《畢業(yè)設(shè)計（論文）-CA6150數(shù)控車床主軸箱及傳動系統(tǒng)的設(shè)計（全套圖紙）》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《畢業(yè)設(shè)計（論文）-CA6150數(shù)控車床主軸箱及傳動系統(tǒng)的設(shè)計（全套圖紙）（25頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、全套全套CAD圖紙圖紙， ，聯(lián)聯(lián)系系153893706 畢業(yè)設(shè)計（論文）任務(wù)書 指導(dǎo)老師 課題名稱CA6150車床主軸箱設(shè)計 學(xué)生姓名 專業(yè)班級 數(shù)控70201班 目錄 1 概述 2 主運動的方案選擇與主運動的設(shè)計 3 確定齒輪齒數(shù) 4 選擇電動機 5 皮帶輪的設(shè)計計算 6 傳動裝置的運動和運動參數(shù)的計算 7 主軸調(diào)速系統(tǒng)的選擇計算 8 主軸剛度的校核 一、概述 主傳動系統(tǒng)是用來實現(xiàn)機床主運動的傳動系統(tǒng)，它應(yīng)具有 一定的轉(zhuǎn)速（速度）和一定的變速范圍，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 實現(xiàn)運動的開停，變速，換向和制動等。 數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)主要包括電

2、動機、傳動系統(tǒng)和主軸部 件，它與普通機床的主傳動系統(tǒng)相比在結(jié)構(gòu)上比較簡單，這是 因為變速功能全部或大部分由主軸電動機的無級調(diào)速來承擔(dān)， 剩去了復(fù)雜的齒輪變速機構(gòu)，有些只有二級或三級齒輪變速系 統(tǒng)用以擴大電動機無級調(diào)速的范圍。 1.1數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)的特點 與普通機床比較，數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)具有下列特點。 4轉(zhuǎn)速高、功率大。它能使數(shù)控機床進行大功率切削 和高速切削，實現(xiàn)高效率加工。 5變速范圍寬。數(shù)控機床的主傳動系統(tǒng)有較寬的調(diào)速 范圍，一般Ra100，以保證加工時能選用合理的切 削用量，從而獲得最佳的生產(chǎn)率、加工精度和表面 質(zhì)量。 6主軸變速迅速可靠，數(shù)控機床的變速是按照控制指 令自動進行的，

3、因此變速機構(gòu)必須適應(yīng)自動操作的 要求。由于直流和交流主軸電動機的調(diào)速系統(tǒng)日趨 完善，所以不僅能夠方便地實現(xiàn)寬范圍無級變速， 而且減少了中間傳遞環(huán)節(jié)，提高了變速控制的可靠 性。 7主軸組件的耐磨性高，使傳動系統(tǒng)具有良好的精度 保持性。凡有機械摩擦的部位，如軸承、錐孔等都 有足夠的硬度，軸承處還有良好的潤滑。 1.2 主傳動系統(tǒng)的設(shè)計要求 主軸具有一定的轉(zhuǎn)速和足夠的轉(zhuǎn)速范圍、轉(zhuǎn)速級數(shù)， 能夠?qū)崿F(xiàn)運動的開停、變速、換向和制動，以滿足機 床的運動要求。 主電機具有足夠的功率，全部機構(gòu)和元件具有足夠 的強度和剛度，以滿足機床的動力要求。 主傳動的有關(guān)結(jié)構(gòu)，特別是主軸組件要有足夠高的 精度、抗震性，熱變形

4、和噪聲要小，傳動效率高，以 滿足機床的工作性能要求。 操縱靈活可靠， 維修方便，潤滑密封良好，以滿足 機床的使用要求。 結(jié)構(gòu)簡單緊湊，工藝性好，成本低，以滿足經(jīng)濟性 要求。 1.3 數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)配置方式 數(shù)控機床的調(diào)速是按照控制指令自動執(zhí)行的，因此變速機 構(gòu)必須適應(yīng)自動操作的要求。在主傳動系統(tǒng)中，目前多采用交 流主軸電動機和直流主軸電動機無級調(diào)速系統(tǒng)。為擴大調(diào)速范 圍，適應(yīng)低速大轉(zhuǎn)矩的要求，也經(jīng)常應(yīng)用齒輪有級調(diào)速和電動 機無級調(diào)速相結(jié)合的調(diào)速方式。 數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)主要有四種配置方式，如圖3-1所示。 帶有變速齒輪的主傳動 大、中型數(shù)控機床采用這種 變速方式。如圖3-1（a）所示，通過

5、少數(shù)幾對齒輪降速，擴大輸出 轉(zhuǎn)矩，一滿足主軸低速時對輸出轉(zhuǎn)矩特性的要求。數(shù)控機床在 交流或直流電動機無級變速的基礎(chǔ)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(xiàn)。 通過帶傳動的主傳動 如圖3-1（b）所示，這種傳動 主要應(yīng)用于轉(zhuǎn)速較高、變速范圍不大的機床。電動機本身的調(diào) 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(zhuǎn)矩特性要求的主軸。常用的是V 帶和同步齒形帶。 用兩個電動機分別驅(qū)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(qū)動主軸旋轉(zhuǎn)

6、；低速時，另一個電動機通過兩級 齒輪傳動驅(qū)動主軸旋轉(zhuǎn)，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(zhuǎn)矩 不夠且電動機功率不能充分利用的缺陷。 內(nèi)裝電動機主軸傳動結(jié)構(gòu) 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(jié)構(gòu)，有效地提高了 主軸部件的剛度，但主軸輸出轉(zhuǎn)矩小，電動機發(fā)熱對主軸影響 較大。 1.4主傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計 機床主傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計，是將傳動方案“結(jié)構(gòu)化”，向 生產(chǎn) 提供主傳動部件裝配圖，零件工作圖及零件明細(xì)表等。 在機床初步設(shè)計中，考慮主軸變速箱機床上位置，其他部 件的相互關(guān)系，只是概略給出形狀與尺寸要求，最終還需要根

7、據(jù)箱內(nèi)各元件的實際結(jié)構(gòu)與布置才確定具體方案，在可能的 情況下，設(shè)計應(yīng)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(zhì)量，滿足使用要求。設(shè)計中應(yīng)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(yán)格；但有的機 圖3-1 數(shù)控機床主傳動的四種配置方式 （ ）兩個電動機分別驅(qū)動 電動機 電動機 （ ）帶傳動 電動機 （ ）變速齒輪 電動機 （ ）內(nèi)裝電動機主軸傳動機構(gòu) 床，如臥式銑鏜床、龍門銑床的主軸箱要沿立柱或橫梁導(dǎo)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(jié)構(gòu)設(shè)計主要內(nèi)容包括：主軸組件設(shè)計， 操縱

8、機構(gòu)設(shè)計，傳動軸組件設(shè)計，其他機構(gòu)（如開停、制動及換向機構(gòu)等）設(shè) 計，潤滑與密封裝置設(shè)計，箱體及其他零件設(shè)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(yīng)，交替進行，不應(yīng)孤立割裂地設(shè)計，以免顧此失彼。給 制出部件的主要結(jié)構(gòu)裝配草圖之后，需要檢查各元件是否相 碰或干涉，再根據(jù)動力計算的結(jié)果修改結(jié)構(gòu)，然后細(xì)化、完善 裝配草圖，并按制圖標(biāo)準(zhǔn)進行加深，最后進行尺寸、配合及零 件標(biāo)注等。 二、主運動的方案選擇與主運動設(shè)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(zhì)合金、高速鋼 1

9、.3 加工工作材料 鋼、鑄鐵 1.4 尺寸范圍 0500 2、確定主軸轉(zhuǎn)速 2.1 最高轉(zhuǎn)速 nmax 采用硬質(zhì)合車刀半精車小直徑鋼材的外圓時，主軸轉(zhuǎn)速 最高。參考切削用量資料： Vmax =150200 m/s K = 0.5 Rd =0.20.25 dmax =KD =0.5400 =200 dmin =Rd dmax =0.2200 =40 nmax = min max d 1000V = 2003.14 201000 =1592.36 2.2最低轉(zhuǎn)速： 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 =1520 m/s nmin = max min d 1000V

10、= 2003.14 201000 =31.8 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 = max min d 1000V = 403.14 1.51000 =11.9轉(zhuǎn)/分 因此：取最低轉(zhuǎn)速nmin=11.9轉(zhuǎn)/分 轉(zhuǎn)速范圍 Rn= min max n n = 11.9 1592.36 =133.8 由于高速鋼車刀少用低速，且為了避免結(jié)構(gòu)過于復(fù)雜，因此 取轉(zhuǎn)速范圍Rn=1592.36/31.8=50 主運動結(jié)構(gòu)圖 三、確定齒輪齒數(shù) 1、 根據(jù)分度圓直徑選齒數(shù)： d=mz a 組： Za1 = 64 Z

11、a2 = 54 Z = 34 3a b 組: Zb1 = 95 Zb2 = 30 2、 齒輪的各參數(shù) a 組： 模數(shù) m = 4 壓力角 =20 齒距 P = m =12.56 齒厚 s = m/2 = 6.28 齒槽寬 e =m/2 = 6.28 頂隙 c = c m =1.2 * 齒頂高 h = hm = 4 aa * 齒根高 h = (h+ c )m = 5.2 fa * 全齒高 h = h + h =(2h+ c )m = 9.2 afa * 中心距 a1 = (d1+d2)/2 = 240 a2 = (d1+d3)/2 = 178 b 組: 模數(shù) m = 3.5 壓力角 =20 齒距

12、 P = m =12.56 齒厚 s = m/2 = 6.28 齒槽寬 e =m/2 = 6.28 頂隙 c = c m =1.2 * 齒頂高 h = hm = 4 aa * 齒根高 h = (h+ c )m = 5.2 fa * 全齒高 h = h + h =(2h+ c )m = 9.2 afa * 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(zhuǎn)速 n 電=1450 轉(zhuǎn)/分 2 電機型號 J02514 電機軸徑=38 五、皮帶輪的設(shè)計計算： 設(shè)一天運轉(zhuǎn)時間=810 小時（按小帶輪計算） 1 計算功率 Pc = KAP = 1.27.5

13、 = 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 100060 nd11 100060 14501403.14 （B 型：Vmax=25 米/秒） 5 實際傳動比： i= 取 =005 1 2 d1 d i=4120 306 140280 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： P0=kbn1(1-) ik 1 =1.9910 1450(1- ) 3 1 1 =2.8 12 膠帶根數(shù)： 由于需要傳遞的功率 N=7kw， 因此需膠帶 4 根 13 單根膠

14、帶初拉力： F0=18 公斤 14 有效圓周力： Ft=91.8 公斤 v 102pc 10 9102 15 作用在軸上的力： F=2F0Zsin=2184sin 2 1 2 152.5 =134 公斤 16 帶輪寬： B=（Z-1）e+2f=(4-1)20+212.5=85 六、 傳動裝置的運動和運動參數(shù)計算： 1、傳動比： i= 1.19 2、傳動裝置的運動參數(shù)： 軸（電動機軸）： P =Pd=7.5 kw 0 n =1450r/min 0 T =9550=9550=49.4 Nm 0 0 0 n P 1450 5 . 7 軸（主軸）： P = P =7.50.96=7.2 kw1 001

15、 n = = = 1218 r/min 1 01 0 i n 19 . 1 1450 T =9550=9550=56.45 Nm1 1 1 n P 1218 2 . 7 軸（編碼器）： P = P =7.20.990.97=6.9 kw2 112 n = = = 766 r/min 2 12 1 i n 59 . 1 1218 T =9550=9550=86.02 Nm 2 2 2 n P 766 9 . 6 七、 主軸調(diào)速系統(tǒng)的選擇計算 1、 對調(diào)速系統(tǒng)的基本考慮: a.由于調(diào)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(yīng)要求不高，用“無反

16、饋 矢量控制”方式已經(jīng)足夠。 b.因為調(diào)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(yīng)不限于額定頻率以下。 c.電動機的容量一般應(yīng)比原拖動系統(tǒng)的電動機容量為大。 d.在低速段，可能出現(xiàn)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 nx ff 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 lM nn/ b. 變頻器的最大輸出頻率等于電動機的額定頻率。從而，電 max f MN f 動機的最高轉(zhuǎn)速等于其額定轉(zhuǎn)速，它折算到負(fù)載軸上的值 maxM n MN n 應(yīng)大于負(fù)載要求的最大轉(zhuǎn)速: maxM n

17、 maxL n = maxM n MN n maxL n c. 電動機額定轉(zhuǎn)矩的折算值(折算到負(fù)載軸上的轉(zhuǎn)矩)； maxL T maxLMN TT 綜上所述，電動機的有效轉(zhuǎn)矩線如圖 3.2 的曲線 2 所示， 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(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速均為折算到負(fù)載軸上的值。 電動機的容量在圖 3.2 中，負(fù)載所需功率 9550/ maxminLL nTP 9550/ maxmaxLLn T 9950/ maxmaxLL nT 圖 3.2 其大小與面積成正比。而電動機的容量則與面積成正比，其OADBHGA O 大小為： MNMNM nTp 1 9950/ maxm

18、axLL nT LLP 可見,采用了變頻調(diào)速后,電動機的容量需增大倍以上。 L 3、 、 電動機的工作頻率范圍 a. 最高頻率。 N ff max b. 最底頻率因為只有一檔轉(zhuǎn)速，故頻率調(diào)節(jié)范圍為： f LLLf nnff minmaxmaxmax / 當(dāng)時, ；40 L Z Hf25 . 1 40/50 min 當(dāng)時，。140 L z Hf357 . 0 140/50 min 異步電動機在這樣低的頻率下連續(xù)工作，如不用負(fù)載反饋，是比較 困難的。 4、 一檔傳動比，且方案 N ff max 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

19、般不宜超過額定頻率的 1.5 倍(即： max f N f ). NN fff5 . 1 max 設(shè)最大調(diào)頻比 nf ffk/ maxmax 則:電動機的最高轉(zhuǎn)速也約為額定轉(zhuǎn)速的倍： maxM n MN n maxf k MNfM nkn maxmax b. 電動機的額定轉(zhuǎn)速 maxmaxmaxmax /knknn LfMMN 電動機有效轉(zhuǎn)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GHAO 9550/ 2MNMNM nTP 9550/ maxmaxmaxfLL knT max1/fM kP 可見,頻率范圍擴大之后,電動

20、機的容量可 以比減小倍,但與 1M P maxf k 負(fù)載功率相比,仍需增大很多。 表表 4-1 頻頻率、率、電動電動機與機與負(fù)載轉(zhuǎn)負(fù)載轉(zhuǎn)速之速之間間的的對應(yīng)對應(yīng)關(guān)系關(guān)系 工作頻率電動機的轉(zhuǎn)速低檔傳動比 負(fù)載轉(zhuǎn)速高檔傳動比負(fù)載轉(zhuǎn)速 min f minM n L minL n H Lmid n max f maxM n L Lmid n H maxL n 圖 3.3 5、 電動機的工作頻率范圍 設(shè)：最高頻率為，則最低頻率為 ZN Hff755 . 1 max 當(dāng)時，；40 L Z Hf875. 140/75 min 當(dāng)時，。140 L Z Hf54 . 0 140/75 min 6、兩檔傳動比，

21、且方案 N ff max 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 H L 頻率、電動機的轉(zhuǎn)速與負(fù)載轉(zhuǎn)速之間的對應(yīng)關(guān)系見表 4-1 X f M n L n 表中，是兩檔轉(zhuǎn)速分界點的“中間速”。在抵擋時，傳動比為， Lmid n L 當(dāng)從 X 到（到）時，從到；在高檔時，傳動比為， min f max f minM n maxM n L n minL n Lmid n H 當(dāng)從到 (從到)時, 從到。 X f min f max f M n minM n Mnax n L n Lmid n minL n 忽略電動機轉(zhuǎn)差率的變化的因素，則有： fLLmid ffnn

22、minmaxmin / fLmidL ffnn minmaxmax / 2 minmax/fLLL nn 作為兩檔中間的分界轉(zhuǎn)速（中間速） fLLmid nn/ max 所以,電動機工作頻率的范圍 Lf aa 可見,采用兩檔傳動比后,在負(fù)載的速度范圍不變的情況下,工作頻率 的調(diào)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(nèi)的有效 轉(zhuǎn)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?看出兩者已經(jīng)十分接近了。 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： GHOA 9550 3 MNMN M nT P 9550 / maxmaxfLmidL

23、 knT 9550 / maxmaxffLmidL knT max 1 ff M k P 可見,采用兩檔傳動比后,電動機容量可比減小倍。 1M P maxffk 電動機的工作頻率范圍 設(shè)：最高頻率為，則最低頻率為 Zn Hff755 . 1 max 當(dāng)時 40 L Z Hf86.11 40 75 min 當(dāng)時 140 L Z Hf34 . 6 140 75 min 可見,最低工作頻率增大了很多,使變頻調(diào)速系統(tǒng)在最低速時的工作 穩(wěn)定性大大改善了. 8、 調(diào)速系統(tǒng)的選擇 經(jīng)上述分析，主軸拖動系統(tǒng)在不更換電動機的條件下，要實現(xiàn)主軸 轉(zhuǎn)速的無級調(diào)速，可以采用機械多檔變速傳動，與變頻器調(diào)速相結(jié)合的 方法

24、。 原拖動與系統(tǒng)概況。 電動機的主要數(shù)據(jù) 電動機額定功率：7.5KW 電動機額定轉(zhuǎn)速：1450rpm 主軸轉(zhuǎn)速范圍：102000r/min 計算數(shù)據(jù) a. 調(diào)速范圍 200 10 2000 min max L L L n n b. 負(fù)載轉(zhuǎn)矩 1.恒轉(zhuǎn)矩區(qū)的最大轉(zhuǎn)速 min/500 4 2000 4 max r n n L LD 2.恒轉(zhuǎn)矩區(qū)的轉(zhuǎn)矩 mN n P T LD L 25.143 500 5 . 7 9550 9550 3.恒功率區(qū)的最小轉(zhuǎn)矩 MN n P T L L P 8 . 35 2000 5 . 795509550 max 3.3.9 普通籠型異步電動機變頻調(diào)速運行時的性能分析

25、 普通籠型異步電動機是按工頻電源條件下運行所設(shè)計制造的，用變頻 2000 500 35.8143.25 n/(r/min) T/(N/m) 器對其進行調(diào)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(shù)、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(fù)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(zhuǎn)速、旋轉(zhuǎn)件的強度限制，因此初步選 定電機的變頻范圍在 10Hz75Hz 之間。最大頻率調(diào)節(jié)比 5 . 7 f k 32 200 fLf kk 因此在不變換主軸電機的條件下，主軸拖動系統(tǒng)需采用機械三檔以 上變速傳動比在機械結(jié)構(gòu)上

26、，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(diào)速更為合適，因此決定利用機械四檔變速傳動方案。 76. 3200 4 4 Lf 確定傳動比 拖動系統(tǒng)機械四檔變速分配 傳動 比 檔次 低 29 L 中 4 M 高 34 . 1 H 最高 8 . 0 ZH 電機 工作 區(qū) 恒轉(zhuǎn)矩恒功率 恒轉(zhuǎn) 矩 恒功率恒轉(zhuǎn)矩恒功率恒轉(zhuǎn)矩 恒功 率 主軸 轉(zhuǎn)速 r/min 10 50 50 72.5 72 360 360 540 540 1080 1080 1620 1620 1800 1800 2160 電機 1050105022.5 504550 頻率 Hz 5075507550755055 電機 轉(zhuǎn)

27、 r/min 290 1450 1450 2175 290 1450 1450 2175 725 1450 1450 2175 1305 1450 1450 1595 低速傳動比 取29 50 1450 L 29 L 中速傳動比 取028 . 4 360 1450 M 0 . 4 M 高速傳動比 取343 . 1 1080 1450 H 34 . 1 H 最高速傳動比 取806 . 0 1800 1450 ZH 8 . 0 ZH 電機負(fù)荷性能核算 恒轉(zhuǎn)矩區(qū)折算至負(fù)載軸的轉(zhuǎn)矩 MNT TT 恒功率區(qū)折算至負(fù)載軸的轉(zhuǎn)矩 4 . 1 f MN P k T T 、調(diào)整后。拖動系統(tǒng)機械四檔調(diào)速分配及帶負(fù)

28、載核算如 L M H ZH 下表： 傳動比 檔次 低中高最高 電機 工作區(qū) 恒轉(zhuǎn) 矩 恒功率 恒轉(zhuǎn) 矩 恒功率恒轉(zhuǎn)矩恒功率 恒轉(zhuǎn) 矩 恒功率 主軸轉(zhuǎn) 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(zhuǎn) 速 r/min 290 1450 1450 2175 290 1450 1450 2175 725 1450 1450 2175 1305 1450 1450 1595 電

29、機 調(diào)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(zhuǎn)矩 NM 1432.5 1432.5 955 198 198 132 66 66 44 39 39 36 核算結(jié)果表明：在不變換主軸電機的條件下，主軸拖動系統(tǒng)采用機 械四檔變速傳動比的方案滿足要求。 注： 八、主軸鋼度的校核 1計算切削力和驅(qū)動力 切削力的計算（Pz） a、切削功率：N 切=N=6.30.98 =6.05kw 2 件件 2 b、切削轉(zhuǎn)矩：M=9550=9550=638.7NM j 件 n N 90 6.05 c、切削力：Pz= 取=130 件件d 2M 件件d P

30、z=9.810 N 3- 10130 638.72 3 d、Py=0.4Pz=0.49.810 =3.9210 N 3 3 Px=0.25Pz=0.259.810 =2.4510 N 3 3 驅(qū)動力的計算（Qr） a齒輪的傳遞功率 N 齒= N 齒=6.570.98=6.44kw b齒輪的傳遞轉(zhuǎn)距 M=9550=9550=173.3Nm j 件 n N 355 6.44 c驅(qū)動力 QT=4304.2N d 2M 3- 10233.5 173.32 狀態(tài) 輸入 低檔（K10）中檔（K11）高檔（K12） 最高檔 （K10、K12） SQ151001 SQ160100 SQ170011 Qr= Q

31、Ttg=4304.2tg20=1566.6N 切削力 Pz 與驅(qū)動力 QT 的位置關(guān)系，由機床個軸位置布置關(guān) 系可知： =20 Qz=QTcos+Qrsin=4304.2cos20+1566.6sin20=4580.4N Qy=QTsin-Qrcos=4304.2sin20-1566.6cos20=0 2主軸的受力分析 Z 方向 三軸承支撐可簡化為如圖所示靜不定系統(tǒng) 式中： 卡盤長 L 卡=150 工件長 L=160 a=100 b=65 c=456 L1=285 L2=236 L=521 Mz=Pz(L 卡+ L)=9800(150+160)=3.03810 N 6 E=2.110 5 I=

32、（D 平 -d ）=3870571.2 64 4 4 a在 Pz 作用下，B 處的撓度： （yB）Pz= l 11z 6EI ) 2 l 2 (llap b在 Mz 作用下，B 處的撓度： （rB）MZ= l 1Z 6EI ) 2 l1 2 (llM c在 QZ 作用下，B 處的撓度： （YB）QZ=- l 11Z 6EI ) 2 b- 2 l - 2 (llbQ 所以 YB=+- l 11z 6EI ) 2 l 2 (llap l 1Z 6EI ) 2 l1 2 (llM l 11Z 6EI ) 2 b- 2 l - 2 (llbQ d在（RB）Z 作用 B 處的撓度： （YB）= l 21

33、B 3EI 2 L 2 L)Z(R 由于 B 處軸承是剛性支承 所以 YB= YB +- l 11z 6EI ) 2 l 2 (llap l 1Z 6EI ) 2 l1 2 (llM l 11Z 6EI ) 2 b- 2 l - 2 (llbQ = l 21B 3EI 2 L 2 L)Z(R 由上式可求出（RB）Z （RB）Z= 2 l2l ) 2 b 2 l(lbQ) 2 l 2 (lM) 2 l 2 (llap 21 1Z1Z11z =22330N r 方向： 三軸承支承可簡化為如圖所示靜不定系統(tǒng)： （RB）y= 2 l2l ) 2 b 2 l 2 b(l Q) 2 l 2 (l)MMa(

34、p 21 1y1xyy 式中：My=Py(L 卡+ L)=1215200N Mx=Px=147000N 2 D件 Qy=0 （RB）y=10510.5N 3主軸撓度計算： Z 方向 Y=-+ 3EL a)(l 2 aPZ 6EL 3a)a(2lMZ 6EIL )la(lll)Z(R121B 6EIL c)c(lbaQZ =-9800100(521+100) 3870571.3 5 102.13 100 +- 2 100)3521(23038000 5212 285)(52123628522330 5212 456)(521456654580.4 =-0.06 Y 方向 Y=-+ 3EL a)(

35、l 2 aPy 6EL 3a)a(2lM(Mxy 6EIL c)c(lbaQy 6EIL )la(lll)y(R121B =-3920100(521+100) 3870571.3 5 102.13 100 + - 2 1000)3521(2147000)(1215200 5212 285)(52123628510510.5 =-0.025 計算總撓度：Y=0.065 2 Y 2 Yyz 2 0.025 2 0.06 Y=0.002l=0.002521=0.104 計算結(jié)果：YY 主軸撓度合格 4軸承處轉(zhuǎn)角的校核 Z 方向： Qz=+- 6EIL )l(lll)Z(R121B 6EIL c)c(lbQZ 3EL alPZ 其中：a=a+ l 卡+ l=100+150+160=410 Qz=-0.00033 Y 方向： Qy=-;( Qy=0) 6EIL )l(lll)y(R121B 3EL alPy 6EIL c)c(lbQy =-0.00012 計算總轉(zhuǎn)角 Q=0.000350.001rad 2 Q 2 Qyz 因此機床主軸的剛度是合適的