车床主轴箱设计（参数：11KW 24-2090rpm）
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车床主轴箱设计（参数：11KW
24-2090rpm）
车床
主轴
设计
参数
11
KW
24
2090
rpm
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机械制造装备课程设计报告（计算说明书）课程设计(论文)课程名称 机电系统综合创新设计 学 院 机械工程学院 班级学号 学生姓名 指导教师 2418 年 12 月 28 日 课程设计任务书及成绩学生姓名 班级学号课程名称机电系统综合创新设计题目基于S7-240PLC的数控车床主传动系统交流电机-变频器（模拟量）准停控制设计1、设计内容（1）数控车床的主传动系统设计计算：绘制转速图、确定齿轮的齿数，模数，绘制主传动系统图，设计皮带轮和各个传动轴、选择轴承；（2）绘制主传动系统的展开图，校核一个传动轴的刚度、校核该轴最小齿轮刚度、强度及该轴轴承的寿命；（3）撰写设计计算说明书；2、主要技术参数：主轴变速范围 24-2490 r/min；转速级数Z=4；电机额定转速nd=1500r/min，电机最高转速nmax=6000r/min；电机功率 11 KW；床身上最大回转直径 630mm。工作计划与进度安排:（共2周）评语： 成绩：指导教师：2418年11月30日专业负责人： 2418年 11月30日学院教学副院长：2418 年11 月 30日目 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 4KW，转速范24 r/min-2090r/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。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。选定公比，确定各级传送机床常用的公比 为1.26或1.41，考虑适当减少相对速度损失，这里取公比为 =1.26，根据给出的条件：主运动部分Z=18级，根据标准数列表，确定各级转速为：（30，311，411，60，75，95，118，150，190，235，300，375，475，600，750，950，1180，1500R/min）.1 确定变数组数目和各变数组中传动副的数目该机床的变数范围较大，必须经过较长的传动链减速才能把电机的转速降到主轴所需的转速。级数为Z的传动系统由若干个传动副组成，各传动组分别有. .个传动副，即Z=。传动副数由于结构的限制，通常采用P=2或3，即变速Z应为2或3的因子：Z=x因此，这里4=2x2，共需二个变速组。2 传动组传动顺序的安排选择传动组安排方式时，要考虑到机床主轴变速率的具体结构，装置和性能。I轴如果安置制动的电磁离和器时，为减少轴向尺寸。第一传动组的传动副数不能多，以2为宜，有时甚至用一个定比传动副；主轴对加工精度，表面粗糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好，最后一个传动组的传动副选用2 ，或一个定比传动副。这里，根据前多后少的原则，选择4=2x2方案。2.2绘制转速图对于4=2x2的传动，有2！=2种可能安排，亦即有2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，(1) 拟定转速图图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）电机的转速异步电动机的转速有：3000，1500，1000，750，r/min,这取决于电动机的极对数P=60f/p=60x50/p ( r/min)机床中最常用的是1500 r/min和3000r/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传动。 根据以上要求，我们选择功率为11KW，转速为1500r/min的电机，查表，其型号为Y124M-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/minY124M-411KW144015002 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。 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加大：=1/(3.5+cn)KW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；主轴前后轴径的平均值中间传动轴的转速之和n主轴转速（r/min）=24lg-K式中：（所有中间传动齿轮的分度圆直径的平均值mm;主轴上齿轮分度圆直径的平均值mm;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，车床=3.5，车床K=54，车床K=50.5 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。（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。b, 降速传动中，最小传动比 1/4。过小，则主动齿轮与被动齿轮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，根据台式车床的结构特点，及对同类车床的比较，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/（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： 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：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224V、3相224V、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电动机的价格为3500元；DF900-D0110T3B变频器的价格为3000元。预估总成本为6500元。供货期：商定供货期为15天。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，除载荷很大的情况下，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不致产生过大的变形（弯曲，失稳，转角）。若刚度不足，轴上的零件如齿轮，轴承等将由于轴的变形过大而不能正常工作，或产生振动和噪声，发热，过早磨损而失效。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。可以先扭转刚度估算轴的直径，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。1 传动轴直径的估算传动轴直径按扭转刚度用下列公式估算传动轴直径：d=91mm式中：N该传动轴的输入功率 N KW电机额定功率从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积（不计该轴轴承上的效率）。该传动轴的计算转速；计算转速是传动件能传递全部功率的最低转速，各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系而确定，而中型车，车床主轴的计算转速为：（主）=每米长度上允许的扭转角（deg/m）;可根据传动轴的要求选取。对传动轴刚度要求允许扭转角主轴一般传动轴较低的轴（deg/m）0.5-11-1.51.5-2估算时应注意：（1）值为每米长度上允许的扭转角，而估算的传动轴的长度往往不足1m，因此，在计算时应按轴的实际长度计算和修正，如轴为500mm，取=1deg/m则d=91 mm（2）效率y对估算轴径d影响不大，可以忽略（3）如使用花键是可根据估算的轴径 d选取相近的标准花键轴的规格，主轴总轴径可参考统计数据确定；1.5-2.82.8-44.5-115.5-1111-11车床60-8070-9070-10595-130110-145升降台车床50-9060-9060-9575-10090-105各轴的计算转速：=95 r/min=118 m/min =300 r/min=750 r./min =1450 r/min轴径的估算：=91x=24.4=91x=28.78 =91x=36.18=91x =45.69 =91x=48.243.2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。齿轮齿数的确定的要求可用计算法或查表确定齿轮齿数，后者更为简便，根据要求的传动比u和初步定出的传动副齿数和，查表即可求出小齿轮齿数：选择是应考虑：a,传动组小齿轮不应小于允许的最小齿数，即：推荐：对轴齿轮=12，特殊情况下=11，对套装在轴上的齿轮，=16，特殊情况下=14，对套装在滚动轴承上的空套齿轮，=24；当齿数少于不发生根切的最小齿数时（压力角a=24的直齿标准，=17），一般需对齿轮进行正变位修正。b,保证强度和防止热处理变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚，一般取则c、同一传动组的个齿轮副的中心矩应相等。若摸数相等时，则齿数和亦相等，但由于传动比要求，尤其是在传动中使用了公用齿轮后，常常满足不了上述要求，机床上可用修正齿轮，在一定范围内调整中心矩使其相等但修正量不能太大，一般齿数差不能够超过34个齿。变速传动组中齿轮齿数的确定 为了减少齿轮数目和缩短变速箱的轴向尺寸，这里采用了公用齿轮。但由于公用齿轮的采用，使两个传动组间的传动比互相牵制，不能独立地按照最紧凑的原则决定传动件的尺寸，因此，径向尺寸一般较大，此外，公用齿轮的两侧齿面同时啮合会影响其磨损和寿命。这里我们采用查表法来确定齿轮的齿数。查机床设计手册确定个齿轮齿数如下： 轴II-III间变速齿轮齿数的确定：由于公比=1.26，传动比为=1/=，=1/=，=1/设：传动组中最小齿轮齿数=16，查机床设计手册表7.3-14可查得：=16/39 （0.1%），=19/36 （0.9%），=22/33 （-0.3%）齿数和为=55公用齿轮选为=39轴III-IV间变速组齿轮齿数的确定：传动比为=1/ =1/ =根据=，主动轮齿数为39，从表7.3-14可查得：=18/47 （-0.1%），=28/37 （0.9%），=39/26 （-0.3%）齿数和为：=65轴IV-V间变速组齿轮齿数的确定：由于变数组齿轮传动比和各传动副上受力差别较大齿轮副的速度变化，受力差别较大，为了得到合理的结构尺寸，可采用不同模数的齿轮副。轴IV-V间的两对齿轮，其传动比为=1/4, =2分别取，则取，x3=90, =30x4=124按传动比将齿数分配如下：=1/4=18/7219/71 ，=2=80/4082/38轴V-VI及VI-VII间齿数确定，由于这两个传动组只是改变传动方向，不起便速度作用，只需考虑其结构尺寸及磨损振动和噪音等因素。，取V-VI轴间锥材料齿轮齿数为，I-VII轴间齿轮齿数为67。3.3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II、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。齿轮弯曲疲劳强度的估算： mm齿面点蚀的估算：A mm其中 为大齿轮的计算转速，A为齿轮中心矩，由中心矩A及齿数，求出模数=2A/ mm根据估算所得和中较大的值，选择相近的标准模数，各齿轮的计算转数为：=1450r/min =695r/min =300r/min 235r/min =95r/min =273r/min =235r/min =695r/min =475r/min =118r/min =695r/min =695r/min =300r/min =300r/min =118r/min轴III间传动组齿轮模数的估算齿轮弯曲疲劳估算：=24=1.87齿轮点蚀的估算：A=370x =81.76 mm=2A/=2x81.76/(26+54)=2.04 mm所以模数为m=3.轴IIIII传动组齿轮模数的估算齿轮弯曲疲劳估算：=24=2.759齿面点蚀估算：A=370x =108.18=2A/=2x108.18/(16+39)=3.93 mm取标准模数 m=4轴IIIIV间传动组齿轮模数的估算齿轮弯曲疲劳估算：=24x=3.046齿面点蚀估算：A=370x =117.3=2A/=2x147.3/(28+37)=3.61所以取标准模数m=4mm。轴VVI间传动组齿轮模数的估算：齿轮弯曲疲劳计算，4.46齿面点蚀估算：Ax=153.4=2A/=2x153.4/(29+29)=5.29取标准模数值m=5,轴VIVII间齿轮模数的确定：齿轮弯曲疲劳强度计算，齿面电蚀估算Ax =158.7=2A/=2x158.7/(67+67)=2.37取模数值为m=4。2 计算（验算） 结构确定后，齿轮的工作条件：空间安排，材料和精度等级都已经确定，才可以核验齿轮的接触疲劳强度和弯曲疲劳强度值是否满足要求。 根据接触疲劳强度计算齿轮模数的公式：= mm 根据弯曲疲劳强度计算齿轮模数，公式= mm 式中：N计算齿轮传递的额定功率N= KW计算齿轮的计算转速r/min齿宽系数=b/m, 常取6-10；大齿轮与小齿轮齿数，一般取传动中最小齿轮的齿数i大齿轮与小齿轮的传动比， i=/1; “+”用于外啮合，“-”用于内啮合寿命系数，=，工作期限系数，=齿轮等传动件在接触和弯曲交变载荷下的指数m和基准循环次数n齿轮的最低转速 r/minT预先的齿轮工作期限，中型机床推荐：T=1500024000h;转速变化系数功率利用系数材料强化系数，幅值低的交变载荷可使金属材料的晶粒边界强化，起阻止疲劳的刃缝扩大的作用工作情况系数，中等冲击的主运动，=1.21.6；动载荷系数齿向载荷分布系数齿形系数许用弯曲，接触应力MPa;（1）轴I-II间齿轮模数的计算(验算)a 按接触疲劳计算齿轮模数:N=y=0.9811=7.35W=8 查表: 取 则 取 线速度 查表: 取 查表 取 查表取 . 因此: b 根据弯曲疲劳计算 查表取 : 而 查表取 .Y=0.43, 因此: 。由以上计算结果知，齿轮模数合格。（）其它齿轮模数的验算其它齿轮的验算过程与上面相同，将有关数值代入上式，经计算均满足要求；3.5主要传动件的校核验算齿轮齿根弯曲疲劳强度检验在验算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮2，齿轮12这两个齿轮。接触疲劳许用应力计算：取失效概率为1%，安全系数S=1，由公式10-12u-大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；K-齿向载荷系数；ZE-弹性影响系数；b-工作宽度；d-分度园直径；假定齿轮工作寿命是48000h，故应力循环次数为查机械设计表10-6得ZE=189.8MPa0.5，所以：查图10-21d 得Hlim=700MPa故两齿轮合格因计算应力和材料最小允许应力相差较大，所以不必再校核齿轮弯曲疲劳强度。主轴校核计算根由于变速箱各轴的应力都比较小，验算时，通常都是用复合应力公式进行计算：（1）轴的弯曲变形的条件和允许值机床的主传动轴的弯曲刚度验算，主要验算轴上装齿轮和轴承出的挠度y和倾角。各类轴的挠度y，装齿轮和轴承处的倾角，应小于弯曲刚度的许用值和，即。轴的弯曲变形的允许值：轴的类型允许挠度变形部位允许倾角一般传动轴（0.00030.0005）装轴承处，装齿轮处0.0025 0.0001刚度要求较高的轴0.00021装单列圆锥磙子轴承0.0006安装齿轮的轴（0.010.03）装滑动轴承处0.001安装蜗轮的轴（0.020.05）装单
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