最大加工直徑250mm車床主軸箱設(shè)計(jì)【轉(zhuǎn)速355-1800 公比1.26 3KW】【含CAD圖紙】
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寧大學(xué)課程設(shè)計(jì)(論文)最大加工直徑為250mm的普通車床的主軸箱部件設(shè)計(jì)所在學(xué)院專 業(yè)班 級(jí)姓 名學(xué) 號(hào)指導(dǎo)老師 年 月 日5摘 要本設(shè)計(jì)著重研究機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)步驟和設(shè)計(jì)方法,根據(jù)已確定的運(yùn)動(dòng)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(jì)效率。在機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)中,為減少齒輪數(shù)目,簡(jiǎn)化結(jié)構(gòu),縮短軸向尺寸,用齒輪齒數(shù)的設(shè)計(jì)方法是試算,湊算法,計(jì)算麻煩且不易找出合理的設(shè)計(jì)方案。本文通過對(duì)主傳動(dòng)系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動(dòng)特點(diǎn)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:傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì),傳動(dòng)副,結(jié)構(gòu)網(wǎng),結(jié)構(gòu)式,目 錄摘 要2目 錄4第1章 緒論61.1 課程設(shè)計(jì)的目的61.2課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容61.2.1 理論分析與設(shè)計(jì)計(jì)算61.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計(jì)61.2.3編制技術(shù)文件61.3 課程設(shè)計(jì)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車床的變速范圍R和級(jí)數(shù)Z82.3確定級(jí)數(shù)主要其他參數(shù)82.3.1 擬定主軸的各級(jí)轉(zhuǎn)速82.3.2 主電機(jī)功率動(dòng)力參數(shù)的確定82.3.3確定結(jié)構(gòu)式82.3.4確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)92.3.5繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖92.4 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù)112.5 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差11第3章 傳動(dòng)件的計(jì)算123.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)123.2選擇帶型133.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速133.4確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度并驗(yàn)算小輪包角143.5確定帶的根數(shù)z153.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸153.7確定帶的張緊裝置153.8計(jì)算壓軸力153.9 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算173.10 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算183.11 傳動(dòng)軸最小軸徑的初定213.12 主軸合理跨距的計(jì)算22第4章 主要零部件的選擇234.1 軸承的選擇234.2 鍵的規(guī)格234.3 主軸彎曲剛度校核234.4.軸承校核244.5 潤(rùn)滑與密封24第5章 摩擦離合器(多片式)的計(jì)算24第6章 主要零部件的選擇266.1電動(dòng)機(jī)的選擇266.2 軸承的選擇266.3變速操縱機(jī)構(gòu)的選擇266.4 軸的校核266.5 軸承壽命校核29第7章 主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及說明307.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案307.2 展開圖及其布置30結(jié)束語31參考文獻(xiàn)32 第1章 緒論1.1 課程設(shè)計(jì)的目的課程設(shè)計(jì)是在學(xué)完本課程后,進(jìn)行一次學(xué)習(xí)設(shè)計(jì)的綜合性練習(xí)。通過課程設(shè)計(jì),使學(xué)生能夠運(yùn)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(shí),及生產(chǎn)實(shí)習(xí)等實(shí)踐技能,達(dá)到鞏固、加深和拓展所學(xué)知識(shí)的目的。通過課程設(shè)計(jì),分析比較機(jī)械系統(tǒng)中的某些典型機(jī)構(gòu),進(jìn)行選擇和改進(jìn);結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì),進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算并編寫技術(shù)文件;完成系統(tǒng)主傳動(dòng)設(shè)計(jì),達(dá)到學(xué)習(xí)設(shè)計(jì)步驟和方法的目的。通過設(shè)計(jì),掌握查閱相關(guān)工程設(shè)計(jì)手冊(cè)、設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)和資料的方法,達(dá)到積累設(shè)計(jì)知識(shí)和設(shè)計(jì)技巧,提高學(xué)生設(shè)計(jì)能力的目的。通過設(shè)計(jì),使學(xué)生獲得機(jī)械系統(tǒng)基本設(shè)計(jì)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(jìn)行機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)創(chuàng)造一定的條件。1.2課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)內(nèi)容由理論分析與設(shè)計(jì)計(jì)算、圖樣技術(shù)設(shè)計(jì)和技術(shù)文件編制三部分組成。1.2.1 理論分析與設(shè)計(jì)計(jì)算(1)機(jī)械系統(tǒng)的方案設(shè)計(jì)。設(shè)計(jì)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(jì)參數(shù),進(jìn)行傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)和計(jì)算。(3)根據(jù)設(shè)計(jì)方案和零部件選擇情況,進(jìn)行有關(guān)動(dòng)力計(jì)算和校核。1.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計(jì)(1)選擇系統(tǒng)中的主要機(jī)件。(2)工程技術(shù)圖樣的設(shè)計(jì)與繪制。1.2.3編制技術(shù)文件(1)對(duì)于課程設(shè)計(jì)內(nèi)容進(jìn)行自我經(jīng)濟(jì)技術(shù)評(píng)價(jià)。(2)編制設(shè)計(jì)計(jì)算說明書。1.3 課程設(shè)計(jì)題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求題目:普通車床主軸箱設(shè)計(jì)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)正轉(zhuǎn)最高轉(zhuǎn)速Nmax( )正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )電機(jī)功率N(kw)公比250180035531.2632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)正轉(zhuǎn)最高轉(zhuǎn)速nmax ( )正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )電機(jī)功率N(kw)公比250180035531.262.2車床的變速范圍R和級(jí)數(shù)Z R=由公式R=,其中 =1.26,R=5.08,可以計(jì)算z=82.3確定級(jí)數(shù)主要其他參數(shù)2.3.1 擬定主軸的各級(jí)轉(zhuǎn)速依據(jù)題目要求選級(jí)數(shù)Z=8, =1.26=1.064考慮到設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度要適中,故采用常規(guī)的擴(kuò)大傳動(dòng)。各級(jí)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:355,450,560,710,900,1120,1400,18002.3.2 主電機(jī)功率動(dòng)力參數(shù)的確定合理地確定電機(jī)功率N,使機(jī)床既能充分發(fā)揮其性能,滿足生產(chǎn)需要,又不致使電機(jī)經(jīng)常輕載而降低功率因素。根據(jù)題設(shè)條件電機(jī)功率為3KW可選取電機(jī)為:Y100L2-4額定功率為3KW,滿載轉(zhuǎn)速為1420r/min.2.3.3確定結(jié)構(gòu)式已知Z=x3ba、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(shí)現(xiàn)變速。取Z=8級(jí) 則Z=22對(duì)于Z=8可分解為:Z=212224。綜合上述可得:主傳動(dòng)部件的運(yùn)動(dòng)參數(shù) =315 Z=8 =1.262.3.4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(dòng)方案 Z=212224,易知第二擴(kuò)大組的變速范圍r=(P3-1)x=1.264=3.958 滿足要求,其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖2-1。 Z=2122242.3.5繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖(1)選擇電動(dòng)機(jī):采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。(2)繪制轉(zhuǎn)速圖:(3)畫主傳動(dòng)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(dòng)系統(tǒng)圖如圖2-3:1-2軸最小中心距:A1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和:Szmin(Zmax+2+D/m) 圖2-3 主傳動(dòng)系統(tǒng)圖2.4 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù)(1)Sz100-120,中型機(jī)床Sz=70-100(2)直齒圓柱齒輪Zmin18-20,m4(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(jì)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(dòng)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)傳動(dòng)比基本組第一擴(kuò)大組第二擴(kuò)大組1:1.261:1.581.26:11:1.261.26:11:2代號(hào)ZZZZZZZZZ5Z5ZZ齒數(shù)4252 36 58 4737 3747 49 3929592.5 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差實(shí)際傳動(dòng)比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差,一般不應(yīng)超過10(-1),即10(-1)=2.6各級(jí)轉(zhuǎn)速誤差n 180014001120900710560450355n1804.21407.81122.1904.5716.05563.6453.2358.6誤差0.41.40.41.40.41.40.41.4轉(zhuǎn)速誤差小于2.6,因此不需要修改齒數(shù)。第3章 傳動(dòng)件的計(jì)算3.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)輸出功率P=3kW,轉(zhuǎn)速n1=1420r/min,n2=1400r/min3.1.1計(jì)算設(shè)計(jì)功率Pd表4 工作情況系數(shù)工作機(jī)原動(dòng)機(jī)類類一天工作時(shí)間/h10161016載荷平穩(wěn)液體攪拌機(jī);離心式水泵;通風(fēng)機(jī)和鼓風(fēng)機(jī)();離心式壓縮機(jī);輕型運(yùn)輸機(jī)1.01.11.21.11.21.3載荷變動(dòng)小帶式運(yùn)輸機(jī)(運(yùn)送砂石、谷物),通風(fēng)機(jī)();發(fā)電機(jī);旋轉(zhuǎn)式水泵;金屬切削機(jī)床;剪床;壓力機(jī);印刷機(jī);振動(dòng)篩1.11.21.31.21.31.4載荷變動(dòng)較大螺旋式運(yùn)輸機(jī);斗式上料機(jī);往復(fù)式水泵和壓縮機(jī);鍛錘;磨粉機(jī);鋸木機(jī)和木工機(jī)械;紡織機(jī)械1.21.31.41.41.51.6載荷變動(dòng)很大破碎機(jī)(旋轉(zhuǎn)式、顎式等);球磨機(jī);棒磨機(jī);起重機(jī);挖掘機(jī);橡膠輥壓機(jī)1.31.41.51.51.61.8根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn),兩班工作制(16小時(shí)),查機(jī)械設(shè)計(jì)P296表4,取KA1.1。即3.2選擇帶型普通V帶的帶型根據(jù)傳動(dòng)的設(shè)計(jì)功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按機(jī)械設(shè)計(jì)P297圖1311選取。根據(jù)算出的Pd3.3kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n11420r/min ,查圖得:dd=80100可知應(yīng)選取A型V帶。3.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速由機(jī)械設(shè)計(jì)P298表137查得,小帶輪基準(zhǔn)直徑為80100mm則取dd1=100mm ddmin.=75 mm(dd1根據(jù)P295表13-4查得)表3 V帶帶輪最小基準(zhǔn)直徑槽型YZABCDE205075125200355500由機(jī)械設(shè)計(jì)P295表13-4查“V帶輪的基準(zhǔn)直徑”,得=100mm 誤差驗(yàn)算傳動(dòng)比: (為彈性滑動(dòng)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。總之,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。3.7確定帶的張緊裝置 選用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。3.8計(jì)算壓軸力 由機(jī)械設(shè)計(jì)P303表1312查得,A型帶的初拉力F0117.39N,上面已得到=177.57,z=3,則對(duì)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(shí)要進(jìn)行動(dòng)平衡,對(duì)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(dòng)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(shí)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(hào)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(xiàng)目 符號(hào) 槽型 Y Z A B C D E 基準(zhǔn)寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準(zhǔn)線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準(zhǔn)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(duì)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(duì)應(yīng)的基準(zhǔn)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(shí)心帶輪:用于尺寸較小的帶輪(dd(2.53)d時(shí)),如圖7 -6a。 (2) 腹板帶輪:用于中小尺寸的帶輪(dd 300mm 時(shí)),如圖7-6b。 (3) 孔板帶輪:用于尺寸較大的帶輪(ddd) 100 mm 時(shí)),如圖7 -6c 。 (4) 橢圓輪輻帶輪:用于尺寸大的帶輪(dd 500mm 時(shí)),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(jì)結(jié)果,可以得出結(jié)論:小帶輪選擇實(shí)心帶輪,如圖(a),大帶輪選擇腹板帶輪如圖(b)3.9 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算(1)主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速nj,由公式n=n得,主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速nj=483.08r/min,取450r/min。(2). 傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速 軸2=900 r/min,軸1=1120r/min。(2)確定各傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速。表3-1 各軸計(jì)算轉(zhuǎn)速軸 號(hào) 軸 軸 軸計(jì)算轉(zhuǎn)速 r/min 1120900450(3) 確定齒輪副的計(jì)算轉(zhuǎn)速。3-2。 表3-2 齒輪副計(jì)算轉(zhuǎn)速序號(hào)ZZZZZn112011209009004503.10 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算(1)模數(shù)計(jì)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(jiǎn)化的接觸疲勞強(qiáng)度公式進(jìn)行計(jì)算,即mj=16338可得各組的模數(shù),如表3-3所示。表3-3 模數(shù)組號(hào)基本組第一擴(kuò)大組模數(shù) mm 2.52.5(2)基本組齒輪計(jì)算。 基本組齒輪幾何尺寸見下表齒輪Z1Z1 Z2Z2齒數(shù)42523658分度圓直徑10513090145齒頂圓直徑11013595150齒根圓直徑98.75123.583.75138.75 齒寬20202020按基本組最小齒輪計(jì)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(jì)算如下: 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算: 接觸應(yīng)力驗(yàn)算公式為 彎曲應(yīng)力驗(yàn)算公式為: 式中 N-傳遞的額定功率(kW),這里取N為電動(dòng)機(jī)功率,N=5kW; -計(jì)算轉(zhuǎn)速(r/min). =500(r/min); m-初算的齒輪模數(shù)(mm), m=2.5(mm); B-齒寬(mm);B=20(mm); z-小齒輪齒數(shù);z=36; u-小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=1.6; -壽命系數(shù); = -工作期限系數(shù); T-齒輪工作期限,這里取T=15000h.; -齒輪的最低轉(zhuǎn)速(r/min), =500(r/min) -基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù),接觸載荷取=,彎曲載荷取= m-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=0.60 -功率利用系數(shù),查【5】2上,取=0.78 -材料強(qiáng)化系數(shù),查【5】2上, =0.60 -工作狀況系數(shù),取=1.1 -動(dòng)載荷系數(shù),查【5】2上,取=1 -齒向載荷分布系數(shù),查【5】2上,=1 Y-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;-許用彎曲應(yīng)力(MPa),查【4】,表4-7,取=275 Mpa;根據(jù)上述公式,可求得及查取值可求得:=635 Mpa =78 Mpa(3)擴(kuò)大組齒輪計(jì)算。第一擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見下表齒輪Z3Z3 Z4Z4齒數(shù)47373747分度圓直徑117.592.592.5117.5齒頂圓直徑122.597.597.5122.5齒根圓直徑111.2586.2586.25111.25 齒寬20202020第二擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪Z5Z5Z6Z6齒數(shù)49392959分度圓直徑14711787177齒頂圓直徑15312393183齒根圓直徑139.5109.579.5169.5齒寬24242424按擴(kuò)大組最小齒輪計(jì)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(jì)算,查文獻(xiàn)【6】,可得 =0.62, =0.77,=0.60,=1.1,=1,=1,m=3.5,=355;可求得:=619 Mpa =135Mpa 3.11 傳動(dòng)軸最小軸徑的初定由【5】式6,傳動(dòng)軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計(jì)算: d=1.64(mm) 或 d=91(mm)式中 d-傳動(dòng)軸直徑(mm) Tn-該軸傳遞的額定扭矩(N*mm) T=9550000; N-該軸傳遞的功率(KW) -該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速 -該軸每米長(zhǎng)度的允許扭轉(zhuǎn)角,=。各軸最小軸徑如表3-3。 表3-3 最小軸徑軸 號(hào) 軸 軸最小軸徑mm 3540 3.12 主軸合理跨距的計(jì)算由于電動(dòng)機(jī)功率P=3kw,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)d1,取d2=60mm。根據(jù)設(shè)計(jì)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.m設(shè)該機(jī)床為車床的最大加工直徑為250mm。床身上最常用的最大加工直徑,即經(jīng)濟(jì)加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的50%,這里取60%,即180mm,故半徑為0.09m;切削力(沿y軸) Fc=4716N背向力(沿x軸) Fp=0.5 Fc=2358N總作用力 F=5272.65N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=7908.97NRB=F=5272.65=2636.325N根據(jù) 文獻(xiàn)【1】式3.7 得:Kr=3.39得前支承的剛度:KA= 1689.69 N/ ;KB= 785.57 N/;=2.15 主軸的當(dāng)量外徑de=(80+60)/2=70mm,故慣性矩為 I=113.810-8m4 =0.14查【1】圖3-38 得 =2.0,與原假設(shè)接近,所以最佳跨距=1202.0=240mm合理跨距為(0.75-1.5),取合理跨距l(xiāng)=360mm。 根據(jù)結(jié)構(gòu)的需要,主軸的實(shí)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(duì)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(hào)7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸:對(duì)稱布置深溝球軸承6009III軸:后端安裝雙列角接觸球軸承代號(hào)7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號(hào)7010C中間布置角接觸球軸承代號(hào)7012C4.2 鍵的規(guī)格 I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格:BXL=10X56 II軸選擇花鍵規(guī)格:N dDB =8X36X40X7 III軸選擇鍵規(guī)格:BXL=14X90 4.3 主軸彎曲剛度校核(1)主軸剛度符合要求的條件如下:a主軸的前端部撓度b主軸在前軸承處的傾角c在安裝齒輪處的傾角(2)計(jì)算如下:前支撐為雙列圓柱滾子軸承,后支撐為角接觸軸承架立放圓柱滾子軸承跨距L=450mm.當(dāng)量外徑 de=主軸剛度:因?yàn)閐i/de=25/285=0.0880.7,所以孔對(duì)剛度的影響可忽略;ks=2kN/mm剛度要求:主軸的剛度可根據(jù)機(jī)床的穩(wěn)定性和精度要求來評(píng)定4.4.軸承校核 4.5 潤(rùn)滑與密封 主軸轉(zhuǎn)速高,必須保證充分潤(rùn)滑,一般常用單獨(dú)的油管將油引到軸承處。 主軸是兩端外伸的軸,防止漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種: 1)密封圈加密封裝置防止油外流。 2)疏導(dǎo)在適當(dāng)?shù)牡胤阶龀龌赜吐?,使油能順利地流回到油箱。?章 摩擦離合器(多片式)的計(jì)算設(shè)計(jì)多片式摩擦離合器時(shí),首先根據(jù)機(jī)床結(jié)構(gòu)確定離合器的尺寸,如為軸裝式時(shí),外摩擦片的內(nèi)徑d應(yīng)比花鍵軸大26mm,內(nèi)摩擦片的外徑D的確定,直接影響離合器的徑向和軸向尺寸,甚至影響主軸箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)布局,故應(yīng)合理選擇。摩擦片對(duì)數(shù)可按下式計(jì)算 Z2MnK/fbp式中 Mn摩擦離合器所傳遞的扭矩(Nmm); Mn955/95530.98/8001.28(Nmm); Nd電動(dòng)機(jī)的額定功率(kW); 安裝離合器的傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速(r/min); 從電動(dòng)機(jī)到離合器軸的傳動(dòng)效率; K安全系數(shù),一般取1.31.5; f摩擦片間的摩擦系數(shù),由于磨擦片為淬火鋼,查機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)表2-15,取f=0.08; 摩擦片的平均直徑(mm); =(D+d)/267mm; b內(nèi)外摩擦片的接觸寬度(mm); b=(D-d)/2=23mm; 摩擦片的許用壓強(qiáng)(N/);1.11.001.000.760.836 基本許用壓強(qiáng)(MPa),查機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)表2-15,取1.1; 速度修正系數(shù) n/6=2.5(m/s) 根據(jù)平均圓周速度查機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)表2-16,取1.00; 接合次數(shù)修正系數(shù),查機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)表2-17,取1.00; 摩擦結(jié)合面數(shù)修正系數(shù),查機(jī)床設(shè)計(jì)指導(dǎo)表2-18,取0.76。所以 Z2MnK/fbp21.281.4/(3.140.08230.83611 臥式車床反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗確定,一般取0.40.4114.4 最后確定摩擦離合器的軸向壓緊力Q,可按下式計(jì)算:Q=b(N)1.13.14231.003.57式中各符號(hào)意義同前述。摩擦片的厚度一般取1、1.5、1.75、2(mm),內(nèi)外層分離時(shí)的最大間隙為0.20.4(mm),摩擦片的材料應(yīng)具有較高的耐磨性、摩擦系數(shù)大、耐高溫、抗膠合性好等特點(diǎn),常用10或15鋼,表面滲碳0.30.5(mm),淬火硬度達(dá)HRC5262。第6章 主要零部件的選擇 6.1電動(dòng)機(jī)的選擇轉(zhuǎn)速n1420r/min,功率P3kW選用Y系列三相異步電動(dòng)機(jī) 6.2 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(hào)7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸:對(duì)稱布置深溝球軸承6009III軸:后端安裝雙列角接觸球軸承代號(hào)7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號(hào)7010C中間布置角接觸球軸承代號(hào)7012C6.3變速操縱機(jī)構(gòu)的選擇選用左右擺動(dòng)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。6.4 軸的校核(a) 主軸的前端部撓度(b) 主軸在前軸承處的傾角(c) 在安裝齒輪處的傾角E取為,由于小齒輪的傳動(dòng)力大,這里以小齒輪來進(jìn)行計(jì)算將其分解為垂直分力和水平分力由公式可得主軸載荷圖如下所示:由上圖可知如下數(shù)據(jù):a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm計(jì)算(在垂直平面),,計(jì)算(在水平面),,合成:6.5 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=XFr+YFaX=1,Y=0。對(duì)軸受力分析得:前支承的徑向力Fr=2642.32N。 由軸承壽命的計(jì)算公式:預(yù)期的使用壽命 L10h=15000hL10h=hL10h=15000h 軸承壽命滿足要求。第7章 主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及說明7.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案設(shè)計(jì)主軸變速箱的結(jié)構(gòu)包括傳動(dòng)件(傳動(dòng)軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動(dòng)器等)、主軸組件、操縱機(jī)構(gòu)、潤(rùn)滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結(jié)件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與布置,用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設(shè)計(jì)由于時(shí)間的限制,一0般只畫展開圖。主軸變速箱是機(jī)床的重要部件。設(shè)計(jì)時(shí)除考慮一般機(jī)械傳動(dòng)的有關(guān)要求外,著重考慮以下幾個(gè)方面的問題。精度方面的要求,剛度和抗震性的要求,傳動(dòng)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(jì)時(shí)整個(gè)機(jī)床設(shè)計(jì)的重點(diǎn),由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜,設(shè)計(jì)中不可避免要經(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(dòng)件及選擇結(jié)構(gòu)方案。2 檢驗(yàn)傳動(dòng)設(shè)計(jì)的結(jié)果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況,以便及時(shí)改正。3 確定傳動(dòng)軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對(duì)位置,以確定各軸的受力點(diǎn)和受力方向,為軸和軸承的驗(yàn)算提供必要的數(shù)據(jù)。7.2 展開圖及其布置展開圖就是按照傳動(dòng)軸傳遞運(yùn)動(dòng)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(gè)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(jí)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(jí)反向轉(zhuǎn)動(dòng),右邊接通得到三級(jí)反向轉(zhuǎn)動(dòng)。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(shí)需要考慮制動(dòng)器的位置。制動(dòng)器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動(dòng)器不要放在轉(zhuǎn)速太低軸上,以免制動(dòng)扭矩太大,是制動(dòng)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)束語1、本次課程設(shè)計(jì)是針對(duì)專業(yè)課程基礎(chǔ)知識(shí)的一次綜合性應(yīng)用設(shè)計(jì),設(shè)計(jì)過程應(yīng)用了機(jī)械制圖、機(jī)械原理、工程力學(xué)等。2、本次課程設(shè)計(jì)充分應(yīng)用了以前所學(xué)習(xí)的知識(shí),并應(yīng)用這些知識(shí)來分析和解決實(shí)際問題。3、本次課程設(shè)計(jì)進(jìn)一步掌握了一般設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)思路和設(shè)計(jì)切入點(diǎn),同時(shí)對(duì)機(jī)械部件的傳動(dòng)設(shè)計(jì)和動(dòng)力計(jì)算也提高了應(yīng)用各種資料和實(shí)際動(dòng)手的能力。4、本次課程設(shè)計(jì)進(jìn)一步規(guī)范了制圖要求,掌握了機(jī)械設(shè)計(jì)的基本技能。5、本次課程設(shè)計(jì)由于學(xué)習(xí)知識(shí)面的狹窄和對(duì)一些概念的理解不夠深刻,以及缺乏實(shí)際設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn),使得設(shè)計(jì)黨中出現(xiàn)了許多不妥和錯(cuò)誤之處,誠(chéng)請(qǐng)老師給予指正和教導(dǎo)。參考文獻(xiàn)【1】、段鐵群 主編 機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計(jì) 科學(xué)出版社 第一版【2】、于惠力 主編 機(jī)械設(shè)計(jì) 科學(xué)出版社 第一版【3】、戴 曙 主編 金屬切削機(jī)床設(shè)計(jì) 機(jī)械工業(yè)出版社【4】、戴 曙 主編 金屬切削機(jī)床 機(jī)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(jī)械原理 高等教育出版社 第七版【7】、于惠力 主編 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 科學(xué)出版社
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