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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目录

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:

V 150~200 m/s K 0.5 Rd 0.2~0.25

d K?D 0.5×400 200?

dmin Rd ?d 0.2×200 40?

n 1592.36

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:

V 15~20 m/s

nmin 31.8

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?, Vmin 1.5 米/分 nmin 11.9转/分

因此:取最低转速nmin11.9转/分

③转速范围 Rn 133.8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: dmz a组: Za1 64

Za2 54

Z 34

b组: Zb1 95 Zb2 30 2、齿轮的各参数 a组:

模数m 4

压力角α20°

齿距 P πm 12.56

齿厚 s πm/2 6.28

齿槽宽 e πm/2 6.28

顶隙 c cm 1.2

齿顶高 h hm 4

齿根高 h h+ cm 5.2

全齿高 h h+ h2h+ cm 9.2

中心距 a1 d1+d2/2 240

a2 d1+d3/2 178

b组: 模数m 3.5

压力角α20°

齿距 P πm 12.56

齿厚 s πm/2 6.28

齿槽宽 e πm/2 6.28

顶隙 c cm 1.2

齿顶高 h hm 4

齿根高 h h+ cm 5.2

全齿高 h h+ h2h+ cm 9.2

中心距 a d4+d5/2 240

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Pc KA?P 1.2×7.5 9kw

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Lp1290 Li1250 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:

i 1.192、传动装置的运动参数:Ⅰ轴(电动机轴):

PPd7.5 kw n1450r/min T9550×9550×49.4 N?mⅡ轴(主

轴): P Pη7.5×0.967.2 kw n 1218 r/min T9550×9550×56.45 N?mⅢ轴(编码器): P Pη7.2×0.99×0.976.9 kw n 766 r/min T9550×9550×86.02 N?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/min 10 50 50

72.5 72

360 360

540 540

1080 1080

1620 1620

1800 1800

2160 电机频率Hz 10 50 50

75 10

50 50

75 22.550 50

75 45

50 50

55

电机转r/min 290

1450 1450

2175 290

1450 1450

2175 725

1450 1450

2175 1305

1450 1450

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/min 10

50 50

72.5 72

360 360

540 540

1080 1080

1620 1620

1800 1800

2160

电机

频率Hz 10

50 50

75 10

50 50

75 22.5

50 50

75 45

50 50

55

电机转速r/min 290 1450 1450

2175 290

1450 1450

2175 725

1450 1450

2175 1305

1450 1450

1595

电机

调频比0.2

1 1

1.5 0.2 1 1

1.5 0.5 1 1

1.5 0.9

1 1

1.1

折算

转矩N?M 1432.5 1432.5

955 198 198

132 66 66

44 39 39

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)

SQ15 1 0 0 1

SQ16 0 1 0 0

SQ17 0 0 1 1

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 QT4304.2NQr QT?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YB Y′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