2195 X8136B铣床设计
2195 X8136B铣床设计,x8136b,铣床,设计
- 1 -X8136B 铣床设计目录摘要21. 主要技术参数计算31.1 机床的主要技术参数31.2 变速箱总体结构方案的拟定31.3 计算出各级转速31.4 绘制转速图31.5 主轴计算转速31.6 齿轮齿数和的选定41.7 传动比计算41.8 校核主轴转速误差42 .主要零件的初算与计算62.1 齿轮模数的计算62.2 传动轴直径的初算72.3 主轴轴颈的确定83.验算主要零件93.1 齿轮模数验算93.2 传动轴刚度验算(III 轴)103.3 轴承寿命验算134. 各零件的参数设定154.1 中心距的确定154.2 齿轮参数设计154.3 确定齿宽164.4 V 带设计175. 结语196 .参考文献20- 2 -摘要本设计从下达任务起,经过现场调查和查阅文献资料入手,历经三周的时间完成。在设计中,首先根据课程设计所要求的技术参数确定机床设计中所需要的参数,即原动机的功率、机床主轴箱的转速数列公比;然后确定机床主轴箱的主传动系统结构,拟订机床的结构网和转速图;查资料,根据转速图确定机床内的各个主要零件的计算转速,根据计算转速确定各级传动的传动比,根据传动比来确定各级传动的齿轮配合的齿轮齿数。根据机床主轴箱的传动链来计算各级转速的实际值与理论值之间的误差。在设计中主要是要计算主轴箱里各个零件的选用是否满足要求以及原动机与主轴箱间的动力传递装置的计算。主轴箱的计算包括摩擦离合器的校核、齿轮的校核、轴的校核、轴承的校核、键的校核、主轴的校核计算等。原动机与主轴箱的动力传递采用的是带传动装置。最后根据资料和参考同类机床来设计该铣床的主传动系统,并绘制其装配图。关键词:转速数列; 公比; 结构网; 转速图; 计算转速; 转速数列公比。- 3 -1、主要技术参数计算1.1、机床的主要技术参数电机额定功率为 4KW,n =26.5 ,n =1320 。n =1450 mii/rmaxi/r电,18 级转速,公比 。min/r 26.11.2、变速箱总体结构方案的拟定机床变速箱用于使主运动的执行零件(如:主轴、工作台、滑枕等)变速、启动、停止和改变运动方向等。因此,变速箱所包含的机构大致为:作为传动连接用的定比传动副,变速机构启动后停止以及换向机构,制动机构,操纵机构和润滑装置等。机床总体的布局大概可以设置为电机在下方,主轴在上方,采用展开式的方式布局。1.3、机床运动的设计1.3.1.由 、n =26.5r/min、 =18,查表得 18 级转速为 26.5 26.1mi ,33.5 ,42.5 ,53 ,67 ,85 ,106min/ri/r/rin/rmin/ri/r,132 ,170 ,212 ,265 ,335 i,425 ,530 ,670 ,850 ,1060 i/in/i/ i/,1320 。nrr- 4 -1.3.2.根据传动结构的选择原则,18 级转速可写为结构式 ,93128则转速图为1.3.3.主轴计算转速n = =85 j13/minz 13/826.5min/ri/40Irj 70 Inj3Ij i/1rji/85Vrnj1.3.4.齿轮的选定- 5 -29164508定U80ZS281960152802Z.1a 74,4,Z582 32065S3aU 8,9,3Z取 72ZS6.11b 1,86,4ZS582U 9057.33b 2,7,3Z取 6ZS231cU 108,9,65ZS462 4取 08ZS则确定各传动之间的齿数基本组 72ZS385247Z40468第一扩大组 8ZS3931213Z41052654第二扩大组 8ZS71517- 6 -361Z8611.3.5.传动比的设计795.0/1aU329.0/22aU5.0/133aU26b 611b 49b31c 4./2c1.3.6.校核主轴转速误差齿轮齿数确定后,主轴的各级实际转速即确定,它与主轴的标准转速总会产生一定得误差,应满足: %6.2)1(0标 标实 n结果见下表:标号 计算式 实n标 误差 允许值 结论1 36/728/40/32/0641320.5 1320 0 2.6% 合格2 140.9 170 0.25% 2.6% 合格3 5678.1 670 1.21% 2.6% 合格4 / 133.4 132 1.06% 2.6% 合格5 36721403206266.7 265 0.88% 2.6% 合格6 8144.8 42.5 0.80% 2.6% 合格7 /8/ 1066.9 1065 1.52% 2.6% 合格8 4 133.5 132 0.94% 2.6% 合格9 36/725/4/2/106533.7 530 0.85% 2.6% 合格10 8869.6 67 1.36% 2.6% 合格11 1267.6 265 0.44% 2.6% 合格12 /4 34 33.5 2.00% 2.6% 合格13 367242106853.8 850 0.84% 2.6% 合格14 8/8/107 106 0.16% 2.6% 合格15 54 427.1 425 1.49% 2.6% 合格16 6/23/4/2/10653.5 53 0.85% 2.6% 合格17 71214 212 0.96% 2.6% 合格18 8828.2 26.5 1.48% 2.6% 合格- 7 -1.4 绘制传动系统图根据轴数,齿轮副,电动机等已知条件可有如下系统图:2、主要零件的计算与初算2.1.齿轮模数的计算2.1.1.计算主轴转速确定主轴的计算转速,再根据主轴的计算转速,由转速图查出各传动轴和各齿轮的计算转速。- 8 -2.1.2 各轴和齿轮的传递功率其中 由电机到该传动件个传动副的效率相乘,但不乘入该总Ni 总轴承的效率,由机床设计手册可以查出, , ,计算各轴的传递功率。皮 带轮kw84.396.04 I 皮 带电 .7.22 II轮N1 II轮 kw9.2.01932 I轮 73.V轮N2.1.3 计算齿轮模数 32)1(168jimdj nZN按接触疲劳强度计算的齿轮模数j驱动电机的功率dN计算尺轮的计算转速jn大齿轮齿数与小齿轮齿数之比i小齿轮的齿数iZ齿宽系数,一般为 6-10m齿轮材料采用 45#高频淬火(G45)则 2/1370mNj所以:基本组 46.15013724/810.)(6382jm第一扩大组- 9 -7.18013724/6105.)(6382jm第二扩大组 24.01372/864105.)(632j按标准模数表取 m核算高速传动齿轮的线速度 6znV齿轮允许的线速度 s/10max所以合格V89.36032.2.传动轴直径的初算按扭转刚度估算轴的直径 491jinNd该轴的传递功率i该轴的计算转速j(查表得)10/75.m 轴 d96.2.149由于采用一个单键, ,所以取md258.70.15md28 轴 md6.297.08694取 ,花键轴尺寸取374038 轴 d.475.0491取 ,花键轴尺寸取m8460 轴 d.75.01294- 10 -取 ,花键轴尺寸取md5095408 轴 m61.37.13494由于采用一个单键, ,所以取d79.605.md70轴号 iNjn初d取 花键轴尺寸 备注 7.2 1440 25.96 28 平键 6.77 670 29.66 36 740368花键 6.37 265 34.74 40 花键 5.99 106 45.75 50 95花键 5.64 85 63.61 71 平键2.3.主轴轴颈的确定 根 据 功 率 , 在 之 间 , 所 以 主 轴 轴 颈 选 取 ,kwN5.7k5.7 m1075取 。md903、 验 算 主 要 零 件3.1.齿 轮 模 数 的 验 算验 算 对 象 : 主 轴 前 一 轴 的 小 齿 轮 即 大 第 轴 一 般 按 接 触 疲 劳 强 度 和 弯 曲强 度 验 算 , 选 取 某 轴 上 承 受 载 荷 最 大 的 齿 轮 , 即 同 材 料 同 模 数 齿 轮 中 最 少 齿宽 最 小 的 齿 轮 进 行 验 算 。- 11 -3.1.1 劳 强 度 验 算由 ,其 中 在 表 中 查 的 材 料 弹 性 系 数NkniNsjcjmjj 2102, 齿 轮 材 料 性 能 系 数 , , ,1k .5cj 9.32861zi 10MBm, , , , 。rnj/402.1sjkkwNj03.04.2k所 以 NNj 56.3.1.49.3.53.1.2 劳 强 度 验 算由 , 其 中 ,Nknswycjmw210 0MBm, , , , , ,i/40rnj 9.ck68.0s 4.1k2kkwNw3.180齿形系数,非变位外啮合直齿圆柱齿轮yk y所以 Nw 37.68.014.2103.83.2 传动轴刚度验算(III 轴)3.2.1 计算轴的平均直径画出计算简图- 12 -3.2.2 计算该轴传递的扭矩 TnjinnNT41095该轴功率( )i kw该轴计算转速( )jnmin/r NT75.120834.60953.2.3 求作用在装齿轮处 B 的力切向力 dTPnBx 5.423.径向力 Nxy 7.1.5.0.3.2.4 求作用在装齿轮处 C 的力切向力 dTPnCx 3.20434.182径向力 Nxy 15.5.0.3.2.5 计算装齿轮处的挠度I= 246dbzDd已知 D花键外径 D=44d花键内径 d=40z花键键数 z=8- 13 -b键宽 b=8求得 422 5.83064)(0(840 mI 弹性模量 251.mNE由 B 点产生的挠度为 mEIlbaPXx 306.275.8301.23452 mYBB06.5.0mEIlaxlaPXBxC 18.0275.8301.26)46(546)()( 222 mY09.18.50.由 C 点产生的挠度为mEIlxbPXxB 10.275.8301.26)46(4536)(22 mYC0.1.50.EIlbaXx 035.275.83.239452 YC01.05.mBB 466.C25.15XBC 103.8.0mYC7.9XyBB 45.021.406.2- 14 -mYXyCC 24.0175.2.02 17504.,yyCB合 格由作用在 B点由作用在 B点各个坐标位置坐标方向X 产生的挠度 X 产生的挠度 矢量相加合成挠度结论X XBB=0.306 XBC=0.10 XB=0.406BY YBB=0.1515 YBC=0.05 YB=0.2015yB=0.45合格X XCB=0.18 XCC=0.035 XC=0.215CY YCB=0.09 YCC=0.0175XC=0.1075yC=0.24合格3.2.6 计算装轴承处的倾角B 点:mEIlbaPX 03.275.8301.26)14(546)2( mXBY 03.50.Ilba 034.275.8301.26)14(546)2( XBYB 703.50.C 点: mEIlbaPX 018.275.8301.26)4(546)( mXCY 908.50.- 15 -mEIlbaPCXX 019.275.8301.26)14(53046)2( mXY 9.5.0A 点:XCBX 051.8.03.mYYA 29165057.0.022AX,5.0合格D 点: mXCBX 053.19.034.YYD 2679.).()5.(22AXA,05.合格第 III 轴装轴承处(A.D)的倾角计算由作用在 B 点力由作用在 C 点力位置 坐标方向产生的倾角 产生的倾角各坐标叠加 合成倾角 结论X XB=0.00033XC=0.00018XA=0.00051AY YB=0.000165 YC=0.00009 YA=0.000255A=0.00057DX XB=-0.00034 XC=-0.00019 XD=-0.00053D=0.00059合格- 16 -3.3 轴承寿命验算3.3.1 额定寿命计算Ln= ( ) T4106CP公式中 n轴承的计算转速:nj=190r/min 寿命指数 (球轴承 =3)C额定动载荷 左轴承 C=20100N右轴承 C=32000NP当量动载荷 P=xFr+yFa由于轴向力较小,可以忽略,因此 X=1,Y=0 P=Fr根据已知条件,可绘出力矩图如图:由力矩平衡图知:NPAX 3.2462753.01.4D 019Y YB=-0.00017YC=-0.000095YA=-0.000265- 17 -NPAY 15.232756.3041.421D 09AYXA 4.2751.3.4622NPDD 03.3.2 轴承寿命的校核A 端 36207 型轴承hLh 104.736).25490(7601合格D 端 36206 型轴承 hLh 10.36784)1.4520(7601合格- 18 -4、各零件的参数设定4.1 中心距的确定(II-III 轴 )mda10821(III-IV 轴 )543(IV -V 轴 )mda16254.2 确定齿宽B=m =610Z1-Z14 B=m =4*6=24Z15Z18 B=m =4*8=324.3V 带 设 计4.3.1 条件,转速 ,传动比 ,时间为 。kwp5.7min/140rn8125.i h1604.3.2 确定计算功率 kwkAca 75.93.4.3.3 选带型由 、 确定选用 A 型 V 带capn4.3.4 确定带轮基准直径, , , ,md75inmin1dd10612di又,由机械设计查表得id 25.90682.12 m02,因为 ,所以合格。snv /4.8106 svs/3/5- 19 -4.3.5 确定窄 V 带的基准长度和传动中心距由 ,即 得:)(2)(7.021021 dda 30623067.a,初步确定 。6214am5计算 V 带所需基准长度 maddLd 84.1504)216()2106(24)()(201210 则带的基准长度 。mLd6计算 V 带的传动中心距 mad 58.724.180520 所以取 。m64.3.6 验算主动轮的包角 1,所以主动轮上包角合适。001201 1238.7.5)(8ad4.3.7 计算窄 V 带根数 Z,由已知 , , ,LcaKpZ)(0 kwp1.20kp15.0kwpca75.9,98.K9.L,所以取 。47.0)15.02(7Z 根5Z4.3.8 计算预紧力 F0,确定带的初拉力由式 8-23 可知, 2min(2.5)()caKPqvz 2.09.4180.56=230.64N查 8-3 可知 q=0.18kg/m - 20 -5、结语课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练,着是我们迈向社会,从事职业工作前一个必不少的过程千里之行始于足下,通过这次课程设计,我深深体会到这句千古名言的真正含义我今天认真的进行课程设计,学会脚踏实地迈开这一步,就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础说实话,课程设计真的有点累然而,当我一着手清理自己的设计成果,漫漫回味这 4 周的心路历程,一种少有的成功喜悦即刻使倦意顿消虽然这是我刚学会走完的第一步,也是人生的一点小小的胜利,然而它令我感到自己成熟的许多,另我有了一中柳暗花明又一村的感悟本人的课程设计一直是在郝成第老师的悉心指导下进行的。老师治学态度严谨,学识渊博,为人和蔼可亲。并且在整个毕业设计过程中,他不断对我得到的结论进行总结,并提出新的问题,使得我的设计课题能够深入地进行下去,也使我接触到了许多理论和实际上的新问题,使我做了许多有益的思考。在此表示诚挚的感谢和由衷的敬意。通过课程设计,使我深深体会到,干任何事都必须耐心,细致这次课程设计使我在工作作风上得到了一次难得的磨练短短三周是课程设计,使我发现了自己所掌握的知识是真正如此的缺乏,自己综合应用所学的专业知识能力是如此的不足,几年来的学习了那么多的课程,今天才知道自己并不会用我需要学习的东西还太多太多。最后,我要感谢我的老师们,是您给了我们这个机会,让我们在毕业之前能了解一下自己的水平,让我们知道我们会的还很少很少,我们还需继续努力,学习新的知识,端正自己的学习态度,争取在以后的工作中脱颖而出。- 21 -6、参考文献(1) 冯辛安著, 机械制造装备设计,北京:机械工业出版社,2005(2) 哈尔滨工业大学等著, 机械设计图册,上海:上海科学技术出版社,1979(3) 杨黎明等著, 机械零件设计手册,北京:国防工业出版社,1993(4) 翁世修、王良申著, 金属切削机床设计指导 ,上海:上海交通大学出版社,1987(5) 何伯吹等著, 机床设计手册 ,北京:机械工业出版社,1975- 1 -X8136B 铣床设计目录摘要21. 主要技术参数计算31.1 机床的主要技术参数31.2 变速箱总体结构方案的拟定31.3 计算出各级转速31.4 绘制转速图31.5 主轴计算转速31.6 齿轮齿数和的选定41.7 传动比计算41.8 校核主轴转速误差42 .主要零件的初算与计算62.1 齿轮模数的计算62.2 传动轴直径的初算72.3 主轴轴颈的确定83.验算主要零件93.1 齿轮模数验算93.2 传动轴刚度验算(III 轴)103.3 轴承寿命验算134. 各零件的参数设定154.1 中心距的确定154.2 齿轮参数设计154.3 确定齿宽164.4 V 带设计175. 结语196 .参考文献20- 2 -摘要本设计从下达任务起,经过现场调查和查阅文献资料入手,历经三周的时间完成。在设计中,首先根据课程设计所要求的技术参数确定机床设计中所需要的参数,即原动机的功率、机床主轴箱的转速数列公比;然后确定机床主轴箱的主传动系统结构,拟订机床的结构网和转速图;查资料,根据转速图确定机床内的各个主要零件的计算转速,根据计算转速确定各级传动的传动比,根据传动比来确定各级传动的齿轮配合的齿轮齿数。根据机床主轴箱的传动链来计算各级转速的实际值与理论值之间的误差。在设计中主要是要计算主轴箱里各个零件的选用是否满足要求以及原动机与主轴箱间的动力传递装置的计算。主轴箱的计算包括摩擦离合器的校核、齿轮的校核、轴的校核、轴承的校核、键的校核、主轴的校核计算等。原动机与主轴箱的动力传递采用的是带传动装置。最后根据资料和参考同类机床来设计该铣床的主传动系统,并绘制其装配图。关键词:转速数列; 公比; 结构网; 转速图; 计算转速; 转速数列公比。- 3 -1、主要技术参数计算1.1、机床的主要技术参数电机额定功率为 4KW,n =26.5 ,n =1320 。n =1450 mii/rmaxi/r电,18 级转速,公比 。min/r 26.11.2、变速箱总体结构方案的拟定机床变速箱用于使主运动的执行零件(如:主轴、工作台、滑枕等)变速、启动、停止和改变运动方向等。因此,变速箱所包含的机构大致为:作为传动连接用的定比传动副,变速机构启动后停止以及换向机构,制动机构,操纵机构和润滑装置等。机床总体的布局大概可以设置为电机在下方,主轴在上方,采用展开式的方式布局。1.3、机床运动的设计1.3.1.由 、n =26.5r/min、 =18,查表得 18 级转速为 26.5 26.1mi ,33.5 ,42.5 ,53 ,67 ,85 ,106min/ri/r/rin/rmin/ri/r,132 ,170 ,212 ,265 ,335 i,425 ,530 ,670 ,850 ,1060 i/in/i/ i/,1320 。nrr- 4 -1.3.2.根据传动结构的选择原则,18 级转速可写为结构式 ,93128则转速图为1.3.3.主轴计算转速n = =85 j13/minz 13/826.5min/ri/40Irj 70 Inj3Ij i/1rji/85Vrnj1.3.4.齿轮的选定- 5 -29164508定U80ZS281960152802Z.1a 74,4,Z582 32065S3aU 8,9,3Z取 72ZS6.11b 1,86,4ZS582U 9057.33b 2,7,3Z取 6ZS231cU 108,9,65ZS462 4取 08ZS则确定各传动之间的齿数基本组 72ZS385247Z40468第一扩大组 8ZS3931213Z41052654第二扩大组 8ZS71517- 6 -361Z8611.3.5.传动比的设计795.0/1aU329.0/22aU5.0/133aU26b 611b 49b31c 4./2c1.3.6.校核主轴转速误差齿轮齿数确定后,主轴的各级实际转速即确定,它与主轴的标准转速总会产生一定得误差,应满足: %6.2)1(0标 标实 n结果见下表:标号 计算式 实n标 误差 允许值 结论1 36/728/40/32/0641320.5 1320 0 2.6% 合格2 140.9 170 0.25% 2.6% 合格3 5678.1 670 1.21% 2.6% 合格4 / 133.4 132 1.06% 2.6% 合格5 36721403206266.7 265 0.88% 2.6% 合格6 8144.8 42.5 0.80% 2.6% 合格7 /8/ 1066.9 1065 1.52% 2.6% 合格8 4 133.5 132 0.94% 2.6% 合格9 36/725/4/2/106533.7 530 0.85% 2.6% 合格10 8869.6 67 1.36% 2.6% 合格11 1267.6 265 0.44% 2.6% 合格12 /4 34 33.5 2.00% 2.6% 合格13 367242106853.8 850 0.84% 2.6% 合格14 8/8/107 106 0.16% 2.6% 合格15 54 427.1 425 1.49% 2.6% 合格16 6/23/4/2/10653.5 53 0.85% 2.6% 合格17 71214 212 0.96% 2.6% 合格18 8828.2 26.5 1.48% 2.6% 合格- 7 -1.4 绘制传动系统图根据轴数,齿轮副,电动机等已知条件可有如下系统图:2、主要零件的计算与初算2.1.齿轮模数的计算2.1.1.计算主轴转速确定主轴的计算转速,再根据主轴的计算转速,由转速图查出各传动轴和各齿轮的计算转速。- 8 -2.1.2 各轴和齿轮的传递功率其中 由电机到该传动件个传动副的效率相乘,但不乘入该总Ni 总轴承的效率,由机床设计手册可以查出, , ,计算各轴的传递功率。皮 带轮kw84.396.04 I 皮 带电 .7.22 II轮N1 II轮 kw9.2.01932 I轮 73.V轮N2.1.3 计算齿轮模数 32)1(168jimdj nZN按接触疲劳强度计算的齿轮模数j驱动电机的功率dN计算尺轮的计算转速jn大齿轮齿数与小齿轮齿数之比i小齿轮的齿数iZ齿宽系数,一般为 6-10m齿轮材料采用 45#高频淬火(G45)则 2/1370mNj所以:基本组 46.15013724/810.)(6382jm第一扩大组- 9 -7.18013724/6105.)(6382jm第二扩大组 24.01372/864105.)(632j按标准模数表取 m核算高速传动齿轮的线速度 6znV齿轮允许的线速度 s/10max所以合格V89.36032.2.传动轴直径的初算按扭转刚度估算轴的直径 491jinNd该轴的传递功率i该轴的计算转速j(查表得)10/75.m 轴 d96.2.149由于采用一个单键, ,所以取md258.70.15md28 轴 md6.297.08694取 ,花键轴尺寸取374038 轴 d.475.0491取 ,花键轴尺寸取m8460 轴 d.75.01294- 10 -取 ,花键轴尺寸取md5095408 轴 m61.37.13494由于采用一个单键, ,所以取d79.605.md70轴号 iNjn初d取 花键轴尺寸 备注 7.2 1440 25.96 28 平键 6.77 670 29.66 36 740368花键 6.37 265 34.74 40 花键 5.99 106 45.75 50 95花键 5.64 85 63.61 71 平键2.3.主轴轴颈的确定 根 据 功 率 , 在 之 间 , 所 以 主 轴 轴 颈 选 取 ,kwN5.7k5.7 m1075取 。md903、 验 算 主 要 零 件3.1.齿 轮 模 数 的 验 算验 算 对 象 : 主 轴 前 一 轴 的 小 齿 轮 即 大 第 轴 一 般 按 接 触 疲 劳 强 度 和 弯 曲强 度 验 算 , 选 取 某 轴 上 承 受 载 荷 最 大 的 齿 轮 , 即 同 材 料 同 模 数 齿 轮 中 最 少 齿宽 最 小 的 齿 轮 进 行 验 算 。- 11 -3.1.1 劳 强 度 验 算由 ,其 中 在 表 中 查 的 材 料 弹 性 系 数NkniNsjcjmjj 2102, 齿 轮 材 料 性 能 系 数 , , ,1k .5cj 9.32861zi 10MBm, , , , 。rnj/402.1sjkkwNj03.04.2k所 以 NNj 56.3.1.49.3.53.1.2 劳 强 度 验 算由 , 其 中 ,Nknswycjmw210 0MBm, , , , , ,i/40rnj 9.ck68.0s 4.1k2kkwNw3.180齿形系数,非变位外啮合直齿圆柱齿轮yk y所以 Nw 37.68.014.2103.83.2 传动轴刚度验算(III 轴)3.2.1 计算轴的平均直径画出计算简图- 12 -3.2.2 计算该轴传递的扭矩 TnjinnNT41095该轴功率( )i kw该轴计算转速( )jnmin/r NT75.120834.60953.2.3 求作用在装齿轮处 B 的力切向力 dTPnBx 5.423.径向力 Nxy 7.1.5.0.3.2.4 求作用在装齿轮处 C 的力切向力 dTPnCx 3.20434.182径向力 Nxy 15.5.0.3.2.5 计算装齿轮处的挠度I= 246dbzDd已知 D花键外径 D=44d花键内径 d=40z花键键数 z=8- 13 -b键宽 b=8求得 422 5.83064)(0(840 mI 弹性模量 251.mNE由 B 点产生的挠度为 mEIlbaPXx 306.275.8301.23452 mYBB06.5.0mEIlaxlaPXBxC 18.0275.8301.26)46(546)()( 222 mY09.18.50.由 C 点产生的挠度为mEIlxbPXxB 10.275.8301.26)46(4536)(22 mYC0.1.50.EIlbaXx 035.275.83.239452 YC01.05.mBB 466.C25.15XBC 103.8.0mYC7.9XyBB 45.021.406.2- 14 -mYXyCC 24.0175.2.02 17504.,yyCB合 格由作用在 B点由作用在 B点各个坐标位置坐标方向X 产生的挠度 X 产生的挠度 矢量相加合成挠度结论X XBB=0.306 XBC=0.10 XB=0.406BY YBB=0.1515 YBC=0.05 YB=0.2015yB=0.45合格X XCB=0.18 XCC=0.035 XC=0.215CY YCB=0.09 YCC=0.0175XC=0.1075yC=0.24合格3.2.6 计算装轴承处的倾角B 点:mEIlbaPX 03.275.8301.26)14(546)2( mXBY 03.50.Ilba 034.275.8301.26)14(546)2( XBYB 703.50.C 点: mEIlbaPX 018.275.8301.26)4(546)( mXCY 908.50.- 15 -mEIlbaPCXX 019.275.8301.26)14(53046)2( mXY 9.5.0A 点:XCBX 051.8.03.mYYA 29165057.0.022AX,5.0合格D 点: mXCBX 053.19.034.YYD 2679.).()5.(22AXA,05.合格第 III 轴装轴承处(A.D)的倾角计算由作用在 B 点力由作用在 C 点力位置 坐标方向产生的倾角 产生的倾角各坐标叠加 合成倾角 结论X XB=0.00033XC=0.00018XA=0.00051AY YB=0.000165 YC=0.00009 YA=0.000255A=0.00057DX XB=-0.00034 XC=-0.00019 XD=-0.00053D=0.00059合格- 16 -3.3 轴承寿命验算3.3.1 额定寿命计算Ln= ( ) T4106CP公式中 n轴承的计算转速:nj=190r/min 寿命指数 (球轴承 =3)C额定动载荷 左轴承 C=20100N右轴承 C=32000NP当量动载荷 P=xFr+yFa由于轴向力较小,可以忽略,因此 X=1,Y=0 P=Fr根据已知条件,可绘出力矩图如图:由力矩平衡图知:NPAX 3.2462753.01.4D 019Y YB=-0.00017YC=-0.000095YA=-0.000265- 17 -NPAY 15.232756.3041.421D 09AYXA 4.2751.3.4622NPDD 03.3.2 轴承寿命的校核A 端 36207 型轴承hLh 104.736).25490(7601合格D 端 36206 型轴承 hLh 10.36784)1.4520(7601合格- 18 -4、各零件的参数设定4.1 中心距的确定(II-III 轴 )mda10821(III-IV 轴 )543(IV -V 轴 )mda16254.2 确定齿宽B=m =610Z1-Z14 B=m =4*6=24Z15Z18 B=m =4*8=324.3V 带 设 计4.3.1 条件,转速 ,传动比 ,时间为 。kwp5.7min/140rn8125.i h1604.3.2 确定计算功率 kwkAca 75.93.4.3.3 选带型由 、 确定选用 A 型 V 带capn4.3.4 确定带轮基准直径, , , ,md75inmin1dd10612di又,由机械设计查表得id 25.90682.12 m02,因为 ,所以合格。snv /4.8106 svs/3/5- 19 -4.3.5 确定窄 V 带的基准长度和传动中心距由 ,即 得:)(2)(7.021021 dda 30623067.a,初步确定 。6214am5计算 V 带所需基准长度 maddLd 84.1504)216()2106(24)()(201210 则带的基准长度 。mLd6计算 V 带的传动中心距 mad 58.724.180520 所以取 。m64.3.6 验算主动轮的包角 1,所以主动轮上包角合适。001201 1238.7.5)(8ad4.3.7 计算窄 V 带根数 Z,由已知 , , ,LcaKpZ)(0 kwp1.20kp15.0kwpca75.9,98.K9.L,所以取 。47.0)15.02(7Z 根5Z4.3.8 计算预紧力 F0,确定带的初拉力由式 8-23 可知, 2min(2.5)()caKPqvz 2.09.4180.56=230.64N查 8-3 可知 q=0.18kg/m - 20 -5、结语课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练,着是我们迈向社会,从事职业工作前一个必不少的过程千里之行始于足下,通过这次课程设计,我深深体会到这句千古名言的真正含义我今天认真的进行课程设计,学会脚踏实地迈开这一步,就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础说实话,课程设计真的有点累然而,当我一着手清理自己的设计成果,漫漫回味这 4 周的心路历程,一种少有的成功喜悦即刻使倦意顿消虽然这是我刚学会走完的第一步,也是人生的一点小小的胜利,然而它令我感到自己成熟的许多,另我有了一中柳暗花明又一村的感悟本人的课程设计一直是在郝成第老师的悉心指导下进行的。老师治学态度严谨,学识渊博,为人和蔼可亲。并且在整个毕业设计过程中,他不断对我得到的结论进行总结,并提出新的问题,使得我的设计课题能够深入地进行下去,也使我接触到了许多理论和实际上的新问题,使我做了许多有益的思考。在此表示诚挚的感谢和由衷的敬意。通过课程设计,使我深深体会到,干任何事都必须耐心,细致这次课程设计使我在工作作风上得到了一次难得的磨练短短三周是课程设计,使我发现了自己所掌握的知识是真正如此的缺乏,自己综合应用所学的专业知识能力是如此的不足,几年来的学习了那么多的课程,今天才知道自己并不会用我需要学习的东西还太多太多。最后,我要感谢我的老师们,是您给了我们这个机会,让我们在毕业之前能了解一下自己的水平,让我们知道我们会的还很少很少,我们还需继续努力,学习新的知识,端正自己的学习态度,争取在以后的工作中脱颖而出。- 21 -6、参考文献(1) 冯辛安著, 机械制造装备设计,北京:机械工业出版社,2005(2) 哈尔滨工业大学等著, 机械设计图册,上海:上海科学技术出版社,1979(3) 杨黎明等著, 机械零件设计手册,北京:国防工业出版社,1993(4) 翁世修、王良申著, 金属切削机床设计指导 ,上海:上海交通大学出版社,1987(5) 何伯吹等著, 机床设计手册 ,北京:机械工业出版社,1975
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