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1、數(shù)控車床畢業(yè)論文 摘要 數(shù)控車床不僅能夠車外圓還能用于鏜孔、車端面、鉆孔與鉸孔。與其他種 類的機床相比，車床在生產中使用最廣。 本論文首先介紹了我國數(shù)控機床發(fā)展的過程與現(xiàn)狀 ,并分析了其存在的問 題 ;對數(shù)控機床的發(fā)展趨勢進行了探討；并對 JIFCNC-B 數(shù)控車床主軸箱傳動 系統(tǒng)進行了設計與計算。 主軸箱有安裝在精密軸承中的空心主軸和一系列變速齒輪組成。數(shù)控車床 主軸可以獲得在調速范圍內的任意速度，以滿足加工切削要求。 目前，數(shù)控車床的發(fā)展趨勢是通過電氣與機械裝置進行無級變速。變頻電 機通過帶傳動和變速齒輪為主軸提供動力。通常變頻電機調速范圍 35，難以 滿足主軸變速要求；串聯(lián)變速齒輪則擴大

2、了齒輪的變速范圍 。 本設計將原來的帶輪不卸荷結構變?yōu)榱藥л喰逗山Y構，使輸入軸在帶處只 受轉矩，將軸上的徑向力傳動到車床機體上,改善了輸入軸的受力情況， 。 關鍵詞：主軸箱，無級調速，傳動系統(tǒng) Abstract Abstract NC lathe can do boring, facing, drilling and Reaming in addition to turning.The use of lathes in the production than the other types of machine tools and more. And compared to other typ

3、es of machine tools, lathes in the production is the most widely used. In this design ，the development and current situation of NC machine in China was introduced and a series of problems were presented .The development trend to NC lathe was discussed.Some countermeasures was presented for the devel

4、opment of NC machine in China and then the headstock of JIFCNC-B NC lathe has been calculatly designed . Headstocks is composed of the hollow spindle which is installed in precision bearings and a series of transmission gears. The spindle can obtain any speed in the speed range to meet the processin

5、g requirements of cutting. At present, the development trend is to provide a continuously variable speed through the electrical or mechanical devices . Variable Frequency Motor conveys the power through belt drive and a set of transmission gears. The speed range of Variable Frequency Motor is usuall

6、y 3-5 , which is difficult to meet the speed range requirements of the spindle speed; The transmission gears is to expand the scope of a variable-speed to meet the speed range of the spindle In addition, in this design the design of the belt drive has been changed from the original unloading structu

7、re into the loading structure, transmissed the force to the lathe body so that input shaft is only forced torque, improved the forcing state of the input shaft. Key words: headstocks, a continuously variable speed , transmission Systerm 目錄 目 錄 摘 要 ABSTRACT（英文摘要） 目 錄 第一章 緒論 . 1 1.1 數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)的要求 . 1 1

8、.2 數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)方式 . 1 1.3 國內外數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)的發(fā)展 2 1.3.1 設數(shù)控車床發(fā)展總趨勢. 2 1.3.2 確中國數(shù)控車床發(fā)展的主要問題 4 第二章 變速主傳動系統(tǒng)法案的制定 . 6 2.1 主 傳 動 技 術 指 標 的 制 定 . 7 2.1.1 動力參數(shù)的確定計的數(shù). 7 2.1.2 主運動調速范圍的確定. 8 2.1.3 主軸計算轉速的確定. 9 2.2 變 速 主 傳 動 系 統(tǒng) 的 設 計 10 2.2.1 確定傳動方案. 10 2.2.2 轉速圖的擬定 11 2.2.3 擬定傳動變速系統(tǒng)圖 12 第三章 傳動系統(tǒng)零部件設計 . 15 3.1 傳 動 皮

9、帶 的 設 計 與 選 定 15 3.1.1 V 帶傳動設計. 15 3.1.2 帶結構的設計. 16 3.2 齒 輪 的 設 計 與 校 核 . 17 3.2.1 各傳動軸傳遞動力計算17 3.2.2 齒輪副 32/76 齒輪的設計與校核. 19 目錄 3.2.3 齒輪副 30/54 齒輪的設計與校核23 3.2.4 齒輪副 54/54 齒輪的設計與校核26 3.3 傳 動 軸 的 設 計 與 校 核 30 3.3.1 傳動軸 I 的設計與校核. 30 3.3.2 軸 II 的設計與校核. 33 第四章 主軸組件的設計與校核 . 35 4.1 主 軸 的 要 求 . 35 4.2 主 軸 軸

10、 承 選 擇 36 4.3 主 軸 的 設 計 與 校 核 36 第五章 主軸驅動與控制 . 39 5.1 主 軸 轉 速 的 自 動 變 換 39 5.2 齒 輪 有 級 變 速 變 擋 裝 置 . 40 5.3 主 軸 旋 轉 與 軸 向 進 給 的 同 步 控 制 40 5.3 主 軸 旋 轉 與 徑 向 進 給 的 同 步 控 制 40 第六章總結與展望 41 參 考 文 獻 . 43 致 謝 . 45 第一章 緒論 1 第一章 緒論 數(shù)控車床利用數(shù)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，

11、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(shù)控車床具有加工靈活、通用性強、能適應 產品的品種和規(guī)格頻繁變化的特點，能夠滿足新產品的開發(fā)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(xiàn)代控制技 術的發(fā)展方向，是一種典型的機電一體化產品，因此被廣泛應用于機械制造業(yè)。 數(shù)控車床的主傳動系統(tǒng)包括主軸電機、傳動系統(tǒng)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(tǒng)用以擴大電機無級 調速的范圍 1.1 數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)的要求 數(shù)控機床作為高自動化的

12、機電一體化設備，其主傳動系統(tǒng)的設計一般應滿 足以下基本要求。 使用性能要求高 首先應滿足機床的運動特性。如機床主軸有足夠的轉速范 圍和轉速級數(shù)，不僅有低速大轉矩功能而且還要有較高的轉速。傳動系統(tǒng)設計 合理，操作方便靈活、迅速、安全可靠。 傳遞動力要求 主電動機和傳動機構能提供和傳遞足夠的功率和轉速，具有 較高的傳遞效率。 工作性能要求 主傳動中所有零部件要有足夠的剛度、精度、和抗振性、熱 變形特性穩(wěn)定，才能保證加工零件有較高的質量。電動機、主軸及傳動部件都 是熱源，低溫升、小變形是對主軸傳動系統(tǒng)的重要指標；主軸要較高的旋轉精 度與運動精度；主軸軸頸尺寸、軸承類型及裝配方式，軸承預緊量大小、主軸

13、 組件的質量分布是否均勻及主軸組件的阻尼對主軸組件的靜剛度和抗振性都會 產生影響；主軸組件必須有足夠的耐磨性，使之保持良好的精度；軸承處還要 有良好的潤滑。 此外，還要求主創(chuàng)動系統(tǒng)結構簡單，便于調整與維修；工藝性好，便于加 工與裝配；防護性好；使用壽命長。 第一章 緒論 2 1.2 數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)的方式 機床主傳動系統(tǒng)可分為分級變速傳動和無級變速傳動。分級變速傳動是在 一定范圍能均勻的、離散地分布著有限級數(shù)的轉速，主要用于普通機床。無級 變速形式可以在一定范圍內連續(xù)改變轉速，以便得到滿足加工要求的最佳轉速， 能在運轉中變速，便于自動變速。數(shù)控車床得主傳動系統(tǒng)通常采用無級變速。 與普通車床相

14、比，數(shù)控車床的主傳動采用交、直主軸調速電動機，電動 機調速范圍大，并可無級調速，使主軸結構大為簡化。為了適應不同的加工需 求數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)有以下三種方式。 電動機直接驅動 主軸電動機與主軸通過聯(lián)軸器直接連接，或采用內裝 式主軸電動機驅動。采用直接驅動可大大簡化主軸箱結構，能有效地提高主軸 剛度。這種傳動的特點是主軸轉速的變化、輸出轉矩與主軸的特性完全一致。 但因主軸的功率和轉矩特性直接決定主軸電機的性能，因而這種變速傳動的應 用受到一定限制。 采用定比傳動 主軸電動機經定比傳動給主軸。 定比傳動可采用帶傳動 或齒輪傳動，這種傳動方式在一定程度上能滿足主軸功率和轉矩的要求，但其 變速范圍仍和

15、電動機的調速范圍相同。 目前，交流、直流主軸電動機的恒功率轉速范圍一般只有 2-4，而恒轉矩 范圍則達 100 以上；許多大、中型機床的主軸要求有更寬的恒功率轉速范圍。 很明顯，這種情況下主軸電動機的功率特性和機床主軸的要求不匹配:調速電動 機的恒功率范圍遠小于主軸要求的恒功率變速范圍。所以這種變速方式多用于 小型或高速數(shù)控機床。 采用分檔變速方式 采用這種變速方式主要是為了解決主軸電動機的功 率特性和機床主軸功率特性不匹配。變速多采用齒輪副來實現(xiàn)，電動機的無級 變速配合變速機構可確保主軸的功率、轉矩要求，滿足各種切削運動的轉矩輸 出，特別是保證低速時的轉矩和擴大恒功率的調速范圍。 用兩個電機

16、分別驅動主軸 上述兩種方式的混合傳動，高速時帶輪直接驅動主軸，低速時另一個電機通過 齒輪減速后驅動主軸 1.3 國內外數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)的發(fā)展 .1.3.1 數(shù)控車床發(fā)展總趨勢 近年來，隨著數(shù)控加工技術的不斷發(fā)展，數(shù)控車床的主傳動系統(tǒng)也呈現(xiàn)出 第一章 緒論 3 一些新的發(fā)展趨勢，如主軸轉速的高速化、功能結構的復合化、柔性化。 高速主軸單元 為了適應數(shù)控加工高速化的發(fā)展，目前越來越多的高速數(shù)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(tǒng)，使主軸獲得所需的工作轉速和轉矩，實現(xiàn)電動 機、主軸的一體化功能；取消了皮帶、帶輪和齒輪等環(huán)節(jié)，

17、大大減少了主傳動 的轉動慣量，提高了主軸動態(tài)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(xiàn)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。 功能復合化、柔性化 隨著數(shù)控車床對加工對象的適應性的不斷提高，數(shù)控車床（特別適合主傳 動系統(tǒng)）的設計發(fā)生了很大變化，并向著功能復合化和系統(tǒng)柔性化的方向發(fā)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、

18、提高效率，實現(xiàn)一 機多用、一機多能，即一臺數(shù)控車床既可以實現(xiàn)車削功能，也可以實現(xiàn)銑削加 工 。寶雞機床廠已經研制成功的 CX25Y 數(shù)控車銑復合中心，該機床同時具有 X、Z 軸以及 C 軸和 Y 軸。通過 C 軸和 Y 軸，可以實現(xiàn)平面銑削和偏孔、槽的加 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(shù)控系統(tǒng)可直接實現(xiàn)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(shù)控車床向柔性自動化系統(tǒng)發(fā)展的趨勢是：從點(數(shù)控單機、加工中心和數(shù) 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

19、式網絡集成制造系統(tǒng))的方向發(fā)展，另一方面向注重應用性和經 濟性方向發(fā)展。柔性自動化技術是制造業(yè)適應動態(tài)市場需求及產品迅速更新的 主要手段，是各國制造業(yè)發(fā)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(tǒng)的可靠性、實用化為前提，以易于聯(lián)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(fā)展。數(shù) 控機床及其構成柔性制造系統(tǒng)能方便地與 CAD、CAM、CAPP 及 MTS 等聯(lián)結，向信 息集成方向發(fā)展。網絡系統(tǒng)向開放、集成和智能化方向發(fā)展 由此可見，現(xiàn)代數(shù)控車床主傳動系統(tǒng)設計不僅限于只滿足原有的基本要求， 第一章 緒論 4 還要綜合考慮現(xiàn)代制造對機床的

20、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。 中國數(shù)控機床現(xiàn)狀及發(fā)展中的主要問題 1.3.2 中國發(fā)展數(shù)控車床存在的主要問題 中國於 1958 年研制出第一臺數(shù)控機床，發(fā)展過程大致可分為兩大階段。在 19581979 年間為第一階段，從 1979 年至今為第二階段。第一階段中對數(shù)控 機床特點、發(fā)展條件缺乏認識，在人員素質差、基礎薄弱、配套件不過關的情 況下，一哄而上又一哄而下，曾三起三落、終因表現(xiàn)欠佳，無法用於生產而停 頓。主要存在的問題是盲目性大，缺乏實事求是的科學精神。在第二階段從日、 德、美、西班牙先后引進數(shù)控系統(tǒng)技術，

21、從日、美、德、意、英、法、瑞士、 匈、奧、韓國、臺灣省共 11 國(地區(qū))引進數(shù)控機床先進技術和合作、合資生產， 解決了可靠性、穩(wěn)定性問題，數(shù)控機床開始正式生產和使用，并逐步向前發(fā)展。 在 20 余年間，數(shù)控機床的設計和制造技術有較大提高，主要表現(xiàn)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(shù)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(shù)控系統(tǒng)配套，開始能自行設計及制造高速、高性能、五面 或五軸聯(lián)動加工的數(shù)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(chuàng)新卻較差。至今許多重要功能部件、自動化刀具、數(shù)控系

22、統(tǒng)依靠 國外技術支撐，不能獨立發(fā)展，基本上處於從仿制走向自行開發(fā)階段，與日本 數(shù)控車床的水平差距很大。存在的主要問題包括：缺乏象日本“機電法” 、 “機信 法”那樣的指引；嚴重缺乏各方面專家人才和熟練技術工人；缺少深入系統(tǒng)的科 研工作；元部件和數(shù)控系統(tǒng)不配套；企業(yè)和專業(yè)間缺乏合作，基本上孤軍作戰(zhàn)， 雖然廠多人眾，但形成不了合力。 中國今后要加速發(fā)展數(shù)控機床產業(yè)，既要深入總結過往的經驗教訓，切實 改善存在的問題，又要認真學習國外的先進經驗，沿正確的道路前進。建議切 實做好以下幾點： 中國廠多人眾，極需正確的方針、政策對數(shù)控車床的發(fā)展進行有力的指引。 應學習美、德、日經驗，政府高度重視、正確決策、

23、大力扶植。在方針政策上， 應講究科學精神、經濟實效，以切實提高生產率、勞動生產率為原則。在方法 上，深入用戶，精通工藝，低中高檔并舉，學習日本，首先解決量大而廣的中 檔數(shù)控機床，批量生產，占領市場，減少進口，擴大出口。在步驟措施上，必 第一章 緒論 5 須使國產數(shù)控系統(tǒng)先進、可靠，狠抓產品質量與配套件過關，打好技術基礎。 近期重在打基礎，建立信譽，擴大國產數(shù)控車床的國內市場份額，遠期謀求趕 超世界先進水平，大步走向世界市場； 必須狠抓根本，堅持“ 以人為本 ”，加速提高人員素質、培養(yǎng)各種專家人才， 從根本上改變目前低效、落后的狀態(tài)。人是一切事業(yè)成敗的根本，層層都要重 視“培才、選才、用才 ”，

24、建立學習型企業(yè)，樹立企業(yè)文化，加速培育新人，培 訓在職人員，建立師徒相傳制度，舉辦各種技術講座、訓練班和專題討論會， 甚至聘請外國專家、顧問等，盡力提高數(shù)控。 隨著世界科技進步和機床工業(yè)的發(fā)展，數(shù)控車床作為機床工業(yè)的主流產品，已 成為實現(xiàn)裝備制造業(yè)現(xiàn)代化的關鍵設備，是國防軍工裝備發(fā)展的戰(zhàn)略物資。數(shù) 控機床的擁有量及其性能水平的高低，是衡量一個國家綜合實力的重要標志。 加快發(fā)展數(shù)控機床產業(yè)也是我國裝備制造業(yè)發(fā)展的現(xiàn)實要求。 第二章 變速主傳動系統(tǒng)方案的制定 7 第二章 變速主傳動系統(tǒng)方案的制定 2.1 主傳動系統(tǒng)主要技術指標的確定 J1FCNC-B 是中等規(guī)格的二軸聯(lián)動的數(shù)控車床，床身最大回轉直

25、徑 460mm，最大工件長度 1000mm；主軸通孔直徑 56mm，主軸錐度莫氏六號，可以 加工直線、錐度、球面、螺紋罩等，功能齊全、精度可靠、操作方便。主傳動 系統(tǒng)的主要參數(shù)有動力參數(shù)和運動參數(shù)。動力參數(shù)是指主運動驅動電動機的功 率；運動參數(shù)是指主運動變速范圍。根據(jù)數(shù)控車床的加工工藝、加工對象、所 要求的精度、成本及生產周期并結合國內外機床發(fā)展現(xiàn)狀確定數(shù)控車床主要技 術指標。 2.1.1 動力參數(shù)的確定 主傳動中個傳動件的尺寸要根據(jù)傳動功率來確定。傳動功率過大，使傳動 件尺寸粗大，電動機常在低負載下工作，功率因數(shù)小而浪費能源；功率過小將 限制車床切削加工能力而降低生產效率。因此需合理確定主傳

26、動功率。但由于 實際加工過程切削用量變化范圍大、傳動件之間的摩擦等不確定因素，用理論 計算方法來確定主傳動功率尚有困難，可通過類比、統(tǒng)計方法相互比較來確定。 查機電一體化手冊車削功率在 8-16kw 之間根據(jù)切削功率 PC 與主傳動鏈的 總效率 估算,即 P= 。主傳動鏈的功率效率 =0.70.85， 數(shù)控車床多采 c 用調速電動機和較短的機械傳動鏈，效率較大，因此取 =0.78,則估計 P 在 10.26kw20.51kw.之間。 數(shù)控車床的加工范圍一般都比較大，切削功率 PC 可根據(jù)有代表性的加工情況，由其 主切削抗力 ZF PC= KW60 V -主切削力的切向分力，N；Z -切削速度

27、N ；vcm 查金屬切削手冊知，以硬質合金刀具車削合金結構鋼為例，數(shù)控車床有代 表型的主切削力的切向分力 大約在 2500 左右，切削速度取 90250rmin，ZF 則知道 PC=2500 20060000=8.333kw 第二章 變速主傳動系統(tǒng)方案的制定 8 P= =10.68kw c 考慮到空轉運轉的功率損失，如各傳動件在空轉運行時的摩損功耗，傳動 件的攪油和克服空氣阻力功率以及其其它動載荷的摩擦損耗等。 J1FCNCI-B 機床是中等規(guī)格數(shù)控車床，參照國內外同類機床的電動機功率， 此機床可以選取 11kw 的電動機，考慮到數(shù)控機床變速范圍比較大，選用交流變 頻電動機 YVP160-4，

28、標稱功率 11kw，額定轉矩 70Nm 調頻電動機功率轉矩與 2.1.2 主運動調速范圍的確定 主軸轉速 由切削速度 （r/min）與工件的直徑 （mm）來確定nvd = （r/min）10vd 計算該數(shù)控車床 = 、 = ，mininaxvmaaxin10vd 則數(shù)控車床變速范圍 =Raxin 代入公式，選擇 ， ， ， 要據(jù)車床上幾種典型加工情況minVaxmidax 考慮，不可能將一切情況考慮進去，也不是加工情況的最大值和最小值。 經統(tǒng)計分析車床的最高轉速出現(xiàn)在硬質合金刀具精車鋼料的外圓工藝中， 最低轉速出現(xiàn)在高速工具鋼刀具精車合金鋼工件的梯形絲杠中。由工藝手冊可 知硬質合金刀具刀具精車

29、鋼料的絲杠 =250 rmin；高速車刀粗車圓柱體maxV =30-50 rmin（隨被吃刀量與進給量的增加而減少） ；高速工具鋼低速精minV 車絲杠 =1.5 rmin，車床主參數(shù)460mm，加工絲杠的最大直徑 =50mm，i d 則 =0.5D=0.5 460mm=230mmmaxd =（0.2-0.25） =（46-58）mm，取 =50mm。inmaxdd max = = =1591 r/mininax10v025 第二章 變速主傳動系統(tǒng)方案的制定 9 = =41.52 r/minminaxi10dv302 由于現(xiàn)代數(shù)控車床向高速高精度方向發(fā)展，考慮到今后的技術儲備，類比 行業(yè)中同類

30、數(shù)控車床的轉速范圍初步選取 =20 rmin， =2000 rmin。minVmaxV 則數(shù)控車床總變速范圍 = =100nRaxi 2.1.3 主軸計算轉速的確定 由切削原理知主運動為直線運動的機床，主運動為恒轉矩運動；主運動為 旋轉運動的機床，主運動為恒功率運動。數(shù)控車床加工工藝范圍廣，變速范圍 大。有些典型工藝如：精車絲杠、加工螺紋、等，工件尺寸大，需采用小的被 吃刀量、小的進給量；低速主軸轉速小，不需傳動電動機的全部功率。我們把 機床能傳遞全部功率的最低轉速稱為主軸計算轉速，以它為臨界轉速，如圖。 從至最高轉速的區(qū)域為恒功率區(qū)域，任意轉速能夠傳遞電動機的全部功率，但 主軸轉矩隨主軸轉速

31、的上升而下降；從最低轉速至的區(qū)域 b 為恒轉矩區(qū)域，任 意轉速能夠輸出最大轉矩，但主軸輸出的功率將隨主軸轉速的下降而下降。 數(shù)控車床變速范圍比較廣，計算轉速比普通車床高。目前數(shù)控機床計算轉 速的確定尚無統(tǒng)一標準，確定是參考同類機床，并結合該機床加工工藝要求， 使 n計 =154 rmin. 第二章 變速主傳動系統(tǒng)方案的制定 10 圖 2.2 主軸轉速曲線 2.2 變速主傳動系統(tǒng)的設計 2.2.1 確定傳動方案 機床傳動形式分為有極和無極變速兩種，無級變速形式可以在一定范圍內 連續(xù)改變轉速，以便得到滿足加工要求的最佳轉速，能在運轉中變速，便于自 動變速，這對與提高機床生產效率和提高被加工零件的質

32、量都有重要意義；同 時采用無級變速可使主軸結構大為簡化，縮短傳動鏈；因此無級變速應用日益 廣泛。 該數(shù)控機床總變速范圍是 =200020=100，變速范圍較大，單靠無級變速nR 裝置有難以實現(xiàn)。而且，無級變速裝置的功率扭轉特性應同傳動鏈的工作要求 相適應，這就要求串聯(lián)機械有級變速來擴大變速范圍并選擇合適的無級變速器 以滿足機床的功率扭矩特性要求。 該數(shù)控機床是以經濟型數(shù)控車床，設計主軸由交流變頻電動機經皮帶論、 齒輪傳動至主軸。 從圖 1 與圖 2 可以看出：調頻電機的恒功率轉速范圍為 45001500=3，而 主軸要求的恒功率調速范圍為 2000250=8，顯然電動機不能滿足主軸所要求的 恒

33、功率變速范圍。所以在設計師不能依據(jù)總變速范圍來設計主創(chuàng)動系統(tǒng)，而應 考慮電動機與主軸的功率匹配。 主軸恒功率調速范圍 Rnp= max =2000250=8,n計 電動機恒功率調速范圍 Rdp= max =45001500=3額 為了使主軸和電動機的恒功率匹配，現(xiàn)通過增加變速齒輪來滿足要求，該 變速齒輪組擴大了電動機的恒功率調速。 2.2.2 轉速圖的擬定 1轉速圖的擬定 分析和設計主傳動系統(tǒng)須應用一種特殊線圖，稱為轉速圖。 轉速圖能夠清楚的表達出：傳動軸的數(shù)目，主軸及各傳動軸的轉速級數(shù)、轉速值及其 傳動路線，變速組的個數(shù)、傳動順序及擴大順序，各變速組的傳動副數(shù)及其傳動比數(shù)值， 變速規(guī)律等。

34、首先根據(jù)最高轉速和最低轉速確定變速范圍 ，選擇合適的公比 后再確定轉nRf 速級數(shù) ，繪制轉速圖。z ：已知機床的轉速范圍在 20r/min2000r/min，電動機的最高轉速為 4000 r/min，額定 第二章 變速主傳動系統(tǒng)方案的制定 11 轉速為 1500 r/min，電動機的額定功率 P=11kW，確定主軸箱結構 （1）確定主軸的變速范圍 nR 102minaxR （2）確定主軸的計算轉速 cn mi6.793.03.0in rc 由于數(shù)控機床主軸的變速范圍大，計算轉速應比計算值高些，所以圓整取計算 轉速 nc= 。i17r （3）確定主軸的恒功率變速范圍 npR 9.1702max

35、cnpR （4）確定電動機所能夠提供的恒功率變速范圍 dp 41506maxdpn 由于 RnpRdp，電動機直接驅動主軸不能滿足恒功率變速要求，因此需要串 聯(lián)一個有級變速箱，以滿足主軸的恒功率調速范圍。 （5）確定轉速級數(shù) Z 取 ，則4dpf 對于數(shù)控車床，為了加工端面時滿足恒線速度切78.1lg9lfnRZ 削的要求，應使轉速有一些重復，故取 Z=2 （6）擬定轉速圖和功率特性圖如圖 第二章 變速主傳動系統(tǒng)方案的制定 12 2.2.3 擬定傳動變速系統(tǒng)圖 擬定傳動系統(tǒng)的原則是：在保證機床的運動和使用要求的前提下，運動傳 動鏈要盡可能的短而簡單；傳動效率高以及操作簡單方便 。首先要考慮某些

36、結 構方面的問題，考慮結構能否實現(xiàn)：如小齒輪的齒根圓是否大于軸的直徑，大 齒輪的頂圓是否會碰及相鄰軸等；其次因考慮結構是否合理，如布置是否緊湊， 操縱是否方便等。 該機床采用雙聯(lián)滑移齒輪變速組，采用窄式排列結構，使機床結構緊湊。 主軸變速擬采用通過滑移齒輪的移位來實現(xiàn)，需保證當齒輪 2 與齒輪 4 完全脫 開嚙合之后，齒輪 3 和齒輪 6 才能開始進入嚙合，所以齒輪 5 與齒輪 6 相鄰間 的距離 b 要大于于滑移齒輪的寬度（齒輪 2 與齒輪寬度 之和） ，一般b3b b + +, =1 4 mm。 綜合考慮個因素，擬訂傳動系統(tǒng)示意圖，如圖32: 2.4。 第二章 變速主傳動系統(tǒng)方案的制定 1

37、3 圖 2.4 主傳動系統(tǒng)示意圖 第三章 傳動系統(tǒng)零部件設計 15 第三章 傳動系統(tǒng)零部件設計 3.1 傳動皮帶的設計和選定 帶傳動是由帶和帶輪組成傳遞運動和動力的傳動。根據(jù)工作原理可分為兩類：摩擦帶傳 動和嚙合帶傳動。摩擦帶傳動是機床主要傳動方式之一，常見的有平帶傳動和 V 帶傳動； 嚙合傳動只有同步帶一種。 普通 V 帶傳動是常見的帶傳動形式，其結構為：承載層為繩芯或膠簾布，楔角為 40、 相對高度進似為 0.7、梯形截面環(huán)行帶。其特點為：當量摩擦系數(shù)大，工作面與輪槽粘附著 好，允許包角小、傳動比大、預緊力小。繩芯結構帶體較柔軟，曲撓疲勞性好。其應用于： 帶速 V2530m/s;傳動功率

38、P700kW;傳動比 i10 軸間距小的傳動。 一主要失效形式 1帶在帶輪上打滑，不能傳遞動力； 2帶由于疲勞產生脫層、撕裂和拉斷； 3帶的工作面磨損。 保證帶在工作中不打滑的前提下能傳遞最大功率，并具有一定的疲勞強度和使用壽命 是 V 帶傳動設計的主要依據(jù)，也是靠摩擦傳動的其它帶傳動設計的主要依據(jù)。 3.1.1V 帶傳動設計 (1)設計功率的確定： 查得工況系數(shù) 2.1AKkWPAd .3 (2) 選定帶型： 根據(jù) 和kd2.13min150rn 確定為 B 型。 (3)傳動比： 根據(jù)轉速圖知,傳動比為 6.1u (4)確定小帶輪基準直徑： 參考表取 md125 (5)確定大帶輪直徑： mn

39、dd 20%15.937012 第三章 傳動系統(tǒng)零部件設計 16 取標準值 md20 (6) 驗算帶速： smsnvd 817.916516 因為 在 之間，所以經濟耐用。s87.9v2 (7)初定帶輪軸中心距 ：0a 得： 2121.0dd 即： 6056570 ma7.9 初取 40 (8)確定帶基準長度 ：0dL0121042adaLd m56542m.128 選取基準長度 Ld120 (9)計算實際軸間距 ：a md 78.402.185400 取標準值 。ma45 安裝時所需最小軸間距： Ld 4311250.4501.0in 張緊或補償伸長所需最大軸間距： mad .873.3.m

40、x (10)驗算小帶輪包角： 12063.5401268.5718012d 所以小帶輪包角合適。 (11)單根 V 帶的基本額定功率 ：1P 根據(jù) 和 查得 B 型 V 帶的基本額定功率md125in50rn 第三章 傳動系統(tǒng)零部件設計 17 。kWP19.2 (12)單根 V 帶的額定功率增量： 考慮到傳動比的影響，額定功率的增量由表查得： K4.0 (13)計算帶的根數(shù)： 根50.49.804.19.231 ladPz 取 根。5 (14)單根 V 帶的預緊力 ：0F201.mvKzvFad N2817.9098.567.35 N924 (15)作用在軸上的力： NzFr 74.2017s

41、in593.24sin10 (16)帶輪的結構和尺寸： 由表可查得 帶輪的具體結構參見零件圖 為了減輕傳動軸上載荷，采用卸荷式帶輪結構，使帶輪上的載荷由軸承支 撐進而傳給箱體，軸只承受轉矩，裝配裝置參見裝配圖。 3.2 齒輪的的設計與校核 一般同一變速組的齒輪模數(shù)相同,所有齒輪中首先選擇負荷較重的小齒輪按 接觸疲勞強度公式進行初算。所以從最小齒輪 Z=26 開始設計校核。 （注意：為 便于閱讀在本節(jié)內容中，在相嚙合的每對齒輪的設計與校核時，主動齒以數(shù)字 1 為下角標，被動齒輪以數(shù)字 2 為下角標） 3.2.1 各傳動軸傳遞動力計算 電動機 輸出功率 = =11kw，額定轉速 =1500r/mi

42、n，0Pd0n 第三章 傳動系統(tǒng)零部件設計 18 輸出轉矩 =9550 =0T0P/n7mN 軸 I = =11 0.96=10.56kw 為帶傳動效率1P00 = = =750r/minni:5/2ir =9550 =1T1P07.3mN 中間軸 II = =10.56 0.99 0.97=10.14kw， 分別為軸承、齒21212 輪傳動效率。 = =937.5 1.8=521 r/min2n1i =9550 =9550 =T2P10.4583mN 高速檔軸 III = =10.14 0.99 0.97=9.7kw， 分別為、軸 III32323 上軸承、齒輪傳動效率 = =521 1=5

43、21 rmin3n2i: =9550 =9550 =3T3P9.752183mN 低速檔軸 III = =9.7kw323 = =521 2.4=217 rminni: =9550 =9550 =3T3P9.72148mN 動力傳動情況表： 功率 kw 轉矩 軸號 輸入 輸出 輸入 輸出 轉速 rmin 傳動 比 傳動效 率 電機 - 11 - 70 1500 - 0.96 軸 I 10.56 10.14 70 107 937.5 1：1. 6 0.9603 軸 II 10.14 9.7 134.46 183 521 1：1. 8 0.9603 第三章 傳動系統(tǒng)零部件設計 19 高 速 9.7

44、 9.3 155 183 521 1:1 0.9603軸 III 低 速 9.7 9.3 155 484 217 1:2.4 0.9603 3.2.2 齒輪副(32/76) 齒輪的設計與校核 因生產批量較小，故小齒輪用 40Cr，調質處理，硬度 241HB286HB,平均 取為 260HB,與之嚙合的大齒輪用 42SiMn 合金鋼，調質處理，硬度 217HB255HB,平均取為 235HB.載荷變化規(guī)律如圖 3.2: 圖 3.2 載荷變化圖 計算步驟如下： 1. 齒面接觸疲勞強度計算 1）.初步計算 轉矩 =9550 =9550 = .1T2nP10.45283mN 齒寬系數(shù) =0.4b 接觸

45、疲勞強度極限 =710MPa, =580MPa,lim1Hlim2H 許用接觸疲勞強度極 =0.9 =639 MPa, li1 =0.9 =522MPa2Hlim2 取 值 = 查表 =82dA01 dA 第三章 傳動系統(tǒng)零部件設計 20 初步計算小齒輪直徑 = = =85.2mm1d13d2(i)HTA32180(1).7568 取 =90mm1d 初步計算齒寬 b=36mm,取 b=35mm 2).校核計算 圓周速度 v v= =2.69m/s.1d90521606n 精度等級 8 級 齒數(shù) Z 和模數(shù) m =32,m= =2.9,所以取 m=3 , =96mm1Z31d =76,m=3,

46、 =76 3=232mm22d 使用系數(shù) =1.1AK 動載荷系數(shù) =1.16v 齒間載荷分配系數(shù) = =3751NH1t2dTF83096 = =117.2Nmm100NmmtAbK75. =1.88-3.2 ( + )cos1Z2 =1.88-3.2 =1.863760cos01sin.432tantan1.46dbmz .860. 0tantan2rcrc9osos1t /bnt 00cs12cs9.7 第三章 傳動系統(tǒng)零部件設計 21 由此得 2/cosHFbK 1.860971. 齒間載荷分布系數(shù) 查表 =HKH 231dABCb = 23.706.4105.6 載荷系數(shù) K K=

47、=1.2 1.1 1.71 1.16=3.05AKvH 彈性系數(shù) =189.8EZEZaMP 節(jié)點區(qū)域系數(shù) =2.45HH 重合度系數(shù) 由式得因 得 故 1 43Z 10.73.86 螺旋角系數(shù) Zcos9Z 接觸最小安全系數(shù) =1.05minHSminHS 總工作時間 =10 300 8 0.2=4800hht ht 應力循環(huán)次數(shù) 估計 0011.982YminY 齒間載荷分配系數(shù) 由上面知 =1.71FKFK 齒間載荷分布系數(shù) b/h=35/ (2.25 3.5)=4.44 查相關圖知 =1.175 FK 載荷系數(shù) K K= =125 1.1 1.75 1.175=2.77AvF 彎曲疲勞

48、極限 查試驗齒輪的彎曲極限表 =600MPa,minFmin1F =450 MPa,min2F 彎曲最小安全系數(shù) 有相關表 =1.25minSFinS 應力循環(huán)次數(shù) 估計 100NmmtAbK.5 =1.88-3.2 ( + )cos1Z2 =1.88-3.2 =1.5730540cos01sin.83tantan1.42dbmz .57042. 0tantanrcrc9osos1t 第三章 傳動系統(tǒng)零部件設計 26 cos/cosbnt 00129.7 由此得 2/csHFbK .501.6 齒間載荷分布系數(shù) 查表 =HKH 231dABCb = 23.706.8107.2 載荷系數(shù) K K

49、= =1.25 1.2 1.6 1.2=2.95AKvH 彈性系數(shù) =189.8EZEZaMP 節(jié)點區(qū)域系數(shù) =2.45HH 重合度系數(shù) 由式得因 得 故 1 43Z 10.92.57 螺旋角系數(shù) ZcosZ 接觸最小安全系數(shù) =1.05minHSminHS 總工作時間 =10 300 8 0.2=4800hht ht 應力循環(huán)次數(shù) 估計 0011.982minY 齒間載荷分配系數(shù) 由上面知 =1.6FKFK 齒間載荷分布系數(shù) b/h=70/ (2.25 3.5)=8.88 查相關圖知 =12 FK 載荷系數(shù) K K= =125 1.2 1.6 1.2=2.88AvF 彎曲疲勞極限 查試驗齒輪

50、的彎曲極限表 =600MPa,minFmin1F =450 MPa,min2F 彎曲最小安全系數(shù) 有相關表 =1.25minSFinS 應力循環(huán)次數(shù) 估計 100NmmtAbK. =1.88-3.2 ( + )cos1Z2 =1.88-3.2 =1.2540cos01sin.354tantan1.276dbmz .2076. 0tantan2rcrc9osos1t 第三章 傳動系統(tǒng)零部件設計 31 cos/cosbnt 00129.7 由此得 =1.232/csHFbK 齒間載荷分布系數(shù) 查表 =HK310dABC = 23.706.125. 載荷系數(shù) K K= =1.25 1.2 1.23

51、1.15=2.12AKvH 彈性系數(shù) =189.8EZEZaMP 節(jié)點區(qū)域系數(shù) =2.45HH 重合度系數(shù) 由式得因 得 故 1 43Z 10.912 螺旋角系數(shù) Zcos.Z 接觸最小安全系數(shù) =1.05minHSminHS 總工作時間 =10 300 8 0.2=4800hht ht 應力循環(huán)次數(shù) 估計 0011.982minY 齒間載荷分配系數(shù) 由上面知 =1.23FKFK 齒間載荷分布系數(shù) b/h=25/ (2.25 3.5)=4 查相關圖知 =1.16 FK 載荷系數(shù) K K= =125 1.2 1.23 1.16=2.12AvF 彎曲疲勞極限 查試驗齒輪的彎曲極限表 =600MPa

52、,minFmin1F =450 MPa,min2F 彎曲最小安全系數(shù) 有相關表 =1.25minSFinS 應力循環(huán)次數(shù) 估計 35mm;考慮載荷31b0.360.7 較均勻分布，本次校核是在極端情況下進行且誤差在 5%之內，所以合理。 第三章 傳動系統(tǒng)零部件設計 39 附圖 2 第五章 主軸驅動與控制 39 第四章 主軸組件的設計與校核 4.1 主軸的要求 1 旋轉精度 主軸的旋轉精度上是指裝配后，在無載荷，低轉速的條件下，主軸前端工 件或刀具部位的徑向跳動和軸向跳動。主軸組件的旋轉精度主要取決于各主要 件，如主軸，軸承，箱體孔的的制造，裝配和調整精度。還決定于主軸轉速， 支撐的設計和性能，

53、潤滑劑及主軸組件的平衡。通用（包括數(shù)控）機床的旋轉 精度已有標準規(guī)定可循。 2 靜剛度 主軸組件的靜剛度（簡稱剛度）反映組件抵抗靜態(tài)外載荷變形的能力。影 響主軸組件彎曲剛度的因素很多，如主軸的尺寸和形狀，滾動軸承的型號，數(shù) 量，配置形式和欲緊，前后支撐的距離和主軸前端的懸伸量，傳動件的布置方 式，主軸組件的制造和裝配質量等。各類機床主軸組件的剛度目前尚無統(tǒng)一的 標準。 3 抗振性 主軸組件工作時產生震動會降低工件的表面質量和刀具耐用度，縮短主軸 軸承壽命，還會產生噪聲影響環(huán)境。振動表現(xiàn)為強迫振動和自激振動兩種形式。 影響抗振性的因素主要有主軸組件的靜剛度，質量分布和阻尼（特別是主軸前 支撐的阻

54、尼）主軸的固有頻率應遠大于激動力的頻率，以使它不易發(fā)生共振。 目前，尚未制定出抗振性的指標，只有一些實驗數(shù)據(jù)可供設計時參考。 4 升溫和熱變形 主軸組件工作時因各相對運動的處的摩擦和攪油等而發(fā)熱，產生溫升，從 而使主軸組件的形狀和位置發(fā)生變化（熱變形） 。主軸組件受熱伸長，使軸承間 隙發(fā)生變化。溫度是使?jié)櫥驼扯冉档?，降低了軸承的承載能力。主軸箱因溫 升而變形，使主軸偏離正確位置。前后軸承的溫度不同，還會導致主軸軸線傾 斜。 由于受熱膨脹是材料固有的性質，因此高精度機床要進一步提高加工精度， 往往受熱變形的限制。研究如何減少主軸組件的發(fā)熱，如何控制溫度，是高精 第五章 主軸驅動與控制 40 度

55、機床主軸組件的研究的主要課題之一。 5 耐磨性 主軸組件的耐磨性是指長期保持原始精度的能力，即精度保持性。對精度 有影響的首先是軸承，其次是安置刀，夾具和工件的部位，如錐孔，定心軸徑 等。為了提高耐磨性，一般機床主軸上的上述部分應淬硬至 HRC60 左右，深約 1mm. 6 材料和熱處理 主軸承載后允許的彈性變形很小，引起的應力通常遠遠小于鋼的強度極限。 因此，強度一般不做為選材的依據(jù)。主軸的形狀，尺寸確定之后，剛度主要取 決于材料的彈性模量。各種材料的彈性模量幾乎相同，因此剛度也不是選材的 依據(jù)。 主軸材料的選擇主要根據(jù)耐磨性和熱處理變形來考慮。數(shù)控機床的材料通 常是 45 號或 60 號優(yōu)

56、質中碳鋼，需調質處理。 7 主軸的結構 為了提高剛度，主軸的直徑應該大些。前軸承到主軸前端的距離（稱懸伸 量）應盡可能小一些。為了便于裝配，主軸通常作成階梯形的，主軸的結構和 形狀與主軸上所安裝的傳動件，軸承等零件的類型，數(shù)量，位置和安裝方法有 直接的關系。 主軸中孔用與通過棒料，拉桿或其它工具。為了能夠通過更大的棒料，車 床的中空希望大些，但受剛度條件的影響和限制，孔徑一般不宜超過外徑的 70%。 4.2 主軸軸承選擇 角接觸軸承既可以承受徑向載荷又可以承受軸向載荷。它常用于高速主軸， 接觸角越大軸向剛度越大，徑向剛度和允許轉速越低。角接觸軸承為點接觸， 為了提高剛度和承載能力采用三聯(lián)組培的

57、方式。主軸前軸承采用三個接觸角向 里；軸承由圓螺母進行預緊，預緊量在軸承制造時配好。軸承精度等級選 P4 級。 雙列向心短圓柱滾子軸承，內圈有錐度為 1：12 的錐孔與主軸的錐形軸頸 相配。通過軸向移動內圈，改變其在主軸上的位置來調整軸承間隙。這種軸承 徑向剛度和承載能力較大，旋轉轉速高，徑向結構緊湊。主軸后端安裝雙列向 心短圓柱滾子軸承，其徑向間隙也由圓螺母來調整。因前軸承鐜主軸組件的精 第五章 主軸驅動與控制 41 度影響較大，后軸承精度等級采用 P5 級。 這種配置保證了軸承有較高的回轉精度，允許較高的轉速和剛性，適用于 負載較大的數(shù)控車床。 4.3 主軸的設計與校核： 主軸的主要參數(shù)是

58、：主軸前端直徑 D1，主軸內徑 d,主軸懸伸量 a 和主軸支 撐跨距 L。 1.前端直徑 D1，主軸后軸頸的直徑 D2 表 4.1主軸 D1（按電機功率）mm 功率（kw） D1mm 1.42.5 23.6 35.5 57.3 7.411 車床 6080 7090 70105 95130 110145 銑床及加工中心 5090 6090 6095 75100 90105 外圓磨床 5060 5570 7080 7590 由上表可取 D1=110mm 因此可知由式子 21(0.75.8)D 后端直徑 1m 圓整后 29 2主軸內徑 d 主軸孔徑 d 取主軸平均直徑的 55%-65%，取 d=56

59、mm。 3前錐孔尺寸 前錐孔用來裝頂尖或其它工具錐柄，要求能夠自鎖，目前采用莫氏錐孔。 因車床最大回轉直徑 D=460mm400mm，采用莫氏錐度 6 號，錐度大端直徑 D=63.348mm，錐度 =1：19.180，長度 L=181mm，d=53.911mmDdL 4支撐跨度及懸伸長度 為了提高剛度，應盡量縮短主軸的外伸長度 a，選擇適當?shù)闹慰缍?L。一 般推薦?。篖a=35.應使 La 盡量大，提高主軸剛度。 機床支撐跨度很大程度上受其他零件結構的影響，此機床 L=510mm 左右， 主軸的外伸長度 a=170102mm 范圍即可。 5頭部尺寸的選擇 第五章 主軸驅動與控制 42 目前頭

60、部尺寸廣泛采用短圓錐式的頭部結構，懸伸短，剛度好。采用快速 裝卸卡盤結構。 詳細結構件零件在水平面內與豎直平面內對軸進行受力分析計算如下： a）.計算齒輪受力 =9550 =4411961T3PnmN 圓周力 = =3803N.1t2dF079 徑向力 = N，r 0tan38tan2147coscos 軸向力 aF0tt69 b）.計算支撐反力 垂直面內支撐反力 =488N, =919N15476r51496270rF 水平面支撐反力 , 3808r N238r N 畫水平面內 xy 和垂直面內 xz 受力圖,見附圖 1. c).畫水平面彎矩圖 見附圖 1.Mxy 畫垂直面彎矩圖 Mxz 畫

61、合成彎矩圖 2xyzM d).畫軸轉矩圖 見附圖 e)許用應力 用查入法查表 =102.5MPa, =60MPa0b1b 應力校正系數(shù) = =0.5910b62.5 f).畫出當量彎矩圖 見附圖 當量彎矩 0.59 441196N.mm=260305 N.mmT 齒輪中間截面處當量彎矩 =477074N.mm221()MT g).校核軸頸 齒輪中間處軸直徑 d= = =45mm90mm。31b0.3470.6 所以該軸設計得合理 第五章 主軸驅動與控制 43 第五章 主軸驅動與控制 數(shù)控車床是機電一體化的典型產品，是集機床、計算機、電機及其拖動、 自動控制、檢測等技術為一身的自動化設備。其中主

62、軸運動是數(shù)控車床的一個 重要內容，以完成切削任務，其動力約占整臺車床的動力的 70%80%。基本 控制是主軸的正、反轉和停止，可自動換檔和無級調速。 為滿足數(shù)控車床對主軸驅動的要求，必須有以下性能:(1)寬調速范圍，且速 第五章 主軸驅動與控制 44 度穩(wěn)定性能要高;(2) 在斷續(xù)負載下，電機的轉速波動要小;(3) 加減速時間短;(4)過 載能力強;(5) 噪聲低、震動小、壽命長。隨著微電子技術、交流調速理論和大功 率半導體技術的發(fā)展，交流變頻技術進入實用階段。目前，交流驅動的性能已 達到直流驅動的水平。而且，籠型交流變頻電機不限制六電動機那樣有機械換 向帶來的麻煩和高速大功率的限制，并且體積

63、小、重量輕、采用全封閉式罩殼、 對灰塵和油有較好的防護優(yōu)點。 在目前數(shù)控車床中，主軸控制裝置通常是采 用交流變頻器來控制交流主軸電動機。 主傳動采用調速電動機進行無級變速，主軸的正反轉、啟動與停止是直接 驅動電動機來實現(xiàn)的，主軸電動機調速與分檔變速機構的配合來實現(xiàn)的。 5.1 主軸轉速的自動變換 主軸電動機調速時，電動機的驅動信號由電動機的驅動電路根據(jù)轉速指令 來轉換。 變速過程如下：讀入控制系統(tǒng)主軸轉速的代碼，判斷速度對應哪一擋、是 否需要換擋。如不須換擋，則在轉速范圍內按線性插值求出新的轉速值，輸出 至變頻器驅動裝置，調節(jié)電動機的轉速。如需換擋，發(fā)出降速指令，換擋時使 頻率降到最低，經延時速度穩(wěn)定后，發(fā)換擋請求信號，換擋繼電器動作，熱愛 背后檢測判斷換擋結束信號，及等齒輪到位后，在新檔位內根據(jù)讀入的轉速代 碼按插值法求新的轉速并輸出至電動機變頻驅動裝置。 參看變頻器驅動電機的電氣接線圖和主軸正反轉及變檔電氣接線圖。 圖中