普通车床的主轴箱部件设计说明书.doc

最大加工直径为400mm的普通车床的主轴箱部件设计(5.5,1440,16,Z=12,1.41)【4张CAD图纸和毕业论文】【原创资料】

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目录

第1章 机床用途、性能及结构简单说明 6

第2章 设计部分的基本技术特性和结构分析 7

2.1车床主参数和基本参数 7

2.2 确定传动公比 7

2.3拟定参数的步骤和方法 7

2.3.1 极限切削速度Vmax、Vmin 7

2.3.2 主轴的极限转速 7

第3章  运动设计 9

3.1 主电机功率——动力参数的确定 9

3.2确定结构式 9

3.3 确定结构网 10

3.4 绘制转速图和传动系统图 10

3.5 确定各变速组此论传动副齿数 11

3.6 核算主轴转速误差 13

第4章 设计部分的动力计算 13

4.1 带传动设计 13

4.1.1计算设计功率Pd 13

4.1.2选择带型 14

4.1.3确定带轮的基准直径并验证带速 15

4.1.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 16

4.1.5确定带的根数z 17

4.1.6确定带轮的结构和尺寸 17

4.1.7确定带的张紧装置 17

4.1.8计算压轴力 17

4.2 计算转速的计算 19

4.3 齿轮模数计算及验算 20

4.4 传动轴最小轴径的初定 25

4.5 主轴合理跨距的计算 26

4.6 轴承的选择 27

4.7 键的规格 27

4.8变速操纵机构的选择 27

4.9主轴合理跨距的计算 27

4.10 轴承寿命校核 28

第5章 主轴箱结构设计及说明 29

5.1 结构设计的内容、技术要求和方案 29

5.2 展开图及其布置 30

结束语 31

参考文献 32


        


第1章 机床用途、性能及结构简单说明

机床技术参数有主参数和基本参数,他们是运动传动和结构设计的依据,影响到机床是否满足所需要的基本功能要求,参数拟定就是机床性能设计。主参数是直接反映机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据,如车床的最大加工直径,一般在设计题目中给定,基本参数是一些加工件尺寸、机床结构、运动和动力特性有关的参数,可归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数。

通用车床工艺范围广,所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同,有粗加工又有精加工;用硬质合金刀具又用高速钢刀具。因此,必须对所设计的机床工艺范围和使用情况做全面的调研和统计,依据某些典型工艺和加工对象,兼顾其他的可能工艺加工的要求,拟定机床技术参数,拟定参数时,要考虑机床发展趋势和同国内外同类机床的对比,使拟定的参数最大限度地适应各种不同的工艺要求和达到机床加工能力下经济合理。

机床主传动系因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同,应满足的要求也不一样。设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析,一般应满足的基本要求有:满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性,如机床主轴油足够的转速范围和转速级数;满足机床传递动力的要求。主电动机和传动机构能提供足够的功率和转矩,具有较高的传动效率;满足机床工作性能要求。主传动中所有零部件有足够的刚度、精度和抗震性,热变形特性稳定;满足产品的经济性要求。传动链尽可能简短,零件数目要少,以便节约材料,降低成本。


第2章 设计部分的基本技术特性和结构分析

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:

原始数据:

主电动机功率(kw) 主电动机转速(r\min) 最低转速(r/min)  级数Z    公比

   5.5                  1440             16                12         1.41


内容简介:
2 机械装备设计 最大加工直径为 400 普通车床主轴箱设计 (题目 7) 院 系: 专 业: 班 级: 学 号: 姓 名: 指导老师: 日 期: 3 目录 第 1 章 机床用途、性能及结构简单说明 . 5 第 2 章 设计部分的基本技术特性和结构分析 . 6 床主参数和基本参数 . 6 定传动公比 . 6 定参数的步骤和方法 . 6 限切削速度 . 6 轴的极限转速 . 6 第 3 章 运动设计 . 8 电机功率 动力参数的确定 . 8 定结构式 . 8 定结构网 . 9 制转速图和传动系统图 . 9 定各变速组此论传动副齿数 . 10 算主轴转速误差 . 12 第 4 章 设计部分的动力计算 . 12 传动设计 . 12 算设计功率 . 12 择带型 . 13 定带轮的基准直径并验证带速 . 14 定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 . 15 定带的根数 z . 16 定带轮的结构和尺寸 . 16 定带的张紧装置 . 16 算压轴力 . 16 算转速的计算 . 18 轮模数计算及验算 . 19 4 动轴最小轴径的初定 . 24 轴合理跨距的计算 . 25 承的选择 . 26 的规格 . 26 速操纵机构的选择 . 26 轴合理跨距的计算 . 26 承寿命校核 . 27 第 5 章 主轴箱结构设计及说明 . 28 构设计的内容、技术要求和方案 . 28 开图及其布置 . 29 结束语 . 30 参考文献 . 31 5 第 1 章 机床用途、性能及结构简单说明 机床技术参数有主参数和基本参数,他们是运动传动和结构设计的依据,影响到机床是否满足所需要的基本功能要求,参数拟定就是机床性 能设计。主参数是直接反映机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据,如车床的最大加工直径,一般在设计题目中给定,基本参数是一些加工件尺寸、机床结构、运动和动力特性有关的参数,可归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数。 通用车床工艺范围广,所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同,有粗加工又有精加工;用硬质合金刀具又用高速钢刀具。因此,必须对所设计的机床工艺范围和使用情况做全面的调研和统计,依据某些典型工艺和加工对象,兼顾其他的可能工艺加工的要求,拟定机床技术参数,拟定参数时,要考虑机床发展趋势和同国内外同类机床的 对比,使拟定的参数最大限度地适应各种不同的工艺要求和达到机床加工能力下经济合理。 机床主传动系因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同,应满足的要求也不一样。设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析,一般应满足的基本要求有:满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性,如机床主轴油足够的转速范围和转速级数;满足机床传递动力的要求。主电动机和传动机构能提供足够的功率和转矩,具有较高的传动效率;满足机床工作性能要求。主传动中所有零部件有足够的刚 度、精度和抗震性,热变形特性稳定;满足产品的经济性要求。传动链尽可能简短,零件数目要少,以便节约材料,降低成本。 6 第 2 章 设计部分的基本技术特性和结构分析 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: 原始数据: 主电动机功率( 主电动机转速( r 最低转速( r/ 级数 Z 公比 1440 16 12 定传动公比 根据【 1】783为已知 R=n =m a x m i n 7 0 0 . 6 4 / m i nn n R r 取值为 710r/公式 R= 1Z ,其中 =R=z=12 根据【 1】77准公比 。这里我们取标准公比系列 =为 =据【 1】77先找到最小极限转速 45,再每跳过 5个数取一个转速,即可得到公比为 16,45, 63, 90,125, 180, 250, 355, 500, 710 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, 7 取 考虑到设计的结构复杂程度要适中,故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: 16,45, 63, 90, 125, 180, 250, 355, 500, 710 8 第 3 章 运动设计 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。 根据题设条件电机功率为 选取电机为 : 定功率为 载转速为 1440r/定结构式 可以按照 Z=12进行分配 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。 确定变速组传动副数目 实现 12 级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合: a) 12=3 4 b) 12=4 3 c) 12=3 22 d) 12=2 23 12=2 32 在上述的方案中 1 和 2 有时可以省掉一根轴。缺点是有一个传动组内有四个传动副。如果用一个四联滑移齿轮的话则会增加轴向尺寸;如果用两个滑移双联齿轮,则操纵机构必须互梭以防止两个滑移齿轮同时啮合。所以一般少用。 3, 4, 5 方案可根据下面原则比较:从电动机到主轴,一般为降速传动。接近电动机处的零件,转速较高从而转矩较小,尺寸也较小。如使传动副较多 的传动组放在接近电动机处,则可使小尺寸的零件多些,大尺寸的零件就可少些,就省材料了。这就是“前多后少”的原则。从这个角度考虑,以取 12=3 22 的方案为好。 在 12=2 中,又因基本组和扩大组排列顺序的不同而有不同的方案。可能的六种方案,其结构网和结构式见下面的图。在这些方案中可根据下列原则选择最佳方案。 1)传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围 在降速传动时,为防止被动齿轮的直径过大而使径向尺寸太大,常限制最小传动比 1/4。在升速时,为防止产生过大的震动和噪声, 常限制最大传动比。因此主传动链任一传动组的最大变速范围一般为。 9 方案 a b c 案 d 同时,最后传动组与最后扩大组往往是一致的,安装在主轴与主轴前一传动轴的具有极限或接近极限传动比的齿轮副承受最大扭矩,在结构设计上可以获得较为满意的处理。这也就是最后传动组的传动副经常为 2 的另一原因。设计车床主变速传动系时,为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸,在降速变速中,一般限制限制最小变速比 41u ;为避免扩大传动误差,减少震动噪声,在升 速时一般限制最大转速比2u 。斜齿圆柱齿轮传动较平稳,可取 u 。因此在主变速链任一变速组的最大变速范围 )108(m i nm a xm a x 设计时必须保证中间变速轴的变速范围最小。 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 易知第二扩大组的变速范围 r= (x=8 满足要求 图 构网图 631 22312 制转速图和传动系统图 ( 1)选择电动机:采用 ( 2)绘制转速图: 10 图 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 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 11 图 主传动系统图 ( 7) 齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等, 据设计要求 1824,齿数和 00 124,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 ( 8) 表 齿轮齿数 传动比 基本组 第一扩大组 第二扩大组 1:2 1:4 2:1 1: 2 代号 Z1 Z2 Z3 4 5 7 12 齿数 30 42 24 48 19 53 35 49 17 67 60 30 18 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 n 10( = 经过计算都能满足小于 要求,检验合格。 第 4 章 设计部分的动力计算 传动设计 输出功率 P=速 440r/10r/ 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 101016 16101016 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 13 载荷 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 5 6 . 0 5 k e P k W 择带型 普通 械设计 3 11选取。 14 根据算出的 小带轮转速 1440r/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 21211440 = 2 . 0 2 8 , = 1 0 0 2 . 0 2 8 = 2 0 3 m 所 以 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 误( 为弹性滑动率) 误差112 . 0 4 2 . 01 0 0 % 1 0 0 % 2 % 1 0 %2 . 0 误 符合要求 带速 1 1 0 0 1 4 4 0v = 7 . 4 4 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 15 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=z=4,则 1a 1 6 7 . 5 92 s i n = 2 4 1 2 0 . 6 7 s i n N = 9 5 9 . 7 2 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 V 带两侧面间的夹角是 40,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。 17 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 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 V 带轮按腹板(轮辐)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)d 时 ),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 18 ( 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 45 r/ (2). 传动轴的计算转速 轴 3=180r/轴 2=250 r/ 1=710r/ ( 2)确定各传动轴的计算转速。各计算转速入表 表 各轴计算转速 ( 3) 确定齿轮副的计算转速。齿轮 Z6装在主轴上 其中只有 180r/递全功率,故 Z6j=180 r/ 依次可以得出其余齿轮的计算转速,如表 表 齿轮副计算转速 序号 Z4 号 轴 轴 轴 计算转速 r/ 710 250 180 19 50 250 180 45 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。 根据据其中较大值取相近的标准模数: 63383 221 )1( =16338 321213211 齿轮的最低转速 r/ T 顶定的齿轮工作期限,中型机床推存: T =15 24 转速变化系数; 功率利用系数; 材料强化系数。 (寿命系数)的极值 齿轮等转动件在接取和弯曲交边载荷下的疲劳曲线指数 0 1k 工作情况系数。中等中级的主运动: 2k 动载荷系数; 3k 齿向载荷分布系数; Y 齿形系数; 根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为: 式中: N 计算齿轮转动递的额定功率 N= 计算齿 轮(小齿轮)的计算转速 r/m 齿宽系数 , 8m 计算齿轮的齿数,一般取转动中最小齿轮的齿数: i 大齿轮与小齿轮的齿数比, i = 112 +)用于外啮合,( -)号用 20 于内啮合:s s T N n qk k k k k k:命系数; 作期限 , Tk=m 100 00 000200 0035560 = 6102 2000 035560 =1.8 sk=sksk= sk= 1k= 2k= 3k=1 Y = 许用弯曲应力,接触应力, ( W=354J=175024热处理 按接触疲劳计算齿轮模数 m 163383 221 )1( 可得 m=363383 221 )1( 可得 m=363383 221 )1( 可得 m=于一般同一变速组内的齿轮尽量取同一模数,所以为了统一和方便如下取: 表 模数 组号 基本组 第一扩大组 第二扩大组 21 ( 2) 基本组齿轮计算 。 基本组齿轮几何尺寸见下表 表 本组齿轮计算表 按基本组最小齿轮计算 。 小齿轮用 40质处理,硬度 241246均取260齿轮用 45 钢,调质处理,硬度 229246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 模数 3 3 轮 1 2 3 齿数 30 42 24 48 19 53 分度圆直径 90 126 72 144 57 159 齿顶圆直径 96 132 78 150 63 165 齿根圆直径 宽 24 24 24 24 24 24 22 式中 这里取 r/; ; K 里取 T=15000h.; 1n 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= 23 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) 第一扩大组齿轮计算 。 扩大组齿轮几何尺寸见下 表 一扩大组齿轮几何尺寸 齿轮 4 5 齿数 35 49 17 67 分度圆直径 105 147 51 201 齿顶圆直径 111 153 57 207 齿根圆直径 193.宽 24 24 24 24 ( 4) 第二扩大组齿轮计算 。 扩大组齿轮几何尺寸见下表 二扩大组齿轮几何尺寸 齿轮 6 7 齿数 60 30 18 72 分度圆直径 210 105 63 252 齿顶圆直径 217 112 70 259 齿根圆直径 24 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 241246均取 260齿轮用 45 钢,调质处理,硬度 229246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=355; 可求得: j=619 jw=135 w动轴最小轴径的初定 由【 5】式 6,传动轴直径按扭转刚度用下式计算: d=4 或 d=91 4 式中 N* T=9550000; = 01 。 各轴最小轴径如表 表 最小轴径 25 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 a=124轴孔径为 30 轴承刚度,主轴最大输出转矩 T=9550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) c=2358N 总作用力 F= 22F =力作用于工件上,主轴端受力为 F= 先假设 l/a=2, l=3a=240后支承反力 B 分别为 40240120 =B=F40120=据 文献 【 1】式 得: iz 前 支承的刚度: ; N/ m ;轴的当量外径 80+60)/2=70惯性矩为 I=64 )4 =10 =38 9 = 【 1】图 3 原假设接近,所以最佳 跨距0l=124 40 号 轴 轴 最小轴径 35 40 26 合理跨距为( l,取合理跨距 l=360 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 D=100轴径 d=80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。 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 的规格 错误 !未找到引用源。 =10 未找到引用源。 未找到引用源。 =8 错误 !未找到引用源。 =14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 轴合理跨距的计算 图 轴合理跨距图 设机床最大加工回转直径为 400动机功率 P= 27 切削力(沿 781N 背向力(沿 c=1390N 总作用力 F= 22F =3109N 此力作用于工件上,主轴端受力为 F=3109N。 先假设 l/a=2, l=3a=255后支承反力 3109 8 5 2 5 5 4145255 N 109 85 1036255N 根据 主轴箱设计得: ) co 得前 支承的刚度: ; N/ m ;轴的当量外径 85+65)/2=75惯性矩为 I= =10 =31 1 6362 . 1 1 0 1 . 5 5 1 01 3 7 6 . 6 9 0 . 0 8 5 1 0 = 主轴箱设计 图 得 原假设接近,所以最佳跨距0l=85 理跨距为( l,取合理跨距 l=250 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 D=85轴径 d=55支承采用背对背安装的角接触球轴 承。 承寿命校核 由 轴 最小轴径可取轴承为 7008=3; P=1, Y=0。 对轴受力分析 28 图 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 2h 15000h 轴承寿命满足要求。 图 承 第 5 章 主轴箱结构设计及说明 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 29 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。 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
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本文标题:最大加工直径为400mm的普通车床的主轴箱部件设计(5.5,1440,16,Z=12,1.41)【4张CAD图纸和毕业论文】【原创资料】
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