CA6140车床主轴箱变速器的三维设计及仿真【毕业论文+CAD图纸全套】

买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 I 床主轴箱变速器的三维设计及仿真 摘要 :机械加工行业中得到了普遍的应用。 主要功用是支撑并且传动主轴，使车床的主轴带动工件用特定的转速转动。本次毕业设计运用计算、验算 、 实验等方法，确定了运动方案和实现结构优化设计，通过功能设计与计算，运用 维软件完成了零部件的建模与装配、实现装配动态仿真。将 生动形象的表达出来。 关键词 :轴箱 ； 建模与装配 ； 三维结构设计；运动仿真 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 of of as in is is on to D 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 录 摘要 目录 1 绪论 .究意义 .究现状 .题研究内容与方法 .计方案可行性分析 .结 . 总体设计方案 .轴箱的组成和特点 .轴箱的主要参数 .动系统及其方案的确定 . 车床主轴箱的设计 计算 .轴箱的箱体 .轴主要 零件设计计算 .轴主要零件设计计算 .轴主要零件设计计算 .轴主要零件设计计算 .轴主要零件设计计算 .轴主要零件设计计算 .轴箱的装配效果图 .结 . 车床主轴箱的运动仿真 .结与展望 .谢 .考文献 .纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 1 1 绪论 究意义 车床的应用极为广泛 ， 主要用于加工各种回转表面，其中 成部件有 ：主轴箱、 刀架 、溜板箱、 进给箱 、尾架、床身等 1。 1)检验理论知识：本次关于 过去所学的机械设计专业理论知识进行了全面检验，在设计过程中发现自身在以前学习过程中所忽略和不会的 部分，并进一步加强和学习。 2)完善理论知识： 在完成本次毕业设计的过程中，发现了许多我从未学过的新知识，对新知识的学习，扩大了自己的知识面，完善了自己的基础理论知识。并且提高了自己对于三维设计软件（ 使用能力、三维设计、三维建模的能力。 3)应用理论知识： 在本次毕业设计过程中，应用所学的机械专业理论知识，对车床主轴箱做了外观和部分零部件尺寸方面的优化设计，并借助 出主轴箱整体及其零部件的三维设计图，并且生成装配体效果图，直观的表现出调整后主轴箱的整体及零部件 的外观、形状、尺寸及装配特点。 究现状 传统的车床主轴箱设计方法比较复杂，尤其是在 制造新零件时需制造模具和调整机床， 有 准备时间周期长，误差大，加工零件的精度很难达到 标准 要求 等缺点，在 设计过程中图纸和数据更改也比较费事，需要投入大量的时间和精力，如果使车床主轴箱的设计一开始从三维实体造型开始，整个产品的设计过程从草图，实体，装配，虚拟样机，都可以利用三维呈现出来。将大大减少了产品的设计过程时间，提高了开发设计效率，使产品变得更加形象、具体，更利于开发者的观察和修改。现在流行的三维软件机械三维产品的设计提供了一种便捷的方式。 题研究内容与方法 进一步了解了车床的发展历程，尤其主要学习 且 采用计算、纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 2 类比和实验、模拟等方法， 完成运动方案的确定和机构优化设计， 通过功能设计与计算、完成零件建模与装配、三维结构设计和造型设计、完成零件图与装配效果图，实现装配动态展示等任务。 计方案可行性分析 车床主轴箱 因为 其内部 结构 复杂，性能受制造参数影响较大， 到 目前为止，车床主轴箱的设计仍然 采用 比较传统的方法，设计人员都是 利 用二维视图来进行 设 计 ，使产品的设计和制造周期较长。 现在出现的三维技术可以方便的进行绘图，并且摆脱了二维设计的局限性。而且利用三维技术可以创建参数化模型，实现车床主轴箱的优化设计，减少了设计过程的时间，提高了产品的开发设计效率。 结 通过系统的对普通车床 件的学习，使我对我的毕业设计有了一定程度的了解。对三维设计技术的使用也变得更加熟练。为以后的学习提供了一种高效、便捷的方式。 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 3 2 总体设计方案 轴箱的组成及特点 床主轴箱 是一个 比较复杂的传动部件，其主要功用是支撑并且传动主轴，使车床的主轴带动工件用规定的转速转动。 轴箱的主要参数 工件最大回转直径： 400件最大长度（四种规格）： 1000轴孔径： 48轴前端孔锥度： 400轴转速范围：正转： 10 1400r/转： 14 1580r/工螺纹范围： 1 1922 24牙 /英寸 模数： 48 纵向进给量范围： 向进给量： 架快速移动速度： 4m/电机：功率： 速： 1450r/速电机：功率： 370 瓦；转速： 2600r/却泵：功率： 90瓦；流量： 25L/动系统及其方案的确定 确定主轴的极限转速： 车床主轴的最小旋转速0mm/s,最大的旋转速400mm/s，车床主轴的转速调速范围是 m a x m i n / 1 4nR n n确定车床主轴旋转速度的公比： 确定主轴的转速级数 Z： 由图及系统传动路线得，主轴正转时，传动路线（ - - -轴）使主轴有 23=6级正转，第二条（ - - - - -轴）使主轴有 2 3 2 2=24级正转，纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 4 可获 30级正转。反向旋转时，有 3 3 2 2 1 5 级反转。但是由于车床轴 -之间有四种传动方式，且传动比为 : 1 5 0 5 1 15 0 5 0U 2 5 0 2 0 15 0 8 0 4U 3 2 0 5 1 18 0 5 0 4U 4 2 0 2 0 18 0 8 0 1 6U 车床主轴只有 2 3 2 2 1 1 8 （ ）级正向旋转，这样车床主轴实际上获得 6 18 24级正向旋转。同样的道理，车床主轴只获得 3 3 2 2 1 1 2 （ ） 级反向旋转。 确定车床转速结构网或者结构式： 1 2 3a a P P （ ） （ ） （ ）式中： Z 为车床的主轴旋转转速级数； 为每个变速组的传动副数量； 为每个变速组的 级 比 指 数 。 所以车床转速结构式是 2 4 2 3 2 2 选定电动机： 132机的满载旋转速速是 1440r/ 分配主轴箱的总降速传动比： 总降速传动比m i n 310 6 . 6 7 1 01440n 3 式中： 为车床主轴最小旋转速度。 确定传动轴的轴数： 车床传动轴的数量等于车床变速组的数量加上车床定比传动副的数量再加一，最后结果为 6 绘制转速图 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 5 图 速图 主轴运动的传动路线为： 图 动路线表达式 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 6 3 车床主轴箱的具体设计 轴箱的箱体 箱体尺寸选择表 长宽高 ( 3 箱体的壁厚 (5 5 3 5 3 5 5 8 52 体在主轴箱中起支承和定位的作用。床主轴箱箱体上主要轴的安装和定位如下： 1 / 2 1 2 ? 5 6 3 8 / 2 2 . 2 5 1 0 5 . 7 55 0 3 4 / 2 2 . 2 5 9 4 . 53 0 3 4 / 2 2 . 2 5 7 23 9 4 1 / 2 2 . 2 5 9 05 0 5 0 / 2 2 . 5 1 2 54 4 4 4 / 2 2 8 8a d d y m 中 心 距 （ ） （ 式 中 是 中 心 距 变 动 系 数 ）中 心 距 （ ）中 心 距 （ ）中 心 距 （ ）中 心 距 （ ）中 心 距 （ ）中 心 距 （ ）中 心 距 2 6 5 8 / 2 4 1 6 85 8 2 6 / 2 2 8 45 8 5 8 / 2 2 1 1 63 3 3 3 / 2 2 6 62 5 3 3 / 2 2 5 8 （ ）中 心 距 （ ）中 心 距 （ ）中 心 距 （ ）中 心 距 （ ）图 安装位置示意图 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 7 轴主要零件设计计算 通 V 带传动设计 选择 工况系数查机械设计表 7计算功率 7 . 5 1 . 2 9 P k w （ 3 确定 由功率 4 5 0 / m 查机械设计图 7取 A 型 计算 查机械设计表 7730dd 带轮的带速一般是在 5 25 /。 1 1 3 . 1 4 1 3 0 1 4 5 0 1 0 . 0 1 6 6 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0n m s （ 3 取 V=10m/s，符合要求。 大带轮的基准直径 12121 3 0 2 3 0 / 1 3 0 2 3 0dd nd d m （ 3 计算中心距 b、带长 c，并且验算包角 ： 中心距： 000 . 7 5 1 2 2 1 2 , 0 . 7 3 6 0 2 3 6 0d d b d d b 及 0 450b 带基准长度 ： 2 2210 1 2 0() 3 . 1 4 1 0 02 ( ) 9 0 0 3 6 0 1 4 7 0 . 7 5 62 4 2 4 4 5 0a d d m （ 3 查机械设计表 7600dc 际中心距有： 00 1 6 0 0 1 4 7 14 5 0 5 1 4 . 522b m m （ 3 因为中心距的变动范围是（ 验算1： 0 0 0 0211 1 8 0 5 7 . 3 1 6 9 9 0 ，符合要求 . 计算带轮带的根数 Z： 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 8 11() P K K （ 3 查机械设计表 71 ，查表 71 查表 7 ，查表 7 19 4 . 4 3 8(1 . 9 4 0 . 1 5 ) 0 . 9 8 0 . 9 9z ，得 ()5Z 根 计算初拉力0F、轴压力 20 2 . 55 0 0 ( 1 )q vv z K 式中： q 带的单位质量，查表 7 ； 0 1 4 9 . 5 9 20 1692 s i n 2 5 1 4 9 . 5 9 2 s i n 1 4 8 9 . 0 3 1 422 F N 图 带轮 1. 离合器的设计 设计过程选用离合器时，外摩擦片内径尺 寸要比花键轴大 26。 计算摩擦片数目 Z： 202 b （ 3 式中： T N m m 离 合 器 所 传 递 的 扭 矩 （ ）；纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 9 /j r m i n 安 装 离 合 器 传 动 轴 的 计 算 转 速 （ ）； 01450 8 1 9 . 5 6 5 / m i 0 / 1 3 0dj 4 4 49 5 5 1 0 / 9 5 5 1 0 7 . 5 0 . 9 8 / 8 1 9 . 5 6 5 8 . 5 6 1 0 N m m ； 式中： 从 电 动 机 到 离 合 器 的 传 动 效 率； 机 的 额 定 功 率 （）； 1 . 3 1 . 5K 安 全 系 数 ， 一 般 取 ； 0 D 片 的 平 均 直 径 0 . 0 8摩 擦 片 间 的 摩 擦 系 数 ， 由 摩 擦 片 是 淬 火 钢 ， 查 得 ； 0 / 2 8 1 3 9 / 2 6 0 m m （ ） （ ）； b 内摩擦片接触宽度（ ( D ) / 2 ( 8 1 3 9 ) / 2 2 1b d m m ; ;P 摩 擦 片 许 用 比 压 0 2 1 5 1 . 1P 基 本 许 用 压 强 ， 查 机 床 设 计 指 导 表 取 ；1K 速 度 修 正 系 数； 0 1 2 3 K K K 1 . 1 1 . 0 0 1 . 0 0 0 .P 7 6 0 8 3 6 240 / 6 1 0 2 . 5 ( m / s ) n 根据平均圆周转速机械设计指导取1K=K=K= 420 2 8 . 5 6 1 0 1 . 4 / 3 . 1 4 0 . 0 8 6 0 2 1 0 . 8 3 6 ) 1 5 . 0 72 b 9f D P （ 16Z ； 计算空载功率损耗 0 . 4 0 . 4 7 . 5 3 最后计算离合器在轴向的压紧力 Q： 2500 1 . 1 3 . 11 4 2 1 1 . 0 0 2 . 6 1 0NQ p D （ 3 离 合 器 摩 擦 片 的 厚 一 般 取 1 1 2 、 、 （ ）， 分 离 时 取 最 大 的 间 隙 为0 .4 （ ） 。 2. 轴和齿轮的设计 齿轮的计算： 在主轴箱内轴 I 和主轴箱内轴 啮合的齿轮中，选着 小齿轮齿数是1 24Z 12,一对相啮合的齿轮中大齿轮的齿数为 21 2 8 . 4 7Z Z i ，取2 29Z ，选1 计算1T： 51 9 . 5 5 1 0 PT n（ 3 由上面的计算可以得到： 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 10 8 2 5 . 2 1 7 / 7 . 2n r m k w， 551 9 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 7 . 2 0 8 3 3 2 ( )8 2 5 . 2 1 7 m 8 18 d 查 机 械 设 计 表 ， 取 得 齿 宽 系 数； 86查 机 械 设 计 表 ， 得 材 料 的 弹 性 影 响 系 数 l i m 1 l i m 26 0 0 , 5 0 08 2 0 M P查 机 械 设 计 图 ， 得； 计 算 应 力 循 环 次 数 ： 9116 0 6 0 9 6 0 1 ( 2 8 3 0 0 1 5 ) 4 . 1 4 7 1 0hN n j L （ 3 9 912 4 . 1 4 7 1 0 1 . 2 9 6 1 03 . 2 3 . 2 120 . 9 ,82 K 0 54 H 查 机 械 设 计 图 ， 取1 % 1 8 1 4S 计 算 接 触 疲 劳 许 用 应 力 ， 取 失 效 概 率 为 ， 安 全 系 数 ， 由 机 械 设 计 式 得 1 l i m 11 0 . 9 6 0 0 5 4 01 （ 3 2 l i m 22 0 . 9 5 5 0 0 4 7 51 （ 3 计 算 小 齿 轮 分 度 圆 直 径 由 机 械 设 计 得 211 12 . 2 3 ( ) u （ 3 代入 H中小值 52151 11 . 3 0 . 8 3 3 2 1 0 1 8 9 . 8432 . 2 3 ( ) 7 3 . 5 5 9 7 ( m m )511 4 7 543 计算 V：由 机械设计 得 116 0 1 0 0 0 （ 3 3 . 1 4 7 3 . 5 5 9 7 8 2 5 . 2 1 7 3 . 1 7 6 8 ( m / s )6 0 1 0 0 0V 计算齿轮的齿宽 ，由机械设计得： 1 7 3 . 5 5 9 7 7 3 . 5 5 9 7 ( m m ) （ 3 计算 机械设计得： 1117 3 . 5 5 9 3 . 0 6 524 （ 3 12 . 2 5 2 . 2 5 3 . 0 6 5 6 . 8 6 9 ( m m ) （ 3 7 3 . 5 5 9 7 1 0 . 6 76 . 8 6 9 计算载荷系数： 差机械设计表 8使用系数 ,差机械设计表 8 K 由 ,及 1 3 5 查机械设计图 8 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 11 1 . 2 5 1 . 0 5 1 1 . 4 2 4 1 . 8 6 9A V H K K K （ 3 校正所分度圆直径， 由311，代入数据得： 31 1 . 8 6 97 3 . 5 5 9 7 8 3 . 0 2 2 41 . 3d 确定模数 m ： 1 8 3 . 0 2 2 4 3 . 4 5 924 根据齿轮齿根的弯 曲强度进行设计，查机械设计式 8 13 212 ()F a S （ 3 由机械设计图 8 0 , 4 2 0F E F a M P a 。 1 . 4 8 1 6S 计 算 弯 曲 疲 劳 许 用 应 力 ： 取 弯 曲 疲 劳 安 全 系 数 ， 由 机 械 设 计 式 得 ：机械设计图 8120 . 8 5 , 0 . 8 8F N F N 111 0 . 8 5 5 0 0 3 0 3 . 5 7 ( M P a )1 . 4F N F S 222 0 . 8 8 4 2 0 2 6 4 ( M P a )1 . 4F N F S 计算载 荷系数：122 . 6 5 , 2 . 5 3F a F 查应力校正系数： 121 . 5 8 , 1 . 6 2S a S 计算并对大小齿轮加以比较： 1112 . 6 5 1 . 5 8 0 . 0 1 3 7 9 3 0 3 . 5 7F a S （ 3 2222 . 5 3 1 . 6 2 0 . 0 1 4 5 2 5 2 6 4F a S （ 3 得大齿轮数据大 设计计算 : 13 212 ()F a S （ 3 代入数据： 53 22 1 . 7 1 9 0 8 3 3 2 1 0 0 . 0 1 4 5 1 . 9 3 21 2 4m ， 整圆成 2m ，选择 m=按 m=齿轮和小齿轮的齿数是： 1118 3 . 0 2 2 4 3 6 . 9 , 4 32 . 2 5 整 园 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 12 2 52 4 3 5 143Z i Z 几何尺寸的计算： 11 2 . 2 5 4 3 9 6 . 7 5 ( )d m z m m 22 2 5 1 9 4d m z m m 12 8 6 1 0 2 9 4 ( )22m m 11 1 9 6 . 7 5 9 6 . 7 5 ( )db d m m 2 9 6 . 7 5 8 1 1 4 . 7 5 ( )b m m 同理得各齿轮参数如下： 5638 齿轮： 1 38Z 2 56Z 齿轮的小齿轮： 齿轮的分度圆直径是11 2 . 2 5 3 8 8 5 . 5d m Z m m 齿轮的齿顶高是 齿轮的齿根高是 ( *1 齿轮的齿全高是 6 2 2 齿轮的齿顶圆直径是 11 齿轮的齿根圆直径是 2 11 齿轮的大齿轮： 齿轮的分度圆直径是 齿轮的齿顶高是 齿齿轮的根高是 ( *2 齿轮的齿全高是 6 2 2 齿轮的齿顶圆直径是 62 222 齿轮的齿根圆直径是 7 08 1 2 62 222 4351 齿轮： 25.2m 431 z 512 z 齿轮的小齿轮： 齿轮的分度圆直径是 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 13 齿轮的齿顶高是 齿轮的齿根高是 ( *1 齿轮的齿全高是 6 2 2 齿轮的齿顶圆直径是 11 齿轮的齿根圆直径是 2 11 齿轮的大齿轮： 齿轮的分度圆直径是 齿轮的齿顶高是 齿轮的齿根高是 ( *2 齿轮的 齿全高是 6 2 2 齿轮的齿顶圆直径是 22 齿轮的齿根圆直径是 2 22 3450 齿轮 : 1 34z 502 z 小齿轮： 齿轮的分度圆直径是 11 齿轮的齿顶高是 齿轮的齿根高是 ( *1 齿轮的齿全高是 6 2 2 齿轮的齿顶圆直径是 11 齿轮的齿根圆直径是 2 11 大齿轮： 齿轮的分度圆直径是 齿轮的齿顶高是 齿轮的齿根高是 ( *2 齿轮的齿全高是 6 2 2 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 14 齿轮的齿顶圆直径是 1 22 222 齿轮的齿根圆直径是 2 22 齿轮的齿宽是： d 取 62 1516521 轴的计算 3 3 式中： P k 传 递 的 功 率 ，； /n r m 转 速 ，； 112A 轴 的 材 料 及 承 载 情 况 确 定 的 系 数 ， 取 m 92 301 301 45 0 3 7 . 2 0 31 1 2 2 3 . 18 1 9 . 6d m m选择最小段是 303. 主要零件的校核 齿轮的校核 : 弯曲应力 : 5 1 2 3w 22 0 8 1 1 0 ()S K K N M P aZ m B Y n （ 3 接触应力 1 2 3 K K K NZ m u B n （ j （ 3 式中： N 齿轮传递功率； （ 3 160 （ 3 式中：齿 轮 在 机 床 工 作 期 限 （ ） 内 的 总 工 作 时 间 （ ） ；1 /rn m i n 齿 轮 的 最 低 转 速 （ ）; 31基 准 循 环 次 数 ； 查 表 （ 以 下 均 参 见 机 床 设 计 指 导 31m 疲 劳 曲 线 指 数 ， 查 表 ； 32速 度 转 化 系 数 ， 查 表 ； 33功 率 利 用 系 数 ， 查 表； 34材 料 强 化 系 数 ， 查 表 ；1 1 . 2 1 . 6K 工 作 情 况 系 数 ， 中 等 冲 击 的 主 运 动 ， 取 ；纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 15 m a x m i n m a x m a x m i n m i n= 3 =5S S S S S S S S S S K K K K K K K K K的 极 限 值 见 表 ， 当 时， ， 时当 。， 则 取 取62 3K 动 载 荷 系 数 ， 查 表 ； 93 3K 齿 向 载 荷 分 布 系 数 ， 查 表 ； 38Y 标 准 齿 轮 齿 形 系 数 ， 查 表 ； , 3 9j M P a 许 用 接 触 应 力 （ ） 查 表 ； 39w M P a 许 用 弯 曲 应 力 （ ） ， 查 表 。 传到 1 130 8 1 9 . 5 6 5 / m i n r 7 . 2dN k 8 1 9 . 5 6 5 / m i n r3 齿轮 50 的校核 : 12B j= 32 0 8 1 1 0 (1 . 0 5 1 ) 1 . 2 1 . 3 1 . 0 4 3 . 7 2 5 . 6 2 51 0 1 8 . 1 55 0 2 . 2 5 1 . 0 5 1 2 8 2 0 j=1250合强度要求。 齿轮 56 j= 32 0 8 1 1 0 (1 . 0 5 1 ) 1 . 2 1 1 . 0 4 3 . 7 2 5 . 6 2 59105 6 2 . 2 5 1 . 0 5 1 2 8 2 0 j=1250合强度要求 轴校 核； 5 0 （ 3 式中 :T M p a 扭 转 切 应 力 ， ； 3m m ; 轴 的 抗 扭 矩 截 面 系 数 ，/n r m 轴 的 转 速 ， ； 9 . 5 6r / m 01 301 45 0 n P k w 轴 传 递 的 功 率 ， ； d 0 5 T N m m 轴 所 受 的 扭 矩 ， ； T M P a 许 用 扭 转 切 应 力 ，。 d m m 计 算 截 面 处 轴 的 直 径 ， ； 代入数据 M P a 3 故此传动轴合格 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 16 图 轴 轴承校核 : )(6010 6 h （ 3 ： 当 量 动 载 荷 ， ； 12 /n r m 转 速 ， ； 9 . 5 6r / m 01 301 45 0 n 1 . 0 温 度 系 数