320mm卧式车床主轴箱设计【320mm 1500 35.5 12级 5.5KW 额定1440】【含CAD图纸和说明书】
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机械制造装备设计 题目: 320mm卧式车床主轴箱设计 学 号: 姓 名: 班 级: 指导教师: 成 绩: 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5目 录摘 要2目 录4第1章 绪论61.1 课程设计的目的61.2课程设计的内容61.2.1 理论分析与设计计算61.2.2 图样技术设计61.2.3编制技术文件61.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求6第2章 车床参数的拟定82.1车床主参数和基本参数82.2 确定公比82.3拟定参数的步骤和方法82.3.1 极限切削速度Vmax、Vmin82.3.2 主轴的极限转速933.5、47.5、67、95、132、170、265、335、530、670、1050、1500 r/min。92.3.3 主电机功率动力参数的确定92.3.4确定结构式92.3.5确定结构网102.3.6绘制转速图和传动系统图112.4 确定各变速组此论传动副齿数122.5 核算主轴转速误差14第3章 传动件的计算153.1 带传动设计153.1.1计算设计功率Pd153.1.2选择带型163.1.3确定带轮的基准直径并验证带速163.1.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角173.1.5确定带的根数z183.1.6确定带轮的结构和尺寸183.1.7确定带的张紧装置183.1.8计算压轴力183.2 计算转速的计算203.3 齿轮模数计算及验算203.4 传动轴最小轴径的初定24第4章 摩擦离合器(多片式)的计算31第5章 主要零部件的选择335.1电动机的选择335.2 轴承的选择335.3变速操纵机构的选择335.4 轴的校核335.5 轴承寿命校核35第6章 主轴箱结构设计及说明376.1 结构设计的内容、技术要求和方案376.2 展开图及其布置377.1 截面图内容387.2 设计中的问题38参考文献40 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题目:中型普通车床主轴箱设计车床的主参数(规格尺寸)和基本参数如下:1. 卧式车床床身上的最大回转直径D=320mm;2. 主轴箱主轴上的最大回转转速=1500r/min,最小转速=33.5r/min,转速级数Z=12级。3. 主电机额定功率为5.5KW,额定转速为1440r/min。40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:主电动机功率(kW)5.5主电动机转速(r/min)1440z(转速级数)12nnax(r/min)(主轴最低转速)1500nmin(r/min)(主轴最低转速)33.52.2 确定公比根据【1】公式(3-2)因为已知 ,=1.41Z=+1=12根据【1】表3-5 标准公比。这里我们取标准公比系列=1.41因为=1.41=1.066,根据【1】表3-6标准数列。首先找到最小极限转速33.5,再每跳过5个数取一个转速,即可得到公比为1.41的数列33.5、47.5、67、95、132、170、265、335、530、670、1050、1500 r/min。2.3拟定参数的步骤和方法2.3.1 极限切削速度Vmax、Vmin根据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要考虑:允许的切速极限参考值如下:表 1.1加 工 条 件 Vmax(m/min)Vmin(m/min)硬质合金刀具粗加工铸铁工件 3050硬质合金刀具半精或精加工碳钢工件150300螺纹加工和铰孔382.3.2 主轴的极限转速计算车床主轴极限转速时的加工直径,则主轴极限转速应为结合题目条件,取标准数列数值,取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:33.5、47.5、67、95、132、170、265、335、530、670、1050、1500 r/min。2.3.3 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5.5KW可选取电机为:Y132S-4额定功率为5.5KW,满载转速为1440r/min.2.3.4确定结构式已知Z=x3ba、b为正整数,即Z应可以分解为2和3的因子,以便用2、3联滑移齿轮实现变速。对于 Z=10 可以按照Z=12级 则Z=22(1) 拟订结构式:1) 确定变速组传动副数目:实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合: A12=3*4 B. 12=4*3 C。12=3*2*2 D12=2*3*2 E。12=2*2*3 方案A、B可节省一根传动轴。但是,其中一个传动组内有四个变速传动副,增大了该轴的轴向尺寸。这种方案不宜采用。根据传动副数目分配应“前多后少”的原则,方案C是可取的。但是,由于主轴换向采用双向离合器结构,致使轴尺寸加大,此方案也不宜采用,而应选用方案D2) 确定变速组扩大顺序:12=2*3*2的传动副组合,其传动组的扩大顺序又可以有以下6种形式: A12=21*32*26 B。12=21*34*22 C12 =23*31*26 D。12=26*31*23 E22*34*21 F。12=26*32*21根据级比指数非陪要“前疏后密”的原则,应选用第一种方案。然而,对于所设计的机构,将会出现两个问题: 第一变速组采用降速传动(图1a)时,由于摩擦离合器径向结构尺寸限制,使得轴上的齿轮直径不能太小,轴上的齿轮则会成倍增大。这样,不仅使-轴间中心距加大,而且-轴间的中心距也会加大,从而使整个传动系统结构尺寸增大。这种传动不宜采用。 如果第一变速组采用升速传动(图1b),则轴至主轴间的降速传动只能由后两个变速组承担。为了避免出现降速比小于允许的极限值,常常需要增加一个定比降速传动组,使系统结构复杂。这种传动也不是理想的。如果采用方案C,即12 =23*31*26。(2) 绘制转速图:1) 验算传动组变速范围:第二扩大组的变速范围是R2 = =8,符合设计原则要求。综合上述可得:主传动部件的运动参数 ,=33.5,,Z=12,=1.412.3.5确定结构网根据“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,结构紧凑的原则,选取传动方案 Z=233126,易知第二扩大组的变速范围r=(P3-1)x=1.264=3.958 满足要求,其结构网如图2-1。 Z=2331262.3.6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,m4(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。齿轮齿数的确定,当各变速组的传动比确定以后,可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数,如传动比是标准公比的整数次方时,变速组内每对齿轮的齿数和及小齿轮的齿数可以从机械制造装备设计表3-9中选取。一般在主传动中,最小齿数应大于1820。采用三联滑移齿轮时,应检查滑移齿轮之间的齿数关系:三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4,以保证滑移是齿轮外圆不相碰。根据表3-4(机械制造装备设计主编赵雪松、任小中、于华)查得传动组a:由 , 时: 58、60、62、64、66、68、70、72、74、7694时: 63、65、67、68、70、72、73、7794可取94,于是可得轴齿轮齿数分别为:39、31。于是,齿轮I轴齿数553194轴齿数3963传动组b:由,时:69、72、73、76、77、80、81、84、87时:70、72、74、76、78、80、82、84、86可取 84,齿轮轴齿数42352884轴齿数424956传动组c:查表8-1,时:84、85、89、90、94、95时: 72、75、78、81、84、87、89、90取 90.为降速传动,取轴齿轮齿数为18;为升速传动,取轴齿轮齿数为30。于是得,;齿轮数据如下表所示: 齿轮轴齿数206699轴齿数7933 表2-2 齿轮齿数传动比基本组第一扩大组1.41:11:21:11:1.411:2代号ZZZZZZZZZ5Z5齿数5539 31 63 42423549 2856第二扩大组2:11:4ZZZ7Z603018722.5 核算主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差,一般不应超过10(-1),即10(-1)=4.1经过计算各级转速误差转速误差小于4.1,因此不需要修改齿数。第3章 传动件的计算3.1 带传动设计P=5.5KW,转速n1=1440r/min,n2=530r/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Pd6.05kW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=150mm ddmin.=75 mm(dd1根据P295表13-4查得)表3.2 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=265mm 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F0117.39N,上面已得到=157.22,z=3,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=93.8r/min,取95r/min。同理可得各传动轴的计算转速:轴计算转速r/min71067033595(2)确定各齿轮的计算转速:传动组c中,18/72只需计算z =18的齿轮,计算转速为95r/min;60/30只需计算z = 30的齿轮,计算转速为95r/min;传动组b计算z = 28的齿轮,计算转速为335r/min;传动组a应计算z =31的齿轮,计算转速为670r/min。3.3 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。45号钢整体淬火, 按接触疲劳计算齿轮模数m 1轴由公式mj=16338可得mj=2.34mm,取m=2.5mm2轴由公式mj=16338可得mj=2.31mm,取m=2.5mm3轴由公式mj=16338可得mj=2.86mm,取m=3mm表3-3 模数组号基本组第一扩大组第2扩大组模数 mm 2.52.53(2)基本组齿轮计算。 基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1 Z2Z2齿数55393163分度圆直径137.597.577.5157.5齿顶圆直径142.5102.582.5162.5齿根圆直径131.2591.2571.25151.25 齿宽18202018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),; 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Z3Z3 Z4Z4Z5Z5齿数424235492856分度圆直径10510587.5122.570140齿顶圆直径11011092.5127.575144齿根圆直径98.7598.7581.25116.2563.75133.75 齿宽202020202020第二扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮Z5Z5Z6Z6齿数60301872分度圆直径1809054216齿顶圆直径1869660222齿根圆直径172.582.546.5208.5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,=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,=。(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 =21.12 考虑有键槽和轴承,轴加大5%:所以取d=25mmb. 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 =25 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 =28有键槽和轴承,轴加大5%:; 取d=30mm.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253030(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4. 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320mm车床,P=5.5KW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。第4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); Mn955/9555.50.98/5601.28(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。第5章 主要零部件的选择 5.1电动机的选择转速n1440r/min,功率P5.5kw选用Y系列三相异步电动机 5.2 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7012C5.3变速操纵机构的选择选用左右摆动的操纵杆使其通过杆的推力来控制II轴上的三联滑移齿轮和二联滑移齿轮。5.4 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:5.5 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6章 主轴箱结构设计及说明6.1 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。6.2 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7章 截面图设计 7.1 截面图内容截面图,又称部视图,主要用来表明主轴间的空间位置,并和展开图配合,把操纵机构、制动机构以及润滑及有关机构,制动机构以及润滑等有关机构、箱体、结构和各连接关系等具体结构完整表示出来。7.2 设计中的问题各轴的位置安排,包括主轴,I轴和中间各种传动轴的合理安排和确定。设计院的剖视图见图7.1:图7.1 剖视图结束语1、本次课程设计是针对专业课程基础知识的一次综合性应用设计,设计过程应用了机械制图、机械原理、工程力学等。2、本次课程设计充分应用了以前所学习的知识,并应用这些知识来分析和解决实际问题。3、本次课程设计进一步掌握了一般设计的设计思路和设计切入点,同时对机械部件的传动设计和动力计算也提高了应用各种资料和实际动手的能力。4、本次课程设计进一步规范了制图要求,掌握了机械设计的基本技能。5、本次课程设计由于学习知识面的狭窄和对一些概念的理解不够深刻,以及缺乏实际设计经验,使得设计党中出现了许多不妥和错误之处,诚请老师给予指正和教导。参考文献【1】、段铁群 主编 机械系统设计 科学出版社 第一版【2】、于惠力 主编 机械设计 科学出版社 第一版【3】、戴 曙 主编 金属切削机床设计 机械工业出版社【4】、戴 曙 主编 金属切削机床 机械工业出版社 第一版【4】、赵九江 主编 材料力学 哈尔滨工业大学出版社 第一版【6】、郑文经 主编 机械原理 高等教育出版社 第七版【7】、于惠力 主编 机械设计课程设计 科学出版社
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