毕业设计X6132卧式铣床所设计轴校核部分Word文档下载推荐.docx
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主要适用于机械工厂中加工车间、工具车间和维修车间的成批生产、单件、小批生产。
这种铣床可用圆柱铣刀、圆盘铣刀、角度铣刀、成型铣刀和端面铣刀加工各种平面、斜面、沟槽等。
如果配以万能铣头、圆工作台、分度头等铣床附件,还可以扩大机床的加工范围。
X6132、X6132A型铣床的工作台可向左、右各回转45º
当工作台转动一定角度,采用分度头时,可以加工各种螺旋面。
X6132型机床三向进给丝杠为梯形丝杠,X6132A型机床三向进给丝杠为滚珠丝杠。
X6132/1、X6132A/1型数显万能升降台铣床是在X6132、X6132A型万能升降台铣床的基础上,在纵向、横向增加两个坐标的数字显示装置的一种变型铣床,该铣床具有普通万能升降台铣床的全部性能外,借助于数字显示装置还能作到加工和测量同时进行,实现动态位移数字显示,既保证了工件加工质量,又减轻了工人劳动强度和提高劳动生产率,配上万能铣头还可以进行镗孔加工。
图1-1X6132卧式铣床整机外形图
图1-2X6132卧式铣床整机三维建模外形图
图1-3X6132卧式铣床所设计部分三维建模外形图
3X6132-进给系统传动方案和传动系统图的拟定
3.1转速图的拟定
已知主轴转速为n=10~1000r/min,转速级数Z=21,电动机转速
=1410r/min.
3.1.1确定公比
由公式
=
(3-1)
3.1.2确定变速组和传动副数目
大多数机床广泛应用滑移齿轮变速,为了满足结构设计和操纵方便的要求,通常采用双联或三联滑移齿轮,因此,主轴转速为21级的变速系统需要3个变速组,即Z=21=3×
3×
3-6。
3.1.3确定扩大顺序方案
传动顺序确定之后,还可列出若干不同扩大顺序方案。
如无特殊要求,应根据“前密后疏”的原则,使扩大顺序与传动顺序一致。
根据式
,检查最后扩大组的变速范围:
,合乎要求
故可选定上述传动方案是合理的。
3.1.4分配总降速传动比
总降速传动比为uII=nmin/nd=10/1410≈6.67×
10-3,nmin为主轴最低转速,考虑是否需要增加定比传动副,以使转速数列符合标准或有利于减少齿轮和及径向与轴向尺寸,并分担总降速传动比。
然后,将总降速传动比按“先缓后急”的递减原则分配给串联的各变速组中的最小传动比。
3.2齿轮齿数的确定
图3-1Ⅰ轴17X3圆锥齿轮
3.2.2.2Ⅱ轴III轴间齿轮副的确定
由传动转速分布图知:
,根据具体结构情况取
,则
由于结构要求取为40,齿数和
,然后确定其两
对齿轮副的齿数。
传动比为
的齿轮副:
由于结构要求取为44.
图3-2二轴装配体
图3-34轴装配体
同理可以确定其他个齿轮的齿数。
完成进给系统的设计。
3.2.4传动系统图绘制
图3-4X6132卧式铣床传动系统图
3.2.5绘制转速图与运动链分析
3.2.5.1绘制转速图
动轴数及主轴转速级数格距lgφ画出网格,用以绘制转速图。
在转速图上,先分配从电动机转速到主轴最低转速的总降速比,在串联的双轴传动间画上u(k→k+1)min.再按结构式的级比分配规律画上各变速组的传动比射线,从而确定了各传动副的传动比。
图3-5X6132卧式铣床进给动转速图
3.2.5.2进给运动传动链
铣床可以在三个垂直的任一方向上实现进给运动及快速移动,进给方向由离合器M3、M4、M5来控制,且互锁;
机动进给和快速移动切换由电磁摩擦离合器M1、M2来控制。
传动路线为下图所示:
由传动路线可知:
三个进给方向各有21级进给量
纵向、横向为10~1000mm/min
垂直为3.3~333mm/min
进给方向由电机正反转来实现。
图3-6电磁式默察离合器平面及三维图
绘制完传动系统图后,利用三维建模软件Solidworks进行三维建模,建模如下图:
图3-7进给系统总装图
图3-8进给系统总装平面图
3.2.6机床调速系统——孔盘操纵机构分析
3.2.6.1孔盘操纵机构工作原理简介:
图3-8进给系统孔盘调速总装平面图
X6132主运动、进给运动变速操纵机构采用集中式孔盘操纵机构控制。
其工作原理是利用孔盘上不同孔的组合,使其控制的齿条实现不同位置的组合形式,从而达到带动上面的拨叉拨动相应的滑移齿轮实现不同位置的传动。
其工作原理如下图所示:
X6132的变操纵机构工作原理
1外拉,逆时针旋转,带动5转动,使6旋转,带动10向右运动,使12脱离各组齿条轴.转动4到合适转速,使心轴上齿轮传动带动12转到相应的孔的位置,然后反向操纵1复位.
图3-9主运动孔盘操纵机构
图3-10进给系统孔盘调速机构
图3-11进给系统孔盘调速机构三维建模
5.3传动轴的验算
5.3.1花键轴的校核
对于传动轴,除重载轴外,一般无须进行强度校核,只进行刚度验算。
对花键轴(III轴)
5.3.1.1轴的抗弯断面惯性矩
:
(5-2)
式中d—花键轴的小径(mm);
i—花轴的大径(mm);
b、N—花键轴键宽,键数;
传动轴上弯曲载荷的计算,一般由危险断面上的最大扭矩求得:
式中N—该轴传递的最大功率(kw);
—该轴的计算转速(r/min)。
传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力,齿轮的圆周力
(5-3)
式中D—齿轮节圆直径(mm),D=mZ=26x2.5。
齿轮的径向力
式中α—为齿轮的啮合角,α=20º
;
ρ—齿面摩擦角,
β—齿轮的螺旋角;
β=0
故
N
5.3.1.2花键轴键侧挤压应力的验算
花键键侧工作表面的挤压应力为:
(5-4)
式中
—花键传递的最大转矩(
);
D、d—花键轴的大径和小径(mm);
L—花键工作长度;
N—花键键数;
K—载荷分布不均匀系数,K=0.7~0.8;
故此花键轴(III轴)校核合格。
5.4传动轴的验算II轴的校核
5.4.1II轴的受力分析:
由《机械设计》中的公式:
(5-5)
式中:
T—轴的转矩N.m.
P—轴传递的功率Kw.
—轴的转速r/min.
所以II轴的转矩:
有公式:
可求得各齿轮啮合处所受的切向力,根据《机械设计》中
公式:
对锥齿轮有相关公式:
对锥齿轮受力计算公式:
对标准直齿圆柱齿轮受力计算公式:
可求得各齿轮啮合处的各个力,再有理论力学相关公式求得A、B两点的支撑力。
受力如下图:
5.4.2II轴的弯矩和扭矩的绘制:
5.4.3II轴的危险截面分析及校验:
有II轴所受弯矩和扭矩图可以知道该轴的危险截面
按第三强度理论校核
由《机械设计》[3]公式:
因为该轴材料为45钢,调质处理,查表知
所以:
故该轴安全。
5.5Ⅱ圆锥滚子轴承疲劳强度校核
机床传动轴用滚动轴承,主要是因疲劳破坏而失效,故应进行疲劳验算。
其额定寿命
的计算公式为:
C—滚动轴承的额定负载(N),根据《轴承手册》或《机床设计手册》查取,单位用(kgf)应换算成(N);
—速度系数,
为滚动轴承的计算转速(r/mm)
—寿命系数,
—寿命系数,对球轴承
=3,对滚子轴承
工作情况系数,对轻度冲击和振动的机床(车床、铣床、钻床、磨床等多数机床),
—功率利用系数,查表3—3;
—速度转化系数,查表3—2;
—齿轮轮换工作系数,查《机床设计手册》;
P—当量动载荷,按《机床设计手册》。
故轴承校核合格
..
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