资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共46页)
编号：490584
类型：共享资源
大小：853.84KB
格式：ZIP
上传时间：2015-11-07
上传人：QQ28****1120
认证信息
个人认证
孙**（实名认证）
辽宁
IP属地：辽宁
30
积分
- 关 键 词：
-
机械毕业设计全套
- 资源描述：
-
JX05-069@自制20T拉床设计,机械毕业设计全套
- 内容简介：
-
1 设计项目 计算与说明 结果 设计项目 计算与说明 结果 前言 第一章 前言 机床是工作母机，机床制造业对国民经济的发展起着重要作用。建国初期，在优先发展重工业的方针指导下，机床制造业迅速发展，按国民经济发展计划建立了一大批机床制造厂，专业分工明确，机床型号齐全，形成了完整的通用机床制造体系。向各行各业提供了大量的工作母机，有力地推动了国民经济的发展。改革开放以来，国民经济飞速发展，给机床制造业带来了新的发展机遇，同时也提出了更高的要求。然而由于长期在计划经济的条件下组织生产，不能很快适应市场经济的要求，使国内很多机床厂家陷入困境。 借鉴国外的经验，明确我们的发展方向，迅速适应市场需求，是我国机床制造业面临的重要课题。专用机床一般用于大量生产，需要加工精度长期稳定，因此，对其质量的要求与通用机床有很大不同 。 拉床是用拉刀加工工件各种内外成型表面的机床。拉削时机床只有拉刀的直线运动，它是加工过程的主运动，进给运动则靠拉刀本身的结构来实现。按工作性质的不同，拉床可分为内拉床 、 外拉床 、连续拉床、侧拉床等等 。拉床一般都是液压传动，它只有主运动，结构简单。液压拉床的优点是运动平稳，无冲击振动，拉削速度可无级调节，拉力可通过压力来控制。拉床的生产效 率高，加工质量好，精度一般为 IT9-IT7，表面粗糙度 Ra值为 1.6-0.8um。但由于一把拉刀只能加工一种尺寸表面，且拉刀较昂贵，所以拉床主要用于大批量生产。 拉床的 类型可分为以下几种 ： 内拉床 ： 用于拉削内表面，如花键孔、方孔等。工件贴住端板或安放在平台上，传动 nts 2 设计项目 计算与说明 结果 装置带着拉刀作直线运动，并由主溜板和辅助溜板接送拉刀。内拉床有卧式和立式之分。前者应用较普遍，可加工大型工件，占地面积较大；后者占地面积较小，但拉 刀行程受到限制。外拉床 ： 用于外表面拉削，主要有下列几种： 立式外拉床，工件固定在工作台上，垂直设置的主溜板带着拉刀自上而下地拉削工件，占地面积较小。 侧拉床，卧式布局 ,拉刀固定在侧立的溜板上 ,在传动装置带动下拉削工件，便于排屑，适用于拉削大平面、大余量的外表面，如气缸体的大平面和叶轮盘榫槽等。 连续拉床，较多采用卧式布局，分为工件固定和拉刀固定两类。前者由链条带动一组拉刀进行连续拉削，适用于大型工件；后者由链条带动多个装有工件的 随行夹具 通过拉刀进行连续拉削，适用于中小型工件。此外，还有齿轮拉床、内螺纹拉床、全自动拉床、 数控拉床和多刀多工位拉床 等。专业化，高精度的拉床也预示着它的高价位，但是在很多时候，中小型的工厂内部需要使用拉床进行机加工，但是如果买进专业化的拉床，其所花的费用对于所得利润来说，成本太大，而且有时不需要那么高的精度要求，而使用这些拉床无疑是种浪费。这就需要工厂内部自己制造一些简单的，可以完成一般的加工的拉床。 而自制拉床无疑是个好的选择，它的结构很简单，用材很少可以选择一些标准件来组装，仅有少部分没有标准件的地方自己工程内部加工制造也很容易。因而成本很低，对于中小型企业来说是最好不过的选择了。本设计课题任务的内容是自制 20T拉床设计，它是一种主要用于拉削零件内孔、键槽的小型机械式拉床。结构主要由床身、动力机构、传动机构、附属装置等组成。本设计要求达到结构合理，生产成本低，效率高，满足工作性能，而且操作方便的目的。 nts 3 设计项目 计算与说明 结果 总体设计 第二章 总体设计 2.1 设计任务 本毕业设计课题任务的内容：自制 20T拉床的设计。自制 20T 拉床设计 是一种主要用于拉削零件内孔、键槽的小型机械式拉床。结构主要由床身、动力机构、传动机构、附属装置等组成。 本设计要求达到结构合理，生产成本低，效率高，满足工作性能，而且操作方便的目的。 2.2 设计目的 1培养学生综合应用所学理论知识和技能，分析和解决机械工程实际问题的能力，熟悉生产技术工作的一般程序和方法。 2培养学生懂得工程技术工作所必须的全局观念、生产观念和经济观念，树立正确的设计思想和严肃认真的工作作风。 3培养学生调查研究，查阅技术言文献、资料、手册，进行工程计算、图样绘制及编写技术文件的能力。 2.3 主要内容、研究方法、研究思路 （ 1）设计任务： 自制 20T拉床的设计计算 （ 2） 技术 要求： 额定拉力 20 吨， （ 3） 工作要求：额定拉力 20T，结构主要由床身、动力机构、传动机构、附属装置等组成。本设计要求达到结构合理，生产成本低，效率高，满足工作性能，而且操作方便的目的 （ 4）设计要求 ：设计说明书不少于 2 万字；工程绘图量不少于折合成图幅为 A0 号的图纸 3 张；用计算机进行设计、计算与绘图一般不少于 2/3；查阅文献 15篇以上，翻译与课题有关的外文资料，译文字数不少于 3000 字。 研究方法： 设计任务书为基础， 翻阅，查找工具书为辅，比较国内外在机械式拉床设计方面的优点及缺陷，在设nts 4 设计项目 计算与说明 结果 传动方案 计时借鉴和注意。 研究思路：先从大局着手，兼顾细节。首先明确设计任务，由相关的任务书和工具书确定设计的传动方案并确定其结构形式；其次，查找主要技术参数，明确设计原则，由相关的公式进行轴及各类零件的强度，稳定性及寿命的校核计算；第三，进行机架的设计，包括床身，加紧装置形式的明确和对其强度，刚度，稳定性的校核计算。最后，全面分析设计结果是否符合设计要求，完善各个细节 。 2.4 设计题目分析 2.4.1 额定拉削力为 20T 2.4.2.工作速度的设 定 根据同类产品的经验和总体工作方案，选择工作速度为1m/min，丝杠长度选为 1800mm 工作装置所需功率 : 5 12 1 0 60 3 . 5 51 0 0 0 1 0 0 0 0 . 9 4wwwwFVP k w 电动机输出功率 : 0 . 3 带 蜗 螺 旋03 . 5 5 1 1 . 80 . 3wPP k w 取螺杆的导程： P=24mm, 则螺杆转速为： n= 1 1 0 0 0 6 0 / m i n24 r 电动机是机床工作的动力源。是不可或缺的一个组成部分。电动机的选择正确与否直接关系到机床能否正常 工作的问题。功率选择大了则浪费能源，提高了成本；小了则不能工作。封闭式小型三相异步电动机自扇冷却、封闭式结构，能够防止灰尘、水滴大量进入电机内部。可以做一般的驱动源 ，即用于驱动对启动性能、调速性能及转差率无特殊要求的机器和设备；亦可以用于灰尘较多、水土飞溅的场所。根据同F=20（ t） nts 5 设计项目 计算与说明 结果 布置简图 类产品的经验和计算要求，可以选择电动机为 Y160L1-4，额定转速为 1458r/min,额定功率为 15KW 则总传动比为 :i=1458 2460 由同类产品参考得来 电动机输出功率的减速增扭过程采用二级减速方 案。机械传动刚性大 ,为了增加柔性 ,改善过载对原动机的冲击，拟第一级采用 V带传动，传动比大约为 1.2，传动效率为 0.96；经过第一级减速后，第二级减速采用蜗轮蜗杆减速机，传动比为 20，传动效率为 0.8； 最终拉动拉刀的是穿过机箱的丝杠螺母螺旋传动机构，螺旋传动机构用两条平衡支撑滑杠作为支撑，连接上装拉刀的装置。选择涡轮蜗杆传动可以改变传动方向，可以选择更大的传动比。选择丝杠螺母螺旋传动可以把轴向转动改变为横向进给运动。如此传动则可以完成拉床拉削工作需要。 2.5 总体布置简图 总体布局采用三维立体空间布局，主要 驱动轴布置在机床的中央，主要工作机构水平式布局安排，各工位工作在同一水平线上。原动机布置在机架上方，工人操作平台应控制在 1.2 米左右，便于工人操作。 具体的工作顺序为 :电动机将动力传给带轮，带轮将动力传给蜗轮蜗杆，蜗杆再将动力传给螺母，从而带动丝杠做直线运动，最后完成拉削运动。 总体布置简图如下： 二级减速 采用 机械传动 nts 6 设计项目 计算与说明 结果 图 2-1总体布置简图 A 向 nts 7 设计项目 计算与说明 结果 耐磨性 第三章 螺旋机构的设计与选择 螺旋传动利用螺杆和螺母组成的螺旋副来实现传动要求主要用来把回转运动变为直线运动，同时传递动力。 螺旋传动具有以下特点：在主动件上作用一较小力矩时，可使从动件得到很大的轴向力；螺杆旋一周，螺母只移动一个导程，可以得到大的减速比；传动均匀准确，可以得到较高的传动精度；传动易于实现反向自锁；传动平稳，结构简单。 3.1 耐磨性计算 新编机械设计师手册（机械工业出版社）中查得 螺杆选用材料： 40Cr Tr 200 64/2-8e 螺母 2CuAl9Fe4Ni4Mn2 （铸铝青铜） 滑动螺旋传动采用梯形螺纹 3.1.1. 螺杆中径计算： nts 8 设计项目 计算与说明 结果 HPd2d1 螺母螺杆hF/图 3-1 F 轴向载荷 A 螺纹的承压面积（指螺纹工作面表面投影 到垂直于轴向力的平面上的面积） d1 螺纹小径（单位为 mm） d2 螺纹中径（单位为 mm） d3 螺纹大径（单位为 mm） h 螺纹工作高度（单位为 mm） P 螺纹螺距（单位为 mm） H 螺母高度（单位为 mm） Z 螺纹工作圈数 = H/P 滑动螺旋传动的失效形式多为螺纹牙磨损，因此，螺杆直径和螺母高度通常由耐磨性计算确定。传力较大时，应当检验螺杆危险截面的强度和螺牙的强度；要求自锁时，应校核螺纹副自锁条件。要求运动精确时，还要校核螺杆刚度，此时，螺杆直径往往由刚度确定。对于长径比很大的受压螺杆，应校核其稳定性。考虑到螺杆受力情况复杂并有刚度和nts 9 设计项目 计算与说明 结果 稳定性问题，计算其螺纹部分的强度和刚度时截面积和惯性矩可按螺纹小径计算。 新编机械设计师手册（机械工业出版社）中查得 设计公式：2 phFPd 2dH （ 整体式螺母 =1.2-12.5设计按经验参考取值 1.5） 对于矩形和梯形螺纹 ， h=0.5P， 则 8.02 pFd 查表 5-12机械设计（西北工业大学） P取值 10MPa 52 1 00 . 8 0 . 8 1 0 3 . 2 7 92 1 . 5 1 0 mmFd P 查 机械设计手册表 22.1-14： 取 d2=128mm 公称直径 d=140；螺距 p=20；小径 d1=D1=116mm 3.1.2.螺母 高度： 新编机 械设计师手册（机械工业出版社）中查得221 . 5 1 9 2H d d m m 3.1.3.旋合圈数： 新编机械设计师手册（机械工业出版社）中查得 192 8 1 0 1 224Hzp 合格 取 Z=10 3.1.4.螺纹的工作高度： 新编机械设计师手册（机械工业出版社）中查得 0 . 5 0 . 5 2 4 1 2h p m m 3.1.3.工作强度： d2=128 d1=116mm p=24mm d=140mm H = 192mm Z=10 h=12mm 所以满足工作条件 nts 10 设计项目 计算与说明 结果 强度 螺杆强度 2200000 5 . 1 8 3 3 . 1 4 1 2 8 8 1 2Fp M P a pd h z 式中， P 螺纹螺距，为 24mm。 h 螺纹工作高度 (mm)，梯形螺纹h=0.5P=12mm。 H 螺母高度。2 192H d m m 所以满足工作条件 3.2 验算自锁 螺纹升角 ： 216a r c a r c 2 . 33 . 1 4 1 2 8Lt g t gd 。 由于系单头螺纹 所以导程 24L p m m ，由 机械设计手册（机械工业出版社）查得 0 . 0 90 . 0 9 0 . 0 9a r c a r c 6 . 8 2 7c o s 1 5c o s2st g t g 。选3.3 校核强度 由于螺母的材料一般比螺杆材料软，所以磨损主要发生在螺母的螺纹牙表面。滑动螺旋的磨损与螺纹牙工作面上的压强，滑动速度，螺纹牙表面粗糙度以及润滑状态等因素有关。其中最主要的是螺纹牙工作面上的压强，其他因素的影响尚无完善的计算方法。所以，耐磨性计算主要是限制螺纹牙工作面的压强不超过许用值 3.3.1.螺杆强度的校核 压力（或拉力） F和扭矩 T的作用。螺杆危险截面既有压应2.3 可自锁 nts 11 设计项目 计算与说明 结果 螺纹牙的强度 力，又 有切应力。因此校核螺杆强度时，应根据第四强度理论求出危险截面的计算应力 ca.由 机械设计（西北工业大学）查得 2)(32)(232 W TAFca 或 2)14(321 dTFAca式中： F 螺杆所受的轴向压力，单位为 N。 A 螺杆螺纹的危险截面面积； A=d12/4，单位为 mm2。 W 螺杆螺纹段的抗扭截面系数， W=d13/16=Ad1/4， 单位为 mm3。 T 螺杆所受的扭矩，2)tan( 2dFT v ， 单位为 N mm 。 螺杆材料的许用应力，单位为 MPa 2表 5-1机械设计（西北工业大学）查得 30 152302216a r c t a n a r c t a n a r c t a n 2 . 3128S n pdd 2 21 1 0 2 0 7 . 0 3 54dA m m由式 5-48vv ff a r c ta nc o sa r c ta n 由表 5-12 取09.0f 6.827v 6128t a n ( 2 . 3 6 . 8 2 7 ) 2 . 1 1 02T F N m m 查 机械工程材料手册（曹正明） 40Cr b s HBS A=10207.035 2 所以满足工作条件 nts 12 设计项目 计算与说明 结果 980MPa 785 MPa 207 表 3-1 查 表 5-13机械设计（西北工业大学） = s/4=196.25 所以满足工作条件。 3.3.2.螺纹牙的强度计算 螺纹牙多发生剪切和挤压破坏，一般螺母的材料强度低于螺杆，故只需校核螺母螺纹牙的强度。 如图 3-1所示，如果将一圈螺纹沿螺母的螺纹大径 D（单位为）处展开，则可看作宽度为 D的悬臂梁。假设螺母每圈螺纹所承受的平均压力为 F/z，并作用在以螺纹中径 D2（单位为）为直径的圆周上，则螺纹牙危险截面 a-a的剪切强度条件为 FD bz 螺纹牙危险截面 a-a的弯曲强度条件为 26 bbFlD b z 式中： b 螺纹牙根部的厚度，单位为，对于矩形螺纹， b=0.5P， 对于梯形螺纹， b=0.65P，对于锯齿形螺纹， b=0.75P， P为螺距； l 弯曲力臂，单位为（ l =（ D-D2） /2； 螺母材料的许用切应力，单位为 MPa； b 螺母材料的许用弯曲应力，单位为 MPa 0 . 6 5 0 . 6 5 1 6 1 0 . 4b P m m 192 1216Hz P 取 z=12 螺杆： 0 . 6 0 . 6 7 8 5 4 7 1 aMP ； 1 . 1 8 6 3 . 5baMP螺杆抗弯强度：b 213 F h 1 1 . 3 2 6 d b Zb 抗剪强度： 6 9 . 8 0 5 FD b z 螺母： =30-40MPa； b =40-70MPa 所以满足工作条件 nts 13 设计项目 计算与说明 结果 螺杆稳定性计算 螺母抗剪强度： 52 1 0 1 4 . 1 3 . 1 4 1 1 4 1 0 . 4 1 2FD b z 螺母抗弯强度 522206 2 1 06 2 3 0 . 4 6 3 . 1 4 1 1 6 1 0 . 4 1 0bbFlD b u 所以满足工作条件。 图 3-2 螺纹牙简图 3.4 螺杆的稳定性计算 对于长径比 大的受压螺杆，当轴向力 F大于某一临界值时，螺杆就会突然发生侧向弯曲而丧失其稳定性。因此，在正常情况下，螺杆承受的轴向力 F必须小于临界载荷 Fcr。 根据螺杆的柔度值 S 的大小选用不同的公式计算，ilS 此处，为螺杆的长度系数； l 为螺杆的工作长度，单位；螺杆两端支承时取两支点的距离作为工作长度 l ， 螺杆一端满足工作条件 nts 14 设计项目 计算与说明 结果 螺杆刚度计算 带 传动设计 以螺母支承时以螺母中部到另一端支点的距离作为工作度l ； i 为螺杆危险截面的惯性半径，单位为； 若螺杆危险截面面积 214 dA ； 则 1 114 2 8 . 544dIiA 。 设计螺杆螺纹段的长度 l 为 1800 ； 查表 5-14机械设计（西北工业大学）取 =0.70。则 0 . 7 0 1 8 0 0 2 9 . 4 7 4 4 02 8 . 5S ； 所以不必校核稳定性 。 3.5 螺杆刚度 计 算： 查 机械设 计手册得： 轴向载荷产生的变形量：S 24 0 . 0 0 2 2 7 2F FSEd mm 转矩产生的变形量： 2S 2416 0 . 0 0 0 1 8 52M PTSS T SG I G d mm 导程变形总量：SS 0 . 0 0 2 4 5FMS mm 式中： E=2.07 510aMPG=8.3 410aMP总变形量可以忽略，刚度满足设计要求。 第四章 带传动的设计计算 带传动的主要失效形式即为打滑和疲劳破坏。因此，带传动的设计准则应为：在保证带传动不打滑的条件下，具有一定的疲劳强度和寿命。 查新遍机械设计师手册表 4.1-2初拟选用普通 V带传动。注：以下均为新编机械设计师手册表。 已知：原动机 Y160L1-4 传递功率为 P=15KW 转速 n1=1500 r/min 传动比 i为 1.2 每天工作 8h。 4.1 设计 功率dP满足要求 nts 15 设计项目 计算与说明 结果 由表 4.1-9查得工况系数 Ka=1.0 dP=15 1.0=15KW 4.2 选定带型 根据dP=15KW 和 n1=11458 r/min ，由图 4.1-1 选定 B型普通 V带。 4.3 带传动传动比 带传动的传动比 i为 1.2 4.4 带轮直径 小带轮基准直径 ： 参考表 4.1-14；表 4.1-15 和图 4.1-1取1 118dd mm大带轮基准直径： 21 ( 1 ) 1 . 2 1 1 8 ( 1 0 . 0 1 ) 1 4 0 . 1 8 4ddd i d 由表 4.1-14 取 2 145dd mm 弹性滑动率 ；通常 =0.010.02。 4.5 减速机的实际转速 1212(1 ) (1 0 . 0 1 ) 1 4 5 8 1 4 0 1 2 0 8 / m i n180ddndnrd 4.6 带速 1 1 1 4 0 1 4 5 8 1 0 . 6 8 m /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0ddnVs V VMIN=5 m/s（ 一般 V 不得低于 5 m/s） 4.7 轴间距设计计 算 初选 a0=1000mm 1dd =118mm2 145dd mm2n 1208 r/min V 10.68m/s a0=1000mm 基准长度2500 nts 16 设计项目 计算与说明 结果 所需基准长度： 0200 4)()(22 2121 addddaL ddddd 23 . 1 4 (1 8 0 1 4 0 )2 1 0 0 0 (1 4 0 1 8 0 ) 2 5 0 2 . 82 4 1 0 0 0 查表 4.1-6 选取基准长度 2500 。 实际轴间距： 00 9 9 8 . 62ddLLaa 安装时所需最小轴间距： )009.02(m in dd Lbaa 9 9 8 . 6 ( 2 1 4 0 . 0 0 9 2 5 0 0 ) 9 4 8 . 1 mm bd 基准宽度，查表 4.1-5 取 bd=14。 安装时所需最大轴间距：（张紧或补偿伸长） m a x 0 . 0 2 1 0 0 0 0 . 0 2 2 5 0 0 1 0 5 0 m mda a L 4.8 V 带的根数 小带轮包角： 211 1 8 0 1 4 01 8 0 5 7 . 3 1 8 0 5 7 . 5 1 7 7 . 79 9 8 . 6dddd a 单根 V 带的额定功率： 根据1dd=140 和 n1=1458 r/min 由表 4.1-12d查得 B型带 P1=2.83 KW。 P1： 考虑传动比的影响，额定功率的增量 P1 由表 4.1-12d查得 P1=0.25KW。 Ld KKPP PZ)( 11 mina 948.1mm maxa=1050mm nts 17 设计项目 计算与说明 结果 带轮结构设计 式中 K 考虑包角不同时的影响系数，简称包角系数 LK 考虑带的长度不同时的影响系数，简称长度数 1P 单根 V 带的基本额定功率 1P 计入传动比的影响时，单根 V 带额定功率的增量（因 P0 是按 =180即 dd1=dd2 的条件计算的，而当传动比越大时，从动轮直径就比主动轮大，带绕上从动轮的弯曲应力就比绕上主动轮时 的小，故其传动能力即有所提高） 查表 4.1-10 查得K=0.99 查表 4.1-11 查得 LK =1.03 15 3 . 8 1( 2 . 8 1 0 . 5 ) 0 . 9 9 0 . 9 5Z 取 Z=4 根。 4.9 单根 V 带的预紧力 考虑离心力的不利影响，单根 V带所需的预紧力为 20 1121 qvefefFFvvec 用ZVPF caec 1000带入上式，并考虑包角对所需预紧力的影响，可将 F0的计算式写为 20 )15.2(500 qvKZVPF d 其中各符号的意义和单位同前。 q 传动带的单位长度的质量，单位 /m。 查 机械设计（西北工业大学）表 8-4取 q =0.10 20 1 5 2 . 55 0 0 ( 1 ) 0 . 1 0 9 . 2 6 7 3 7 4 . 1 4 45 6 . 1 7 8 0 . 9 9FN 由于新带容易松弛，所以对非自动张紧的带传动，安装新带时的预紧力应为上述预紧力的 1.5 倍。 取 Z=4 根 F0=374.144N 安装新带时的预紧力应为上述预紧力的 1.5倍。 采用HT200 nts 18 设计项目 计算与说明 结果 4.10 带轮的结构尺寸 设计带轮时，应使其结构工艺性好，质量分布均匀，重量轻，并避免 由于铸造产生过大的内应力。 V25m/s 时尚需进行动平衡。本设计中 V=9.267m/s，无须进行动平衡。 带轮材料常采用灰铸铁、钢、铝合金、或工程塑料等。其中灰铸铁应用最广，当 V25m/s 时用 HT150 或 HT200，本设计中采用 HT200。 带轮由轮缘、轮辐和轮毂三部分组成。轮辐部分有实心、辐板（或孔板）和椭圆形轮辐等三种形式。查表 4.1-14 得 轮缘尺寸 表 4-1 型号 B 基准宽度db14 基准线上槽深minah3.5 基准线下槽深minfh10.8 槽间距 e 19 0.4 槽边距 minf 11.5 最小轮缘厚度 min 5.5 带轮宽 B 80 小带轮外径ad147 大带轮外径bd18 轮槽角 34 偏差 1 根据带轮的基准直径参照表 4.1-17，决定小带轮、大带小带轮和大带轮均采用 实心轮辐 nts 19 设计项目 计算与说明 结果 涡轮蜗杆设计计算 轮采用实心轮辐。根据电动机尺寸和后面的蜗杆尺寸确定小带轮内径为 80，大带轮内径为 82mm，键选用普通平键 C 型b=14,h=9,L=50。 带轮轮槽工作表面粗糙度为 Ra 3.2 m，轮缘和轴孔端面为 Ra 6.3 - 12.5 m。轮槽棱边要倒圆或倒钝。 A型带带轮轮槽间距的累计误差 0.6，两槽的基准直径差 0.4。（摘自 GB/T 13575.1-92） 第五章 蜗轮蜗杆的设计与计算 5.1 蜗轮蜗杆的类型、特点 减速器是指原动机与工作机之间独立的闭式传动装置，用来降低转速并相应地增大转矩。减速器的种类很多，但几乎大部分的减速器已有标准系列产品，使用时只需结合所需传动功率、转速、传动比、工作条件和机器的总体布置等具体要求，从产品目录或有关手册中选择即可。只有在选不到所满足工作条件的产品时，才自行设计制造。 nts 20 设计项目 计算与说明 结果 蜗杆传动属于空间啮合传动，用于传递两交错(既不平行又不相交 )轴间的回转运动和动力。轴交角 可为任意值，但在绝大多数情况 下使用正交蜗杆副，即 =90。它主要由蜗杆和蜗轮组成，蜗杆相当于一头或多头的等导程 (或变导程 )螺旋，蜗轮则为变态斜齿轮 (或为直齿轮 )。在蜗杆传动中，通常蜗杆为主动件，蜗轮为从动件。但有时为了增速如离心器中的蜗杆传动，蜗轮是主动件，而多头或人导程角的蜗杆则为从动件。根据蜗杆形状的不同，蜗杆传动可以分成三种类型：圆柱蜗杆传动，环面蜗杆传动和锥蜗杆传动。 圆弧圆柱蜗杆减速器：CWU（蜗杆在下）、 CWS（蜗杆在侧）、 CWO（蜗杆在上）为单级圆弧圆柱蜗杆减速器，主要适用于冶金、矿山、起重、运输、化工建筑等各种机械设备 的减速传动，蜗杆为圆环面包络圆柱蜗杆（ ZC1蜗杆）， C1齿形。 标准减速器的工作条件； 蜗杆转速不超过 1500r/min；工作环境温度为 -40 +40C；当工作环境温度低于 0C 时，起动前润滑油必须加热到 0C 以上，当工作环境温度高于 40C 时，必须采取冷却措施；蜗杆轴可正，反两向运转。 5.2 蜗轮蜗杆的设计计算 1.选择蜗杆传动类型 采用渐开线普通圆柱蜗杆（ ZI） 2.选择材料 蜗杆选用 45 钢，整体调质，蜗轮为 ZCuAl9Fe4Ni4Mn2 2T=1442432N.mm nts 21 设计项目 计算与说明 结果 （铸铝青铜） 3.按齿面接触疲劳强度进行设计 传动中心距 ： 23 2 )( HE ZZKTa 其中， K 载荷系数 VA KKKK 2T 蜗轮上的公称转矩。 EZ 材料的弹性影响系数，EZ =160MPa Z 接触系数。 H 蜗轮齿面许用接触应 力。 确定作用在蜗轮上的转矩 2T 查表确定蜗杆头数 1z =2，传动比为 i=20,蜗轮齿数为 2z =40，12 1208 6 0 / m i n20nnri ，啮合效率 8.0 6 6 6212221 1 . 8 0 . 9 6 0 . 89 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0601442432PPTnnN m m 确定载荷系数 K 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系 数 1K由书 2.P250 表 11-5 选取使用系数 1AK 由于转速低，冲击不大，可取动载系数 05.1VK 则 VA KKKK =1.05 确定接触系数Za=200mm d1=80mm m=8mm nts 22 设计项目 计算与说明 结果 先假设蜗杆分度圆直径 1d 和传动中心距 a 的比 值 1d /a=0.35，查书 2.图 11-18 得Z=2.9 确定许用接触应力 H 根据蜗轮材料为 ZCuAl9Fe4Ni4Mn2 （铸铝青铜） ，蜗杆为 45 钢，可以从书 2.表 11-7 中查得许用接触应力 H =128MPa， （因控制要求，适用滑动速度 smvs /2） 计算中心距 23 1 6 0 2 . 91 . 0 5 1 4 4 2 4 3 2 ( ) 1 6 6268a m m 取 a=200mm。 从表 11-2 中取模数 m=8mm,蜗杆分度圆直 径 1d =80mm，这时 1d /a=0.4，从图 11-18 可查 得接触系数 Z =2.8Z，因此以上计算结果可用。 4. 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 蜗杆 轴向齿距 3 . 1 4 8 2 5 . 1 3 3aP m m m 直径系数 1 / 8 0 / 8 1 0q d m 齿顶圆直径（ *ah为齿顶高系数 *ah=1） *11 2 8 0 2 1 8 9 6aad d h m m m 齿根圆直径 )(2 *11 cmhdd af )(2 *1 mcmhd a 8 0 2 ( 1 8 0 . 2 5 8 )60 *c 为顶隙系数， *c =0.25。 2 320d mmnts 23 设计项目 计算与说明 结果 分度圆导程角 361811 蜗杆轴向齿厚 11 3 . 1 4 8 1 2 . 5 6 622aS m m m 蜗轮 蜗轮齿数 2 40z ，变位系数 125.02 x ， 蜗轮分度圆直径 22 8 4 0 3 2 0d m z m m 蜗轮喉 圆 )(222*2222 xhmdhdd aaa =338mm 蜗轮齿根圆直径 222 2 ff hdd )(2 *2*2 cxhmd a 3 2 0 2 8 (1 0 . 1 2 5 0 . 2 5 ) =302mm 蜗轮咽喉母圆半径 22 21 ag dar 12 0 0 3 3 8231mm 5.校核齿根弯曲疲劳强度 FFaF YYmddKT 221 253.1 其中， F 蜗轮齿根弯曲应力。 2FaY 蜗轮齿形系数，查书 2.图 11-19 得2FaY=2.22 Y 螺旋角影响系数，1401 Y nts 24 设计项目 计算与说明 结果 凸缘计算 当量齿数 42.429 4 3.040c o s 322 zzv（根据 42.42,125.022 vzx从图 11-19 可查得2FaY=2.22） 螺旋角影响系数 1401 Y =0.919 许用弯曲应力 FNFF K 从表 11-8 中查得 2CuAl9Fe4Ni4Mn2 （铸铝青铜） 蜗轮的基本许用弯曲应力 9 0F M Pa ，寿命系数9610NK FN N为应力循环次数。hLjnN 260其中， j 蜗轮每转一转，每个齿轮啮合次数，为 1。 2n 蜗轮转速为 60r/min。 hL 工作寿命，取为 15000h。 则 76 0 1 6 0 1 5 0 0 0 5 . 4 1 0N 69 710 0 . 6 4 25 . 4 1 0FNK 9 0 0 . 6 4 2 5 7 . 7 8F M P a YYmddKTFaF 221 253.1 1 . 5 3 1 . 0 5 1 4 4 2 4 3 2 2 . 2 2 0 . 9 1 98 0 3 2 0 82 3 . 0 8 FM P a 弯曲强度满足。 第六章 螺母和蜗轮凸 缘的强度计算 弯曲强度满足要求 nts 25 设计项目 计算与说明 结果 在螺旋传动螺母的设计计算中，除了进行耐磨性计算与螺纹牙的强度计算外，还要进行螺母下段与螺母凸缘的强度计算。如图 3-2所示的螺母结构形式，工作时，在螺母凸缘与底座的接触面上产生挤压应力，凸缘根部受到弯曲及剪切作用。螺母下段承受压力和螺纹牙上的摩擦力矩作用。 设螺母下部分承受全部外载荷 F，并将 F 增加 20%-30%来代替螺纹牙上摩擦力矩的作用，则螺母下部分截面 b-b内的最大压缩应力为 2232(1 . 2 1 . 3 ) ()4FDD式中 为螺母材料的许用压 缩应力为 1.6 b， 查 表 5-13机械设计（西北工业大学）为 80MPa 图 3-3 螺母结构简图 D1 螺母小径（单位为 mm） 满足要求 nts 26 设计项目 计算与说明 结果 夹具结构及性能设计分析 D2 螺母中径（单位为 mm） D3 螺母大径（单位为 mm） D 蜗轮分度圆直径（单位为 mm） 4D 蜗轮外径（单位为 mm） 参照上述设计 D1=116mm; D2= 128mm； D3=160mm; D4=338mm; D=320mm; =70mm； b=256mm. 1） 螺母受压力学校核 5221 . 2 2 1 0 2 4 . 4 1 5 (1 6 0 1 2 8 )4 所以满足工作条件 2） 凸缘接触表面的挤压强度计算 5222 1 0 2 . 9 (1 8 4 1 6 0 )4pP 所以满足工作条件 3） 凸缘根部的弯曲强度计算 23342334 )(5.161)(41aDDDFaDDDFWMb = 521 . 5 2 1 0 ( 3 3 8 1 6 0 ) 2 1 . 7 3 . 1 4 1 6 0 7 0b 所以满足工作条件。 第七章 夹紧夹具的结构及性能分析 夹具的设计制造在机械制造生产准备工作中占有很重要的地位，它的设计与制造质 量对保证产品质量有决定性的影响，其设计与制造的周期在整个生产准备中最长，实际决定着整个生产准备周期。一般来说，夹具的生产属于单件生产，减少设计周期是减少整个生产准备周期的关键。此外，夹具应具有自锁功能，装夹方便。通过调查分析注意到夹具设计有以下的特点： nts 27 设计项目 计算与说明 结果 (1)夹具设计中尽量采用标准件和常用件 设计人员在进行夹具设计时，尽量选用标准件或通用件进行设计，若每次设计人员都需要重新对这些零件进行造型，设计人员必然要做许多重复性的劳动。 (2)夹具设计是一个高度倚赖经验的设计问题 设计师在构思新工件的夹具设计方案时， 往往根据个人的设计制造经验将新工件的结构特征、制造特征与己有工件的结构特征和制造特征相比较，根据这些特征的相似性找出与新工件最为相似的工件及它的装夹规划方案和夹具元件，经过调整来获得新夹具的设计，很少是从头做起的。 传统夹具以专用夹具为代表主要有四种功能 :定位、夹紧、导向和对刀。 对夹具的基本要求就是将工件定位并牢固的夹持在一定位置，并在机床工作台上有一定的方位，其次，还要满足其他要求，如保证夹具的生产率 (容易装卸工件，采用自动或半自动夹紧装置，切屑容易排除 )，操作简单并安全 (如对贵重工件采用防误功能的元件 )，有效降低成本 (考虑夹具材料和制造过程，优先选用标准件 )。因此，夹具设计是一个复杂的过程，在传统夹具设计中，这些基本原理应用于具体夹具设计中主要取决于设计者的经验。从夹具设计人员的经验中收集和表达这些知识是开发计算机辅助夹具设计 (CAFD)系统的关键。 典型的夹具设计过程包括以下五个步骤：审阅零件图和制造技术要求，选用定位基准决定定位夹紧方法，选定标准元件及机构和夹具结构设计。在设计和生产针对大批量工件加工的专用设备的过程中，夹具的设计已成为其中一个比较大的难点，它主要依靠设计人员运用设计经验完成，但设 计过 程 和 原 理 在 某 种 意 义 上 说 又 具 有 相 似 性 。 nts 28 设计项目 计算与说明 结果 电气控制系统设计 拉床的夹具是整个设备中一个关键部分，它的主要作用是定位和夹紧待切试样，同其它机床夹具一样，拉床的夹具在发挥现有设备的潜力，保证加工质量等方面起着积极的作用。 拉床夹具的设计受工 作台、防护罩等诸多因素的限制，因而在进行夹具设计时要综合考虑，协调各种制约因素，满足其设计要求的同时，力求拉床夹具结构简单、装卡试样方便快捷。根据以上要求设计的快速夹紧夹具为力求夹具结构简单，参照同类产品的结构形式设计为如图 4 3所示。 参照着同类产品的样子设计出此种夹具，此图左面是拉刀，右面和上面是夹具，因为拉床主要工作应力是拉力，所以只要装好刀具，插上上图中的插销即可正常工作，结构十分简单，操作也很方便。 第八章 拉床的电气控制系统的设计 8.1 控制系统总体方案的确定 自制拉床的要求就是操作简便，结构简单，而且它不要nts 29 设计项目 计算与说明 结果 求加工太高精度的工件，仅仅是粗加工，满足多数的普通加工要求即可，并且，参照同类产品的控制系统，本设计不涉及变速系统，只有点动和开停控制。并且有行程开关，以防止机床床身损坏。 8.2 行程开关 如图 行程开关 2和 3是控制拉床工作或者是点动过程中的停止，而 1和 4是强制停止开关，用以防止 2和 3的失效时，丝杠等一直运动损坏床身。 8.3 主控制系统 从操作简便来考虑，拉床的主要控 制系统如下图所示 ： 停止按钮 SB1 工作按钮 SB2 正向点动按钮 SB3 反向点动按钮 SB4 SQ1SQ4 为行程开关 nts 30 设计项目 计算与说明 结果 轴承的选择与计算 MFRKM1FU1QSL1 L2L3KM2FRSB1SB2SB2SB3SB3KMSB4SB4KM1KM1KM2KM2SQ1SQ2 SQ3 SQ4第九章 轴承的选择与计算 9.1 轴承的选择 参考书目：机械设计手册（第四版第二卷） 机械零件设计手册 机械设计（第七版） 轴承是支撑轴的部分。根据轴承工作时的摩擦性质。轴承可分为滑动摩擦轴承和滚动摩擦轴承两类。 滚动轴承是由专业工厂生产的标准件，滚动轴承的类型、尺寸和 公差等级等已制订有国家标准，在机械设计中只需根据工作条件选择合适的轴承类型、尺寸和公差等级等，并进行轴承的组合结构设计。 9.2 滚动轴承的构造和材料 滚动轴承一般由内圈、外圈、滚动体和保持架组成。通常内圈装在轴承座孔内不动，但亦有外圈转动、内圈不动或nts 31 设计项目 计算与说明 结果 内、外圈按不同转速回转的使用情况。滚动体在内、外圈滚道内滚动。保持架将滚动体均匀隔开，以减少滚动体的摩擦和磨损。滚动体的形状有球形和滚子形。 滚动轴承的内、外圈和滚动体均采用强度高、耐磨性好的铬钢和铬锰硅钢制造，前者适宜于制造尺寸较小的轴承，后者 适宜制造尺寸较大的轴承。常用的牌号有 GCr9、 GCr15和 GCr15SiMn，经淬火后硬度可达 58-66HRC。保持架多用低碳钢板冲压制成，为了减小与滚动体之间的摩擦和减轻滚动体的磨损，也可采用铜合金、铝材或塑料。 9.3 滚动轴承的类型 按滚动轴承承受载荷的作用方向，常用轴承可分成三类，即径向接触轴承、向心角接触轴承和轴向接触轴承 1.径向接触轴承主要承受径向载荷。这类轴承有： （ 1）深沟球轴承 轴承主要承受用于径向载荷，也可承受一定的轴向载荷。高转速时可代替推力球轴承受纯轴向载荷。与外形尺寸相同的其他 类型轴承相比，其摩擦因数小，允许极限转素高，价格低廉，故应用广泛。 （ 2）调心球轴承 轴体有两列球体，其外圈滚道为内球面，具有自动调心性能。主要用语承受径向载荷，也可承受很小的轴向载荷，但不宜用来承受纯轴向载荷。这类轴承适用于轴的刚度较小、二轴承孔同轴度较低以及多支点的场合。 （ 3）调心滚子轴承 与尺寸相同的调心球轴承相比，有较高的承载能力，可承受大的径向载荷也可承受不大的轴向载荷，但不宜用来承受纯轴向载荷，适用场合和 调心轴承相同。 （ 4）圆柱滚子轴承 圆柱形滚子与保持架装在有挡边的内圈上，外圈无挡 边，内、外圈沿轴可以分离，属于分离型轴承。轴承只能承受径向载荷，其承载能力比相同尺寸的球轴承约大 1.7倍，这类nts 32 设计项目 计算与说明 结果 床身 轴承对轴线的偏斜很敏感，适用于轴的钢性较大、二轴承孔同轴度好的场合。 （ 5）滚针轴承 轴承通常有内、外圈和一组滚针组成，有时滚针也带保持架，这类轴承的径向尺寸小，能承受很大的径向载荷，对轴的偏斜非常敏感，摩擦力也较大。适用于低速
- 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