CK6140数控车床主传动系统设计

IwordIword格式支持编辑，如有帮助欢迎下载支持。文档从互联网中收集，已重新修正排版，word格式支持编辑，如有帮助欢迎下载支持。燕山大学课程设计说明书题目：CK6140数控车床主传动系统设计学院（系）：机械工程学院机制系年级专业：08级机制2学号：0127学生姓名：吕伟彪指导教师：王敏婷李宇鹏第1章概述……………..……..11.1设计要求………………..1第2章主传动的设计…………2TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"计算转速的确定 2\o"CurrentDocument"变频调速电机的选择 2\o"CurrentDocument"转速图的拟定 2...2..2主轴箱传动机构简图……………...3转速图拟定………...3TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"传动轴的估算 3\o"CurrentDocument"主轴轴颈的确定 5\o"CurrentDocument"主轴最佳跨距的选择 5\o"CurrentDocument"齿轮模数的估算 6同步带传动的设计………………….…8滚动轴承的选择…….…10主要传动件的验算………….…….…10齿轮模数的验算………..…..……10传动轴刚度的验算………………14滚动轴承的验算…………….…...15总结……………..…………….….16参考文献………………..………..17#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±3口m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：R产小说，且：/g=4000rpm,飞,二41.5rpm所以:匕%96.3841.5根据机床的主轴计算转速计算公式:所以:匕%96.3841.5根据机床的主轴计算转速计算公式:HH D0，3.I二：.」•.得:■i=41.5x96.380.3=163.4rpm2.2变频调速电机的选择TOC\o"1-5"\h\z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n_=n 。高min彳氐min假设所选电机最高转速为4500rpm，额定转速为1500rpm，i=4500=0.89，贝U有， =I，',，得i=0.18，LI=908rpm。取机床总效率\o"CurrentDocument"ii 2 i1 2 2一75n=0.98x0.98=0.96,则p=――=7.8kw。电动机在1500rpm时的输出功0.96率为p=7.5义1500=12.4kw,现取过载系数k=1.28则电机功率为min908p=kp=1.3x12.4=16.1kw。0min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。转速图的拟定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i=0.67,0则，1设电机轴与中间轴通过齿轮定比传动，取其传动比为i=0.67,0则，1i0.894= i0.67=1.33,i0.18i'=-2= 2i0.67=0.270参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i'=1.331的齿轮副为70/51

选z'=0.27的齿轮副为26/952主轴箱传动机构简图51 > X—A6 > X—A6X26u44转速图拟定岫司U岫司U11ISJ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n是传动件传递全部功率的最低转速，各个传动轴上的计算j转速可以从转速图直接得出。主轴：n=163r/minj2中间轴：n=595r/minj1电机轴：n=893r/minj0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：p=nXp/n=893X18.5/1500=11kw0j0额额中间轴功率：p=pX0.98=11X0.98=10.8kw10主轴功率：p=pX0.98=10.8X0.98=10.6kw21电机轴扭矩：T=9550p/n=9550X11/893=1.18X105N・mmTOC\o"1-5"\h\z0 0j0中间轴扭矩：T=9550p/n=9550X10.8/595=1.73X105N・mm1 1j1（mm）d=1.64主轴扭矩；T=9550p/n=9550X10.6/163=6.21X105N・mm2 2j2（mm）d=1.64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）893 595 163功率（kw）11 10.8 10.6扭矩(N•m)118 173 621按扭转刚度估算轴的直径4式中d 传动轴直径（mm）T——该轴传递的额定扭矩（N•mm）[<p]——该轴每米长度允许的扭转角(deg/m),一般传动轴取Lp]二0.5。~1。。电机轴：取Lp]=0.8deg/m7…4T1；1.18X105d=1.64 n=\=1.64। =32.1mma\ 0.8查阅电机轴轴颈为d=48mm,满足要求。中间轴：取[p]=0.8deg/m7i4〒1/173x105d=1.64'[n]=1.64\i—0-8—=35.4mm圆整取d=40mm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二150mm主轴的后轴颈一般推荐海的0.7-0.85倍，取D=0.8D=0.8(150=120mm 1 2 1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) 48 40 100 80 32主轴最佳跨距的选择①、由前轴颈取丁=100mm,后轴颈取L=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=120mn。②、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P 185T=9550—=9550x一=1083.9N•mn 163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 F=理2=9032.5N。0.12背向力 F=0.5方=4516.2Np c故总作用力为F=J-2+尸2=10098.6N1c p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=5049.3NO在估算时，先假定初值1/a=3,1二3x120=360mm。前后支承的支反力/i和坳分别为：Fl+a 420+140R后厂厂=2700x-420—=3600NFa 140fi£?=27=2700x420=900N轴向力氏广七二2755N根据《金属切削机床》式（10—5）、（10-6）可求出前、后轴承刚度轴承NN3022K径向刚度：长后2070N/口m轴承NN3018K径向刚度：；,；=1530.3N/um轴承234422轴向刚度：昭二833N/口m③、求最佳跨距：二々1.35初步计算时，可假设主轴的当量外径；:为前、后轴承颈的平均值，［二（100+80mm/2=90mm故惯性矩为I=0.0X（.1-1.I.-）=497.X1"Z.lxlOLlx4973xlO-fln="「,二II・川=0.184查《金属切削机床》图（10—24）主轴最佳跨距计算线图，1/a=1.7。可根据：/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。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：=16338(mm)1 (M+1)N=16338(mm)..一「；2Vz2uo2nm1Lj」j式中m「T接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm）;

N——齿轮传递的功率（kw）;dn 小齿轮的计算转速（r/min）;ju——大齿轮齿数与小齿轮齿数之比;z——小齿轮齿数;1V 齿宽系数，V=B/m，V=6~10；m mm[oJ——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V=8，查得[o]=1650Mpa，则mj对44/66的齿轮传动副的Z=44的齿轮，计算转速为893r/min3=16338（u3=16338（u+DN 3 d一二16338（1.5+1）x18.58x442x1.5x16502x893=1.53m=2mm对70/51的齿轮传动副的Z=51的齿轮，计算转速为821r/minm=16338{u+Tm=16338{u+TJN\；Vz2um1=16338' （1.37+1）x18.5\'8x512x1.37x16502x821=1.44对26/95的齿轮传动副的Z=26的齿轮，计算转速为595r/minm=16338（m=16338（u+1）N=16338: （3.65+1）x18.5\,8x262x3.65x16502x595=2.27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V=8，齿宽B=V•m，当m=2时，B=2X8=16mm，大齿轮mmB=16mm小齿轮b=22mn。当m=3时，B=3X8=24mm大齿轮B=24mm主轴传动组齿轮小齿轮比大齿轮齿宽尢〜2mm,小齿轮b=25mm。表2-3各齿轮齿数、模数齿轮Z Z2 Z Z4 Z5 Z6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z>z，根据表格查得z=22，在带速和1min min安装尺寸允许的情况下，z尽可能选取较大值，现初取z=32。小带轮的节11圆直径d=zp=32X12,=129.36mm兀3.14大带轮的齿数z=zi=zni=32X竺00=48，大带轮节圆直径2 1 1n30002TOC\o"1-5"\h\zd=zpd=48X12,=194.04mm ， 带 速兀3.14兀dn 3.14x129.36x1500V= = =10.15m/s<V ，其中查得H型带的60X1000 60X1000 maxv=40m/s，所以符合要求。初定轴间距c，0.7(d+d)<c<2(d+d)，max 0 1 2 0 1 2即0.7x(129.36+194.04)=226.38mm<c<2x(129.36+194.04)=646.8mm，初取0c=400mm。0带长L及其齿数z0兀 (d-d)2L=2cH—(d+d)H 2 1—0 021 2 4c0314 (194.04-129.36)2=2x400+—x(129.36+194.04)+ 2 4x400=1310.4mm查得带长代号为510，基本尺寸为L=1295.4mm，节线长上的齿数为z=102。0

实际轴间距为a=c+L-L=400+1295.4T310.4=392.5mm。00 2 2小带轮啮合齿数z-ent

m-ent-ent32一3U葭2.5X（48一32）一-i5基本额定功率P0(T-mv2)vP a 0 1000-20.85(T-mv2)vP a 0 1000-20.85kw1000基本额定功率是各带型基准宽度b的额定功率，b=76.2mm,T为宽度为b的带s0 s0 a s0的许用工作拉力（N）,查表得T=2100N,m为宽度为b的带单位长度的质量（kg/m）,

a s0查表得m=0.448kg/m。所需带宽bs7 7IIP^…―14:18.5b-b d—d——76.2x.। 68.6mmss0VKP \1x20.85zz0TOC\o"1-5"\h\zK为啮合齿数系数，根据z>6取K=1，b应选取标准值，一般应小于d，查z m zs 1表得，应选带宽代号为300的H型带，其中b-76.2mm，极限偏差为±l.5mm。s带轮的结构尺寸小带轮：z=32；d-129.36mm；d=127.99mm11 a大带轮：z=48；d-194.04mm；d=192.67mm21 a

带型m节距诙齿形角2f/(°)齿根厚3齿高ht带高②h.齿根圆角半径r.齿顶圆角半径一MXL2.032401.140.511.140J30.13XXL3,175501.730.761.520.200.30总5.080SO2,571.272*30.380.38L9.525404.65L913.60.510.51H12,700的6.122,294JL021+02XH22.2254012.576.351L21.57L29XXH31.7504019.059.5315.72.291.52小带轮转速 带型n|/r*min-1MXLXXLXLLHXHXXH<900101010121418IS900~1200121210121624241200〜1800141412141826261800-3600161612162030/36001818151822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。主要传动件的验算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j2088x1032088x103o二 jzm{u+VKKKKN—L_2_3

uBn

j(MPa)<[q.]接触弯曲强度计算齿轮模数mw=191x105K1K2K，N(MPa)<[o]

zm2BYn wj式中N——传递的额定功率(kw),N="N;dN——电机额定功率（kw）;dn——从电机到所计算齿轮的传递效率;n 齿轮的计算转速（r/min）；jm——初算的齿轮模数（mm）B 齿宽（mm）u——大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；z——小齿轮齿数；K——工况系数，考虑载荷冲击的影响，中等冲击取1.2~1.6；1K——动载荷系数2K——齿向载荷分布系数3Y——齿形系数K——寿命系数：sK=KKKKsTnNqK——工作期限系数：T“m'60nTK=11—TC0T——齿轮在机床工作期限内的总工作时间n 齿轮的最低转速（r/min）；1C——基准循环次数，钢和铸铁件：接触载荷取C=107,弯曲载00荷取C=2X108；0m——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K——功率利用系数NK——材料强化系数q[o]——许用弯曲应力（Mpa）转速变化系数K——功率利用系数NK——材料强化系数q[o]——许用弯曲应力（Mpa）w[oJ——许用接触应力（Mpa）。①验算26/95齿轮传动组，验算Z=26齿轮:查阅相关资料得：K=1.4、K=1.3、K=1.04、K=0.27、甲=8、Y=0.43、[o]=297Mpa、12 3 5 m w[oJ=1650Mpa接触疲劳强度:2088x103zm(u+1)KKKKN( 12_3_s—(MPa)uBnj2088x103八3.65+1)x1.4x1.3x1.04x0.27x18.5x0.98(MP)26x2.53.65x22x595=459MPa<oLj」=1650MPa弯曲疲劳强度：191x191x105K1K2K3KN(MPa)zm2BYnj26x2.52x22x0.43x595=43.8(MPa)<[o]=297(26x2.52x22x0.43x595=43.8(MPa)<[o]=297(MPa)

w均满足要求。②验算44/66齿轮传动组，验算Z=44齿轮:查阅相关资料得：K=1.4、K=1.3、K=1、K=0.27、w=8、Y=0.481、oI=1650Mpa、12 3 s m j-[o]=297Mpa接触疲劳强度:2088x103zm2088x2088x103zm2088x10344x2；(u+1)KKKKN1 123_5—(MPa)VuBn(1.5+1)x1.4x1.3x1x0.27x18.5(MP)1.5x22x893弯曲疲=659=659MPa<=1650MPa劳强度:191x105KKKKN 1~2~3zm2BYnj劳强度:191x105KKKKN 1~2~3zm2BYnj(MPa)191x105x1.4x1.3x1x0.27x18.5(MPa)44x22x22x0.481x893=104(MPa)<[o]=297(MPa)w均满足要求。Z=44的齿轮模数m=4>3.88,满足要求。③验算70/51齿轮传动组，验算Z=51齿轮:查阅相关资料得：K=1.4、K=1.3、K=1、K=0.27、Y=0.4881二1650Mpa、[o]=297Mpa

w接触疲劳强度:接触疲劳强度:2088x103zm2088x10351x2.5；(u2088x103zm2088x10351x2.5；(u+1)KKKKN( 、I 12_3_s—(MPa)XuBn(1.37+1)x1.4x1.3x1x0.27x18.5x0.982(MP)1.37x22x821=592MPa<oj=1650MPa弯曲疲劳强度:191x105KKKKN 1~2~3zm2BYnj(MPa)191x105x1.4x1.3x1x0.27x18.5x0.982(M&)51x2.52x22x0.488x821=93(MPa)<[o]=297(MPa)均满足要求。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