基于pro-e的ca6140车床主轴箱传动系统设计及仿真_图文

基于pro-e的ca6140车床主轴箱传动系统设计及仿真_图文内容摘要：

                         电 动 机 ()VI主 轴 根据以上的确定，可以初步定出的传动系统图，如图 所示。 9 51502080582663505050208030505841223943385156166。 181。 166。 181。 2 307 .5 kw1 45 0r /m in 图 车床主传动系统图 （ b)车削米制螺纹时传动链的传动路线   191420143621333358 63 100 25 21332633 2558 100 75 362825 33282836283228V I I X X X I I I X I VXI                     右 螺 纹主 轴左 螺 纹 28 3535 2818 3525 36 45 2828 1536 2535 4818 1545 48sXV XVI XVI I I M XI X        丝 杠 刀 架 （ c)加工螺纹时的传动路线表达式可归纳如下 ： 10      5858 3350 3358 80 44 26 33 25508026 20 44 58 25 33202563 1003100 7564 100100 97VI I XV I V I V VII I XIXIIXII IX XII                      正 常 螺 纹右 螺 纹主 轴左 螺 纹米 、 英 制 螺 纹模 数 、 径 节 螺 纹  334525 366 36 251 3625XIV i XVXVI iM XV XIViacXII I M XV MbdXVII I M           基倍基公 制 及 模 数 螺 纹合英 制 及 径 节 螺 纹合 合合 XIX . 11 3 主轴箱主要零件的设计及校核 主轴箱箱体尺寸的确定 箱体材料以中等强度的灰铸铁 HT150 及 HT200 为最广泛 ,本设计选用材料为 (长宽高 ),按表 选取。 表 轮廓尺寸 长宽高 ( 3mm ) 壁厚 (mm) 500 500 300 812 500 500 300800 500 500 1015 800 800 500 1220 由于箱体轴承孔的影响将使扭转刚度下降 10%20%，弯曲刚度下降更多，为弥补开口削弱的刚度，常用凸台和加强筋；并根据结构需要适当增加壁厚。 如中型车床的前支承壁一般取 25mm 左右，后支承壁取 22mm 左右，轴承孔处的凸台应满足安装调整轴承的需求。 箱体在主轴箱中起支承和定位的作用。 CA6140 主轴箱中共有 15 根轴，轴的定位要靠箱体上安装空 的位置来保证，因此，箱体上安装空的位置的确定很重要。 本设计中各轴安装孔的位置的确定主要考虑了齿轮之间的啮合及相互干涉的问题，根据各对配合齿轮的中心距及变位系数，并参考有关资料，箱体上轴安装空的位置确定如下： 中心距   122dda ym () 即 Ⅰ Ⅱ = 5 6 3 8 2 .2 5 1 0 5 .7 52 (mm) Ⅰ Ⅶ = 5 0 3 4 2 .2 5 9 4 .52 (mm) Ⅱ Ⅶ = 30 34 722 (mm) Ⅱ Ⅲ = 39 41 902 (mm) 12 Ⅲ Ⅳ = 50 50 1252 （ mm） Ⅴ Ⅷ = 44 44 2 882（ mm） Ⅴ Ⅵ = 26 54 4 1682 （ mm） Ⅷ Ⅸ = 58 26 2 822（ mm） Ⅸ Ⅵ = 58 58 2 1162 （ mm） Ⅸ Ⅹ = 33 33 2 662（ mm） Ⅸ Ⅺ = 25 33 2 582（ mm） 综合考虑其它因素后，将箱体上各轴安装空的位置确定如图 所示 图 主轴箱箱体各轴安装位置示意图 传动轴Ⅰ各主要零件的设计 轴径的估算 13 参考 [6]得： 3(10 0 ~ 12 0)cPd n ，查 [6]得： V带 =，取 3105cPd n， 0 230130Vii带 ，01 带 1 0 1450 8 1 9 .5 6 52 3 0 / 1 3 0dnn i  (r/min)， 1 01     (kw) 1 33117 . 21 0 5 1 0 5 2 1 . 6 78 1 9 . 5 6 5Pd n    (mm)，即 min1 22d  mm 带轮的设计 （ 1）计算 V 带功率cap=Ak  P （ ） 查 [6] Ak = = 得cap=Ak  P = =(kw) （ 2）选择 V 带的类型 根据计算功率 cap 及小带轮转速 1 1450n r/min，由 [6]选取普通 V带带型： A型（ 112～ 140mm） （ 3）确定带轮的基准直径 d 并验算带速 V （ a）初选小带轮的基准直径 1d 根据 V带的带型，参考 [6]定小带轮的的基准直径 1d ，应使 1d ≥  mindd ，取1d =132mm，适当整圆成 1d =130(mm) （ b）验算带速 V 11 3 . 1 4 1 3 0 1 4 5 0 1 0 . 0 1 6 66 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0ddnV     （ ） 取 V =10m/s （ c)计算大带轮的基准直径 由转速图中，带轮传动比得 i =2313 ,再根据表 8— 8适当整圆得 21 23 1 3 2 2 3 3 . 5 413ddd i d    进行适当整圆得 2d =230(mm) （ 4）确定中心距 a ， 并选择 V带的基准长度 dL （ a）根据带传动的总体尺寸的限制条件或中心距的要求，结合 [6]中式（ 8— 20）初定中心距 0a ( dd + 2 0 1) 2(ddd a d + 2)dd 即 00 .7 3 6 0 2 3 6 0a   ，取 14 0a =450(mm) （ b)计算相应的带长 0dL 002dLa + 1(2 dd +2212 0()) 4dddd a （ ） = 21009 0 0 3 6 0 1 4 7 0 .7 5 6 1 4 7 12 4 4 5 0    (mm) 带的基准长度 dL 根据 0dL 由 [6]选取 dL =1600(mm) （ c)计算中心距 a 及其变动范围 传动的实际中心距近似为 00 2ddLLaa  （ ） = 1 6 0 0 1 4 7 14 5 0 5 1 4 .52(mm) 考虑到带轮的制造误差，带长误差，带的弹性，以及因带的松弛而产生的补充张紧的需要，给出中心距的变化范围： min da a L = 1600   (mm) max da a L 1600    (mm) （ 5）验算小带轮包角 1 由于小带轮的包角 1 要小于大带轮上的包角 2 ，且小带轮上的摩擦力相应的小于大带轮上的总摩擦力，因此打滑只可能发生在小带轮上，为提高带传动的工作能力，应使： 0001 2 1 5 7 . 31 8 0 ( ) 9 0dddd a     （ ） 00 0 05 7 . 31 8 0 1 0 0 1 6 9 9 05 1 4 . 5     (6） 确定带的根数 Z 00()ca ArLP KPZ P P P K K    （ ） 查 [6]得 AK =，查表 8— 4a得 0P =，查表 8— 4b得 0P =，查 [6]得 K =， 15 查 [6]得 LK = ∴ 7 . 5 1 . 1 4 . 0 6 7(1 . 9 4 0 . 1 5 ) 0 . 9 8 0 . 9 9Z   ，确定 取 Z =5（根） (7）确定初拉力 0F 由 [6]得单根 V 带所需最小初拉力为：   20 m i n ( 2 . 5 )500 caKPF Q VK Z V   （ ） 2( 2 . 5 0 . 9 8 ) 1 . 1 7 . 55 0 0 0 . 1 1 00 . 9 8 5 1 0     =（ N） (8)计算带传动的压轴力 PF 由 [6]得： 10 0 m i n 1692 s in 2 5 ( ) s in 1 3 7 3 . 2 3 8 622PF ZF F     （ N） （ ） 图 带轮的结构示意图 多片式摩擦离合器的计算 设计多片式摩擦离合器时，首先根据机床结构确定离合器的尺寸，如为轴装式时，外摩擦片的内径 d应比花键轴大 2— 6，内摩擦片的外径 D的确定，直接影响离合 器的径向和轴向尺寸，甚至影响主轴箱内部结构布局，故应合理选择。 摩擦片对数可按下 式计算： 02 []TKZ fD b P （ ） 16 式中 T—— 摩擦离合器所传递的扭矩（ N mm ） dN —— 电动机的额定功率（ kw） 4 4 4dj9 5 5 1 0 / n 9 5 5 1 0 7 .5 0 .9 8 / 8 1 9 .5 6 5 8 .5 6 1 0TN        (Nmm) （ ） jn —— 安装离合器的传动轴的计算转速（ r/min）  —— 从电动机到离合器轴的传动效率 K—— 安全系数，一般取 f—— 摩擦片间的摩擦系数，由摩擦片为淬火钢，查 [14]，取 f= mD —— 摩擦片的平均直径（ mm） ( ) / 2 ( 81 39) / 2 60mD D d    mm （ ） b—— 内外摩擦片的接触宽度（ mm）： ( ) / 2 ( 81 39) / 2 23b D d    mm （ ） []P —— 摩擦片的许用压强（ 2/N mm ） 0[]P —— 基本许用压强，查 [15]，取 1K —— 速度修正系数 0 1 3 2[ ] [ ] p K K K      （ ） 240 / 6 10 2. 5pv D n  (m/s) （ ） 根据平均圆周速度 pv 取 1K = 3K —— P1004 表 取 2K — — P1004 表 取 所以 2 4 202 / [ ] 2 8 .5 6 1 0 1 .4 / ( 3 .1 4 0 .0 8 6 0 2 1 0 .8 3 6 ) 1 5 .0 9 7Z M n K fD b p         （ ） 取 16Z 17 卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗 kP 确定，一般取0 .4 7 .5 3( )kP kw  ，最后确定摩擦离合器的轴向压紧力 Q，可按下式计算： 2 2 50 0 ( )[。