CK6140数控车床主传动系统设计

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：  ************

****  ***** 

指导教师： 王敏婷  李宇鹏

第1章  概述……………………………………………. .……..1

1.1 设计要求………………………………………………..1

第2章 主传动的设计 ………………………………………… 2

2.1计算转速的确定……………………………………….. 2

2.2变频调速电机的选择………………………………...…2

2.3转速图的拟定…………………………………………...2

  2.3.1传动比的计算…………………………………… ...2

  2.3.2参数确定…………………………………………. ..2

      2.3.3 主轴箱传动机构简图……………………………...3

2.3.4 转速图拟定………………………………………...3

 2.4传动轴的估算………………………………………..… 3

2.5主轴轴颈的确定……………………………………..… 5

2.6主轴最佳跨距的选择……………………………..…… 5

2.7齿轮模数的估算……………………………………….. 6

2.8 同步带传动的设计………………………………….… 8

2.9 滚动轴承的选择…………………………………….… 10

2.10 主要传动件的验算………………………… .…….… 10

2.10.1 齿轮模数的验算………………………..…..…… 10

2.10.2 传动轴刚度的验算……………………………… 14

2.10.3 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±3μm

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：= ，且：=4000rpm,=41.5rpm

所以：==96.38

根据机床的主轴计算转速计算公式：=   得：

=41.5х=163.4rpm 

2.2变频调速电机的选择

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。

假设所选电机最高转速为4500rpm，额定转速为1500rpm，，则有，，得，。取机床总效率η=0.98х0.98=0.96，则kw。电动机在1500rpm时的输出功率为kw，现取过载系数k=1.28，则电机功率为 。

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。

2.3 转速图的拟定

2.3.1 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=0.67，

则，。

2.3.2 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=1.33的齿轮副为70/51

选=0.27的齿轮副为26/95    

2.3.3 主轴箱传动机构简图

2.3.4 转速图拟定                                                                                                                                                                                                                                              

2.4 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。

计算转速是传动件传递全部功率的最低转速，各个传动轴上的计算转速可以从转速图直接得出。

主轴：  =163r/min

中间轴：=595r/min

电机轴：=3r/min

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：=×/=3×18.5/1500=11kw

中间轴功率：=×0.98=11×0.98=10.8kw

主轴功率：  =×0.98=10.8×0.98=10.6kw

电机轴扭矩：=9550/=9550×11/3=1.18×105  N·mm

中间轴扭矩：=9550/=9550×10.8/595=1.73×105  N·mm

主轴扭矩； =9550/=9550×10.6/163=6.21×105  N·mm

表2-1  各轴计算转速、功率、扭矩

 （mm）

式中  ——传动轴直径（mm）

——该轴传递的额定扭矩（N·mm）

——该轴每米长度允许的扭转角（deg/m），一般传动轴取=0.5°~1°。

电机轴：取=0.8deg/m

mm

查阅电机轴轴颈为=48mm，满足要求。

中间轴：取=0.8deg/m

mm

圆整取d  1=40mm

2.5 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  1=150mm，主轴的后轴颈一般推荐为D  1的0.7-0.85倍，取D  2=0.8 D  1=0.8×150=120mm。

表2-2  各轴估算直径

、由前轴颈取=100mm，后轴颈取=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=120mm。

、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

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       

背向力       

故总作用力为  

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=5049.3N。

在估算时，先假定初值l/a=3,l=3х120=360mm。前后支承的支反力和分别为：

==2700х=3600N

==2700х=900N

轴向力==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：=2070N/μm

轴承NN3018K径向刚度：=1530.3N/μm

轴承234422轴向刚度：=833N/μm

、求最佳跨距：

==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，=（100+80）mm/2=90mm。故惯性矩为

I=0.05х（-）=497.3х

η===0.184

查《金属切削机床》图（10—24）主轴最佳跨距计算线图，/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。

2.7 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：

 （mm）

式中     ——按接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm）；

——齿轮传递的功率（kw）；

——小齿轮的计算转速（r/min）；

——大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；

——小齿轮齿数；

——齿宽系数，=B/m，=6~10；

——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=8，查得=1650Mpa，则

对44/66的齿轮传动副的Z=44的齿轮，计算转速为3r/min

取m=2mm

对70/51的齿轮传动副的Z=51的齿轮，计算转速为821r/min

对26/95的齿轮传动副的Z=26的齿轮，计算转速为595r/min

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，齿宽，当m=2时，B=2×8=16mm，大齿轮B=16mm，小齿轮b=22mm。当m=3时，B=3×8=24mm，大齿轮B=24mm，主轴传动组齿轮小齿轮比大齿轮齿宽大1~2mm，小齿轮b=25mm。

表2-3  各齿轮齿数、模数

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，根据表格查得，在带速和安装尺寸允许的情况下，尽可能选取较大值，现初取=32。小带轮的节圆直径

大带轮的齿数，大带轮节圆直径，带速，其中查得H型带的，所以符合要求。初定轴间距，，即，初取。

带长及其齿数

查得带长代号为510，基本尺寸为=1295.4mm，节线长上的齿数为=102。实际轴间距为。

小带轮啮合齿数

基本额定功率

基本额定功率是各带型基准宽度的额定功率，=76.2mm，为宽度为的带的许用工作拉力（N）,查表得=2100N，m为宽度为的带单位长度的质量（kg/m）, 查表得m=0.448 kg/m。

所需带宽

为啮合齿数系数，根据取=1 ，应选取标准值，一般应小于，查表得，应选带宽代号为300的H型带，其中 ，极限偏差为±1.5mm。

带轮的结构尺寸

小带轮：；; 

大带轮：；; 

2.9 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。

2.10 主要传动件的验算

2.10.1 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

接触弯曲强度计算齿轮模数

式中     ——传递的额定功率（kw），；

——电机额定功率（kw）；

——从电机到所计算齿轮的传递效率；

——齿轮的计算转速（r/min）；

——初算的齿轮模数（mm）

——齿宽（mm）

——大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；

——小齿轮齿数；

——工况系数，考虑载荷冲击的影响，中等冲击取1.2~1.6；

——动载荷系数

——齿向载荷分布系数

——齿形系数

——寿命系数：

         ——工作期限系数：

         ——齿轮在机床工作期限内的总工作时间

         ——齿轮的最低转速（r/min）；

——基准循环次数，钢和铸铁件：接触载荷取=107  ，弯曲载荷取=2×108  ；

——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

——功率利用系数

——材料强化系数

——许用弯曲应力（Mpa）

——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：

=1.4、=1.3、=1.04、=0.27、=8、=0.43、=297Mpa、=1650Mpa

接触疲劳强度：

      弯曲疲劳强度：

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：

=1.4、=1.3、=1、=0.27、=8、=0.481、=1650Mpa、=297Mpa

接触疲劳强度：

      弯曲疲劳强度：

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：

=1.4、=1.3、=1、=0.27、=0.488

=1650Mpa、=297Mpa

接触疲劳强度：

      弯曲疲劳强度：

均满足要求。

2.10.2 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θ。验算支承处倾角时，只需验算支反力最大的支承点，若该处的倾角小于安装齿轮处规定的允许值，则齿轮处的倾角就不必验算，因为支承处的倾角一般都大于轴上其他部位的倾角。当轴上有多个齿轮时一般只要验算受力最大齿轮处的挠度。刚度验算时应选择最危险的工作条件，一般是轴的计算转速低、传动齿轮的直径小且位于轴的，此时轴的总变形量最大。

验算中间轴的刚度：

受力简图如下：

中间轴的Z=26的齿轮受力最大，变形挠度最大，右支承是支反力最大的支承点，则Z=26齿轮受力：

圆周力  KN

径向力  KN

F==1.2KN

齿轮处轴的挠度为

右支承处轴的倾角为

2.10.3 滚动轴承的验算

机床的一般传动轴用的滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳寿命验算。

按计算动负荷C  j的计算式进行计算

总   结

经过为期四周的不懈努力，我们顺利完成了对数控车床主传动系统的设计。在这四周的时间里，按照设计要求、结合所学设计理论，一步一步，认真地分析、计算，终于完成了这个课程设计。虽然在本次课程设计过程中，我们明显感觉本次课程设计难度较高，但是我们还是把它完成了。

通过本次课程设计，使我们以前所学的多门知识得到了一次综合运用，也使我们进一步理解了各门学科之间的相互联系。同时作为毕业设计前的最后一次课程设计，可以说是毕业设计前的一次练兵，也为以后的设计工作打下了一定的基础。本次课程设计在提高我们解决实际问题能力的同时，也让我们认识到了自己的许多不足之处，还有待提高。

另外，在本次设计过程中，老师不辞辛苦指导我们，给予了我们很大的帮助，在此深表感谢！当然，由于我们水平有限，整个设计中不妥之处在所难免，恳请老师不吝指正。

参考文献

 1、《机床设计手册》                              机械工业出版社

2、《机床设计图册》                          上海科学技术出版社

3、《机械设计》 许立忠 周玉林 主编               中国标准出版社

4、《机械设计课程设计指导手册》 韩晓娟 主编      中国标准出版社

5、《机械设计手册》 成大仙 主编                  机械工业出版社