CA6150车床主轴箱设计有全套图纸可编辑Word格式文档下载.docx
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常用的是V带和同步齿形带。
⑶用两个电动机分别驱动主轴如图3-1(c)所示,这是上述两种方式的混合传动,具有上述两种性能。
高速时电动机通过带轮直接驱动主轴旋转;
低速时,另一个电动机通过两级齿轮传动驱动主轴旋转,齿轮起到降速和扩大变速范围的作用,这样就使恒功率区增大,扩大了变速范围,克服了低速时转矩不够且电动机功率不能充分利用的缺陷。
⑷内装电动机主轴传动结构如图3-1(d)所示,这种主传动方式大大简化了主轴箱体与主轴的结构,有效地提高了主轴部件的刚度,但主轴输出转矩小,电动机发热对主轴影响较大。
1.4主传动系统结构设计机床主传动系统的结构设计,是将传动方案“结构化”,向生产提供主传动部件装配图,零件工作图及零件明细表等。
在机床初步设计中,考虑主轴变速箱机床上位置,其他部件的相互关系,只是概略给出形状与尺寸要求,最终还需要根据箱内各元件的实际结构与布置才确定具体方案,在可能的情况下,设计应尽量减小主轴变速箱的轴向和径向尺寸,以便节省材料,减轻质量,满足使用要求。
设计中应注意对于不同情况要区别对待,如某些立式机床和摇臂钻床的主轴箱;
要求较小的轴向尺寸而对径向尺寸要求并不严格;
但有的机床,如卧式铣镗床、龙门铣床的主轴箱要沿立柱或横梁导轨移动,为减少其颠覆力矩,要求缩小径向尺寸。
机床主传动部件即主轴变速箱的结构设计主要内容包括:
主轴组件设计,操纵机构设计,传动轴组件设计,其他机构(如开停、制动及换向机构等)设计,润滑与密封装置设计,箱体及其他零件设计等。
主轴变速箱部件装配图包括展开图、横向剖视图、外观图及其他必要的局部视图等。
给制展开图和横向剖视图时,要相互照应,交替进行,不应孤立割裂地设计,以免顾此失彼。
给制出部件的主要结构装配草图之后,需要检查各元件是否相碰或干涉,再根据动力计算的结果修改结构,然后细化、完善装配草图,并按制图标准进行加深,最后进行尺寸、配合及零件标注等。
二、主运动的方案选择与主运动设计
1、机床的工艺特性
1.1工艺范围精车、半精车外圆、车螺纹、车端面
1.2刀具材料硬质合金、高速钢
1.3加工工作材料钢、铸铁
1.4尺寸范围0~500?
2、确定主轴转速
2.1最高转速n
采用硬质合车刀半精车小直径钢材的外圆时,主轴转速最高。
参考切削用量资料:
V150~200m/sK0.5Rd0.2~0.25
dK?
D0.5×
400200?
dminRd?
d0.2×
20040?
n1592.36
2.2最低转速:
①用高速钢车刀,粗车铸铁材料的端面时,参考切削用量资料:
V15~20m/s
nmin31.8
②用高速钢车刀,精车合金钢材料的丝杠时,参考资料:
直径500?
普通车床加工丝杠的最大直径是50?
Vmin1.5米/分
nmin11.9转/分
因此:
取最低转速nmin11.9转/分
③转速范围Rn133.8由于高速钢车刀少用低速,且为了避免结构过于复杂,因此取转速范围Rn1592.36/31.850
④主运动结构图
三、确定齿轮齿数1、根据分度圆直径选齿数:
dmza组:
Za164
Za254
Z34
b组:
Zb195Zb2302、齿轮的各参数
a组:
模数m4
压力角α20°
齿距Pπm12.56
齿厚sπm/26.28
齿槽宽eπm/26.28
顶隙ccm1.2
齿顶高hhm4
齿根高hh+cm5.2
全齿高hh+h2h+cm9.2
中心距a1d1+d2/2240
a2d1+d3/2178
模数m3.5
中心距ad4+d5/2240
四、选择电动机
电动机功率
N电7.5kw转速n电1450转/分
电机型号
J02?
51?
4电机轴径38?
五、皮带轮的设计计算:
设一天运转时间8~10小时(按小带轮计算)
计算功率PcKA?
P1.2×
7.59kw
选胶带型别为:
B型
选小带轮直径d1140?
实心轮
大带轮直径d2280?
四孔板轮
带速:
V10.6米/秒
(B型:
V25米/秒)
实际传动比:
i取ε005
i47
初定中心距
(1~0.95)d21~0.95×
280280~266
取270
初定胶带节线长度
Lop2+d1+d2+2×
270+×
140+280+1218取Lp1290Li1250
计算中心距+270+306?
小带轮包角
≈180°
-×
60°
180°
152.5°
120°
单根胶带传递的功率:
P02.03kw
单根胶带传递功率的增量:
ΔP0kb?
n1?
1-1.99×
10×
1450×
1-2.8
胶带根数:
由于需要传递的功率N7kw,因此需胶带4根
单根胶带初拉力:
F018公斤
有效圆周力:
Ft91.8公斤
作用在轴上的力:
F2F0?
Z?
sin2×
18×
4×
sin
134公斤
带轮宽:
B(Z-1)e+2f4-1×
20+2×
12.585?
六、传动装置的运动和运动参数计算:
1、传动比:
i1.192、传动装置的运动参数:
Ⅰ轴(电动机轴):
PPd7.5kwn1450r/minT9550×
9550×
49.4N?
mⅡ轴(主轴):
PPη7.5×
0.967.2kwn1218r/minT9550×
56.45N?
mⅢ轴(编码器):
PPη7.2×
0.99×
0.976.9kwn766r/minT9550×
86.02N?
m
七、主轴调速系统的选择计算
1、对调速系统的基本考虑:
a.由于调速范围广,且要求有较硬的机械特性。
所以,以选用矢量控制方式为宜。
对于普通车床来说,由于对动态响应要求不高,用“无反馈矢量控制”方式已经足够。
b.因为调速范围广,且高速与低速段机械特性的特点不一样,故工作频率范围应不限于额定频率以下。
c.电动机的容量一般应比原拖动系统的电动机容量为大。
d.在低速段,可能出现较大的冲击过载,容易引起变频器的跳闸。
所以,变频器的容量以比电动机的容量大一档为好。
2、一档传动比,且方案
基本工作情况
a.电动机和主轴之间的传动比只有一档,传动比
b.变频器的最大输出频率等于电动机的额定频率。
从而,电动机的最高转速等于其额定转速,它折算到负载轴上的值应大于负载要求的最大转速:
c.电动机额定转矩的折算值折算到负载轴上的转矩;
综上所述,电动机的有效转矩线如图3.2的曲线2所示,
曲线1是车床的机械特性曲线。
为了便于比较,
图中,电动机的转矩和转速均为折算到负载轴上的值。
电动机的容量在图3.2中,负载所需功率
其大小与面积成正比。
而电动机的容量则与面积成正比,其大小为:
可见,采用了变频调速后,电动机的容量需增大倍以上。
3、电动机的工作频率范围
a.最高频率。
b.最底频率因为只有一档转速,故频率调节范围为:
当时,;
当时,。
异步电动机在这样低的频率下连续工作,如不用负载反馈,是比较困难的。
4、一档传动比,且方案
a.电动机和主轴之间的传动比仍只有一档,但变频器的最高输出频率
允许超过额定频率。
但一般不宜超过额定频率的1.5倍即:
设最大调频比则:
电动机的最高转速也约为额定转速的倍:
b.电动机的额定转速电动机有效转矩线圈如图中的曲线2所示。
曲线1为车床的机械特性曲线。
电动机的容量如图,电动机的容量与面积成正比,其大小为可见,频率范围扩大之后,电动机的容量可以比减小倍,但与负载功率相比,仍需增大很多。
5、电动机的工作频率范围设:
最高频率为,则最低频率为当时,;
6、两档传动比,且方案
基本工作情况将电动机和主轴之间的传动比分成两档和,使变频器的输出频率、电动机的转速与负载转速之间的对应关系见表4-1
表中,是两档转速分界点的“中间速”。
在抵挡时,传动比为,当从
到(到)时,从到;
在高档时,传动比为,当从到从到时,从到。
忽略电动机转差率的变化的因素,则有:
作为两档中间的分界转速(中间速)所以,电动机工作频率的范围可见,采用两档传动比后,在负载的速度范围不变的情况下,工作频率的调节范围大大的缩小了。
采用两档传动比后,在全频率范围内的有效转矩线如图3.3中之曲线2所示,曲线1为车床的机械特性曲线。
可以看出两者已经十分接近了。
7、动机的容量电动机的容量与面积成正比,如图3所示。
其大小为:
可见,采用两档传动比后,电动机容量可比减小倍。
电动机的工作频率范围
设:
最高频率为,则最低频率为
当时当时可见,最低工作频率增大了很多,使变频调速系统在最低速时的工作稳定性大大改善了.
8、调速系统的选择
经上述分析,主轴拖动系统在不更换电动机的条件下,要实现主轴转速的无级调速,可以采用机械多档变速传动,与变频器调速相结合的方法。
原拖动与系统概况。
电动机的主要数据电动机额定功率:
7.5KW电动机额定转速:
1450rpm主轴转速范围:
10?
2000r/min
计算数据a.调速范围
b.负载转矩1.恒转矩区的最大转速2.恒转矩区的转矩3.恒功率区的最小转矩
3.3.9普通笼型异步电动机变频调速运行时的性能分析
普通笼型异步电动机是按工频电源条件下运行所设计制造的,用变频器对其进行调速时,因变频器输出波形中含有谐波的影响,电动机功率因数、效率均有下降,电流与线圈温升将有所增高,电机在额定频率以下连续进行时,影响其带负载能力的主要因素是温升,在额定频率以上连续运行时,电机允许最高频率受轴承的极限转速、旋转件的强度限制,因此初步选定电机的变频范围在10Hz~75Hz之间。
最大频率调节比
因此在不变换主轴电机的条件下,主轴拖动系统需采用机械三档以上变速传动比在机械结构上,三档与四档变速传动的方案相似,而采用四档变速对电机的调速更为合适,因此决定利用机械四档变速传动方案。
确定传动比
拖动系统机械四档变速分配
传动比
档次低
中
高
最高
电机
工作区恒转矩恒功率恒转矩恒功率恒转矩恒功率恒转矩恒功率
主轴转速r/min105050
72.572
360360
540540
10801080
16201620
18001800
2160电机频率Hz10
5050
7510
7522.55050
7545
55
电机转r/min290
14501450
2175290
2175725
14501450
21751305
1595
低速传动比
取
中速传动比
取
高速传动比
最高速传动比
电机负荷性能核算
恒转矩区折算至负载轴的转矩
恒功率区折算至负载轴的转矩
、、、调整后。
拖动系统机械四档调速分配及带负载核算如下表:
档次低中高最高
主轴转速r/min10
2160
频率Hz10
7522.5
电机转速r/min290
2175725
调频比0.2
11
1.50.211
1.50.511
1.50.9
1.1
折算
转矩N?
M1432.51432.5
955198198
1326666
443939
36
核算结果表明:
在不变换主轴电机的条件下,主轴拖动系统采用机械四档变速传动比的方案满足要求。
注:
状态
输入低档(K10)中档(K11)高档(K12)最高档(K10、K12)
SQ151001
SQ160100
SQ170011
八、主轴钢度的校核
计算切削力和驱动力
切削力的计算(Pz)
a、切削功率:
N切NⅣ?
6.3×
0.986.05kw
b、切削转矩:
M9550×
638.7N?
M
c、切削力:
Pz取130
Pz9.8×
10N
d、Py0.4Pz0.4×
9.8×
103.92×
Px0.25Pz0.25×
102.45×
驱动力的计算(Qr)
齿轮的传递功率
N齿NⅣ?
η齿6.57×
0.986.44kw
齿轮的传递转距
173.3N?
驱动力QT4304.2NQrQT?
tgα4304.2×
tg20°
1566.6N
切削力Pz与驱动力QT的位置关系,由机床个轴位置布置关系可知:
β20°
QzQTcosβ+Qrsinβ4304.2×
cos20°
+1566.6×
sin20°
4580.4N
QyQTsinβ-Qrcosβ4304.2×
-1566.6×
0主轴的受力分析
Z方向
三轴承支撑可简化为如图所示静不定系统
式中:
卡盘长L卡150?
工件长LⅠ160?
a100?
b65?
c456?
L1285?
L2236?
L521?
MzPzL卡+LⅠ9800×
150+1603.038×
10N?
?
E2.1×
10I(D平-d)3870571.2
在Pz作用下,B处的挠度:
(yB)Pz
在Mz作用下,B处的挠度:
(rB)MZ
在QZ作用下,B处的挠度:
(YB)QZ-
所以YB+-
在(RB)Z作用B处的挠度:
(Y′B)
由于B处轴承是刚性支承
所以YBY′B
+-
由上式可求出(RB)Z
(RB)Z
22330N
r方向:
三轴承支承可简化为如图所示静不定系统:
(RB)y
MyPy?
L卡+LⅠ1215200N?
MxPx?
147000N?
Qy0(RB)y10510.5N
主轴挠度计算:
Y--++
-[9800×
100×
521+100
+--
-0.06
Y方向
Y---+
-[3920×
521+100
+-]
-0.025
计算总挠度:
Y0.065
[Y]0.002l0.002×
5210.104
计算结果:
Y〈[Y]主轴挠度合格
轴承处转角的校核
Z方向:
Qz+-
其中:
a′a+l卡+lⅠ100+150+160410?
Qz-0.00033
Y方向:
Qy--;
Qy0-0.00012
计算总转角
Q0.00035〈0.001rad
因此机床主轴的刚度是合适的
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