卧式普通车床主运动变速系统设计(4kw,1450,40,1.26,8级)【5张CAD图纸和毕业论文】【原创资料】
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目 录
设计总说明 4
第1章 绪论 5
1.1 课程设计的目的 5
1.2课程设计的内容 5
1.2.1 理论分析与设计计算 5
1.2.2 图样技术设计 5
1.2.3编制技术文件 5
1.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求 5
第2章 车床参数的拟定 7
2.1车床主参数和基本参数 7
2.2拟定参数的步骤和方法 7
2.2.1 极限切削速度Vmax、Vmin 7
2.2.2 主轴的极限最低转速 7
2.2.3 主电机功率——动力参数的确定 8
2.2.4确定结构式 8
2.2.5确定结构网 8
2.2.6绘制转速图和传动系统图 9
2.3 确定各变速组此论传动副齿数 10
2.4 核算主轴转速误差 12
第3章 传动件的计算 13
3.1 带传动设计 13
3.1.1计算设计功率Pd 13
3.1.2选择带型 14
3.1.3确定带轮的基准直径并验证带速 14
3.1.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 15
3.1.5确定带的根数z 16
3.1.6确定带轮的结构和尺寸 16
3.1.7确定带的张紧装置 16
3.1.8计算压轴力 16
3.2 计算转速的计算 18
3.3 齿轮模数计算及验算 19
3.4 传动轴最小轴径的初定 22
3.5主轴设计计算及校核 25
第4章 主要零部件的选择 28
4.1 轴承的选择 28
4.2 键的规格 28
4.3 主轴弯曲刚度校核 28
4.4.轴承校核 29
4.5 润滑与密封 29
第5章 摩擦离合器(多片式)的计算 29
第6章 主要零部件的选择 31
6.1电动机的选择 31
6.2 轴承的选择 31
6.3变速操纵机构的选择 32
6.4 轴的校核 32
6.5 轴承寿命校核 34
第7章 主轴箱结构设计及说明 35
7.1 结构设计的内容、技术要求和方案 35
7.2 展开图及其布置 35
结束语 37
参考文献 38
设计总说明
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二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:传动系统设计,传动副,结构网,结构式
第1章 绪论
1.1 课程设计的目的
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。
1.2课程设计的内容
《机械系统设计》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。
1.2.1 理论分析与设计计算
(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。
1.2.2 图样技术设计
(1)选择系统中的主要机件。
(2)工程技术图样的设计与绘制。
1.2.3编制技术文件
(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。
1.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求
题目:中型普通车床主轴箱设计
题目车床的主参数(规格尺寸)和基本参数如下:
①电机功率P:4kW
②电机转速n0:1450r/min
③主轴最低转速nmin:40r/min
④公比φ:1.26
⑤转速级数z:8
反转:Z反=Z正/2;最大加工直径:φ400mm(转数级数为12级)、φ320mm(转数级数为8级)
第2章 车床参数的拟定
2.1车床主参数和基本参数
车床的主参数(规格尺寸)和基本参数如下:
①电机功率P:4kW
②电机转速n0:1450r/min
③主轴最低转速nmin:40r/min
④公比φ:1.26
⑤转速级数z:8
反转:Z反=Z正/2;最大加工直径:φ400mm(转数级数为12级)、φ320mm(转数级数为8级)
2.2拟定参数的步骤和方法
2.2.1 极限切削速度Vmax、Vmin
根据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要考虑:
允许的切速极限参考值如下:







- 内容简介:
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1 本科生课程设计 卧式普通车床主轴箱设计 学生姓名 所在专业 机械设计制造及其自动化 所在班级 指导教师 副指导教师 答辩时间 目 录 2 目 录 设计总说明 . 4 第 1 章 绪论 . 5 程设计的目的 . 5 程设计的内容 . 5 论分析与设计计算 . 5 样技术设计 . 5 制技术文件 . 5 程设计题目、主要技术参数和技术要求 . 5 第 2 章 车床参数的拟定 . 6 床主参数和基本参数 . 6 定参数的步骤和方法 . 6 限切削速度 . 6 轴的极限最低转速 . 6 电机功率 动力参数的确定 . 7 定结构式 . 7 定结构网 . 7 制转速图和传动系统图 . 8 定各变速组此论传动副齿数 . 8 算主轴转速误差 . 9 第 3 章 传动件的计算 . 11 传动设计 . 11 算设计功率 . 11 择带型 . 11 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 . 13 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 . 15 轮模数计算及验算 . 16 动轴最小轴径的初定 . 18 轴设计计算及校核 . 22 第 4 章 主要零部件的选择 . 25 目 录 3 承的选择 . 25 的规格 . 25 轴弯曲刚度校核 . 25 . 26 滑与密封 . 26 第 5 章 摩擦离合器 (多片式 )的计算 . 26 第 6 章 主要零部件的选择 . 28 动机的选择 . 28 承的选择 . 28 速操纵机构的选择 . 28 的校核 . 28 承寿命校核 . 30 第 7 章 主轴箱结构设计及说明 . 30 构设 计的内容、技术要求和方案 . 30 开图及其布置 . 31 结束语 . 32 参考文献 . 32 设计总说明 4 设计总说明 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二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 :传动系统设计 ,传动副,结构网,结构式 广东海洋大学 本科生毕业设计 5 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 机械系统设计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 题目:中型普通车床主轴箱设计 题目车床的主参数(规格尺寸)和基本参数如下: 电机功率 P: 4电机转速 1450r/主轴最低转速 40r/公比: 转速级数 z: 8 反转: Z 反 =Z 正 /2;最大加工直径: 400数级数为 12 级)、 320数级数为 8 级) 广东海洋大学 本科生毕业设计 6 第 2 章 车床参数的拟定 床主参数和基本参数 车床的主参数(规格尺寸)和基本参数如下: 电机功率 P: 4电机转速 1450r/主轴最低转速 40r/公比: 转速级数 z: 8 反转: Z 反 =Z 正 /2;最大加工直径: 400数级数为 12 级)、 320数级数为 8 级) 定参数的步骤和方法 限切削速度 据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要考虑: 允许的切速极限参考值如下: 表 工 条 件 m/m/硬质合金刀具粗加工铸铁工件 30 50 硬质 合金刀具半精或精加工碳钢工件 150 300 螺纹加工和铰孔 3 8 轴的极限最低转速 计算车床主轴极限转速时的加工直径,则主轴极限转速应为: 结合题目条件,取标准数列数值,即 20r/ 依据题目要求选级数 Z=8, =采用常规的扩大传动。各级转速数列可直接从标准的数列表中查出, 按标准转速 数列为: 40, 50, 63, 80, 100, 125,160,200 n 反 所以反转转速数列是: 45, 56, 71, 90, 112, 140,165,224 广东海洋大学 本科生毕业设计 7 电机功率 动力参数的确定 合理地确定电机功率 N,使机床既能充分发挥其性能,满足生产需要,又不致使电机经常轻载而降低功率因素。 合理地确定电机功率 N,使机床既能充分发挥其性能,满足生产需要,又不致使电机经常轻载而降低功率因素。 根据题设条件电机功率为 4选取电机 4满载转速为 1450r/定结构式 已知 Z=2a a、 b 为正整数,即 Z 应可以分解为 2 和 3 的因子,以便用 2、 3 联滑移齿轮实现变速。 取 Z=8级 则 Z=22 2 对于 Z=8 可分解为: Z=21 22 24。 综合上述可得:主传动部件的运动参数 00n 40 Z=8 = 确定结构网 根据“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏 ,结构紧凑的原 则 ,选取传动方案 Z=22 21 24,易知第二扩大组的变速范围 r= (x=8 满足要求,其结构网如图 2 广东海洋大学 本科生毕业设计 8 图 2构网 Z=22 21 24 制转速图和传动系统图 ( 1)选择电动机:采用 ( 2)绘制转速图: ( 3)画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数,画主传动系统图如图 2 1 (m+D) 轴最小齿数和 :+D/m) 定各变速组此论传动副齿数 (1)100型机床 02)直齿圆柱齿轮 18m 4 广东海洋大学 本科生毕业设计 9 图 2主传动系统图 ( 3) 齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等, 据设计要求 1820,齿数和 00 120,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 表 2 齿轮齿数 传动比 基本组 第一扩大组 第二扩大组 1:1 1:1 1: 2 代号 Z1 Z2 Z3 4 5 齿数 33 53 38 48 45 45 35 55 60 48 36 72 算主轴转速误差 实际传动比所造成的主轴转速误差,一般不应超过 10( ,即 广东海洋大学 本科生毕业设计 10 n 10( = 各级转速误差 经过计算各级转速误差小于 因此不需要修改齿数。 广东海洋大学 本科生毕业设计 11 第 3 章 传动件的计算 传动设计 输出功率 P=4速 450r/i= 计算设计功 率 Pd 表 4 工作情况系数原动机 类 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 变动很大 破碎机(旋转式、颚式等);球磨机;棒磨机;起重机;挖掘机;橡胶辊压机 据 稳 ,两班工作制( 16 小时),查机械设计 , 取 1 . 1 4 4 . 4 k e P k W 择带型 普通 械设计 3 11选取。 广东海洋大学 本科生毕业设计 12 根据算出的 1450r/查图得: d d=80 100 型 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 10075 295表 13) 表 3. Y Z A B C D E 0 75 125 200 355 500 21213 . 6 3 , = 1 0 0 3 . 6 3 = 3 6 3 m md 所 以 由机械设计 3得255 误差验算传动比:21355= 3 . 5 7(1 ) 1 0 0 (1 2 % )d 误( 为弹性滑动率) 误差113 . 5 7 3 . 6 31 0 0 % 1 0 0 % 2 . 2 % 5 %3 . 6 3 误 ,符合要求 带速 1 1 0 0 1 4 5 0v = 7 . 5 9 /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 3 12查得, 0 面已得到1a=z=5,则 1a 1 5 6 . 7 72 s i n = 2 5 1 4 0 . 6 2 s i n N = 8 3 9 . 6 0 z F 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 V 带轮的轮槽尺寸(摘自 项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 广东海洋大学 本科生毕业设计 15 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 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)主轴的计算转速 公式 nj=3/( z 得,主轴的计算转速 取 63/ (2). 传动轴的计算转速 广东海洋大学 本科生毕业设计 16 轴 1=400r/ 2=200 r/ 3=125 r/ 4=80 r/ 5=63 r/轮模数计算及验算 ( 1)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示。 表 3模数 ( 2) 基本组齿轮计 算 。 基本组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 1 2 齿数 33 53 38 48 分度圆直径 99 159 114 144 齿顶圆直径 105 165 120 150 齿根圆直径 宽 20 20 20 20 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: 齿面接触疲劳强度计算: 接触应力验算公式为 P n )()1(102088 3218弯曲应力验算公式为: P )(101 9 12 3215 式中 这里取 r/ 组号 基本组 第一扩大组 第二扩大组 模数 3 3 4 广东海洋大学 本科生毕业设计 17 K 里取 T=15000h.; 1n r/, 1n =500( r/ 0触载荷取0C= 710 ,弯曲载荷 取0C= 6102 触载荷取 m=3;弯曲载荷取 m=6; 【 5】 2 上,取 【 5】 2 上,取 【 5】 2 上, 3K=K 【 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: j=635 jw=78 w( 3) 扩大组齿轮计算 。 第一扩大组 齿轮几何尺寸见下表 齿轮 3 4 齿数 45 45 35 55 分度圆直径 135 135 105 165 齿顶圆直径 141 141 111 171 齿根圆直径 宽 20 20 20 20 第二扩大组齿轮几何尺寸见下表 广东海洋大学 本科生毕业设计 18 齿轮 5 6 齿数 60 48 35 72 分度圆直径 240 192 140 288 齿顶圆直径 248 200 148 296 齿根圆直径 230 182 130 278 齿宽 24 24 24 24 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, m=3, 355; 可求得: j=619 jw=135 w动轴最小轴径的初定 取各传动件效率如下: 带传动效率: 轴承传动效率: 齿轮传动效率: 则有各传动轴传递功率计算如下: d d 321 2 d 3231 32 d 4341 32 传动轴的直径估算: 当轴上有键槽时, 5%;当轴为花键轴时,可将估算的 %为花键轴的小径 ;空心轴时, b, 械设计手册表 7 轴有键槽, 轴和 轴因为要 安装滑移齿轮所以都采用花键轴 ,有键槽并且轴为空心轴 a.轴的设计计算 : ( 1)选择轴的材料 由文献 1中的表 1115 号钢,调质处理,硬度 2 1 7 2 2 5 H B S ,M P a , M P , M P 。 ( 2)按扭矩初算轴径 广东海洋大学 本科生毕业设计 19 根据文献 1中式( 11并查表 11 C=115,则 3 虑有键槽和轴承,轴加大 5%: 51( 所以取 d=25mm b. 轴的设计计算 : ( 1)选择轴的材料 由文献 1中的表 1115 号钢,调质处理,硬度 2 1 7 2 2 5 H B S ,M P a , M P , M P 。 ( 2)按扭矩初算轴径 根据文献 1中式( 11并查表 11 C=115,则 3 25 考虑有键槽,轴加大 5%: 51( 所以取最小 d=30mm c. 轴的设计计算 : ( 1)选择轴的材料 由文献 1中的表 1115 号钢,调质处理,硬度 2 1 7 2 2 5 H B S ,M P a , M P , M P 。 (2)按扭矩初算轴径 根据文献 1中式( 11并查表 11 C=115,则 3 28 有键槽和轴承,轴加大 5%:; 取 d=30根据以上计算各轴的直径取值如下表示: 轴 轴 轴 轴 最小轴径值 25 30 30 ( 7) 轴的结构设计及校核计算: ( 1)确定轴各段直径和长度: 1L 段:安装圆锥滚子轴承, ; 130 11 2L 段:安装两个个双联齿轮块,同时利用轴肩定位轴承,由轴肩计算公式)(3 1 )( 0 . 0 7d)0 . 1( 0 . 0 7h 所以取;有结构确定 6036 22 ; 广东海洋大学 本科生毕业设计 20 3装圆锥滚子轴承, ; 13033 ( 2)轴的强度校核: 轴的校核主要校核危险截面已知轴齿轮 6、齿轮 8数据如下: ;右左 求圆周力:;径向力 ta F ; ;a a a a 轴承支反力: ; 右左齿轮 6对轴的支反力: ;齿轮 8对轴的支反力: ;垂直面的弯矩: ;:齿轮;: 由以上计算可知危险截面在轴的右端齿轮 6 处,跨距 282径为 48 轴承的支反力: 广东海洋大学 本科生毕业设计 21 ;水平面弯矩: ;左 3 9 61 0 5 合成弯矩: ;3 7 22221 已知转矩为: ; 转矩产生的剪力按脉动循环变化,取 ; 截面 ;( 22c c 校核危险截面 ;M P 136c 则有该轴强度满足要求。 同理可知,按照此方法校核其他传动轴,经检验,传动轴设计均符合要求。 转矩图 广东海洋大学 本科生毕业设计 22 轴设计计算及校核 主轴上的结构尺寸虽然很多,但起决定作用的尺寸是:外径 D、孔径 d、悬伸量 。 主轴的外径尺寸,关键是主轴前轴颈直径 1D 。一般按照机床类型、主轴传递的功率或最大加工直径,参考表 3D 。最大回转直径 320P=4机械制造装备设计表 3轴颈应 105701 D ,初选 01 ,后轴颈 12 )取 02 。 很多机床的主轴是空心的,为了不过多的削主轴刚度,一般应保证 d/D 52 60902 21 取 ) 经计算 选取内孔直径 d=40 广东海洋大学 本科生毕业设计 23 a: 减小主轴前端伸长量对提高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悬伸量 a。根据结构 ,定悬伸长度 490) ; 取 a=100 : 最佳跨距 350200)(0 值 000 合理跨距 050225) ;取值 00 。 机床在切削加工过程中,主轴的负荷较重,而允许的变形由很小,因此决定主轴结构尺寸的主要因素是它的变形大小。对于普通机床的主轴,一般只进行刚度验算。通常能满足刚度要求的主轴,也能满足强度要求。只有重载荷的机床的主轴才进行强度验算。对于高速主轴,还要进行临界转速的验算,以免发生共振。 一弯曲变形为主的机床主轴 (如车床、铣床 ),需要进行弯曲刚度验算,以扭转变形为主的机床(如钻床),需要进行扭转刚度验算。当前主轴组件刚度验算方法较多,没能统一,还属近似计算,刚度的允许值也未做规定。考虑动态因素的 计算方法,如根据部产生切削颤动条件来确定主轴组件刚度,计算较为复杂。现在仍多用静态计算法,计算简单,也较适用。 主轴弯曲刚度的验算;验算内容有两项:其一,验算主轴前支撑处的变形转角 ,是否满足轴承正常工作的要求;其二,验算主轴悬伸端处的变形位移 y,是否满足加工精度的要求。对于粗加工机床需要验算 、 于精加工或半精加工机床值需验算于可进行粗加工由能进行半精的机床(如卧式车床),需要验算 值,同时还需要按不同加工条件验算 支撑主轴组件的刚度验算,可按两支撑结构近似计算。如前后支撑为紧支撑、中间支撑位松支撑,可舍弃中间支撑不计(因轴承间隙较大,主要起阻尼作用,对刚度影响较小);若前中支撑位紧支撑、后支撑为松支撑时,可将前中支距 1L 当做两支撑的之距计算,中后支撑段主轴不计。 机床粗加工时,主轴的变形最大,主轴前支撑处的转角有可能超过允许值,故应验算此处的转角。因主轴中 (后 )支撑的变形一般较小,故可不必计算。 主轴在某一平面内的受力情况 如图: 广东海洋大学 本科生毕业设计 24 在近似计算中可不计轴承变形的影响,则该平面内主轴前支撑处的转角用下式计算; )1()1(31)1(a a 切削力 F 的作用点到主轴前支承支承的距离 S=a+W,对于普通车床, W= H=200 则: 1 2 0 0 . 4 2 0 0 2 0 0S m m 当量切削力的计算: 0120 主轴惯性矩 )(4 式中: 主轴孔径;)主轴支撑段的惯性矩()主轴当量外径(钢)主轴材料的弹性模量(主轴有关尺寸(、;主轴悬伸量支撑反力系数;主
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