數控車床主傳動系統設計轉速21-1890 11KW

黑龍江工程學院本科生畢業設計I第1章緒論1.1課題研究的背景目的和意義數控車床利用數字化的信息對車床運動及加工過程進行控制，是一種可編程的通用加工設備，能自動完成內外圓柱面、圓錐面、圓弧面、端面、螺紋等工序的切削加工，所以特別適合加工形狀復雜的軸類和盤套類零件。與通用機床和專用機床相比，數控車床具有加工靈活、通用性強、能適應產品的品種和規格頻繁變化的特點，能夠滿足新產品的開發和多品種、小批量、生產自動化的要求，是一種柔性的、高性能的自動化車床，代表了現代控制技術的發展方向，是一種典型的機電一體化產品，廣泛應用于機械制造業。數控車床的主傳動系統包括主軸電機、傳動系統與主軸組件，與普通機床相比，變速功能絕大部分由主軸電機的無級調速來承擔，省去了繁雜的齒輪變速機構，結構簡單，有些只有兩極或三級齒輪變速機構系統用以擴大電機無級調速的范圍。自從20世紀中葉數控技術出現以來，數控車床得到了長足的發展。隨著制造業對數控車床的大量需求，汽車、國防、航空、航天等行業的高速發展以及鋁合金等新材料的應用，數控車床的發展總體呈現出高速化、高精度化、多軸化、復合化、網絡化、智能化等趨勢。數控加工技術的應用是機械制造業的一次技術革命，使機械制造的發展進入了一個嶄新的階段。由于數控車床綜合應用了電子計算機、自動控制、伺服驅動、精密檢測與新型機械結構等方面的技術成果，具有高柔性、高精度與高度自動化的特點，因此它提高了機械制造的制造水平，解決了機械制造中的常規加工技術難以解決甚至無法解決的復雜型面零件加工，為社會提供了高質量、多品種及高可靠的機械產品已取得了巨大的經濟效益。

數控技術是用數字信息對機械運動和工作過程進行控制的技術，數控裝備是以數控技術為代表的新技術對傳統制造產業和新興制造業的滲透形成的機電一體化產品，即所謂的數字化裝備，其技術范圍覆蓋很多領域：（1）機械制造技術；（2）信息處理、加工、傳輸技術；（3）自動控制技術；（4）伺服驅動技術；（5）傳感器技術；（6）軟件技術等。數控機床是集機械、電氣、液壓、氣動、微電子和信息等多項技術為一體的機電一體化產品。是機械制造設備中具有高精度、高效率、高自動化和高柔性化等優點的工作母機。數控機床的技術水平高低及其在金屬切削加工機床產量和總擁有量的百分比是衡量一個國家國民經濟發展和工業制造整體水平的重要標志之一。數控車床是數控機床的主要品種之一，它在數控機床中占有非常重要的位置，幾十年來一直受到世界各國的普遍重視并得到了迅速的發展。數控車床的發展不但給傳統制造業帶來了革命性的變化，使制造業成為工業化的象征，而且隨著數控車床的不斷發展和應用領域的擴大，它對國計民生的一些重要行業（IT、汽車、輕工、醫療等）的發展起著越來越重要的作用，因為這些行業所需裝備的數字化已是現代發展的大趨勢。網絡化數控裝備是近兩年國際著名機床博覽會的一個新亮點。數控裝備的網絡化將極大地滿足生產線、制造系統、制造企業對信息集成的需求，也是實現新的制造模式如敏捷制造、虛擬企業、全球制造的基礎單元。國內外一些著名數控機床和數控系統制造公司都在近兩年推出了相關的新概念和樣機。制造技術和裝備就是人類生產活動的最基本的生產資料，而數控技術又是當今先進制造技術和裝備最核心的技術。當今世界各國制造業廣泛采用數控技術，以提高制造能力和水平，提高對動態多變市場的適應能力和競爭能力。此外世界上各工業發達國家還將數控技術及數控裝備列為國家的戰略物資，不僅采取重大措施來發展自己的數控技術及其產業，而且在“高精尖”數控關鍵技術和裝備方面對我國實行封鎖和限制政策。數控技術的應用不但給傳統制造業帶來了革命性的變化，使制造業成為工業化的象征，而且隨著數控技術的不斷發展和應用領域的擴大，它對國計民生的一些重要行業的發展起著越來越重要的作用。數控技術和數控裝備是制造工業現代化的重要基礎。這個基礎是否牢固直接關系到一個國家的經濟發展和綜合國力。總之，大力發展以數控技術為核心的先進制造技術已成為世界各發達國家加速經濟發展，提高綜合國力和國際地位的重要途徑。數控機床是典型的機電一體化課題，通過畢業設計可使所學機械學、力學、電工學知識得到綜合應用。結構設計及控制系統設計能力都能受到訓練，可有力的提高學生的分析問題、解決問題能力及機電一體化水平。1.2數控車床的現狀及發展趨勢近年來，隨著數控加工技術的不斷發展，數控車床也呈現出一些新的發展趨勢，如主軸轉速的高速化、功能結構的復合化、柔性化。（1）高速主軸單元為了適應數控加工高速化的發展，目前越來越多的高速數控車床采用了電主軸。電主軸又稱內置式電動機主軸單元，就是將高速的主軸電動機置于主軸內部，通過交流變頻控制系統，使主軸獲得所需的工作轉速和轉矩，實現電動機、主軸的一體化功能；取消了皮帶、帶輪和齒輪等環節，大大減少了主傳動的轉動慣量，提高了主軸動態響應速度和工作精度，徹底解決了主軸高速運轉時皮帶和帶輪等傳動的振動和噪聲問題；可精確實現主軸的定位和軸傳動功能。采用電主軸結構可使主軸轉速達到10000r/min以上，它融合了尖端的高速精密軸承、潤滑技術、冷卻技術、高速變頻驅動技術，是技術含量很高的機電一體化產品。（2）功能復合化、柔性化隨著數控車床對加工對象的適應性的不斷提高，數控車床的設計發生了很大變化，并向著功能復合化和系統柔性化的方向發展。功能復合化的目的是進一步提高機床的生產效率，使用于非加工輔助時間減至最少。通過功能的復合化，可以擴大車床的使用范圍、提高效率，實現一機多用、一機多能，即一臺數控車床既可以實現車削功能，也可以實現銑削加工。該機床還配置有強動力刀架和副主軸。副主軸采用內藏式電主軸結構，通過數控系統可直接實現主、副主軸轉速同步。該機床工件一次裝夾即可完成全部加工，極大地提高了效率。數控車床向柔性自動化系統發展的趨勢是：從點(數控單機、加工中心和數控復合加工機床)、線(FMC、FMS、FTL、FML)向面(工段車間獨立制造島、FA)、體(CIMS、分布式網絡集成制造系統)的方向發展，另一方面向注重應用性和經濟性方向發展。柔性自動化技術是制造業適應動態市場需求及產品迅速更新的主要手段，是各國制造業發展的主流趨勢，是先進制造領域的基礎技術。其重點是以提高系統的可靠性、實用化為前提，以易于聯網和集成為目標，注重加強單元技術的開拓和完善。CNC單機向高精度、高速度和高柔性方向發展。數控機床及其構成柔性制造系統能方便地與CAD、CAM、CAPP及MTS等聯結，向信息集成方向發展。網絡系統向開放、集成和智能化方向發展由此可見，現代數控車床主傳動系統設計不僅限于只滿足原有的基本要求，還要綜合考慮現代制造對機床的整體要求，如制造控制、過程控制以及物料傳送，以縮短產品的加工時間、周轉時間、制造時間，以最大限度的提高生產率。我國數控技術起步于1958年，于1958年研制出第一臺數控機床，近50年的發展歷程大致可分為3個階段：第一階段從1958年到1979年，即封閉式發展階段。在此階段，由于國外的技術封鎖和我國的基礎條件的限制，數控技術的發展較為緩慢。第二階段是在國家的“六五”、“七五”期間以及“八五”的前期，即引進技術，消化吸收，初步建立起國產化體系階段。在此階段，由于改革開放和國家的重視，以及研究開發環境和國際環境的改善，我國數控技術的研究、開發以及在產品的國產化方面都取得了長足的進步。第三階段是在國家的“八五”的后期和“九五”期間，即實施產業化的研究，進入市場競爭階段。在此階段，我國國產數控裝備的產業化取得了實質性進步。在“九五”末期，國產數控機床的國內市場占有率達50％，配國產數控系統（普及型）也達到了10％。在20余年間，數控機床的設計和制造技術有較大提高，主要表現在三大方面：培訓一批設計、制造、使用和維護的人才；通過合作生產先進數控機床，使設計、制造、使用水平大大提高，縮小了與世界先進技術的差距；通過利用國外先進元部件、數控系統配套，開始能自行設計及制造高速、高性能、五面或五軸聯動加工的數控機床，供應國內市場的需求，但對關鍵技術的試驗、消化、掌握及創新卻較差。至今許多重要功能部件、自動化刀具、數控系統依靠國外技術支撐，不能獨立發展，基本上處於從仿制走向自行開發階段，與日本數控車床的水平差距很大。從我國基本國情的角度出發，以國家的戰略需求和國民經濟的市場需求為導向，以提高我國制造裝備業綜合競爭能力和產業化水平為目標，用系統的方法，選擇能夠主導21世紀初期我國制造裝備業發展升級的關鍵技術以及支持產業化發展的支撐技術、配套技術作為研究開發的內容，實現制造裝備業的跨躍式發展。

在高精尖裝備研發方面，要強調產、學、研以及最終用戶的緊密結合，以“做得出、用得上、賣得掉”為目標，按國家意志實施攻關，以解決國家之急需。在競爭前數控技術方面，強調創新，強調研究開發具有自主知識產權的技術和產品，為我國數控產業、裝備制造業乃至整個制造業的可持續發展奠定基礎。第2章總體方案設計2.1設計基本參數主軸轉速=21rpm，nmax=1890rpm，電機功率11kw，nd=1500rpm，nmax=6000rpm，2.2總體方案的確定用普通電機帶皮帶輪降速到軸上，再用一個二聯滑塊實現兩檔變速，最后用一個傳動比為1:5的定比傳動齒輪來傳到主軸上，轉速圖如圖2.1：圖2.1數控車床轉速圖方案雖然需要三根軸來傳動，但是它由于有定比為1：5的傳動，使皮帶輪的傳動比降低，方案比較合理，在帶傳動結構中這樣的傳動比很常見，而且帶輪不是很大不會和主軸存在干涉現象。大帶輪與帶輪軸連接采用卸荷方式，可以使大帶輪的重量不壓在軸上，減輕了軸的負荷，使傳動更平穩。主軸箱內有一對滑移齒輪，把它們放在第一根軸上，將第一根軸做成花鍵軸，使整體結構更緊湊，更合理。2.3主傳動系統1、傳動原理主要滿足設計任務所給出的精度要求。2、應當在保證精度的情況下盡量使結構簡單。3、主軸的轉速范圍為21—1890r/min.因此，得到如下傳動原理，如圖2.2。圖22傳動方案總圖傳動設計已知帶傳動的功率是11kw，傳動比是i=3，則計算帶輪以及帶傳動相關參數。1、確定計算功率Pca由參考文獻[1]表8—7查得工作情況系數=1.2，故kw2、選取窄V帶帶型根據Pca，n1由參考文獻[1]圖8—9確定選用B型。3、確定帶輪基準直徑由表參考文獻[1]表8—8，選取主動輪基準直徑dd1=132mm根據參考文獻[1]式（8—15），從動輪基準直徑dd2dd2=i．dd1=3×132=396mm根據參考文獻[1]表8—8，取dd2=400mm按參考文獻[1]式（8—13）驗算帶的速度=10.36m/s根據計算帶的速度在5m/s和30m/s之間，所以帶速合適。4、確定窄V帶的基準長度和傳動中心距根據初步確定中心距=600mm根據參考文獻[1]式（8—20）計算帶所需的基準長度2065mm由參考文獻[1]表8—2選帶的基準長度2240mm按參考文獻[1]式（8—21）計算實際中心距=600+1/2（2240-2065）=687.5mm5、驗算主動輪上的包角由參考文獻[1]式（8—6）得157.58＞120°主動輪上的包角合適。6、計算窄V帶的根數由參考文獻[1]式（8—22）知由、mm、查參考文獻[1]表8－4a和表8－4b得6.08kw1.27kw查參考文獻[1]表8—5得0.95，查表8－2得0.95則=1.99取2。兩個皮帶輪中小皮帶輪的直徑較小，所以采用實心式。大皮帶輪采用腹板式。第4章齒輪設計和校核4.1第一組傳動齒輪設計及校核設計齒輪的輸入功率是11×0,97=10.67kw，小齒輪的轉速=2000r/min，齒數比=4.7。1、選齒輪的類型、精度等級、材料及齒數（1）按傳動方案選用直齒圓柱柱齒輪傳動。（2）選用7級精度（GB10095―88）。（3）材料的選擇。由參考文獻[1]表10―1常用齒輪材料及力學特性選小齒輪的材料是40Cr(調質)，硬度為280HBS，大齒輪的材料為45鋼(調質)，硬度為240HBS，二者材料硬度差40HBS。（4）選小齒輪的齒數=22,大齒輪的齒數=103。2、按齒面接觸強度設計由參考文獻[1]設計計算公式（10―9a）進行試算，即2.32確定公式內的各計算數值（1）試選載荷系數=1.3。（2）計算小齒輪傳遞的扭矩=9550000×p/=9550000×10.67/2000=62075N·mm由參考文獻[1]表10—7圓柱齒輪的齒寬系數根據齒輪相對支撐非對稱布置選取齒寬系數=1。（3）由參考文獻[1]表10—6彈性影響系數查的材料的彈性影響系數=189.8。（4）由參考文獻[1]表10—21d齒輪的接觸疲勞強度查按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600Mpa，大齒輪的接觸疲勞強度極限=550Mpa。（5）由參考文獻[1]式10—13計算應力循環的次數=60×2000×(2×8×100×15)×1=2.8×=2.8×/4.7=6×（6）由參考文獻[1]圖10—19查得接觸疲勞壽命系數=0.92；=0.96（7）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數=1，由參考文獻[1]式10—12得=0.92×600=552MPa=0.96×550=528MPa3、齒輪主要尺寸計算（1）試算小齒輪分度圓直徑,代入中較小的值2.32==54mm（2）計算圓周速度m/s計算齒寬b54mm（3）計算齒寬與齒高之比模數=54/22=2.45mm（4）計算載荷系數根據=5.65m/s，7級精度，由圖參考文獻[1]10—8查得動載荷系數=1.03；直齒輪，假設/㎜。由參考文獻[1]表10—3查得==1.1，KHβ=1.4故載荷系數=1×1.03×1.1×1.3=1.4729按實際的載荷系數校正所算得分度圓直徑，由參考文獻[1]式（10—10a）得=54×=56.3mm（6）計算模數=56.3/22=2.56mm4、按齒根彎曲強度設計由參考文獻[1]式（10—5）得彎曲強度的設計公式為（1）確定公式內的各計算數值由參考文獻[1]圖10—20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MPa；小齒輪的彎曲疲勞強度極限=380MPa；（2）由參考文獻[1]圖10—18查得彎曲疲勞壽命系數=0.83,=0.84:（3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數=1.4 由參考文獻[1]公式（10—12）得MPaMPa（4）計算載荷系數=1×1.03×1.1×1.3=1.4729（5）查取齒形系數由參考文獻[1]表10—5查得2.72，2.22（6）查取應力校正系數由參考文獻[1]表10—5查得1.57，1.77（7）計算大、小齒輪的并加以比較大齒輪的數值大。設計計算=1.87mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數1.87mm，并就近圓整為標準值=2㎜，按接觸強度算得的分度圓直徑=56.3mm算出小齒輪齒數Z1=d1/m=56.3/2=28.15，圓整取值為29。大齒輪的齒數=4.7×29=136.3，圓整為136。這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。5、幾何尺寸計算（1）計算分度圓直經=29×2=58mm=136×2=272mm（2）計算中心距=（58+272）/2=165mm4.2第二組傳動齒輪設計及校核設計齒輪的輸入功率是10.67×0.97=10.35kw，小齒輪的轉速=106.4r/min，齒數比=5.06。1、選齒輪的類型、精度等級、材料及齒數（1）按傳動方案選用直齒圓柱柱齒輪傳動。（2）選用7級精度（GB10095―88）。（3）材料的選擇。由參考文獻[1]表10―1常用齒輪材料及力學特性選小齒輪的材料是40Cr(調質)，硬度為280HBS，大齒輪的材料為45鋼(調質)，硬度為240HBS，二者材料硬度差40HBS。（4）選小齒輪的齒數=37,大齒輪的齒數=187。2、按齒面接觸強度設計由參考文獻[1]設計計算公式（10―9a）進行試算，即2.32確定公式內的各計算數值（1）試選載荷系數=1.3。（2）計算小齒輪傳遞的扭矩=9550000×p/=9550000×10.35/106.4=928970N·mm由參考文獻[1]表10—7圓柱齒輪的齒寬系數根據齒輪相對支撐非對稱布置選取齒寬系數=1。（3）由參考文獻[1]表10—6彈性影響系數查的材料的彈性影響系數=189.8。（4）由參考文獻[1]表10—21d齒輪的接觸疲勞強度查按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600Mpa，大齒輪的接觸疲勞強度極限=550Mpa。（5）由參考文獻[1]式10—13計算應力循環的次數=60×2000×(2×8×100×15)×1=2.8×=2.8×/4.7=6×（6）由參考文獻[1]圖10—19查得接觸疲勞壽命系數=0.92；=0.96（7）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數=1，由參考文獻[1]式10—12得=0.92×600=552MPa=0.96×550=528MPa3、齒輪主要尺寸計算（1）試算小齒輪分度圓直徑,代入中較小的值2.32==132.6mm（2）計算圓周速度m/s計算齒寬b132.6mm（3）計算齒寬與齒高之比模數=132.6/37=3.58mm（4）計算載荷系數根據=0.74m/s，7級精度，由圖參考文獻[1]10—8查得動載荷系數=1.03；直齒輪，假設/㎜。由參考文獻[1]表10—3查得==1.1，KHβ=1.3故載荷系數=1×1.03×1.1×1.3=1.4729按實際的載荷系數校正所算得分度圓直徑，由參考文獻[1]式（10—10a）得=132.6×=138.2mm（6）計算模數=138.2/37=3.73mm4、按齒根彎曲強度設計由參考文獻[1]式（10—5）得彎曲強度的設計公式為（1）確定公式內的各計算數值由參考文獻[1]圖10—20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MPa；小齒輪的彎曲疲勞強度極限=380MPa；（2）由參考文獻[1]圖10—18查得彎曲疲勞壽命系數=0.83,=0.84:（3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數=1.4 由參考文獻[1]公式（10—12）得MPaMPa（4）計算載荷系數=1×1.03×1.1×1.3=1.4729（5）查取齒形系數由參考文獻[1]表10—5查得2.72，2.22（6）查取應力校正系數由參考文獻[1]表10—5查得1.57，1.77（7）計算大、小齒輪的并加以比較大齒輪的數值大。設計計算=3.25mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數3.25mm，并就近圓整為標準值=3.5㎜，按接觸強度算得的分度圓直徑=138.2mm算出小齒輪齒數Z1=d1/m=138.2/3.5=28.15，圓整取值為39。大齒輪的齒數=5.06×39=197，圓整為197。這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。5、幾何尺寸計算（1）計算分度圓直經=39×3.5=136.5mm=197×3.5=689.5mm（2）計算中心距=（136.5+689.6）/2=413mm第5章軸的設計計算5.1第一根軸設帶傳動傳動效率為則其功率為kw，r/min，按參考文獻[1]式（15—2）初步估算軸的最小直徑，選軸的材料為45鋼，調質處理，根據15—3取于是得：mm軸徑取30㎜。5.2第二根軸齒輪和軸的傳動效率是則其功率為10.56×0.97=10.2432，106.4，按參考文獻[1]式（15—2）初步估算軸的最小直徑，選軸的材料為45鋼，調質處理，根據參考文獻[1]表15—3取于是得：軸徑取50mm。5.3第三根軸齒輪和軸的傳動效率是則其功率為10.2432×0.97=9.94，21，按參考文獻[1]式（15—2）初步估算軸的最小直徑，選軸的材料為45鋼，調質處理，根據參考文獻[1]表15—3取于是得：軸徑取85mm。5.4軸的校核校核床頭箱內第一根軸軸上的功率=10.56kw，轉速n=500r/min轉矩N·mm作用在齒輪上的力Ft齒輪分度圓直徑d=58mmFt=2T/d=2×201696/58=6955N求軸上的載荷水平面H故有FNH1+FNH2=Ft聯立解得：FNH1=6192.8NFNH2=762.2N彎矩MH1=FNH1×45=6192.8×32=198169.6N·mmMH2=FNH2×45=762.2×260=198172N·mm進行校核時通常只校核軸上承受最大彎矩的截面（即危險截面C）的強度，根據參考文獻[1]式（15—5）及上表中的數值并取，由參考文獻[1]表15—4抗彎矩截面系數計算公式由軸的形式查得：W=πd3/32=3.14×303/32=4207軸的計算應力：=32MPa前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由參考文獻[1]表15-1查得，因此，故安全。第6章軸承的選擇和校核6.1軸承的選擇根據前面的設計第一軸最小直徑為30mm，第二軸最小直徑為50mm，第三軸最小直徑為85mm。第一軸需要考慮皮帶輪以及齒輪的裝配，所以最小直徑會分配在皮帶輪上，所以安裝軸承處的尺寸直徑設定為30mm，選擇軸承為6206，第二軸，最小直徑處就是軸承的尺寸，選擇軸承為6210。第三軸考慮到裝配的問題，最細處軸承選擇6017。6.2軸承校核，基本尺寸結構機械設計手冊，選擇的軸承型號為6206型號，基本尺寸為:d=30mm，外徑D=55mm，寬度B=12mm，基本額定動負荷=29.5KN，基本額定靜載荷=18.0KN，極限轉速（油潤滑）為10000。Y軸絲杠的直徑是12mm，選擇型號為7001C。對軸承的疲勞壽命進行校核：由《機械設計》可知，軸承的基本額定壽命為：式中：P—當量動載荷；—基本額定壽命；—壽命指數，一般球軸承=3；n—軸承工作轉速，n=2000；C—基本額定動載荷，C=29500N；其中：—沖擊載荷系數，取1.1；—徑向載荷；X、Y—徑向動載荷系數和軸向動載荷系數。X=0.44,Y=1；P=1.1×(0.44×6955+0)=3366.2N56087h>15000h所以該軸承的選用也是合格的。。參考文獻[1]濮良貴，紀名剛.機械設計[M].北京：高等教育出版社.2001.[2]張新義.經濟型數控機床[M].北京：機械工業出版社.1993.[3]吳祖育.數控機床[M].上海：上海科學技術出版社.1998.[4]王愛玲.現代數控機床使用操作技術[M].北京：國防工業出版社.2002.[5]李忠文.實用電機