1650Mpa，则对44/66的齿轮传动副的Z=44的齿轮，计算转速为893r/min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对26/95的齿轮传动副的Z=26的齿轮，计算转速为595r/min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，齿宽，当m=2时，B=28=16mm，大齿轮B=16mm，小齿轮b=22mm。当m=3时，B=38=24mm，大齿轮B=24mm，主轴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 1Z2Z 3Z4Z5Z6齿数446670512695模数223333齿宽2216242525242.8 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，根据表格查得，在带速和安装尺寸允许的情况下，尽可能选取较大值，现初取=32。小带轮的节圆直径大带轮的齿数，大带轮节圆直径，带速，其中查得H型带的，所以符合要求。初定轴间距，即，初取。带长及其齿数查得带长代号为510，基本尺寸为=1295.4mm，节线长上的齿数为=102。实际轴间距为。小带轮啮合齿数基本额定功率基本额定功率是各带型基准宽度的额定功率，=76.2mm，为宽度为的带的许用工作拉力（N）,查表得=2100N，m为宽度为的带单位长度的质量（kg/m）, 查表得m=0.448 kg/m。所需带宽为啮合齿数系数，根据取=1 ，应选取标准值，一般应小于，查表得，应选带宽代号为300的H型带，其中 ，极限偏差为1.5mm。带轮的结构尺寸小带轮：；; 大带轮：；; 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接触弯曲强度计算齿轮模数式中 传递的额定功率（kw），；电机额定功率（kw）；从电机到所计算齿轮的传递效率；齿轮的计算转速（r/min）；初算的齿轮模数（mm）齿宽（mm）大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；小齿轮齿数；工况系数，考虑载荷冲击的影响，中等冲击取1.21.6；动载荷系数齿向载荷分布系数齿形系数寿命系数： 工作期限系数： 齿轮在机床工作期限内的总工作时间 齿轮的最低转速（r/min）；基准循环次数，钢和铸铁件：接触载荷取=107 ，弯曲载荷取=2108 ；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；转速变化系数功率利用系数材料强化系数许用弯曲应力（Mpa）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：=1.4、=1.3、=1.04、=0.27、=8、=0.43、=297Mpa、=1650Mpa接触疲劳强度： 弯曲疲劳强度：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：=1.4、=1.3、=1、=0.27、=8、=0.481、=1650Mpa、=297Mpa接触疲劳强度： 弯曲疲劳强度：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：=1.4、=1.3、=1、=0.27、=0.488=1650Mpa、=297Mpa接触疲劳强度： 弯曲疲劳强度：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：受力简图如下：中间轴的Z=26的齿轮受力最大，变形挠度最大，右支承是支反力最大的支承点，则Z=26齿轮受力：圆周力 KN径向力 KNF=1.2KN齿轮处轴的挠度为右支承处轴的倾角为2.10.3 滚动轴承的验算机床的一般传动轴用的滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳寿命验算。按计算动负荷C j的计算式进行计算总 结经过为期四周的不懈努力，我们顺利完成了对数控车床主传动系统的设计。在这四周的时间里，按照设计要求、结合所学设计理论，一步一步，认真地分析、计算，终于完成了这个毕业设计。虽然在本次毕业设计过程中，我们明显感觉本次毕业设计难度较高，但是我们还是把它完成了。通过本次毕业设计，使我们以前所学的多门知识得到了一次综合运用，也使我们进一步理解了各门学科之间的相互联系。同时作为毕业设计前的
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