CM6132型精密普通車床主軸變速箱設(shè)計【含CAD圖紙、說明書】
壓縮包內(nèi)含有CAD圖紙和說明書,咨詢Q 197216396 或 11970985寧課程設(shè)計說明書CM6132型精密普通車床主軸變速箱設(shè)計所在學(xué)院專 業(yè)班 級姓 名學(xué) 號指導(dǎo)老師 年 月 日摘要本次設(shè)計主要由機床的級數(shù)入手,于結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)擬定,再到齒輪和軸的設(shè)計,再選擇各種主傳動配合件,對軸和齒輪及配合件進行校核,將主傳動方案“結(jié)構(gòu)化”,設(shè)計主軸變速箱裝配圖及零件圖,側(cè)重進行傳動軸組件、主軸組件、變速機構(gòu)、箱體、潤滑與密封、傳動軸及滑移齒輪零件的設(shè)計,完成設(shè)計任務(wù)。本次突出了結(jié)構(gòu)設(shè)計的要求,在保證機床的基本要求下,根據(jù)機床設(shè)計的原則,擬定機構(gòu)式和結(jié)構(gòu)網(wǎng),對機床的機構(gòu)進行精簡,力求降低生產(chǎn)成本;主軸和齒輪設(shè)計在滿足強度需要的同時,材料的選擇也是采用折中的原則,沒有選擇過高強度的材料從而造成浪費?!娟P(guān)鍵詞】車床、主傳動系統(tǒng)、結(jié)構(gòu)式、電動機。目錄摘要21 緒論51.1 課程設(shè)計的目的51.2課程設(shè)計的內(nèi)容51.2.1 理論分析與設(shè)計計算51.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計51.2.3編制技術(shù)文件51.3.2技術(shù)要求52. 主動參數(shù)的擬定62.1確定傳動公比62.2主電動機的選擇63.普通車床的規(guī)格74.轉(zhuǎn)速圖的擬定84.1確定變速組及各變速組中變速副的數(shù)目84.2結(jié)構(gòu)式基本組和擴大組的擬定84.3 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)104.4確定各變速組變速副齒數(shù)114.5繪制主傳動系統(tǒng)圖135.傳動件的設(shè)計145.1 帶傳動設(shè)計145.1.1計算設(shè)計功率Pd145.1.2選擇帶型145.1.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速155.1.4確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角165.1.5確定帶的根數(shù)z165.1.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸175.1.7確定帶的張緊裝置175.1.8計算壓軸力175.2確定各軸轉(zhuǎn)速185.3傳動軸直徑的估算:確定各軸最小直徑195.4鍵的選擇、傳動軸、鍵的校核206.各變速組齒輪模數(shù)的確定和校核226.齒輪校驗257.主軸組件設(shè)計297.1主軸的基本尺寸確定297.1.1外徑尺寸D297.1.2主軸孔徑d297.1.3主軸懸伸量a317.1.4支撐跨距L317.1.5主軸最佳跨距的確定317.2主軸剛度驗算337.3各軸軸承的選用的型號35小 結(jié)36參考文獻371 緒論1.1 課程設(shè)計的目的通過課程設(shè)計,分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構(gòu),進行選擇和改進;結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計,進行設(shè)計計算并編寫技術(shù)文件;完成系統(tǒng)主傳動設(shè)計,達到學(xué)習(xí)設(shè)計步驟和方法的目的。通過設(shè)計,掌握查閱相關(guān)工程設(shè)計手冊、設(shè)計標準和資料的方法,達到積累設(shè)計知識和設(shè)計技巧,提高學(xué)生設(shè)計能力的目的。通過設(shè)計,使學(xué)生獲得機械系統(tǒng)基本設(shè)計技能的訓(xùn)練,提高分析和解決工程技術(shù)問題的能力,并為進行機械系統(tǒng)設(shè)計創(chuàng)造一定的條件。1.2課程設(shè)計的內(nèi)容機械系統(tǒng)設(shè)計課程設(shè)計內(nèi)容由理論分析與設(shè)計計算、圖樣技術(shù)設(shè)計和技術(shù)文件編制三部分組成。1.2.1 理論分析與設(shè)計計算(1)機械系統(tǒng)的方案設(shè)計。設(shè)計方案的分析,最佳功能原理方案的確定。(2)根據(jù)總體設(shè)計參數(shù),進行傳動系統(tǒng)運動設(shè)計和計算。(3)根據(jù)設(shè)計方案和零部件選擇情況,進行有關(guān)動力計算和校核。1.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計(1)選擇系統(tǒng)中的主要機件。(2)工程技術(shù)圖樣的設(shè)計與繪制。1.2.3編制技術(shù)文件(1)對于課程設(shè)計內(nèi)容進行自我經(jīng)濟技術(shù)評價。(2)編制設(shè)計計算說明書。1.3.2技術(shù)要求(1)利用電動機完成換向和制動。(2)各滑移齒輪塊采用單獨操縱機構(gòu)。(3)進給傳動系統(tǒng)采用單獨電動機驅(qū)動。2. 主動參數(shù)的擬定2.1確定傳動公比 參考同類型的機床初步擬定參數(shù)如下: 根據(jù)機械制造裝備設(shè)計公式(3-2)因為已知 工件最大回轉(zhuǎn)直徑(mm)最高轉(zhuǎn)速( )最低轉(zhuǎn)速( )公比3201250281.41 Z=+1 = 根據(jù)機械制造裝備設(shè)計和金屬切削機床手冊標準公比,對于通用機床,為了轉(zhuǎn)速損失不大,機床結(jié)構(gòu)不過于復(fù)雜,這里我們?nèi)藴使认盗?1.41。因為=1.26=1.06 ,根據(jù)機械制造裝備設(shè)計表3-6標準數(shù)列。查1表2.12,首先找到28r/min、然后每隔5個數(shù)取一個值(1.41=1.066),得出主軸的轉(zhuǎn)速數(shù)列為28,40,56,80,112,160,224,315,450,630,900,1250共12級。2.2主電動機的選擇 合理的確定電機功率P,使機床既能充分發(fā)揮其使用性能,滿足生產(chǎn)需要,又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素?,F(xiàn)在以常見的中碳鋼為工件材料,取45號鋼,正火處理,車削外圓,表面粗糙度=3.2mm。采用車刀具,可轉(zhuǎn)位外圓車刀,刀桿尺寸:16mm25mm。刀具幾何參數(shù):=15,=6,=75,=15,=0,=-10,b=0.3mm,r=1mm。現(xiàn)以確定粗車是的切削用量為設(shè)計:確定背吃刀量和進給量f, 取3mm,f取0.2。確定切削速度,取V=1.7。機床功率的計算,主切削力的計算 :主切削力的計算公式及有關(guān)參數(shù):F=9.81 =9.8127030.920.95 =1038(N)切削功率的計算 =10381.7=1.8(kW)依照一般情況,取機床變速效率=0.8.=2.3(kW)根據(jù)Y系列三相異步電動機的技術(shù)數(shù)據(jù),Y系列三相異步電動機為一般用途全封閉自扇冷式籠型異步電動機,具有防塵埃、鐵屑或其他雜物侵入電動機內(nèi)部的特點,B級絕緣,工業(yè)環(huán)境溫度不超過+40,相對濕度不超過95%,海拔高度不超過1000m,額定電壓380V,頻率50Hz。適用于無特殊要求的機械上,如機床,泵,風(fēng)機,攪拌機,運輸機,農(nóng)業(yè)機械等。根據(jù)以上計算,為滿足轉(zhuǎn)速和功率要求,選擇Y系列三相異步電動機型號為:Y100L2-4,其技術(shù)參數(shù)見下表3-1.表3-1 Y100L2-4型電動機技術(shù)數(shù)據(jù)電動機型號額定功率/KW滿載轉(zhuǎn)速/rmp額定轉(zhuǎn)矩/N.m最大轉(zhuǎn)矩/N.mY100L2-4314402.22.3至此,可得到下表3-2中的車床參數(shù)。3.普通車床的規(guī)格 根據(jù)以上的計算和設(shè)計任務(wù)書可得到本次設(shè)計車床的基本參數(shù): 表3-2 車床的主參數(shù)(規(guī)格尺寸)和基本參數(shù)表工件最大回轉(zhuǎn)直徑(mm)最高轉(zhuǎn)速( )最低轉(zhuǎn)速( )電機功率P(kW)公比轉(zhuǎn)速級數(shù)Z32012502831.41124.轉(zhuǎn)速圖的擬定擬定變速方案,包括變速型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱等整個變速系統(tǒng)的確定。變速型式則指變速和變速的元件、機構(gòu)以及組成、安排不同特點的變速型式、變速類型。變速方案和型式與結(jié)構(gòu)的復(fù)雜程度密切相關(guān),和工作性能也有關(guān)系。因此,確定變速方案和型式,要從結(jié)構(gòu)、工藝、性能及經(jīng)濟等多方面統(tǒng)一考慮。變速方案有多種,變速型式更是眾多,比如:變速型式上有集中變速,分離變速;擴大變速范圍可用增加變速組數(shù),也可采用背輪結(jié)構(gòu)、分支變速等型式;變速箱上既可用多速電機,也可用交換齒輪、滑移齒輪、公用齒輪等。顯然,可能的方案有很多,優(yōu)化的方案也因條件而異。4.1確定變速組及各變速組中變速副的數(shù)目機床主參數(shù):機床的主軸轉(zhuǎn)速范圍為281250轉(zhuǎn)/分,轉(zhuǎn)速級數(shù)Z=12,公比=1.41,電動機的轉(zhuǎn)速=1440轉(zhuǎn)/分。級數(shù)為Z的變速系統(tǒng)由若干個順序的變速組組成,各變速組分別有、個變速副。即 由Z=12??傻茫?主變速傳動系從電動機到主軸,通常為降速傳動,接近電動機的傳動轉(zhuǎn)速較高, 傳動的轉(zhuǎn)矩較小,尺寸小一些,反之,靠近主軸的傳動件轉(zhuǎn)速較低,傳遞的轉(zhuǎn)矩較大,尺寸就較大。因此在擬定主變速傳動系時,應(yīng)盡可能將傳動副較多的變速組安排在前面,傳動副數(shù)少的變速組放在后面,使主變速傳動系中更多的傳動件在高速范圍內(nèi)工作,尺寸小一些,以節(jié)省變速箱的造價,減小變速箱的外形尺寸;也就是滿足傳動副前多后少的原則,因此確定傳動方案為:12=322;由12=322傳動式可得6種結(jié)構(gòu)式和對應(yīng)的結(jié)構(gòu)網(wǎng)。分別為: 依據(jù)傳動順序與擴大順序相一致的原則選擇方案為 :;4.2結(jié)構(gòu)式基本組和擴大組的擬定 (1)繪制常規(guī)的轉(zhuǎn)速圖時,要注意,為了結(jié)構(gòu)緊湊,減小振動和噪聲,通常限制:a:最小傳動比Imin=1/4;b:最小傳動比Imax=2(斜齒輪 ddmin.=75 mm(dd1根據(jù)P295表13-4查得)表3 V帶帶輪最小基準直徑槽型YZABCDE205075125200355500由機械設(shè)計P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”,得=160mm 誤差驗算傳動比: (為彈性滑動率)誤差 符合要求 帶速 滿足5m/sv300mm,所以宜選用E型輪輻式帶輪??傊?,小帶輪選H型孔板式結(jié)構(gòu),大帶輪選擇E型輪輻式結(jié)構(gòu)。帶輪的材料:選用灰鑄鐵,HT200。5.1.7確定帶的張緊裝置 選用結(jié)構(gòu)簡單,調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。5.1.8計算壓軸力 由機械設(shè)計P303表1312查得,A型帶的初拉力F0123.75N,上面已得到=171.2o,z=3,則對帶輪的主要要求是質(zhì)量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高,以減少帶的磨損。轉(zhuǎn)速高時要進行動平衡,對于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應(yīng)力要小, 帶輪由輪緣、腹板(輪輻)和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣,輪緣是帶輪的工作部分,用以安裝傳動帶,制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側(cè)面間的夾角是40,為了適應(yīng)V帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小,故規(guī)定普通V帶輪槽角 為32、34、36、38(按帶的型號及帶輪直徑確定),輪槽尺寸見表7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂,是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅(腹板),用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。表 普通V帶輪的輪槽尺寸(摘自GB/T13575.1-92) 項目 符號 槽型 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f z 輪槽數(shù) 外徑 d a 輪 槽 角 32 對應(yīng)的基準直徑 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 極限偏差 1 0.5 V帶輪按腹板(輪輻)結(jié)構(gòu)的不同分為以下幾種型式: (1) 實心帶輪:用于尺寸較小的帶輪(dd(2.53)d時),如圖7 -6a。 (2) 腹板帶輪:用于中小尺寸的帶輪(dd 300mm 時),如圖7-6b。 (3) 孔板帶輪:用于尺寸較大的帶輪(ddd) 100 mm 時),如圖7 -6c 。 (4) 橢圓輪輻帶輪:用于尺寸大的帶輪(dd 500mm 時),如圖7-6d。(a) (b) (c) (d)圖7-6 帶輪結(jié)構(gòu)類型根據(jù)設(shè)計結(jié)果,可以得出結(jié)論:小帶輪選擇實心帶輪,如圖(a),大帶輪選擇腹板帶輪如圖(b)5.2確定各軸轉(zhuǎn)速 確定主軸計算轉(zhuǎn)速: 主軸的計算轉(zhuǎn)速nj,由公式n=n得,主軸的計算轉(zhuǎn)速nj=78.4r/min,取80r/min。各變速軸的計算轉(zhuǎn)速: 如前所示主軸計算轉(zhuǎn)速至最高轉(zhuǎn)速間的所有轉(zhuǎn)速都傳遞全部功率,因此,實現(xiàn)上述主軸轉(zhuǎn)速的傳動件的實際工作轉(zhuǎn)速也傳遞全功率其他傳動件的計算轉(zhuǎn)速就是其傳遞全部功率是的最低轉(zhuǎn)速。 所以各軸計算轉(zhuǎn)速如下:軸序號計算轉(zhuǎn)速90045022422480各齒輪的計算轉(zhuǎn)速各變速組內(nèi)一般只計算組內(nèi)最小齒輪,也是最薄弱的齒輪,故也只需確定最小齒輪的計算轉(zhuǎn)速。5.3傳動軸直徑的估算:確定各軸最小直徑 根據(jù)機械設(shè)計手冊表7-13,并查金屬切削機床設(shè)計表7-13得到取1. 軸的直徑:取取整為36mm. 軸的直徑:取取整為40mm 軸的直徑:取 取整為55mm軸的直徑:取 取整為70mm 其中:P-電動機額定功率(kW);-從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積;-該傳動軸的計算轉(zhuǎn)速(); -傳動軸允許的扭轉(zhuǎn)角()。當軸上有鍵槽時,d值應(yīng)相應(yīng)增大45%;當軸為花鍵軸時,可將估算的d值減小7%為花鍵軸的小徑;空心軸時,d需乘以計算系數(shù)b,b值見機械設(shè)計手冊表7-12。和為由鍵槽并且軸為空心軸,和為花鍵軸。根據(jù)以上原則各軸的直徑取值:,和在后文給定,軸采用光軸,軸和軸因為要安裝滑移齒輪所以都采用花鍵軸。因為矩形花鍵定心精度高,定心穩(wěn)定性好,能用磨削的方法消除熱處理變形,定心直徑尺寸公差和位置公差都能獲得較高的精度,故我采用矩形花鍵連接。按規(guī)定,矩形花鍵的定心方式為小徑定心。查機械設(shè)計手冊 的矩形花鍵的基本尺寸系列,軸花鍵軸的規(guī)格;軸花鍵軸的規(guī)格。5.4鍵的選擇、傳動軸、鍵的校核查機械設(shè)計手冊表6-1選擇軸上的鍵,根據(jù)軸的直徑,鍵的尺寸選擇,鍵的長度L取22。主軸處鍵的選擇同上,鍵的尺寸為,鍵的長度L取100。7.傳動軸的校核需要驗算傳動軸薄弱環(huán)節(jié)處的傾角荷撓度。驗算傾角時,若支撐類型相同則只需驗算支反力最大支撐處傾角;當此傾角小于安裝齒輪處規(guī)定的許用值時,則齒輪處傾角不必驗算。驗算撓度時,要求驗算受力最大的齒輪處,但通??沈炈銈鲃虞S中點處撓度(誤差%3)。 當軸的各段直徑相差不大,計算精度要求不高時,可看做等直徑,采用平均直徑進行計算,計算花鍵軸傳動軸一般只驗算彎曲剛度,花鍵軸還應(yīng)進行鍵側(cè)擠壓驗算。彎曲剛度驗算;的剛度時可采用平均直徑或當量直徑。一般將軸化為集中載荷下的簡支梁,其撓度和傾角計算公式見金屬切削機床設(shè)計表7-15.分別求出各載荷作用下所產(chǎn)生的撓度和傾角,然后疊加,注意方向符號,在同一平面上進行代數(shù)疊加,不在同一平面上進行向量疊加。 軸的校核:通過受力分析,在一軸的三對嚙合齒輪副中,中間的兩對齒輪對軸中點處的撓度影響最大,所以,選擇中間齒輪嚙合來進行校核最大撓度:查機械制造裝備設(shè)計表3-12許用撓度 ; 。 軸、軸的校核同上。鍵和軸的材料都是鋼,由機械設(shè)計表6-2查的許用擠壓應(yīng)力,取其中間值,。鍵的工作長度,鍵與輪榖鍵槽的接觸高度。由機械設(shè)計式(6-1)可得 可見連接的擠壓強度足夠了,鍵的標記為:6.各變速組齒輪模數(shù)的確定和校核 齒輪模數(shù)的估算。通常同一變速組內(nèi)的齒輪取相同的模數(shù),如齒輪材料相同時,選擇負荷最重的小齒輪,根據(jù)齒面接觸疲勞強度和齒輪彎曲疲勞強度條件按金屬切削機床設(shè)計表7-17進行估算模數(shù)和,并按其中較大者選取相近的標準模數(shù),為簡化工藝變速傳動系統(tǒng)內(nèi)各變速組的齒輪模數(shù)最好一樣,通常不超過23種模數(shù)。先計算最小齒數(shù)齒輪的模數(shù),齒輪選用直齒圓柱齒輪及斜齒輪傳動,查機械設(shè)計表10-8齒輪精度選用7級精度,再由機械設(shè)計表10-1選擇小齒輪材料為40C(調(diào)質(zhì)),硬度為280HBS:根據(jù)金屬切削機床設(shè)計表7-17;有公式:齒面接觸疲勞強度:齒輪彎曲疲勞強度:、a變速組:分別計算各齒輪模數(shù),先計算最小齒數(shù)齒輪。 齒面接觸疲勞強度:其中: -公比 ; = 2; P-齒輪傳遞的名義功率 -齒寬系數(shù)=;由機械設(shè)計基礎(chǔ)可得。 -齒輪許允接觸應(yīng)力,由金屬切削機床設(shè)計圖7-6按MQ線查取; -計算齒輪計算轉(zhuǎn)速; K-載荷系數(shù)取1.2。=650MPa, 所以根據(jù)畫法幾何及機械制圖表10-4將齒輪模數(shù)圓整為2.2 。齒輪彎曲疲勞強度: 其中: P-齒輪傳遞的名義功率;P = 0.963=2.88KW; -齒寬系數(shù)=; -齒輪許允齒根應(yīng)力,由金屬切削機床設(shè)計圖7-11按MQ線查?。?-計算齒輪計算轉(zhuǎn)速; K-載荷系數(shù)取1.2; ,根據(jù)畫法幾何及機械制圖表10-4將齒輪模數(shù)圓整為2.5mm 。所以2.32于是變速組a的齒輪模數(shù)取m = 2.5,b =20mm。、b變速組:確定軸上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù),先計算最小齒數(shù)22的齒輪。 齒面接觸疲勞強度:(公式見a變速組)其中: -公比 ; =2.82; P-齒輪傳遞的名義功率;P = 0.9223=2.766KW; -齒寬系數(shù)=; -齒輪許允接觸應(yīng)力,由金屬切削機床設(shè)計圖7-6按MQ線查取; -計算齒輪計算轉(zhuǎn)速;K-載荷系數(shù)取1.2。=650MPa, 根據(jù)畫法幾何及機械制圖表10-4將齒輪模數(shù)圓整為2.5。 齒輪彎曲疲勞強度:其中: P-齒輪傳遞的名義功率;P =0.9223=2.766KW; -齒寬系數(shù)=; -齒輪許允齒根應(yīng)力,由金屬切削機床設(shè)計圖7-11按MQ線查?。?計算齒輪計算轉(zhuǎn)速; K-載荷系數(shù)取1.2。, 根據(jù)畫法幾何及機械制圖表10-4將齒輪模數(shù)圓整為3mm 。所以 軸上主動輪齒輪的直徑:、標準齒輪參數(shù):1)從機械原理表5-1查得以下公式齒頂圓直徑 ; 齒根圓直徑;分度圓直徑 ;齒頂高 ;齒根高 ; 2)圓柱齒輪齒頂圓直徑 齒根圓直徑;分度圓直徑 ;齒頂高 ;齒根高 ;表5.1齒輪尺寸表 (單位:mm)齒輪齒數(shù)z模數(shù)分度圓直徑d齒頂圓直徑齒根圓直徑齒頂高362.5909583.752.5362.5909583.752.5302.5758068.752.5422.510511098.752.5242.5606553.752.5482.5120125126.252.5532.5132.5137.568.752.5372.592.597.586.252.5302.5758068.752.5602.5150155143.752.56.齒輪校驗 在驗算算速箱中的齒輪應(yīng)力時,選相同模數(shù)中承受載荷最大,齒數(shù)最小的齒輪進接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力的驗算。這里要驗算的是齒輪1,齒輪5,齒輪11這三個齒輪。 計算公式:彎曲疲勞強度; 接觸疲勞強度6.1.1校核a組齒輪彎曲疲勞強度;校核齒數(shù)為18的齒輪,確定各項參數(shù),n=800r/min,確定動載系數(shù) 齒輪精度為7級,由機械設(shè)計圖10-8查得動載系數(shù)。由機械設(shè)計使用系數(shù)。確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù) 查機械設(shè)計表10-4,得非對稱齒向載荷分配系數(shù);h=11.25; , 查機械設(shè)計圖10-13得確定齒間載荷分配系數(shù): 由機械設(shè)計表10-2查的使用, 由機械設(shè)計表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)確定載荷系數(shù): 查機械設(shè)計表 10-5 齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù);計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 由機械設(shè)計圖10-20(c)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 機械設(shè)計圖10-18查得 壽命系數(shù),取疲勞強度安全系數(shù)S = 1.3 , 接觸疲勞強度載荷系數(shù)K的確定:彈性影響系數(shù)的確定;查機械設(shè)計表10-6得查機械設(shè)計圖10-21(d)得, 故齒輪1合適。6.1.2 校核b組齒輪彎曲疲勞強度;校核齒數(shù)為22的齒輪,確定各項參數(shù),n=400r/min,確定動載系數(shù):齒輪精度為7級,由機械設(shè)計圖10-8查得動載系數(shù)確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)查機械設(shè)計表10-4,插值法得非對稱齒向載荷分配系數(shù) ,查機械設(shè)計圖10-13得確定齒間載荷分配系數(shù): 由機械設(shè)計表10-2查的使用 ; 由機械設(shè)計表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)確定動載系數(shù): 查機械設(shè)計表 10-5齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)、計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 由機械設(shè)計圖10-20(c)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 機械設(shè)計圖10-18查得 壽命系數(shù),疲勞強度安全系數(shù)S = 1.3 , 接觸疲勞強度u=62/22=2.82;、載荷系數(shù)K的確定:、彈性影響系數(shù)的確定;查機械設(shè)計表10-6得、查機械設(shè)計圖10-21(d)得, 故齒輪7合適。7.主軸組件設(shè)計 主軸的結(jié)構(gòu)儲存應(yīng)滿足使用要求和結(jié)構(gòu)要求,并能保證主軸組件具有較好的工作性能。主軸結(jié)構(gòu)尺寸的影響因素比較復(fù)雜,目前尚難于用計算法準確定出。通常,根據(jù)使用要求和結(jié)構(gòu)要求,進行同型號筒規(guī)格機床的類比分析,先初步選定尺寸,然后通過結(jié)構(gòu)設(shè)計確定下來,最后在進行必要的驗算或試驗,如不能滿足要求可重新修改尺寸,直到滿意為直。 主軸上的結(jié)構(gòu)尺寸雖然很多,但起決定作用的尺寸是:外徑D、孔徑d、懸伸量a和支撐跨距L。7.1主軸的基本尺寸確定7.1.1外徑尺寸D主軸的外徑尺寸,關(guān)鍵是主軸前軸頸的(前支撐處)的直徑。選定后,其他部位的外徑可隨之而定。一般是通過筒規(guī)格的機床類比分析加以確定。320mm車床,P=3KW查機械制造裝備設(shè)計表3-13,前軸頸應(yīng),初選,后軸頸取,7.1.2主軸孔徑d 中型臥式車床的主軸孔徑,已由d=48mm,增大到d=60-80mm,當主軸外徑一定時,增大孔徑受到一下條件的限制,1、結(jié)構(gòu)限制;對于軸徑尺寸由前向后遞減的主軸,應(yīng)特別注意主軸后軸頸處的壁厚不允許過薄,對于中型機床的主軸,后軸頸的直徑與孔徑之差不要小于,主軸尾端最薄處的直徑不要小于。2、剛度限制;孔徑增大會削弱主軸的剛度,由材料力學(xué)知,主軸軸端部的剛度與截面慣性矩成正比,即:據(jù)上式可得出主軸孔徑對偶剛度影響的 ,有圖可見當時,說明空心主軸的剛度降低較小。當時,空心主軸剛度降低了24%,因此為了避免過多削弱主軸的剛度,一般取。主軸孔徑d確定后,可根據(jù)主軸的使用及加工要求選擇錐孔的錐度。錐孔僅用于定心時,則錐孔應(yīng)大些,若錐孔除用于定心,還要求自鎖,借以傳遞轉(zhuǎn)矩時,錐度應(yīng)小些,我這里選用莫氏六號錐孔。初步設(shè)定主軸孔徑d=60mm,主軸孔徑與外徑比為0.6。7.1.3主軸懸伸量a 主軸懸伸量的大小往往收結(jié)構(gòu)限制,主要取決于主軸端部的結(jié)構(gòu)形式及尺寸、刀具或夾具的安裝方式、前軸承的類型及配置、潤滑與密封裝置的結(jié)構(gòu)尺寸等。主軸設(shè)計時,在滿足結(jié)構(gòu)的前提下,應(yīng)最大限度的縮短主軸懸伸量a。根據(jù)結(jié)構(gòu),定懸伸長度。7.1.4支撐跨距L 當前,多數(shù)機床的主軸采用前后兩個支撐,結(jié)構(gòu)簡單,制造、裝配方便,容易保證精度,但是,由于兩支撐主軸的最佳支距一般較短,結(jié)構(gòu)設(shè)計難于實現(xiàn),故采用三支撐結(jié)構(gòu)。要比前后支距地影響大得多,因此,需要合理確定。為了使主軸組件獲得很高的剛度可抗震性,前中之距可按兩支撐主軸的最佳只距來選取。 由于三支撐的前后支距對主軸組件的性能影響較小,可根據(jù)結(jié)構(gòu)情況適當確定。如果為了提高主軸的工作平穩(wěn)性,前后支距可適當加大,如取。采用三支撐結(jié)構(gòu)時,一般不應(yīng)該把三個支撐處的軸承同時預(yù)緊,否則因箱孔及有關(guān)零件的制造誤差,會造成無法裝配或影響正常運作。因此為了保證主軸組件的剛度和旋轉(zhuǎn)精度,在三支撐中,其中兩個支撐需要預(yù)緊,稱為緊支撐;另外一個支撐必須具有較大的間隙,即處于“浮動”狀態(tài),稱為松支撐,顯然,其中一個緊支撐必須是前支撐,否則前支撐即使存有微小間隙,也會使主軸組件的動態(tài)特性大為降低。試驗表明,前中支撐為緊支撐、后支撐位松支撐,要比前后支撐位緊支撐、中支撐為松支撐的結(jié)構(gòu)靜態(tài)特性顯著提高。7.1.5主軸最佳跨距的確定 考慮機械效率,主軸最大輸出轉(zhuǎn)距.床身上最大加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的50到60%,即加工工件直徑取為160mm,則半徑為0.08. 2計算切削力 前后支撐力分別設(shè)為,. 軸承剛度的計算根據(jù)式結(jié)構(gòu)設(shè)計(方鍵主編)(6-1)有: 查結(jié)構(gòu)設(shè)計(方鍵主編)表6-11得軸承根子有效長度、球數(shù)和列數(shù): 再帶入剛度公式: ;主軸當量直徑 ; 主軸慣性矩 ; 計算最佳跨距 設(shè): 查金屬切削機床設(shè)計(3-14);式中 式中:7.2主軸剛度驗算 機床在切削加工過程中,主軸的負荷較重,而允許的變形由很小,因此決定主軸結(jié)構(gòu)尺寸的主要因素是它的變形大小。對于普通機床的主軸,一般只進行剛度驗算。通常能滿足剛度要求的主軸,也能滿足強度要求。只有重載荷的機床的主軸才進行強度驗算。對于高速主軸,還要進行臨界轉(zhuǎn)速的驗算,以免發(fā)生共振。 一彎曲變形為主的機床主軸(如車床、銑床),需要進行彎曲剛度驗算,以扭轉(zhuǎn)變形為主的機床(如鉆床),需要進行扭轉(zhuǎn)剛度驗算。當前主軸組件剛度驗算方法較多,沒能統(tǒng)一,還屬近似計算,剛度的允許值也未做規(guī)定??紤]動態(tài)因素的計算方法,如根據(jù)部產(chǎn)生切削顫動條件來確定主軸組件剛度,計算較為復(fù)雜?,F(xiàn)在仍多用靜態(tài)計算法,計算簡單,也較適用。 主軸彎曲剛度的驗算;驗算內(nèi)容有兩項:其一,驗算主軸前支撐處的變形轉(zhuǎn)角,是否滿足軸承正常工作的要求;其二,驗算主軸懸伸端處的變形位移y,是否滿足加工精度的要求。對于粗加工機床需要驗算、y值;對于精加工或半精加工機床值需驗算y值;對于可進行粗加工由能進行半精的機床(如臥式車床),需要驗算值,同時還需要按不同加工條件驗算y值。支撐主軸組件的剛度驗算,可按兩支撐結(jié)構(gòu)近似計算。如前后支撐為緊支撐、中間支撐位松支撐,可舍棄中間支撐不計(因軸承間隙較大,主要起阻尼作用,對剛度影響較?。?;若前中支撐位緊支撐、后支撐為松支撐時,可將前中支距當做兩支撐的之距計算,中后支撐段主軸不計。機床粗加工時,主軸的變形最大,主軸前支撐處的轉(zhuǎn)角有可能超過允許值,故應(yīng)驗算此處的轉(zhuǎn)角。因主軸中(后)支撐的變形一般較小,故可不必計算。主軸在某一平面內(nèi)的受力情況如圖在近似計算中可不計軸承變形的影響,則該平面內(nèi)主軸前支撐處的轉(zhuǎn)角用下式計算;切削力的作用點到主軸前支承支承的距離S=a+W,對于普通車床,W=0.4H,(H是車床中心高,設(shè)H=200mm)。 則: 當量切削力的計算: 主軸慣性矩式中:主軸前支撐轉(zhuǎn)角滿足要求。7.3各軸軸承的選用的型號 主軸 前支承:61817 :8511013;后支撐61818 :9011513;軸 帶輪處軸尾和箱體處:61806 :30427; 軸 前、后支承:61807 :35477; 軸 前、后支承:61809 :45587; 小 結(jié)畢業(yè)的時間一天一天的臨近,課程設(shè)計也接近了尾聲。在不斷的努力下我的課程設(shè)計終于完成了。在沒有做課程設(shè)計以前覺得課程設(shè)計只是對這幾年來所學(xué)知識的大概總結(jié),但是真的面對課程設(shè)計時發(fā)現(xiàn)自己的想法基本是錯誤的。課程設(shè)計不僅是對前面所學(xué)知識的一種檢驗,而且也是對自己能力的一種提高。通過這次課程設(shè)計使我明白了自己原來知識太理論化了,面對單獨的課題的是感覺很茫然。自己要學(xué)習(xí)的東西還太多,以前老是覺得自己什么東西都會,什么東西都懂,有點眼高手低。通過這次課程設(shè)計,我才明白學(xué)習(xí)是一個長期積累的過程,在以后的工作、生活中都應(yīng)該不斷的學(xué)習(xí),努力提高自己知識和綜合素質(zhì)。 總之,不管學(xué)會的還是學(xué)不會的的確覺得困難比較多,真是萬事開頭難,不知道如何入手。最后終于做完了有種如釋重負的感覺。參考文獻1 馮辛安主編.機械制造裝備設(shè)計 第2版 大連理工大學(xué) 北京:機械工業(yè)出版社, 2007.122 黃如林主編.切削加工簡明實用手冊 北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2004.73 吳宗澤主編.機械設(shè)計課程設(shè)計手冊 第三版 清華大學(xué) 北京:高等教育出版社,2006.124 濮良貴主編.機械設(shè)計 第八版 北京:高等教育出版社,2007.85 范思沖主編.畫法幾何及機械制圖 東南大學(xué) 北京:機械工業(yè)出版社,2005.76 減速器實用技術(shù)手冊編輯委員會編. 減速器實用技術(shù)手冊 北京:機械工業(yè)出版社, 19927 戴曙主編. 金屬切削機床 北京:機械工業(yè)出版社, 2005.18 機床設(shè)計手冊編寫組主編. 機床設(shè)計手冊 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