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目 錄
第1章 概述……………………………………………. .……..1
1.1 設(shè)計要求………………………………………………..1
第2章 主傳動的設(shè)計 ………………………………………… 2
2.1計算轉(zhuǎn)速的確定……………………………………….. 2
2.2變頻調(diào)速電機(jī)的選擇………………………………...…2
2.3轉(zhuǎn)速圖的擬定…………………………………………...2
2.3.1傳動比的計算…………………………………… ...2
2.3.2參數(shù)確定…………………………………………. ..2
2.3.3 主軸箱傳動機(jī)構(gòu)簡圖……………………………...3
2.3.4 轉(zhuǎn)速圖擬定………………………………………...3
2.4傳動軸的估算………………………………………..… 3
2.5主軸軸頸的確定……………………………………..… 5
2.6主軸最佳跨距的選擇……………………………..…… 5
2.7齒輪模數(shù)的估算……………………………………….. 6
2.8 同步帶傳動的設(shè)計………………………………….… 8
2.9 滾動軸承的選擇…………………………………….… 10
2.10 主要傳動件的驗(yàn)算………………………… .…….… 10
2.10.1 齒輪模數(shù)的驗(yàn)算………………………..…..…… 10
2.10.2 傳動軸剛度的驗(yàn)算……………………………… 14
2.10.3 滾動軸承的驗(yàn)算…………….…………………... 15
總結(jié)……………………………..…………………………….…. 16
參考文獻(xiàn)………………………………………………..……….. 17
設(shè) 計 說 明 書
設(shè) 計 說 明 書
題目:CK6140數(shù)控車床主軸結(jié)構(gòu)設(shè)計
學(xué)院(系):XXXXXXX
年級專業(yè): XXXXXXX
學(xué) 號: XXXXXXX
學(xué)生姓名: XXXX
指導(dǎo)教師: XXXXXXXX
2
共24 頁 第 頁
設(shè) 計 說 明 書
目 錄
第1章 概述……………………………………………. .……..1
1.1 設(shè)計要求………………………………………………..1
第2章 主傳動的設(shè)計 ………………………………………… 2
2.1計算轉(zhuǎn)速的確定……………………………………….. 2
2.2變頻調(diào)速電機(jī)的選擇………………………………...…2
2.3轉(zhuǎn)速圖的擬定…………………………………………...2
2.3.1傳動比的計算…………………………………… ...2
2.3.2參數(shù)確定…………………………………………. ..2
2.3.3 主軸箱傳動機(jī)構(gòu)簡圖……………………………...3
2.3.4 轉(zhuǎn)速圖擬定………………………………………...3
2.4傳動軸的估算………………………………………..… 3
2.5主軸軸頸的確定……………………………………..… 5
2.6主軸最佳跨距的選擇……………………………..…… 5
2.7齒輪模數(shù)的估算……………………………………….. 6
2.8 同步帶傳動的設(shè)計………………………………….… 8
2.9 滾動軸承的選擇…………………………………….… 10
2.10 主要傳動件的驗(yàn)算………………………… .…….… 10
2.10.1 齒輪模數(shù)的驗(yàn)算………………………..…..…… 10
2.10.2 傳動軸剛度的驗(yàn)算……………………………… 14
2.10.3 滾動軸承的驗(yàn)算…………….…………………... 15
總結(jié)……………………………..…………………………….…. 16
參考文獻(xiàn)………………………………………………..……….. 17
共24 頁 第 頁
設(shè) 計 說 明 書
第一章 概述
1.1 設(shè)計要求
機(jī)床類型:數(shù)控車床
主傳動設(shè)計要求:
滿載功率7.5KW,最高轉(zhuǎn)速4000rpm,
最低轉(zhuǎn)速41.5rpm 變速要求:無級變速
進(jìn)給傳動系統(tǒng)設(shè)計要求:
伺服控制,行程1200mm,最低速度0.001mm/r,最高速度0.5mm/r,
最大載荷4500N,精度±3μm
第二章 主傳動的設(shè)計
2.1 計算轉(zhuǎn)速的確定
機(jī)床主軸的變速范圍:Rn=nmaxnmin ,且:nmax=4000rpm, nmin=41.5rpm
所以:Rn==96.38
根據(jù)機(jī)床的主軸計算轉(zhuǎn)速計算公式:nj=nminRn0.3 得:
nj=41.5х=163.4rpm
2.2變頻調(diào)速電機(jī)的選擇
為了簡化變速箱及其自動操縱機(jī)構(gòu),希望用雙速變速箱,現(xiàn)取Z=2。為了提高電機(jī)效率,應(yīng)盡量使。
假設(shè)所選電機(jī)最高轉(zhuǎn)速為4500rpm,額定轉(zhuǎn)速為1500rpm,,則有,,得,。取機(jī)床總效率η=0.98х0.98=0.96,則kw。電動機(jī)在1500rpm時的輸出功率為kw,現(xiàn)取過載系數(shù)k=1.28,則電機(jī)功率為 。
可選用上海德驅(qū)馳電氣有限公司的UABP160L-4-50-18.5型號交流主軸電動機(jī),額定功率為18.5kw,最高轉(zhuǎn)速為4500rpm,同步轉(zhuǎn)速為1500rpm,調(diào)頻范圍為5-150HZ,基頻為50HZ。選配變頻器型號:DRS3000-V4T0150C,售價1380元人民幣。
2.3 轉(zhuǎn)速圖的擬定
2.3.1 傳動比的計算
設(shè)電機(jī)軸與中間軸通過齒輪定比傳動,取其傳動比為=0.67,
則,。
2.3.2 參數(shù)確定
第一級變速選用同步齒形帶傳動,兩級變速組采用齒輪傳動。選=1.33的齒輪副為70/51
選=0.27的齒輪副為26/95
2.3.3 主軸箱傳動機(jī)構(gòu)簡圖
2.3.4 轉(zhuǎn)速圖擬定
2.4 傳動軸的估算
傳動軸除應(yīng)滿足強(qiáng)度要求外,還滿足剛度要求,強(qiáng)度要求保證軸在反復(fù)載荷和扭轉(zhuǎn)載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機(jī)床主傳動系統(tǒng)精度要求較高,不允許有較大變形。因此疲勞強(qiáng)度一般不是主要矛盾。除了載荷較大的情況外,可以不必驗(yàn)算軸的強(qiáng)度。剛度要求軸在載荷下不至于產(chǎn)生過大的變形。如果剛度不夠,軸上的零件由于軸的變形過大而不能正常工作,或者產(chǎn)生振動和噪音,發(fā)熱,過早磨損而失效,因此,必須保證傳動軸有足夠的剛度。
計算轉(zhuǎn)速是傳動件傳遞全部功率的最低轉(zhuǎn)速,各個傳動軸上的計算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖直接得出。
主軸: =163r/min
中間軸:=595r/min
電機(jī)軸:=893r/min
各軸功率和扭矩計算:
已知一級齒輪傳動效率為0.98,則有:
電機(jī)軸功率:=×/=893×18.5/1500=11kw
中間軸功率:=×0.98=11×0.98=10.8kw
主軸功率: =×0.98=10.8×0.98=10.6kw
電機(jī)軸扭矩:=9550/=9550×11/893=1.18×105 N·mm
中間軸扭矩:=9550/=9550×10.8/595=1.73×105 N·mm
主軸扭矩; =9550/=9550×10.6/163=6.21×105 N·mm
表2-1 各軸計算轉(zhuǎn)速、功率、扭矩
軸
電機(jī)軸
中間軸
主軸
計算轉(zhuǎn)速(r/min)
893
595
163
功率(kw)
11
10.8
10.6
扭矩(N·m)
118
173
621
按扭轉(zhuǎn)剛度估算軸的直徑
(mm)
式中 ——傳動軸直徑(mm)
——該軸傳遞的額定扭矩(N·mm)
——該軸每米長度允許的扭轉(zhuǎn)角(deg/m),一般傳動軸取=0.5°~1°。
電機(jī)軸:取=0.8deg/m
mm
查閱電機(jī)軸軸頸為=48mm,滿足要求。
中間軸:取=0.8deg/m
mm
圓整取d 1=40mm
2.5 主軸軸頸的確定
為了保證機(jī)床工作的精度,主軸尺寸一般都是根據(jù)其剛度要求決定的。故主軸前軸頸的尺寸按統(tǒng)計數(shù)據(jù)確定。查閱相關(guān)資料:主軸前軸頸D 1=150mm,主軸的后軸頸一般推薦為D 1的0.7-0.85倍,取D 2=0.8 D 1=0.8×150=120mm。
表2-2 各軸估算直徑
軸
電機(jī)軸
中間軸
主軸前軸頸
主軸后軸頸
主軸內(nèi)孔
直徑(mm)
48
40
100
80
32
2.6 主軸最佳跨距的選擇
①、由前軸頸取D1=100mm,后軸頸取D2=80mm,選前軸承為NN3022K型和234422型,后軸承為NN3018K型。選主軸錐度號為45的軸頭,根據(jù)結(jié)構(gòu),定懸伸長度a=120mm。
②、求軸承剛度:
電機(jī)輸出額定功率18.5kw時,主軸轉(zhuǎn)速為260r/min,則主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩
床身上最大加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的60%,即240mm,故半徑為0.12m。
切削力
背向力
故總作用力為
該力作用于頂在頂尖間的工件上,主軸和尾架各承受一半,故主軸端受力為F/2=5049.3N。
在估算時,先假定初值l/a=3,l=3х120=360mm。前后支承的支反力RA和RB分別為:
RA=F2l+al=2700х420+140420=3600N
RB=F2al=2700х140420=900N
軸向力RC=pa=2755N
根據(jù)《金屬切削機(jī)床》式(10—5)、(10—6)可求出前、后軸承剛度
軸承NN3022K徑向剛度:KA=2070N/μm
軸承NN3018K徑向剛度:KB=1530.3N/μm
軸承234422軸向剛度:KC=833N/μm
③、求最佳跨距:
KAKB=20701530.3=1.35
初步計算時,可假設(shè)主軸的當(dāng)量外徑de為前、后軸承頸的平均值,de=(100+80)mm/2=90mm。故慣性矩為
I=0.05х(0.14-0.0274)=497.3х10-8m4
η=EIKAa3=2.1х1011х497.3х10-82070х0.143х106=0.184
查《金屬切削機(jī)床》圖(10—24)主軸最佳跨距計算線圖,l0/a=1.7。可根據(jù)l0/a=2再計算支反力和支撐剛度,求最佳跨距,經(jīng)過進(jìn)一步的迭代過程,最終取得最佳跨距為l=300mm。
2.7 齒輪模數(shù)的估算
一般同一變速組中的齒輪取同一模數(shù),選擇負(fù)荷最重的小齒輪,按簡化的接觸疲勞強(qiáng)度公式進(jìn)行計算:
(mm)
式中 ——按接觸疲勞強(qiáng)度計算的齒輪模數(shù)(mm);
——齒輪傳遞的功率(kw);
——小齒輪的計算轉(zhuǎn)速(r/min);
——大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比;
——小齒輪齒數(shù);
——齒寬系數(shù),=B/m,=6~10;
——許用接觸應(yīng)力(Mpa)。
齒輪材料及熱處理的選擇:
電機(jī)軸、傳動軸上齒輪:
Z=44、66、70、26,20Cr滲碳、淬火、低溫回火,HRC56-62
主軸上齒輪:
Z=51、95, 20Cr滲碳、高頻淬火、低溫回火,HRC56-62
取齒寬系數(shù)=8,查得=1650Mpa,則
對44/66的齒輪傳動副的Z=44的齒輪,計算轉(zhuǎn)速為893r/min
取m=2mm
對70/51的齒輪傳動副的Z=51的齒輪,計算轉(zhuǎn)速為821r/min
對26/95的齒輪傳動副的Z=26的齒輪,計算轉(zhuǎn)速為595r/min
為了保證中心距,主軸與中間軸之間傳動組模數(shù)需要相等,取m=3mm。
取齒寬系數(shù),齒寬,當(dāng)m=2時,B=2×8=16mm,大齒輪B=16mm,小齒輪b=22mm。當(dāng)m=3時,B=3×8=24mm,大齒輪B=24mm,主軸傳動組齒輪小齒輪比大齒輪齒寬大1~2mm,小齒輪b=25mm。
表2-3 各齒輪齒數(shù)、模數(shù)
齒輪
Z 1
Z2
Z 3
Z4
Z5
Z6
齒數(shù)
44
66
70
51
26
95
模數(shù)
2
2
3
3
3
3
齒寬
22
16
24
25
25
24
2.8 同步帶傳動的設(shè)計
同步帶具有傳動比較準(zhǔn)確,不打滑,效率高,初拉力以及適用功率的范圍,不需要潤滑等特點(diǎn)。
同步帶的設(shè)計功率為18.5kw,根據(jù)同步帶選型圖,選定帶型為H型帶,節(jié)距為12.7mm。小帶輪的齒數(shù),根據(jù)表格查得,在帶速和安裝尺寸允許的情況下,盡可能選取較大值,現(xiàn)初取=32。小帶輪的節(jié)圓直徑
大帶輪的齒數(shù),大帶輪節(jié)圓直徑,帶速,其中查得H型帶的,所以符合要求。初定軸間距,,即,初取。
帶長及其齒數(shù)
查得帶長代號為510,基本尺寸為=1295.4mm,節(jié)線長上的齒數(shù)為=102。實(shí)際軸間距為。
小帶輪嚙合齒數(shù)
基本額定功率
基本額定功率是各帶型基準(zhǔn)寬度的額定功率,=76.2mm,為寬度為的帶的許用工作拉力(N),查表得=2100N,m為寬度為的帶單位長度的質(zhì)量(kg/m), 查表得m=0.448 kg/m。
所需帶寬
為嚙合齒數(shù)系數(shù),根據(jù)取=1 ,應(yīng)選取標(biāo)準(zhǔn)值,一般應(yīng)小于,查表得,應(yīng)選帶寬代號為300的H型帶,其中 ,極限偏差為±1.5mm。
帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸
小帶輪:;;
大帶輪:;;
2.9 滾動軸承的選擇
為了增加主軸的剛度,主軸前端支承采用圓錐孔雙列圓柱滾子軸承和雙向推力角接觸軸承,后支承采用圓錐孔雙列圓柱滾子軸,中間采用深溝球軸承輔助支承。考慮到其他軸的高速且沒有軸向力,其余軸均采用深溝球軸承。
2.10 主要傳動件的驗(yàn)算
2.10.1 齒輪模數(shù)的驗(yàn)算
一般對高速傳動的齒輪以驗(yàn)算接觸疲勞強(qiáng)度為主,對低速傳動的齒輪以驗(yàn)算彎曲疲勞強(qiáng)度為主,對硬齒面軟齒芯的滲碳淬火齒輪,一定要驗(yàn)算彎曲疲勞強(qiáng)度。
對于44/66和70/51的齒輪副驗(yàn)算接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲疲勞強(qiáng)度,26/95的齒輪副驗(yàn)算彎曲疲勞強(qiáng)度。
接觸疲勞強(qiáng)度計算齒輪模數(shù)
接觸彎曲強(qiáng)度計算齒輪模數(shù)
式中 ——傳遞的額定功率(kw),;
——電機(jī)額定功率(kw);
——從電機(jī)到所計算齒輪的傳遞效率;
——齒輪的計算轉(zhuǎn)速(r/min);
——初算的齒輪模數(shù)(mm)
——齒寬(mm)
——大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比;
——小齒輪齒數(shù);
——工況系數(shù),考慮載荷沖擊的影響,中等沖擊取1.2~1.6;
——動載荷系數(shù)
——齒向載荷分布系數(shù)
——齒形系數(shù)
——壽命系數(shù):
——工作期限系數(shù):
——齒輪在機(jī)床工作期限內(nèi)的總工作時間
——齒輪的最低轉(zhuǎn)速(r/min);
——基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù),鋼和鑄鐵件:接觸載荷取=107 ,彎曲載荷取=2×108 ;
——疲勞曲線指數(shù),鋼和鑄鐵件:接觸載荷取m=3;彎曲載荷時,對正火、調(diào)質(zhì)及整體淬硬件取m=6,對表面淬硬(高頻、滲碳、氮化等)取m=9;
——轉(zhuǎn)速變化系數(shù)
——功率利用系數(shù)
——材料強(qiáng)化系數(shù)
——許用彎曲應(yīng)力(Mpa)
——許用接觸應(yīng)力(Mpa)。
① 驗(yàn)算26/95齒輪傳動組,驗(yàn)算Z=26齒輪:
查閱相關(guān)資料得:
=1.4、=1.3、=1.04、=0.27、=8、=0.43、=297Mpa、=1650Mpa
接觸疲勞強(qiáng)度:
彎曲疲勞強(qiáng)度:
均滿足要求。
② 驗(yàn)算44/66齒輪傳動組,驗(yàn)算Z=44齒輪:
查閱相關(guān)資料得:
=1.4、=1.3、=1、=0.27、=8、=0.481、=1650Mpa、=297Mpa
接觸疲勞強(qiáng)度:
彎曲疲勞強(qiáng)度:
均滿足要求。
Z=44的齒輪模數(shù)m=4>3.88,滿足要求。
③ 驗(yàn)算70/51齒輪傳動組,驗(yàn)算Z=51齒輪:
查閱相關(guān)資料得:
=1.4、=1.3、=1、=0.27、=0.488
=1650Mpa、=297Mpa
接觸疲勞強(qiáng)度:
彎曲疲勞強(qiáng)度:
均滿足要求。
2.10.2 傳動軸剛度的驗(yàn)算
傳動軸彎曲剛度驗(yàn)算,主要驗(yàn)算其最大撓度y,安裝齒輪和軸承處的傾角θ。驗(yàn)算支承處傾角時,只需驗(yàn)算支反力最大的支承點(diǎn),若該處的傾角小于安裝齒輪處規(guī)定的允許值,則齒輪處的傾角就不必驗(yàn)算,因?yàn)橹С刑幍膬A角一般都大于軸上其他部位的傾角。當(dāng)軸上有多個齒輪時一般只要驗(yàn)算受力最大齒輪處的撓度。剛度驗(yàn)算時應(yīng)選擇最危險的工作條件,一般是軸的計算轉(zhuǎn)速低、傳動齒輪的直徑小且位于軸的中央,此時軸的總變形量最大。
驗(yàn)算中間軸的剛度:
受力簡圖如下:
中間軸的Z=26的齒輪受力最大,變形撓度最大,右支承是支反力最大的支承點(diǎn),則Z=26齒輪受力:
圓周力 KN
徑向力 KN
F==1.2KN
齒輪處軸的撓度為
右支承處軸的傾角為
2.10.3 滾動軸承的驗(yàn)算
機(jī)床的一般傳動軸用的滾動軸承,主要是因疲勞破壞而失效,故應(yīng)進(jìn)行疲勞壽命驗(yàn)算。
按計算動負(fù)荷C j的計算式進(jìn)行計算
總 結(jié)
經(jīng)過為期四周的不懈努力,我們順利完成了對數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)的設(shè)計。在這四周的時間里,按照設(shè)計要求、結(jié)合所學(xué)設(shè)計理論,一步一步,認(rèn)真地分析、計算,終于完成了這個畢業(yè)設(shè)計。雖然在本次畢業(yè)設(shè)計過程中,我們明顯感覺本次畢業(yè)設(shè)計難度較高,但是我們還是把它完成了。
通過本次畢業(yè)設(shè)計,使我們以前所學(xué)的多門知識得到了一次綜合運(yùn)用,也使我們進(jìn)一步理解了各門學(xué)科之間的相互聯(lián)系。同時作為畢業(yè)設(shè)計前的最后一次畢業(yè)設(shè)計,可以說是畢業(yè)設(shè)計前的一次練兵,也為以后的設(shè)計工作打下了一定的基礎(chǔ)。本次畢業(yè)設(shè)計在提高我們解決實(shí)際問題能力的同時,也讓我們認(rèn)識到了自己的許多不足之處,還有待提高。
另外,在本次設(shè)計過程中,老師不辭辛苦指導(dǎo)我們,給予了我們很大的幫助,在此深表感謝!當(dāng)然,由于我們水平有限,整個設(shè)計中不妥之處在所難免,懇請老師不吝指正。
參考文獻(xiàn)
1、《機(jī)床設(shè)計手冊》 機(jī)械工業(yè)出版社
2、《機(jī)床設(shè)計圖冊》 上海科學(xué)技術(shù)出版社
3、《機(jī)械設(shè)計》 許立忠 周玉林 主編 中國標(biāo)準(zhǔn)出版社
4、《機(jī)械設(shè)計畢業(yè)設(shè)計指導(dǎo)手冊》 韓曉娟 主編 中國標(biāo)準(zhǔn)出版社
5、《機(jī)械設(shè)計手冊》 成大仙 主編 機(jī)械工業(yè)出版社
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