2014届机械设计制造及其自动化专业毕业设计（论文）
3机的变频范围在10Hz～75Hz之间。最大频率调节比kf?7.5 k2???200?kfLf
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。
?f?4?L?4200?3.76
确定传动比
拖动系统机械四档变速分配 传动比 档次 电机 工作区 主轴转速r/min 电机 频率Hz 电机转r/min 低 中 高 最高 ?L?29 恒转矩 10 50 10 50 290 1450 恒功率 50 72.5 50 75 1450 2175 ?M?4 恒转矩 72 360 10 50 290 1450 恒功率 360 540 50 75 1450 2175 ?H?1.34 恒转矩 540 1080 22.5 50 725 1450 恒功率 1080 1620 50 75 1450 2175 ?ZH?0.8 恒转矩 1620 1800 45 50 1305 1450 恒功率 1800 2160 50 55 1450 1595 低速传动比
?L?1450?29 取?L?29 50中速传动比
?M?1450?4.028 取?M?4.0 360高速传动比
?H?1450?1.343 取?H?1.34 10801450?0.806 取?ZH?0.8 1800最高速传动比
?ZH?电机负荷性能核算
恒转矩区折算至负载轴的转矩
TT?TMN??
恒功率区折算至负载轴的转矩
TP?TMN.4k1f
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?L、?M、?H、?ZH调整后。拖动系统机械四档调速分配及带负载核算如下表： 传动比 档次 电机 工作区 主轴转速r/min 电机 频率Hz 电机转速r/min 电机 调频比 折算 转矩N·M 恒转矩 10 50 10 50 290 1450 0.2 1 1432.5 低 恒功率 50 72.5 50 75 1450 2175 1 1.5 1432.5 955 恒转矩 72 360 10 50 290 1450 0.2 1 198 中 恒功率 360 540 50 75 1450 2175 1 1.5 198 132 恒转矩 540 1080 22.5 50 725 1450 0.5 1 66 高 恒功率 1080 1620 50 75 1450 2175 1 1.5 66 44 最高 恒转矩 1620 1800 45 50 1305 1450 0.9 1 39 恒功率 1800 2160 50 55 1450 1595 1 1.1 39 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 SQ15 SQ16 SQ17
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低档（K10） 1 0 0 中档（K11） 0 1 0 高档（K12） 0 0 1 最高档（K10、K12） 1 0 1 2014届机械设计制造及其自动化专业毕业设计（论文）
8 主轴钢度的校核
8.1 计算切削力和驱动力
(1)切削力的计算（Pz）
2η2
a、切削功率：N切=NⅣ·轴承=6.3×0.98 =6.05kw
N切6.05b、切削转矩：M=9550×nj=9550×90=638.7N·M 2Mc、切削力：Pz=d工件 取d工件=130
2?638.7130?10-3 Pz=
3
=9.8×10 N
3 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 (2)驱动力的计算（Qr）
a、 b、
齿轮的传递功率
N齿= NⅣ·η齿=6.57×0.98=6.44kw 齿轮的传递转距
N齿6.44M=9550×nj=9550×355=173.3N·m 2?173.32M-3驱动力 QT=d=3.5?23?10=4304.2N
c、
Qr= QT·tgα=4304.2×tg20°=1566.6N
(3)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：
β=20°
Qz=QTcosβ+Qrsinβ=4304.2×cos20°+1566.6×sin20°=4580.4N Qy=QTsinβ-Qrcosβ=4304.2×sin20°-1566.6×cos20°=0
8.2主轴的受力分析
(1)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LⅠ=160㎜
a=100㎜ b=65㎜ c=456㎜ L1=285㎜ L2=236㎜ L=521㎜
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6
Mz=Pz(L卡+ LⅠ)=9800×(150+160)=3.038×10 N·㎜ 5
E=2.1×10
π4 4
I=64（D平 -d ）=3870571.2
d、 在Pz作用下，B处的挠度： （yB）Pz==
PZ?l1?(l2?l12)6EIl
e、 在Mz作用下，B处的挠度：
MZ?l1?(l2?l12)6EIl（rB）MZ=
f、 在QZ作用下，B处的挠度：
QZ?b?l1(l2-l12-b2 )6EIl（YB）QZ=-
MZ?l1?(l2?l12)QZ?b?l1(l2-l12-b2 )6EIl6EIl所以YB=+-
g、 在（RB）Z作用B处的挠度：
(RB)Z?L12?L223EIl（Y′B）=
由于B处轴承是刚性支承 所以YB= Y′B
MZ?l1?(l2?l12)QZ?b?l1(l2-l12-b2 )6EIl6EIl+- (RB)Z?L12?L223EIl=
由上式可求出（RB）Z
pz?a?l1?(l2?l12)?MZ?(l2?l12)?QZ?b?(l?l12?b2)2l1l22（RB）Z=
=22330N
(2)r方向：
三轴承支承可简化为如图所示静不定系统：
(py?a?My?Mx)?(l2?l12)?Qy? b(l2?l12?b2)2l1l22（RB）y=
式中：My=Py·(L卡+ LⅠ)=1215200N·㎜
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DΙ件Mx=Px·2=147000N·㎜
Qy=0
（RB）y=10510.5N
8.3主轴挠度计算：
(1)Z方向
PZ?a2(l?a)MZ?a(2l?3a)(RB)Z?l1?l2?a(l?l1)QZ?a?b?c(l?c)6EL6EIL6EILY=-3EL-++ 1005 =-3?2.1?10?3870571.3[9800×100×(521+100)
(521?456)3038000?(2?521?3?100)22330?285?236?(521?285)4580.4?65?456?2?52122?521+--
=-0.06 (2)Y方向
Py?a2(l?a)(My?Mx)a(2l?3a)Qy?a?b?c(l?c)(RB)y?l1?l2?a(l?l1)6EIL6EIL6ELY=-3EL--+ 1005 =-3?2.1?10?3870571.3[3920×100×(521+100)
(521?285)(1215200?147000)?(2?521?3?1000)10510.5?285?236?2?5212+ -]
=-0.025
2222(3)计算总挠度：Y=Yz?Yy=0.06?0.025=0.065
[Y]=0.002l=0.002×521=0.104 计算结果：Y〈[Y] 主轴挠度合格
8.4轴承处转角的校核
(1)Z方向：
(RB)Z?l1?l2(l?l1)QZ?b?c(l?c)PZ?l?a?6EILQz=+6EIL-3EL
其中：a′=a+ l卡+ lⅠ=100+150+160=410㎜ Qz=-0.00033
(2)Y方向：
(RB)y?l1?l2(l?l1)Py?l?a?Qy?b?c(l?c)6EILQy=-3EL-6EIL;( Qy=0)
=-0.00012
(3)计算总转角:
20 / 25