XK5040数控铣床主传动系统设计

1、燕山大学课 程 设 计 说 明 书题目：数控铣床主传动系统设计学院（系）：机械工程学院机制系年级专业： 10级机制一班 学 号： 100101010106 学生姓名： 曹 微 指导教师： 王 敏 婷 目 录第一章 概 述11.1设计要求1第二章 主传动系统设计22.1计算转速的确定22.2变频调速电机的选择22.3传动比的计算32.4齿轮副齿数确定32.5主轴箱传动机构简图32.6转速图拟定42.7传动轴的设计42.7.1各轴计算转速42.7.2各轴功率和扭矩的计算42.7.3扭转角的选择52.7.4各轴直径的估算52.7.5主轴轴颈尺寸的确定62.7.6主轴最佳跨距的选择62.8齿轮的设计8

2、2.8.1材料和热处理工艺82.8.2初步计算齿轮的模数82.8.3齿轮宽度确定92.8.4中心距的确定92.8.5直齿圆柱齿轮的应力验算12总 结15参 考 文 献16燕山大学课程设计说明书第一章 概 述1.1设计要求机床类型：数控铣床 满载功率4KW，最高转速2250rpm,最低转速40rpm 变速要求：无级变速进给传动系统设计：行程 1500，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 主传动系统设计1.设计要求机床类型满载功率最高转速最低转速变速要求数控铣床4kw2250rpm40rpm无极调速 56,252.电机的选取2.1计算转速的确定机

3、床主轴的变速范围：Rn=nmaxnmin ，且：nmax=2250rpm, nmin=40rpm所以：Rn=225040=56.25根据机床的主轴计算转速计算公式：nj=nminRn0.3 得：nj=4056.250.3=134.0rpm，选：nj=134rpm2.2主轴转速图的确定因为Tmax=9550Pmaxnj=95504134=285.07（Nm）Tmin=9550Pmaxnmax=955042250=16.98（Nm）则主轴的功率转矩特性图如下主轴的功率转矩特性2.3确定电机功率图初步给定 i1=1，i2=4 画出如粉红线电机功率图进而确定最佳传动比 i2=4.66 画出如黑线电机功

4、率图综合如下图：2.4确定电机的功率：因为：Px=nxn0P0又：Px4kw即取：Px=4kw时，得4=556.71.331500P0得 P0=8.1kw根据电机标称功率的系列选择：标称功率为P0=11kw此时电动机过载系数=118.1=1.36此时将传动比i2=4.66修正为i2=4.5，此时如下图因此选用上海皓天电机制造有限公司YVF2-160M-4 变频调速三相异步电动机，连续输出功率为11kw，售价2330元人民币。变频器选择日利普电子科技有限公司的变频器，变频器型号：RLPB-15R0G-4-4-485-Z，售价2100元人民币。2.7传动轴的设计2.7.1各轴计算转速计算转速nj是

5、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是直接得出，如表3-1所示。表 3-1 各轴计算转速轴轴轴轴计算转速1501501342.7.2各轴功率和扭矩的计算已知一级齿轮传动效率为0.98（包括轴承），第轴的输出功率为P3=4kw；则：轴的输出功率为： P2=40.98=4.08KW轴的输出功率为：P1= 4.080.98=4.16KW则 各轴输入功率为轴：P1=4.160.98=4.24kw轴：P2=4.16KW轴：P3=4.08kw各轴输入转矩轴： T1=9550P1150=270Nm轴： T2=9550P2150=265Nm轴： T3=9550P3134=291N

6、m2.7.3扭转角的选择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，其选择的原则如表3-2所示。表3-2 许用扭转角选取原则轴一般传动轴要求高的轴要求低的轴（deg/m）0.5-10.25-0.51-2最后所确定各轴所允许的扭转角如表3-3所示轴轴轴轴（deg/m）0.50.50.352.7.4各轴直径的估算把以上确定的各轴传动轴的输入功率、允许扭转角代入扭转刚度的估算公式：d=91 4Nnj,可得传动轴的估算直径：d1=9144.241500.51000500=37.31mmd2=9144.161500.51000500=37.14mmd3=9144.081340.351

7、0001000=49.42mm计算出的轴颈要进行圆整，电机轴根据所选电机确定，YVF2-160M-4型号交流主轴电动机电机轴d1=42mm，满足要求；为便能够采用标准量具和刀具，轴做成花键轴，故选择花键轴外径d2=38mm。花键轴尺寸平均直径当量直径极惯性矩惯性矩6-38331035.535.9316368781844 综合考虑，估算各轴直径如表3-4表 3-4 各轴估算直径轴轴轴轴估算直径4238602.7.5主轴轴颈尺寸的确定为保证机床的工作精度，主轴尺寸一般都是根据其刚度要求确定的，对于通用机床的主轴尺寸参数通常由结构上的需要而定。故主轴前轴颈的尺寸可通过查表得到：主轴的驱动功率为4kW

8、，机床类型为数控铣床，则主轴前轴颈取D1=65mm。主轴的后轴颈一般为前轴颈的0.70.85倍，为了保证主轴刚度，取后轴颈D2=（0.70.85）D1=45.555.25mm,取D2=50mm。根据机床设计手册表6.1-36取：内孔选择：铣床主轴结构根据标准选取，选7：24圆锥连接的主轴端部锥度号为30的轴头，内孔为17mm。2.7.6主轴最佳跨距的选择、由前轴颈取D1=65mm，后轴颈取D2=50mm，选前轴承为NN3013型和234413型，后轴承为NN3010型。选主轴锥度号为30的轴头，根据结构，定悬伸长度a=73mm。轴承类型子分类国内新型号规格(dxDxB)圆柱滚子轴承双列圆柱滚子

9、轴承NN30136510026圆柱滚子轴承双列圆柱滚子轴承NN3010508023球轴承双向推力角接触球轴承234413-M-SP6510044、求轴承刚度：主轴最大输出转矩：Tmax=9550Pmaxnj=95504134=285.07（Nm）设定工作台面积为3201250（mm2），端铣刀的计算直径为200mm，端铣刀宽度60mm，故半径为0.1m。最大圆周切削力Pt=285.070.1=2850.7N该铣床进给系统末端传动副有消隙机构，应采用不对称顺铣，则作用端铣刀上的切削分力与铣削圆周力的比例关系大致为：PV=0.95Pt;PH=0.24PtPa=0.5Pt垂直于进给方向的铅直分力:P

10、V=0.95Pt=0.952850.7=2708.2N平行于进给方向的水平分力: PH=0.24Pt=0.242850.7=684.2N轴向分力:Pa=0.5Pt=0.52850.7=1425.4N则端铣刀径向作用力:P=PV2+PH2=2793.3N此力作用在工件和端铣刀上，主轴和工作台各承受一半，故主轴端受力约为P2=1396.6N在估算时，先假定初值la=3,则l=373=219mm前后支承的支反力RA和RB分别为：Fra=P2l+al=1396.6219+73219=1862.1NFrb=P2al=1396.673219=465.5N轴向力RC=Pa=1425.4N根据金属切削机床公式

11、（如下）球轴承Ka=dFada=3.443Fadbz2sin5滚子轴承Kr=dFrdr=3.39Fr0.1la0.8（iz）0.9cos1.9式中 Ka、Kr轴向和径向刚度（N/m）可求出前、后轴承刚度轴承NN3013径向刚度：Kra= 1074.5N/m轴承NN3010径向刚度：Krb=935.4 N/m轴承234413-M-SP轴向刚度：Kac=833 N/m、求最佳跨距：KraKrb=1074.5935.4=1.15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=（65+50）/2=57.5mm。故惯性矩为I=0.050.0654-0.0174=88.810-8m4=E

12、IKAa3=2.1101188.810-81074.50.0733106=0.45查金属切削机床图（1024）主轴最佳跨距计算线图，l0/a=2.3。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l0=168mm。2.8齿轮的设计2.8.1材料和热处理工艺由于机床主轴齿轮一般在高速、中载、无猛烈冲击的条件下工作，而且要求热处理变形小，所以选择齿轮材料为40Cr，高频淬火，HRC5055。2.8.2初步计算齿轮的模数一般同一变速组中的齿轮去同一模数，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：mj=1633831NdmZ12j2nj式

13、中：mj按接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm）; Nd驱动电动机功率（kW）； 大齿轮齿数与小齿轮齿数比1，外啮合取“+”号，内啮合取“”号； m齿宽系数，m=610； Z1小齿轮齿数； j许用接触应力（Mpa）; nj计算齿轮的计算转速；电机轴与中间轴的齿轮副Z1中，i=1，Nd=4kw，m=10，Z1=55，j=1370Mpa, nj=150mj1=1633831+1410552113702150=1.60，取mj1=2中间轴与主轴的齿轮副Z2中，i=1，Nd=4kw，m=10，Z1=55，j=1370Mpa, nj=150mj2=1633831+1410552113702150=1.60，

14、取mj2=2中间轴与主轴的齿轮副Z3中，i=4.5，Nd=4kw，m=10，Z1=20，j=1370Mpa, nj=134mj3=1633834.5+14102024.513702134=2.77，取mj3=3一般上使中间轴和主轴之间的两对齿轮模数相等，故选取mj2=mj3=3表4-1 各齿轮副的齿数和模数齿轮Z11Z12Z21Z22Z31Z32齿数555555552090模数2233332.8.3齿轮宽度确定机床主传动系统中推荐的齿宽系数m=bm=610,取m=10，同一齿轮副中，小齿轮比大齿轮宽510mm，则各齿轮的齿宽如表4-24-2 各齿轮副的齿宽齿轮ZZ11Z12Z21Z22Z31Z

15、32齿宽b2020303040302.8.4中心距的确定齿轮Z11和齿轮Z12的中心距：a1= mj1（Z11+Z12）2=2（55+55）2=110mm，分度圆直径：在此处键入公式。d1=d2=zm=110mm齿顶圆直径：da1=da2=（z+2ha*）m=114mm齿根圆直径：df1=df2=z-2ha*+c*m=105mm齿轮Z21和齿轮Z22的中心距：a2=mj2（Z21+Z22）2=3（55+55）2=165mm，分度圆直径：d1=d2=zm=165mm齿顶圆直径：da1=da2=（z+2ha*）m=171mm齿根圆直径：df1=df2=z-2ha*+c*m=157.5mm齿轮Z31

16、和齿轮Z32的中心距：a3=mj3（Z31+Z32）2=3（20+90）2=165mm，分度圆直径：d1=zm=60mmd2=zm=270mm齿顶圆直径：da1=（z+2ha*）m=66mmda2=（z+2ha*）m=276mm齿根圆直径：df1=df2=z-2ha*+c*m=52.5mmdf2=z-2ha*+c*m=262.5mm2.8.5直齿圆柱齿轮的应力验算在验算变速箱中齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大的、齿数最少的齿轮进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动齿轮主要验算接触应力，对低速传动齿轮主要验算弯曲应力，对硬齿面软齿芯的渗碳淬火齿轮，一定要验算弯曲应力。接触应力验算公式：j

17、=2088103zm1k1k2k3ksNBnj(MPa)j弯曲应力验算公式：w=191105k1k2k3ksNzm2BYnj(MPa)w式中：N传递的额定功率（kw）,N=Nd； Nd电动机功率（kw）； 从电动机到所计算齿轮的传递效率； m初算的齿轮模数（mm）； B齿宽（mm） Z小齿轮齿数； 大齿轮齿数与小齿轮齿数比1，外啮合取“+”号，内啮合取“”号； ks寿命系数； ks=kTknkNkq kT工作期限系数；kT=m60n1TC0 T齿轮在机床工作期限内的总工作时间； n1齿轮的最低转速； C0基准循环次数； m疲劳曲线指数； kn转速变化系数； kN功率利用系数； kq材料强化系数

18、； k1齿向载荷分布系数； k2动载荷系数； k3工作状况系数，考虑载荷冲击的影响，主运动取k3=1.21.6； Y齿形系数； j许用接触应力； w许用弯曲应力；、齿轮副Z1模数，选Z11=30齿轮，按接触应力验算：T=15000h, n1=150, C0=107, m=3，则：kT=m60n1TC0=36015015000107=2.38kn=0.82，kN=0.58，kq=0.76，则：ks=kTknkNkq=2.380.820.580.76=0.861.9=ksmaxksksmin=0.27，取ks=0.86=1，k1=1.2，k2=1.4，k3=1.15，ks=0.86，N=4kw，B

19、 =20，Z1=55，m=2，j=1370Mpa, nj=150j=20881035521+11.21.41.150.864120150=1263ksksmin=0.6，取ks=0.657k1=1.2，k2=1.4，k3=1.15，ks=0.657，N=4kw，b=20，Z1=55，m=2，Y=0.49, w=354Mpaw=1911051.21.41.150.65745522200.49150=300ksksmin=0.27，取ks=1.38=4.5，k1=1.1，k2=1.4，k3=1.04，ks=1.14，N=4kw，b =40，Z1=20，m=3，j=1370Mpa, nj=150j=

20、20881032034.5+11.11.41.041.1444.540150=1342.3j=1370Mpa按弯曲应力计算：T=15000h, n1=150, C0=2108, m=9，则：kT=m60n1TC0=960150150002108=0.96kn=0.86，kN=0.9，kq=0.75，则：ks=kTknkNkq=0.960.860.90.75=0.56，ksksmin=0.6,取ks=0.6k1=1.2，k2=1.4，k3=1.04，ks=0.6，Y=0.42，N=4kw，B =40，Z1=20，m=3， w=354Mpa，nj=150w=1911051.21.41.040.642032400.42150=17