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金属
切削
机床
课程设计
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金属切削机床课程设计,金属,切削,机床,课程设计
- 内容简介：
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金属切削机床课程设计 - 1 -目录目录目录.- 1 -一、设计目的.- 2 -二、设计步骤.- 2 -1.运动设计.- 2 -1.1 已知条件.- 2 -1.2 结构分析式.- 2 -1.3 绘制转速图.- 3 -1.4 绘制传动系统图.- 6 -2.动力设计.- 6 -2.1 确定各轴转速.- 6 -2.2 带传动设计.- 7 -2.3 各传动组齿轮模数的确定和校核.- 9 -3. 齿轮强度校核.- 10 -3.1 校核 a 传动组齿轮 .- 11 -3.2 校核 b 传动组齿轮.- 12 -3.3 校核 c 传动组齿轮 .- 13 -4. 主轴挠度的校核.- 14 -4.1 确定各轴最小直径.- 14 -4.2 轴的校核.- 15 -5. 主轴最佳跨距的确定.- 15 -5.1 选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距.- 15 -5.2 求轴承刚度.- 15 -6. 各传动轴支承处轴承的选择.- 17 -7. 主轴刚度的校核.- 17 -7.1 主轴图.- 17 -7.2 计算跨距.- 17 -金属切削机床课程设计 - 2 -三、总结.- 19 -四、参考文献.- 20 -附录：主轴箱展开图 A0，主轴组件图 A1如需参考联系作者 QQ 401339828金属切削机床课程设计 - 3 -一、设计目的一、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，并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。二、设计步骤二、设计步骤1.1.运动设计运动设计1.11.1 已知条件已知条件1确定转速范围：主轴最小转速。min/5 .31minrn2确定公比：41. 13转速级数：12z1.21.2 结构分析式结构分析式 3 223123221223212从电动机到主轴主要为降速传动，若使传动副较多的传动组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足传动副前多后少的原则，因此取方案。在降速传动中，防止齿轮直径过大32212而使径向尺寸常限制最小传动比 ；在升速时为防止产生过大的噪音和41mini震动常限制最大转速比。在主传动链任一传动组的最大变速范围2maxi。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小， 108minmaxmaxiiR根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下：金属切削机床课程设计 - 4 -检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组：1222PXR 其中41. 1， 62X22P所以 ，合适。10846. 81641. 12R1.31.3 绘制转速图绘制转速图选择电动机一般车床若无特殊要求，多采用 Y 系列封闭式三相异步电动机，根据原则条件选择 Y-132M-4 型 Y 系列笼式三相异步电动机。分配总降速传动比 总降速传动比 02. 01440/5 .31/mindnni 又电动机转速min/1440rnd不符合转速数列标准，因而增加一定比传动副。3确定传动轴轴数 传动轴轴数 = 变速组数 + 定比传动副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。金属切削机床课程设计 - 5 -确定各级转速并绘制转速图 由min/5 .31 rnmim z = 12 确定各级转速：41. 11400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5r/min。在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按传动顺序依次设为、。与、与、与轴之间的传动组分别设为a、b、c。现由（主轴）开始，确定、轴的转速： 先来确定轴的转速传动组 c 的变速范围为10, 8841. 1max66R，结合结构式，轴的转速只有一和可能：125、180、250、355、500、710r/min。 确定轴的转速传动组 b 的级比指数为 3，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致传动比太小，可取 8 . 2/1/131ib，1/12ib轴的转速确定为：355、500、710r/min。确定轴的转速对于轴，其级比指数为 1,可取 ，2/1/121ia41. 1/1/12ia1/13ia确定轴转速为 710r/min。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比71/144710/1440i。下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近） 。传动系统的转速图电动机5确定各变速组传动副齿数 传动组 a:查表 8-1, ，2/1/121ia41. 1/1/12ia1/13ia时：57、60、63、66、69、72、75、782/1/121iazS时：41. 1/1/12ia金属切削机床课程设计 - 6 -58、60、63、65、67、68、70、72、73、77zS时：58、60、62、64、66、68、70、72、74、761/13iazS可取72,于是可得轴齿轮齿数分别为：24、30、36。zS于是，48/241ai42/302ai36/363ai可得轴上的三联齿轮齿数分别为：48、42、36。传动组 b:查表 8-1, ，8 . 2/1/131ib1/12ib时：8 . 2/1/131ib69、72、73、76、77、80、81、84、87zS时：70、72、74、76、78、80、82、84、861/12ibzS可取 84，于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为：22、42。zS于是 ，得轴上两齿轮的齿数分别为：62、42。62/221ib42/422ib传动组 c:查表 8-1,4/11ic22ci时：84、85、89、90、94、954/11iczS时： 72、75、78、81、84、87、89、9022cizS可取 90.zS为降速传动，取轴齿轮齿数为 18；4/11ic为升速传动，取轴齿轮齿数为 30。22ci于是得,72/181ic30/602ci得轴两联动齿轮的齿数分别为 18，60；得轴两齿轮齿数分别为 72，30。金属切削机床课程设计 - 7 -1.41.4 绘制传动系统图绘制传动系统图根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图：2.2.动力设计动力设计2.12.1 确定各轴转速确定各轴转速 确定主轴计算转速：主轴的计算转速为min/90r41. 131.5nn131213zminIV图表 1各传动轴的计算转速： 轴可从主轴 90r/min 按 72/18 的传动副找上去，轴的计算转速125r/min；轴的计算转速为 355r/min；轴的计算转速为 710r/min。3各齿轮的计算转速 传动组 c 中，18/72 只需计算 z = 18 的齿轮，计算转速为355r/min；60/30 只需计算 z = 30 的齿轮，计算转速为 250r/min；传动组 b 计算 z = 22 的齿轮，计算转速为 355r/min；传动组 a 应计算 z = 24 的齿轮，计算转速为 710r/min。4核算主轴转速误差 min/5 .141730/6042/4236/36256/1261440rn实金属切削机床课程设计 - 8 - min/1400rn标%5%25. 1%1001400)14005 .1417(%100)(标标实nnn 所以合适。2.22.2 带传动设计带传动设计电动机转速 n=1440r/min,传递功率 P=7.5KW,传动比 i=2.03，两班制，一天运转 16.1 小时，工作年数 10 年。确定计算功率 取1.1，则AK25KW. 85 . 71 . 1PKPAca选取 V 带型 根据小带轮的转速和计算功率，选 B 型带。确定带轮直径和验算带速 查表小带轮基准直径mmd1251,mmid25403. 21251252 验算带速成10006011ndv 其中 -小带轮转速，r/min；1n -小带轮直径，mm；1d ，合适。25, 5/42. 9100060144012514. 3smv4确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为,则0a 055（）a2（）21dd 21dd 于是 208.45a758,初取中心距为400mm。 0a 带长021221004)()(22addddaL金属切削机床课程设计 - 9 - mm14054004)125254()254125(214. 340022查表取相近的基准长度，。dLmmLd1400 带传动实际中心距mmLLaad5 .3972005验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于。120 。合适。1204 .1613 .57180121add6确定带的根数 LcakkpppZ)(00其中： -时传递功率的增量；0p1i -按小轮包角，查得的包角系数；k -长度系数；Lk 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。 490. 095. 0)46. 019. 2(25. 8Z7计算带的张紧力0F 20)5 . 2(500qvkkvZpFca其中： -带的传动功率,KW；cap v-带速,m/s； q-每米带的质量，kg/m；取 q=0.17kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 NF7 .19342. 917. 0)95. 09 . 05 . 2(442. 925. 8500208计算作用在轴上的压轴力金属切削机床课程设计 - 10 - NZFFQ153024 .161sin7 .193422sin2102.32.3 各传动组齿轮模数的确定和校核各传动组齿轮模数的确定和校核模数的确定：a 传动组：分别计算各齿轮模数先计算 24 齿齿轮的模数：3221) 1(16338jmdnzNm其中: -公比 ； = 2； -电动机功率； = 7.5KW；dNdN -齿宽系数；m -齿轮传动许允应力; -计算齿轮计算转速。jn ， 取= 600MPa,安全系数 S = 1。SKNlimlim 由应力循环次数选取9 . 0NK ，取 S=1，MPa54016009 . 090. 0NK。 MPaMPaSKHN540160090. 01lim mmm72. 371054022485 . 7) 12(163383221 取 m = 4mm。 按齿数 30 的计算，可取 m = 4mm；mmm13. 32 按齿数 36 的计算，, 可取 m = 4mm。mmm39. 33 于是传动组 a 的齿轮模数取 m = 4mm，b = 32mm。 轴上齿轮的直径： 。mmdmmdmmdaaa96244120304144364321；金属切削机床课程设计 - 11 - 轴上三联齿轮的直径分别为： mmdmmdmmdaaa192484168424144364321； b 传动组： 确定轴上另两联齿轮的模数。 322) 1(16338jmdnzNm 按 22 齿数的齿轮计算： min/3558 . 2rnj， 可得 m = 4.8mm； 取 m = 5mm。 按 42 齿数的齿轮计算： 可得 m = 3.55mm； 于是轴两联齿轮的模数统一取为 m = 5mm。于是轴两联齿轮的直径分别为： mmdmmdbb21042511022521； 轴上与轴两联齿轮啮合的两齿轮直径分别为： mmdmmdbb21042531062521； c 传动组： 取 m = 5mm。轴上两联动齿轮的直径分别为： mmdmmdcc3006059018521； 轴四上两齿轮的直径分别为： 。；mmdmmdcc150305360725213.3. 齿轮强度校核齿轮强度校核：计算公式bmYYKTSaFaF123.13.1 校核校核 a a 传动组齿轮传动组齿轮校核齿数为 24 的即可，确定各项参数 P=8.25KW,n=710r/min,金属切削机床课程设计 - 12 -mmNnPT566101 . 1710/25. 81055. 9/1055. 9确定动载系数：smdnv/57. 310006071096100060齿轮精度为 7 级，由机械设计查得使用系数05. 1vKmmmbm3248确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数1d非对称2231.120.18 1 0.60.23 10HddKb 42. 1321023. 0)6 . 01 (18. 012. 13,查机械设计得4)24/(32/hb27. 1FK确定齿间载荷分配系数: NdTFt229096101 . 1225由机械设计查得mNbFKtA/10056.713222900 . 11.2HFKK确定动载系数: 6 . 127. 12 . 105. 10 . 1HFvAKKKKK查表 10-5 65. 2FaY58. 1SaF计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 aFEMp540图 10-18 查得 ,S = 1.39 . 0NK aFMp3743 . 15409 . 0， 3 .8958. 165. 2374SaFaFYY 故合适。3 .896 .2843222906 . 1bmKFt金属切削机床课程设计 - 13 -3.23.2 校核校核 b b 传动组齿轮传动组齿轮校核齿数为 22 的即可，确定各项参数 P=8.25KW,n=355r/min,mmNnPT5661022. 2355/25. 81055. 9/1055. 9确定动载系数：smdnv/04. 2100060355110100060齿轮精度为 7 级，由机械设计查得使用系数0 . 1vKmmmbm4058确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数1d非对称2231.120.18 1 0.60.23 10HddKb 42. 1401023. 0)6 . 01 (18. 012. 13,查机械设计得9 . 2)8 . 25/(40/hb27. 1FK确定齿间载荷分配系数: NdTFt40401101022. 2225mNbFKtA/1001014040400 . 1由机械设计查得1 . 1HFKK确定动载系数: 397. 127. 11 . 10 . 10 . 1HFvAKKKKK查表 10-5 72. 2FaY57. 1SaF计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 aFEMp540金属切削机床课程设计 - 14 -图 10-18 查得 ,S = 1.39 . 0NKaFMp3743 . 15409 . 0 ， 5 .8757. 172. 2374SaFaFYY 故合适。5 .872 .285404040397. 1bmKFt3.33.3 校核校核 c c 传动组齿轮传动组齿轮校核齿数为 18 的即可，确定各项参数 P=8.25KW,n=355r/min,mmNnPT5661022. 2355/25. 81055. 9/1055. 9确定动载系数：smdnv/67. 110006035590100060齿轮精度为 7 级，由机械设计查得使用系数9 . 0vKmmmbm4058确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数1d非对称2231.120.18 1 0.60.23 10HddKb42. 1401023. 0)6 . 01 (18. 012. 13,查机械设计得2)45/(40/hb27. 1FK确定齿间载荷分配系数: NdTFt4930901022. 2225mNbFKtA/1001234049300 . 1由机械设计查得1 . 1HFKK金属切削机床课程设计 - 15 -确定动载系数: 2573. 127. 11 . 19 . 00 . 1HFvAKKKKK查表 10-5 91. 2FaY53. 1SaF计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 aFEMp540图 10-18 查得 ,S = 1.39 . 0NK aFMp3743 . 15409 . 0， 8453. 191. 2374SaFaFYY 故合适。8499.3054049302573. 1bmKFt4.4. 主轴挠度的校核主轴挠度的校核4.14.1 确定各轴最小直径确定各轴最小直径1轴的直径：min/710,96. 011rn mmnd2971096. 05 . 7915 . 791442轴的直径：min/355,922. 099. 099. 098. 0212rn mmnd34355922. 05 . 7915 . 791443轴的直径：min/125,89. 099. 098. 0323rn mmnd4412589. 05 . 7915 . 791444主轴的直径：min/5 .31,85. 098. 098. 099. 0434rn 金属切削机床课程设计 - 16 -mmnd615 .3185. 05 . 7915 . 791444.24.2 轴的校核轴的校核轴的校核：通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核NdTFmNnPTt2017)1096/(8 .962/28 .96710/96. 05 . 71055. 9/1055. 9366 ,228,33010200,36:2852922mmbmmxPaEmmdNFFFPtt已知 mmy12. 0403. 0 mmlIEbxlxbFYB334349432222221098. 0106851064361020061033022868533022828526。 所以合格,yYB轴、轴的校核同上。5.5. 主轴最佳跨距的确定主轴最佳跨距的确定400mm 车床，P=7.5KW.5.15.1 选择轴颈直径选择轴颈直径, ,轴承型号和最佳跨距轴承型号和最佳跨距前轴颈应为 75-100mm,初选=100mm,后轴颈1d12)9 . 07 . 0(dd取,前轴承为 NN3020K,后轴承为 NN3016K,根据结构,定悬伸长度mmd702mma7515.25.2 求轴承刚度求轴承刚度考虑机械效率金属切削机床课程设计 - 17 -主轴最大输出转距NPT6769085. 09550床身上最大加工直径约为最大回转直径的 60%,取 50%即 200,故半径为mm0.1.m切削力 NFC67601 . 0676背向力 NFFCP338067605 . 05 . 0故总的作用力 NFFFCP755822次力作用于顶在顶尖间的工件上主轴尾架各承受一半,故主轴轴端受力为 NF37792/先假设 mmlal225753, 3/前后支撑分别为BARRNlaFRNlalFRBA1260225753779250392257522537792根据9 . 19 . 08.01 . 0cos)(39. 3izlFddFKarrrv30, 2, 1,17, 8 .10,8 . 81260,5039AABBaBaAvBvAziizlmmlNFNF NKNKBA11070cos1728 .10126039. 318090cos3028 . 8503939. 39 . 19 . 08 . 01 . 09 . 19 . 08 . 01 . 0 658. 010075. 018091039. 2101 . 21039. 2046. 0085. 005. 0852/7010063. 111071809/6361134644aKEImImmdKKAeBA。mmlal225375, 3/0与原假设相符查线图金属切削机床课程设计 - 18 -6.6. 各传动轴支承处轴承的选择各传动轴支承处轴承的选择 主轴 前支承：NN3020K;中支承：N219E;后支承：NN3016K 轴 前支承：30207;后支承：30207 轴 前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207 轴 前支承：30208;后支承：302087.7. 主轴刚度的校核主轴刚度的校核7.17.1 主轴图主轴图:7.27.2 计算跨距计算跨距前支承为双列圆柱滚子轴承，后支承为双列圆柱滚子轴承mmml687. 06875 .315 .12374332当量外径mmde56.80887810435100756805
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