毕业设计（论文）-数控车床主传动系统的设计

第三章主传动系统结构的设计和计算3.1传动比的计算3.1.1纵向进给齿轮箱传动比计算已确定纵向进给脉冲当量δp=0.01，滚珠丝杠导程L0=6mm，初选步进电机步距角0.75。可计算出传动比ii=360δp/θbL0=390×0.01/0.75×6=0.8可选定齿轮齿数为：I=Z1/Z2Z1=32，Z2=40，或Z1=20，Z2=253.1.2横向进给齿轮箱传动比计算已确定横向进给脉冲当量δp=0.005，滚珠丝杠导程L0=5mm，初选步进电机步距角0.75º。可计算出传动比iI=360δp/θbL0=360×0.005/0.75×5=0.48考虑到结构上的原因，不使大齿轮直径太大，以免影响到横向溜板的有效行程，故此处可采用两级齿轮降速：i=Z1Z2/Z3Z4=3×4/5×5=24×20/40×25Z1=24，Z2=40，Z3=20，Z4=25因进给运动齿轮受力不大，模数m取2。3.2齿轮的设计大小齿轮都采用45号钢调质，选小齿轮硬度为260HB—290HB，大齿轮硬度为220HB—250HB，精度选用六级，模数m=2.5mm,齿宽b=30mm,螺旋角α=所以：=mz1=2.5×52=130（）=2.5×102=255（）=2.5×124.8=312（）=2.5×32=80（）=2.5×32=80（）=2.5×124.8=312（）还应该校核齿轮表面接触疲劳强度，弯曲疲劳强度。经校核均合格，其校核过程略。3.3步进电机的计算和选型电机力矩计算:已知P=11kw。机床在不同的工况下，其所需转距不同，下面分别按各阶段计算：A.快速空载启动力矩M起在快速空载起动阶段，加速力矩占的比例较大，具体计算公式如下：M起=Mamax+Mf+MaMamax=JΣ·ε=JΣnnax×10­2/(60×ta/2π)=JΣ×2π·nmax×10­2/(60×ta)nmax=νmax·θb/δp·360将前面数据代入，式中各符号意义同前。nmax=νmax·θb/δp·360=2400×0.75÷(0.01×360)=500r/min启动加速时间ta=30msMamax=JΣ×2π·nmax×10­2/(60×ta)=36.355×2π×500×10­2/(60×0.03)=634.5N·cm折算到电机轴上的摩擦力距Mf：Mf=FOL0/2πηi=f¹(Pz+G)×L0/(2πηZ2/Z1)=0.16×(5360+800)×0.6/(2π×0.8×1.25)=94N·cm附加摩擦力距M0MO=FPOL0(1-η02)/2πηi=1/3×Ft×L0(1-η02)/(2πηZ2/Z1)=1/3×2530×0.6×(1-0.92)/(2π×0.8×1.25)=805.3×0.19=15.3N·cm上述三项合计：M起=Mamax+Mf+Ma=634.5+94+15.3=743.8N·cmB．快速移动时所需力矩M快。M快=Mf+M0=94+15.3=109.3N·cmC．快速切削负载时所需力矩M切M切=Mf+M0+Mt=Mf+M0+FOL0/2πηi=94+15.3+1340×0.6/(2π×0.8×1.25)=94+15.3+127.96=237.26N·cm从上面计算可以看出，M起、M快和M切三种工况下，以快速空载起动所需力矩最大，以此项作为初选步进电机的依据。从有关手册[《[机床数控改造设计与实例[M]》]查出，当步进电机为五相十拍时λ=Mq/Mjmax=0.951最大静力矩Mjmax=743.8/0.951=782N·cm按此最大静力矩从有关手册中查出，150BF002型最大静转矩为13.72N·m。大于所需最大静转矩，可作为初选型号，但还需进一步考核步进电机起动矩频特性和运行矩频特性。计算步进电机空载起动频率和切削时的工作频率:Fk=1000Vmax/60δp=1000×2.4/60×0.01=4000HzFe=1000Vs/60δp=1000×0.6/60×0.01=1000Hz从下表中查出150BF002型步进电机允许的最高空载起动频率为2800Hz运行频率为8000Hz,再从有关手册中查出150BF002型步进电机起动矩频特性和运行矩频特性曲线。当步进电机起动时，f起=2500时，M=100N·cm,远远不能满足此机床所要求的空载起动力矩（782N·cm）直接使用则会产生失步现象，所以必须采用升降速控制（用软件实现），将起动频率降到1000Hz时，起动力矩可增加到5884N·cm，然后在电路上再采用高低压驱动电路，还可将步进电机输出力矩扩大一倍左右。当快速运动和切削进给时，150BF002型步进电机运行矩频特性完全可以满足要求。3.4皮带的计算(1)设计功率的确定：由表8-7查得工况系数(2)选定带型：根据和由图8-10确定选用A型。确定带轮的基准直径并验算带速传V：1>初选带轮的基准直径由表8-6和表8-8确定：取小带轮直径=125mm2>验算带速V：因为5m/s<V<30m/s,故带速合适。3>计算大带轮的基准直径。=i•=2.4×125=300mm根据表8-8圆整为=315mm确定V带的中心距a和基准长度Ld1>初定带轮距QUOTE得：即:初取2>计算带所需的基准长度：由表8-2选带的基准长度Ld=1800mm3>计算实际中心距：安装时所需最小轴间距：张紧或补偿伸长所需最大轴间距：(5)验算小带轮包角：所以小带轮包角合适。(6)计算带的根数Z。1>单根V带的基本额定功率：根据dd1和=1500r/min查表8-4a得基本额定功率=1.428Kw。再根据=1500r/min、i=2.4和A型带查表8-4b得Δ=0.12Kw查表8-5得：2>计算带的根数z。取根。3.5轴的设计校核3.5.1I轴结构设计（如无特殊说明，本小节公式均出自资料[14]）I轴上的零件主要是齿轮1。一端用凸台定位,另一端用紧定螺钉定位。1.选定齿轮类型,精度等级,材料及齿数.根据选定的传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动.（1）本次设计属于金属切削机床类,一般齿轮传动,故选用6级精度.（2）材料选择.由表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质)硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS.（3）选小齿轮齿数大齿轮齿数2.按齿面接触强度设计由设计计算公式(10-9a)进行试算,即：(2.5)确定公式内的各计算数值（1）试选载荷系数（2）计算小齿轮传递的转矩由上文可知为121N/m（3）由表10-7选取齿宽系数（4）由表10-6查得材料的弹性影响系数（5）由图10-21d按齿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;（6）由式10-13计算应力循环次：(2.6)（7）由图10-19查得接触疲劳寿命系数（8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得：(2.7)2）计算（1）小齿轮分度圆直径，代入[]中较小的值：(2.8) （2）计算圆周速度：(2.9)（3）计算齿宽：(2.10)（4）计算齿宽与齿高之比：模数(2.11)齿高(2.12)(2.13)（5）计算载荷系数根据，6级精度，由图10-8查得动载系数；直齿轮，假设。由表10-3查得；由表10-2查得使用系数；由表10-4查得6级精度，小齿轮悬臂支承时：(2.14)将数据代入得：；(2.15)由，查图10-13得；故载荷系数：(2.16)（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得：(2.17)（7）计算模数：(2.18)3.按齿根弯曲强度设计：由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为：(2.19)1）确定公式内的各计算数值（1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；（2）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数，；（3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得：(2.20)（4）计算载荷系数K：(2.21)（5）查取齿形系数由表10-5查得；。（6）查取应力校正系数由表10-5查得；。（7）计算大小齿轮的并加以比较：(2.22)大齿轮的数值大。2）设计计算：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数2.31并就近圆整为标准值m=2.5，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数：大齿轮齿数这样设计出的齿轮传动，即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。4.几何尺寸计算1）计算分度圆直径：2）计算中心距：3）计算齿轮宽度：取。5.验算：，合适。3.5.2II轴结构设计（如无特殊说明，本小节公式均出自资料[14]）1.轴的支承形式该轴不受或只受极小的轴向力，而右端所受径向力矩明显高于左端，故左端选用深沟球轴承，而右端选用一对角接触球轴承背靠背安装，如图所示：图2.4中间轴的支承形式2.轴上零件的轴向定位II轴上的主要零件主要有三对直齿圆柱齿轮及其中两直齿圆柱齿轮对应的电磁离合器。滚子轴承的左端靠在端盖上，右端用轴肩定位。与电机轴上齿轮相啮合的齿轮左端用圆螺母固定,右端用轴肩定位.另外两齿轮所对应的电磁离合器位于它们中间，相互紧靠，两齿轮的另两端用螺钉锁紧挡圈定位。轴右端的轴承左边利用轴肩定位，右端用一摔油盘（有套筒的作用）和圆螺母进行定位。（1）轴的选材和最小直径得确定轴的材料选择为：45号钢（调质处理）。轴的最小尺寸，由式（15－2），式中，由表15－3，可取得110，故：取＝35mm。由于取值较计算值大的多，所以不用再按弯扭合成强度条件计算和进行疲劳强度校合。（2）齿轮的设计齿轮1和2的直径相差较大，对齿轮1（小齿轮）在模数和选材及热处理方面要求较高，所以首先进行该对齿轮的设计。1.选定齿轮的精度等级和材料，初选齿数①本数控机床的运行速度较高，精度等级选择6级精度；②由表10－1，小齿轮材料选择为40，调质后表面淬火，硬度为280HBS；大齿轮材料选择为45钢，调制后表面淬火，硬度为240HBS。③小齿轮的齿数初选为＝24，＝＝24×2=482.按齿面接触强度进行设计按式（10－9）试算：确定公式内的各计算值：①初选载荷系数Kt＝1.6；②计算小齿轮传递的转矩由前文可知小齿轮传递的转矩为235;③由表10－7及其说明，可选定齿宽系数；④由表10－6，查得材料的弹性影响系数＝189.8；⑤由图10－21d，按齿面接触硬度查得小齿轮的接触疲劳强度＝650MPa；大齿轮的接触疲劳强度＝600MPa；⑥两齿轮的设计寿命为50000h，由式10－13，计算应力循环次数：⑦由图10－19查得接触疲劳寿命系数=0.9,=0.95;⑧计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数s＝1。由式（10－12），==0.9×650/1＝585MPa==0.95×600/1=570MPa将以上参数代入公式进行计算算小齿轮分度圆直径d1t，代入[H-]中较小的值：②计算圆周速度v： ③计算齿宽： ④计算齿宽与齿高之比：齿轮模数齿高⑤计算载荷系数K由图10－8，查得动载系数；由表10－3，查得;由表10－2，查得使用系数＝1.25；小齿轮精度为6级，相对支撑作对称分布。由表10－4，由b/h＝4.27，=1.15,查图10－13，得＝1.12，故，动载系数：⑥按实际得载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10－10a）得：⑦计算模数：3.按齿根弯曲强度设计由式（10－5）得弯曲疲劳的设计公式为以下确定式中各参数的值：①由图10－20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限＝520MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限＝440MPa；②由图10－18查得弯曲疲劳寿命系数＝0.82，＝0.87；③计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S＝1.3，由式（10－12）得：＝＝0.82×520/1.3＝328MPa＝＝0.87×440/1.3＝294.46Mpa④计算载荷系数K：⑤查取齿形系数由表10-5查得。⑥查取应力校正系数由表10－5,查得；。=7\*GB3⑦计算大、小齿轮的并加以比较：大齿轮数值大，将用于以下计算。将以上参数代入式（10－5）进行计算：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而由齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度所算得的模数m=4，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数4.几何尺寸计算1）计算分度圆直径2）计算中心距3）计算齿轮宽度取。5.验算，合适。第二对齿轮的模数可取得比齿轮1小，＝4。由于这两齿轮得中心距与齿轮1和2的中心距相等，故,,.1、按轴所受扭矩来校核轴的强度：轴的扭转强度条件为：代入数值，计算得:=MPa=9.2MPa已经选定轴的材料为40Cr，调质处理。查参考文献[2]表15-3轴常用几种材料的[τ]T及A0值，确定此齿轮轴的[τ]T及A0值。查得，=35Mpa。因为=9.2MPa<,所以此齿轮轴满足强度要求。3.6轴承的选择轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查参考文献2,：259页表15-8，10取取按最不利考虑，则有：则,初步取深沟球轴承，查机械设计手册第2卷第7-367页表7-2-79选取标准精度级的单列深沟球轴承30208，其尺寸为：轴承内经，外径，宽度，内圈备料器定位轴肩直径，外圈备料器定位直径，查参考文献《机械设计课程设计》第311页表18-4，30208轴承的动载荷，静载荷，e=0.37，Y=1.6轴承1、2内部轴向力分别为：外部轴向力，,故两轴承的轴向力为计算当量载荷：:轴承2的当量载荷因为，故只需校核机械加工器的轴承2，机械加工器选用的轴承在100以下正常工作，查机械设计第325页表12-1，可以选择机械加工器取。轴承寿命工作台预期寿命由于，故预制棒分配料架旋转机构选择的轴承寿命足够。该设计中的选用轴承寿命一般为50年,所以改设计中的轴上的轴承是适合要求的。设计结论本文在在系统地了解数控车床主传动系统的理论基础上，考虑对数控车床主传动系统进行的初步设计。数控车床的主传动系统包括主轴电机、传动系统与主轴组件，与普通机床相比，变速功能绝大部分由主轴电机的无级调速来承担，省去了繁杂的齿轮变速机构，结构简单，有些只有两极或三级齿轮变速机构系统用以扩大电机无级调速的范围设计过程中存在的主要问题：1、起初对于数控车床传动系统的工作原理及结构没有十分明确的概念，未能在最短的时间内初步设计出机器的零部件草图，耽误了很多不必要的时间。2.运用CAD进行零件设计过程中的某些命令不能熟练的应用，造成了设计时间的大量浪费，加长了设计的时间。3.对数控车床控制部分，变频器的使用了解不多，查阅了大量资料后才弄明白。耽误了一些时间。设计中着重考虑问题与解决的问题：1.数控车床主传动系统齿轮多级变速的情况变为分档无级变速，电动机变频调速后，通过带轮输送到输入轴上，再经过齿轮有级变速扩大变速范围，满足变速范围的要求2.本设计将原来的带轮