普通车床的主轴箱部件设计学位论文文档格式.docx
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3.2校核b传动组齿轮-10-
4.主轴挠度的校核-11-
4.1确定各轴最小直径-11-
4.2轴的校核-11-
5.主轴最佳跨距的确定-12-
5.1选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距-12-
5.2求轴承刚度-12-
6.各传动轴支承处轴承的选择-13-
7.主轴刚度的校核-14-
7.1主轴图-14-
7.2计算跨距-14-
三、总结-15-
四、参考文献-16-
一、设计目的
通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计,在拟定传动和变速的结构方案过程中,得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练,树立正确的设计思想,掌握基本的设计方法,并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。
二、设计步骤
1.运动设计
1.1已知条件
[1]确定转速范围:
主轴转速,。
[2]确定公比:
[3]最大加工直径250mm
[4]主电动机功率P=4kw
根据已知条件可得变速范围Rn=nmax/nmin=15.6r/min
故Z=lgRn/lg+1=9
故转速级数:
1.2结构分析式
⑴
在降速传动中,防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比在升速时为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比。
在主传动链任一传动组的最大变速范围。
在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小,
根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网。
从而确定结构网如下:
检查传动组的变速范围时,只检查最后一个扩大组:
其中,
所以,合适。
1.3绘制转速图
⑴选择电动机
一般车床若无特殊要求,多采用Y系列封闭式三相异步电动机,根据原则条件选择Y-112M-4型Y系列笼式三相异步电动机。
⑵分配总降速传动比
总降速传动比
[3]确定传动轴轴数
传动轴轴数=变速组数+定比传动副数+1=2+1+1=4。
⑷确定各级转速并绘制转速图
由 z=9确定各级转速:
1400、1000、710、500、355、250、180、125、90r/min。
在四根轴中,除去电动机轴,其余三轴按传动顺序依次设为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ。
Ⅰ与Ⅱ、Ⅱ与Ⅲ之间的传动组分别设为a、b。
现由Ⅲ(主轴)开始,确定Ⅰ、Ⅱ轴的转速:
1先来确定Ⅱ轴的转速
传动组b的级比指数为3,结合结构式
Ⅱ轴的转速只有三种可能:
710、500、355r/min。
②确定轴Ⅰ的转速
传动组a,其级比指数为1,结合结构式
确定轴Ⅰ转速为710r/min。
由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比。
下面画出转速图。
[5]确定各变速组传动副齿数
①传动组a:
查表,,,
时:
……57、60、63、66、69、72、75、78……
……58、60、63、65、67、68、70、72、73、77……
……58、60、62、64、66、68、70、72、74、76……
可取72,于是可得轴Ⅰ齿轮齿数分别为:
24、30、36。
于是,,
可得轴Ⅱ上的三联齿轮齿数分别为:
48、42、36。
②传动组b:
查表,,.84,
……84、85、89、90、94、95、96、98、100……
.84时:
……80、81、84、87、91、95、96、99、102……
……80、82、84、87、89、90、94、96、97、99……
可取96,于是可得轴Ⅱ上两联齿轮的齿数分别为:
19、25、40。
于是,,
可得轴Ⅲ上两齿轮的齿数分别为:
77、71、56。
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.动力设计
2.1确定各轴转速
⑴确定主轴计算转速:
主轴的计算转速为
⑵各传动轴的计算转速:
轴Ⅱ可从主轴Ⅲ180r/min按71/18的传动副找上去,轴Ⅱ的计算转速
355r/min;
轴Ⅰ的计算转速为710r/min。
[3]各齿轮的计算转速
传动组b中,19/77只需计算z=19的齿轮,计算转速为710r/min;
传动组a只需计算z=24的齿轮,计算转速为710r/min;
[4]核算主轴转速误差
所以合适。
2.2带传动设计
电动机转速n=1400r/min,传递功率P=4KW,传动比i=2,两班制,
一天运转16.1小时,工作年数10年。
⑴确定计算功率取1.1,则
⑵选取V带型
根据小带轮的转速和计算功率,选B型带。
⑶确定带轮直径和验算带速
查表小带轮基准直径,
验算带速成
其中-小带轮转速,r/min;
-小带轮直径,mm;
,合适。
[4]确定带传动的中心距和带的基准长度
设中心距为,则
0.55()a2()
于是297a1080,初取中心距为600mm。
带长
查表取相近的基准长度,。
带传动实际中心距
[5]验算小带轮的包角
一般小带轮的包角不应小于。
。
合适。
[6]确定带的根数
其中:
-时传递功率的增量;
-按小轮包角,查得的包角系数;
-长度系数;
为避免V型带工作时各根带受力严重不均匀,限制根数不大于10。
[7]计算带的张紧力
-带的传动功率,KW;
v-带速,m/s;
q-每米带的质量,kg/m;
取q=0.17kg/m。
v=1400r/min=10.6m/s。
[8]计算作用在轴上的压轴力
2.3各传动组齿轮模数的确定和校核
⑴模数的确定:
a传动组:
分别计算各齿轮模数
先计算24齿齿轮的模数:
其中:
-公比;
=2;
-电动机功率;
=4KW;
-齿宽系数;
-齿轮传动许允应力;
-计算齿轮计算转速。
,取=600MPa,安全系数S=1。
由应力循环次数选取
,取S=1,。
取m=3mm。
按齿数30的计算,,可取m=3mm;
按齿数36的计算,,可取m=3mm。
于是传动组a的齿轮模数取m=3mm。
轴Ⅰ上齿轮的直径:
轴Ⅱ上三联齿轮的直径分别为:
b传动组:
确定轴Ⅱ上另两联齿轮的模数。
按19齿数的齿轮计算:
可得m=3.5mm;
按齿数25的计算,;
按齿数40的计算,,可取m=3mm。
于是轴Ⅱ三联齿轮的模数统一取为m=3mm。
于是轴Ⅱ三联齿轮的直径分别为:
轴Ⅲ上与轴Ⅱ三联齿轮啮合的两齿轮直径分别为:
3.齿轮强度校核:
计算公式
3.1校核a传动组齿轮
校核齿数为24的即可,确定各项参数
⑴P=4KW,n=710r/min,
⑵确定动载系数:
齿轮精度为7级,由《机械设计》查得使用系数
⑶
⑷确定齿向载荷分配系数:
取齿宽系数
非对称
查《机械设计》得
⑸确定齿间载荷分配系数:
由《机械设计》查得
⑹确定动载系数:
⑺查表10-5
⑻计算弯曲疲劳许用应力
由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。
图10-18查得,S=1.3
,
故合适。
3.2校核b传动组齿轮
校核齿数为19的即可,确定各项参数
4.主轴挠度的校核
4.1确定各轴最小直径
[1]Ⅰ轴的直径:
[2]Ⅱ轴的直径:
[4]主轴Ⅲ的直径:
4.2轴的校核
Ⅰ轴的校核:
通过受力分析,在一轴的三对啮合齿轮副中,中间的两对齿轮对Ⅰ轴中点处的挠度影响最大,所以,选择中间齿轮啮合来进行校核
。
Ⅱ轴、Ⅲ轴的校核同上。
5.主轴最佳跨距的确定
250mm车床,P=4KW.
5.1选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距
前轴颈应为75-100mm,初选=100mm,后轴颈取,前轴承为NN3020K,后轴承为NN3016K,根据结构,定悬伸长度
5.2求轴承刚度
考虑机械效率
主轴最大输出转距
床身上最大加工直径取200,故半径为0.1.
切削力
背向力
故总的作用力
次力作用于顶在顶尖间的工件上主轴尾架各承受一半,
故主轴轴端受力为
先假设
前后支撑分别为
根据
6.各传动轴支承处轴承的选择
主轴前支承:
NN3020K;
中支承:
N219E;
后支承:
NN3016K
Ⅰ轴前支承:
30207;
30207
Ⅱ轴前支承:
NN3009;
7.主轴刚度的校核
7.1主轴图:
7.2计算跨距
前支承为双列圆柱滚子轴承,后支承为双列圆柱滚子轴承
当量外径
主轴刚度:
由于
故根据式(10-8)
对于机床的刚度要求,取阻尼比
当v=90m/min,s=0.1mm/r时,,
取
计算
可以看出,该机床主轴是合格的.
三、总结
金属切削机床的设计任务完成了,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.
四、参考文献
[1]工程学院机械制造教研室主编.金属切削机床指导书.
[2]濮良贵纪名刚主编.机械设计(第七版).北京:
高等教育出版社,2001年6月
[3]毛谦德李振清主编.《袖珍机械设计师手册》第二版.机械工业出版社,2002年5月
[4]《减速器实用技术手册》编辑委员会编.减速器实用技术手册.北京:
机械工业出版社,1992年
[5]戴曙主编.金属切削机床.北京:
机械工业出版社,2005年1月
[6]《机床设计手册》编写组主编.机床设计手册.北京:
机械工业出版社,1980年8月
[7]华东纺织工学院哈尔滨工业大学天津大学主编.机床设计图册.上海:
上海科学技术出版社,1979年6月
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