中心高为200mm的专用车床的主轴箱部件设计【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 1 一、 设计目的 . 2 二、 设计步骤 . 2 1. 运动设计 . 2 知主要技术参数 . 2 构分析式 . 2 速图 . 3 动系统图 . 4 2. 动力计算 . 5 机的选取 . 5 传动轴的设计 . 5 . 6 . 6 . 6 . 7 定各齿轮齿数 . 7 143一扩大组） . 7 5709本组） . 7 向齿轮 11Z 、 12Z . 8 带传动设计 . 8 . 10 本组齿轮65. 10 面接触疲劳强度的校核 . 10 根疲劳强度的校核 . 11 强度校核 . 12 定外加载荷 . 12 算弯矩 . 13 核轴的弯曲强度 . 15 4. 轴承的选择和校核 . 16 承的选择 . 16 承的校核 . 16 三、 总结 . 17 四、 参考文献 . 18 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 2 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、编写与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，并且具有初步的结构分析、结构设计和计算能力，为以后的毕业设计，以及将来的工作打下基础。 二、 设计步骤 1. 运动设计 知主要技术参数 主动电动机功率 P=电机 功率 n , 01 , 1602 603 , 604 , 280160121 同理， 2132 ，参考 金属切削机床设计 指导书，确定公比： ，转速级数： 4z 。 构分析式 由于设计转 速之间不存在标准公比，故设计时设计成 6 级转速； 有两种方案可以选择：（ 1） 41 236 （ 2） 41 326 根据传动副较多的变速组安排在前面，传动副较少的变速组安排在后面的原则，选择（ 1） 41 236 方案。在降速中为了防止降速过快而导致齿轮径向尺寸买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 3 增大，常限制最小传动比41i；在升速时为了防止过大的噪声和震动，常限制最大传动比 2i。在主传动链任一传动组的最大变速范围 108/ m a xm a x 在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小，根据中间传动轴的变速范围小的原则选择结构网。并且在一般情况下，应尽量使基本 组安排在传动顺序最高的位置，使传动件的转矩也较小。从而确定结构网 如下： 结构网 检查传动组的变速范围时，最后一个扩大组变速范围最大，故只检查最后一个扩大组： R，式中 经检验其合适。 速图 （ 1）确定传动轴轴数 N 本次设计不考虑车床正反转，故设计时不需设有换向离合器和换向齿轮，所 以传动轴数 N=变速组数 +电机轴数 +1=2+1+1+1=5；在 5 根轴中，除去电动机轴 ，其余四轴按传动顺序依次设为 、 、 、 。 与 之间为 V 带传动，取传动比 u， 与 之间为齿轮传动，传动比 1- u， 与 轴之间为基本组， 与 之间为第一扩大组，级比指数取 4。 （ 2）确定各级转速并绘制转速图 由 01m in 6z 确定各级转速： 360、 260、 160、 80r/文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 4 相应的标准转速参考 金属切削机床设计 选取 450、 315、 224、 160、 112、 80r/考设计转速与标准转速，我们取基组级比指数为 1，第一扩大组级比指数为 4，得到转速图如下： 转速图 动系统图 根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可绘制出传动系统图：电动机先通过 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 5 V 带降速传动到 轴， 轴与 轴之间通过三对齿轮进行降速，其为基本组，而 与 之间为第一扩大组，通过两对齿轮进行传递，从而带动主轴转动，传动系 统图如下图所示： 传动系统图 2. 动力计算 机的选取 根据已给参数，主电动机功率为 ，查手册 选取电动机型号为 定满载转速为 960 选取滚动轴承的效率 995.0r ； V 带传动的效率96.0b ；齿轮传动的效率 97.0g ；背吃刀量 ， f 削力 ；当最低转速 0m in 时，切削速度 m i i n 因此切削功率z 传动轴的设计 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 6 （ 1）材料选取： 采用 45 钢，调质处理，其许用剪切应力 。 （ 2）计算直径 转速越高，传递的扭矩越小，在取用相同材料的情况下，相应的轴径也可设计 的小些。 为高速轴，为了保证强度足够，选取 52 ； （ 1）材料选取： 主轴采用 45 钢 ，调质处理。 （ 2）计算直径： 根据功率 ，参考机械制造装备表 2主轴前轴颈直径 01 ，主轴后颈直径 2 。 （ 1）材料选取： 采用 45 钢，调质处理，其许用剪切应力 。 （ 2）计算直径： 轴的输入功率： 2 04 轴的转速 ; m 6 轴的输入扭矩： 5 09 5 5 0444根据 16344m a 3 44 取 54 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 7 （ 1）材料选取： 采用 45 钢，调质处理，其许用剪切应力 。 （ 2）计算直径： 轴的输入功率： 轴的转速： m i n/4 5 03143 轴的输入转矩： 5 09 5 5 0333根据 16333m a 3 33 同样取 53 定各齿轮齿数 143一扩大组） 根据 01 ，查机床主轴变速箱设计简明手册表 61t ，故 1T 6211 ；取模数 3m ，故最小齿数 3 m 考金属切削机床设计取 38Z 。 38 在降速最大的一对 齿轮副中，故 1 1 4763821 z ，对于22 41.1齿轮副， 11443 z ， 432 b，得38,76 43 5709本组） 根据 53 ，参考机床主轴 变速箱设计简明手册表 41t ，买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 8 故 12 ;取模数 3m ，故最小齿数3 m 考金属切削机床设计取 20Z 。 20 降速最大的 一对齿轮副中 ，取 566 Z ， 76562065 z 对于22 齿轮副， 7687 z ， 267 Z 508 Z ；同理，对于 3 齿轮副， 76109 z ， 1093 a， 解得 44,32109 速齿轮 11Z 、 12Z 电机通过 V 带传动到轴，轴与轴之间采用一对齿轮传动，可设计成传动比2132 5 1211 ，模数也取 3m 。 带传动设计 电动机转速 000 ，传递功率 ，传动比22u ，两班制，一天运转 16 小时，工作年数 15 年。 （ 1）确定计算功率 取 K ，则 （ 2）选取 V 带型 参考机械设计图 8 B 型带。 （ 3）确定带轮的基准直径和验算带速 v 参考机械设计表 8表 8小带轮的基准直径 001 ，大带轮的基准直径 7 0212 ，参考机械设计表 8整取802 验算带速100060 11 ，式中 001 ， 0001 ，代入求得： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 9 30,5/ 适。 （ 4）确定带传动的中心距 a 和带的基准长度0 21021 255.0 ，得 5401480a， 取 中 心 距000 。 参考机械设计表 8取带的基准长度 450, 。 带传动实际中心距 d 5002 00 ； （ 5）验算小带轮的包角 1 一般不应小于 120 。 21 a ，合适。 （ 6）确定带的根数 由 001 和 000 查机械设计表 8 ；同理，参考机械设计表 8 ；查机械设计表 8 ，故代入到公式 Z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，此处选取2Z ； （ 7） 式中： m/s; q 为每米带的质量， ；取 q=0.1 ; 0 20 （ 8）计算作用在轴上的压轴力 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 10 i i 0 本组齿轮65根据 取65 级精度，其中 205 0 调质处理）硬度为 280齿轮 566 5 钢（调质处理），硬度为 240者材料硬度相差 40 面接触疲劳强度的校核 （ 1）小齿轮的传递转矩 4533531 n ； （ 2）齿宽系数参考机械设计表 10 6.0d； （ 3）小齿轮5020355 ； （ 4）齿数比 （ 5）参考机械设计表 10图 10 ，小齿轮的接触强度极限 001 ，大齿轮的接触强度极限 502 ； 计算应力循环次数： 设计工作寿命为 15 年，每年工作 300 天，两班制； 931 109 4 08214 5 06060 992 106 9 09 4 N 0 参考机械设计图 10接触疲劳寿命系数 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 11 计算接触疲劳许用应力，安全系数取 1S ，失效概率为 1 %； M P 521 i M P i （ 6）小齿轮圆周速度045060000 335 根据 ， 7 级精度，由机械设计图 10动载系数 04.1 设计的为直齿轮，所以 1 K； 由机械设计表 10得使用系数 K ；表 10插值法查得 7 级精度，小齿轮相对轴承不对称布置时， 故载荷系数 7 2 M P 8 2 所以齿面接触疲劳强度符合要求。 根疲劳强度的校核 （ 1）小齿轮的传递转矩 4533531 n ； （ 2）齿宽系数参考机械设计表 10 4.0d； （ 3）小齿轮 5Z 分度圆直径 020355 ； （ 4）齿宽齿高比： 参考机械设计图 10 5 K，载荷系数 6 6 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 12 （ 5）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 ，参考机械设计图 10图 10取小齿轮 的 弯 曲 疲 劳 强 度 极 限 ,5001 大 齿 轮 的 弯 曲 疲 劳 强 度 极 限802 ，弯曲疲劳寿命系数 1 K ； 因此有： M P M P （ 6）参考机械设计表 10得 124112111 P 224222212 P 所以齿根弯曲疲劳强度符合要求。 强度校核 由于 轴工作中受到的载荷最大，跨度也大，故选取 轴进行校核。 定外加载荷 （ 1）齿轮 381 Z 的受力： 主轴的输入功率 ； 主轴的输入扭矩： 5 09 5 5 0555； 齿轮 762 Z 受到的切向力：F t 90 721018 齿轮 381 Z 与 762 Z 相互啮合，因此两者受到大小相等，方向相反的力，所以 381 Z 受到的切向力 071 ，径向力 2920t a a 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 13 （ 2）齿轮 566 ： 切向力： ； 径向力： 1120t a a ； 算弯矩 轴 的受力图如下： 受力图 （ 1）在 面内，根据静力受力平衡可得 0F 01631 13 1 249316 0 2,11 6331 ； ： 1631 490 x ； : 4 1 8 9 53 0 84961 t 31249 x ; ： 5416025413 541312 x ； 弯矩图如下： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 14 弯矩图 从图中可以 看出 B 处弯矩最大，为 2）在 面内，根据静力平衡得到 0F 01642 13 1 249416 62,143 42 ； ： 432 490 x ； ： 1 5 2 3 91684962 r 31249 x ； ： 5 4 11 6 25 4 14 541312 x ； 得出弯矩图如下： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 15 弯矩图 从弯矩图中可以看出 B 处弯矩最大，为 核轴的弯曲强度 由弯矩图可知 B 处为危险截面，因此对 B 处进行弯矩校核。 其合成弯矩 M P o zx o 222 M P 3 所以 轴弯曲强度符合要求。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 16 4. 轴承的选择和校核 承的选择 轴 ：前支承、后支承均选择 6205； 轴 ：前支承选择 6205，中支承选择 6206，后支承选择 6205； 轴 ：前支承选择 6205，中支承选择 6208，后支承选择 6205； 轴 ：前支承选 择 234416B/6;后支承：选择 6。 承的校核 轴 的受力最大，故只需校核轴 上的轴承。 O 处的轴承受到的力： 1 7 22221 C 处的轴承受到的力： 232423 故校核 O 处的轴承。 参考机械设计课程设计表 86205 的基本额定动载荷 ，基本额定静载荷 参考机械设计表 13 13 0,1 f ； 当量动载荷 4 01 1 7 轴承的使用寿命 36346 0 0160