CA6150车床主轴箱设计有全套图纸可编辑.docx
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CA6150车床主轴箱设计有全套图纸可编辑
CA6150车床主轴箱设计（有全套图纸）
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概述
主运动的方案选择与主运动的设计
确定齿轮齿数
选择电动机
皮带轮的设计计算
传动装置的运动和运动参数的计算
主轴调速系统的选择计算
主轴刚度的校核
一、概述
主传动系统是用来实现机床主运动的传动系统,它应具有一定的转速（速度）和一定的变速范围,以便采用不同材料的刀具,加工不同的材料,不同尺寸,不同要求的工件,并能方便的实现运动的开停,变速,换向和制动等。
数控机床主传动系统主要包括电动机、传动系统和主轴部件,它与普通机床的主传动系统相比在结构上比较简单,这是因为变速功能全部或大部分由主轴电动机的无级调速来承担,剩去了复杂的齿轮变速机构,有些只有二级或三级齿轮变速系统用以扩大电动机无级调速的范围。
1.1数控机床主传动系统的特点
与普通机床比较,数控机床主传动系统具有下列特点。
转速高、功率大。
它能使数控机床进行大功率切削和高速切削,实现高效率加工。
变速范围宽。
数控机床的主传动系统有较宽的调速范围,一般Ra100,以保证加工时能选用合理的切削用量,从而获得最佳的生产率、加工精度和表面质量。
主轴变速迅速可靠,数控机床的变速是按照控制指令自动进行的,因此变速机构必须适应自动操作的要求。
由于直流和交流主轴电动机的调速系统日趋完善,所以不仅能够方便地实现宽范围无级变速,而且减少了中间传递环节,提高了变速控制的可靠性。
主轴组件的耐磨性高,使传动系统具有良好的精度保持性。
凡有机械摩擦的部位,如轴承、锥孔等都有足够的硬度,轴承处还有良好的润滑。
1.2主传动系统的设计要求
①主轴具有一定的转速和足够的转速范围、转速级数,能够实现运动的开停、变速、换向和制动,以满足机床的运动要求。
②主电机具有足够的功率,全部机构和元件具有足够的强度和刚度,以满足机床的动力要求。
③主传动的有关结构,特别是主轴组件要有足够高的精度、抗震性,热变形和噪声要小,传动效率高,以满足机床的工作性能要求。
④操纵灵活可靠,维修方便,润滑密封良好,以满足机床的使用要求。
⑤结构简单紧凑,工艺性好,成本低,以满足经济性要求。
1.3数控机床主传动系统配置方式
数控机床的调速是按照控制指令自动执行的,因此变速机构必须适应自动操作的要求。
在主传动系统中,目前多采用交流主轴电动机和直流主轴电动机无级调速系统。
为扩大调速范围,适应低速大转矩的要求,也经常应用齿轮有级调速和电动机无级调速相结合的调速方式。
数控机床主传动系统主要有四种配置方式,如图3-1所示。
⑴带有变速齿轮的主传动大、中型数控机床采用这种变速方式。
如图3-1（a）所示,通过少数几对齿轮降速,扩大输出转矩,一满足主轴低速时对输出转矩特性的要求。
数控机床在交流或直流电动机无级变速的基础上配以齿轮变速,使之成为分段无级变速。
滑移齿轮的移位大都采用液压缸加拨叉,或者直接由液压缸带动齿轮来实现。
⑵通过带传动的主传动如图3-1（b）所示,这种传动主要应用于转速较高、变速范围不大的机床。
电动机本身的调速能够满足要求,不用齿轮变速,可以避免齿轮传动引起的振动与噪声。
它适用于高速、低转矩特性要求的主轴。
常用的是V带和同步齿形带。
⑶用两个电动机分别驱动主轴如图3-1（c）所示,这是上述两种方式的混合传动,具有上述两种性能。
高速时电动机通过带轮直接驱动主轴旋转;低速时,另一个电动机通过两级齿轮传动驱动主轴旋转,齿轮起到降速和扩大变速范围的作用,这样就使恒功率区增大,扩大了变速范围,克服了低速时转矩不够且电动机功率不能充分利用的缺陷。
⑷内装电动机主轴传动结构如图3-1（d）所示,这种主传动方式大大简化了主轴箱体与主轴的结构,有效地提高了主轴部件的刚度,但主轴输出转矩小,电动机发热对主轴影响较大。
1.4主传动系统结构设计机床主传动系统的结构设计,是将传动方案“结构化”,向生产提供主传动部件装配图,零件工作图及零件明细表等。
在机床初步设计中,考虑主轴变速箱机床上位置,其他部件的相互关系,只是概略给出形状与尺寸要求,最终还需要根据箱内各元件的实际结构与布置才确定具体方案,在可能的情况下,设计应尽量减小主轴变速箱的轴向和径向尺寸,以便节省材料,减轻质量,满足使用要求。
设计中应注意对于不同情况要区别对待,如某些立式机床和摇臂钻床的主轴箱;要求较小的轴向尺寸而对径向尺寸要求并不严格;但有的机床,如卧式铣镗床、龙门铣床的主轴箱要沿立柱或横梁导轨移动,为减少其颠覆力矩,要求缩小径向尺寸。
机床主传动部件即主轴变速箱的结构设计主要内容包括:
主轴组件设计,操纵机构设计,传动轴组件设计,其他机构（如开停、制动及换向机构等）设计,润滑与密封装置设计,箱体及其他零件设计等。
主轴变速箱部件装配图包括展开图、横向剖视图、外观图及其他必要的局部视图等。
给制展开图和横向剖视图时,要相互照应,交替进行,不应孤立割裂地设计,以免顾此失彼。
给制出部件的主要结构装配草图之后,需要检查各元件是否相碰或干涉,再根据动力计算的结果修改结构,然后细化、完善装配草图,并按制图标准进行加深,最后进行尺寸、配合及零件标注等。
二、主运动的方案选择与主运动设计
1、机床的工艺特性
1.1工艺范围精车、半精车外圆、车螺纹、车端面
1.2刀具材料硬质合金、高速钢
1.3加工工作材料钢、铸铁
1.4尺寸范围0~500?
2、确定主轴转速
2.1最高转速n
采用硬质合车刀半精车小直径钢材的外圆时,主轴转速最高。
参考切削用量资料:
V150~200m/sK0.5Rd0.2~0.25
dK?
D0.5×400200?
dminRd?
d0.2×20040?
n1592.36
2.2最低转速:
①用高速钢车刀,粗车铸铁材料的端面时,参考切削用量资料:
V15~20m/s
nmin31.8
②用高速钢车刀,精车合金钢材料的丝杠时,参考资料:
直径500?
普通车床加工丝杠的最大直径是50?
Vmin1.5米/分
nmin11.9转/分
因此:
取最低转速nmin11.9转/分
③转速范围Rn133.8由于高速钢车刀少用低速,且为了避免结构过于复杂,因此取转速范围Rn1592.36/31.850
④主运动结构图
三、确定齿轮齿数1、根据分度圆直径选齿数:
dmza组:
Za164
Za254
Z34
b组:
Zb195Zb2302、齿轮的各参数
a组:
模数m4
压力角α20°
齿距Pπm12.56
齿厚sπm/26.28
齿槽宽eπm/26.28
顶隙ccm1.2
齿顶高hhm4
齿根高hh+cm5.2
全齿高hh+h2h+cm9.2
中心距a1d1+d2/2240
a2d1+d3/2178
b组:
模数m3.5
压力角α20°
齿距Pπm12.56
齿厚sπm/26.28
齿槽宽eπm/26.28
顶隙ccm1.2
齿顶高hhm4
齿根高hh+cm5.2
全齿高hh+h2h+cm9.2
中心距ad4+d5/2240
四、选择电动机
电动机功率
N电7.5kw转速n电1450转/分
电机型号
J02?
51?
4电机轴径38?
五、皮带轮的设计计算:
设一天运转时间8~10小时（按小带轮计算）
计算功率PcKA?
P1.2×7.59kw
选胶带型别为:
B型
选小带轮直径d1140?
实心轮
大带轮直径d2280?
四孔板轮
带速:
V10.6米/秒
（B型:
V25米/秒）
实际传动比:
i取ε005
i47
初定中心距
（1~0.95）d21~0.95×280280~266
取270
初定胶带节线长度
Lop2+d1+d2+2×270+×140+280+1218取Lp1290Li1250
计算中心距+270+306?
小带轮包角
≈180°-×60°
180°-×60°152.5°120°
单根胶带传递的功率:
P02.03kw
单根胶带传递功率的增量:
ΔP0kb?
n1?
1-1.99×10×1450×1-2.8
胶带根数:
由于需要传递的功率N7kw,因此需胶带4根
单根胶带初拉力:
F018公斤
有效圆周力:
Ft91.8公斤
作用在轴上的力:
F2F0?
Z?
sin2×18×4×sin
134公斤
带轮宽:
B（Z-1）e+2f4-1×20+2×12.585?
六、传动装置的运动和运动参数计算:
1、传动比:
i1.192、传动装置的运动参数:
Ⅰ轴（电动机轴）:
PPd7.5kwn1450r/minT9550×9550×49.4N?
mⅡ轴（主轴）:
PPη7.5×0.967.2kwn1218r/minT9550×9550×56.45N?
mⅢ轴（编码器）:
PPη7.2×0.99×0.976.9kwn766r/minT9550×9550×86.02N?
m
七、主轴调速系统的选择计算
1、对调速系统的基本考虑:
a.由于调速范围广,且要求有较硬的机械特性。
所以,以选用矢量控制方式为宜。
对于普通车床来说,由于对动态响应要求不高,用“无反馈矢量控制”方式已经足够。
b.因为调速范围广,且高速与低速段机械特性的特点不一样,故工作频率范围应不限于额定频率以下。
c.电动机的容量一般应比原拖动系统的电动机容量为大。
d.在低速段,可能出现较大的冲击过载,容易引起变频器的跳闸。
所以,变频器的容量以比电动机的容量大一档为好。
2、一档传动比,且方案
基本工作情况
a.电动机和主轴之间的传动比只有一档,传动比
b.变频器的最大输出频率等于电动机的额定频率。
从而,电动机的最高转速等于其额定转速,它折算到负载轴上的值应大于负载要求的最大转速:
c.电动机额定转矩的折算值折算到负载轴上的转矩;
综上所述,电动机的有效转矩线如图3.2的曲线2所示,
曲线1是车床的机械特性曲线。
为了便于比较,
图中,电动机的转矩和转速均为折算到负载轴上的值。
电动机的容量在图3.2中,负载所需功率
其大小与面积成正比。
而电动机的容量则与面积成正比,其大小为:
可见,采用了变频调速后,电动机的容量需增大倍以上。
3、电动机的工作频率范围
a.最高频率。
b.最底频率因为只有一档转速,故频率调节范围为:
当时,;
当时,。
异步电动机在这样低的频率下连续工作,如不用负载反馈,是比较困难的。
4、一档传动比,且方案
基本工作情况
a.电动机和主轴之间的传动比仍只有一档,但变频器的最高输出频率
允许超过额定频率。
但一般不宜超过额定频率的1.5倍即:
设最大调频比则:
电动机的最高转速也约为额定转速的倍:
b.电动机的额定转速电动机有效转矩线圈如图中的曲线2所示。
曲线1为车床的机械特性曲线。
电动机的容量如图,电动机的容量与面积成正比,其大小为可见,频率范围扩大之后,电动机的容量可以比减小倍,但与负载功率相比,仍需增大很多。
5、电动机的工作频率范围设:
最高频率为,则最低频率为当时,;当时,。
6、两档传动比,且方案
基本工作情况将电动机和主轴之间的传动比分成两档和,使变频器的输出频率、电动机的转速与负载转速之间的对应关系见表4-1
表中,是两档转速分界点的“中间速”。
在抵挡时,传动比为,当从
到（到）时,从到;在高档时,传动比为,当从到从到时,从到。
忽略电动机转差率的变化的因素,则有:
作为两档中间的分界转速（中间速）所以,电动机工作频率的范围可见,采用两档传动比后,在负载的速度范围不变的情况下,工作频率的调节范围大大的缩小了。
采用两档传动比后,在全频率范围内的有效转矩线如图3.3中之曲线2所示,曲线1为车床的机械特性曲线。
可以看出两者已经十分接近了。
7、动机的容量电动机的容量与面积成正比,如图3所示。
其大小为:
可见,采用两档传动比后,电动机容量可比减小倍。
电动机的工作频率范围
设:
最高频率为,则最低频率为
当时当时可见,最低工作频率增大了很多,使变频调速系统在最低速时的工作稳定性大大改善了.
8、调速系统的选择
经上述分析,主轴拖动系统在不更换电动机的条件下,要实现主轴转速的无级调速,可以采用机械多档变速传动,与变频器调速相结合的方法。
原拖动与系统概况。
电动机的主要数据电动机额定功率:
7.5KW电动机额定转速:
1450rpm主轴转速范围:
10?
2000r/min
计算数据a.调速范围
b.负载转矩1.恒转矩区的最大转速2.恒转矩区的转矩3.恒功率区的最小转矩
3.3.9普通笼型异步电动机变频调速运行时的性能分析
普通笼型异步电动机是按工频电源条件下运行所设计制造的,用变频器对其进行调速时,因变频器输出波形中含有谐波的影响,电动机功率因数、效率均有下降,电流与线圈温升将有所增高,电机在额定频率以下连续进行时,影响其带负载能力的主要因素是温升,在额定频率以上连续运行时,电机允许最高频率受轴承的极限转速、旋转件的强度限制,因此初步选定电机的变频范围在10Hz~75Hz之间。
最大频率调节比
因此在不变换主轴电机的条件下,主轴拖动系统需采用机械三档以上变速传动比在机械结构上,三档与四档变速传动的方案相似,而采用四档变速对电机的调速更为合适,因此决定利用机械四档变速传动方案。
确定传动比
拖动系统机械四档变速分配
传动比
档次低
中
高
最高
电机
工作区恒转矩恒功率恒转矩恒功率恒转矩恒功率恒转矩恒功率
主轴转速r/min105050
72.572
360360
540540
10801080
16201620
18001800
2160电机频率Hz10
5050
7510
5050
7522.55050
7545
5050
55
电机转r/min290
14501450
2175290
14501450
2175725
14501450
21751305
14501450
1595
低速传动比
取
中速传动比
取
高速传动比
取
最高速传动比
取
电机负荷性能核算
恒转矩区折算至负载轴的转矩
恒功率区折算至负载轴的转矩
、、、调整后。
拖动系统机械四档调速分配及带负载核算如下表:
传动比
档次低中高最高
电机
工作区恒转矩恒功率恒转矩恒功率恒转矩恒功率恒转矩恒功率
主轴转速r/min10
5050
72.572
360360
540540
10801080
16201620
18001800
2160
电机
频率Hz10
5050
7510
5050
7522.5
5050
7545
5050
55
电机转速r/min290
14501450
2175290
14501450
2175725
14501450
21751305
14501450
1595
电机
调频比0.2
11
1.50.211
1.50.511
1.50.9
11
1.1
折算
转矩N?
M1432.51432.5
955198198
1326666
443939
36
核算结果表明:
在不变换主轴电机的条件下,主轴拖动系统采用机械四档变速传动比的方案满足要求。
注:
状态
输入低档（K10）中档（K11）高档（K12）最高档（K10、K12）
SQ151001
SQ160100
SQ170011
八、主轴钢度的校核
计算切削力和驱动力
切削力的计算（Pz）
a、切削功率:
N切NⅣ?
6.3×0.986.05kw
b、切削转矩:
M9550×9550×638.7N?
M
c、切削力:
Pz取130
Pz9.8×10N
d、Py0.4Pz0.4×9.8×103.92×10N
Px0.25Pz0.25×9.8×102.45×10N
驱动力的计算（Qr）
齿轮的传递功率
N齿NⅣ?
η齿6.57×0.986.44kw
齿轮的传递转距
M9550×9550×173.3N?
m
驱动力QT4304.2NQrQT?
tgα4304.2×tg20°1566.6N
切削力Pz与驱动力QT的位置关系,由机床个轴位置布置关系可知:
β20°
QzQTcosβ+Qrsinβ4304.2×cos20°+1566.6×sin20°4580.4N
QyQTsinβ-Qrcosβ4304.2×sin20°-1566.6×cos20°0主轴的受力分析
Z方向
三轴承支撑可简化为如图所示静不定系统
式中:
卡盘长L卡150?
工件长LⅠ160?
a100?
b65?
c456?
L1285?
L2236?
L521?
MzPzL卡+LⅠ9800×150+1603.038×10N?
?
E2.1×10I（D平-d）3870571.2
在Pz作用下,B处的挠度:
（yB）Pz
在Mz作用下,B处的挠度:
（rB）MZ
在QZ作用下,B处的挠度:
（YB）QZ-
所以YB+-
在（RB）Z作用B处的挠度:
（Y′B）
由于B处轴承是刚性支承
所以YBY′B
+-
由上式可求出（RB）Z
（RB）Z
22330N
r方向:
三轴承支承可简化为如图所示静不定系统:
（RB）y
式中:
MyPy?
L卡+LⅠ1215200N?
?
MxPx?
147000N?
?
Qy0（RB）y10510.5N
主轴挠度计算:
Z方向
Y--++
-[9800×100×521+100
+--
-0.06
Y方向
Y---+
-[3920×100×521+100
+-]
-0.025
计算总挠度:
Y0.065
[Y]0.002l0.002×5210.104
计算结果:
Y〈[Y]主轴挠度合格
轴承处转角的校核
Z方向:
Qz+-
其中:
a′a+l卡+lⅠ100+150+160410?
Qz-0.00033
Y方向:
Qy--;Qy0-0.00012
计算总转角
Q0.00035〈0.001rad
因此机床主轴的刚度是合适的
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