铣床主轴箱设计（参数：5KW 30-4000rpm）
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铣床主轴箱设计（参数：5KW
30-4000rpm）
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30
4000
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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：30-4000r/min5KW 数控铣床主轴箱设计学学 院院： 机械工程学院 年级专业：年级专业： 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30-4000rpmKW rpm5KW 数控铣床主轴箱设计设计技术参数机床类型：数控铣床满载功率：5KW最高转速：4000 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铣床，切削功率 5KW，转速范 30 r/min-4000 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 机床的用途数控铣床、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。根据交流主轴电动机的最高转速和基本转速可以求得交流主轴电动机的恒功率转速范围 Rdp=nmax/nd=4500/1500=3 （3-1）而主轴要求的恒功率转速范围 Rnp= nmax/nd=4500/150=30 ,远大于交流主轴电动机所能提供的恒功率转速范围，所以必须串联变速机构的方法来扩大其恒功率转速范围。设计变速箱时，考虑到机床结构的复杂程度，运转的平稳性等因素，取变速箱的公比 f 等于交流主轴电动机的恒功率调速范围 Rdp，即f=Rdp=3，功率特性图是连续的，无缺口和无重合的。变速箱的变速级数Z=lg Rnp/lg Rdp=lg30/ lg 3=3.10 (3-2)取 Z=3 确定各齿轮副的齿数： 取 S=114由 u=2 得 Z1=38 Z1=76由 u=0.67 得 Z2=68 Z2=46由 u=0.22 得 Z3=94 Z3=20如取总效率 =0.85，则电动机功率 P=3/0.75=4kw。可选用北京数控设备厂的 BESK-8 型交流主轴电动机，连续额定输出功率为 5KW。机械制造装备课程设计报告（计算说明书）4图 2-1 主传动系统图机械制造装备课程设计报告（计算说明书）5 图 3-3 主轴功率特性对于 18=3x3x2 的传动，有 3！=6 种可能安排，亦即有 6 种机构副和对应的结构网，传动方案中，扩大顺序与传动顺序可以一致， ，结构式 18=x13x的传动中，扩大顺序与传动顺序一致，称为顺序扩大传动，而，18=3392xx的传动顺序不一致，根据“前密后疏”的原则，选择 18=xx3313921333的结构式。92(1) 拟定转速图机械制造装备课程设计报告（计算说明书）6图 1 拟定的转速图（2）转速图确定运动参数确定后，主轴各级转速就已知，切削耗能确定电机功率。在此基础上，选择电机的型号，分配个变速组的最小传动比；拟定转速图，确定各中间轴的转速。1 主电机的选择中型机床上，一般都采用交流异步电动机为动力源，可在下列中选用，在选择电机型号时，应注意：（1）电机的 N：根据机床切削能力的要求确定电机功率，但电机产品的功率已标准化，因此，按要求应选取相近的标准值。（2）电机的转速dn异步电动机的转速有：4000，1500，1000，750，r/min,这取决于电动机的极对数 P机械制造装备课程设计报告（计算说明书）7=60f/p=60x50/p ( r/min)dn机床中最常用的是 1500 r/min 和 4000r/min 两种，选用是要使电机转速与主轴最高速度和工轴转速相近为宜，以免采用过大或过小的降速maxn传动。 根据以上要求，我们选择功率为 5KW，转速为 1500r/min 的电机，查表，其型号为 Y132M-4，其主要性能如下表电机型号额定功率KW 荷载转速 r/min同步转速 r/minY132M-45KW144015002 分配最小传动比，拟定转速图 （1）轴的转速： 轴从电机得到运动，经传动系统转化为主轴各级转速，电机转速和主轴最小转速应相近，显然，从动件在高速运转下功率工作时所受扭矩最小来考虑，轴转速不宜将电机转速降得太低。弱轴上装有离合器等零件时，高速下摩檫损耗，发热都将成为突出矛盾，因此，轴转速也不宜也太高，轴转速一般取 7001000r/min 左右较合适。 因此，使中间变速组降速缓慢。以减少结构的径向尺寸，在电机轴I 到主传动系统前端轴增加一对 26/54 的降速齿轮副，这样，也有利于变型机床的设计，改变降速齿轮传动副的传动比，就可以将主轴 18级转速一起提高或降低。 （2）中间轴的转速 对于中间传动轴的转速的考虑原则是：妥善解决结构尺寸大小和噪音，振动等性能要求之间的矛盾。机械制造装备课程设计报告（计算说明书）8 中间传动轴转速较高时，中间传动轴和齿轮承受扭矩小，可以使轴径和齿轮模数小些： d, m从而可使结构紧凑。但这样引起空载功率和噪音4M3MpL加大：=1/(3.5+cn)KWN空610ndad主式中：C系数，两支承滚动轴承和滑动轴承 C=8.5，三支承滚动轴承C=10；所有中间轴轴径的平均值；da主轴前后轴径的平均值d主中间传动轴的转速之和nn主轴转速（r/min）=30lg-KpL6110 lg()4.5(1tan)()anc mzqmzn主主式中：（所有中间传动齿轮的分度圆直径的平均值 mm;()amz主轴上齿轮分度圆直径的平均值 mm;()mz主q传到主轴上所经过的齿轮对数主轴齿轮螺旋角,K系数，根据机床类型及制造水平选取，我国中型车床，1c铣床=3.5，车床 K=54，铣床 K=50.51c 从上述经验公式可知，主轴 n 和中间传动轴的转速和 对机床噪音和发热的关系，确定中间轴转速时，应结合实际情况做相应的修正。a，对高速轻载或精密机床，中间轴转速宜取低些b,控制齿轮圆周速度 v8m/s(可用级齿轮精度)，在此条件下，可适当选用较高的中间轴转速。机械制造装备课程设计报告（计算说明书）9（3） ，齿轮传动比的限制机床主传动系统中，齿轮副的极限传动比：a, 升速传动中，最大传动比 2 ，过大，容易引起振动的噪音。maxUb, 降速传动中，最小传动比 1/4。过小，则主动齿轮与被动齿轮minU的直径相差太大将导致结构庞大。（4）分配最小传动比a,决定轴 V-VI 和 VI-的传动比，根据台式铣床的结构特点，及对同V类车床的比较，为使传动平稳取其传动比为 1，b,决定各变速组的传动比；由前面 2 轴的转速及中间轴转速的分析，及齿轮传动比的现在，根据“前缓后急”的原则，取轴 IV-V 的最小降速比为极限值的 1/4，=1.26，=4，轴 III-IV 和轴 II-III 均取=1/61.26minU4（5）拟定转速图：根据结构图及结构网图及传动比的分配，拟定转速图，如下图 2.2 所示： 机械制造装备课程设计报告（计算说明书）10图 2.2 传动系统图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：机械制造装备课程设计报告（计算说明书）11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） ，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。机械制造装备课程设计报告（计算说明书）12（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 电动机的价格为 3500 元；DF900-D0110T3B 变频器的价格为 4000 元。预估总成本为 6500 元。供货期：商定供货期为 15 天。机械制造装备课程设计报告（计算说明书）13第三章 动力设计3.1 传动轴直径初定轴：传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度要求。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，不允许有较大的变形。因此疲劳强度一般不是主要矛盾。除了载荷比较大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求轴在载荷下（弯曲，轴向，扭转）不致产生过大的变形（弯曲，失稳，转角） 。如果刚度不够，轴上的零件如齿轮，轴承等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。通常，先按扭转刚度轴的直径，画出草图后，再根据受力情况，结构布置和有关尺寸，验算弯曲刚度。计算转速 nj是传动件传递全部功率时的最低转速，各个传动轴上的计算转速可以从转速图上直接得出如表 2-1 所示。表 3-1 各轴的计算转速轴III计算转速（r/min）1500750173各轴功率和扭矩计算： 已知一级齿轮传动效率为 0.97（包括轴承） ，则：轴：P1=Pd0.99=7.50.99=7.42 KW 轴：P2=P10.97=7.420.97=7.20 KW III 轴：P3=P20.97=7.200.97=6.98 KW 轴扭矩：T1=9550P1/n1 =95507.42/1500=47.24 N.m轴扭矩：T2=9550P2/n2 =95507.20/750=91.68N.mIII 轴扭矩：T3=9550P3/n3 =95506.98/173=385.31N.m是每米长度上允许的扭转角（deg/m） ，可根据传动轴的要求选取，其选取的原则如表 2-2 所示。表 3-2 许用扭转角选取原则机械制造装备课程设计报告（计算说明书）14轴主轴一般传动轴较低的轴（deg/m）0.5-11-1.51.5-2根据表 2-2 确定各轴所允许的扭转角如表 2-3 所示。表 3-3 许用扭转角的确定轴III（deg/m）111把以上确定的各轴的输入功率 N=7.5KW、计算转速 nj（如表 2-1） 、允许扭转角（如表 2-3）代入扭转刚度的估算公式 (3-3)40.011 Td可得各个传动轴的估算直径：轴： d1=28.8mm 取 d1=30mm 轴： d2=34.0mm 取 d1=35mm主轴轴径尺寸的确定：已知铣床最大加工直径为 Dmax=400mm, 则：主轴前轴颈直径 D1=0.25Dmax15=85115mm 取 D1=95mm主轴后轴颈直径 D2=(0.70.85)D1=6781mm 取 D2=75mm主轴内孔直径 d=0.1Dmax10=3555mm 取 d=40mm3.2 齿轮模数的估算按接触疲劳强度和弯曲疲劳强度计算齿轮模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮的各参数都已知方可确定，故只有在装配草图画完后校验用。在画草图时用经验公式估算，根据估算的结果然后选用标准齿轮的模数。齿轮模数的估算有两种方法，第一种是按齿轮的弯曲疲劳进行估算，第二种是按齿轮的齿面点蚀进行估算，而这两种方法的前提条件是各个齿轮的齿数必须已知，所以必须先给出各个齿轮的齿数。根据齿轮不产生根切的基本条件：齿轮的齿数不小于 17，在该设计中，即最小齿轮的齿数不小于 17。而由于 Z3,Z3这对齿轮有最大的传动比，各机械制造装备课程设计报告（计算说明书）15个传动齿轮中最小齿数的齿轮必然是 Z3。取 Z3=20,S=114，则 Z3=94。从转速图上直接看出直接可以看出 Z3 的计算转速是 750r/min。根据齿轮弯曲疲劳估算公式m=2.4 (3-4)332Nz nj根据齿轮接触疲劳强度估算公式计算得: m=2.84由于受传动轴轴径尺寸大小限制，选取齿轮模数为 m =3mm，对比上述结果，可知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，而且考虑到两传动轴的间距，故取同一变速组中的所有齿轮的模数都为 m=3mm。现将各齿轮齿数和模数列表如下：表 3-4 齿轮的估算齿数和模数列表齿轮Z0Z0Z1Z1Z2Z2Z3Z3齿数3570387668469420模数（mm）333333333.3 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。1特点机床传动轴，广泛采用滚动轴承作支承。轴上要安装齿轮，离合器和制动器等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作首先，传动轴应有足够的强度和刚度，如挠度和倾角过大，将使齿轮啮合不良，轴承工作条件恶化，使振动，噪音、空载功率、磨损和发热增大。两轴中心距误差和轴心线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。 2轴的结构传动轴可以是光轴也可以是化键轴，成批生产中，有专门加工花键轴的洗床和磨床，工艺上并无困难。所以一般都采用化键轴，花键轴承载能力高，加工如转盘也比但单键的光轴方便。这里 I 轴与电机轴相连，I 轴上只装有一个齿轮，可选光轴机械制造装备课程设计报告（计算说明书）16II、III、IV、V 轴采用花键轴，VI 轴采用光轴。3.4 其他传动件的选择与计算同步按接触疲劳和弯曲强度计算次论模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮各参数都已知的情况先才能确定，所以只在草图画完之后校核用。在画草图之前，先估算，再选用标准齿轮模数。齿为避免同一滑移齿轮变速组内的两对齿轮同时啮合，两个固定齿轮的间距，应大于滑移齿轮的宽度，一般留有间隙 1-2mm，所以首先设计滑移齿轮。轴上的滑移齿轮的两个齿轮轮之间必须留有用于齿轮加工的间隙，插齿时，当模数在 1-2mm 范围内时，间隙必须不小于 5mm,当模数在 2.5-4mm 范围内时，间隙必须不小于 6mm，且应留有足够空间滑移，据此选取该滑移齿轮三片齿轮之间的间隙分别为 d1= 45mm,d2=8mm。由滑移齿轮的厚度以及滑移齿轮上的间隙可以得出主轴上的齿轮的间隙。现取齿轮之间的间距为 82mm 和 45mm。机械制造装备课程设计报告（计算说明书）173.5 主要传动件的校核验算校核 II 轴齿轮 校核齿数为 20 的即可，确定各项参数P=7.2KW, n=750r/min轴扭矩: T2=9550P2/n2 =95507.2/750=91.68 N.m 确定动载系数：=2.35m/s60 1000Dnv齿轮精度为 7 级，由机械设计查得使用系数 05. 1vK非对称 42. 1271023. 0)6 . 01 (18. 012. 13查机械设计得确定齿间载荷分配系数: =2778.2N 2tTFD32 91.68 10662231.120.18 1 0.60.23 10HddKb24. 1FK机械制造装备课程设计报告（计算说明书）18=42.1 100N/m 由机械设计查得 =1.2AtK Fb1 2778.266FHKK确定动载系数:=1 1.05 1.2 1.42=1.6AvFHKK K KK查表 10-5 2.65 1.58FYSF计算弯曲疲劳许用应力，由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限540MPa 图 10-18 查得0.9,S = 1.3FENK0.9 540373.81.3FMPa 373.889.32.65 1.58FFSY Y（5-3）tKFbm49.489.3 故满足要求。1.6 2778.230 3主轴校核计算取弹性模量 E=2.1X，D=（95+75）/2=85；1110 Pa主轴截面惯距64(44)2.48 102DdIm 截面面积：A=4415.632mm主轴最大输出转矩： 9550477.5npMNmn床身上最大回转直径约为最大加工直径的 60%，即 240mm。故半径为 0.12m 3979.20.12nzMFN Fy=0.5Fz=1989.6N故总切削力为： F=4448.9N22FzFy估算时，暂取 L0/a=3,即取 3x120=360mm.前支承支反力00360 1204448.94931.9360AlaRFNl机械制造装备课程设计报告（计算说明书）19后支承支反力 01204448.91483.0360BaRFNl取213.976 10/aKN m22.67 10/bKN m5.23abKK30.216aEIKa则0/2.96La 则0281Lmm因在上式计算中，忽略了 ys的影响，故 L0应稍大一点，取 L0=300mm计算刚度损失：取 L=385mm,=4.61 因在上式计算中，忽略了 ys的影响，故 L0应稍大一点，取 L0=300mm计算刚度损失：取 L=385mm,=4.61表 4-4 弹 性 主 轴 y1 弹性支承 k 弯曲变形 yb 剪切变形 ys 由 公式悬伸段跨距段悬伸段跨距段前支承后支承总 柔 度 总刚度5.48810-72.22410-62.36110-71.16510-711.1210-72.2810-744
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