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1 本科生課程設計 臥式普通車床主軸箱設計 學生姓名 所在專業(yè) 機械設計制造及其自動化 所在班級 指導教師 副 指 導 教 師 答辯時間 目 錄 2 目 錄 設計總說明 4 第 1 章 緒論 5 1 1 課程設計的目的 5 1 2 課程設計的內容 5 1 2 1 理論分析與設計計算 5 1 2 2 圖樣技術設計 5 1 2 3 編制技術文件 5 1 3 課程設計題目 主要技術參數(shù)和技術要求 5 第 2 章 車床參數(shù)的擬定 7 2 1 車床主參數(shù)和基本參數(shù) 7 2 2 擬定參數(shù)的步驟和方法 7 2 2 1 極限切削速度 Vmax Vmin 7 2 2 2 主軸的極限最低轉速 7 2 2 3 主電機功率 動力參數(shù)的確定 8 2 2 4 確定結構式 8 2 2 5 確定結構網(wǎng) 8 2 2 6 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 9 2 3 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 10 2 4 核算主軸轉速誤差 12 第 3 章 傳動件的計算 13 3 1 帶傳動設計 13 3 1 1 計算設計功率 Pd 13 3 1 2 選擇帶型 14 3 1 3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 14 3 1 4 確定中心距離 帶的基準長度并驗算小輪包角 15 3 1 5 確定帶的根數(shù) z 16 3 1 6 確定帶輪的結構和尺寸 16 3 1 7 確定帶的張緊裝置 16 3 1 8 計算壓軸力 16 3 2 計算轉速的計算 18 3 3 齒輪模數(shù)計算及驗算 19 3 4 傳動軸最小軸徑的初定 22 3 5 主軸設計計算及校核 25 第 4 章 主要零部件的選擇 28 目 錄 3 4 1 軸承的選擇 28 4 2 鍵的規(guī)格 28 4 3 主軸彎曲剛度校核 28 4 4 軸承校核 29 4 5 潤滑與密封 29 第 5 章 摩擦離合器 多片式 的計算 29 第 6 章 主要零部件的選擇 31 6 1 電動機的選擇 31 6 2 軸承的選擇 31 6 3 變速操縱機構的選擇 32 6 4 軸的校核 32 6 5 軸承壽命校核 34 第 7 章 主軸箱結構設計及說明 35 7 1 結構設計的內容 技術要求和方案 35 7 2 展開圖及其布置 35 結束語 37 參考文獻 38 設計總說明 4 設計總說明 根據(jù)已確定的運動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標 擬定變速系統(tǒng)的 變速方案 以獲得最優(yōu)方案以及較高的設計效率 在機床主傳動系統(tǒng)中 為減少齒輪 數(shù)目 簡化結構 縮短軸向尺寸 用齒輪齒數(shù)的設計方法是試算 湊算法 計算麻煩 且不易找出合理的設計方案 本文通過對主傳動系統(tǒng)中二聯(lián)滑移齒輪傳動特點的分析 與研究 繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖 關鍵詞 傳動系統(tǒng)設計 傳動副 結構網(wǎng) 結構式 廣東海洋大學 xxxx 屆本科生畢業(yè)設計 5 第 1 章 緒論 1 1 課程設計的目的 課程設計是在學完本課程后 進行一次學習設計的綜合性練習 通過課程設計 使學生能夠運用所學過的基礎課 技術基礎課和專業(yè)課的有關理論知識 及生產實習 等實踐技能 達到鞏固 加深和拓展所學知識的目的 通過課程設計 分析比較機械 系統(tǒng)中的某些典型機構 進行選擇和改進 結合結構設計 進行設計計算并編寫技術 文件 完成系統(tǒng)主傳動設計 達到學習設計步驟和方法的目的 通過設計 掌握查閱 相關工程設計手冊 設計標準和資料的方法 達到積累設計知識和設計技巧 提高學 生設計能力的目的 通過設計 使學生獲得機械系統(tǒng)基本設計技能的訓練 提高分析 和解決工程技術問題的能力 并為進行機械系統(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件 1 2 課程設計的內容 機械系統(tǒng)設計 課程設計內容由理論分析與設計計算 圖樣技術設計和技術文件 編制三部分組成 1 2 1 理論分析與設計計算 1 機械系統(tǒng)的方案設計 設計方案的分析 最佳功能原理方案的確定 2 根據(jù)總體設計參數(shù) 進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算 3 根據(jù)設計方案和零部件選擇情況 進行有關動力計算和校核 1 2 2 圖樣技術設計 1 選擇系統(tǒng)中的主要機件 2 工程技術圖樣的設計與繪制 1 2 3 編制技術文件 1 對于課程設計內容進行自我經(jīng)濟技術評價 2 編制設計計算說明書 1 3 課程設計題目 主要技術參數(shù)和技術要求 題目 中型普通車床主軸箱設計 題目車床的主參數(shù) 規(guī)格尺寸 和基本參數(shù)如下 電機功率 P 4kW 電機轉速 n0 1450r min 主軸最低轉速 nmin 40r min 公比 1 26 轉速級數(shù) z 8 反轉 Z 反 Z 正 2 最大加工直徑 400mm 轉數(shù)級數(shù)為 12 級 320mm 轉數(shù) 級數(shù)為 8 級 廣東海洋大學 xxxx 屆本科生畢業(yè)設計 6 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 電機功率 P 4kW 電機轉速 n0 1450r min 主軸最低轉速 nmin 40r min 公比 1 26 轉速級數(shù) z 8 反轉 Z 反 Z 正 2 最大加工直徑 400mm 轉數(shù)級數(shù)為 12 級 320mm 轉數(shù) 級數(shù)為 8 級 2 2 擬定參數(shù)的步驟和方法 2 2 1 極限切削速度 Vmax Vmin 根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮 允許的切速極限參考值如下 表 1 1 加 工 條 件 Vmax m min Vmin m min 硬質合金刀具粗加工鑄鐵工件 30 50 硬質合金刀具半精或精加工碳 鋼工件 150 300 螺紋加工和鉸孔 3 8 2 2 2 主軸的極限最低轉速 計算車床主軸極限轉速時的加工直徑 則主軸極限轉速應為 結合題目條件 取標準數(shù)列數(shù)值 即 20r minmin 取 1 26 依據(jù)題目要求選級數(shù) Z 8 1 26 1 064考慮到設計的結構復雜程度要適中 故 采用常規(guī)的擴大傳動 各級轉速數(shù)列可直接從標準的數(shù)列表中查出 按標準轉速數(shù)列 為 40 50 63 80 100 125 160 200 n 反 max 1 1n 正 max 所以反轉轉速數(shù)列是 45 56 71 90 112 140 165 224 廣東海洋大學 xxxx 屆本科生畢業(yè)設計 7 2 2 3 主電機功率 動力參數(shù)的確定 合理地確定電機功率 N 使機床既能充分發(fā)揮其性能 滿足生產需要 又不致使電 機經(jīng)常輕載而降低功率因素 合理地確定電機功率 N 使機床既能充分發(fā)揮其性能 滿足生產需要 又不致使電 機經(jīng)常輕載而降低功率因素 根據(jù)題設條件電機功率為 4KW 可選取電機 4KW 滿載轉速為 1450r min 2 2 4 確定結構式 已知 Z x3b2a a b 為正整數(shù) 即 Z 應可以分解為 2 和 3 的因子 以便用 2 3 聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變 速 取 Z 8 級 則 Z 22 對于 Z 8 可分解為 Z 2 1 22 24 綜合上述可得 主傳動部件的運動參數(shù) 40 Z 8 1 26max0n min 2 2 5 確定結構網(wǎng) 根據(jù) 前多后少 先降后升 前密后疏 結構緊湊的原則 選取傳動方案 Z 22 21 24 易知第二擴大組的變速范圍 r P3 1 x 1 264 3 95 8 滿足要求 其 結構網(wǎng)如圖 2 1 廣東海洋大學 xxxx 屆本科生畢業(yè)設計 8 圖 2 1 結構網(wǎng) Z 22 21 24 2 2 6 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 1 選擇電動機 采用 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機 2 繪制轉速圖 3 畫主傳動系統(tǒng)圖 根據(jù)系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數(shù) 畫主傳動系統(tǒng)圖如圖 2 3 1 2 軸最小中心距 A 1 2min 1 2 Zmaxm 2m D 軸最小齒數(shù)和 S zmin Zmax 2 D m 2 3 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 1 Sz 100 120 中型機床 Sz 70 100 2 直齒圓柱齒輪 Zmin 18 20 m 4 廣東海洋大學 xxxx 屆本科生畢業(yè)設計 9 圖 2 3 主傳動系統(tǒng)圖 3 齒輪齒數(shù)的確定 變速組內取模數(shù)相等 據(jù)設計要求 Zmin 18 20 齒數(shù)和 Sz 100 120 由表 4 1 根據(jù)各變速組公比 可得各傳動比和齒輪齒數(shù) 各齒輪齒數(shù) 如表 2 2 表 2 2 齒輪齒數(shù) 基本組 第一擴大組 第二擴大組傳動比 1 1 25 1 1 58 1 1 1 1 6 1 25 1 1 2 代號 Z1Z Z 2Z Z3Z Z4Z Z5 Z5 Z6Z 齒數(shù) 33 53 38 48 45 45 35 55 60 48 36 72 2 4 核算主軸轉速誤差 實際傳動比所造成的主軸轉速誤差 一般不應超過 10 1 即 廣東海洋大學 xxxx 屆本科生畢業(yè)設計 10 10 1 2 6 n標 準 轉 速標 準 轉 速實 際 轉 速 各級轉速誤差 經(jīng)過計算各級轉速誤差小于 2 6 因此不需要修改齒數(shù) 廣東海洋大學 xxxx 屆本科生畢業(yè)設計 11 第 3 章 傳動件的計算 3 1 帶傳動設計 輸出功率 P 4kW 轉速 n1 1450r min i 3 63 3 1 1 計算設計功率 Pd edAdPK 表 4 工作情況系數(shù) AK 原動機 類 類 一天工作時間 h 工作機 10 10 16 16 0 10 16 16 載荷 平穩(wěn) 液體攪拌機 離心式水泵 通風機和鼓風機 離心式壓縮7 5kW 機 輕型運輸機 1 0 1 1 1 2 1 1 1 2 1 3 載荷 變動小 帶式運輸機 運送砂石 谷物 通風機 發(fā)電機 旋7 5k 轉式水泵 金屬切削機床 剪床 壓力機 印刷機 振動篩 1 1 1 2 1 3 1 2 1 3 1 4 載荷 變動較 大 螺旋式運輸機 斗式上料 機 往復式水泵和壓縮機 鍛錘 磨粉機 鋸木機和 木工機械 紡織機械 1 2 1 3 1 4 1 4 1 5 1 6 載荷 變動很 大 破碎機 旋轉式 顎式等 球磨機 棒磨機 起重 機 挖掘機 橡膠輥壓機 1 3 1 4 1 5 1 5 1 6 1 8 根據(jù) V 帶的載荷平穩(wěn) 兩班工作制 16 小時 查 機械設計 P 296表 4 取 KA 1 1 即 1 4 kWdAedPK 3 1 2 選擇帶型 普通 V 帶的帶型根據(jù)傳動的設計功率 Pd 和小帶輪的轉速 n1 按 機械設計 P297 圖 13 11 選取 廣東海洋大學 xxxx 屆本科生畢業(yè)設計 12 根據(jù)算出的 Pd 4 4kW 及小帶輪轉速 n1 1450r min 查圖得 d d 80 100 mm 可知應選取 A 型 V 帶 3 1 3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 由 機械設計 P 298表 13 7 查得 小帶輪基準直徑為 80 100mm 則取 dd1 100mm ddmin 75 mm d d1根據(jù) P295表 13 4 查得 表 3 V 帶帶輪最小基準直徑 mind 槽型 Y Z A B C D Emind 20 50 75 125 200 355 5002123 6 103 6dd 所 以 由 機械設計 P 295表 13 4 查 V 帶輪的基準直徑 得 355mm2d 誤差驗算傳動比 為彈性滑動率 2153 7 0 12 di 誤 誤差 符合要求13 5760 i 誤 帶速 14v 59 60dnms 滿足 5m s v300mm 所以宜選用 E 型輪輻式帶輪 總之 小帶輪選 H 型孔板式結構 大帶輪選擇 E 型輪輻式結構 帶輪的材料 選用灰鑄鐵 HT200 3 1 7 確定帶的張緊裝置 選用結構簡單 調整方便的定期調整中心距的張緊裝置 3 1 8 計算壓軸力 由 機械設計 P 303表 13 12 查得 A 型帶的初拉力 F0 140 62N 上面已得到 156 77o z 5 則1a 1a156 72sin 540 2sinN 839 6ooFz 對帶輪的主要要求是質量小且分布均勻 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 轉速高時要進行動平衡 對于鑄造和焊接帶輪的內應力要小 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 用以安裝傳動帶 制有梯形輪槽 由于普通 V 帶兩側面間的夾角 是 40 為了適應 V 帶在帶輪上彎曲時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 槽型 項目 符號 Y Z A B C D E 廣東海洋大學 xxxx 屆本科生畢業(yè)設計 15 基準寬度 b p 5 3 8 5 11 0 14 0 19 0 27 0 32 0 基準線上槽深 h amin 1 6 2 0 2 75 3 5 4 8 8 1 9 6 基準線下槽深 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 32 60 34 80 118 190 315 36 60 475 600 38 對應的 基準直 徑 d d 80 118 190 315 475 600 輪 槽 角 極限偏差 1 0 5 V 帶輪按腹板 輪輻 結構的不同分為以下幾種型式 1 實心帶輪 用于尺寸較小的帶輪 dd 2 5 3 d 時 如圖 7 6a 2 腹板帶輪 用于中小尺寸的帶輪 dd 300mm 時 如圖 7 6b 3 孔板帶輪 用于尺寸較大的帶輪 dd d 100 mm 時 如圖 7 6c 4 橢圓輪輻帶輪 用于尺寸大的帶輪 dd 500mm 時 如圖 7 6d a b c d 圖 7 6 帶輪結構類型 根據(jù)設計結果 可以得出結論 小帶輪選擇實心帶輪 如圖 a 大帶輪選擇腹板帶 輪如圖 b 3 2 計算轉速的計算 1 主軸的計算轉速n j 由公式 n n 得 主軸的計算轉速 nj 58 796r min jmi 13 z 取63 min 2 傳動軸的計算轉速 軸1 400r min 軸2 200 r min 軸3 125 r min 軸4 80 r min 軸5 63 r min 廣東海洋大學 xxxx 屆本科生畢業(yè)設計 16 3 3 齒輪模數(shù)計算及驗算 1 模數(shù)計算 一般同一變速組內的齒輪取同一模數(shù) 選取負荷最重的小齒輪 按 簡化的接觸疲勞強度公式進行計算 即 mj 16338 可得各組的模數(shù) 如321 jjmnuzP 表 3 3 所示 表 3 3 模數(shù) 2 基本組齒輪計 算 基本組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z1 Z1 Z2 Z2 齒數(shù) 33 53 38 48 分度圓直徑 99 159 114 144 齒頂圓直徑 105 165 120 150 齒根圓直徑 91 5 151 5 106 5 136 5 齒寬 20 20 20 20 按基本組最小齒輪計算 小齒輪用 40Cr 調質處理 硬度 241HB 286HB 平均取 260HB 大齒輪用 45 鋼 調質處理 硬度 229HB 286HB 平均取 240HB 計算如下 齒面接觸疲勞強度計算 接觸應力驗算公式為 jfsj MPauBnNKzm 1 02832 彎曲應力驗算公式為 wswYz 19231 5 式中 N 傳遞的額定功率 kW 這里取 N 為電動機功率 計算轉速 r min jn m 初算的齒輪模數(shù) mm B 齒寬 mm z 小齒輪齒數(shù) 組號 基本組 第一擴大組 第二擴大組 模數(shù) mm 3 3 4 廣東海洋大學 xxxx 屆本科生畢業(yè)設計 17 u 小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比 壽命系數(shù) sK sTnNKq 工作期限系數(shù) T mC016 T 齒輪工作期限 這里取 T 15000h 齒輪的最低轉速 r min 500 r min 1n1n 基準循環(huán)次數(shù) 接觸載荷取 彎曲載荷取 0 0C70C612 m 疲勞曲線指數(shù) 接觸載荷取 m 3 彎曲載荷取 m 6 轉速變化系數(shù) 查 5 2 上 取 0 60nKnK 功率利用系數(shù) 查 5 2 上 取 0 78N N 材料強化系數(shù) 查 5 2 上 0 60q q 工作狀況系數(shù) 取 1 13 3 動載荷系數(shù) 查 5 2 上 取 1K2K 齒向載荷分布系數(shù) 查 5 2 上 1 1 1 Y 齒形系數(shù) 查 5 2 上 Y 0 386 許用接觸應力 MPa 查 4 表 4 7 取 650 Mpa j j 許用彎曲應力 MPa 查 4 表 4 7 取 275 Mpa w w 根據(jù)上述公式 可求得及查取值可求得 635 Mpa j j 78 Mpaww 3 擴大組齒輪計算 第一擴大組 齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z3 Z3 Z4 Z4 齒數(shù) 45 45 35 55 分度圓直徑 135 135 105 165 齒頂圓直徑 141 141 111 171 齒根圓直徑 127 5 127 5 97 5 157 5 齒寬 20 20 20 20 第二擴大組齒輪幾何尺寸見下表 廣東海洋大學 xxxx 屆本科生畢業(yè)設計 18 齒輪 Z5 Z5 Z6 Z6 齒數(shù) 60 48 35 72 分度圓直徑 240 192 140 288 齒頂圓直徑 248 200 148 296 齒根圓直徑 230 182 130 278 齒寬 24 24 24 24 按擴大組最小齒輪計算 小齒輪用 40Cr 調質處理 硬度 241HB 286HB 平 均取 260HB 大齒輪用 45 鋼 調質處理 硬度 229HB 286HB 平均取 240HB 同理根據(jù)基本組的計算 查文獻 6 可得 0 62 0 77 0 60 1 1 nKNqK3 1 1 m 3 355 2K1j 可求得 619 Mpa j j 135Mpa ww 3 4 傳動軸最小軸徑的初定 取各傳動件效率如下 帶傳動效率 96 01 軸承傳動效率 2 齒輪傳動效率 7 3 則有各傳動軸傳遞功率計算如下 kWPpd 80 9 60421 65 323 kd 17 2312 443 傳動軸的直徑估算 當軸上有鍵槽時 d 值應相應增大 4 5 當軸為花鍵軸時 可將估算的 d 值減小 7 為 花鍵軸的小徑 空心軸時 d 需乘以計算系數(shù) b b 值見 機械設計手冊 表 7 12 軸 有鍵槽 軸和 軸因為要安裝滑移齒輪所以都采用花鍵軸 有鍵槽并且軸 為空 心軸 根據(jù)以上原則各軸的直徑取值 a 軸的設計計算 1 選擇軸的材料 由文獻 1 中的表 11 1 和表 11 3 選用 45 號鋼 調質處理 硬度 2175HBS MPa Pab MPas 2 按扭矩初算軸徑 廣東海洋大學 xxxx 屆本科生畢業(yè)設計 19 根據(jù)文獻 1 中式 11 2 并查表 11 2 取 C 115 則 21 123PdCn 考慮有鍵槽和軸承 軸加大 5 m12 0 51 所以取 d 25mm b 軸的設計計算 1 選擇軸的材料 由文獻 1 中的表 11 1 和表 11 3 選用 45 號鋼 調質處理 硬度 2175HBS MPa Pab MPas 2 按扭矩初算軸徑 根據(jù)文獻 1 中式 11 2 并查表 11 2 取 C 115 則 253dCn 考慮有鍵槽 軸加大 5 md25 6 51 所以取最小 d 30mm c 軸的設計計算 1 選擇軸的材料 由文獻 1 中的表 11 1 和表 11 3 選用 45 號鋼 調質處理 硬度 2175HBS MPa Pab MPas 2 按扭矩初算軸徑 根據(jù)文獻 1 中式 11 2 并查表 11 2 取 C 115 則 283dCn 有鍵槽和軸承 軸加大 5 取 d 30mm 根據(jù)以上計算各軸的直徑取值如下表示 軸 軸 軸 軸 最小軸徑值 25 30 30 7 軸的結構設計及校核計算 1 確定軸各段直徑和長度 段 安裝圓錐滾子軸承 L mLd21301 段 安裝兩個個雙聯(lián)齒輪塊 同時利用軸肩定位軸承 由軸肩計算公式2 所以取 3 0 7 0 7h 有 結 構 確 定md 63622 段 安裝圓錐滾子軸承 3 d1303 2 軸的強度校核 廣東海洋大學 xxxx 屆本科生畢業(yè)設計 20 軸的校核主要校核危險截面已知 軸齒輪 6 齒輪 8 數(shù)據(jù)如下 右左 mLmzdKNT17051264321 98662 右左 mLzdKNT3250621 9882 求圓周力 徑向力 d TFt2 tanrF KNFdTtttt 20 183tan06 297an 819 567t 58 2690r8r6 軸承支反力 右左 battbatt LL 齒輪 6 對軸的支反力 右左 KNLFbatt batt 4 58017089 15 9 齒輪 8 對軸的支反力 右左 KNLFbatttt 35 2680356 297b 垂直面的彎矩 齒 輪 齒 輪 右左Mtac 2 8475 2681162 由以上計算可知危險截面在軸的右端齒輪 6 處 跨距 282mm 直徑為 48mm 段 軸承的支反力 廣東海洋大學 xxxx 屆本科生畢業(yè)設計 21 右左 KNLFbarrbarr 26 1710539 673 水平面彎矩 左Mac 5 39 r1 合成彎矩 KNCCc 81 109325 107365 37922 已知轉矩為 轉矩產生的剪力按脈動循環(huán)變化 取 截面 C KNT82 6 0 處的當量彎矩 43 129 22cMC 校核危險截面 C 的強度 MPaKNdc 5 62 31 0 4 129 16 則有該軸強度滿足要求 同理可知 按照此方法校核其他傳動軸 經(jīng)檢驗 傳動軸設計均符合要求 轉矩圖 廣東海洋大學 xxxx 屆本科生畢業(yè)設計 22 3 5 主軸設計計算及校核 主軸上的結構尺寸雖然很多 但起決定作用的尺寸是 外徑 D 孔徑 d 懸伸量 a 和支撐跨距 L 1 主軸前后軸頸直徑的選擇 主軸的外徑尺寸 關鍵是主軸前軸頸直徑 一般按照機床類型 主軸傳遞的功1D 率或最大加工直徑 參考表 3 7 選取 最大回轉直徑 320mm 車床 P 4KW 查 機械1 制造裝備設計 表 3 7 前軸頸應 初選 后軸頸05 7 m901 取 12 85 0 6 D m602 2 主軸內孔直徑的確定 很多機床的主軸是空心的 為了不過多的削主軸剛度 一般應保證 d D 0 7 75291 取 經(jīng)計算選取內孔直徑 d 40mm 6 0 5 Dd 廣東海洋大學 xxxx 屆本科生畢業(yè)設計 23 3 主軸前端伸長量 a 減小主軸前端伸長量對提高提高主軸組件的旋轉精度 剛度 和抗震性有顯著效 果 因此在主軸設計時 在滿足結構的前提下 應最大限度的縮短主軸懸伸量 a 根據(jù) 結構 定懸伸長度 ma5 12 490 25 1 60 取 a 100mm 4 支撐跨距 L 最佳跨距 取值3 3 0LL30 合理跨距 取值 a105 257 6 5 主軸剛度校驗 機床在切削加工過程中 主軸的負荷較重 而允許的變形由很小 因此決定主軸 結構尺寸的主要因素是它的變形大小 對于普通機床的主軸 一般只進行剛度驗算 通常能滿足剛度要求的主軸 也能滿足強度要求 只有重載荷的機床的主軸才進行強 度驗算 對于高速主軸 還要進行臨界轉速的驗算 以免發(fā)生共振 一彎曲變形為主的機床主軸 如車床 銑床 需要進行彎曲剛度驗算 以扭轉變 形為主的機床 如鉆床 需要進行扭轉剛度驗算 當前主軸組件剛度驗算方法較多 沒能統(tǒng)一 還屬近似計算 剛度的允許值也未做規(guī)定 考慮動態(tài)因素的計算方法 如 根據(jù)部產生切削顫動條件來確定主軸組件剛度 計算較為復雜 現(xiàn)在仍多用靜態(tài)計算 法 計算簡單 也較適用 主軸彎曲剛度的驗算 驗算內容有兩項 其一 驗算主軸前支撐處的變形轉角 是否滿足軸承正常工作的要求 其二 驗算主軸懸伸端處的變形位移 y 是否滿足加工 精度的要求 對于粗加工機床需要驗算 y 值 對于精加工或半精加工機床值需驗算 y 值 對于可進行粗加工由能進行半精的機床 如臥式車床 需要驗算 值 同時還 需要按不同加工條件驗算 y 值 支撐主軸組件的剛度驗算 可按兩支撐結構近似計算 如前后支撐為緊支撐 中 間支撐位松支撐 可舍棄中間支撐不計 因軸承間隙較大 主要起阻尼作用 對剛度 影響較小 若前中支撐位緊支撐 后支撐為松支撐時 可將前中支距 當做兩支撐1L 的之距計算 中后支撐段主軸不計 機床粗加工時 主軸的變形最大 主軸前支撐處的轉角有可能超過允許值 故應 驗算此處的轉角 因主軸中 后 支撐的變形一般較小 故可不必計算 主軸在某一平面內的受力情況如圖 廣東海洋大學 xxxx 屆本科生畢業(yè)設計 24 在近似計算中可不計軸承變形的影響 則該平面內主軸前支撐處的轉角用下式計 算 1 5 0 1 3 MLcQbFaLEI A 切削力 的作用點到主軸前支承支承的距離 S a W 對于普通車床 W 0 4H H 是車床中心高 設 H 200mm 則 120 420Sm 當量切削力的計算 NFaW3 620 371208 主軸慣性矩 5 4dIe 式中 主 軸 孔 徑 主 軸 支 撐 段 的 慣 性 矩 主 軸 當 量 外 徑 鋼 主 軸 材 料 的 彈 性 模 量 主 軸 有 關 尺 寸 主 軸 懸 伸 量支 撐 反 力 系 數(shù) 主 軸 前 支 撐 反 力 矩 可 忽 略 不 計 車 床 磨 床 若 軸 向 切 削 力 較 小 如軸 向 切 削 力 引 起 力 偶 矩 作 用 于 主 軸 上 的 傳 動 力主 軸 傳 遞 全 部 功 率 時 切 削 力 作 用 于 主 軸 端 部 的 當 量主 軸 傳 遞 全 部 功 率 時 d dDIcmLDMPaEPaEcbaM McmNNQFA 64 10 2 47 1 5 0 1 3 LQbFaEI 廣東海洋大學 xxxx 屆本科生畢業(yè)設計 25 rad467106 5 08 3261 745 36 048123 50 23 因為 所以可知主軸前支撐轉角滿足要求 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7007C 另一安裝深溝球軸承6012 II軸 對稱布置深溝球軸承6009 III軸 后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C 中間布置角接觸球軸承代號7012C 4 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 d 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 0 250 1sy b 主軸在前軸承處的傾角 rad 容 許 值 軸 承 c 在安裝齒輪處的傾角 容 許 值 齒 2 計算如下 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 當量外徑 de 21D m2851045 主軸剛度 因為 di de 25 285 0 088 0 7 所以孔對剛度的影響可忽略 ks 2kN mm3 44424 10 5 1 02 3 1034 aldAi 剛度要求 主軸的剛度可根據(jù)機床的穩(wěn)定性和精度要求來評定 廣東海洋大學 xxxx 屆本科生畢業(yè)設計 26 4 4 軸承校核 610 1739hCLThnP 4 5 潤滑與密封 主軸轉速高 必須保證充分潤滑 一般常用單獨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 在適當?shù)牡胤阶龀龌赜吐?使油能順利地流回到油箱 第 5 章 摩擦離合器 多片式 的計算 設計多片式摩擦離合器時 首先根據(jù)機床結構確定離合器的尺寸 如為軸裝式時 外摩擦片的內徑 d 應比花鍵軸大 2 6mm 內摩擦片的外徑 D 的確定 直接影響離合 器的徑向和軸向尺寸 甚至影響主軸箱內部結構布局 故應合理選擇 摩擦片對數(shù)可按下式計算 Z 2MnK f b p 20D 式中 Mn 摩擦離合器所傳遞的扭矩 N mm Mn 955 955 11 0 98 800 1 28 N mm 41djn410510 Nd 電動機的額定功率 kW 安裝離合器的傳動軸的計算轉速 r min jn 從電動機到離合器軸的傳動效率 K 安全系數(shù) 一般取 1 3 1 5 f 摩擦片間的摩擦系數(shù) 由于磨擦片為淬火鋼 查 機床設計指導 表 2 15 取 f 0 08 摩擦片的平均直徑 mm 0D D d 2 67mm b 內外摩擦片的接觸寬度 mm b D d 2 23mm 摩擦片的許用壓強 N p2m 1 1 1 00 1 00 0 76 0 8360t vKmz 基本許用壓強 MPa 查 機床設計指導 表 2 15 取 1 1 0t 廣東海洋大學 xxxx 屆本科生畢業(yè)設計 27 速度修正系數(shù)vK n 6 2 5 m s p 02D41 根據(jù)平均圓周速度 查 機床設計指導 表 2 16 取 1 00 pv 接合次數(shù)修正系數(shù) 查 機床設計指導 表 2 17 取 1 00 m 摩擦結合面數(shù)修正系數(shù) 查 機床設計指導 表 2 18 取 0 76 zK 所以 Z 2MnK f b p 2 1 28 1 4 3 14 0 08 23 0 836 11 0D510267 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kP 0 4 0 4 11 4 4 kPdN 最后確定摩擦離合器的軸向壓緊力 Q 可按下式計算 Q b N 1 1 3 14 23 1 00 3 57 0tp 2vK267510 式中各符號意義同前述 摩擦片的厚度一般取 1 1 5 1 75 2 mm 內外層分離時的最大間隙為 0 2 0 4 mm 摩擦片的材料應具有較高的耐磨性 摩擦系數(shù)大 耐高溫 抗膠合性 好等特點 常用 10 或 15 鋼 表面滲碳 0 3 0 5 mm 淬火硬度達 HRC52 62 廣東海洋大學 xxxx 屆本科生畢業(yè)設計 28 第 6 章 主要零部件的選擇 6 1 電動機的選擇 轉速n 960r min 功率P 4kW 選用Y系列三相異步電動機 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7007C 另一安裝深溝球軸承6012 II軸 對稱布置深溝球軸承6009 III軸 后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C 中間布置角接觸球軸承代號7012C 6 3 變速操縱機構的選擇 選用左右擺動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 0 250 1sy b 主軸在前軸承處的傾角 rad 容 許 值 軸 承 c 在安裝齒輪處的傾角 容 許 值 齒65170850236851095D1 07 879il mL 平 均 總 E 取為 52 MPa 44 407 668dI 4343910 9251 951262zpF Ndn 主 計件 57 yzN0 7 xzFN 由于小齒輪的傳動力大 這里以小齒輪來進行計算 44291029513 852 QPFmzn 主計主 主 將其分解為垂直分力和水平分力 由公式 tatanyQnQzyF 可得 2105 647 zyN 廣東海洋大學 xxxx 屆本科生畢業(yè)設計 29 212680352 3ZMFl Nm A件 574yy件 130265 2xxdA件 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 計算 在垂直平面 1 6QZFabclyEI 2 3ZFcylEI 3 23 6zMcylEI 230 17sz QZbaIl 齒 1 2 6ZlcI 齒 2 3ZlcI 齒5 9 齒 齒 齒 2齒 3 6QZFlEI 軸 承 1 zFlEI軸 承 2ZMlI 軸 承 35 10 軸 承 軸 承 軸 承 2軸 承 3 廣東海洋大學 xxxx 屆本科生畢業(yè)設計 30 計算 在水平面 1 6QyFabclEI 2 3yFclEI 3 23 6yxMclEI 230 17sy QbaIl 齒 1 2 6ylcI 齒 2 3yxlcI 齒5 8 齒 y齒 齒 2齒 3 6QyFlEI 軸 承 1 yFlEI軸 承 2 yxMlEI 軸 承 35 10 軸 承 軸 承 軸 承 2軸 承 3 合成 20 18 sszyy 2501 齒 齒 齒 3 軸 承 軸 承 Z軸 承 Y 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 XF r YFaX 1 Y 0 對 軸受力分析 得 前支承的徑向力 Fr 2642 32N 由軸承壽命的計算公式 預期的使用壽命 L10h 15000h L10h h L 10h n1670 PC 180673 28 10 367 10 284 9524 15000h 軸承壽命滿足要求 第 7 章 主軸箱結構設計及說明 7 1 結構設計的內容 技術要求和方案 設計主軸變速箱的結構包括傳動件 傳動軸 軸承 帶輪 齒輪 離合器和制動 廣東海洋大學 xxxx 屆本科生畢業(yè)設計 31 器等 主軸組件 操縱機構 潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結件的結構設計與布置 用一張展開圖和若干張橫截面圖表示 課程設計由于時間的限制 一 0 般只畫展開圖 主軸變速箱是機床的重要部件 設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外 著重 考慮以下幾個方面的問題 精度方面的要求 剛度和抗震性的要求 傳動效率要求 主軸前軸承處溫度和溫 升的控制 結構工藝性 操作方便 安全 可靠原則 遵循標準化和通用化的原則 主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點 由于結構復雜 設計中不可避免要 經(jīng)過反復思考和多次修改 在正式畫圖前應該先畫草圖 目的是 1 布置傳動件及選擇結構方案 2 檢驗傳動設計的結果中有無干涉 碰撞或其他不合理的情況 以便及時改正 3 確定傳動軸的支承跨距 齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置 以確 定各軸的受力點和受力方向 為軸和軸承的驗算提供必要的數(shù)據(jù) 7 2 展開圖及其布置 展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序 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 一是將兩級變速齒輪和離合 器做成一體 齒輪的直徑受到離合器內徑的約束 齒根圓的直徑必須大于離合器的外 徑 負責齒輪無法加工 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 得到一級反向轉動 右邊接通得到三級反向轉 動 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 縱離合器的結構 總布置時需要考慮制動器的位置 制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸 上 制動器不要放在轉速太低軸上 以免制動扭矩太大 是制動尺寸增大 齒輪在軸上布置很重要 關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 廣東海洋大學 xxxx 屆本科生畢業(yè)設計 32 結束語 1 本次課程設計是針對專業(yè)課程基礎知識的一次綜合性應用設計 設計過程應用了 機械制圖 機械原理 工程力學 等 2 本次課程設計充分應用了以前所學習的知識 并應用這些知識來分析和解決實際問 題 3 本次課程設計進一步掌握了一般設計的設計思路和設計切入點 同時對機械部件的 傳動設計和動力計算也提高了應用各種資料和實際動手的能力 4 本次課程設計進一步規(guī)范了制圖要求 掌握了機械設計的基本技能 5 本次課程設計由于學習知識面的狹窄和對一些概念的理解不夠深刻 以及缺乏實際 設計經(jīng)驗 使得設計黨中出現(xiàn)了許多不妥和錯誤之處 誠請老師給予指正和教導 參考文獻 1 段鐵群 主編 機械系統(tǒng)設計 科學出版社 第一版 2 于惠力 主編 機械設計 科學出版社 第一版 3 戴 曙 主編 金屬切削機床設計 機械工業(yè)出版社 4 戴 曙 主編 金屬切削機床 機械工業(yè)出版社 第一版 4 趙九江 主編 材料力學 哈爾濱工業(yè)大學出版社 第一版 6 鄭文經(jīng) 主編 機械原理 高等教育出版社 第七版 7 于惠力 主編 機械設計課程設計 科學出版社