专用铣床主传动系统设计【5张CAD图纸】
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宁XXX学院毕业设计(论文)专用铣床主传动系统设计说明书所在学院专 业班 级姓 名学 号指导老师 年 月 日摘 要本论文主要说明专用铣床设计的基本过程及要求。专用铣床是按高度集中原则设计的,即在一台机床上可以同时完成同一种工序或多种不同工序的加工。专用铣床发展于工业生产末期,与传统的机床相比:专用铣床具有许多优点:效率高、精度高、成本低。它由底座、立柱、工作台、及电源一些基本部件及一些特殊部件,根据不同的工件加工所需而设计的。关键词:专用铣床;设计;过程;功能57AbstractThe manipulator is a new device developed in the mechanization, automation of production process, a grasping and moving the workpiece function of automation device use. The manipulator can repeat boring to do dangerous work instead of humans, improve labor productivity, reduce labor intensity. The device covers the position control technology of programmable control technology, detection technology. The material of hydraulic manipulator this subject to the grasping be up in space objects, flexible, any changes to the relevant parameters according to the change and the movement flow requirements, but instead of manual operation in high risk areas,.Key Words: manipulator, hydraulic manipulator, crawl, enhance目 录摘 要IIAbstractIII目 录1第1章 加工原理及操纵性能要求22.1 铣床加工基本原理22.2操纵性能一些基本要求2第2章 运动设计32.1选定电机32.2转速的确定32.2.1速度级数Z的确定32.2.2确定结构式32.3绘制转速图42.4确定变速组齿轮传动副齿数42.5主传动系统简图62.6核算主轴转速误差6第3章 传动件的估算83.1V带传动83.1.1选择带的型号83.1.2确定从动带轮的基准直径83.1.3验算带速83.1.4确定中心距及基准长度83.1.5计算根数z93.2传动轴的估算103.3确定矩形花键的尺寸123.4齿轮的计算123.5 离合器的选用153.6.传动系统的轴及轴上零件设计153.6.1齿轮的验算153.6.2 传动轴的验算163.6.3 轴承疲劳强度校核183.7 传动系统的轴及轴上零件设计193.7.1齿轮的验算193.7.2传动轴的验算213.7.3轴组件的刚度验算223.8 传动系统的轴及轴上零件设计243.8.1齿轮的验算243.8.2 传动轴的验算263.8.3 轴组件的刚度验算283.9传动系统的轴及轴上零件设计303.9.1齿轮的验算303.9.2传动轴的验算313.9.3轴组件的刚度验算333.10 传动系统的轴及轴上零件设计353.10.1齿轮的验算353.10.2传动轴的验算363.10.3轴组件的刚度验算383.11 主轴合理跨距的计算403.12 轴的校核413.13 轴承寿命校核43第4章 结构设计及说明444.1 结构设计的内容、技术要求和方案444.2 展开图及其布置44第5章 结构设计455.1结构设计的内容、技术要求和方案455.2展开图及其布置465.3 I轴(输入轴)的设计465.4 齿轮块设计475.4.1齿轮块设计475.4.2 其他问题485.5传动轴的设计485.6 主轴组件设计505.6.1 各部分尺寸的选择505.6.2 主轴轴承505.6.3 主轴与齿轮的连接525.6.4 润滑与密封525.6.5 其他问题53结 论54参考文献55致 谢56 绪论铣床是用铣刀对工件进行铣削加工的机床。铣床除能铣削平面、沟槽、轮齿、螺纹和花键轴外,还能加工比较复杂的型面,效率较刨床高,在机械制造和修理部门得到广泛应用。最早的铣床是美国人惠特尼于1818年创制的卧式铣床;为了铣削麻花钻头的螺旋槽,美国人布朗于1862年创制第一台万能铣床,这是升降梯铣床的雏形;1884年前后又出现了龙门铣床;二十世纪20年代出现了半自动铣床,工作台利用挡块可完成“进给-决速”或“决速-进给”的自动转换。1950年以后,铣床在控制系统方面发展很快,数字控制的应用大大提高了铣床的自动化程度,尤其是70年代以后,微处理机的数字控制系统和自动换刀系统在铣床上得到应用,扩大了铣床的加工范围,提高了加工精度与效率。铣床的种类很多,一般是按布局形式和适用范围加以区分,主要的有升降台铣床、龙门铣床、单柱铣床和单臂铣床、仪表铣床、工具铣床等。升降台铣床有万能式、卧式和 立式几种,主要用加工中小型零件,应用最广;龙门铣镗床、龙门铣刨床和双柱铣床,均用于加工大型零件;单柱铣床的水平铣头可沿立柱导轨移动,工作台作纵向进给;单臂铣床的立铣头可沿悬臂导轨水平移动,悬臂也可沿立柱导轨调整高度,单柱铣床和单臂铣床均用于加工大型零件。仪表铣床是一种小型的升降台铣床,用于加工仪器仪表和其他小型零件;工具铣床主要用于模具和工具制造,配有立铣头、万能角度工作台和插头等多种附件,还可进行钻削、镗削和插削等加工。其他铣床还有键槽铣床、凸轮铣床和曲轴铣床等,他们都是为加工相应的工件而制造的专用铣床。第1章 加工原理及操纵性能要求2.1 铣床加工基本原理普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。因此,对这些基本知识和资料做些简要介绍。铣床系主要用铣刀在工件上加工各种表面的机床。通常铣刀旋转运动为主运动,工件和铣刀的移动为进给运动。铣削时,铣刀切入工件时切削速度方向与工件的进给方向相反,这种铣削方式称为逆铣。逆铣时,刀齿的切削厚度从零逐渐增大。刀齿在开始切入时,由于切削刃钝圆半径的影响,刀齿在工件表面上打滑,产生挤压和摩擦,使这段表面产生严重的冷硬层。滑行到一定程度时,刀齿方能切下一层金属层。下一个刀齿切入时,又在冷硬层上挤压、滑行,使刀齿容易磨损,同时使工件表面粗糙度值增大。此外,逆铣加工时,当接触角大于一定数值时,垂直铣削分力向上易引起振动。铣削时,铣刀切出工件时切削速度方向与工件的进给方向相同,这种铣削方式称为顺铣,顺铣时,刀齿的切削厚度从最大逐渐递减至零,避免了逆铣时的刀齿挤压、滑行现象,已加工表面的加工硬化程度大为减轻,表面质量也较高,刀具耐用度也比逆铣时高。同时,垂直方向的切削分力始终压向工作台,避免了工件的振动。顺铣时,铣削力的纵向分力始终与驱动工作台移动的纵向分力方向相同。如果丝杠与螺母传动副中存在间隙,当纵向铣削分力大于工作台与导轨之间的摩擦力时,会使工作台带动丝杠出现窜动,造成工作台振动,使工作台进给不均匀,严重时会出现打刀现象。因此,如采用顺铣,必须要求铣床工作台进给丝杠螺母副有消除间隙的装置,宜采用逆铣加工。铣床也可以加工平面,沟槽,加工各种曲面,齿轮等。2.2操纵性能一些基本要求1)具有皮带轮卸荷装置2)主轴的变速由摩擦离合器完成第2章 运动设计2.1选定电机已知该专用铣床可加工材料为碳钢和可锻铸铁的零件,查表铣削时切削速度为660 m/min,并通过计算得到最大铣削力为166.52公斤力。由公式电动机功率查表选取型号Y100L1-4 额定功率2.2kw,额定转速1430r/min,堵转扭矩2.2,最大扭矩2.3,质量34kg2.2转速的确定由公式d-铣刀直径=30mm 2.2.1速度级数Z的确定 根据最低转速63r/min 公比1.41可得8级转速:63 90 125 180 250 355 500 7102.2.2确定结构式级数为Z的变速系统由若干个顺序的变速组组成,各变速组分别有、等变速副。变速副中由于结构的限制以2或3为合适,即变速级数Z为2和3的因子。因此确定结构式为:8=2.3绘制转速图2.4确定变速组齿轮传动副齿数确定齿轮齿数的原则和要求 : 齿轮的齿数和过大会加大两轴之间的中心距,使机床结构庞大,一般推荐 最小齿轮的齿数要尽2可能少;但同时要考虑:最小齿轮不产生根切,机床变速箱中标准圆柱齿轮,一般最小齿数;受结构限制的最小齿数应大于1820;齿轮齿数应符合转速图上传动比的要求:实际传动比(齿数之比)与理论传动比(转速图上要求的传动比)之间有误差,但不能过大,确定齿轮数所造成的转速误差,一般不应超过 变速组a: 假设降速最大的小齿轮的最小齿数为22,查表齿数和找出可能采用的齿数和诸数值1.41 68、70、72 66、69、72在具体结构允许下,选用较小的为宜,现确定,确定各齿轮副的齿数:i=1.41 找出 i=2 找出 变速组b: 假设降速最大的小齿轮的最小齿数为22,查表齿数和找出可能采用的齿数和诸数值1 66、68、70、72 66、69、72在具体结构允许下,选用较小的为宜,现确定,确定各齿轮副的齿数:i=1 找出 i=2 找出 变速组c: 假设降速最大的小齿轮的最小齿数为22,查表齿数和找出可能采用的齿数和诸数值1.41 84、86、88 84、87、88在具体结构允许下,选用较小的为宜,现确定,确定各齿轮副的齿数:i=1.41 找出 i= 找出 2.5主传动系统简图2.6核算主轴转速误差齿轮齿数确定后,主轴的各级实际即确定,它与主轴的标准转速总会产生一定的误差,应满足:结果见下表:级数计算式误差允许值结论11430/2*24/48*22/44*22/6263.43640.89%4.1%合格21430/2*30/42*22/44*22/6290.61910.428%4.1%合格31430/2*24/48*33/33*22/62126.851280.898%4.1%合格41430/2*30/42*33/33*22/62181.221800.68%4.1%合格51430/2*24/48*22/44*49/35250.252531.08%4.1%合格61430/2*30/42*22/44*49/35357.53570.14%4.1%合格71430/2*24/48*33/33*49/35500.55030.497%4.1%合格81430/2*30/42*33/33*49/357157100.704%4.1%合格 第3章 传动件的估算3.1V带传动3.1.1选择带的型号 查表查得工况系数,再由 根据查图选用确定为A型带3.1.2确定从动带轮的基准直径 取80mm 则实际传动比i为2,从动轮的实际转速分别为: 3.1.3验算带速 3.1.4确定中心距及基准长度 初步确定中心距可按下式:取300mm查表取900mm计算实际中心距中心距的变化范围所以中心距的变化范围为244289mm验算小带轮上的包角3.1.5计算根数z由 查表得由,查表得根据包角和带长单根V带的额定功率取4根3.1.6计算单根V带的初拉力的最小值查表得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m应使带的实际初拉力3.1.7计算压轴力压轴力的最小值为带轮结构设计略3.2传动轴的估算传动轴除应满足强度要求外,还应满足刚度的要求,强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高,不允许有较大的变形。因此疲劳强度一般不是主要矛盾,除了载荷很大的情况外,可以不必验算轴的刚度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此,必须保证传动轴有足够的刚度。确定各传动轴及主轴的直径查表得由轴承为滚子轴承查表得 由齿轮精度为8级查表得轴: 轴: 轴: 主轴: 轴的材料为45号钢,键为矩形花键,查表得根据公式取26mm查阅机械设计手册确定轴承型号为30204 取28mm查阅机械设计手册确定轴承型号为30205取32mm查阅机械设计手册确定轴承型号为30206轴承参数如下表302043020530206T15.2516.2517.25C121314D475262d202530B141516根据电动机额定功率2.2KW,查表得到主轴前轴颈值径的范围5090,取60mm主轴的后轴颈直径查阅机械设计手册得前轴承型号为30212后轴承型号为302093.3确定矩形花键的尺寸根据各传动轴的直径查阅机械设计手册确定了矩形花键的各个参数如下表:小径d规格C r 260.30.2 280.30.2 320.30.23.4齿轮的计算由于直齿圆柱齿轮具有加工和安装方便、生产效率高、生产成本低等优点,而且直齿圆柱齿轮传动也能满足设计要求,所以本次设计选用渐开线直齿圆柱齿轮传动;主轴箱中的齿轮用于传递动力和运动,它的精度直接与工作的平稳性、接触误差及噪声有关。为了控制噪声,机床上主传动齿轮都选用较高的精度,但考虑到制造成本,本次设计都选用7-6-6的精度。具体设计步骤如下:1、模数的估算:按接触疲劳和弯曲疲劳计算齿轮模数比较复杂,而且有些系数只有在齿轮各参数都已知道后方可确定,所以只在草图画完之后校核用。在画草图之前,先估算,再选用标准齿轮模数。齿轮弯曲疲劳的估算公式:mm (式中即为齿轮所传递的功率) (2.4)齿面点蚀的估算公式:mm (式中即为齿轮所传递的功率)(2.5)其中为大齿轮的计算转速,为齿轮中心距。由中心距及齿数求出模数:mm (2.6)根据估算所得和中较大的值,选取相近的标准模数。前面已求得各轴所传递的功率,各轴上齿轮模数估算如下:第一对齿轮副 mm所以,第一对齿轮副传动的齿轮模数应为m=2.5第二对齿轮副 mm所以,第二对齿轮副传动的齿轮模数应为m=3第三对齿轮副 mm mm所以,第三对齿轮副传动的齿轮模数应为m=4 第四对齿轮副 mm所以,第四对齿轮副传动的齿轮模数应为m=4综上所述,为了降低成本,机床中各齿轮模数值应尽可能取相同,但因为轴的转速比较小,扭矩比较大,为了增加其强度和在主轴上能起到飞轮的作用,需增加轴齿轮的几何尺寸。所以,本次设计中在间各个齿轮模数均为在轴上就取。材料选择40Cr 调质 齿轮齿数分度圆直径齿顶高齿根高齿顶圆齿根圆中心距齿宽1302.52.58877.642.53.12582.6471.3993.168202422.52.588108.6962.53.125113.696102.44693.168203242.52.588621122.53.12567.11255.86293.168204482.52.588124.2242.53.125129.224117.97493.1682053333.105102.46533.75108.46594.965102.4652463333.105102.46533.75108.46594.965102.4652472233.10568.3133.7574.3160.81102.4652484433.105136.6233.75142.62129.12102.4652493544.141144.93545152.935134.935173.92234104944.141202.90945210.909192.909173.92232112244.14191.1024599.10281.102173.92232126244.141256.74245264.742246.742173.922323.5 离合器的选用离合器在机器运转中可将传动系统随时分离或接合,对离合器的要求有:接合平稳,分离迅速彻底;调节和修理方便;外廓尺寸小;质量小;耐磨性好和有足够的散热能力;操作方便省力。离合器的类型很多,常用的可分牙嵌式和摩擦式。根据设计要求,我选用了电磁式摩擦片离合器。根据经验值;。摩擦片的厚度一般取1、1.5、1.75、2(mm),内外层分离时的最大间隙为0.20.4(mm),摩擦片的材料应具有较高的耐磨性、摩擦系数大、耐高温、抗胶合性好等特点,常用10或15钢,表面渗碳0.30.5(mm),淬火硬度达HRC5262。3.6.传动系统的轴及轴上零件设计3.6.1齿轮的验算 验算齿轮强度,应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮,进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力,对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮,一定要验算齿根弯曲应力。接触应力的验算公式为(MPa)(3-1)弯曲应力的验算公式为 (3-2)式中 N-齿轮传递功率(KW),N=; T-齿轮在机床工作期限()内的总工作时间(h),对于中型机床的齿轮取=1500020000h,同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=/P,P为变速组的传动副数; -齿轮的最低转速(r/min);-基准循环次数;查表3-1(以下均参见机床设计指导) m疲劳曲线指数,查表3-1;速度转化系数,查表3-2;功率利用系数,查表3-3;材料强化系数,查表3-4;的极限值,见表3-5,当时,则取=;当时,取=;工作情况系数,中等冲击的主运动,取=1.21.6;动载荷系数,查表3-6;齿向载荷分布系数,查表3-9;Y标准齿轮齿形系数,查表3-8;许用接触应力(MPa),查表3-9;许用弯曲应力(MPa),查表3-9。如果验算结果或不合格时,可以改变初算时选定的材料或热处理方法,如仍不满足时,就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。3.6.2 传动轴的验算对于传动轴,除重载轴外,一般无须进行强度校核,只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩()花键轴 =式中 d花键轴的小径(mm);i花轴的大径(mm);b、N花键轴键宽,键数;传动轴上弯曲载荷的计算,一般由危险断面上的最大扭矩求得:=式中 N该轴传递的最大功率(kw); 该轴的计算转速(r/min)。传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力,齿轮的圆周力式中 D齿轮节圆直径(mm),D=mZ。齿轮的径向力:式中 为齿轮的啮合角,20;齿面摩擦角,;齿轮的螺旋角;0故N花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为:式中 花键传递的最大转矩(); D、d花键轴的大径和小径(mm); L花键工作长度; N花键键数; K载荷分布不均匀系数,K=0.70.8; 故此花键轴校核合格3.6.3 轴承疲劳强度校核机床传动轴用滚动轴承,主要是因疲劳破坏而失效,故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为: C滚动轴承的额定负载(N),根据轴承手册或机床设计手册查取,单位用(kgf)应换算成(N);速度系数, 为滚动轴承的计算转速(r/mm) 寿命系数, 寿命系数,对球轴承=3,对滚子轴承=;工作情况系数,对轻度冲击和振动的机床(车床、铣床、铣床、磨床等多数机床),;功率利用系数,查表33;速度转化系数,查表32;齿轮轮换工作系数,查机床设计手册;P当量动载荷,按机床设计手册。 故轴承校核合格3.7 传动系统的轴及轴上零件设计3.7.1齿轮的验算 验算齿轮强度,应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮,进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力,对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮,一定要验算齿根弯曲应力。 接触应力的验算公式为(MPa)(3-1)弯曲应力的验算公式为 (3-2)式中 N-齿轮传递功率(KW),N=; -电动机额定功率(KW); -从电动机到所计算的齿轮的机械效率; -齿轮计算转速(r/min); m-初算的齿轮模数(mm); B-齿宽(mm) Z-小齿轮齿数; u-大齿轮与小齿轮齿数之比,u1,“+”号用于外啮合,“-”号用于内啮合; -寿命系数:-工作期限系数:T-齿轮在机床工作期限()内的总工作时间(h),对于中型机床的齿轮取=1500020000h,同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=/P,P为变速组的传动副数; -齿轮的最低转速(r/min);-基准循环次数;查表3-1(以下均参见机床设计指导) m疲劳曲线指数,查表3-1;速度转化系数,查表3-2;功率利用系数,查表3-3;材料强化系数,查表3-4;的极限值,见表3-5,当时,则取=;当时,取=;工作情况系数,中等冲击的主运动,取=1.21.6;动载荷系数,查表3-6;齿向载荷分布系数,查表3-9;Y标准齿轮齿形系数,查表3-8;许用接触应力(MPa),查表3-9;许用弯曲应力(MPa),查表3-9。如果验算结果或不合格时,可以改变初算时选定的材料或热处理方法,如仍不满足时,就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。轴上的双联滑移齿轮采用整淬的方式进行热处理传至轴时的最大转速为:m=2.25N=5.77kw在双联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为382.25,且齿宽为B=14mmu=1.05=1250MP故双联滑移齿轮符合标准3.7.2传动轴的验算对于传动轴,除重载轴外,一般无须进行强度校核,只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩()花键轴 =式中 d花键轴的小径(mm);i花轴的大径(mm);b、N花键轴键宽,键数;传动轴上弯曲载荷的计算,一般由危险断面上的最大扭矩求得:=式中 N该轴传递的最大功率(kw); 该轴的计算转速(r/min)。传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力,齿轮的圆周力:式中 D齿轮节圆直径(mm),D=mZ。齿轮的径向力:式中 为齿轮的啮合角;齿面摩擦角;齿轮的螺旋角;=27.86mm符合校验条件花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为:式中 花键传递的最大转矩(); D、d花键轴的大径和小径(mm); L花键工作长度; N花键键数; K载荷分布不均匀系数,K=0.70.8; 故此花键轴校核合格3.7.3轴组件的刚度验算两支撑主轴组件的合理跨距 主轴组件的跨距对其刚度的影响很大,在绘制主轴组件的结构草图后,可以对合理跨距L。进行计算,以便修改草图,当跨距远大于L。时,应考虑采用三支撑结构。机床设计的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部C点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加,其极值方程为:式中 L。合理跨距; C 主轴悬伸梁; 后前支撑轴承刚度 该一元三次方程求解可得为一实根:机床传动轴用滚动轴承,主要是因疲劳破坏而失效,故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为: C滚动轴承的额定负载(N),根据轴承手册或机床设计手册查取,单位用(kgf)应换算成(N);速度系数, 为滚动轴承的计算转速(r/mm) 寿命系数, 寿命系数,对球轴承=3,对滚子轴承=;工作情况系数,对轻度冲击和振动的机床(车床、铣床、铣床、磨床等多数机床),;功率利用系数,查表33;速度转化系数,查表32;齿轮轮换工作系数,查机床设计手册;P当量动载荷,按机床设计手册。 故轴承校核合格3.8 传动系统的轴及轴上零件设计3.8.1齿轮的验算 验算齿轮强度,应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮,进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力,对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮,一定要验算齿根弯曲应力。 接触应力的验算公式为(MPa)(3-1)弯曲应力的验算公式为 (3-2)式中 N-齿轮传递功率(KW),N=; -电动机额定功率(KW); -从电动机到所计算的齿轮的机械效率; -齿轮计算转速(r/min); m-初算的齿轮模数(mm); B-齿宽(mm) Z-小齿轮齿数; u-大齿轮与小齿轮齿数之比,u1,“+”号用于外啮合,“-”号用于内啮合; -寿命系数:-工作期限系数:T-齿轮在机床工作期限()内的总工作时间(h),对于中型机床的齿轮取=1500020000h,同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=/P,P为变速组的传动副数; -齿轮的最低转速(r/min);-基准循环次数;查表3-1(以下均参见机床设计指导) m疲劳曲线指数,查表3-1;速度转化系数,查表3-2;功率利用系数,查表3-3;材料强化系数,查表3-4;的极限值,见表3-5,当时,则取=;当时,取=;工作情况系数,中等冲击的主运动,取=1.21.6;动载荷系数,查表3-6;齿向载荷分布系数,查表3-9;Y标准齿轮齿形系数,查表3-8;许用接触应力(MPa),查表3-9;许用弯曲应力(MPa),查表3-9。如果验算结果或不合格时,可以改变初算时选定的材料或热处理方法,如仍不满足时,就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。三轴上的三联滑移齿轮采用整淬的方式进行热处理传至三轴时的最大转速为:N=5.42kw在三联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为412.25,且齿宽为B=12mmu=1.05=1250MP故三联滑移齿轮符合标准3.8.2 传动轴的验算对于传动轴,除重载轴外,一般无须进行强度校核,只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩()花键轴 =式中 d花键轴的小径(mm);i花轴的大径(mm);b、N花键轴键宽,键数;传动轴上弯曲载荷的计算,一般由危险断面上的最大扭矩求得:=式中 N该轴传递的最大功率(kw); 该轴的计算转速(r/min)。传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力,齿轮的圆周力:式中 D齿轮节圆直径(mm),D=mZ。齿轮的径向力:式中 为齿轮的啮合角;齿面摩擦角;齿轮的螺旋角;=27.86mm符合校验条件花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为:式中 花键传递的最大转矩(); D、d花键轴的大径和小径(mm); L花键工作长度; N花键键数; K载荷分布不均匀系数,K=0.70.8; 故此三轴花键轴校核合格3.8.3 轴组件的刚度验算两支撑主轴组件的合理跨距 主轴组件的跨距对其刚度的影响很大,在绘制主轴组件的结构草图后,可以对合理跨距L。进行计算,以便修改草图,当跨距远大于L。时,应考虑采用三支撑结构。机床设计的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部C点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加,其极值方程为:式中 L。合理跨距; C 主轴悬伸梁; 后前支撑轴承刚度 该一元三次方程求解可得为一实根:机床传动轴用滚动轴承,主要是因疲劳破坏而失效,故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为: C滚动轴承的额定负载(N),根据轴承手册或机床设计手册查取,单位用(kgf)应换算成(N);速度系数, 为滚动轴承的计算转速(r/mm) 寿命系数, 寿命系数,对球轴承=3,对滚子轴承=;工作情况系数,对轻度冲击和振动的机床(车床、铣床、铣床、磨床等多数机床),;功率利用系数,查表33;速度转化系数,查表32;齿轮轮换工作系数,查机床设计手册;P当量动载荷,按机床设计手册。 故轴承校核合格3.9传动系统的轴及轴上零件设计3.9.1齿轮的验算 验算齿轮强度,应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮,进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力,对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮,一定要验算齿根弯曲应力。 接触应力的验算公式为(MPa)(3-1)弯曲应力的验算公式为 (3-2)式中 N-齿轮传递功率(KW),N=; -电动机额定功率(KW); -从电动机到所计算的齿轮的机械效率; -齿轮计算转速(r/min); m-初算的齿轮模数(mm); B-齿宽(mm) Z-小齿轮齿数; u-大齿轮与小齿轮齿数之比,u1,“+”号用于外啮合,“-”号用于内啮合; -寿命系数:-工作期限系数:T-齿轮在机床工作期限()内的总工作时间(h),对于中型机床的齿轮取=1500020000h,同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=/P,P为变速组的传动副数; -齿轮的最低转速(r/min);-基准循环次数;查表3-1(以下均参见机床设计指导) m疲劳曲线指数,查表3-1;速度转化系数,查表3-2;功率利用系数,查表3-3;材料强化系数,查表3-4;的极限值,见表3-5,当时,则取=;当时,取=;工作情况系数,中等冲击的主运动,取=1.21.6;动载荷系数,查表3-6;齿向载荷分布系数,查表3-9;Y标准齿轮齿形系数,查表3-8;许用接触应力(MPa),查表3-9;许用弯曲应力(MPa),查表3-9。如果验算结果或不合格时,可以改变初算时选定的材料或热处理方法,如仍不满足时,就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。3.9.2传动轴的验算对于传动轴,除重载轴外,一般无须进行强度校核,只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩()花键轴 =式中 d花键轴的小径(mm);D花轴的大径(mm);b、N花键轴键宽,键数;传动轴上弯曲载荷的计算,一般由危险断面上的最大扭矩求得:=式中 N该轴传递的最大功率(kw); 该轴的计算转速(r/min)。传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力,齿轮的圆周力:式中 D齿轮节圆直径(mm),D=mZ。齿轮的径向力:式中 为齿轮的啮合角;齿面摩擦角;齿轮的螺旋角;=22.32mm符合校验条件花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为:式中 花键传递的最大转矩(); D、d花键轴的大径和小径(mm); L花键工作长度; N花键键数; K载荷分布不均匀系数,K=0.70.8; 故此花键轴校核合格3.9.3轴组件的刚度验算两支撑主轴组件的合理跨距 主轴组件的跨距对其刚度的影响很大,在绘制主轴组件的结构草图后,可以对合理跨距L。进行计算,以便修改草图,当跨距远大于L。时,应考虑采用三支撑结构。机床设计的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部C点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加,其极值方程为:式中 L。合理跨距; C 主轴悬伸梁; 后前支撑轴承刚度 该一元三次方程求解可得为一实根:机床传动轴用滚动轴承,主要是因疲劳破坏而失效,故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为: C滚动轴承的额定负载(N),根据轴承手册或机床设计手册查取,单位用(kgf)应换算成(N);速度系数, 为滚动轴承的计算转速(r/mm) 寿命系数, 寿命系数,对球轴承=3,对滚子轴承=;工作情况系数,对轻度冲击和振动的机床(车床、铣床、铣床、磨床等多数机床),;功率利用系数,查表33;速度转化系数,查表32;齿轮轮换工作系数,查机床设计手册;P当量动载荷,按机床设计手册。 故轴承校核合格3.10 传动系统的轴及轴上零件设计3.10.1齿轮的验算 验算齿轮强度,应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮,进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力,对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮,一定要验算齿根弯曲应力。 接触应力的验算公式为(MPa)(3-1)弯曲应力的验算公式为 (3-2)式中 N-齿轮传递功率(KW),N=; -电动机额定功率(KW); -从电动机到所计算的齿轮的机械效率; -齿轮计算转速(r/min); m-初算的齿轮模数(mm); B-齿宽(mm) Z-小齿轮齿数; u-大齿轮与小齿轮齿数之比,u1,“+”号用于外啮合,“-”号用于内啮合; -寿命系数:-工作期限系数:T-齿轮在机床工作期限()内的总工作时间(h),对于中型机床的齿轮取=1500020000h,同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=/P,P为变速组的传动副数; -齿轮的最低转速(r/min);-基准循环次数;查表3-1(以下均参见机床设计指导) m疲劳曲线指数,查表3-1;速度转化系数,查表3-2;功率利用系数,查表3-3;材料强化系数,查表3-4;的极限值,见表3-5,当时,则取=;当时,取=;工作情况系数,中等冲击的主运动,取=1.21.6;动载荷系数,查表3-6;齿向载荷分布系数,查表3-9;Y标准齿轮齿形系数,查表3-8;许用接触应力(MPa),查表3-9;许用弯曲应力(MPa),查表3-9。如果验算结果或不合格时,可以改变初算时选定的材料或热处理方法,如仍不满足时,就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。轴上的斜齿轮采用调质处理的方式进行热处理3.10.2传动轴的验算对于传动轴,除重载轴外,一般无须进行强度校核,只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩()花键轴 =式中 d花键轴的小径(mm);i花轴的大径(mm);b、N花键轴键宽,键数;传动轴上弯曲载荷的计算,一般由危险断面上的最大扭矩求得:=式中 N该轴传递的最大功率(kw); 该轴的计算转速(r/min)。传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力,齿轮的圆周力:式中 D齿轮节圆直径(mm),D=mZ。齿轮的径向力:式中 为齿轮的啮合角;齿面摩擦角;齿轮的螺旋角;=31.43mm符合校验条件花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为:式中 花键传递的最大转矩(); D、d花键轴的大径和小径(mm); L花键工作长度; N花键键数; K载荷分布不均匀系数,K=0.70.8; 故此五轴花键轴校核合格3.10.3轴组件的刚度验算两支撑主轴组件的合理跨距 主轴组件的跨距对其刚度的影响很大,在绘制主轴组件的结构草图后,可以对合理跨距L。进行计算,以便修改草图,当跨距远大于L。时,应考虑采用三支撑结构。机床设计的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部C点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加,其极值方程为:式中 L。合理跨距; C 主轴悬伸梁; 后前支撑轴承刚度 该一元三次方程求解可得为一实根:机床传动轴用滚动轴承,主要是因疲劳破坏而失效,故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为: C滚动轴承的额定负载(N),根据轴承手册或机床设计手册查取,单位用(kgf)应换算成(N);速度系数, 为滚动轴承的计算转速(r/mm) 寿命系数, 寿命系数,对球轴承=3,对滚子轴承=;工作情况系数,对轻度冲击和振动的机床(车床、铣床、铣床、磨床等多数机床),;功率利用系数,查表33;速度转化系数,查表32;齿轮轮换工作系数,查机床设计手册;P当量动载荷,按机床设计手册。 故轴承校核合格3.11 主轴合理跨距的计算 图3-1 主轴跨距计算图已选定的前后轴径为 :, 定悬伸量a=120mm,主轴孔径为30mm。轴承刚度,主轴最大输出转矩 955104(2.74/63)415349(N.mm)切削力(沿y轴) Fc=415.349/0.09=4615N背向力(沿x轴) Fp=0.5 Fc=2307N总作用力 F=5159.72N此力作用于工件上,主轴端受力为F=2522.28N。先假设l/a=2,l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分别为RA=F=5159.72=7739.58NRB=F=5159.72=2579.86N根据机械系统设计得:Kr=3.39得前支承的刚度:KA= 1815.06 N/ ;KB= 1626.2 N/;=1.12 主轴的当量外径de=(80+60)/2=70mm,故惯性矩为 I=113.810-8m4 =0.13查机械系统设计图 得 =2.0,与原假设接近,所以最佳跨距=1202.0=240mm合理跨距为(0.75-1.5),取合理跨距l=360mm。 根据结构的需要,主轴的实际跨距大于合理跨距,因此需要采取措施增加主轴的刚度,增大轴径:前轴径D=62mm,后轴径d=55mm。后支承采用背对背安装的角接触球轴承。 3.12 轴的校核(a) 主轴的前端部挠度(b) 主轴在前轴承处的倾角(c) 在安装齿轮处的倾角E取为,由于小齿轮的传动力大,这里以小齿轮来进行计算将其分解为垂直分力和水平分力由公式可得主轴载荷图如下所示:由上图可知如下数据:a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm计算(在垂直平面),,计算(在水平面),,合成:3.13 轴承寿命校核由轴最小轴径可取轴承为7008C角接触球轴承,=3;P=XFr+YFaX=1,Y=0。对轴受力分析得:前支承的径向力Fr=2642.32N。 由轴承寿命的计算公式:预期的使用寿命 L10h=15000hL10h=hL10h=15000h 轴承寿命满足要求。第4章 结构设计及说明4.1 结构设计的内容、技术要求和方案设计主轴变速箱的结构包括传动件(传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等)、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置,用一张展开图和若干张横截面图表示。课程设计由于时间的限制,一0般只画展开图。主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外,着重考虑以下几个方面的问题。精度方面的要求,刚度和抗震性的要求,传动效率要求,主轴前轴承处温度和温升的控制,结构工艺性,操作方便、安全、可靠原则,遵循标准化和通用化的原则。主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点,由于结构复杂,设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。目的是:1 布置传动件及选择结构方案。2 检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况,以便及时改正。3 确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置,以确定各轴的受力点和受力方向,为轴和轴承的验算提供必要的数据。4.2 展开图及其布置展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序,假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。I轴上装的摩擦离合器和变速齿轮。有两种布置方案,一是将两级变速齿轮和离合器做成一体。齿轮的直径受到离合器内径的约束,齿根圆的直径必须大于离合器的外径,负责齿轮无法加工。这样轴的间距加大。另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上,左边部分接通,得到一级反向转动,右边接通得到三级反向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。我们采用第一种方案,通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。总布置时需要考虑制动器的位置。制动器可以布置在背轮轴上也可以放在其他轴上。制动器不要放在转速太低轴上,以免制动扭矩太大,是制动尺寸增大。齿轮在轴上布置很重要,关系到变速箱的轴向尺寸,减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。第5章 结构设计5.1结构设计的内容、技术要求和方案设计主轴变速箱的结构包括传动件(传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等)、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置,用一张展开图和若干张横截面图表示。课程设计由于时间的限制,一般只画展开图。主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外,着重考虑以下几个方面的问题。精度方面的要求,刚度和抗震性的要求,传动效率要求,主轴前轴承处温度和温升的控制,结构工艺性,操作方便、安全、可靠原则,遵循标准化和通用化的原则。主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点,由于结构复杂,设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。目的是:(2) 布置传动件及选择结构方案。(3) 检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况,以便及时改正。(4) 确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置,以确定各
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