CA6150車床主軸箱設計

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結構簡單緊湊，工藝性好，成本低，以滿足經濟性要求。 1.3 數控機床主傳動系統配置方式 數控機床的調速是按照控制指令自動執(zhí)行的，因此變速機構必須適應自動操作的要求。在主傳動系統中，目前多采用交流主軸電動機和直流主軸電動機無級調速系統。為擴大調速范圍，適應低速大轉矩的要求，也經常應用齒輪有級調速和電動機無級調速相結合的調速方式。 數控機床主傳動系統主要有四種配置方式，如圖3-1所示。 ⑴ 帶有變速齒輪的主傳動 大、中型數控機床采用這種變速方式。如圖3-1（a）所示，通過少數幾對齒輪降速，擴大輸出轉矩，一滿足主軸低速時對輸出轉矩特性的要求。數控機床在交流或直流電動機無級變速的基礎上配以齒輪變速，使之成為分段無級變速?；讫X輪的移位大都采用液壓缸加撥叉，或者直接由液壓缸帶動齒輪來實現。 ⑵ 通過帶傳動的主傳動 如圖3-1（b）所示，這種傳動主要應用于轉速較高、變速范圍不大的機床。電動機本身的調速能夠滿足要求，不用齒輪變速，可以避免齒輪傳動引起的振動與噪聲。它適用于高速、低轉矩特性要求的主軸。常用的是V帶和同步齒形帶。 ⑶ 用兩個電動機分別驅動主軸 如圖3-1（c）所示，這是上述兩種方式的混合傳動，具有上述兩種性能。高速時電動機通過帶輪直接驅動主軸旋轉；低速時，另一個電動機通過兩級齒輪傳動驅動主軸旋轉，齒輪起到降速和擴大變速范圍的作用，這樣就使恒功率區(qū)增大，擴大了變速范圍，克服了低速時轉矩不夠且電動機功率不能充分利用的缺陷。 ⑷ 內裝電動機主軸傳動結構 如圖3-1（d）所示，這種主傳動方式大大簡化了主軸箱體與主軸的結構，有效地提高了主軸部件的剛度，但主軸輸出轉矩小，電動機發(fā)熱對主軸影響較大。 1.4 主傳動系統結構設計 機床主傳動系統的結構設計，是將傳動方案“結構化”，向生產 提供主傳動部件裝配圖，零件工作圖及零件明細表等。 在機床初步設計中，考慮主軸變速箱機床上位置，其他部件的相互關系，只是概略給出形狀與尺寸要求，最終還需要根據箱內各元件的實際結構與布置才確定具體方案，在可能的情況下，設計應盡量減小主軸變速箱的軸向和徑向尺寸，以便節(jié)省材料，減輕質量，滿足使用要求。設計中應注意對于不同情況要區(qū)別對待，如某些立式機床和搖臂鉆床的主軸 箱；要求較小的軸向尺寸而對徑向尺寸要求并不嚴格；但有的機床，如臥式銑鏜床、龍門銑床的主軸箱要沿立柱或橫梁導軌移動，為減少其顛覆力矩，要求縮小徑向尺寸。 機床主傳動部件即主軸變速箱的結構設計主要內容包括：主軸組件設計，操縱機構設計，傳動軸組件設計，其他機構（如開停、制動及換向機構等）設計，潤滑與密封裝置設計，箱體及其他零件設計等。 主軸變速箱部件裝配圖包括展開圖、橫向剖視圖、外觀圖及其他必要的局部視圖等。給制展開圖和橫向剖視圖時，要相互照應，交替進行，不應孤立割裂地設計，以免顧此失彼。給制出部件的主要結構裝配草圖之后，需要檢查各元件是否相碰或干涉，再根據動力計算的結果修改結構，然后細化、完善裝配草圖，并按制圖標準進行加深，最后進行尺寸、配合及零件標注等。 二、主運動的方案選擇與主運動設計 1、機床的工藝特性 1.1 工藝范圍 精車、半精車外圓、車螺紋、車端面 1.2 刀具材料 硬質合金、高速鋼 1.3 加工工作材料 鋼、鑄鐵 1.4 尺寸范圍 0～500㎜ 2、確定主軸轉速 2.1 最高轉速 nmax 采用硬質合車刀半精車小直徑鋼材的外圓時，主軸轉速最高。參考切削用量資料： Vmax =150～200 m/s K = 0.5 Rd =0.2～0.25 dmax =K·D =0.5×400 =200㎜ dmin =Rd ·dmax =0.2×200 =40㎜ nmax = = =1592.36 2.2最低轉速： ①用高速鋼車刀，粗車鑄鐵材料的端面時，參考切削用量資料： Vmax =15～20 m/s nmin = = =31.8 ②用高速鋼車刀，精車合金鋼材料的絲杠時，參考資料： 直徑500㎜普通車床加工絲杠的最大直徑是50㎜， Vmin =1.5 米/分 nmin = = =11.9轉/分 因此：取最低轉速nmin=11.9轉/分 ③轉速范圍 Rn= ==133.8 由于高速鋼車刀少用低速，且為了避免結構過于復雜，因此取轉速范圍Rn=1592.36/31.8=50 ④主運動結構圖 三、確定齒輪齒數 1、 根據分度圓直徑選齒數： d=mz a組： Za1 = 64 Za2 = 54 Z = 34 b組: Zb1 = 95 Zb2 = 30 2、 齒輪的各參數 a組： 模數m = 4 壓力角 α=20° 齒距 P = πm =12.56 齒厚 s = πm/2 = 6.28 齒槽寬 e =πm/2 = 6.28 頂隙 c = cm =1.2 齒頂高 h = hm = 4 齒根高 h = (h+ c)m = 5.2 全齒高 h = h+ h=(2h+ c)m = 9.2 中心距 a1 = (d1+d2)/2 = 240 a2 = (d1+d3)/2 = 178 b組: 模數m = 3.5 壓力角 α=20° 齒距 P = πm =12.56 齒厚 s = πm/2 = 6.28 齒槽寬 e =πm/2 = 6.28 頂隙 c = cm =1.2 齒頂高 h = hm = 4 齒根高 h = (h+ c)m = 5.2 全齒高 h = h+ h=(2h+ c)m = 9.2 中心距 a = (d4+d5)/2 = 240 四、選擇電動機 1、 電動機功率 N電=7.5kw 轉速n電=1450轉/分 2、 電機型號 J02—51—4 電機軸徑=38㎜ 五、皮帶輪的設計計算： 設一天運轉時間=8～10小時（按小帶輪計算） 1、 計算功率Pc = KA·P = 1.2×7.5 = 9kw 2、 選膠帶型別為：B型 3、 選小帶輪直徑d1=140㎜(實心輪) 大帶輪直徑d2=280㎜(四孔板輪) 4、 帶速： V===10.6米/秒 （B型：Vmax=25米/秒） 5、 實際傳動比： i= 取ε=005 i==4<7 6、 初定中心距 =（1～0.95）d2=(1～0.95)×280=280～266 取=270 7、 初定膠帶節(jié)線長度 Lop=2+(d1+d2)+ =2×270+×(140+280)+ =1218 取Lp=1290 Li=1250 8、 計算中心距 =+=270+=306㎜ 9、 小帶輪包角 ≈180°-×60° =180°-×60°=152.5°>120° 10、 單根膠帶傳遞的功率： P0=2.03kw 11、 單根膠帶傳遞功率的增量： ΔP0=kb·n1·(1-) =1.99×10×1450×(1-) =2.8 12、 膠帶根數： 由于需要傳遞的功率N=7kw， 因此需膠帶4根 13、 單根膠帶初拉力： F0=18公斤 14、 有效圓周力： Ft===91.8公斤 15、 作用在軸上的力： F=2F0·Z·sin=2×18×4×sin =134公斤 16、 帶輪寬： B=（Z-1）e+2f=(4-1)×20+2×12.5=85㎜ 六、 傳動裝置的運動和運動參數計算： 1、傳動比： i= 1.19 2、傳動裝置的運動參數： Ⅰ軸（電動機軸）： P=Pd=7.5 kw n=1450r/min T=9550×=9550×=49.4 N·m Ⅱ軸（主軸）： P= Pη=7.5×0.96=7.2 kw n= = = 1218 r/min T=9550×=9550×=56.45 N·m Ⅲ軸（編碼器）： P= Pη=7.2×0.99×0.97=6.9 kw n= = = 766 r/min T=9550×=9550×=86.02 N·m 七、 主軸調速系統的選擇計算 1、 對調速系統的基本考慮: a.由于調速范圍廣，且要求有較硬的機械特性。所以，以選用矢量控制方式為宜。對于普通車床來說，由于對動態(tài)響應要求不高，用“無反饋矢量控制”方式已經足夠。 b.因為調速范圍廣，且高速與低速段機械特性的特點不一樣，故工作頻率范圍應不限于額定頻率以下。 c.電動機的容量一般應比原拖動系統的電動機容量為大。 d.在低速段，可能出現較大的沖擊過載，容易引起變頻器的跳閘。所以，變頻器的容量以比電動機的容量大一檔為好。 2、 一檔傳動比，且方案 基本工作情況 a. 電動機和主軸之間的傳動比只有一檔,傳動比 b. 變頻器的最大輸出頻率等于電動機的額定頻率。從而，電動機的最高轉速等于其額定轉速，它折算到負載軸上的值應大于負載要求的最大轉速: = c. 電動機額定轉矩的折算值(折算到負載軸上的轉矩)； 綜上所述，電動機的有效轉矩線如圖3.2的曲線2所示， 圖3.2 曲線1是車床的機械特性曲線。為了便于比較， 圖中，電動機的轉矩和轉速均為折算到負載軸上的值。 電動機的容量在圖3.2中，負載所需功率 其大小與面積成正比。而電動機的容量則與面積成正比，其大小為： 可見,采用了變頻調速后,電動機的容量需增大倍以上。 3、 電動機的工作頻率范圍 a. 最高頻率。 b. 最底頻率因為只有一檔轉速，故頻率調節(jié)范圍為： 當時, ； 當時，。 異步電動機在這樣低的頻率下連續(xù)工作，如不用負載反饋，是比較困難的。 4、 一檔傳動比，且方案 基本工作情況 a. 電動機和主軸之間的傳動比仍只有一檔，但變頻器的最高輸出頻率 允許超過額定頻率。但一般不宜超過額定頻率的1.5倍(即：). 設最大調頻比 則:電動機的最高轉速也約為額定轉速的倍： b. 電動機的額定轉速 電動機有效轉矩線圈如圖中的曲線2所示。曲線1為車床的機械特性曲線。 電動機的容量如圖，電動機的容量與面積成正比，其大小為 可見,頻率范圍擴大之后,電動機的容量可 以比減小倍,但與負載功率相比,仍需增大很多。 5、 電動機的工作頻率范圍 設：最高頻率為，則最低頻率為 當時，； 當時，。 6、兩檔傳動比，且方案 基本工作情況 將電動機和主軸之間的傳動比分成兩檔(和)，使變頻器的輸出頻率、電動機的轉速與負載轉速之間的對應關系見表4-1 表4-1 頻率、電動機與負載轉速之間的對應關系 工作頻率 電動機的轉速 低檔傳動比 負載轉速 高檔傳動比 負載轉速 表中，是兩檔轉速分界點的“中間速”。在抵擋時，傳動比為，當從 到（到）時，從到；在高檔時，傳動比為，當從到 (從到)時, 從到。 忽略電動機轉差率的變化的因素，則有： 圖3.3 作為兩檔中間的分界轉速（中間速） 所以,電動機工作頻率的范圍 可見,采用兩檔傳動比后,在負載的速度范圍不變的情況下,工作頻率的調節(jié)范圍大大的縮小了。采用兩檔傳動比后，在全頻率范圍內的有效轉矩線如圖3.3中之曲線2所示，曲線1為車床的機械特性曲線?？梢钥闯鰞烧咭呀浭纸咏恕? 7 、動機的容量 電動機的容量與面積成正比,如圖3所示。其大小為： 可見,采用兩檔傳動比后,電動機容量可比減小倍。 電動機的工作頻率范圍 設：最高頻率為，則最低頻率為 當時 當時 可見,最低工作頻率增大了很多,使變頻調速系統在最低速時的工作穩(wěn)定性大大改善了. 8、 調速系統的選擇 經上述分析，主軸拖動系統在不更換電動機的條件下，要實現主軸轉速的無級調速，可以采用機械多檔變速傳動，與變頻器調速相結合的方法。 原拖動與系統概況。 電動機的主要數據 電動機額定功率：7.5KW 電動機額定轉速：1450rpm 主軸轉速范圍：10—2000r/min 計算數據 a. 調速范圍 b. 負載轉矩 n/(r/min) 1.恒轉矩區(qū)的最大轉速 143.25 T/(N/m) 35.8 500 2000 2.恒轉矩區(qū)的轉矩 3.恒功率區(qū)的最小轉矩 3.3.9普通籠型異步電動機變頻調速運行時的性能分析 普通籠型異步電動機是按工頻電源條件下運行所設計制造的，用變頻器對其進行調速時，因變頻器輸出波形中含有諧波的影響，電動機功率因數、效率均有下降，電流與線圈溫升將有所增高，電機在額定頻率以下連續(xù)進行時，影響其帶負載能力的主要因素是溫升，在額定頻率以上連續(xù)運行時，電機允許最高頻率受軸承的極限轉速、旋轉件的強度限制，因此初步選定電機的變頻范圍在10Hz～75Hz之間。最大頻率調節(jié)比 因此在不變換主軸電機的條件下，主軸拖動系統需采用機械三檔以上變速傳動比在機械結構上，三檔與四檔變速傳動的方案相似，而采用四檔變速對電機的調速更為合適，因此決定利用機械四檔變速傳動方案。 確定傳動比 拖動系統機械四檔變速分配 傳動比 檔次 低 中 高 最高 電機 工作區(qū) 恒轉矩 恒功率 恒轉矩 恒功率 恒轉矩 恒功率 恒轉矩 恒功率 主軸轉速r/min 10 50 50 72.5 72 360 360 540 540 1080 1080 1620 1620 1800 1800 2160 電機 頻率Hz 10 50 50 75 10 50 50 75 22.5 50 50 75 45 50 50 55 電機轉r/min 290 1450 1450 2175 290 1450 1450 2175 725 1450 1450 2175 1305 1450 1450 1595 低速傳動比 取 中速傳動比 取 高速傳動比 取 最高速傳動比 取 電機負荷性能核算 恒轉矩區(qū)折算至負載軸的轉矩 恒功率區(qū)折算至負載軸的轉矩 、、、調整后。拖動系統機械四檔調速分配及帶負載核算如下表： 傳動比 檔次 低 中 高 最高 電機 工作區(qū) 恒轉矩 恒功率 恒轉矩 恒功率 恒轉矩 恒功率 恒轉矩 恒功率 主軸轉速r/min 10 50 50 72.5 72 360 360 540 540 1080 1080 1620 1620 1800 1800 2160 電機 頻率Hz 10 50 50 75 10 50 50 75 22.5 50 50 75 45 50 50 55 電機轉速r/min 290 1450 1450 2175 290 1450 1450 2175 725 1450 1450 2175 1305 1450 1450 1595 電機 調頻比 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 轉矩N·M 1432.5 1432.5 955 198 198 132 66 66 44 39 39 36 核算結果表明：在不變換主軸電機的條件下，主軸拖動系統采用機械四檔變速傳動比的方案滿足要求。 注： 狀態(tài) 輸入 低檔（K10） 中檔（K11） 高檔（K12） 最高檔（K10、K12） SQ15 1 0 0 1 SQ16 0 1 0 0 SQ17 0 0 1 1 八、主軸鋼度的校核 1、 計算切削力和驅動力 ① 切削力的計算（Pz） a、切削功率：N切=NⅣ·=6.3×0.98=6.05kw b、切削轉矩：M=9550×=9550×=638.7N·M c、切削力：Pz= 取=130 Pz==9.8×10N d、Py=0.4Pz=0.4×9.8×10=3.92×10N Px=0.25Pz=0.25×9.8×10=2.45×10N ② 驅動力的計算（Qr） a、 齒輪的傳遞功率 N齒= NⅣ·η齒=6.57×0.98=6.44kw b、 齒輪的傳遞轉距 M=9550×=9550×=173.3N·m c、 驅動力 QT===4304.2N Qr= QT·tgα=4304.2×tg20°=1566.6N ③ 切削力Pz與驅動力QT的位置關系，由機床個軸位置布置關系可知： β=20° Qz=QTcosβ+Qrsinβ=4304.2×cos20°+1566.6×sin20°=4580.4N Qy=QTsinβ-Qrcosβ=4304.2×sin20°-1566.6×cos20°=0 2、 主軸的受力分析 ① Z方向 三軸承支撐可簡化為如圖所示靜不定系統 式中： 卡盤長L卡=150㎜ 工件長LⅠ=160㎜ a=100㎜ b=65㎜ c=456㎜ L1=285㎜ L2=236㎜ L=521㎜ Mz=Pz(L卡+ LⅠ)=9800×(150+160)=3.038×10N·㎜ E=2.1×10 I=（D平-d）=3870571.2 a、 在Pz作用下，B處的撓度： （yB）Pz= b、 在Mz作用下，B處的撓度： （rB）MZ= c、 在QZ作用下，B處的撓度： （YB）QZ=- 所以YB=+- d、 在（RB）Z作用B處的撓度： （Y′B）= 由于B處軸承是剛性支承 所以YB= Y′B +- = 由上式可求出（RB）Z （RB）Z= =22330N ② r方向： 三軸承支承可簡化為如圖所示靜不定系統： （RB）y= 式中：My=Py·(L卡+ LⅠ)=1215200N·㎜ Mx=Px·=147000N·㎜ Qy=0 （RB）y=10510.5N 3、 主軸撓度計算： ① Z方向 Y=--++ =-[9800×100×(521+100) +-- =-0.06 ② Y方向 Y=---+ =-[3920×100×(521+100) + -] =-0.025 ③ 計算總撓度：Y===0.065 [Y]=0.002l=0.002×521=0.104 計算結果：Y〈[Y] 主軸撓度合格 4、 軸承處轉角的校核 ① Z方向： Qz=+- 其中：a′=a+ l卡+ lⅠ=100+150+160=410㎜ Qz=-0.00033 ② Y方向： Qy=--;( Qy=0) =-0.00012 ③ 計算總轉角 Q==0.00035〈0.001rad 因此機床主軸的剛度是合適的