CK6140数控车床主传动系统设计

燕山大学

课 程 设 计 说 明 书

题目：CK6140数控车床主传动系统设计

学院（系）：机械工程学院机制系 年级专业： 08级机制2 学 号： 080101010127 学生姓名： 吕 伟 彪 指导教师： 王敏婷 李宇鹏

目 录

第1章 概述……………………………………………. .……..1

1.1 设计要求………………………………………………..1 第2章 主传动的设计 ………………………………………… 2

2.1计算转速的确定……………………………………….. 2 2.2变频调速电机的选择………………………………...…2 2.3转速图的拟定…………………………………………...2 2.3.1传动比的计算…………………………………… ...2 2.3.2参数确定…………………………………………. ..2 2.3.3 主轴箱传动机构简图……………………………...3

2.3.4 转速图拟定………………………………………...3 2.4传动轴的估算………………………………………..… 3 2.5主轴轴颈的确定……………………………………..… 5 2.6主轴最佳跨距的选择……………………………..…… 5 2.7齿轮模数的估算……………………………………….. 6 2.8 同步带传动的设计………………………………….… 8 2.9 滚动轴承的选择…………………………………….… 10 2.10 主要传动件的验算………………………… .…….… 10 2.10.1 齿轮模数的验算………………………..…..…… 10 2.10.2 传动轴刚度的验算……………………………… 14 2.10.3 滚动轴承的验算…………….…………………... 15 总结……………………………..…………………………….…. 16 参考文献………………………………………………..……….. 17

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第一章 概述

1.1 设计要求

机床类型：数控车床 主传动设计要求：

满载功率7.5KW，最高转速4000rpm,

最低转速41.5rpm 变速要求：无级变速 进给传动系统设计要求：

伺服控制，行程1200mm，最低速度0.001mm/r，最高速度0.5mm/r， 最大载荷4500N，精度±3μm

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第二章 主传动的设计

2.1 计算转速的确定

机床主轴的变速范围：所以：=

400041.5= ，且：=4000rpm,=41.5rpm

=96.38

得：

根据机床的主轴计算转速计算公式：==41.5х96.380.3=163.4rpm

2.2变频调速电机的选择

为了简化变速箱及其自动操纵机构，希望用双速变速箱，现取Z=2。为了提高电机效率，应尽量使n高min=n低min。

假设所选电机最高转速为4500rpm，额定转速为1500rpm，i1则有，

4500i2i1163.4i2400045000.89，

，得i20.18，

7.50.96163.4i2908rpm。取机床总效率

η=0.98х0.98=0.96，则p率为pmin7.515009087.8kw。电动机在1500rpm时的输出功

12.4kw，现取过载系数k=1.28，则电机功率为

p0kpmin1.312.416.1kw 。

可选用上海德驱驰电气有限公司的UABP160L-4-50-18.5型号交流主轴电动机，额定功率为18.5kw，最高转速为4500rpm，同步转速为1500rpm，调频范围为5-150HZ,基频为50HZ。选配变频器型号：DRS3000-V4T0150C，售价1380元人民币。

2.3 转速图的拟定

2.3.1 传动比的计算

设电机轴与中间轴通过齿轮定比传动，取其传动比为i0=0.67，

则i1'i1i00.890.671.33，i2'i2i00.180.670.27。

2.3.2 参数确定

第一级变速选用同步齿形带传动，两级变速组采用齿轮传动。选i1'=1.33的齿轮副为70/51

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选i2'=0.27的齿轮副为26/95 2.3.3 主轴箱传动机构简图

2.3.4 转速图拟定

2.4 传动轴的估算

传动轴除应满足强度要求外，还满足刚度要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭转载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不是主要矛盾。除了载荷较大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求轴在载荷下不至于产生过大的变形。如果刚度不够，轴上的零件由于轴的变形过大而不能正常工作，或者

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产生振动和噪音，发热，过早磨损而失效，因此，必须保证传动轴有足够的刚度。

计算转速nj是传动件传递全部功率的最低转速，各个传动轴上的计算转速可以从转速图直接得出。

主轴： nj2=163r/min 中间轴：nj1=595r/min 电机轴：nj0=893r/min

各轴功率和扭矩计算：

已知一级齿轮传动效率为0.98，则有：

电机轴功率：p0=nj0³p额/n额=893³18.5/1500=11kw 中间轴功率：p1=p0³0.98=11³0.98=10.8kw 主轴功率： p2=p1³0.98=10.8³0.98=10.6kw

电机轴扭矩：T0=9550p0/nj0=9550³11/893=1.18³10 N²mm 中间轴扭矩：T1=9550p1/nj1=9550³10.8/595=1.73³10 N²mm 主轴扭矩； T2=9550p2/nj2=9550³10.6/163=6.21³10 N²mm 表2-1 各轴计算转速、功率、扭矩

轴 电机轴 中间轴 主轴 计算转速（r/min） 893 595 163 功率(kw) 11 10.8 10.6 扭矩(N²m) 118 173 621 按扭转刚度估算轴的直径

45

5

5

d1.64Tn （mm）

式中 d——传动轴直径（mm）

Tn——该轴传递的额定扭矩（N²mm）

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，一般传动轴取——该轴每米长度允许的扭转角（deg/m）

=0.5°~1°。

电机轴：取=0.8deg/m

44d1.64Tn1.641.18100.8532.1mm

查阅电机轴轴颈为d=48mm，满足要求。 中间轴：取=0.8deg/m

44d1.64Tn1.641.73100.8535.4mm

圆整取d1=40mm

2.5 主轴轴颈的确定

为了保证机床工作的精度，主轴尺寸一般都是根据其刚度要求决定的。

故主轴前轴颈的尺寸按统计数据确定。查阅相关资料：主轴前轴颈D1

=150mm，主轴的后轴颈一般推荐为D1的0.7-0.85倍，取D2=0.8 D1=0.8³150=120mm。

表2-2 各轴估算直径

轴 电机轴 中间轴 主轴前轴颈 主轴后轴颈 主轴内孔 直径（mm） 48 40 100 80 32

2.6 主轴最佳跨距的选择

①、由前轴颈取=100mm，后轴颈取=80mm，选前轴承为NN3022K型和234422型，后轴承为NN3018K型。选主轴锥度号为45的轴头，根据结构，定悬伸长度a=120mm。 ②、求轴承刚度：

电机输出额定功率18.5kw时，主轴转速为260r/min，则主轴最大输出转矩

T9550Pn955018.51631083.9Nm

床身上最大加工直径约为最大回转直径的60%，即240mm，故半径为0.12m。

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切削力 Fc9032.5N 0.12背向力 Fp0.5Fc4516.2N

1083.9故总作用力为 FFcFp10098.6N

22该力作用于顶在顶尖间的工件上，主轴和尾架各承受一半，故主轴端受力为F/2=5049.3N。

在估算时，先假定初值l/a=3,l=3х120=360mm。前后支承的支反力和分别为：

=

=2700х

=3600N =900N

==2700х

轴向力==2755N

根据《金属切削机床》式（10—5）、（10—6）可求出前、后轴承刚度 轴承NN3022K径向刚度：=2070N/μm 轴承NN3018K径向刚度：=1530.3N/μm 轴承234422轴向刚度：=833N/μm ③、求最佳跨距：

=

=1.35

=

初步计算时，可假设主轴的当量外径为前、后轴承颈的平均值，（100+80）mm/2=90mm。故惯性矩为

I=0.05х（-）=497.3х

η=

=

=0.184

查《金属切削机床》图（10—24）主轴最佳跨距计算线图，/a=1.7。可根

据/a=2再计算支反力和支撑刚度，求最佳跨距，经过进一步的迭代过程，最终取得最佳跨距为l=300mm。

2.7 齿轮模数的估算

一般同一变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算：

3mj16338u1Ndmz1ujnj22 （mm）

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式中 mj——按接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm）；

； Nd——齿轮传递的功率（kw）

nj——小齿轮的计算转速（r/min）；

u——大齿轮齿数与小齿轮齿数之比； z1——小齿轮齿数；

m——齿宽系数，m=B/m，m=6~10； j——许用接触应力（Mpa）。 齿轮材料及热处理的选择： 电机轴、传动轴上齿轮：

Z=44、66、70、26，20Cr渗碳、淬火、低温回火，HRC56-62

主轴上齿轮：

Z=51、95, 20Cr渗碳、高频淬火、低温回火，HRC56-62

取齿宽系数m=8，查得j=1650Mpa，则 对44/66的齿轮传动副的Z=44的齿轮，计算转速为893r/min

33mj16338u1Ndmz1ujnj22163381.5118.58441.51650893221.53取

m=2mm

对70/51的齿轮传动副的Z=51的齿轮，计算转速为821r/min

3m16338u1Ndmz1ujnj223163381.37118.58511.371650821221.44对26/95

的齿轮传动副的Z=26的齿轮，计算转速为595r/min

3m16338u1Ndmz1ujnj223163383.65118.58263.651650595222.27为了保

证中心距，主轴与中间轴之间传动组模数需要相等，取m=3mm。

取齿宽系数m8，齿宽Bmm，当m=2时，B=2³8=16mm，大齿轮B=16mm，小齿轮b=22mm。当m=3时，B=3³8=24mm，大齿轮B=24mm，主轴

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传动组齿轮小齿轮比大齿轮齿宽大1~2mm，小齿轮b=25mm。

表2-3 各齿轮齿数、模数 Z1 Z3 齿轮 Z2 Z4 Z5 Z6

齿数 44 66 70 51 26 95 模数 2 2 3 3 3 3 齿宽 22 16 24 25 25 24

2.8 同步带传动的设计

同步带具有传动比较准确，不打滑，效率高，初拉力以及适用功率的

范围，不需要润滑等特点。

同步带的设计功率为18.5kw，根据同步带选型图，选定带型为H型带，节距为12.7mm。小带轮的齿数z1zmin，根据表格查得zmin22，在带速和

安装尺寸允许的情况下，z1尽可能选取较大值，现初取z1=32。小带轮的节圆直径d1z1pd3212.73.14129.36mmn1n21

4500300048大带轮的齿数

z2pd48z2zi1z32，大带轮节圆直径

带

速

d2vd1n112.7194mm.043.143.14129.361500601000，

10.15m/svmax601000，其中查得H型带的

vmax40m/s，所以符合要求。初定轴间距c0，0.7d1d2c02d1d2，

即0.7129.36194.04226.38mmc0c0400mm2129.36194.04646.8mm，初取

。

带长L0及其齿数z

L02c02d1d2d2d14c0224003.142194.04129.36

129.36194.04440021310.4mm 共 17 页 第 8 页

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查得带长代号为510，基本尺寸为L0=1295.4mm，节线长上的齿数为z=102。实际轴间距为a0c0LpL024001295.41310.42392.5mm。

小带轮啮合齿数

Rzzzment1021z2z123a12.73232ent4832233.14392.5215

基本额定功率P0

P0(Tamv)v1000221000.44810.1510.152100020.85kw

基本额定功率是各带型基准宽度bs0的额定功率，bs0=76.2mm，Ta为宽度为bs0的带的许用工作拉力（N）,查表得Ta=2100N，m为宽度为bs0的带单位长度的质量（kg/m）, 查表得m=0.448 kg/m。

所需带宽bs

1.14bsbs0PdKzP01.1476.218.5120.8568.6mm

Kz为啮合齿数系数，根据zm6取Kz=1 ，bs应选取标准值，一般应小于d1，查

表得，应选带宽代号为300的H型带，其中 bs76.2mm，极限偏差为±1.5mm。

带轮的结构尺寸

小带轮：z132；d1129.36mm; da127.99mm 大带轮：z248；d1194.04mm; da192.67mm

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2.9 滚动轴承的选择

为了增加主轴的刚度，主轴前端支承采用圆锥孔双列圆柱滚子轴承和双向推力角接触轴承，后支承采用圆锥孔双列圆柱滚子轴，中间采用深沟球轴承辅助支承。考虑到其他轴的高速且没有轴向力，其余轴均采用深沟球轴承。

2.10 主要传动件的验算

2.10.1 齿轮模数的验算

一般对高速传动的齿轮以验算接触疲劳强度为主，对低速传动的齿轮以验算弯曲疲劳强度为主，对硬齿面软齿芯的渗碳淬火齿轮，一定要验算弯曲疲劳强度。

对于44/66和70/51的齿轮副验算接触疲劳强度和弯曲疲劳强度,26/95的齿轮副验算弯曲疲劳强度。

接触疲劳强度计算齿轮模数mj

j208810zm3u1K1K2K3KSNuBnjMPaj

接触弯曲强度计算齿轮模数mw

w19110K1K2K3KsNzmBYnj25MPaw

式中 N——传递的额定功率（kw），NNd；

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； Nd——电机额定功率（kw）

——从电机到所计算齿轮的传递效率；

nj——齿轮的计算转速（r/min）；

m——初算的齿轮模数（mm）

B——齿宽（mm）

u——大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；

z——小齿轮齿数；

K1——工况系数，考虑载荷冲击的影响，中等冲击取1.2~1.6； K2——动载荷系数 K3——齿向载荷分布系数

Y——齿形系数

Ks——寿命系数：

KsKTKnKNKq

KT——工作期限系数：

m KT60n1TC0 T——齿轮在机床工作期限内的总工作时间 n1——齿轮的最低转速（r/min）；

C0——基准循环次数，钢和铸铁件：接触载荷取C0=10 ，弯曲载

7

荷取C0=2³10 ；

m——疲劳曲线指数，钢和铸铁件：接触载荷取m=3；弯曲载荷时，

8

对正火、调质及整体淬硬件取m=6，对表面淬硬（高频、

渗碳、氮化等）取m=9；

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Kn——转速变化系数 KN——功率利用系数

Kq——材料强化系数

w——许用弯曲应力（Mpa）

j——许用接触应力（Mpa）。 ① 验算26/95齿轮传动组，验算Z=26齿轮： 查阅相关资料得：

Y=0.43、K1=1.4、K2=1.3、K3=1.04、Ks=0.27、m=8、w=297Mpa、

j=1650Mpa 接触疲劳强度：

j208810zm33u1K1K2K3KSNuBnjMPaMPa

208810262.53.6511.41.31.040.2718.50.983.6522595459MPaj1650MPa弯曲疲劳强度：

w19110K1K2K3KsNzmBYnj5225MPaMPa

191101.41.31.040.2718.50.98262.5220.4359543.8MPaw297MPa均满足要求。

② 验算44/66齿轮传动组，验算Z=44齿轮：

查阅相关资料得：

j=1650Mpa、Y=0.481、K1=1.4、K2=1.3、K3=1、Ks=0.27、m=8、w=297Mpa

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接触疲劳强度：

j208810zm33u1K1K2K3KSNuBnjMPaMPa 弯曲疲

2088104421.511.41.310.2718.51.522893659MPaj1650MPa劳强度：

w19110K1K2K3KsNzmBYnj5225MPaMPa

191101.41.310.2718.5442220.481893104MPaw297MPa均满足要求。

Z=44的齿轮模数m=4>3.88，满足要求。 ③ 验算70/51齿轮传动组，验算Z=51齿轮：

查阅相关资料得：

K1=1.4、K2=1.3、K3=1、Ks=0.27、Y=0.488 j=1650Mpa、w=297Mpa 接触疲劳强度：

j208810zm33u1K1K2K3KSNuBnjMPaMPa

208810512.51.3711.41.310.2718.50.9821.3722821592MPaj1650MPa弯曲疲劳强度：

w19110K1K2K3KsNzmBYnj5225MPa2191101.41.310.2718.50.98512.5220.488821MPa

93MPaw297MPa 共 17 页 第 13 页

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均满足要求。

2.10.2 传动轴刚度的验算

传动轴弯曲刚度验算，主要验算其最大挠度y，安装齿轮和轴承处的倾角θ。验算支承处倾角时，只需验算支反力最大的支承点，若该处的倾角小于安装齿轮处规定的允许值，则齿轮处的倾角就不必验算，因为支承处的倾角一般都大于轴上其他部位的倾角。当轴上有多个齿轮时一般只要验算受力最大齿轮处的挠度。刚度验算时应选择最危险的工作条件，一般是轴的计算转速低、传动齿轮的直径小且位于轴的中央，此时轴的总变形量最大。

验算中间轴的刚度： 受力简图如下：

中间轴的Z=26的齿轮受力最大，变形挠度最大，右支承是支反力最大的支承点，则Z=26齿轮受力：

圆周力 Ft2T1d121734263.3KN

径向力 FrFttan3.3tan201.2KN F=Fr=1.2KN 齿轮处轴的挠度为

yFFab3EIl2212002204832003.1442644225.4510m

6268右支承处轴的倾角为BFabla6EIl

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2.10.3 滚动轴承的验算

机床的一般传动轴用的滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳寿命验算。

按计算动负荷Cj的计算式进行计算

CjfhfFKNKnKlPNCN

fn

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总 结

经过为期四周的不懈努力，我们顺利完成了对数控车床主传动系统的设计。在这四周的时间里，按照设计要求、结合所学设计理论，一步一步，认真地分析、计算，终于完成了这个课程设计。虽然在本次课程设计过程中，我们明显感觉本次课程设计难度较高，但是我们还是把它完成了。

通过本次课程设计，使我们以前所学的多门知识得到了一次综合运用，也使我们进一步理解了各门学科之间的相互联系。同时作为毕业设计前的最后一次课程设计，可以说是毕业设计前的一次练兵，也为以后的设计工作打下了一定的基础。本次课程设计在提高我们解决实际问题能力的同时，也让我们认识到了自己的许多不足之处，还有待提高。

另外，在本次设计过程中，老师不辞辛苦指导我们，给予了我们很大的帮助，在此深表感谢！当然，由于我们水平有限，整个设计中不妥之处在所难免，恳请老师不吝指正。

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参考文献

1、《机床设计手册》 机械工业出版社 2、《机床设计图册》 上海科学技术出版社 3、《机械设计》 许立忠 周玉林 主编 中国标准出版社 4、《机械设计课程设计指导手册》 韩晓娟 主编 5、《机械设计手册》 成大仙 主编 中国标准出版社 机械工业出版社

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