中型普通車床主軸箱設(shè)計 題目3【含CAD圖紙、說明書】
1寧XX 大學(xué)課 程 設(shè) 計 (論 文 )中型普通車床主軸箱設(shè)計(題目 3)所 在 學(xué) 院專 業(yè)班 級姓 名學(xué) 號指 導(dǎo) 老 師年 月 日2摘 要設(shè)計機床得主傳動變速系統(tǒng)時首先利用傳動系統(tǒng)設(shè)計方法求出理想解和多個合理解。根據(jù)數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)及主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性要求,分析了機電關(guān)聯(lián)分級調(diào)速主傳動系統(tǒng)的設(shè)計原理和方法。從主傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)網(wǎng)入手,確定最佳機床主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性匹配方案,計算和校核相關(guān)運動參數(shù)和動力參數(shù)。本說明書著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設(shè)計步驟和設(shè)計方法,根據(jù)已確定的運動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標(biāo),擬定變速系統(tǒng)的變速方案,以獲得最優(yōu)方案以及較高的設(shè)計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中,為減少齒輪數(shù)目,簡化結(jié)構(gòu),縮短軸向尺寸,用齒輪齒數(shù)的設(shè)計方法是試算,湊算法,計算麻煩且不易找出合理的設(shè)計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動特點的分析與研究,繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。關(guān)鍵詞 分級變速;傳動系統(tǒng)設(shè)計,傳動副,結(jié)構(gòu)網(wǎng),結(jié)構(gòu)式,齒輪模數(shù),傳動比4目 錄摘 要.2目 錄.4第 1 章 緒論.61.1 課程設(shè)計的目的 61.2 課程設(shè)計的內(nèi)容 .61.2.1 理論分析與設(shè)計計算 .61.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計 .61.2.3 編制技術(shù)文件 61.3 課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 6第 2 章 車床參數(shù)的擬定.82.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù) .82.2 擬定參數(shù)的步驟和方法 .82.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin .82.2.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速 82.2.3 主電機功率 動力參數(shù)的確定 .92.2.4 確定結(jié)構(gòu)式 92.2.5 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 92.1.5 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 102.2 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 112.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 11第 3 章 動力計算.133.1 帶傳動設(shè)計 133.2 計算轉(zhuǎn)速的計算 143.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 153.4 傳動軸最小軸徑的初定 203.5 主軸合理跨距的計算 21第 4 章 主要零部件的選擇.2254.1 軸承的選擇 224.3 鍵的規(guī)格 224.4 變速操縱機構(gòu)的選擇 .23第 5 章 校核.235.1 剛度校核 235.2 軸承壽命校核 24第 6 章 結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明.256.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案 256.2 展開圖及其布置 26結(jié) 論.26參考文獻.27致 謝.286第 1 章 緒論1.1 課程設(shè)計的目的機械系統(tǒng)設(shè)計課程設(shè)計是在學(xué)完本課程后,進行一次學(xué)習(xí)設(shè)計的綜合性練習(xí)。通過課程設(shè)計,使學(xué)生能夠運用所學(xué)過的基礎(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課和專業(yè)課的有關(guān)理論知識,及生產(chǎn)實習(xí)等實踐技能,達到鞏固、加深和拓展所學(xué)知識的目的。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(biāo)準(zhǔn)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 課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求題目:中型普通車床主軸箱設(shè)計7技術(shù)參數(shù):題目 3 車床的主參數(shù)(規(guī)格尺寸)和基本參數(shù)如下:工件最大回轉(zhuǎn)直徑D (mm)max正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )mir電機功率N(kw) 公比 轉(zhuǎn)速級數(shù) Z240 126 4 1.26 88第 2 章 車床參數(shù)的擬定2.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù)車床的主參數(shù)(規(guī)格尺寸)和基本參數(shù)如下:工件最大回轉(zhuǎn)直徑D (mm)max正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )mir電機功率N(kw) 公比 轉(zhuǎn)速級數(shù) Z240 126 4 1.26 82.2 擬定參數(shù)的步驟和方法2.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮:允許的切速極限參考值如下:表 1.1加 工 條 件 Vmax(m/min) Vmin(m/min)硬質(zhì)合金刀具粗加工鑄鐵工件 3050硬質(zhì)合金刀具半精或精加工碳鋼工件150300螺紋加工和鉸孔 382.2.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速計算車床主軸極限轉(zhuǎn)速時的加工直徑,則主軸極限轉(zhuǎn)速應(yīng)為:在 中考慮車螺紋和鉸孔時,其加工的最大直徑應(yīng)根據(jù)實際加工情況選取 0.1Dmmmin左右。= r/minin 157.06241.38010maxindv結(jié)合題目條件正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速 Nmin=126( ),minr由于標(biāo)準(zhǔn)系列無 126 數(shù)據(jù),取標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列數(shù)值,即 =125r/min,取min 26.19依據(jù)題目要求選級數(shù) Z=8, =1.26=1.064考慮到設(shè)計的結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度要適中,故采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標(biāo)準(zhǔn)的數(shù)列表中查出,按標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速數(shù)列為:125,160,200,250,315,400,500,6302.2.3 主電機功率動力參數(shù)的確定合理地確定電機功率 N,使機床既能充分發(fā)揮其性能,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。根據(jù)題設(shè)條件電機功率為 4KW可選取電機為:Y160M1-8 額定功率為 4KW,滿載轉(zhuǎn)速為 720r/min.2.2.4 確定結(jié)構(gòu)式已知 Z= x3b2aa、b 為正整數(shù),即 Z 應(yīng)可以分解為 2 和 3 的因子,以便用 2、3 聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速。取 Z=8 級 則 Z=22 對于 Z=8 可分解為:Z=2 12224。綜合上述可得:主傳動部件的運動參數(shù) =125 Z=8 =1.26630maxnmin2.2.5 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結(jié)構(gòu)緊湊的原則,選取傳動方案 Z=212224,易知第二擴大組的變速范圍 r= (P3-1)x=1.264=2.528 滿足要求,其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖 2-1。10圖 2-1 結(jié)構(gòu)網(wǎng) Z=2122242.1.5 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖(1)選擇電動機:采用 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。(2)繪制轉(zhuǎn)速圖:(3)畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù),畫主傳動系統(tǒng)圖如圖 2-3:1-2 軸最小中心距:A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和:S zmin(Zmax+2+D/m)112.2 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)(1)Sz 100-120,中型機床 Sz=70-100(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-20,m 4圖 2-3 主傳動系統(tǒng)圖(7)齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等,據(jù)設(shè)計要求 Zmin1820,齒數(shù)和Sz100120,由表 4.1,根據(jù)各變速組公比,可得各傳動比和齒輪齒數(shù),各齒輪齒數(shù)如表 2-2。表 2-2 齒輪齒數(shù)基本組 第一擴大組 第二擴大組傳動比1:1.26 1:2 1:1.26 1.26:1 2:1 2:1代號 Z1Z Z 2Z Z3Z Z4Z Z5 Z5 Z6Z 齒數(shù) 29 37 22 44 38 48 48 38 33 66 66 332.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差,一般不應(yīng)超過10( -1),即10( -1)n標(biāo) 準(zhǔn) 轉(zhuǎn) 速標(biāo) 準(zhǔn) 轉(zhuǎn) 速實 際 轉(zhuǎn) 速 12因此滿足要求。各級轉(zhuǎn)速誤差n 630 500 400 315 250 200 160 125n 628 498.9 401 313 248.6 198.5 161.2 126.8誤差 2.8 2.1 2.25 2.47 1.32 1.5 2.31 1.41只有一級轉(zhuǎn)速誤差小于2.6,因此不需要修改齒數(shù)。13第 3 章 動力計算3.1 帶傳動設(shè)計輸出功率 P=4kw,轉(zhuǎn)速 n1=720r/min。(1)確定計算功率:按最大的情況計算 P=4kw ,K 為工作情況系數(shù),查1表 3.5. 取 K=1.0pd=kAP=1.0 X4=4kw(2)選擇 V 帶的型號:根據(jù) pd,n1=720r/min 參考1 圖表 3.16 及表 3.3 選小帶輪直徑,查表選擇 A 型 V 帶 d1=90mm(3)確定帶輪直徑 d1,d2小帶輪直徑 d1=90mm驗算帶速 v= d1n1/(60X1000)= X90X720/(60X1000)=3.39m/s從動輪直徑 d2=n1d1/n2=720X90/400=162mm 取 d2=160mm 查1表 3.3計算實際傳動比 i=d2/d1=160/90=1.778(4)定中心矩 a 和基準(zhǔn)帶長 Ld1初定中心距 a00.7(d1-d2) a0 2(d1+d2)49 a0 500 取 ao=300mm2帶的計算基準(zhǔn)長度Ld02a0+ /2(d1+d2)+(d2-d1)2/4a02x300+ /2(90+160)+(160-90)2/4X300650mm查1表 3.2 取 Ld0=630mm3計算實際中心距aa0+(Ld-Ld0)/2=300+(630-650)=290mm4確定中心距調(diào)整范圍amax=a+0.03Ld=290+0.03X630=308.9mmamin=a-0.015Ld=290-0.015X630=280.55mm(5)驗算包角: 1=1800-(d 2-d1)/aX57.3 0=1800-(180-90)/290X57.30=1720120014(6)確定 V 帶根數(shù):確定額定功率:P 0由查表并用線性插值得 P0=0.15kw查1表 37 得功率增量 P0=0.13kwA查1表 38 得包角系數(shù) K =0.99查1表 3 得長度系數(shù) Kl=0.81確定帶根數(shù):Z=P /(P +P )K K C0L=3.85/(1.05+0.13)X0.99X0.81=2.87 取 Z=33.2 計算轉(zhuǎn)速的計算(1)主軸的計算轉(zhuǎn)速n j,由公式n =n 得,主軸的計算轉(zhuǎn)速n j=183r/min,jmin)13/(z取200 r/min。(2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 軸3=315 r/min,軸2=250r/min,軸1=400r/min。(2)確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。軸共有 2 級轉(zhuǎn)速: 250 r/min、315 r/min。 。若經(jīng)傳動副 Z / Z 傳動主軸,則只有 250r/min 傳遞全功率;若經(jīng)傳動副 Z / Z 傳動主軸,6 5全部傳遞全功率,其中 250r/min 是傳遞全功率的最低轉(zhuǎn)速, 故其計算轉(zhuǎn)速 n j=250 r/min; 軸有 1 級轉(zhuǎn)速,且都傳遞全功率,所以其計算轉(zhuǎn)速 n j=400 r/min。各計算轉(zhuǎn)速入表 3-1。表 3-1 各軸計算轉(zhuǎn)速(3) 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。齒輪 Z 裝在主軸上并具有 45-500r/min 共 4 級轉(zhuǎn)速,6其中只有 200r/min 傳遞全功率,故 Z j=200 r/min。齒輪 Z 裝在軸上,有 125-500 r/min 共 4 級轉(zhuǎn)速,但經(jīng)齒輪副 Z /Z 傳動主軸,則6 6只有 125r/min 傳遞全功率,故 Z j=125r/min。依次可以得出其余齒輪的計算轉(zhuǎn)速,如6表 3-2。軸 號 軸 軸 軸計算轉(zhuǎn)速 r/min 400 250 31515表 3-2 齒輪副計算轉(zhuǎn)速序號 Z1Z 2Z3Z 4Z5n j400 250 315 315 2003.3 齒輪模數(shù)計算及驗算(1)模數(shù)計算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù),選取負(fù)荷最重的小齒輪,按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算,即 mj=16338 可得各組的模數(shù),如321)(jjmnuzP表 3-3 所示。根據(jù) 和 計算齒輪模數(shù),根據(jù)其中較大值取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù):jmw=16338 =16338 mmj321)(jjnuzP3213JmsniZKu齒輪的最低轉(zhuǎn)速 r/min;N頂定的齒輪工作期限,中型機床推存: =1520T T轉(zhuǎn)速變化系數(shù); nk功率利用系數(shù);N材料強化系數(shù)。 q(壽命系數(shù))的極值skmaxinssk,齒輪等轉(zhuǎn)動件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數(shù) m 和基準(zhǔn)順環(huán)次數(shù) C0工作情況系數(shù)。中等中級的主運動: 1動載荷系數(shù);2k齒向載荷分布系數(shù);3齒形系數(shù); Y根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)公式為: 式中:N計算齒輪轉(zhuǎn)動遞的額定功率 N= dwNk計算齒輪(小齒輪)的計算轉(zhuǎn)速 r/minjn16齒寬系數(shù) ,mmb/8Z1計算齒輪的齒數(shù),一般取轉(zhuǎn)動中最小齒輪的齒數(shù):大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比, = ;(+)用于外嚙合, (-)號用i i12Z于內(nèi)嚙合: 命系數(shù); sTNnqkk:工作期限 , = ; TTmCn06= =3.49Tk接 310256= =1.8T彎 96=0.84 =0.58 nknk接=0.90 =0.55 =0.72 彎 q接 qk彎=3.49 0.84 0.58 0.55=0.94sk接 =1.8 0.84 0.90 0.72=0.99 時,取 = ,當(dāng) 時,取 = ;sminskmaxskminskmin= =0.85 =1.5; kax1=1.2 =1 =0.378 23Y許用彎曲應(yīng)力,接觸應(yīng)力,( )paM=354 =1750 WpaJ6 級材料的直齒輪材料選;20 熱處理 S-C59irTC3=16338 mmjm213JmsniZK=16338 =2.6 mm j3 22705.04849.5. =275 mmw313wcMsnNK17=275 =2.2mm33547108.0246.2.51根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)齒輪模數(shù)系數(shù)選用模數(shù)為:主軸齒輪模數(shù)為 3.5,傳動軸齒輪模數(shù) m=2.5,中間軸齒輪模數(shù) m=3; 根據(jù)有關(guān)文獻,也為了便于統(tǒng)一,在這里傳動齒輪統(tǒng)一取 m=3.5表 3-3 模數(shù)(2)基本組齒輪計算。基本組齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z1 Z1 Z2 Z2齒數(shù) 29 37 22 44分度圓直徑 101.5 129.5 77 154齒頂圓直徑 108.5 136.5 84 161齒根圓直徑 97.25 120.75 68.25 145.25齒寬 25 25 25 25按基本組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr,調(diào)質(zhì)處理,硬度 241HB286HB,平均取260HB,大齒輪用 45 鋼,調(diào)質(zhì)處理,硬度 229HB286HB ,平均取 240HB。計算如下: 齒面接觸疲勞強度計算:接觸應(yīng)力驗算公式為jfsj MPauBnNKzm)()1(02832彎曲應(yīng)力驗算公式為:組號 基本組 第一擴大組 第二擴大組模數(shù) mm 3.5 3.5 3.518wswMPaBYnzmNK)(109235式中 N-傳遞的額定功率(kW) ,這里取 N 為電動機功率,N=5kW;-計算轉(zhuǎn)速( r/min). =500(r/min);jnjm-初算的齒輪模數(shù)(mm), m=3.5(mm);B-齒寬(mm);B=25(mm);z-小齒輪齒數(shù);z=19;u-小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2.78;-壽命系數(shù);sK=sTnNKq-工作期限系數(shù);TmTC016T-齒輪工作期限,這里取 T=15000h.;-齒輪的最低轉(zhuǎn)速(r/min), =500(r/min)1n1n-基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù),接觸載荷取 = ,彎曲載荷取 =0C0C70C612m-疲勞曲線指數(shù),接觸載荷取 m=3;彎曲載荷取 m=6;-轉(zhuǎn)速變化系數(shù),查【5】2 上,取 =0.60nKnK-功率利用系數(shù),查 【5】2 上,取 =0.78N N-材料強化系數(shù),查【5】2 上, =0.60q q-工作狀況系數(shù),取 =1.13K3K-動載荷系數(shù),查【5】2 上,取 =12-齒向載荷分布系數(shù),查【5】2 上, =1 1 1K19Y-齒形系數(shù),查 【5】2 上,Y=0.386;-許用接觸應(yīng)力( MPa),查【4】 ,表 4-7,取 =650 Mpa;j j-許用彎曲應(yīng)力( MPa) ,查【4】 ,表 4-7,取 =275 Mpa;w w根據(jù)上述公式,可求得及查取值可求得:=635 Mpa jj=78 Mpaww(3)第一擴大組齒輪計算。擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z3 Z3 Z4 Z4齒數(shù) 38 48 48 38分度圓直徑 133 168 168 133齒頂圓直徑 140 175 175 140齒根圓直徑 124.25 159.25 159.25 124.25齒寬 28 28 28 28(4)第二擴大組齒輪計算。擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z5 Z5 Z6 Z6齒數(shù) 66 33 33 66分度圓直徑 231 115.5 231 115.5齒頂圓直徑 234.5 119 234.5 119齒根圓直徑 226.6 111.12 226.6 111.12齒寬 28 28 28 2820按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr,調(diào)質(zhì)處理,硬度 241HB286HB,平均取 260HB,大齒輪用 45 鋼,調(diào)質(zhì)處理,硬度 229HB286HB ,平均取 240HB。同理根據(jù)基本組的計算,查文獻【6】 ,可得 =0.62, =0.77, =0.60, =1.1,nKNqK3=1, =1,m=3.5, =355;2K1j可求得:=619 Mpa jj=135Mpa ww3.4 傳動軸最小軸徑的初定由【5】式 6,傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計算:d=1.64 (mm)4Tn或 d=91 (mm)4njN式中 d-傳動軸直徑(mm)Tn-該軸傳遞的額定扭矩(N*mm) T=9550000 ;JnNN-該軸傳遞的功率(KW)-該軸的計算轉(zhuǎn)速jn-該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角, = 。01各軸最小軸徑如表 3-3。表 3-3 最小軸徑軸 號 軸 軸213.5 主軸合理跨距的計算由于電動機功率 P=4kw,根據(jù)【1】表 3.20,前軸徑應(yīng)為 6090mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的 d2=( 0.70.9)d 1,取 d2=60mm。根據(jù)設(shè)計方案,前軸承為NN3016K 型,后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量 a=120mm,主軸孔徑為 30mm。軸承剛度,主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩 T=9550 =9550 =424.44N.mnP904設(shè)該機床為車床的最大加工直徑為 240mm。床身上最常用的最大加工直徑,即經(jīng)濟加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的 50%,這里取 75%,即 180mm,故半徑為 0.09m;切削力(沿 y 軸) Fc= =4716N09.42背向力(沿 x 軸) Fp=0.5 Fc=2358N總作用力 F= =5272.65N2pC此力作用于工件上,主軸端受力為 F=5272.65N。先假設(shè) l/a=2,l=3a=240mm。前后支承反力 RA 和 RB 分別為RA=F =5272.65 =7908.97Nla2401RB=F =5272.65 =2636.325Nl根據(jù) 文獻【1】式 3.7 得:Kr=3.39 得前支承的剛度:K A= 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos1689.69 N/ ;K B= 785.57 N/ ; = =2.15mmBAK57.6主軸的當(dāng)量外徑 de=(80+60)/2=70mm,故慣性矩為I= =113.810-8m464)03.7.(= = =0.143aKEA6381.980.2最小軸徑 mm 35 4022查【1】圖 3-38 得 =2.0,與原假設(shè)接近,所以最佳跨距 =1202.0=240mmal0 0l合理跨距為(0.75-1.5) ,取合理跨距 l=360mm。0l根據(jù)結(jié)構(gòu)的需要,主軸的實際跨距大于合理跨距,因此需要采取措施增加主軸的剛度,增大軸徑:前軸徑 D=100mm,后軸徑 d=80mm。前軸承采用雙列圓柱滾子軸承,后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。第 4 章 主要零部件的選擇 4.1 軸承的選擇I軸:與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸:對稱布置深溝球軸承6009III軸:后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C中間布置角接觸球軸承代號7012C4.3 鍵的規(guī)格I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格:23BXL=10X56 II軸選擇花鍵規(guī)格:N d =8X36X40X7 III軸選擇鍵規(guī)格:BXL=14X90 4.4 變速操縱機構(gòu)的選擇選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。第 5 章 校核5.1 剛度校核(1) 軸撓度校核單一載荷下,軸中心處的撓度采用文獻【5】中的公式計算::YmZnDxNLYba 43375.09.1L-兩支承的跨距;D-軸的平均直徑;X= /L; -齒輪工作位置處距較近支承點的距離;iai24N-軸傳遞的全功率;校核合成撓度YYbabah cos22-輸入扭距齒輪撓度;-輸出扭距齒輪撓度b;)(2-被演算軸與前后軸連心線夾角; =144嚙合角 =20,齒面摩擦角 =5.72。代入數(shù)據(jù)計算得: =0.026; =0.084; =0.160;2ay3ay1ay=0.205; =0.088; =0.025。5b4b6b合成撓度 =0.238cos251521aahY查文獻【6】 ,帶齒輪軸的許用撓度 =5/10000*Ly即 =0.268。y因合成撓度小于許用撓度,故軸的撓度滿足要求。(2) 軸扭轉(zhuǎn)角的校核傳動軸在支承點 A,B 處的傾角 可按下式近似計算:BA,radlyhA3將上式計算的結(jié)果代入得:rBA052.由文獻【6】 ,查得支承處的 =0.001因 0.001,故軸的轉(zhuǎn)角也滿足要求。.BA5.2 軸承壽命校核由 軸最小軸徑可取軸承為 7008c 角接觸球軸承,=3;P=XF r+YFaX=1,Y=0 。對軸受力分析25得:前支承的徑向力 Fr=2642.32N。由軸承壽命的計算公式:預(yù)期的使用壽命 L10h=15000hL10h= = = hL 10hn1670)PC(180673)28.10(367.10()284.9524=15000h軸承壽命滿足要求。第 6 章 結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明6.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案設(shè)計主軸變速箱的結(jié)構(gòu)包括傳動件(傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等) 、主軸組件、操縱機構(gòu)、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結(jié)件的結(jié)構(gòu)設(shè)計與布置,用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設(shè)計由于時間的限制,一 0 般只畫展開圖。主軸變速箱是機床的重要部件。設(shè)計時除考慮一般機械傳動的有關(guān)要求外,著重考慮以下幾個方面的問題。精度方面的要求,剛度和抗震性的要求,傳動效率要求,主軸前軸承處溫度和溫升的控制,結(jié)構(gòu)工藝性,操作方便、安全、可靠原則,遵循標(biāo)準(zhǔn)化和通用化的原則。主軸變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計時整個機床設(shè)計的重點,由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜,設(shè)計中不可避免要26經(jīng)過反復(fù)思考和多次修改。在正式畫圖前應(yīng)該先畫草圖。目的是:1 布置傳動件及選擇結(jié)構(gòu)方案。2 檢驗傳動設(shè)計的結(jié)果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況,以便及時改正。3 確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置,以確定各軸的受力點和受力方向,為軸和軸承的驗算提供必要的數(shù)據(jù)。6.2 展開圖及其布置展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序,假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個平面上。I 軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪。有兩種布置方案,一是將兩級變速齒輪和離合器做成一體。齒輪的直徑受到離合器內(nèi)徑的約束,齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑,負(fù)責(zé)齒輪無法加工。這樣軸的間距加大。另一種布置方案是離合器的左右部分分別裝在同軸線的軸上,左邊部分接通,得到一級反向轉(zhuǎn)動,右邊接通得到三級反向轉(zhuǎn)動。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第一種方案,通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結(jié)構(gòu)??偛贾脮r需要考慮制動器的位置。制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動器不要放在轉(zhuǎn)速太低軸上,以免制動扭矩太大,是制動尺寸增大。齒輪在軸上布置很重要,關(guān)系到變速箱的軸向尺寸,減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。結(jié) 論中型普通車床主軸箱設(shè)計的結(jié)構(gòu)及部分計算,到這里基本結(jié)束了,由于筆者水平有限,加之時間倉促,僅對分級變速主傳動系統(tǒng)主要部分進行設(shè)計和校核,定有許多地方處理不夠妥當(dāng),有些部分甚至可能存在錯誤,望老師多提寶貴意見。經(jīng)過這次課程設(shè)計,使我對機械系統(tǒng)設(shè)計這門課當(dāng)中許多原理公式有了進一步的了解,并且對設(shè)計工作有了更深入的認(rèn)識。在設(shè)計過程中,得到 XX 老師的精心指導(dǎo)和幫助,在此表示衷心的感謝。27參考文獻【1】候珍秀.機械系統(tǒng)設(shè)計.哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社,修訂版;【2】 、于惠力 主編 機械設(shè)計 科學(xué)出版社 第一版【3】 、戴 曙 主編 金屬切削機床設(shè)計 機械工業(yè)出版社【4】 、戴 曙 主編 金屬切削機床 機械工業(yè)出版社 第一版【4】 、趙九江 主編 材料力學(xué) 哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社 第一版【6】 、鄭文經(jīng) 主編 機械原理 高等教育出版社 第七版【7】 、于惠力 主編 機械設(shè)計課程設(shè)計 科學(xué)出版社 28致 謝在設(shè)計成過程中,感謝很多人的幫助和指點,首先我要感謝我的母校的辛勤培育,感謝院系各位老師四年來的諄諄教誨,感謝他們默默的栽培我。本次設(shè)計是在我的導(dǎo)師 XX 教授的親切關(guān)懷和悉心指導(dǎo)下完成的。他嚴(yán)肅的科學(xué)態(tài)度,嚴(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)精神,精益求精的工作作風(fēng),深深地感染和激勵著我。從課題的選擇到項目的最終完成,老師都始終給予我細(xì)心的指導(dǎo)和不懈的支持,在此,謹(jǐn)向教師表示衷心的感謝和崇高的敬意!。此外,在畢業(yè)設(shè)計過程中,也得到了其他老師和同學(xué)的幫助,設(shè)計任務(wù)一直在很好的氛圍中進行,在這里,也向他們表示真誠的感謝!再次向設(shè)計中所有提供過幫助的人表示感謝!1寧XX 大學(xué)課 程 設(shè) 計 (論 文 )中型普通車床主軸箱設(shè)計(題目 3)所 在 學(xué) 院專 業(yè)班 級姓 名學(xué) 號指 導(dǎo) 老 師年 月 日2摘 要設(shè)計機床得主傳動變速系統(tǒng)時首先利用傳動系統(tǒng)設(shè)計方法求出理想解和多個合理解。根據(jù)數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)及主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性要求,分析了機電關(guān)聯(lián)分級調(diào)速主傳動系統(tǒng)的設(shè)計原理和方法。從主傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)網(wǎng)入手,確定最佳機床主軸功率與轉(zhuǎn)矩特性匹配方案,計算和校核相關(guān)運動參數(shù)和動力參數(shù)。本說明書著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設(shè)計步驟和設(shè)計方法,根據(jù)已確定的運動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標(biāo),擬定變速系統(tǒng)的變速方案,以獲得最優(yōu)方案以及較高的設(shè)計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中,為減少齒輪數(shù)目,簡化結(jié)構(gòu),縮短軸向尺寸,用齒輪齒數(shù)的設(shè)計方法是試算,湊算法,計算麻煩且不易找出合理的設(shè)計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動特點的分析與研究,繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。關(guān)鍵詞 分級變速;傳動系統(tǒng)設(shè)計,傳動副,結(jié)構(gòu)網(wǎng),結(jié)構(gòu)式,齒輪模數(shù),傳動比4目 錄摘 要.2目 錄.4第 1 章 緒論.61.1 課程設(shè)計的目的 61.2 課程設(shè)計的內(nèi)容 .61.2.1 理論分析與設(shè)計計算 .61.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計 .61.2.3 編制技術(shù)文件 61.3 課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 6第 2 章 車床參數(shù)的擬定.82.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù) .82.2 擬定參數(shù)的步驟和方法 .82.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin .82.2.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速 82.2.3 主電機功率 動力參數(shù)的確定 .92.2.4 確定結(jié)構(gòu)式 92.2.5 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 92.1.5 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 102.2 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 112.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 11第 3 章 動力計算.133.1 帶傳動設(shè)計 133.2 計算轉(zhuǎn)速的計算 143.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 153.4 傳動軸最小軸徑的初定 203.5 主軸合理跨距的計算 21第 4 章 主要零部件的選擇.2254.1 軸承的選擇 224.3 鍵的規(guī)格 224.4 變速操縱機構(gòu)的選擇 .23第 5 章 校核.235.1 剛度校核 235.2 軸承壽命校核 24第 6 章 結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明.256.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案 256.2 展開圖及其布置 26結(jié) 論.26參考文獻.27致 謝.286第 1 章 緒論1.1 課程設(shè)計的目的機械系統(tǒng)設(shè)計課程設(shè)計是在學(xué)完本課程后,進行一次學(xué)習(xí)設(shè)計的綜合性練習(xí)。通過課程設(shè)計,使學(xué)生能夠運用所學(xué)過的基礎(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課和專業(yè)課的有關(guān)理論知識,及生產(chǎn)實習(xí)等實踐技能,達到鞏固、加深和拓展所學(xué)知識的目的。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(biāo)準(zhǔn)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 課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求題目:中型普通車床主軸箱設(shè)計7技術(shù)參數(shù):題目 3 車床的主參數(shù)(規(guī)格尺寸)和基本參數(shù)如下:工件最大回轉(zhuǎn)直徑D (mm)max正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )mir電機功率N(kw) 公比 轉(zhuǎn)速級數(shù) Z240 126 4 1.26 88第 2 章 車床參數(shù)的擬定2.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù)車床的主參數(shù)(規(guī)格尺寸)和基本參數(shù)如下:工件最大回轉(zhuǎn)直徑D (mm)max正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )mir電機功率N(kw) 公比 轉(zhuǎn)速級數(shù) Z240 126 4 1.26 82.2 擬定參數(shù)的步驟和方法2.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮:允許的切速極限參考值如下:表 1.1加 工 條 件 Vmax(m/min) Vmin(m/min)硬質(zhì)合金刀具粗加工鑄鐵工件 3050硬質(zhì)合金刀具半精或精加工碳鋼工件150300螺紋加工和鉸孔 382.2.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速計算車床主軸極限轉(zhuǎn)速時的加工直徑,則主軸極限轉(zhuǎn)速應(yīng)為:在 中考慮車螺紋和鉸孔時,其加工的最大直徑應(yīng)根據(jù)實際加工情況選取 0.1Dmmmin左右。= r/minin 157.06241.38010maxindv結(jié)合題目條件正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速 Nmin=126( ),minr由于標(biāo)準(zhǔn)系列無 126 數(shù)據(jù),取標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列數(shù)值,即 =125r/min,取min 26.19依據(jù)題目要求選級數(shù) Z=8, =1.26=1.064考慮到設(shè)計的結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度要適中,故采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標(biāo)準(zhǔn)的數(shù)列表中查出,按標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速數(shù)列為:125,160,200,250,315,400,500,6302.2.3 主電機功率動力參數(shù)的確定合理地確定電機功率 N,使機床既能充分發(fā)揮其性能,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。根據(jù)題設(shè)條件電機功率為 4KW可選取電機為:Y160M1-8 額定功率為 4KW,滿載轉(zhuǎn)速為 720r/min.2.2.4 確定結(jié)構(gòu)式已知 Z= x3b2aa、b 為正整數(shù),即 Z 應(yīng)可以分解為 2 和 3 的因子,以便用 2、3 聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速。取 Z=8 級 則 Z=22 對于 Z=8 可分解為:Z=2 12224。綜合上述可得:主傳動部件的運動參數(shù) =125 Z=8 =1.26630maxnmin2.2.5 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結(jié)構(gòu)緊湊的原則,選取傳動方案 Z=212224,易知第二擴大組的變速范圍 r= (P3-1)x=1.264=2.528 滿足要求,其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖 2-1。10圖 2-1 結(jié)構(gòu)網(wǎng) Z=2122242.1.5 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖(1)選擇電動機:采用 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。(2)繪制轉(zhuǎn)速圖:(3)畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù),畫主傳動系統(tǒng)圖如圖 2-3:1-2 軸最小中心距:A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和:S zmin(Zmax+2+D/m)112.2 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)(1)Sz 100-120,中型機床 Sz=70-100(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-20,m 4圖 2-3 主傳動系統(tǒng)圖(7)齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等,據(jù)設(shè)計要求 Zmin1820,齒數(shù)和Sz100120,由表 4.1,根據(jù)各變速組公比,可得各傳動比和齒輪齒數(shù),各齒輪齒數(shù)如表 2-2。表 2-2 齒輪齒數(shù)基本組 第一擴大組 第二擴大組傳動比1:1.26 1:2 1:1.26 1.26:1 2:1 2:1代號 Z1Z Z 2Z Z3Z Z4Z Z5 Z5 Z6Z 齒數(shù) 29 37 22 44 38 48 48 38 33 66 66 332.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差,一般不應(yīng)超過10( -1),即10( -1)n標(biāo) 準(zhǔn) 轉(zhuǎn) 速標(biāo) 準(zhǔn) 轉(zhuǎn) 速實 際 轉(zhuǎn) 速 12因此滿足要求。各級轉(zhuǎn)速誤差n 630 500 400 315 250 200 160 125n 628 498.9 401 313 248.6 198.5 161.2 126.8誤差 2.8 2.1 2.25 2.47 1.32 1.5 2.31 1.41只有一級轉(zhuǎn)速誤差小于2.6,因此不需要修改齒數(shù)。13第 3 章 動力計算3.1 帶傳動設(shè)計輸出功率 P=4kw,轉(zhuǎn)速 n1=720r/min。(1)確定計算功率:按最大的情況計算 P=4kw ,K 為工作情況系數(shù),查1表 3.5. 取 K=1.0pd=kAP=1.0 X4=4kw(2)選擇 V 帶的型號:根據(jù) pd,n1=720r/min 參考1 圖表 3.16 及表 3.3 選小帶輪直徑,查表選擇 A 型 V 帶 d1=90mm(3)確定帶輪直徑 d1,d2小帶輪直徑 d1=90mm驗算帶速 v= d1n1/(60X1000)= X90X720/(60X1000)=3.39m/s從動輪直徑 d2=n1d1/n2=720X90/400=162mm 取 d2=160mm 查1表 3.3計算實際傳動比 i=d2/d1=160/90=1.778(4)定中心矩 a 和基準(zhǔn)帶長 Ld1初定中心距 a00.7(d1-d2) a0 2(d1+d2)49 a0 500 取 ao=300mm2帶的計算基準(zhǔn)長度Ld02a0+ /2(d1+d2)+(d2-d1)2/4a02x300+ /2(90+160)+(160-90)2/4X300650mm查1表 3.2 取 Ld0=630mm3計算實際中心距aa0+(Ld-Ld0)/2=300+(630-650)=290mm4確定中心距調(diào)整范圍amax=a+0.03Ld=290+0.03X630=308.9mmamin=a-0.015Ld=290-0.015X630=280.55mm(5)驗算包角: 1=1800-(d 2-d1)/aX57.3 0=1800-(180-90)/290X57.30=1720120014(6)確定 V 帶根數(shù):確定額定功率:P 0由查表并用線性插值得 P0=0.15kw查1表 37 得功率增量 P0=0.13kwA查1表 38 得包角系數(shù) K =0.99查1表 3 得長度系數(shù) Kl=0.81確定帶根數(shù):Z=P /(P +P )K K C0L=3.85/(1.05+0.13)X0.99X0.81=2.87 取 Z=33.2 計算轉(zhuǎn)速的計算(1)主軸的計算轉(zhuǎn)速n j,由公式n =n 得,主軸的計算轉(zhuǎn)速n j=183r/min,jmin)13/(z取200 r/min。(2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 軸3=315 r/min,軸2=250r/min,軸1=400r/min。(2)確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。軸共有 2 級轉(zhuǎn)速: 250 r/min、315 r/min。 。若經(jīng)傳動副 Z / Z 傳動主軸,則只有 250r/min 傳遞全功率;若經(jīng)傳動副 Z / Z 傳動主軸,6 5全部傳遞全功率,其中 250r/min 是傳遞全功率的最低轉(zhuǎn)速, 故其計算轉(zhuǎn)速 n j=250 r/min; 軸有 1 級轉(zhuǎn)速,且都傳遞全功率,所以其計算轉(zhuǎn)速 n j=400 r/min。各計算轉(zhuǎn)速入表 3-1。表 3-1 各軸計算轉(zhuǎn)速(3) 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。齒輪 Z 裝在主軸上并具有 45-500r/min 共 4 級轉(zhuǎn)速,6其中只有 200r/min 傳遞全功率,故 Z j=200 r/min。齒輪 Z 裝在軸上,有 125-500 r/min 共 4 級轉(zhuǎn)速,但經(jīng)齒輪副 Z /Z 傳動主軸,則6 6只有 125r/min 傳遞全功率,故 Z j=125r/min。依次可以得出其余齒輪的計算轉(zhuǎn)速,如6表 3-2。軸 號 軸 軸 軸計算轉(zhuǎn)速 r/min 400 250 31515表 3-2 齒輪副計算轉(zhuǎn)速序號 Z1Z 2Z3Z 4Z5n j400 250 315 315 2003.3 齒輪模數(shù)計算及驗算(1)模數(shù)計算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù),選取負(fù)荷最重的小齒輪,按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算,即 mj=16338 可得各組的模數(shù),如321)(jjmnuzP表 3-3 所示。根據(jù) 和 計算齒輪模數(shù),根據(jù)其中較大值取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù):jmw=16338 =16338 mmj321)(jjnuzP3213JmsniZKu齒輪的最低轉(zhuǎn)速 r/min;N頂定的齒輪工作期限,中型機床推存: =1520T T轉(zhuǎn)速變化系數(shù); nk功率利用系數(shù);N材料強化系數(shù)。 q(壽命系數(shù))的極值skmaxinssk,齒輪等轉(zhuǎn)動件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數(shù) m 和基準(zhǔn)順環(huán)次數(shù) C0工作情況系數(shù)。中等中級的主運動: 1動載荷系數(shù);2k齒向載荷分布系數(shù);3齒形系數(shù); Y根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)公式為: 式中:N計算齒輪轉(zhuǎn)動遞的額定功率 N= dwNk計算齒輪(小齒輪)的計算轉(zhuǎn)速 r/minjn16齒寬系數(shù) ,mmb/8Z1計算齒輪的齒數(shù),一般取轉(zhuǎn)動中最小齒輪的齒數(shù):大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比, = ;(+)用于外嚙合, (-)號用i i12Z于內(nèi)嚙合: 命系數(shù); sTNnqkk:工作期限 , = ; TTmCn06= =3.49Tk接 310256= =1.8T彎 96=0.84 =0.58 nknk接=0.90 =0.55 =0.72 彎 q接 qk彎=3.49 0.84 0.58 0.55=0.94sk接 =1.8 0.84 0.90 0.72=0.99 時,取 = ,當(dāng) 時,取 = ;sminskmaxskminskmin= =0.85 =1.5; kax1=1.2 =1 =0.378 23Y許用彎曲應(yīng)力,接觸應(yīng)力,( )paM=354 =1750 WpaJ6 級材料的直齒輪材料選;20 熱處理 S-C59irTC3=16338 mmjm213JmsniZK=16338 =2.6 mm j3 22705.04849.5. =275 mmw313wcMsnNK17=275 =2.2mm33547108.0246.2.51根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)齒輪模數(shù)系數(shù)選用模數(shù)為:主軸齒輪模數(shù)為 3.5,傳動軸齒輪模數(shù) m=2.5,中間軸齒輪模數(shù) m=3; 根據(jù)有關(guān)文獻,也為了便于統(tǒng)一,在這里傳動齒輪統(tǒng)一取 m=3.5表 3-3 模數(shù)(2)基本組齒輪計算?;窘M齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z1 Z1 Z2 Z2齒數(shù) 29 37 22 44分度圓直徑 101.5 129.5 77 154齒頂圓直徑 108.5 136.5 84 161齒根圓直徑 97.25 120.75 68.25 145.25齒寬 25 25 25 25按基本組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr,調(diào)質(zhì)處理,硬度 241HB286HB,平均取260HB,大齒輪用 45 鋼,調(diào)質(zhì)處理,硬度 229HB286HB ,平均取 240HB。計算如下: 齒面接觸疲勞強度計算:接觸應(yīng)力驗算公式為jfsj MPauBnNKzm)()1(02832彎曲應(yīng)力驗算公式為:組號 基本組 第一擴大組 第二擴大組模數(shù) mm 3.5 3.5 3.518wswMPaBYnzmNK)(109235式中 N-傳遞的額定功率(kW) ,這里取 N 為電動機功率,N=5kW;-計算轉(zhuǎn)速( r/min). =500(r/min);jnjm-初算的齒輪模數(shù)(mm), m=3.5(mm);B-齒寬(mm);B=25(mm);z-小齒輪齒數(shù);z=19;u-小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2.78;-壽命系數(shù);sK=sTnNKq-工作期限系數(shù);TmTC016T-齒輪工作期限,這里取 T=15000h.;-齒輪的最低轉(zhuǎn)速(r/min), =500(r/min)1n1n-基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù),接觸載荷取 = ,彎曲載荷取 =0C0C70C612m-疲勞曲線指數(shù),接觸載荷取 m=3;彎曲載荷取 m=6;-轉(zhuǎn)速變化系數(shù),查【5】2 上,取 =0.60nKnK-功率利用系數(shù),查 【5】2 上,取 =0.78N N-材料強化系數(shù),查【5】2 上, =0.60q q-工作狀況系數(shù),取 =1.13K3K-動載荷系數(shù),查【5】2 上,取 =12-齒向載荷分布系數(shù),查【5】2 上, =1 1 1K19Y-齒形系數(shù),查 【5】2 上,Y=0.386;-許用接觸應(yīng)力( MPa),查【4】 ,表 4-7,取 =650 Mpa;j j-許用彎曲應(yīng)力( MPa) ,查【4】 ,表 4-7,取 =275 Mpa;w w根據(jù)上述公式,可求得及查取值可求得:=635 Mpa jj=78 Mpaww(3)第一擴大組齒輪計算。擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z3 Z3 Z4 Z4齒數(shù) 38 48 48 38分度圓直徑 133 168 168 133齒頂圓直徑 140 175 175 140齒根圓直徑 124.25 159.25 159.25 124.25齒寬 28 28 28 28(4)第二擴大組齒輪計算。擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z5 Z5 Z6 Z6齒數(shù) 66 33 33 66分度圓直徑 231 115.5 231 115.5齒頂圓直徑 234.5 119 234.5 119齒根圓直徑 226.6 111.12 226.6 111.12齒寬 28 28 28 2820按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr,調(diào)質(zhì)處理,硬度 241HB286HB,平均取 260HB,大齒輪用 45 鋼,調(diào)質(zhì)處理,硬度 229HB286HB ,平均取 240HB。同理根據(jù)基本組的計算,查文獻【6】 ,可得 =0.62, =0.77, =0.60, =1.1,nKNqK3=1, =1,m=3.5, =355;2K1j可求得:=619 Mpa jj=135Mpa ww3.4 傳動軸最小軸徑的初定由【5】式 6,傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計算:d=1.64 (mm)4Tn或 d=91 (mm)4njN式中 d-傳動軸直徑(mm)Tn-該軸傳遞的額定扭矩(N*mm) T=9550000 ;JnNN-該軸傳遞的功率(KW)-該軸的計算轉(zhuǎn)速jn-該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角, = 。01各軸最小軸徑如表 3-3。表 3-3 最小軸徑軸 號 軸 軸213.5 主軸合理跨距的計算由于電動機功率 P=4kw,根據(jù)【1】表 3.20,前軸徑應(yīng)為 6090mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的 d2=( 0.70.9)d 1,取 d2=60mm。根據(jù)設(shè)計方案,前軸承為NN3016K 型,后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量 a=120mm,主軸孔徑為 30mm。軸承剛度,主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩 T=9550 =9550 =424.44N.mnP904設(shè)該機床為車床的最大加工直徑為 240mm。床身上最常用的最大加工直徑,即經(jīng)濟加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的 50%,這里取 75%,即 180mm,故半徑為 0.09m;切削力(沿 y 軸) Fc= =4716N09.42背向力(沿 x 軸) Fp=0.5 Fc=2358N總作用力 F= =5272.65N2pC此力作用于工件上,主軸端受力為 F=5272.65N。先假設(shè) l/a=2,l=3a=240mm。前后支承反力 RA 和 RB 分別為RA=F =5272.65 =7908.97Nla2401RB=F =5272.65 =2636.325Nl根據(jù) 文獻【1】式 3.7 得:Kr=3.39 得前支承的剛度:K A= 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos1689.69 N/ ;K B= 785.57 N/ ; = =2.15mmBAK57.6主軸的當(dāng)量外徑 de=(80+60)/2=70mm,故慣性矩為I= =113.810-8m464)03.7.(= = =0.143aKEA6381.980.2最小軸徑 mm 35 4022查【1】圖 3-38 得 =2.0,與原假設(shè)接近,所以最佳跨距 =1202.0=240mmal0 0l合理跨距為(0.75-1.5) ,取合理跨距 l=360mm。0l根據(jù)結(jié)構(gòu)的需要,主軸的實際跨距大于合理跨距,因此需要采取措施增加主軸的剛度,增大軸徑:前軸徑 D=100mm,后軸徑 d=80mm。前軸承采用雙列圓柱滾子軸承,后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。第 4 章 主要零部件的選擇 4.1 軸承的選擇I軸:與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸:對稱布置深溝球軸承6009III軸:后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C中間布置角接觸球軸承代號7012C4.3 鍵的規(guī)格I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格:23BXL=10X56 II軸選擇花鍵規(guī)格:N d =8X36X40X7 III軸選擇鍵規(guī)格:BXL=14X90 4.4 變速操縱機構(gòu)的選擇選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。第 5 章 校核5.1 剛度校核(1) 軸撓度校核單一載荷下,軸中心處的撓度采用文獻【5】中的公式計算::YmZnDxNLYba 43375.09.1L-兩支承的跨距;D-軸的平均直徑;X= /L; -齒輪工作位置處距較近支承點的距離;iai24N-軸傳遞的全功率;校核合成撓度YYbabah cos22-輸入扭距齒輪撓度;-輸出扭距齒輪撓度b;)(2-被演算軸與前后軸連心線夾角; =144嚙合角 =20,齒面摩擦角 =5.72。代入數(shù)據(jù)計算得: =0.026; =0.084; =0.160;2ay3ay1ay=0.205; =0.088; =0.025。5b4b6b合成撓度 =0.238cos251521aahY查文獻【6】 ,帶齒輪軸的許用撓度 =5/10000*Ly即 =0.268。y因合成撓度小于許用撓度,故軸的撓度滿足要求。(2) 軸扭轉(zhuǎn)角的校核傳動軸在支承點 A,B 處的傾角 可按下式近似計算:BA,radlyhA3將上式計算的結(jié)果代入得:rBA052.由文獻【6】 ,查得支承處的 =0.001因 0.001,故軸的轉(zhuǎn)角也滿足要求。.BA5.2 軸承壽命校核由 軸最小軸徑可取軸承為 7008c 角接觸球軸承,=3;P=XF r+YFaX=1,Y=0 。對軸受力分析25得:前支承的徑向力 Fr=2642.32N。由軸承壽命的計算公式:預(yù)期的使用壽命 L10h=15000hL10h= = = hL 10hn1670)PC(180673)28.10(367.10()284.9524=15000h軸承壽命滿足要求。第 6 章 結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明6.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案設(shè)計主軸變速箱的結(jié)構(gòu)包括傳動件(傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等) 、主軸組件、操縱機構(gòu)、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結(jié)件的結(jié)構(gòu)設(shè)計與布置,用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設(shè)計由于時間的限制,一 0 般只畫展開圖。主軸變速箱是機床的重要部件。設(shè)計時除考慮一般機械傳動的有關(guān)要求外,著重考慮以下幾個方面的問題。精度方面的要求,剛度和抗震性的要求,傳動效率要求,主軸前軸承處溫度和溫升的控制,結(jié)構(gòu)工藝性,操作方便、安全、可靠原則,遵循標(biāo)準(zhǔn)化和通用化的原則。主軸變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計時整個機床設(shè)計的重點,由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜,設(shè)計中不可避免要26經(jīng)過反復(fù)思考和多次修改。在正式畫圖前應(yīng)該先畫草圖。目的是:1 布置傳動件及選擇結(jié)構(gòu)方案。2 檢驗傳動設(shè)計的結(jié)果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況,以便及時改正。3 確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置,以確定各軸的受力點和受力方向,為軸和軸承的驗算提供必要的數(shù)據(jù)。6.2 展開圖及其布置展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序,假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個平面上。I 軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪。有兩種布置方案,一是將兩級變速齒輪和離合器做成一體。齒輪的直徑受到離合器內(nèi)徑的約束,齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑,負(fù)責(zé)齒輪無法加工。這樣軸的間距加大。另一種布置方案是離合器的左右部分分別裝在同軸線的軸上,左邊部分接通,得到一級反向轉(zhuǎn)動,右邊接通得到三級反向轉(zhuǎn)動。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第一種方案,通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結(jié)構(gòu)??偛贾脮r需要考慮制動器的位置。制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動器不要放在轉(zhuǎn)速太低軸上,以免制動扭矩太大,是制動尺寸增大。齒輪在軸上布置很重要,關(guān)系到變速箱的軸向尺寸,減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。結(jié) 論中型普通車床主軸箱設(shè)計的結(jié)構(gòu)及部分計算,到這里基本結(jié)束了,由于筆者水平有限,加之時間倉促,僅對分級變速主傳動系統(tǒng)主要部分進行設(shè)計和校核,定有許多地方處理不夠妥當(dāng),有些部分甚至可能存在錯誤,望老師多提寶貴意見。經(jīng)過這次課程設(shè)計,使我對機械系統(tǒng)設(shè)計這門課當(dāng)中許多原理公式有了進一步的了解,并且對設(shè)計工作有了更深入的認(rèn)識。在設(shè)計過程中,得到 XX 老師的精心指導(dǎo)和幫助,在此表示衷心的感謝。27參考文獻【1】候珍秀.機械系統(tǒng)設(shè)計.哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社,修訂版;【2】 、于惠力 主編 機械設(shè)計 科學(xué)出版社 第一版【3】 、戴 曙 主編 金屬切削機床設(shè)計 機械工業(yè)出版社【4】 、戴 曙 主編 金屬切削機床 機械工業(yè)出版社 第一版【4】 、趙九江 主編 材料力學(xué) 哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社 第一版【6】 、鄭文經(jīng) 主編 機械原理 高等教育出版社 第七版【7】 、于惠力 主編 機械設(shè)計課程設(shè)計 科學(xué)出版社 28致 謝在設(shè)計成過程中,感謝很多人的幫助和指點,首先我要感謝我的母校的辛勤培育,感謝院系各位老師四年來的諄諄教誨,感謝他們默默的栽培我。本次設(shè)計是在我的導(dǎo)師 XX 教授的親切關(guān)懷和悉心指導(dǎo)下完成的。他嚴(yán)肅的科學(xué)態(tài)度,嚴(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)精神,精益求精的工作作風(fēng),深深地感染和激勵著我。從課題的選擇到項目的最終完成,老師都始終給予我細(xì)心的指導(dǎo)和不懈的支持,在此,謹(jǐn)向教師表示衷心的感謝和崇高的敬意!。此外,在畢業(yè)設(shè)計過程中,也得到了其他老師和同學(xué)的幫助,設(shè)計任務(wù)一直在很好的氛圍中進行,在這里,也向他們表示真誠的感謝!再次向設(shè)計中所有提供過幫助的人表示感謝!
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中型普通車床主軸箱設(shè)計
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