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目 錄
第1章 概述……………………………………………. .……..1
1.1 設計要求………………………………………………..1
第2章 主傳動的設計 ………………………………………… 2
2.1計算轉速的確定……………………………………….. 2
2.2變頻調(diào)速電機的選擇………………………………...…2
2.3轉速圖的擬定…………………………………………...2
2.3.1傳動比的計算…………………………………… ...2
2.3.2參數(shù)確定…………………………………………. ..2
2.3.3 主軸箱傳動機構簡圖……………………………...3
2.3.4 轉速圖擬定………………………………………...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 同步帶傳動的設計………………………………….… 8
2.9 滾動軸承的選擇…………………………………….… 10
2.10 主要傳動件的驗算………………………… .…….… 10
2.10.1 齒輪模數(shù)的驗算………………………..…..…… 10
2.10.2 傳動軸剛度的驗算……………………………… 14
2.10.3 滾動軸承的驗算…………….…………………... 15
總結……………………………..…………………………….…. 16
參考文獻………………………………………………..……….. 17
設 計 說 明 書
設 計 說 明 書
題目：CK6140數(shù)控車床主軸結構設計
學院（系）：XXXXXXX
年級專業(yè)： XXXXXXX
學 號： XXXXXXX
學生姓名： XXXX
指導教師： XXXXXXXX
2
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設 計 說 明 書
目 錄
第1章 概述……………………………………………. .……..1
1.1 設計要求………………………………………………..1
第2章 主傳動的設計 ………………………………………… 2
2.1計算轉速的確定……………………………………….. 2
2.2變頻調(diào)速電機的選擇………………………………...…2
2.3轉速圖的擬定…………………………………………...2
2.3.1傳動比的計算…………………………………… ...2
2.3.2參數(shù)確定…………………………………………. ..2
2.3.3 主軸箱傳動機構簡圖……………………………...3
2.3.4 轉速圖擬定………………………………………...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 同步帶傳動的設計………………………………….… 8
2.9 滾動軸承的選擇…………………………………….… 10
2.10 主要傳動件的驗算………………………… .…….… 10
2.10.1 齒輪模數(shù)的驗算………………………..…..…… 10
2.10.2 傳動軸剛度的驗算……………………………… 14
2.10.3 滾動軸承的驗算…………….…………………... 15
總結……………………………..…………………………….…. 16
參考文獻………………………………………………..……….. 17
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設 計 說 明 書
第一章 概述
1.1 設計要求
機床類型：數(shù)控車床
主傳動設計要求：
滿載功率7.5KW，最高轉速4000rpm,
最低轉速41.5rpm 變速要求：無級變速
進給傳動系統(tǒng)設計要求：
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 主傳動的設計
2.1 計算轉速的確定
機床主軸的變速范圍：Rn=nmaxnmin ，且：nmax=4000rpm, nmin=41.5rpm
所以：Rn==96.38
根據(jù)機床的主軸計算轉速計算公式：nj=nminRn0.3 得：
nj=41.5х=163.4rpm
2.2變頻調(diào)速電機的選擇
為了簡化變速箱及其自動操縱機構，希望用雙速變速箱，現(xiàn)取Z=2。為了提高電機效率，應盡量使。
假設所選電機最高轉速為4500rpm，額定轉速為1500rpm，，則有，，得，。取機床總效率η=0.98х0.98=0.96，則kw。電動機在1500rpm時的輸出功率為kw，現(xiàn)取過載系數(shù)k=1.28，則電機功率為 。
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，額定功率為18.5kw，最高轉速為4500rpm，同步轉速為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 轉速圖的擬定
2.3.1 傳動比的計算
設電機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 主軸箱傳動機構簡圖
2.3.4 轉速圖擬定
2.4 傳動軸的估算
傳動軸除應滿足強度要求外，還滿足剛度要求，強度要求保證軸在反復載荷和扭轉載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大變形。因此疲勞強度一般不是主要矛盾。除了載荷較大的情況外，可以不必驗算軸的強度。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。
計算轉速是傳動件傳遞全部功率的最低轉速，各個傳動軸上的計算轉速可以從轉速圖直接得出。
主軸： =163r/min
中間軸：=595r/min
電機軸：=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 各軸計算轉速、功率、扭矩
軸
電機軸
中間軸
主軸
計算轉速（r/min）
893
595
163
功率(kw)
11
10.8
10.6
扭矩(N·m)
118
173
621
按扭轉剛度估算軸的直徑
（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角（deg/m），一般傳動軸取=0.5°~1°。
電機軸：取=0.8deg/m
mm
查閱電機軸軸頸為=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)結構，定懸伸長度a=120mm。
②、求軸承剛度：
電機輸出額定功率18.5kw時，主軸轉速為260r/min，則主軸最大輸出轉矩
床身上最大加工直徑約為最大回轉直徑的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，可假設主軸的當量外徑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)，選擇負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算：
（mm）
式中 ——按接觸疲勞強度計算的齒輪模數(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；
——許用接觸應力（Mpa）。
齒輪材料及熱處理的選擇：
電機軸、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，計算轉速為821r/min
對26/95的齒輪傳動副的Z=26的齒輪，計算轉速為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m=2時，B=2×8=16mm，大齒輪B=16mm，小齒輪b=22mm。當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 同步帶傳動的設計
同步帶具有傳動比較準確，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。
同步帶的設計功率為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 ，應選取標準值，一般應小于，查表得，應選帶寬代號為300的H型帶，其中 ，極限偏差為±1.5mm。
帶輪的結構尺寸
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?？紤]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 主要傳動件的驗算
2.10.1 齒輪模數(shù)的驗算
一般對高速傳動的齒輪以驗算接觸疲勞強度為主，對低速傳動的齒輪以驗算彎曲疲勞強度為主，對硬齒面軟齒芯的滲碳淬火齒輪，一定要驗算彎曲疲勞強度。
對于44/66和70/51的齒輪副驗算接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度,26/95的齒輪副驗算彎曲疲勞強度。
接觸疲勞強度計算齒輪模數(shù)
接觸彎曲強度計算齒輪模數(shù)
式中 ——傳遞的額定功率（kw），；
——電機額定功率（kw）；
——從電機到所計算齒輪的傳遞效率；
——齒輪的計算轉速（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)：
——齒輪在機床工作期限內(nèi)的總工作時間
——齒輪的最低轉速（r/min）；
——基準循環(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；
——轉速變化系數(shù)
——功率利用系數(shù)
——材料強化系數(shù)
——許用彎曲應力（Mpa）
——許用接觸應力（Mpa）。
① 驗算26/95齒輪傳動組，驗算Z=26齒輪：
查閱相關資料得：
=1.4、=1.3、=1.04、=0.27、=8、=0.43、=297Mpa、=1650Mpa
接觸疲勞強度：
彎曲疲勞強度：
均滿足要求。
② 驗算44/66齒輪傳動組，驗算Z=44齒輪：
查閱相關資料得：
=1.4、=1.3、=1、=0.27、=8、=0.481、=1650Mpa、=297Mpa
接觸疲勞強度：
彎曲疲勞強度：
均滿足要求。
Z=44的齒輪模數(shù)m=4>3.88，滿足要求。
③ 驗算70/51齒輪傳動組，驗算Z=51齒輪：
查閱相關資料得：
=1.4、=1.3、=1、=0.27、=0.488
=1650Mpa、=297Mpa
接觸疲勞強度：
彎曲疲勞強度：
均滿足要求。
2.10.2 傳動軸剛度的驗算
傳動軸彎曲剛度驗算，主要驗算其最大撓度y，安裝齒輪和軸承處的傾角θ。驗算支承處傾角時，只需驗算支反力最大的支承點，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算，因為支承處的傾角一般都大于軸上其他部位的傾角。當軸上有多個齒輪時一般只要驗算受力最大齒輪處的撓度。剛度驗算時應選擇最危險的工作條件，一般是軸的計算轉速低、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，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 滾動軸承的驗算
機床的一般傳動軸用的滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應進行疲勞壽命驗算。
按計算動負荷C j的計算式進行計算
總 結
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)的設計。在這四周的時間里，按照設計要求、結合所學設計理論，一步一步，認真地分析、計算，終于完成了這個畢業(yè)設計。雖然在本次畢業(yè)設計過程中，我們明顯感覺本次畢業(yè)設計難度較高，但是我們還是把它完成了。
通過本次畢業(yè)設計，使我們以前所學的多門知識得到了一次綜合運用，也使我們進一步理解了各門學科之間的相互聯(lián)系。同時作為畢業(yè)設計前的最后一次畢業(yè)設計，可以說是畢業(yè)設計前的一次練兵，也為以后的設計工作打下了一定的基礎。本次畢業(yè)設計在提高我們解決實際問題能力的同時，也讓我們認識到了自己的許多不足之處，還有待提高。
另外，在本次設計過程中，老師不辭辛苦指導我們，給予了我們很大的幫助，在此深表感謝！當然，由于我們水平有限，整個設計中不妥之處在所難免，懇請老師不吝指正。
參考文獻
1、《機床設計手冊》 機械工業(yè)出版社
2、《機床設計圖冊》 上?？茖W技術出版社
3、《機械設計》 許立忠 周玉林 主編 中國標準出版社
4、《機械設計畢業(yè)設計指導手冊》 韓曉娟 主編 中國標準出版社
5、《機械設計手冊》 成大仙 主編 機械工業(yè)出版社
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