车床主传动系统设计(n=50-630z=12公比1.26 1440) 【车床加工直径400mm】
宁XX大学课程设计(论文) 车床主传动系统设计所在学院专 业班 级姓 名学 号指导老师 年 月 日V摘 要本设计着重研究机床主传动系统的设计步骤和设计方法,根据已确定的运动参数以变速箱展开图的总中心距最小为目标,拟定变速系统的变速方案,以获得最优方案以及较高的设计效率。在机床主传动系统中,为减少齿轮数目,简化结构,缩短轴向尺寸,用齿轮齿数的设计方法是试算,凑算法,计算麻烦且不易找出合理的设计方案。本文通过对主传动系统中三联滑移齿轮传动特点的分析与研究,绘制零件工作图与主轴箱展开图及剖视图。关键词:传动系统设计,传动副,结构网,结构式,目 录摘 要II目 录IV第1章 绪论11.1 课程设计的目的11.2课程设计的内容11.2.1 理论分析与设计计算11.2.2 图样技术设计11.2.3编制技术文件11.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求1第2章 车床参数的拟定32.1车床主参数和基本参数32.2车床的变速范围R和级数Z32.3确定级数主要其他参数32.3.1 拟定主轴的各级转速32.3.2 主电机功率动力参数的确定32.3.3确定结构式32.3.4绘制转速图和传动系统图52.4 确定各变速组此论传动副齿数6第3章 传动件的计算93.1 带传动设计93.1.1计算设计功率Pd93.1.2选择带型103.1.3确定带轮的基准直径并验证带速103.1.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角113.1.5确定带的根数z123.1.6确定带轮的结构和尺寸123.1.7确定带的张紧装置123.1.8计算压轴力123.2 计算转速的计算143.3 齿轮模数计算及验算153.4 传动轴最小轴径的初定18第4章 主要零部件的选择194.1 轴承的选择194.2 键的规格194.3 主轴弯曲刚度校核194.4 轴承校核204.5 润滑与密封20第5章 摩擦离合器(多片式)的计算215.1 结构设计225.1.1 展开图设计225.1.2 截面图及轴的空间布置235.2主轴设计计算及校核275.3 片式摩擦离合器的选择和计算305.4轴承的选用及校核315.5键的选用及校核325.6轴承端盖设计33第6章 箱体的结构设计34第7章 润滑与密封35总结36参考文献37 第1章 绪论1.1 课程设计的目的课程设计是在学完本课程后,进行一次学习设计的综合性练习。通过课程设计,使学生能够运用所学过的基础课、技术基础课和专业课的有关理论知识,及生产实习等实践技能,达到巩固、加深和拓展所学知识的目的。通过课程设计,分析比较机械系统中的某些典型机构,进行选择和改进;结合结构设计,进行设计计算并编写技术文件;完成系统主传动设计,达到学习设计步骤和方法的目的。通过设计,掌握查阅相关工程设计手册、设计标准和资料的方法,达到积累设计知识和设计技巧,提高学生设计能力的目的。通过设计,使学生获得机械系统基本设计技能的训练,提高分析和解决工程技术问题的能力,并为进行机械系统设计创造一定的条件。1.2课程设计的内容机械系统设计课程设计内容由理论分析与设计计算、图样技术设计和技术文件编制三部分组成。1.2.1 理论分析与设计计算(1)机械系统的方案设计。设计方案的分析,最佳功能原理方案的确定。(2)根据总体设计参数,进行传动系统运动设计和计算。(3)根据设计方案和零部件选择情况,进行有关动力计算和校核。1.2.2 图样技术设计(1)选择系统中的主要机件。(2)工程技术图样的设计与绘制。1.2.3编制技术文件(1)对于课程设计内容进行自我经济技术评价。(2)编制设计计算说明书。1.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求参数(规格尺寸)和基本参数如下:37第2章 车床参数的拟定2.1车床主参数和基本参数车床的主参数(规格尺寸)和基本参数如下:2.2车床的变速范围R和级数Z 由公式R=,其中 =1.26,可以计算z=122.3确定级数主要其他参数2.3.1 拟定主轴的各级转速依据题目要求选级数Z=12, =1.26=1.064考虑到设计的结构复杂程度要适中,故采用常规的扩大传动。各级转速数列可直接从标准的数列表中查出,按标准转速数列为:63,80,100,125,160,200,250,315,400,500,6302.3.2 主电机功率动力参数的确定合理地确定电机功率N,使机床既能充分发挥其性能,满足生产需要,又不致使电机经常轻载而降低功率因素。根据题设条件电机功率为4KW可选取电机为:Y112M-4额定功率为4KW,满载转速为1440r/min.2.3.3确定结构式1. 拟定传动方案:拟定传动方案,包括传动型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个传动系统的确定。传动型式则指传动和变速的元件、机构以及其组成、安排不同特点的传动型式、变速类型。传动方案和型式与结构的复杂程度密切相关,和工作性能也有关系。因此,确定传动方案和型式,要从结构、工艺、性能及经济性等多方面统一考虑。2. 确定结构式:由Z=12可得: 主变速传动系从电动机到主轴,通常为降速传动,接近电动机的传动转速较高, 传动的转矩较小,尺寸小一些,反之,靠近主轴的传动件转速较低,传递的转矩较大,尺寸就较大。因此在拟定主变速传动系时,应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面,传动副数少的变速组放在后面,使主变速传动系中更多的传动件在高速范围内工作,尺寸小一些,以节省变速箱的造价,减小变速箱的外形尺寸;也就是满足传动副前多后少的原则,因此确定传动方案为:12=322;由12=322传动式可得6种结构式和对应的结构网。分别为: 依据传动顺序与扩大顺序相一致的原则选择方案为 :;3. 设计结构网:传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围:在降速传动时,为防止被动齿轮的直径过大而使进径向尺寸过大,常限制最小传动比,1/4,升速传动时,为防止产生过大的振动和噪音,常限制最大传动比,斜齿轮比较平稳,可取,故变速组的最大变速范围为/810。检查变速组的变速范围是否超过极限值时,只需检查最后一个扩大组。因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小,只要最后扩大组的变速范围不超过极限值,其他变速组就不会超过极限值。依据中间轴变速范围小的原则设计设计结构网如下所示:系统结构网图检查传动组的变速范围时,只检查最后一个扩大组: 其中, ;最后一个扩大组转速符合要求,则其他变速组的变速范围肯定也符合要求。2.3.4绘制转速图和传动系统图(1)选择电动机:采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。(2)绘制转速图:(3)画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数,画主传动系统图如图2-3:1-2轴最小中心距:A1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)轴最小齿数和:Szmin(Zmax+2+D/m) 图2-3 主传动系统图2.4 确定各变速组此论传动副齿数(1)Sz100-120,中型机床Sz=70-100(2)直齿圆柱齿轮Zmin18-20(1) (7)齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等,据设计要求Zmin1820,齿数和Sz100120,由表4.1,根据各变速组公比,可得各传动比和齿轮齿数,各齿轮齿数如表2-2。(2) 确定各变速组内齿轮齿数由以上确定的各个传动比,根据参考文献1表5-2,有: a变速组, , 时,=,58,60,62,64,66,68,70,72,74,76,时,=,56,59,61,63,65,66,68,70,72,74,时,=57,59,60,62,65,67,70,72,73,75,可知,=70和72是共同适用的,可取=72。再由参考文献1表5-2查出各对齿轮副中小齿轮的齿数为:36、32和28。则:; b变速组, , 时,=,70,72,74,75,77,79,81,82,83,84, 时,=,70,72,73,75,77,78,80,82,83,85, 时,=,66,67,70,71,75,79,80,83,84,87,可取=83,查出齿轮齿数为:37、32、和20。; c变速组, 可取=99,则: ;第3章 传动件的计算 3.1 带传动设计输出功率P=4kW,转速n1=1440r/min,n2=1000r/min3.1.1计算设计功率Pd表4 工作情况系数工作机原动机类类一天工作时间/h10161016载荷平稳液体搅拌机;离心式水泵;通风机和鼓风机();离心式压缩机;轻型运输机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式运输机(运送砂石、谷物),通风机();发电机;旋转式水泵;金属切削机床;剪床;压力机;印刷机;振动筛1.11.21.31.21.31.4载荷变动较大螺旋式运输机;斗式上料机;往复式水泵和压缩机;锻锤;磨粉机;锯木机和木工机械;纺织机械1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大破碎机(旋转式、颚式等);球磨机;棒磨机;起重机;挖掘机;橡胶辊压机1.31.41.51.51.61.8根据V带的载荷平稳,两班工作制(16小时),查机械设计P296表4,取KA1.1。即3.1.2选择带型普通V带的带型根据传动的设计功率Pd和小带轮的转速n1按机械设计P297图1311选取。根据算出的Pd4.4kW及小带轮转速n11440r/min ,查图得:dd=80100可知应选取A型V带。3.1.3确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计P298表137查得,小带轮基准直径为80100mm则取dd1=100mm ddmin.=75 mm(dd1根据P295表13-4查得)表3 V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500由机械设计P295表13-4查“V带轮的基准直径”,得=140mm 误差验算传动比: (为弹性滑动率)误差 符合要求 带速 满足5m/sv300mm,所以宜选用E型轮辐式带轮。总之,小带轮选H型孔板式结构,大带轮选择E型轮辐式结构。带轮的材料:选用灰铸铁,HT200。3.1.7确定带的张紧装置 选用结构简单,调整方便的定期调整中心距的张紧装置。3.1.8计算压轴力 由机械设计P303表1312查得,A型带的初拉力F0117.83N,上面已得到=172.63o,z=4,则对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高,以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡,对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板(轮辐)和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘,轮缘是带轮的工作部分,用以安装传动带,制有梯形轮槽。由于普通V带两侧面间的夹角是40,为了适应V带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小,故规定普通V带轮槽角 为32、34、36、38(按带的型号及带轮直径确定),轮槽尺寸见表7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂,是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅(腹板),用来联接轮缘与轮毂成一整体。表 普通V带轮的轮槽尺寸(摘自GB/T13575.1-92) 项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 轮 槽 角 32 对应的基准直径 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 极限偏差 1 0.5 V带轮按腹板(轮辐)结构的不同分为以下几种型式: (1) 实心带轮:用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d时),如图7 -6a。 (2) 腹板带轮:用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时),如图7-6b。 (3) 孔板带轮:用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时),如图7 -6c 。 (4) 椭圆轮辐带轮:用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时),如图7-6d。(a) (b) (c) (d)图7-6 带轮结构类型根据设计结果,可以得出结论:小带轮选择实心带轮,如图(a),大带轮选择腹板带轮如图(b) .3.2 计算转速的计算(1)主轴的计算转速nj,由公式n=n得,主轴的计算转速nj=100r/min,取100r/min。(2). 传动轴的计算转速 轴3=315 r/min, 轴2=500 r/min,轴1=1000r/min。(2)确定各传动轴的计算转速。表3-1 各轴计算转速轴 号 轴 轴 轴计算转速 r/min 1000500315(3) 确定齿轮副的计算转速。3-2。 表3-2 齿轮副计算转速序号ZZZZZn10005005003151003.3 齿轮模数计算及验算(1)模数计算。一般同一变速组内的齿轮取同一模数,选取负荷最重的小齿轮,按简化的接触疲劳强度公式进行计算,即mj=16338可得各组的模数,如表3-3所示。表3-3 模数组号基本组第一扩大组第二扩大组模数 mm 445(2)基本组齿轮计算。 基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1 Z2Z2 Z3Z3齿数324028562448分度圆直径12816011222496192齿顶圆直径136168120232104200齿根圆直径11815010221486182 齿宽242424242424按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr,调质处理,硬度241HB286HB,平均取260HB,大齿轮用45钢,调质处理,硬度229HB286HB,平均取240HB。计算如下: 齿面接触疲劳强度计算: 接触应力验算公式为 弯曲应力验算公式为: 式中 N-传递的额定功率(kW),这里取N为电动机功率; -计算转速(r/min). ; m-初算的齿轮模数(mm), m=4(mm); B-齿宽(mm) z-小齿轮齿数 u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比 -寿命系数; = -工作期限系数; T-齿轮工作期限,这里取T=15000h.; -齿轮的最低转速(r/min) -基准循环次数,接触载荷取=,弯曲载荷取= m-疲劳曲线指数,接触载荷取m=3;弯曲载荷取m=6; -转速变化系数,查【5】2上,取=0.60 -功率利用系数,查【5】2上,取=0.78 -材料强化系数,查【5】2上, =0.60 -工作状况系数,取=1.1 -动载荷系数,查【5】2上,取=1 -齿向载荷分布系数,查【5】2上,=1 Y-齿形系数,查【5】2上,Y=0.386;-许用接触应力(MPa),查【4】,表4-7,取=650 Mpa;-许用弯曲应力(MPa),查【4】,表4-7,取=275 Mpa;根据上述公式,可求得及查取值可求得:=635 Mpa =78 Mpa(3)扩大组齿轮计算。第一扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z4Z4 Z5Z5齿数32512063分度圆直径12820480252齿顶圆直径13621288260齿根圆直径11819470242 齿宽24242424第二扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮Z6Z6Z7Z7齿数55442475分度圆直径275220120375齿顶圆直径285230130385齿根圆直径262.5207.5107.5362.5齿宽24242424按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr,调质处理,硬度241HB286HB,平均取260HB,大齿轮用45钢,调质处理,硬度229HB286HB,平均取240HB。 同理根据基本组的计算,查文献【6】,可得 =0.62, =0.77,=0.60,=1.1,=1,=1,m=3.5,=355;可求得:=619 Mpa =135Mpa 3.4 传动轴最小轴径的初定由【5】式6,传动轴直径按扭转刚度用下式计算: d=1.64(mm) 或 d=91(mm)式中 d-传动轴直径(mm) Tn-该轴传递的额定扭矩(N*mm) T=9550000; N-该轴传递的功率(KW) -该轴的计算转速 -该轴每米长度的允许扭转角,=。各轴最小轴径如表3-3。 表3-3 最小轴径轴 号 轴 轴最小轴径mm 3540 第4章 主要零部件的选择 4.1 轴承的选择I轴:与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号7007C 另一安装深沟球轴承6012II轴:对称布置深沟球轴承6009III轴:后端安装双列角接触球轴承代号7015C 另一安装端角接触球轴承代号7010C中间布置角接触球轴承代号7012C4.2 键的规格 I轴安装带轮处选择普通平键规格:BXL=10X56 II轴选择花键规格:N d =8X36X40X7 III轴选择键规格:BXL=14X90 4.3 主轴弯曲刚度校核(1)主轴刚度符合要求的条件如下: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(2)计算如下:前支撑为双列圆柱滚子轴承,后支撑为角接触轴承架立放圆柱滚子轴承跨距L=450mm.当量外径 de=主轴刚度:因为di/de=25/285=0.0880.7,所以孔对刚度的影响可忽略;ks=2kN/mm刚度要求:主轴的刚度可根据机床的稳定性和精度要求来评定4.4 轴承校核 4.5 润滑与密封 主轴转速高,必须保证充分润滑,一般常用单独的油管将油引到轴承处。 主轴是两端外伸的轴,防止漏油更为重要而困难。防漏的措施有两种: 1)密封圈加密封装置防止油外流。 2)疏导在适当的地方做出回油路,使油能顺利地流回到油箱。第5章 摩擦离合器(多片式)的计算设计多片式摩擦离合器时,首先根据机床结构确定离合器的尺寸,如为轴装式时,外摩擦片的内径d应比花键轴大26mm,内摩擦片的外径D的确定,直接影响离合器的径向和轴向尺寸,甚至影响主轴箱内部结构布局,故应合理选择。摩擦片对数可按下式计算 Z2MnK/fbp式中 Mn摩擦离合器所传递的扭矩(Nmm); Mn955/95530.98/8001.28(Nmm); Nd电动机的额定功率(kW); 安装离合器的传动轴的计算转速(r/min); 从电动机到离合器轴的传动效率; K安全系数,一般取1.31.5; f摩擦片间的摩擦系数,由于磨擦片为淬火钢,查机床设计指导表2-15,取f=0.08; 摩擦片的平均直径(mm); =(D+d)/267mm; b内外摩擦片的接触宽度(mm); b=(D-d)/2=23mm; 摩擦片的许用压强(N/);1.11.001.000.760.836 基本许用压强(MPa),查机床设计指导表2-15,取1.1; 速度修正系数 n/6=2.5(m/s) 根据平均圆周速度查机床设计指导表2-16,取1.00; 接合次数修正系数,查机床设计指导表2-17,取1.00; 摩擦结合面数修正系数,查机床设计指导表2-18,取0.76。所以 Z2MnK/fbp21.281.4/(3.140.08230.83611 卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗确定,一般取0.40.4114.4 最后确定摩擦离合器的轴向压紧力Q,可按下式计算:Q=b(N)1.13.14231.003.57式中各符号意义同前述。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。 图3-5 多片摩擦离合器5.1 结构设计5.1.1 展开图设计5.1.1.1 齿轮布置主传动系统采用集中传动方式,将全部传动和变速机构集中在同一个主轴箱内,结构紧凑,便于实现集中操纵,安装调整方便。电机轴与电动机采用弹性柱销联轴器连接,可一定程度降低定心精度要求,隔离点击震动。5.1.1.2 主轴组件设计圆锥滚子轴承能同时承受径向和轴向载荷,成对使用具有轴承数量少、支撑结构简单、轴承间隙调整方便的特点。主轴采用单列圆锥滚子轴承的前中支承为主端深沟球轴承的尾端支承为辅的三支撑结构。用中支撑左侧的螺母同时调整前中两个轴承的间隙。5.1.2 截面图及轴的空间布置由于滑移齿轮轴心离箱体壁距离较大,且滑移行程较长,故采用拨叉沿导向杆滑动来操纵滑移齿轮。摆动拨叉通过滑块与滑动拨叉尾端的槽接触,滑块做圆弧运动转化为拨叉的滑动,实现滑移。使用钢球弹簧作为定位的手柄座可以使操作杆拨动到指定位置即停下并锁紧,方便工人操作。(4)各轴的功率:取各传动件效率如下:带传动效率:轴承传动效率:齿轮传动效率:则有各传动轴传递功率计算如下:(5)计算各轴的输入转矩:由机械原理可知转矩计算公式为: 以上计算数据总结如下:传动轴电机轴传动功率kw43.83.653.513.37传递转矩26.5351.1398.21267.84357.23(6)传动轴的直径估算:当轴上有键槽时,d值应相应增大45%;当轴为花键轴时,可将估算的d值减小7%为花键轴的小径;空心轴时,d需乘以计算系数b,b值见机械设计手册表7-12。轴有键槽,轴和轴因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴,有键槽并且轴为空心轴.根据以上原则各轴的直径取值: a.轴的设计计算:(1)选择轴的材料由文献1中的表11-1和表11-3选用45号钢,调质处理,硬度,。(2)按扭矩初算轴径 根据文献1中式(11-2),并查表11-2,取C=115,则 考虑有键槽和轴承,轴加大5%:所以取d=22mmb. 轴的设计计算:(1)选择轴的材料由文献1中的表11-1和表11-3选用45号钢,调质处理,硬度,。(2)按扭矩初算轴径 根据文献1中式(11-2),并查表11-2,取C=115,则 考虑有键槽,轴加大5%:所以取最小d=30mmc. 轴的设计计算:(1)选择轴的材料由文献1中的表11-1和表11-3选用45号钢,调质处理,硬度,。(2)按扭矩初算轴径 根据文献1中式(11-2),并查表11-2,取C=115,则 有键槽和轴承,轴加大5%:; 取d=38mm.根据以上计算各轴的直径取值如下表示:轴轴轴轴最小轴径值223038(7)轴的结构设计及校核计算:(1)确定轴各段直径和长度:段:安装圆锥滚子轴承, 段:安装两个个双联齿轮块,同时利用轴肩定位轴承,由轴肩计算公式 所以取;段:安装圆锥滚子轴承,(2)轴的强度校核:轴的校核主要校核危险截面已知轴齿轮6、齿轮8数据如下:求圆周力:;径向力;轴承支反力:齿轮6对轴的支反力:齿轮8对轴的支反力:垂直面的弯矩:由以上计算可知危险截面在轴的右端齿轮6处,跨距282mm;直径为48mm段;轴承的支反力:水平面弯矩:合成弯矩:已知转矩为:转矩产生的剪力按脉动循环变化,取截面C处的当量弯矩:校核危险截面C的强度则有该轴强度满足要求。同理可知,按照此方法校核其他传动轴,经检验,传动轴设计均符合要求。转矩图5.2主轴设计计算及校核主轴上的结构尺寸虽然很多,但起决定作用的尺寸是:外径D、孔径d、悬伸量a和支撑跨距L。1.主轴前后轴颈直径的选择:主轴的外径尺寸,关键是主轴前轴颈直径。一般按照机床类型、主轴传递的功率或最大加工直径,参考表3-7选取。最大回转直径400mm车床,P=4KW查机械制造装备设计表3-7,前轴颈应,初选,后轴颈取。2.主轴内孔直径的确定:很多机床的主轴是空心的,为了不过多的削主轴刚度,一般应保证d/D 0.7。取;经计算选取内孔直径d=40mm。3.主轴前端伸长量a:减小主轴前端伸长量对提高提高主轴组件的旋转精度、刚度、和抗震性有显著效果,因此在主轴设计时,在满足结构的前提下,应最大限度的缩短主轴悬伸量a。根据结构,定悬伸长度;取a=100mm。4.支撑跨距L: 最佳跨距;取值合理跨距;取值。5.主轴刚度校验:机床在切削加工过程中,主轴的负荷较重,而允许的变形由很小,因此决定主轴结构尺寸的主要因素是它的变形大小。对于普通机床的主轴,一般只进行刚度验算。通常能满足刚度要求的主轴,也能满足强度要求。只有重载荷的机床的主轴才进行强度验算。对于高速主轴,还要进行临界转速的验算,以免发生共振。 一弯曲变形为主的机床主轴(如车床、铣床),需要进行弯曲刚度验算,以扭转变形为主的机床(如钻床),需要进行扭转刚度验算。当前主轴组件刚度验算方法较多,没能统一,还属近似计算,刚度的允许值也未做规定。考虑动态因素的计算方法,如根据部产生切削颤动条件来确定主轴组件刚度,计算较为复杂。现在仍多用静态计算法,计算简单,也较适用。主轴弯曲刚度的验算;验算内容有两项:其一,验算主轴前支撑处的变形转角,是否满足轴承正常工作的要求;其二,验算主轴悬伸端处的变形位移y,是否满足加工精度的要求。对于粗加工机床需要验算、y值;对于精加工或半精加工机床值需验算y值;对于可进行粗加工由能进行半精的机床(如卧式车床),需要验算值,同时还需要按不同加工条件验算y值。支撑主轴组件的刚度验算,可按两支撑结构近似计算。如前后支撑为紧支撑、中间支撑位松支撑,可舍弃中间支撑不计(因轴承间隙较大,主要起阻尼作用,对刚度影响较小);若前中支撑位紧支撑、后支撑为松支撑时,可将前中支距当做两支撑的之距计算,中后支撑段主轴不计。机床粗加工时,主轴的变形最大,主轴前支撑处的转角有可能超过允许值,故应验算此处的转角。因主轴中(后)支撑的变形一般较小,故可不必计算。主轴在某一平面内的受力情况如图:在近似计算中可不计轴承变形的影响,则该平面内主轴前支撑处的转角用下式计算;切削力的作用点到主轴前支承支承的距离S=a+W,对于普通车床,W=0.4H,(H是车床中心高,设H=200mm)。 则: 当量切削力的计算: 主轴惯性矩式中:因为;所以可知主轴前支撑转角满足要求。5.3 片式摩擦离合器的选择和计算片式摩擦离合器目前在机床中应用广泛,因为它可以在运转中接通或脱开,具有结合平稳、没有冲击、结构紧凑的特点,部分零件已经标准化,多用于机床主传动。【1】 摩擦片的径向尺寸摩擦片的外径尺寸受到轮廓空间的限制,且受制于轴径d,而摩擦片的内外径又决定着内外摩擦片的环形接触面积的大小,直接影响离合器的结构和性能。一般外摩擦片的外径可取:d为轴的直径,取d=25,所以25+5=30mm特性系数是外片内径与内片外径D2之比取=0.69,则内摩擦片外径【2】 按扭矩选择摩擦片结合面的数目一般应使选用和设计的离合器的额定静扭矩和额定动扭矩满足工作要求,由于普通机床是在空载下启动反向的,故只需按离合器结合后的静负载扭矩来计算。根据机械制造装备设计课程设计有公式。即:式中 速度修正系数,由表10.7。 每小时结合数修正系数,干式取 1 ;湿式按表10.8选取。 摩擦面对数修正系数。 取Z=7故摩擦片总数为Z+1=8片,内摩擦片为9片。用同样的方法可以算出反转摩擦片数:外摩擦片4片,内摩擦片5片。【3】离合器的轴向拉紧力由得:查机床零件手册,摩擦片的型号如下:内片:Dp=72.85,查表取:D=44mm,d=26mm b=3mm,B=9.7mm H=23.5mm,=0.5mm外片:Dp=72.85,查表取:D=86mm,d=30mm b=2mm,B=20mm H=48mm,H1=42mm=0.5mm内外片的最小间隙为:0.20.45.4轴承的选用及校核1】各传动轴轴承选取的型号:主轴 前支承: NN3018K 型 圆锥孔双列圆柱滚子轴承:9014037;后支撑:352212 双列圆锥滚子轴承:6011066;轴 带轮处:308 深沟球轴承轴409023;轴与箱体处:305 GB276-89:256217;齿轮:7305C 角接触轴承GB292-83:255215; 轴 前、后支承:7306E 圆锥滚子轴承GBT297-84 :307219; 轴 前、后支承:7308E 圆锥滚子轴承GBT297-84 :409023;2】各传动轴轴承的校核:假定:按两班制工作,工作期限10年,每年按300天计,T=48000h。依据机械设计轴承校核公式如下:轴轴承校核:已知选用轴承为:深沟球轴承 305 GB276-89:256217;基本额定动载荷;由于该轴的转速为定值710r/min;依据设计要求应对轴末端轴承进行校核。最小齿轮直径;轴传递转矩齿轮受到的切向力齿轮受到的轴向力齿轮受到的径向力因此轴承当量动载荷因此该轴承符合要求,选取合适。同理可校核其他传动轴轴承,经校核各轴轴承选取均合适。5.5键的选用及校核轴上的键的选用和强度校核:轴与齿轮的联接采用普通平键联接,轴径d=48mm;齿轮快厚度L=78.5mm;传递扭矩;选用A型平键,初选键型号为,。查机械设计表7-9得。由机械设计式(7-14)和式(7-15)得由上式计算可知挤压强度满足。由上式计算可知抗剪切强度满足。主轴上的键的选用和强度校核主轴与齿轮的联接采用普通平键联接,轴径d=80mm;齿轮快厚度L=95mm;传递扭矩;选用A型平键,由于主轴空心所以选择键,。查机械设计表7-9得。由机械设计式(7-14)和式(7-15)得由上式计算可知挤压强度满足。由上式计算可知抗剪切强度满足。5.6轴承端盖设计参照机械设计及机械制造基础课程设计减速器端盖设计方案来设计主轴箱端盖,材料采用HT150,依据轴承外径确定各端盖的结构尺寸,如图所示:(依据该参数设计各轴承端盖,详见装配图纸图案)第6章 箱体的结构设计1 、箱体材料箱体多采用铸造方法获得,也有用钢板焊接而成。铸造箱体常用材料为HT15-33,强度要求较高的箱体用HT20-40,只有热变形要求小的情况下才采用合金铸铁,采用HT20-40。与床身做成一体的箱体材料应根据床身或导轨的要求而定。箱体要进行时效处理。2 、箱体结构1、箱体结构设计要点根据齿轮传动的中心距、齿顶圆直径、齿宽 等几何尺寸,确定减速器的箱体的内部大小。由中心距确定箱体的长度,由齿顶圆直径确定箱体的高度。由齿宽来确定箱体的宽度。依据铸造(或焊接)箱体的结构尺寸、工艺要求,确定箱体的结构尺寸,绘制箱体。如箱盖,箱座及螺栓的尺寸。根据齿轮的转速确定轴承润滑的方法与装置,选择轴承端盖的类型。附件设计与选择。同时,可以进行轴系的结构设计,选择轴承。 箱体的尺寸名称符号尺寸关系箱座壁厚15主轴左侧凸缘厚73箱座凸缘厚32主轴右侧凸缘厚37外箱壁至轴承端面距离齿轮顶圆与内箱壁距离18齿轮端面与内箱壁距离102、铸造工艺性要求 为了便于铸造以及防止铸件冷却时产生缩孔或裂纹,箱体的结构应有良好的铸造工艺性。3、加工工艺性对结构的要求 由于生产批量和加工方法不同,对零件结构有不同要求,因此设计时要充分注意加工工艺对结构的要求。4、装配工艺对结构的要求 为了更快更省力地装配机器,必须充分注意装配工艺对接否设计的要求。第7章 润滑与密封1、润滑设计普通机床主轴变速箱多用润滑油,其中半精加工、精加工和没有油式摩擦离合器的机床,采用油泵进行强制的箱内循环或箱外循环润滑效果好。粗加工机床多采用结构简单的飞溅润滑点。飞溅润滑要求贱油件的圆周速度为0.68米/秒,贱油件浸油深为1020毫米(不大于23倍轮齿高)。速度过低或浸油深度过浅,都达不到润滑目的,速度过高或浸油深度过深,搅油功率损失过大产生热变形大,且油液容易气化,影响机床的正常工作。油的深度要足够,以免油池底部杂质被搅上来。进油量的大小和方向回油要保证畅通,进油方向要注意角接触轴承的泵油效应,即油必须从小端进大端出。箱体上的回油孔的直径应尽可能的大些,一般应大于进油孔的直径。箱体上放置油标,一边及时检查润滑系统工作情况。放油孔应在箱体适当位置上设置放油孔,放油孔应低于油池底面,以便放净油,为了便于接油最好在放油孔处接长管。防止或减少机床漏油箱体上外漏的最低位置的孔应高出油面。轴与法兰盖的间隙要适当,通常直径方向间隙11.5毫米。主轴上常采用环形槽和间隙密封,效果要好,槽形的方向不能搞错。箱盖处防漏油沟应设计成沟边向箱体油沟内侧偏一定距离,大约为35毫米。2、润滑油的选择 润滑油的选择与轴承的类型、尺寸、运转条件有关,速度高选粘度低的,反之选粘度高的。润滑油粘度通常根据主轴前颈和主轴最高转速选择。总结 金属切削机床主轴箱的课程设计任务完成了,虽然设计的过程比较繁琐,而且刚开始还有些不知所措,但是在同学们的共同努力下,再加上老师的悉心指导,我终于顺利地完成了这次设计任务。本次设计巩固和深化了课堂理论教学的内容,锻炼和培养了我综合运用所学过的知识和理论的能力,是我独立分析、解决问题的能力得到了强化。通过本次设计我学到了很多东西,不但包括一些设计的方法,更重要的是,我学会了如何独立思考,解决问题。在设计中,会不断地遇到问题,这是就要我们去想办法解决,让我们去查资料,查手册。在这次毕业设计中,我学会的一个解决问题的重要方法就是查设计手册。设计是一个系统的过程,通过这个过程,我们学会了分析问题、解决问题的一些基本的方法,让我们系统回顾了大学四年学过的知识,也为我们将来的工作打下了基础。参考文献1机械制造装备设计 赵雪松主编 华中科技大学出版社2机械设计 濮良贵主编 高等教育出版社3机械设计机械设计基础课程设计 王昆主编 高等教育出版社 4机械制造装备设计课程设计 陈立德编 高等教育出版社 5机械原理第七版 孙恒主编 高等教育出版社 6机械设计手册第五版-轴及其连接 机械工业出版社7机械设计手册第五版-机械传动 机械工业出版社8机械设计手册第五版-轴承 机械工业出版社9画法几何及机械制图第六版 朱冬梅主编 高等教育出版社
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车床加工直径400mm
车床主传动系统设计(n=50-630z=12公比1.26
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【车床加工直径400mm】
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