WJ096-车床主轴箱设计【回转直径250 变速级数4功率4KW】WJ096-车床主轴箱设计【回转直径250 变速级数4功率4KW】

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1 宁学 课程设计 论文 车床主轴箱设计 所在学院 专 业 班 级 姓 名 学 号 指导老师 年 月 日 2 摘 要 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 分级变速;传动系统设计 ,传动副,结构网,结构式,齿轮模数,传动比 4 目 录 摘 要 ................................................................... 2 目 录 ................................................................... 4 第 1 章 绪论 .............................................................. 6 程设计的目的 .................................................... 6 程设计的内容 .................................................... 6 论分析与设计计算 .......................................... 6 样技术设计 ................................................ 6 制技术文件 ................................................. 6 程设计题目、主要技术参数和技术要求 .............................. 6 程设计题目和主要技术参数 ................................... 6 术要求 ..................................................... 7 第 2 章 运动设计 .......................................................... 8 动参数及转速图的确定 ............................................ 8 定结构网 ................................................... 8 制转速图和传动系统图 ....................................... 9 定各变速组此传动副齿数 ......................................... 10 第 3 章 动力计算 ......................................................... 11 传动设计 ....................................................... 11 算设计功率 ............................................ 11 择带型 .................................................... 12 定带轮的基准直径并验证带速 ................................ 12 定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 .................... 13 定带的根数 z .............................................. 14 定带轮的结构和尺寸 ........................................ 14 定带的张紧装置 ............................................ 14 算压轴力 .................................................. 14 算转速的计算 ................................................... 16 5 轮模数计算及验算 .............................................. 17 轴合理跨距的计算 ............................................... 21 第 4 章 主要零部件的选择 ................................................. 22 动机的选 择 ..................................................... 22 承的选择 ....................................................... 22 速操纵机构的选择 ............................................... 22 第 5 章 校核 ............................................................. 23 的校核 ......................................................... 23 承寿命校核 ..................................................... 25 第 6 章 结构设计及说明 ................................................... 26 构设计的内容、技术要求和方案 ................................... 26 开图及其布置 ................................................... 27 结 论 ................................................................... 28 参考文献 ................................................................ 29 致 谢 .................................................................. 30 6 第 1 章 绪论 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。 程 设计的内容 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。 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。 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。 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。 程设计题目、 主要技术参数和技术要求 程设计题目和主要技术参数 技术参数 7 术要求 ( 1)利用电动机完成换向和制动。 ( 2)各滑移齿轮块采用单独操纵机构。 ( 3)进给传动系统采用单独电动机驱动。 8 第 2 章 运动设计 动参数及转速图的确定 技术参数 技术参数 1无级变速传动系统的恒功率调速范围 1202000 2交流调速电动机的恒功率调速范围 15003000 2 3分级变速传动的转速级数 Z Z4 取 Z4 定结构网 主轴的计算转速为 120r/9 由转速得 ,选用齿轮精度为 8级精度 图 2构网 制转速图和传动系统图 ( 1)绘制转速图 转速图 ( 2)画主传动系统图。根据系统 转速图及已知的技术参数 1 mD 10 轴最小齿数和 D/m 定各变速组此传动副齿数 1100型机床 02直齿圆柱齿轮 18 2主传动系统图 ( 7) 齿轮齿数的确定。 据设计要求 18 20,由表 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 齿轮 1 2 3 4 齿数 68 52 48 72 30 90 17 93 11 第 3章 动力计算 传动设计 输出功率 P速 000r/500r/ 计算设计功率 Pd 表 4 工作情况系数原动机 ⅰ 类 ⅱ 类 一天工作时间 /h 10 1016 16 10 1016 16 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 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 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 荷 破碎机(旋转式、颚式等); 12 变动很大 球磨机;棒磨机;起重机;挖掘机;橡胶辊压机 根据 稳 ,两班工作制( 16 小时),查机械设计 , 取 1 . 1 7 . 5 8 . 2 5 k e P k W   择带型 普通 械设计 3- 11选取。 根据算出的 小带轮转速 3000r/查图得 0~ 100 可知应选取 带。 定带轮的基准直径并验证带速 由机械设计 3- 7查得,小带轮基准直径为 80~ 100取 0075 295表 13 表 3 Y Z A B C D E 0 75 125 200 355 500 13 21213000 2 . 0 , 1 0 0 2 . 0 2 0 0 m   由机械设计 3得200 误差验算传动比21200 2 . 0 4 1 1 0 0 1 2 d     (  为弹性滑动率) 误差112 . 0 4 2 . 01 0 0 1 0 0 2 5 2 . 0i      符合要求 ② 带速 1 1 0 0 3 0 0 0v 1 5 . 6 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 满足 5m/以宜选用 总之,小带轮选 带轮选择 带轮的材料选用灰铸铁, 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。 算压轴力 由机械设计 13- 12 查得, A 型带的初拉力 面已得到1a z4,则1a 1 7 2 . 6 32 s i n 2 4 1 1 7 . 8 3 s i n N 9 4 0 . 7 2 z F     15 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 0° ,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 自 项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 基准线上槽深 h 基准线下槽深 h 槽间距 e 8 ± 12 ± 15 ± 19 ± 37 ± 第一槽对称面至端面的距离 f 6 7 9 16 23 28 最小轮缘厚 5 6 10 12 15 带轮宽 B B z e 2 f z 轮槽数 外径 d a 16 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 ± 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 3,如图 7 ( 2) 腹板带轮用于中小尺寸的带轮 300 ,如图 7 ( 3) 孔板带轮用于尺寸较大的带轮 d> 100 ,如图 7 ( 4) 椭圆轮辐带轮用于尺寸大的带轮 500 ,如图 7 ( a) ( b) ( c) ( d) 图 7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) 算转速的计算 ( 1) 传动件的计算转速1 mi n/12 0 主轴的计算转速 , 各轴的计算转速如下 轴 序 号 电动机 0 计算转速 1500 750 120 17 轮模数计算及验算 1、计算各传动轴的输出功率 44 2 7 . 5 0 . 9 6 0 . 9 9 7 . 3 07 . 3 0 . 9 7 0 . 9 9 7 . 2 5 3 7 . 39 5 5 1 0 2 8 2 2 5 7507 . 2 59 5 5 1 0 1 6 2 9 8 7 120I r I r n n K n n K m m m                     1;][9144该轴的计算转速该轴的传递功率注由公式择轴径的计算以及键的选 7 . 3 0 ; 7 5 0 / m i n ; [ ] 17 . 3 09 1 2 1 . 2 2 ; 2 57 5 0 12 . 7 . 2 5 ; 1 2 0 / m i n ; [ ] 17 . 2 59 1 3 2 . 8 9 ; 3 51 2 0 1 I K W n rd m m d m P K W n rd m m d m m          4、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 63383 221 ][1 可得各组的模数,如表 3 r/18 45号钢整体淬火, [ ] 1 1 0 0j 按接触疲劳计算齿轮模数 m 6 3 3 8mm i n/250;4;10 6 3 3 8mm i n/772;4;100;104;m i n /;][11 6 3 3 8取轴取轴小齿轮齿数大小齿轮齿数比齿轮计算转速驱动电机的功率( 2) 齿轮计算 。 齿轮几何尺寸见下表 齿轮 1 2 3 4 齿数 68 52 48 72 30 90 17 93 模数 3 3 3 3 3 3 3 3 分度圆直径 204 156 180 216 90 270 51 279 齿顶圆直径 210 162 186 222 96 276 57 285 齿根圆直径 宽 24 24 24 24 24 24 24 24 按基本组最小齿轮计算 。 小齿轮用 40质处理,硬度 241286均取260齿轮用 45 钢,调质处理,硬度 229286均取 240算如下 ① 齿面接触疲劳强度计算 接触应力验算公式为 19   P n   1102088 3218弯曲应力验算公式为   P   101 9 12 3215 式中 这里取 N4r/. , ; K 里取 T15000h.; 1n r/ 1 n 500( r/ 0触载荷取0C 710 ,弯曲载荷取0C 6102 触载荷取 m3;弯曲载荷取 m6; 【 5】 2 上,取K 【 5】 2 上, 取 【 5】 2 上 ,20 33KK 【 5】 2 上,取 2K 1 1K 【 5】 2 上, 1K 1 【 5】 2 上, Y  j ,查 【 4】,表 4  j 650  w 查 【 4】,表 4  w 275 根据上述公式,可求得及查取值可求得   合格==;弯曲应力校核合格接触应力校核M P aM p aM p 按扩大组最小齿轮计算 。 小齿轮用 40质处理,硬度 241286均取 260齿轮用 45 钢,调质处理,硬度 229286均取 240 同理根据基本组的计算, 查文献 【 6】, 可得 K 2K 1, 1K 1, m355;可求得 21   合格==;弯曲应力校核合格接触应力校核M P aM p aM p 轴合理跨距的计算 由于电动机功率 P据【 1】表 轴径应为 6090步选取0轴径的 0据设计方案,前轴承为 轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量 a120轴孔径为 30 轴承刚度,主轴最大输出转矩 T95509550设该机床为车床的最大加工直径为 400床身上最常用的最大加工直径,即经济加工直径约为最大回转直径的 50,这里取 45,即 180半径为 切削力(沿 y 轴) 4716N 背向力(沿 x 轴) c2358N 总作用力 F 22F 力作用于工件上,主轴端受力为 F 先假设 l/a2, l3a240后支承反力 B 分别为 40240120 BF40120 据 文献 【 1】式 得 iz 前 支承的刚度  ; N/ m ; 22 主轴的当量外径 8060/270惯性矩为 I64 4  10η 38 9   【 1】图 3 原假设接近,所以最佳跨距0l120 40理跨距为( l,取合理跨 距 l360 根据结构的需要,主轴的实际跨距大于合理跨距,因此需要采取措施增加主轴的刚度,增大轴径前轴径 D100轴径 d80轴承采用双列圆柱滚子轴承,后支承采用背对背安装的角接触球轴承。 第 4 章 主要零部件的选择 动机的选择 000r/用调速电动机 承的选择 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 6012 称布置 深沟 球轴承 6009 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 7012C 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 23 第 5 章 校核 的校核 ( 1)主轴刚度符合要求的条件如下 ( a) 主轴的前端部挠度 [ ] 0 . 0 0 0 2 5 2 5 0 . 1 0 5  ( b) 主轴在前轴承处的倾角 [ ] 0 . 0 0 1 r a d容 许 值 轴 承 ( c) 在安装齿轮处的倾角 [ ] 0 . 0 0 1 r a d容 许 值 齿 E 取为 52 . 1 1 0E M P a ,44 40 8 7 4 5 1 1 1 3 5 6 9 0 4 6 4 6 4 8 7m     6 5 1 6 7 0 7 8 7 5 5 0 8 0 2 3 6 8 5 1 6 0 9 0 1 5 0D 1 . 0 7 8 7690D i l            平 均总43 432 9 5 5 1 0 0 . 9 9 5 2 9 5 5 1 0 3 . 3 7 0 . 9 9 5 12684 0 0 1 2 5       主 计件 ( )0 . 4 5 0 7 N, 0 . 2 5 2 1 7 N 由于小齿轮的传动力大,这里以小齿轮来进行计算 4 42 9 5 5 1 0 2 9 5 5 1 0 3 . 3 7 8 5 8 2 3 2 0 1 2 5z n     主计主 主 (将其分解为垂直分力和水平分力 由公式,t a n t a nQ y Q y n Q Q z Q y F F F   可得 2 1 0 5 , 6 4 7 7 Q z Q F N22 1 2 6 8 1 6 0 1 3 5 2 5 3 33 l N m m    件22 5 0 7 1 6 0 5 4 0 8 0 33 l N m m    件11 3 1 7 1 3 0 2 0 6 0 5 22 d N m m    件主轴载荷图如下所示 24 由上图可知如下数据 a364mm,b161mm,l525mm,c87算(在垂直平面) 16a b c l l , 22 3 l l,3 2 3 6 l 1 2 3 0 . 0 0 1 7 3y y y   3a b l 齿 1 , 2 3 6 ZF 齿 2 , 3 3 ZM 齿 3 56 . 9 1 0        齿 Z 齿 1 齿 2 齿 3 6a b l l轴 承 1,3 zF 轴 承 2,3 轴 承 352 . 9 1 0        轴 承 Z 轴 承 1 轴 承 2 轴 承 3 计算(在水平面) 16a b c l l , 22 3 l l,3 2 3 6 cy l  25 1 2 3 0 . 0 1 7y y y   3a b l 齿 1 , 2 3 6 yF 齿 2 , 3 3齿 3 51 3 . 8 6 1 0        齿 y 齿 1 齿 2 齿 3 6a b l l轴 承 1,3 yF 轴 承 2, 3 轴 承 353 2 . 8 1 0        轴 承 y 轴 承 1 轴 承 2 轴 承 3 合成 22 0 . 0 1 8 0 . 1 0 5s s z s yy y y    22 0 . 0 0 0 1 5 0 . 0 0 1     齿 齿 y 齿 y 22 0 . 0 0 0 3 3 0 . 0 0 1     轴 承 轴 承 Z 轴 承 Y 承寿命校核 Ⅰ轴选用的是深沟球轴承轴承 6006,其基本额定负荷为 轮越小越靠近轴承,对轴承的要求越高。根据设计要求,应该对 Ⅰ轴未端的轴承进行校核。 Ⅰ轴传递的转矩 550T3 轮受力 18 4025 23*22  据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为 14522111  ll 8 71 4 5 21 8 4 02 轴承在运转中有中等冲击载荷,又由于不受轴向力,按 机械设计表 10 0.1有 26 1 4 5 21 4 5  p N 3 8 73 8  p N 故该轴承能满足要求。 由 П 轴 最小轴径可取轴承为 7008C 角接触球轴承 ,ε3; P, Y0。 对Ⅱ轴受力分析 得前支承的径向力 由轴承寿命的计算公式预期的使用寿命 [15000h 18016670 3 31 6 6 7 0 3 6 . 3 1 0 0 0 2 8 8 1 4 2 . 9 41 5 0 2 6 4 2 . 3 2h ≥[15000h 轴承寿命满足要求。 第 6 章 结构设计 及说明 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。 27 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。 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。 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。 28 结 论 经过这次课程设计,使我对机械系统设计这门课当中许多原理公式有了进一步的了解,并且对设计工作有了更深入的认识。在设计过程中,得到 师的精心指导和帮助,在此表示衷心的感谢。 分级变速主传动系统设计的结构及部分计算,到这里基本结束了,由于笔者水平有限,加之时间仓促,仅对分级 变速主传动系统主要部分进行设计和校核,定有许多地方处理不够妥当,有些部分甚至可能存在错误,望老师多提宝贵意见。 29 参考文献 【 1】 科学出版社 【 2】 科学出版社 【 3】 机械工业出版社 【 4】 上海科学技术出版社 【 5】 四版) 高等教育出版社 【 6】 高等教育出版社 【 7】、郑文经 主编 机械原理 高等教育出版社 第七版 【 8】、于惠力 主编 机械设计课程设计 科学出版社 30 致 谢 本 次设计 是在我的导师 严肃的科学态度,严谨的治学精神,精益求精的工作作风,深深地感染和激励着我。从课题的选择到项目的最终完成,老师都始终给予我细心的指导和不懈的支持, 在此,谨向教师表示衷心的感谢和崇高 的敬意 。 此外,在毕业设计过程中,也得到了其他老师和同学的帮助,设计任务一直在很好的氛围中进行,在这里,也向他们表示真诚的感谢 再次向设计中所有提供过帮助的人表示感谢

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1 宁学 课程设计 论文 车床主轴箱设计 所在学院 专 业 班 级 姓 名 学 号 指导老师 年 月 日 2 摘 要 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 分级变速;传动系统设计 ,传动副,结构网,结构式,齿轮模数,传动比 4 目 录 摘 要 ................................................................... 2 目 录 ................................................................... 4 第 1 章 绪论 .............................................................. 6 程设计的目的 .................................................... 6 程设计的内容 .................................................... 6 论分析与设计计算 .......................................... 6 样技术设计 ................................................ 6 制技术文件 ................................................. 6 程设计题目、主要技术参数和技术要求 .............................. 6 程设计题目和主要技术参数 ................................... 6 术要求 ..................................................... 7 第 2 章 运动设计 .......................................................... 8 动参数及转速图的确定 ............................................ 8 定结构网 ................................................... 8 制转速图和传动系统图 ....................................... 9 定各变速组此传动副齿数 ......................................... 10 第 3 章 动力计算 ......................................................... 11 传动设计 ....................................................... 11 算设计功率 ............................................ 11 择带型 .................................................... 12 定带轮的基准直径并验证带速 ................................ 12 定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 .................... 13 定带的根数 z .............................................. 14 定带轮的结构和尺寸 ........................................ 14 定带的张紧装置 ............................................ 14 算压轴力 .................................................. 14 算转速的计算 ................................................... 16 5 轮模数计算及验算 .............................................. 17 轴合理跨距的计算 ............................................... 21 第 4 章 主要零部件的选择 ................................................. 22 动机的选 择 ..................................................... 22 承的选择 ....................................................... 22 速操纵机构的选择 ............................................... 22 第 5 章 校核 ............................................................. 23 的校核 ......................................................... 23 承寿命校核 ..................................................... 25 第 6 章 结构设计及说明 ................................................... 26 构设计的内容、技术要求和方案 ................................... 26 开图及其布置 ................................................... 27 结 论 ................................................................... 28 参考文献 ................................................................ 29 致 谢 .................................................................. 30 6 第 1 章 绪论 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。 程 设计的内容 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。 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。 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。 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。 程设计题目、 主要技术参数和技术要求 程设计题目和主要技术参数 技术参数 7 术要求 ( 1)利用电动机完成换向和制动。 ( 2)各滑移齿轮块采用单独操纵机构。 ( 3)进给传动系统采用单独电动机驱动。 8 第 2 章 运动设计 动参数及转速图的确定 技术参数 技术参数 1无级变速传动系统的恒功率调速范围 1202000 2交流调速电动机的恒功率调速范围 15003000 2 3分级变速传动的转速级数 Z Z4 取 Z4 定结构网 主轴的计算转速为 120r/9 由转速得 ,选用齿轮精度为 8级精度 图 2构网 制转速图和传动系统图 ( 1)绘制转速图 转速图 ( 2)画主传动系统图。根据系统 转速图及已知的技术参数 1 mD 10 轴最小齿数和 D/m 定各变速组此传动副齿数 1100型机床 02直齿圆柱齿轮 18 2主传动系统图 ( 7) 齿轮齿数的确定。 据设计要求 18 20,由表 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 齿轮 1 2 3 4 齿数 68 52 48 72 30 90 17 93 11 第 3章 动力计算 传动设计 输出功率 P速 000r/500r/ 计算设计功率 Pd 表 4 工作情况系数原动机 ⅰ 类 ⅱ 类 一天工作时间 /h 10 1016 16 10 1016 16 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 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 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 荷 破碎机(旋转式、颚式等); 12 变动很大 球磨机;棒磨机;起重机;挖掘机;橡胶辊压机 根据 稳 ,两班工作制( 16 小时),查机械设计 , 取 1 . 1 7 . 5 8 . 2 5 k e P k W   择带型 普通 械设计 3- 11选取。 根据算出的 小带轮转速 3000r/查图得 0~ 100 可知应选取 带。 定带轮的基准直径并验证带速 由机械设计 3- 7查得,小带轮基准直径为 80~ 100取 0075 295表 13 表 3 Y Z A B C D E 0 75 125 200 355 500 13 21213000 2 . 0 , 1 0 0 2 . 0 2 0 0 m   由机械设计 3得200 误差验算传动比21200 2 . 0 4 1 1 0 0 1 2 d     (  为弹性滑动率) 误差112 . 0 4 2 . 01 0 0 1 0 0 2 5 2 . 0i      符合要求 ② 带速 1 1 0 0 3 0 0 0v 1 5 . 6 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 满足 5m/以宜选用 总之,小带轮选 带轮选择 带轮的材料选用灰铸铁, 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。 算压轴力 由机械设计 13- 12 查得, A 型带的初拉力 面已得到1a z4,则1a 1 7 2 . 6 32 s i n 2 4 1 1 7 . 8 3 s i n N 9 4 0 . 7 2 z F     15 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 0° ,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 自 项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 基准线上槽深 h 基准线下槽深 h 槽间距 e 8 ± 12 ± 15 ± 19 ± 37 ± 第一槽对称面至端面的距离 f 6 7 9 16 23 28 最小轮缘厚 5 6 10 12 15 带轮宽 B B z e 2 f z 轮槽数 外径 d a 16 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 ± 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 3,如图 7 ( 2) 腹板带轮用于中小尺寸的带轮 300 ,如图 7 ( 3) 孔板带轮用于尺寸较大的带轮 d> 100 ,如图 7 ( 4) 椭圆轮辐带轮用于尺寸大的带轮 500 ,如图 7 ( a) ( b) ( c) ( d) 图 7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) 算转速的计算 ( 1) 传动件的计算转速1 mi n/12 0 主轴的计算转速 , 各轴的计算转速如下 轴 序 号 电动机 0 计算转速 1500 750 120 17 轮模数计算及验算 1、计算各传动轴的输出功率 44 2 7 . 5 0 . 9 6 0 . 9 9 7 . 3 07 . 3 0 . 9 7 0 . 9 9 7 . 2 5 3 7 . 39 5 5 1 0 2 8 2 2 5 7507 . 2 59 5 5 1 0 1 6 2 9 8 7 120I r I r n n K n n K m m m                     1;][9144该轴的计算转速该轴的传递功率注由公式择轴径的计算以及键的选 7 . 3 0 ; 7 5 0 / m i n ; [ ] 17 . 3 09 1 2 1 . 2 2 ; 2 57 5 0 12 . 7 . 2 5 ; 1 2 0 / m i n ; [ ] 17 . 2 59 1 3 2 . 8 9 ; 3 51 2 0 1 I K W n rd m m d m P K W n rd m m d m m          4、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 63383 221 ][1 可得各组的模数,如表 3 r/18 45号钢整体淬火, [ ] 1 1 0 0j 按接触疲劳计算齿轮模数 m 6 3 3 8mm i n/250;4;10 6 3 3 8mm i n/772;4;100;104;m i n /;][11 6 3 3 8取轴取轴小齿轮齿数大小齿轮齿数比齿轮计算转速驱动电机的功率( 2) 齿轮计算 。 齿轮几何尺寸见下表 齿轮 1 2 3 4 齿数 68 52 48 72 30 90 17 93 模数 3 3 3 3 3 3 3 3 分度圆直径 204 156 180 216 90 270 51 279 齿顶圆直径 210 162 186 222 96 276 57 285 齿根圆直径 宽 24 24 24 24 24 24 24 24 按基本组最小齿轮计算 。 小齿轮用 40质处理,硬度 241286均取260齿轮用 45 钢,调质处理,硬度 229286均取 240算如下 ① 齿面接触疲劳强度计算 接触应力验算公式为 19   P n   1102088 3218弯曲应力验算公式为   P   101 9 12 3215 式中 这里取 N4r/. , ; K 里取 T15000h.; 1n r/ 1 n 500( r/ 0触载荷取0C 710 ,弯曲载荷取0C 6102 触载荷取 m3;弯曲载荷取 m6; 【 5】 2 上,取K 【 5】 2 上, 取 【 5】 2 上 ,20 33KK 【 5】 2 上,取 2K 1 1K 【 5】 2 上, 1K 1 【 5】 2 上, Y  j ,查 【 4】,表 4  j 650  w 查 【 4】,表 4  w 275 根据上述公式,可求得及查取值可求得   合格==;弯曲应力校核合格接触应力校核M P aM p aM p 按扩大组最小齿轮计算 。 小齿轮用 40质处理,硬度 241286均取 260齿轮用 45 钢,调质处理,硬度 229286均取 240 同理根据基本组的计算, 查文献 【 6】, 可得 K 2K 1, 1K 1, m355;可求得 21   合格==;弯曲应力校核合格接触应力校核M P aM p aM p 轴合理跨距的计算 由于电动机功率 P据【 1】表 轴径应为 6090步选取0轴径的 0据设计方案,前轴承为 轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量 a120轴孔径为 30 轴承刚度,主轴最大输出转矩 T95509550设该机床为车床的最大加工直径为 400床身上最常用的最大加工直径,即经济加工直径约为最大回转直径的 50,这里取 45,即 180半径为 切削力(沿 y 轴) 4716N 背向力(沿 x 轴) c2358N 总作用力 F 22F 力作用于工件上,主轴端受力为 F 先假设 l/a2, l3a240后支承反力 B 分别为 40240120 BF40120 据 文献 【 1】式 得 iz 前 支承的刚度  ; N/ m ; 22 主轴的当量外径 8060/270惯性矩为 I64 4  10η 38 9   【 1】图 3 原假设接近,所以最佳跨距0l120 40理跨距为( l,取合理跨 距 l360 根据结构的需要,主轴的实际跨距大于合理跨距,因此需要采取措施增加主轴的刚度,增大轴径前轴径 D100轴径 d80轴承采用双列圆柱滚子轴承,后支承采用背对背安装的角接触球轴承。 第 4 章 主要零部件的选择 动机的选择 000r/用调速电动机 承的选择 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 6012 称布置 深沟 球轴承 6009 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 7012C 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 23 第 5 章 校核 的校核 ( 1)主轴刚度符合要求的条件如下 ( a) 主轴的前端部挠度 [ ] 0 . 0 0 0 2 5 2 5 0 . 1 0 5  ( b) 主轴在前轴承处的倾角 [ ] 0 . 0 0 1 r a d容 许 值 轴 承 ( c) 在安装齿轮处的倾角 [ ] 0 . 0 0 1 r a d容 许 值 齿 E 取为 52 . 1 1 0E M P a ,44 40 8 7 4 5 1 1 1 3 5 6 9 0 4 6 4 6 4 8 7m     6 5 1 6 7 0 7 8 7 5 5 0 8 0 2 3 6 8 5 1 6 0 9 0 1 5 0D 1 . 0 7 8 7690D i l            平 均总43 432 9 5 5 1 0 0 . 9 9 5 2 9 5 5 1 0 3 . 3 7 0 . 9 9 5 12684 0 0 1 2 5       主 计件 ( )0 . 4 5 0 7 N, 0 . 2 5 2 1 7 N 由于小齿轮的传动力大,这里以小齿轮来进行计算 4 42 9 5 5 1 0 2 9 5 5 1 0 3 . 3 7 8 5 8 2 3 2 0 1 2 5z n     主计主 主 (将其分解为垂直分力和水平分力 由公式,t a n t a nQ y Q y n Q Q z Q y F F F   可得 2 1 0 5 , 6 4 7 7 Q z Q F N22 1 2 6 8 1 6 0 1 3 5 2 5 3 33 l N m m    件22 5 0 7 1 6 0 5 4 0 8 0 33 l N m m    件11 3 1 7 1 3 0 2 0 6 0 5 22 d N m m    件主轴载荷图如下所示 24 由上图可知如下数据 a364mm,b161mm,l525mm,c87算(在垂直平面) 16a b c l l , 22 3 l l,3 2 3 6 l 1 2 3 0 . 0 0 1 7 3y y y   3a b l 齿 1 , 2 3 6 ZF 齿 2 , 3 3 ZM 齿 3 56 . 9 1 0        齿 Z 齿 1 齿 2 齿 3 6a b l l轴 承 1,3 zF 轴 承 2,3 轴 承 352 . 9 1 0        轴 承 Z 轴 承 1 轴 承 2 轴 承 3 计算(在水平面) 16a b c l l , 22 3 l l,3 2 3 6 cy l  25 1 2 3 0 . 0 1 7y y y   3a b l 齿 1 , 2 3 6 yF 齿 2 , 3 3齿 3 51 3 . 8 6 1 0        齿 y 齿 1 齿 2 齿 3 6a b l l轴 承 1,3 yF 轴 承 2, 3 轴 承 353 2 . 8 1 0        轴 承 y 轴 承 1 轴 承 2 轴 承 3 合成 22 0 . 0 1 8 0 . 1 0 5s s z s yy y y    22 0 . 0 0 0 1 5 0 . 0 0 1     齿 齿 y 齿 y 22 0 . 0 0 0 3 3 0 . 0 0 1     轴 承 轴 承 Z 轴 承 Y 承寿命校核 Ⅰ轴选用的是深沟球轴承轴承 6006,其基本额定负荷为 轮越小越靠近轴承,对轴承的要求越高。根据设计要求,应该对 Ⅰ轴未端的轴承进行校核。 Ⅰ轴传递的转矩 550T3 轮受力 18 4025 23*22  据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为 14522111  ll 8 71 4 5 21 8 4 02 轴承在运转中有中等冲击载荷,又由于不受轴向力,按 机械设计表 10 0.1有 26 1 4 5 21 4 5  p N 3 8 73 8  p N 故该轴承能满足要求。 由 П 轴 最小轴径可取轴承为 7008C 角接触球轴承 ,ε3; P, Y0。 对Ⅱ轴受力分析 得前支承的径向力 由轴承寿命的计算公式预期的使用寿命 [15000h 18016670 3 31 6 6 7 0 3 6 . 3 1 0 0 0 2 8 8 1 4 2 . 9 41 5 0 2 6 4 2 . 3 2h ≥[15000h 轴承寿命满足要求。 第 6 章 结构设计 及说明 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。 27 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。 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。 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。 28 结 论 经过这次课程设计,使我对机械系统设计这门课当中许多原理公式有了进一步的了解,并且对设计工作有了更深入的认识。在设计过程中,得到 师的精心指导和帮助,在此表示衷心的感谢。 分级变速主传动系统设计的结构及部分计算,到这里基本结束了,由于笔者水平有限,加之时间仓促,仅对分级 变速主传动系统主要部分进行设计和校核,定有许多地方处理不够妥当,有些部分甚至可能存在错误,望老师多提宝贵意见。 29 参考文献 【 1】 科学出版社 【 2】 科学出版社 【 3】 机械工业出版社 【 4】 上海科学技术出版社 【 5】 四版) 高等教育出版社 【 6】 高等教育出版社 【 7】、郑文经 主编 机械原理 高等教育出版社 第七版 【 8】、于惠力 主编 机械设计课程设计 科学出版社 30 致 谢 本 次设计 是在我的导师 严肃的科学态度,严谨的治学精神,精益求精的工作作风,深深地感染和激励着我。从课题的选择到项目的最终完成,老师都始终给予我细心的指导和不懈的支持, 在此,谨向教师表示衷心的感谢和崇高 的敬意 。 此外,在毕业设计过程中,也得到了其他老师和同学的帮助,设计任务一直在很好的氛围中进行,在这里,也向他们表示真诚的感谢 再次向设计中所有提供过帮助的人表示感谢
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wj096 车床 主轴 设计 回转 直径 变速 级数 功率 kw
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