普通车床的八级主轴箱部件设计车床8级变速主轴箱设计
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共24页)
编号：1619897
类型：共享资源
大小：2.17MB
格式：RAR
上传时间：2017-08-26
上传人：机****料
认证信息
个人认证
高**（实名认证）
河南
IP属地：河南
30
积分
- 关 键 词：
-
普通
车床
主轴
部件
设计
变速
- 资源描述：
-
- 内容简介：
-
课程设计 普通车床的八级主轴箱部件设计 目录 1 运动设计 .始参数 .床运动参数的确定 . 确定主电机 . 主传动系统的拟定 . 确定齿轮的齿数 . 确定系统的传动系统图 . 动力设计 .定各轴转速 .传动设计 .传动齿轮模数的确定、校核和结构 尺寸 . 模数的确定 . 校核轮齿弯度疲劳强度 . 滑移齿轮的结构尺寸 . 11 定各轴的最小直径 . 结构设计 .轴组件的设计 . 主轴前后轴直径的选择 . 主轴内孔直径 的确定 . 主轴前端伸长量 a . 主轴组件最佳跨距选择 . 轴的校核 . 主轴组件的选择 .纵机构的设计 . 设计计算 . 结构设计 .体设计 . 润滑 . 润滑剂的选择 . 润滑方式 .想： .考文献 .械设计装配设计课程 设计 - 3 - 1 运动设计 始参数 主电机的功率： 3大转速： 1600r/低转速： 315r/比： = 件材料：钢铁材料 道具材料：硬质合金 床运动参数的确定 定主电机 电机功率： 3机型号： 机转速： 1430r/ 主传动系统的拟定 拟定传动方案，包括传动形式选择以及开停、制动、换向、操纵等整个传动系统的确定。传动形式则指传动和变速的元件，机构以及组成，安排不同特点的传动形式，变速类型。传动方案和形式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定传动方案和形式，要从结构、工艺、 性能及经济性等多方面统一考虑。 确定结构式： 方案 a: 421 2228 方案 b：148 4 2 结构网如下所示： 图 18 级结构网的两种方案 机械设计装配设计课程 设计 - 4 - 主变速传动系从电动机道主轴，通常为降速传动，接近电动机的转速较高，传动的转矩较小，尺寸小一些，反之靠近主轴的传动件转速较低，传动的转矩较大，尺寸就较大。因此在拟定主变速传动系时，应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面，传动副数少的变速组放在后面，使主变速传动系中更多的传动件在高速范围内工作，尺寸小一些，以节省变速箱的造价，减少变速箱的外形尺寸 ;也就是满足传动副前多后少的原则，确定传动方案。 通过验算最后扩大组的变速范围： ）（a 1-(42 b ba ra 为优 拟定转速图：传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围：在降速运动时，为防止齿轮的直径过大而使其径向尺寸过大，常限制最小传动比，41i，升速传动时，为防止产生过大的振动和噪音，常限制最大传动比 2i，斜齿轮比较平稳，i ，故变速组的最大变速范围为 108/ m a xm a x 检查变速组的变速范围是否超过极限值 时，只需检查最后一个扩大组。因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其他变速组就不会超过极限值。 由 查表选取标准转速，其标准转速是： 315， 400， 500， 630， 800，1250， 1600 由此可以确定系统的转速图 421 2228 图 1转速图的拟定 机械设计装配设计课程 设计 - 5 - 定齿轮的齿数 确定齿轮齿数的原则和要求： 齿轮的齿数和轮的齿数和机床结构庞大，一般推荐 1 0 0 2 0 0。 最小齿轮的齿数要尽可能少 ;但同时要考虑： 最小齿轮不产生根切，机床变速箱中标准直圆柱齿轮，一般最小齿数 18Z ； 受限制的最小齿轮齿数应大于 1820； 齿轮齿数应符合转速图上传动比的要求：实际传动比（齿数之比）与理论传动比（转速图上要求的传动比）之间有误差，但不能过大，确定齿数所造成的转数所造成的转速误差，一般不应超过 0000 1 由系统结构图和转速图可知，系统采用双联滑移齿轮 11 . . . 6 0 , 6 2 , 6 4 , 6 6 , 6 8 , 7 0 , 7 2 , 7 4 . . 2 Z . . . 5 0 , 5 2 , 5 4 , 6 6 , 6 8 , 7 0 , 7 2 , 7 4 . . 3 Z . . . 4 4 , 5 2 , 5 4 , 6 0 , 6 2 , 7 0 , 7 2 , 7 8 . . 4 12 Z . . . 4 8 , 5 4 , 6 0 , 6 2 , 7 0 , 7 2 , 7 8 . . 由以上几行可以挑出， s 54z 和 72 是共同适用的。选取 72s z ，则从表中可以查出小齿轮齿数分别是 36， 32， 28， 24，即1 36 / 36，2 32 / 40，3 28 / 44，4 24 / 48。 定系统的传动系统图 由以上可以确定系统的传动系统图，为 图 18 级传动系机械设计装配设计课程 设计 - 6 - 2 动力设计 定各轴转速 （ 1）确定主轴计算转速 81133m i n 3 1 5 ( 1 . 2 6 ) 4 6 0 r / m i （ 2）各传动轴计算转速 轴 的可从主轴 460r/ 的 传动副找上去 轴 的计算转速 630r/的计算转速 1000r/的计算转速 1250r/ 3）各齿轮的计算转速 传动组 c 中 24/48 只计算9 24Z 的齿轮，计算转速9z 8 0 0 r / m i ； 40/32 只计算9 32Z 的齿轮，计算转速9z 6 3 0 r / m i ； 传动组 b 中主动齿轮5 36Z 、 6 28Z ，计算转速为56 1 0 0 0 r / m i z ； 传动组 a 中主动齿轮1 32Z 、 2 36Z ，计算转速为12 1 2 5 0 r / m i z 。 （ 4）核算主轴误差 1 2 5 1 1 1 . 2 61 4 3 0 1 5 7 51 4 3 1 1 1n 实1 6 0 0 r / m i 标 0 0 00 0 0- 1 5 7 5 - 1 6 0 01 0 0 1 . 5 6 51600 实 标标所以合适。 传动设计 V 带传动中，轴间距 A 可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽之间会有打滑，宜可缓和冲击和隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸较大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。 电动机转速0 = 1 4 3 0 r/m 递功率 ,传动比 i ,两班制一天运转 时，工作年数 10 年。 （ 1）确定计算功率 由机械设计表 2作系数由机械设计式（ 0 1 3 .9 k k P （ 2）选取 v 带型 根据小带轮的转速和计算功率，选 A 带型 （ 3）确定带轮直径和验算带速 带轮的直径越小，带的弯曲应力越大。为提高带的使用寿命，小带轮的直径不应过小，即1 m i n 7 5 m 。查机械设计表 2表 2小带轮基准直径1 125则21 1431 2 5 1 4 2 . 5 m d i 直径系列值 机械设计装配设计课程 设计 - 7 - 实际传动比12125 0 . 8 9 2140di d 传动比相对误差：0 000000 . 8 7 4 0 . 8 9 2 250 . 8 7 4 故允许 验算带速 11 3 . 1 4 1 2 5 1 4 3 0 9 . 3 5 m / s 5 , 2 56 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 故带速合适 （ 4）确定传动中心距和带的基准长度 带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定。一般可在下列范围内选取，根据机械设计经验公式（ 2 设中心距为0a，则 1 2 0 1 20 2d d a d d 于是 00m 带长 2120 0 1 202 1 2 1 6 . 2 m a d d a 由机械设计表（ 2取相近的基准长度械设计公式（ 算实际中心距 00 1 2 5 0 1 2 1 6 . 24 0 0 4 7 1 m （ 5）验算小带轮的包角 由机械设计公式（ 2o 故合适 （ 6）确定带的根数 由机械设计公式（ 00 3 . 0 6 31 0 0 0 c p p k k 即取带数 z=3 （ 7）计算带的张紧力0械设计表（ 2 0 . 1k g / 由机械设计式（ 2 2 . 55 0 0 1 2 0 . 8 9 q （ 8）计算作用在轴上的压轴力 根据机械设计式（ 10 1 7 7 . 9 32 s i n 2 3 1 2 0 . 8 9 s i n 6 1 0 . 5 1 F 机械设计装配设计课程 设计 - 8 - 传动齿轮模数的确定、 校核 和结构尺寸 数的确定 A 传动组： 36 齿齿轮的模数 齿轮接触疲劳强度计算 （ 1） 计算工作转矩： 66111p 2 . 8 59 1 0 9 1 0 2 2 9 2 0 m （ 2） 初步计算小齿轮直径： 131 21 查表取 96，155, 36 ， 31 22 2 9 2 0 1 19 6 8 4 . 5 m 5 0 1d ， 取1 85，则齿宽 11 （ 3） 按齿轮接触疲劳强度计算设计 21312 1 z A ，设计齿轮精度为 7 级， 11 3 . 9 5 m / 1 0 0 0 ， v ，1d ， ， t 11k 2/ 1 . 1 0 2 2 2 9 2 0 3 1 . 2 25 5 1 9A AF k T ， 查表取 ， A（ 4） 齿面接触应力 H ， ,12111 . 8 8 3 . 2 c o s 1 . 6 9d ， 21312 1 z 232 1 . 6 0 2 2 9 2 0 1 1 1 8 9 . 8 2 . 5 0 . 8 8 7 2 . 5 m 5 5 036 3m 机械设计装配设计课程 设计 - 9 - 则11 3 3 6 1 0 8 m md m z 5 3 1 5 m 同理 32 齿齿轮的模数： o 21312 1 z =232 1 . 6 0 2 2 9 2 0 1 8 9 . 8 2 . 5 0 . 8 81 . 8 m m 6 7 . 2 6 m 5032 取1 70， 2m 则11 3 3 2 9 6 m md m z 5 3 1 5 m b 传动组 : 26631c 2 80 . 9 5 0 . 9 9 39 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 2 6 6 7 5 . 8 7 m 21312 1 z 232 1 . 6 0 2 6 6 7 5 . 8 7 1 1 1 8 9 . 8 2 . 5 0 . 8 8 7 4 . 7 8 m 5 5 028 取3 75， m ,166, 36 则 6 3 1 8 m 35 3 2 8 8 4 m md m z C 传动组： 机械设计装配设计课程 设计 - 10 - 32 齿齿轮的模数 36644c 3 20 . 9 5 0 . 9 9 39 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 4 1 9 1 9 . 2 m o 24342 1 z 23 2 1 . 6 0 2 6 6 7 5 . 8 7 1 8 9 . 8 2 . 8 82 . 2 5 8 8 . 6 2 m 5 0 取4 90， 取 3m ，188, 36 则1 3 2 3 3 2 9 6 m md m z 8 3 2 4 m 故都可以统一取 3m 核轮齿弯度疲劳强度 a 传动组： 36 齿齿轮校核： 由图查的 ，所以 6 9 Y 由 M P 2 9 2 11 1 1 查图 00查表 4 11 NF 1111 m m 由 M P 6 11 故 36 齿齿轮弯曲疲劳强度满足要求 同理可进行 a 传动组中其他齿轮和 b 传动组、 c 传动组齿轮的弯曲疲劳强度校核。机械设计装配设计课程 设计 - 11 - 经计算都满足要求。 移齿轮的结构尺寸 （ 1） a 传动组双联滑移齿轮： 总长122kL b b k b 其中 ， 齿轮宽度 5 3 1 5 m 插齿刀退刀槽的宽度 6 换位用拨叉槽的宽度1 7 .5 m ，取1 12 拨叉槽边到齿轮端面的距离 3m 拨叉槽深度 1 6 m 轮毂直径根据花键轴根径，取1 42 得 2 1 5 6 2 3 1 2 5 4 m （ 2） b 传动组双联滑移齿轮： 总长122kL b b k b 其中 ， 齿轮宽度 6 3 1 8 m 插齿刀退刀槽的宽度 6 换位用拨叉槽的宽度1 7 .5 m ，取1 12 拨叉槽边到齿轮端面的距离 3m 拨叉槽深度 1 6 m 轮毂直径根据花键轴根径，取1 34 得 2 1 8 6 2 3 1 2 6 0 m （ 3） c 传动组双联滑移齿轮： 总长122kL b b k b 其中 ， 齿轮宽度 8 3 2 4 m 插齿刀退刀槽的宽度 6 换位用拨叉槽的宽度1 7 .5 m ，取1 12 拨叉槽边到齿轮端面的距离 3m 拨叉槽深度 1 6 m 轮毂直径根据花键轴根径，取1 34 得 2 2 4 6 2 3 1 2 7 2 m 机械设计装配设计课程 设计 - 12 - 图 2c 传动组双联滑移齿轮示意图 定各轴的最小直径 当轴上由键槽时， d 值应相应增大 45%；当轴为花键轴时，可将估算值减小 7%为花键轴的小径；空心轴时，需乘以计算系数 b， b 值见机械设计手册表 7 （ 1） 轴的直径： ， 2501 轴自身材料选用 45 号钢，故 110c 由1 3313 0 . 9 51 1 0 1 4 . 4 8 m （ 2） 轴的直径： ， 0002 轴自身材料选用 45 号钢，故 110c 由2 3323 0 . 9 51 1 0 1 5 . 5 4 m （ 3）轴的直径： ， 303 由 33333 0 . 9 31 1 0 1 8 . 0 7 m (4)轴的直径 : , 603 由4 3343 0 . 9 21 1 0 2 0 . 0 0 m 机械设计装配设计课程 设计 - 13 - 3 结构设计 轴组件的设计 主轴部件是机床实现旋转运动的执行件，是机床上的一个重要部件。主轴部件由主轴、主轴支承和安装在主轴上的传动件、密封件等组成。主轴部件带动工件或刀具完成工件表面的形成运动，传动运动和动力；主轴部件还是工件或刀具的支撑件，承受切削力、进给力、驱动力和工件或刀具的重量等，并保证工件（或刀具）与机床其他部分由精确的相对位置；保证其回转轴心位置准确、稳定，以达到预期的加工精度和表面粗糙度。以上特点是主轴部件和普通传动轴驱动部件的主要区别。 因为机床功能不同，主轴部件的结构也多种多样，但各种主轴部件都有其共同特点：在使用 上都要求它具有与该机床工作性能相一致的回转精度、抗振性、耐磨性等，还要求温升低，热变形小。在结构上要求能完善解决工件或刀具的定位装夹、主轴及其轴承定位、轴承间隙的调整以及润滑、密封等问题，以适应主轴高速化、高精度的发展方向并满足便于制造、装配、维修等共性问题。 下面对主轴的重要尺寸参数及主轴结构的设计做详细的说明 轴前后轴直径的选择 主轴的外径尺寸，关键是主轴前轴颈直径，一般按照机床类型，主轴传递的功率或最大回转直径，参考表 3取，最大回转直径 250车床，查机械制造装备设计表 3轴颈应 =70105，初选，后轴颈，中间轴颈 故选前轴承型号为 32014 中间轴承型号为 32011 轴内孔直径的确定 主轴孔径过小，使从中通过的棒料或拉杆直径受到限制，而且深孔加工也较为困难。主轴孔径可减小主轴重量，提高固有频率。为了扩大机床的使用范围，主轴孔径也应适当增大。但是，当主轴外径一定时，增大孔径受到结构和刚度要求的限制： 孔径增大会减小主轴的壁厚，如果轴壁过薄，就要影响主轴正常工作。对于中型机床主轴后轴颈的直径与孔径之差不要小于 2025轴尾端最薄处的直径差不要小于 1015时，孔径的增大会削弱主轴的刚度，主轴端部的刚度与截面惯性矩成正比。主轴孔径 d 确定后，可根据主轴的使用及加工要求选择锥孔的锥度。锥孔仅用于定心是，锥度应取大些；若锥孔除用于定心外，还要求自锁，借以传递转矩时，锥度应小些。 本次设计车床的主轴的内孔直径是渐变的，前轴颈端为 40轴颈端为24 主轴前端伸长量 a 主轴悬伸量是指主轴前端至前支撑点的距离，它的大小对主轴组件的刚度和抗振性有显著影响。悬伸量小，轴端位移就小，刚度得到提高。 在主轴尺寸参数中，主轴悬伸量对主轴组件静动态特性的影响最大。主轴悬伸量 的大小往往受到结构限制，主要取决于主轴前端部的结构型式及尺寸、刀具或夹具的安装方式、前轴承的类型及配置、润滑与密封装置的结构尺寸等。主轴设计时，在满足结构要求的前提下，应最大限度地缩短主轴的悬伸量 a. 减小主轴前端伸长量对提高主轴组件的旋转精度、刚度和抗震性有显著效果，因此在主轴设计时，在满足结构的前提下，应最大限度的缩短主轴前端伸长量 a，根据结构，定悬伸量 00 机械设计装配设计课程 设计 - 14 - 轴组件最佳跨距选择 支承跨距 L 是指主轴相邻两支承的支反力作用点之间的距离。合理确定主轴支承跨距 L 是获得主轴部件的最大静刚度的重要条件之一。 支承跨距 L 对主轴刚度的影响比较复杂。经分析计算可知，对于两支承主轴跨距，当主轴受切削力 F 作用时，主轴和支承部件都要变形并引起主轴轴端位移。它是主轴本身弯曲在轴端的弯曲变形 轴承变形所产生的端部位移 叠加。 考虑到机械效率为 轴最大的输出转矩： 床身最大加工直径约为最大回转直径的 60%。取 50%即为 125削力： 背向力： 8 0 53 6 1 故总的作用力： 03618053610 2222 假设 3/ 3 1 1 7 3 5 1 m 前后支撑 别为： Nl 2691351 11735120182 6 733 511 172 01 82 根据 co 691 , 73 ， ， 17 30 1 2 1 6 9 5co 9 1 0 4 2co K 1 9 0 7 0 2 / 2 5 4 1 m 4 4 6 40 . 0 5 0 . 0 8 5 0 . 0 4 6 2 . 3 9 1 0 3 6113 主轴最佳跨距由图查 3/0 3 1 1 7 3 5 1 m 机械设计装配设计课程 设计 - 15 - 的校核 的受力分析 t 292022 1 0 720t 2t 先作出轴的受力计算简图（即力学模型） 由前面可知压轴力 6 1 0 核轴的强度 如图所示： 图 2载荷图 机械设计装配设计课程 设计 - 16 - 计算如下： （ 1） 水平面受力 以 A 为基点： 049121916960 为基点： 04 9 14 3 13 2 22 7 2 解得： 6687 （ 2） 垂直面受力 以 A 为基点： 049121916960 为基点： 027232243149121 解得： 5517 42 （ 3）弯矩图，求截面 C 处的弯矩 水平面上的弯矩 ( 1 3 2 + 3 2 ) 2 5 8 0 0 0 m x A x F N 垂直面上的弯矩 1 4 7 4 0 0 m 2 1 8 4 7 6 0 m 合成弯矩 M 112 2 2 22 5 8 0 0 4 7 4 0 0 6 2 3 1 8 m V M N 22 2 2 22 2 5 8 0 0 1 8 4 7 6 0 3 1 7 3 3 3 m V M N （ 4）作弯矩图 1 9 5 9 0 0 0 m 2 6 4 5 0 0 0 m m （ 5）作当量弯矩图 因单向回转，视扭矩为脉动循环， ，则截面 C 处的 当量弯矩为： 11 2222 2 6 2 3 1 8 0 . 6 9 5 9 0 0 0 6 3 2 3 7 3 m T N 21 6 3 2 3 7 3 m N 按当量弯矩校核该轴的强度。截面 C 处当量弯矩最大，故应对此截面校核。 截面 C 处的强度按 M P 6 3 2 3 7 331 查表得，对于 45 钢， P， 16 。 故轴的强度足够。 （ 6）判断危险截面 由于在截面 C 处当量弯矩最大，故危险截面是 C 处。 机械设计装配设计课程 设计 - 17 - （ 7）安全系数法校核轴的强度 疲劳极限等效系数 M P 8 26 4 M P a 1 9 26 4 M P M P a 7 71 9 222001 C 截面上的应力： P 2 7 8 07936792 6 2 3 1 8 P a m 9 0 0 0 3 e. P 应力集中系数： 为该截面有轴径变化，过渡圆角半径 2， 则 08.103.040， K, K 该截面表面粗糙度 3.2 ， 40， ， 74.0z 安全系数： 1 2- SS 222所以 C 截面安全。 机械设计装配设计课程 设计 - 18 - 轴组件的选择 承的选用 轴： 6007（ 2 个） 轴： 6304、 61907、 6304 轴： 6305（ 2 个） 轴： 32014、 32011、 6208 前轴颈轴承： 32014 中间轴颈轴承： 32011 承的校核 轴轴承： 6007（深沟球轴承） 由手册查得： NC r NC r 30 0 4 5 0 0/1 6 6/ F 用线性插值法得 25.0e 7/1 6 6/ 查表得 , 考虑轴承工作中有中等冲击，查得 5.1 6 81 6 x F r 按寿命的校核： 校核轴轴承 6007（深沟球轴承） 基本额定寿命： 转610 10 寿命指数 当量动载荷， 转为单位基本额定寿命，以 610 10L 用r/则以小时数表示的轴承基本额定寿命 610 10 L 经过温度系数本额定寿命计算公式为： 610 10 th 由于工作温度 20 ,取 11 0 1 1 6 . 2 1 0 2 3 2 7 1 2 5 0 2 . 8 8 1 0因为 10 2 3 2 7 h 2 0 0 0 故选用轴承 6007 能满足工作要求。 机械设计装配设计课程 设计 - 19 - 纵机构的设计 机床为了完成复杂的切削加工，需要保证各种运动能够协调有序地进行，必须设计套完善可靠的操纵机构。本次设计采用的是手动单独操纵机构，设计计算和结构如下： 计计算 （ 1） a 传动组的操纵机构 确定 H 2中： 2 2 1 5 2 3 2 m ,b 是齿轮的宽度。 一般要求 60 90 ，通常取 60，在此取 =46 ， （ L 为滑块长度，即滑移齿轮长度 L=75 20 32 2 0 2 7 . 0 5 m m2 s i n 2 02 s i 检验 e 22 32 2 . 3 7 0 . 3 7 5 m 1 6 2 7 . 0 5 确定 R 确定 4 6 2222s 046 合适 检验定值孔间距： 根据定位装置的有关尺寸及摆杆摆角 ，检验两相邻定位孔（坑）之间壁距不得小于 2则可适当减小 H 值，这是摆角将增大，但必须 00 9060 。 设计中定位孔是分布在 20圆周上，并且 046 ，故有 01L 2 2 s i n 1 0 6 . 8 4 m 0L 9 . 3 m m 2 m m故定位孔的间距合适 (2)b 传动组的操纵机构 确定 H 2中： 2 2 1 8 2 3 8 m ,b 是齿轮的宽度。 一般要求 60 90 ，在此取 =60 ， （ L
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号