数控车床主轴箱设计（参数：5KW 30-2750rpm）
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数控车床主轴箱设计（参数：5KW
30-2750rpm）
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30
2750
rpm
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燕山大学里仁学院机械制造及其自动化专业机械制造装备课程设计(计算说明书)题目：题目：30-2750r/min5KW 数控车床主轴箱设计学学 院院： 机械工程学院 年级专业：年级专业： 3015 级机制二班 学学 号：号： 学生姓名：学生姓名： 指导教师：指导教师： 1专业综合训练设计任务书专业综合训练设计任务书院（系）：机械工程学院 基层教学单位：机械制造及其自动化系学 号学生姓名专业（班级）设计题目30-2750rpmKW rpm5KW 数控车床主轴箱设计设计技术参数机床类型：数控车床满载功率：5KW最高转速：2750 rpm最低转速：30 rpm变速要求：无级调速设计要求根据机械制造技术装备课程设计的参数要求，完成以下工作：(1)确定传动系统设计方案。(2)运动参数设计：画出转速图；确定计算转速，确定电机参数。(3)选择外购件：搜集电机样本、计算并确定主电机型号以及配套驱动器，给出生产厂家、成本报价、供货期等。(4)设计装配图；(5)撰写说明书一份。工作量(1)主轴箱装配图 A0 一张 (2)设计说明书一份设计进度(1)第一阶段：主传动方案的确定，总体计算和传动件参数计算 (2)第二阶段：轴与轴系零件的设计 (3)第三阶段：轴、轴承、键及联轴器的校核及草图绘制 (4)第四阶段：装配图的绘制及计算说明书的编写参考资料(1)机床设计图册(2)金属切削机床，戴曙，机械工业出版社，1993(3)机床设计手册(4)金属切削机床课程设计指导书(5)机械设计手册指导教师签字 基层教学单位主任签字机械制造装备课程设计报告（计算说明书）1目 录第一章 机床的规格及用途.11.1 机床的规格.11.2 机床的用途.1第二章 运动参数设计.12.1、传动系统设计方案选择比较.12.2 绘制转速图.12.3 选择电机及驱动器.12.4 绘制传动系统图.1第三章 动力设计.13.1 传动轴直径初定.13.2 齿轮模数的估算.13.3 主轴轴颈直径的确定及主轴组件设计.13.4 其他传动件的选择与计算.13.5 主要传动件的校核验算.13.6 结构设计的简要说明.1总结.1参考文献.1机械制造装备课程设计报告（计算说明书）2第一章 机床的规格及用途1.1 机床的规格本次设计对象是数控车床，切削功率 5KW，转速范 30 r/min-2750 r/min，变速要求为无极调速。通过变频调速电动机和三级变速组可实现机床的转速要求。1.2 机床的用途数控车床、车削，是一种高精度、高效率的自动化机床。配备多工位刀塔或动力刀塔，机床就具有广泛的加工工艺性能，可加工直线圆柱、斜线圆柱、圆弧和各种螺纹、槽、蜗杆等复杂工件，具有直线插补、圆弧插补各种补偿功能，并在复杂零件的批量生产中发挥了良好的经济效果。机械制造装备课程设计报告（计算说明书）3第二章 运动参数设计2.1 传动系统设计方案选择比较拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个传动系统的确定。传动型式则指传动和变速的元件、机构以及其组成、安排不同特点的传动型式、变速类型。传动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，确定传动方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济性等多方面统一考虑。1确定转速范围：主轴最小转速。min/5 .31minrn2确定公比：41. 13转速级数：12z 3 223123221223212从电动机到主轴主要为降速传动，若使传动副较多的传动组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足传动副前多后少的原则，因此取方案。在降速传动中，防32212止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比 ；在升速时为防41mini止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比。在主传动链任一传动2maxi组的最大变速范围。在设计时必须保证中间传动108minmaxmaxiiR轴的变速范围最小2.2 绘制转速图根据 2.1 中确定的传动方案，选用的电动机应为交流变频调速电机，其最高转速应大致与主轴最高转速接近或者稍高。故经过查阅资料，初步选择卧龙电气公司的 BPY 系列变频调速三相异步电动机。机械制造装备课程设计报告（计算说明书）4检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组： 其中， 1222PXR41. 162X22P所以 ，合适。10846. 81641. 12R选择电动机一般车床若无特殊要求，多采用 Y 系列封闭式三相异步电动机，根据原则条件选择 Y-132M-4 型 Y 系列笼式三相异步电动机。分配总降速传动比 总降速传动比 02. 01440/5 .31/mindnni 又电动机转速不符合转速数列标准，因而增加一定比min/1440rnd传动副。3确定传动轴轴数 传动轴轴数 = 变速组数 + 定比传动副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。确定各级转速并绘制转速图 由 z = 12 确定各级转速：min/5 .31 rnmim41. 1机械制造装备课程设计报告（计算说明书）51400、1000、710、500、355、300、180、130、90、63、45、30r/min。在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按传动顺序依次设为、。与、与、与轴之间的传动组分别设为a、b、c。现由（主轴）开始，确定、轴的转速： 先来确定轴的转速传动组 c 的变速范围为，结合结构式，10, 8841. 1max66R轴的转速只有一和可能：130、180、300、355、500、710r/min。 确定轴的转速传动组 b 的级比指数为 3，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致传动比太小，可取 ，8 . 2/1/131ib1/12ib轴的转速确定为：355、500、710r/min。确定轴的转速对于轴，其级比指数为 1,可取 ，2/1/121ia41. 1/1/12ia1/13ia确定轴转速为 710r/min。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比。下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相71/144710/1440i近） 。机械制造装备课程设计报告（计算说明书）6传动系统的转速图电动机 5确定各变速组传动副齿数 传动组 a:查表 8-1, ，2/1/121ia41. 1/1/12ia1/13ia时：57、60、63、66、69、72、75、782/1/121iazS时：41. 1/1/12ia58、60、63、65、67、68、70、72、73、77zS时：1/13ia58、60、62、64、66、68、70、72、74、76zS可取72,于是可得轴齿轮齿数分别为：24、30、36。zS于是，48/241ai42/302ai36/363ai可得轴上的三联齿轮齿数分别为：48、42、36。传动组 b:查表 8-1, ，8 . 2/1/131ib1/12ib时：8 . 2/1/131ib69、72、73、76、77、80、81、84、87zS时：70、72、74、76、78、80、82、84、861/12ibzS机械制造装备课程设计报告（计算说明书）7可取 84，于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为：22、42。zS于是 ，得轴上两齿轮的齿数分别为：62/221ib42/422ib62、42。传动组 c:查表 8-1,4/11ic22ci时：84、85、89、90、94、954/11iczS时： 72、75、78、81、84、87、89、9022cizS可取 90.zS为降速传动，取轴齿轮齿数为 18；4/11ic为升速传动，取轴齿轮齿数为 30。22ci于是得,72/181ic30/602ci得轴两联动齿轮的齿数分别为 18，60；得轴两齿轮齿数分别为 72，30。（2）转速图确定机械制造装备课程设计报告（计算说明书）8图 2 转速图由于电动机的恒功率调速范围等于变速箱的公比，功率特性曲线没有缺口，取传动总效率，则电动机的额定功率：0. 95选取 BPY-160L-6 变频调速电机，额定功率为 5KW。2.3 选择电机及驱动器（1）电动机的选择由上述计算结果，选用卧龙电气有限公司的 BPY-160L-6 变频调速电机，该电机的技术参数如下：根据厂家的提供，选择 B3 型的电机外壳，电机的安装及外形尺寸如下：（2）驱动器的选择北京中源动力公司的 DF900-D 系列矢量变频器适合起重机械（电梯） ，机械制造装备课程设计报告（计算说明书）9张力卷绕控制，高速印刷机械,加工机床,主轴电机，空压机，离心机等重负载高性能要求场合。凡是要求控制电机转速精度高，低速大扭矩，起动力矩大等场合都可用 DF900 矢量变频器解决。电压等级：单相 230V、3相 230V、3 相 380V、3 相 690V。适配电机功率范围：0.4-630KW。根据选用的电动机的额定功率为 11kW，额定电压为 380V，确定选用的变频器为 DF900-D0110T3B。（3）成本预估和供货期成本预估：根据向电动机厂家和变频器厂家的咨询，BPY180M-4 电机械制造装备课程设计报告（计算说明书）10动机的价格为 3500 元；DF900-D0110T3B 变频器的价格为 2750 元。预估总成本为 6500 元。供货期：商定供货期为 15 天。2.4 绘制传动系统图图 4 主轴箱传动系统图机械制造装备课程设计报告（计算说明书）11第三章 动力设计3.1 传动轴直径初定轴：（1）估算轴的最小直径，按扭转强度条件计算，先按照下列初步估算的最小直径，选取轴的材料 45 号钢，调质处理。 2 . 09550000TTTxdxdxdNPWT 式中： 扭转切应力，单位兆帕T T 轴所受的扭矩 轴的抗扭截面系数TW n 轴的转速 p轴的传递的功率 d 计算截面处轴的直径 许用扭转切应力 T 由以上公式可得轴的直径； mmxxxnpiTd13.18960452 . 029. 59550000 2 . 095500000333 取mmd30min mmnPiTd17.20 2 . 09550000133 取mmd35min mmnpiTd49.22 2 . 09550000233 .取mmd35min mmnpiTd63.26 2 . 09550000333 取mmd40min3.2 齿轮模数的估算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。（1） 估算 齿轮弯曲疲劳的估算 jwzNm332机械制造装备课程设计报告（计算说明书）12 齿面点蚀的估算 mmNAj3370 其中为大齿轮的计算转速，A 为齿轮的中心距，由中心距 A 及齿数jnZ1、Z2 求其摸数 122()jAmmmZZ 根据估算所得和中较大的值选取相近的标准摸数对于第一对齿wmjm轮： 第二对齿轮： mm25. 26622239. 532113231xZNmw =2.76mmmmZZAmj)21(2 取摸数 m 为 3 第二对齿轮： =2.4mmjwzNm332 mm6 . 245412. 537032jm 取摸数 m 为 3 第三对齿轮：7 . 23225587. 43233xmw2 . 225587. 437033mj 取摸数 m 为 3（1） 齿轮模数计算及强度校核1 选定齿轮类型、精度、材料及齿数 1） 按照所示的传动方案选用直齿圆拄齿轮传动 2） 组合机床为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度 3） 材料选择：选用小齿轮材料 40，硬度为 280HBS，Cr大齿轮材料为 45 号钢硬度为 240HBS，二者材料硬度为 40HBS机械制造装备课程设计报告（计算说明书）13 4） 选小齿轮齿数 Z1=22 大齿轮齿数 Z2=323.3 主轴轴颈直径的确定及主轴组件设计主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件（数控车床）或者刀具（车床、钻床等）的主轴参予切削成形运动，因此它的精度和性能直接影响加工质量（加工精度和表面粗糙度） ，设计时主要围绕着保证精度、刚度和抗振性，减少温升和热变形等几个方面考虑。主轴形状与各部分尺寸不仅和强度、刚度有关，而且涉及多方面的因素。内孔直径数控车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆，必须是空心轴。为了扩大使用范围，加大可加工棒料直径，数控车床主轴内孔直径有增大的趋势。轴颈直径前支撑的直径是主轴上一主要的尺寸，设计时，一般先估算或拟定一个尺寸，结构确定后再进行核算。前锥孔直径前锥孔用来装顶尖或其他工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。支撑跨距及悬伸长度为了提高刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度 a。选择适当的支撑跨距L，一般推荐取： =57，跨距 L 小时，轴承变形对轴端变形的影响大。aL所以，轴承刚度小时，应选大值，轴刚度差时，则取小值。aL跨距 L 的大小，很大程度上受其他结构的限制，常常不能满足以上要求。安排结构时力求接近上述要求。3.4 其他传动件的选择与计算同步三角带传动中，轴间距 A 可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。电动机转速n=1440r/min,传递功率 P=5KW,传动比 i=2.03，两班制，一天运转 16.1 小时，工作年数 10 年。确定计算功率 取1.1，则AK25KW. 85 . 71 . 1PKPAca选取 V 带型 根据小带轮的转速和计算功率，选 B 型带。机械制造装备课程设计报告（计算说明书）14确定带轮直径和验算带速 查表小带轮基准直径,mmd1251mmid25403. 21251252 验算带速成10006011ndv 其中 -小带轮转速，r/min；1n -小带轮直径，mm；1d ，合适。25, 5/42. 9100060144012514. 3smv4确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为,则0a 055（）a2（）21dd 21dd 于是 208.45a758,初取中心距为400mm。 0a 带长021221004)()(22addddaL mm14054004)125254()254125(214. 340022查表取相近的基准长度，。dLmmLd1400 带传动实际中心距mmLLaad5 .3972005验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于。120 。合适。1204 .1613 .57180121add6确定带的根数 LcakkpppZ)(00其中： -时传递功率的增量；0p1i -按小轮包角，查得的包角系数；k -长度系数；Lk机械制造装备课程设计报告（计算说明书）15 为避免 V 型带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于 10。 490. 095. 0)46. 019. 2(25. 8Z7计算带的张紧力0F 20)5 . 2(500qvkkvZpFca其中： -带的传动功率,KW；cap v-带速,m/s； q-每米带的质量，kg/m；取 q=0.17kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 NF7 .19342. 917. 0)95. 09 . 05 . 2(442. 925. 8500208计算作用在轴上的压轴力 NZFFQ153024 .161sin7 .193422sin2103.5 主要传动件的校核验算齿轮齿根弯曲疲劳强度检验 由设计计算公式机械设计第七版进行试算，所涉及的公式到机械设计的第七版得。 1 确定公式内的各计算数值 1） 试选择载荷系数3 . 1Kt 2 ） 计算小齿轮传递的转矩 MNnPTm.5471009550001 3 ） 由表中可得选取齿宽系数为 1 4） 由表中可查材料弹性系数2/18 .189aEmpZ 5） 由图可知 按齿轮面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限;600lim6aMPH;500lim6aMPH 6 ）计算应力循环次数 机械制造装备课程设计报告（计算说明书）169921110296. 12 . 3/10147. 4109147. 4)1530082(19606060NjLnNn7 ）由图可知 查得接触疲劳寿命系数95. 0,90. 0211HNHNKK8） 计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为 1% 安全系数 S=1 则有：aHmpSHKHN5406009 . 0lim6111aHmpSHKHN5 .52255095. 0lim6221（2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值：1td H 311.3 5.471 10000 12.45 189.8 1.982.3258.2861.45 1 1.45 522.5 522.5txxxxxdmmx xxx由于大于等于 58.286 毫米，故取为 66 毫米。1td1td（2） 计算摸数 3226621dm（3） 按齿轮弯曲强度设计由公式得弯曲强度的设计公式为：31112FdFazzYKTm1 由图则有小齿轮的弯曲强度疲劳强度极限，大MPaE5001齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaE3802 2 由表上则有弯曲的疲劳强度寿命系数 88. 0,85. 021FNFNKK3 计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由书中的公式有：机械制造装备课程设计报告（计算说明书）17 MPaXF57.3034 . 150085. 01 MPaXF86.2834 . 138088. 024 计算载荷系数 K K=1X1.12X1.2X1.35=1.814 5 查取齿形系数 226. 2,65. 221sasaYY6 查取应力系数764. 1,58. 121FaFaYY7 计算大，小齿轮的并加以比较：FFaXYsaY 01379. 057.30358. 165. 211XXYsaYFFa 01644. 086.238736. 1226. 2222XXYsaYFFa 大齿轮的计算值大。（2） 设计计算 mmxxxxxm889. 1222201644. 010000471. 5814. 123 对比计算结果，取，则有：3m 3245. 12201xxizz 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 故合适。主轴校核计算根由于变速箱各轴的应力都比较小，对传递动力轴满足强度条件是最基本的要求。通过结构设计初步确定出轴的尺寸后，根据受载情况进行轴的强度校核计算。首先作出轴的计算图。如果轴上零件的位置已知，即已知外载荷及支反力的作用位置。将齿轮带轮等级装配宽度的分布简化为集中力，并视为作用在轮毂宽度的中点上；略去轴和轴上的自重；略去轴上产生的拉压应力；机械制造装备课程设计报告（计算说明书）18把轴看成铰链支承，支反力作用在轴承上，其作用点的位置可用如下图所示确定。则将双支点轴当作受集中力的简支梁进行计算，然后绘制弯矩图和扭矩图，并进行轴的强度校核。1、 求出输出轴的功率，转速和转矩。Vp3n3T设，分别为齿轮传动轴承的传动效率12=0.97， =0.98 则12=5.5=4.54 KWVpp电1230.9750.98又 =/=305 r/m3n0n i总9603.76于是=9550000=173080 n mm3T4.542552、 求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径=3 57=171mm3d3m5z而：=2018.5 NtF332Td2 172580171 =2018.5 =734.7 NFtFtantan20式中： 主轴上大齿轮传递的转矩，单位为N mm3T 主轴上大齿轮的节圆直径，对标准齿轮即为分度圆直径。3d单位为 mm 啮合角。对标准齿轮=203、 求轴上的载荷首先根据轴的结构图（见主轴箱图）作出计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查得 a 值。对于 7216E 型圆锥滚子轴承，由手册中查得 a=22。对于 7220E 型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=29mm。因此，作为简支梁的轴的轴承跨距+=119.5mm+93.45mm=212.94mm。1l2l机械制造装备课程设计报告（计算说明书）19机械制造装备课程设计报告（计算说明书）20圆锥滚子轴承圆锥滚子轴承图图 3-13-1主轴箱图主轴箱图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算截面 C 处的、及 M 的值HMVM确定支座处的约束力（水平 H）机械制造装备课程设计报告（计算说明书）21由=0 和=0 可求得：BMFM+= 1NHF2NHFtF-(+)=0 tF1L2NHF1L2L其中=119.5mm1L =93.45 mm2L =2018.5 NtF因此： =885.8 N1NHF =1132.7 N2NHF又由=885.8 N，=119.5mm 可求得：1NHF1L=885.8 119.5=105853.1 N mmHM1NHF1L确定支座处垂直约束力由=0 和=0 可求得BMFM += 1NVF2NVFrF -(+)=0 rF1L2NVF1L2L其中=119.5mm1L =93.45mm2L =734.7 NrF因此 =322.4 N1NVF=412.3 N2NVF由上式可求得：=322.4 119.5=38526.5 N mmVM1NVF1L =173080 N mm3T由可求得 M=112646.3 N mm22HVMM22105853.138526.84、 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）强度。由
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