CM6132型精密普通車床主軸變速箱設計【含CAD圖紙、說明書】
壓縮包內含有CAD圖紙和說明書,咨詢Q 197216396 或 11970985寧課程設計說明書CM6132型精密普通車床主軸變速箱設計所在學院專 業(yè)班 級姓 名學 號指導老師 年 月 日摘要本次設計主要由機床的級數(shù)入手,于結構式、結構網(wǎng)擬定,再到齒輪和軸的設計,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“結構化”,設計主軸變速箱裝配圖及零件圖,側重進行傳動軸組件、主軸組件、變速機構、箱體、潤滑與密封、傳動軸及滑移齒輪零件的設計,完成設計任務。本次突出了結構設計的要求,在保證機床的基本要求下,根據(jù)機床設計的原則,擬定機構式和結構網(wǎng),對機床的機構進行精簡,力求降低生產成本;主軸和齒輪設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鍵詞】車床、主傳動系統(tǒng)、結構式、電動機。目錄摘要21 緒論51.1 課程設計的目的51.2課程設計的內容51.2.1 理論分析與設計計算51.2.2 圖樣技術設計51.2.3編制技術文件51.3.2技術要求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結構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.傳動件的設計145.1 帶傳動設計145.1.1計算設計功率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確定帶輪的結構和尺寸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36參考文獻371 緒論1.1 課程設計的目的通過課程設計,分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構,進行選擇和改進;結合結構設計,進行設計計算并編寫技術文件;完成系統(tǒng)主傳動設計,達到學習設計步驟和方法的目的。通過設計,掌握查閱相關工程設計手冊、設計標準和資料的方法,達到積累設計知識和設計技巧,提高學生設計能力的目的。通過設計,使學生獲得機械系統(tǒng)基本設計技能的訓練,提高分析和解決工程技術問題的能力,并為進行機械系統(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件。1.2課程設計的內容機械系統(tǒng)設計課程設計內容由理論分析與設計計算、圖樣技術設計和技術文件編制三部分組成。1.2.1 理論分析與設計計算(1)機械系統(tǒng)的方案設計。設計方案的分析,最佳功能原理方案的確定。(2)根據(jù)總體設計參數(shù),進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。(3)根據(jù)設計方案和零部件選擇情況,進行有關動力計算和校核。1.2.2 圖樣技術設計(1)選擇系統(tǒng)中的主要機件。(2)工程技術圖樣的設計與繪制。1.2.3編制技術文件(1)對于課程設計內容進行自我經(jīng)濟技術評價。(2)編制設計計算說明書。1.3.2技術要求(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。(3)進給傳動系統(tǒng)采用單獨電動機驅動。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)機械制造裝備設計公式(3-2)因為已知 工件最大回轉直徑(mm)最高轉速( )最低轉速( )公比3201250281.41 Z=+1 = 根據(jù)機械制造裝備設計和金屬切削機床手冊標準公比,對于通用機床,為了轉速損失不大,機床結構不過于復雜,這里我們取標準公比系列=1.41。因為=1.26=1.06 ,根據(jù)機械制造裝備設計表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?,F(xiàn)以確定粗車是的切削用量為設計: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,風機,攪拌機,運輸機,農業(yè)機械等。根據(jù)以上計算,為滿足轉速和功率要求,選擇Y系列三相異步電動機型號為:Y100L2-4,其技術參數(shù)見下表3-1.表3-1 Y100L2-4型電動機技術數(shù)據(jù)電動機型號額定功率/KW滿載轉速/rmp額定轉矩/N.m最大轉矩/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)以上的計算和設計任務書可得到本次設計車床的基本參數(shù): 表3-2 車床的主參數(shù)(規(guī)格尺寸)和基本參數(shù)表工件最大回轉直徑(mm)最高轉速( )最低轉速( )電機功率P(kW)公比轉速級數(shù)Z32012502831.41124.轉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構的復雜程度密切相關,和工作性能也有關系。因此,確定變速方案和型式,要從結構、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),也可采用背輪結構、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):機床的主軸轉速范圍為281250轉/分,轉速級數(shù)Z=12,公比=1.41,電動機的轉速=1440轉/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。可得: 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速較高, 傳動的轉矩較小,尺寸小一些,反之,靠近主軸的傳動件轉速較低,傳遞的轉矩較大,尺寸就較大。因此在擬定主變速傳動系時,應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種結構式和對應的結構網(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結構式基本組和擴大組的擬定 (1)繪制常規(guī)的轉速圖時,要注意,為了結構緊湊,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型孔板式結構,大帶輪選擇E型輪輻式結構。帶輪的材料:選用灰鑄鐵,HT200。5.1.7確定帶的張緊裝置 選用結構簡單,調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。5.1.8計算壓軸力 由機械設計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。轉速高時要進行動平衡,對于鑄造和焊接帶輪的內應力要小, 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帶兩側面間的夾角是40,為了適應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)結構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 帶輪結構類型根據(jù)設計結果,可以得出結論: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確定各軸轉速 確定主軸計算轉速: 主軸的計算轉速nj,由公式n=n得,主軸的計算轉速nj=78.4r/min,取80r/min。各變速軸的計算轉速: 如前所示主軸計算轉速至最高轉速間的所有轉速都傳遞全部功率,因此,實現(xiàn)上述主軸轉速的傳動件的實際工作轉速也傳遞全功率其他傳動件的計算轉速就是其傳遞全部功率是的最低轉速。 所以各軸計算轉速如下:軸序號計算轉速90045022422480各齒輪的計算轉速各變速組內一般只計算組內最小齒輪,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)機械設計手冊表7-13,并查金屬切削機床設計表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;-該傳動軸的計算轉速(); -傳動軸允許的扭轉角()。當軸上有鍵槽時,d值應相應增大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,花鍵軸還應進行鍵側擠壓驗算。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計表7-15.分別求出各載荷作用下所產生的撓度和傾角,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,由機械設計表6-2查的許用擠壓應力,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,查機械設計表10-8齒輪精度選用7級精度,再由機械設計表10-1選擇小齒輪材料為40C(調質),硬度為280HBS:根據(jù)金屬切削機床設計表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)=;由機械設計基礎可得。 -齒輪許允接觸應力,由金屬切削機床設計圖7-6按MQ線查取; -計算齒輪計算轉速; 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)=; -齒輪許允齒根應力,由金屬切削機床設計圖7-11按MQ線查?。?-計算齒輪計算轉速; 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)=; -齒輪許允接觸應力,由金屬切削機床設計圖7-6按MQ線查取; -計算齒輪計算轉速;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)=; -齒輪許允齒根應力,由金屬切削機床設計圖7-11按MQ線查??;-計算齒輪計算轉速; 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力和彎曲應力的驗算。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,由機械設計圖10-8查得動載系數(shù)。由機械設計使用系數(shù)。確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù) 查機械設計表10-4,得非對稱齒向載荷分配系數(shù);h=11.25; , 查機械設計圖10-13得確定齒間載荷分配系數(shù): 由機械設計表10-2查的使用, 由機械設計表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)確定載荷系數(shù): 查機械設計表 10-5 齒形系數(shù)及應力校正系數(shù);計算彎曲疲勞許用應力 由機械設計圖10-20(c)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 機械設計圖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;查機械設計表10-6得查機械設計圖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)查機械設計表10-4,插值法得非對稱齒向載荷分配系數(shù) ,查機械設計圖10-13得確定齒間載荷分配系數(shù): 由機械設計表10-2查的使用 ; 由機械設計表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)確定動載系數(shù): 查機械設計表 10-5齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)、計算彎曲疲勞許用應力 由機械設計圖10-20(c)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 機械設計圖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;查機械設計表10-6得、查機械設計圖10-21(d)得, 故齒輪7合適。7.主軸組件設計 主軸的結構儲存應滿足使用要求和結構要求,并能保證主軸組件具有較好的工作性能。主軸結構尺寸的影響因素比較復雜,目前尚難于用計算法準確定出。通常,根據(jù)使用要求和結構要求,進行同型號筒規(guī)格機床的類比分析,先初步選定尺寸,然后通過結構設計確定下來,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。 主軸上的結構尺寸雖然很多,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查機械制造裝備設計表3-13,前軸頸應,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、結構限制;對于軸徑尺寸由前向后遞減的主軸,應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,則錐孔應大些,若錐孔除用于定心,還要求自鎖,借以傳遞轉矩時,錐度應小些,我這里選用莫氏六號錐孔。初步設定主軸孔徑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構限制,主要取決于主軸端部的結構形式及尺寸、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構尺寸等。主軸設計時,在滿足結構的前提下,應最大限度的縮短主軸懸伸量a。根據(jù)結構,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,結構簡單,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,結構設計難于實現(xiàn),故采用三支撐結構。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)結構情況適當確定。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。采用三支撐結構時,一般不應該把三個支撐處的軸承同時預緊,否則因箱孔及有關零件的制造誤差,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精度,在三支撐中,其中兩個支撐需要預緊,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構靜態(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,主軸最大輸出轉距.床身上最大加工直徑約為最大回轉直徑的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 前后支撐力分別設為,. 軸承剛度的計算根據(jù)式結構設計(方鍵主編)(6-1)有: 查結構設計(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: 查金屬切削機床設計(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,因此決定主軸結構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,以扭轉變形為主的機床(如鉆床),需要進行扭轉剛度驗算。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)部產生切削顫動條件來確定主軸組件剛度,計算較為復雜。現(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;驗算內容有兩項:其一,驗算主軸前支撐處的變形轉角,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,可按兩支撐結構近似計算。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,主軸前支撐處的轉角有可能超過允許值,故應驗算此處的轉角。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,則該平面內主軸前支撐處的轉角用下式計算;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H=200mm)。 則: 當量切削力的計算: 主軸慣性矩式中:主軸前支撐轉角滿足要求。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 結畢業(yè)的時間一天一天的臨近,課程設計也接近了尾聲。在不斷的努力下我的課程設計終于完成了。在沒有做課程設計以前覺得課程設計只是對這幾年來所學知識的大概總結,但是真的面對課程設計時發(fā)現(xiàn)自己的想法基本是錯誤的。課程設計不僅是對前面所學知識的一種檢驗,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。自己要學習的東西還太多,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。通過這次課程設計,我才明白學習是一個長期積累的過程,在以后的工作、生活中都應該不斷的學習,努力提高自己知識和綜合素質。 總之,不管學會的還是學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.機械制造裝備設計 第2版 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