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目錄 1 概述 2 主運動的方案選擇與主運動的設計 3 確定齒輪齒數 4 選擇電動機 5 皮帶輪的設計計算 6 傳動裝置的運動和運動參數的計算 7 主軸調速系統的選擇計算 8 主軸剛度的校核 一 概述 主傳動系統是用來實現機床主運動的傳動系統 它應具有 一定的轉速 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 便的實現運動的開停 變速 換向和制動等 數控機床主傳動系統主要包括電動機 傳動系統和主軸 部件 它與普通機床的主傳動系統相比在結構上比較簡單 這 是因為變速功能全部或大部分由主軸電動機的無級調速來承擔 剩去了復雜的齒輪變速機構 有些只有二級或三級齒輪變速系 統用以擴大電動機無級調速的范圍 1 1數控機床主傳動系統的特點 與普通機床比較 數控機床主傳動系統具有下列特點 4 轉速高 功率大 它能使數控機床進行大功率切 削和高速切削 實現高效率加工 5 變速范圍寬 數控機床的主傳動系統有較寬的調 速范圍 一般Ra 100 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率 加工精度 和表面質量 6 主軸變速迅速可靠 數控機床的變速是按照控制 指令自動進行的 因此變速機構必須適應自動操 作的要求 由于直流和交流主軸電動機的調速系 統日趨完善 所以不僅能夠方便地實現寬范圍無 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 主傳動系統的設計要求 主軸具有一定的轉速和足夠的轉速范圍 轉速級數 能夠實現運動的開停 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 主傳動的有關結構 特別是主軸組件要有足夠高的 精度 抗震性 熱變形和噪聲要小 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 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 滑移齒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 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 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 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 圖 3 1 數 控 機 床 主 傳 動 的 四 種 配 置 方 式 兩 個 電 動 機 分 別 驅 動電 動 機電 動 機 帶 傳 動 電 動 機 變 速 齒 輪電 動 機 內 裝 電 動 機 主 軸 傳 動 機 構 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 min ax d10V 203 14 1592 36 2 2最低轉速 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 15 20 m s nmin max in d10V 203 14 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 in d10V 403 1 5 11 9轉 分 因此 取最低轉速nmin 11 9轉 分 轉速范圍 Rn min ax 1 9 5236 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 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 343a b 組 Zb1 95 Zb2 30 2 齒輪的各參數 a 組 模數 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 h m 4aa 齒根高 h h c m 5 2f 全齒高 h h h 2h c m 9 2afa 中心距 a1 d1 d2 2 240 a2 d1 d3 2 178 b 組 模數 m 3 5 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 h m 4aa 齒根高 h h c m 5 2f 全齒高 h h h 2h c m 9 2afa 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 106n d 106453 B 型 Vmax 25 米 秒 5 實際傳動比 i 取 005 12d i 4120 30648 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 kb n1 1 ik1 1 99 10 1450 1 3 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v102pc9 15 作用在軸上的力 F 2F0 Z sin 2 18 4 sin2 1 215 134 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 軸 電動機軸 P Pd 7 5 kw0 n 1450r min T 9550 9550 49 4 N m00n1450 7 軸 主軸 P P 7 5 0 96 7 2 kw101 n 1218 r mini9 45 T 9550 9550 56 45 N m1n128 7 軸 編碼器 P P 7 2 0 99 0 97 6 9 kw212 n 766 r mini59 8 T 9550 9550 86 02 N m22n769 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nxf 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 lMn b 變頻器的最大輸出頻率 等于電動機的額定頻率 從而 maxf MNf 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maxMNn 應大于負載要求的最大轉速 maxMn axL Mn N max c 電動機額定轉矩的折算值 折算到負載軸上的轉矩 maxLTmaxLMNT 綜上所述 電動機的有效轉矩線如圖 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 950 maxinLLTP axL 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 OADB HGAO 其大小為 MNnTp 1 950 maxL P 可見 采用了變頻調速后 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 Nf max b 最底頻率因為只有一檔轉速 故頻率調節(jié)范圍 為 f LLf nf miaxax 當 時 40 L ZH25 140min 當 時 1zf37 i 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Nf 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 但一般不宜超過額定頻率的 1 5 倍 即 maxf Nf NNf5 1 設最大調頻比 nffk maxa 則 電動機的最高轉速 也約為額定轉速 的 倍 M MNn maxfk NfMkn maxax b 電動機的額定轉速 maxaxa knLfN 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GHAO 為 950 2MNnTP 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minfminML minLH Lmidnaxax id ax 950 maxmaxfLknT 1 fMP 可見 頻率范圍擴大之后 電動機的容量可 以比 減小 倍 但1MPmaxfk 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ZNHff75 1max 當 時 40 L 840 in 當 時 1Zf i 6 兩檔傳動比 且 方案Nf 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H L 出頻率 電動機的轉速 與負載轉速 之間的對應關系見表 4 1Xf MnLn 表中 是兩檔轉速分界點的 中間速 在抵擋時 傳動比為Lmidn 當 從L X 到 到 時 從 到 在高檔時 傳動比為minfaxfinMaxLnminLid 當 從 到 從 到 時 從 到 HXmiffMiMaxLmidnin 忽略電動機轉差率的變化的因素 則有 圖 3 3 fLmidfn minaxi fidiax 2min fLL 作為兩檔中間的分界轉速 中間速 fLmidn ax 所以 電動機工作頻率的范圍 Lf 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 可以看出兩者已經十分接近了 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 9503MNnTP maxmaxfLidk 950 axaxfLidnT max1fMkP 可見 采用兩檔傳動比后 電動機容量可比 減小 倍 1MPmaxfk 電動機的工作頻率范圍 設 最高頻率為 則最低頻率為ZnHff75 1max 當 時 40 L ZHf86 14075min 當 時 1L Zf34 in 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 201minax L b 負載轉矩 1 恒轉矩區(qū)的最大轉速 in 5042maxrnLD 2 恒轉矩區(qū)的轉矩 mNnPTLD 25 1430 79502000500 35 8 143 25 n r min T N m 3 恒功率區(qū)的最小轉矩 MNnPTLP 8 3520 795max 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 5 7 fk 320fLf kk 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 76 3204 Lf 確定傳動比 拖動系統機械四檔變速分配 傳動 比 檔次 低 29 L 中 4 M 高 34 1 H 最高 8 0 ZH 電機 工作 恒轉矩 恒功率 恒轉 矩 恒功率 恒轉矩 恒功率 恒轉矩 恒功 率 區(qū) 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295014 L 29L 中速傳動比 取8 436M0 4 M 高速傳動比 取 1085 H 3 1H 最高速傳動比 取6 14ZH8 0 ZH 電機負荷性能核算 恒轉矩區(qū)折算至負載軸的轉矩 MNT 恒功率區(qū)折算至負載軸的轉矩 4 1fMNPkT 調整后 拖動系統機械四檔調速分配及帶負載核算L HZ 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 八 主軸鋼度的校核 1 計算切削力和驅動力 切削力的計算 Pz a 切削功率 N 切 N 6 3 0 98 6 05kw2軸 承 2 b 切削轉矩 M 9550 9550 638 7N Mj切nN906 5 c 切削力 Pz 取 130工 件d2M工 件 Pz 9 8 10 N3 1068 7 3 d Py 0 4Pz 0 4 9 8 10 3 92 10 N 3 3 Px 0 25Pz 0 25 9 8 10 2 45 10 N 3 3 驅動力的計算 Qr a 齒輪的傳遞功率 N 齒 N 齒 6 57 0 98 6 44kw b 齒輪的傳遞轉距 M 9550 9550 173 3N mj齒nN356 4 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 c 驅動力 QT 4304 2Nd2M3 10 57 Qr QT tg 4304 2 tg20 1566 6N 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 20 Qz QTcos Qrsin 4304 2 cos20 1566 6 sin20 45 80 4N Qy QTsin Qrcos 4304 2 sin20 1566 6 cos20 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 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 3 038 10 N 6 E 2 1 10 5 I D 平 d 3870571 264 4 4 a 在 Pz 作用下 B 處的撓度 yB Pz l11z6EI 2 ap b 在 Mz 作用下 B 處的撓度 rB MZ l1Z6EI 2 M c 在 QZ 作用下 B 處的撓度 YB QZ l11Z6EI 2b Q 所以 YB l11zap l1ZM l11Z6EI 2b Q d 在 RB Z 作用 B 處的撓度 Y B l21B3EIL Z R 由于 B 處軸承是剛性支承 所以 YB Y B l11z6EI 2 ap l1Z6EI 2 M l11Z6EI 2b Q l21B3LZR 由上式可求出 RB Z RB Z 2l 2bl Q M2lap11ZZ11z 22330N r 方向 三軸承支承可簡化為如圖所示靜不定系統 RB y 2l 2b Q Map11yxy 式中 My Py L 卡 L 1215200N Mx Px 147000N D 件 Qy 0 RB y 10510 5N 3 主軸撓度計算 Z 方向 Y 3ELa l2PZ 6EL3a 2lMZ 6EIL la ZR121B 6EILc lbQZ 9800 100 521 100 87051 1 2 05218 3820 52146 40 0 06 Y 方向 Y 3ELa l2Py 6EL3a 2lMxy 6EILc lbQy 6EIL la yR121B 3920 100 521 100 387051 2 1 0 2 4 5 52185 3681 0 025 計算總撓度 Y 0 065Yyz0 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 Z 方向 Qz 6EIL l ZR121B 6EILc bQZ 3alPZ 其中 a a l 卡 l 100 150 160 410 Qz 0 00033 Y 方向 Qy Qy 0 6EIL l yR121B 3ELaPy 6Ic lbQy 0 00012 計算總轉角 Q 0 00035 0 001rad2Qyz 因此機床主軸的剛度是合適的