机械机床毕业设计10ca6140机床课程设计说明书.doc
机械机床毕业设计10ca6140机床课程设计说明书
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机械毕业设计论文
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机械机床毕业设计10ca6140机床课程设计说明书,机械毕业设计论文
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- 1 - 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 1.运动设计 1.1已知条件 1确定转速范围： 主轴最小转速 min/5.31min rn 。 2确定公比： 41.1 3转速级数 ： 12z 1.2结构分析式 22312 32212 3 23212 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 32212 方案 。 在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比41min i； 在升 速时为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比 2maxi。 在主传动链任一 传 动组的最大变速 范 围 108m i nm a xm a x iiR 。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小， 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： nts - 2 - 检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组： 1222 PXR 其中 41.1 ， 62 X ， 22 P 所以 10846.81641.12 R ，合适。 1.3 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 02.01 4 4 0/5.31/m i n dnni又电动机转速 min/1440 rnd 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。 确定各级转速并绘制转速图 由 min/5.31 rnmi m 41.1 z = 12 确定各级转速： nts - 3 - 1400、 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 10,8841.1m a x66 R，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 8.2/1/1 31 ib， 1/12 ib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 2/1/1 21 ia， 41.1/1/12 ia， 1/13 ia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 71/144710/1440 i 。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, 2/1/1 21 ia， 41.1/1/12 ia， 1/13 iants - 4 - 2/1/1 21 ia 时： zS 57、 60、 63、 66、 69、 72、 75、 78 41.1/1/12 ia 时： zS 58、 60、 63、 65、 67、 68、 70、 72、 73、 77 1/13 ia 时： zS 58、 60、 62、 64、 66、 68、 70、 72、 74、 76 可取 zS 72,于是可得轴齿轮齿数分别为： 24、 30、 36。 于是 48/241 ai， 42/302 ai， 36/363 ai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, 8.2/1/1 31 ib， 1/12 ib8.2/1/1 31 ib 时： zS 69、 72、 73、 76、 77、 80、 81、 84、 87 1/12 ib 时： zS 70、 72、 74、 76、 78、 80、 82、 84、 86 可取 zS 84，于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为： 22、 42。 于是 62/221 ib， 42/422 ib，得轴上两齿轮的齿数分别为： 62、 42。 传动组 c: 查表 8-1, 4/11 ic, 22 ci4/11 ic 时： zS 84、 85、 89、 90、 94、 95 22 ci 时： zS 72、 75、 78、 81、 84、 87、 89、 90 可 取 zS 90. 4/11 ic 为降速传动，取轴齿轮齿数为 18； 22 ci 为升速传动，取轴齿轮齿数为 30。 于是得 72/181 ic, 30/602 ci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。 nts - 5 - 1.4 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.动力设计 2.1 确定 各轴转速 确定主轴计算转速：主轴的计算转速为 m in/90r41.13 1 .5nn 131213zm i n IV 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 m in/5.141730/6042/4236/36256/1261440 rn 实min/1400 rn 标nts - 6 - %5%25.1%1001 4 0 0 )1 4 0 05.1 4 1 7(%100)( 标标实nnn 所以合适。 2.2 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 AK 1.1，则 2 5 K W.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 mmd 1251 , mmid 25403.21251252 验算带速成100060 11 ndv 其中 1n -小带轮转速， r/min； 1d -小带轮直径， mm； 25,5/42.91 0 0 060 1 4 4 012514.3 smv，合适。 4确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为0a,则 0 55（ 21 dd ） a 2（ 21 dd ） 于是 208.45 a 758,初取中心距为 0a400mm。 带长02122100 4)()(22 addddaL mm14054004 )125254()254125(214.340022 查表取相近的基准长度dL， mmLd 1400。 带传动实际中心距 mmLLaa d 5.3972 00 nts - 7 - 5验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于 120 。 1204.1613.57180 121 a dd 。合适。 6确定带的根数 Lca kkpp pZ)( 00 其中： 0p- 1i 时传递功率的增量； k-按小轮包角 ，查得的包角系数； Lk -长度系数； 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( 25.8 Z7计算带的张紧力0F20 )5.2(500 qvk kvZpF ca 其中： cap-带的传动功率 ,KW； 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。 NF 7.19342.917.0)95.0 9.05.2(442.9 25.8500 20 8计算作用在轴上的压轴力 NZFFQ 1 5 3 024.161s in7.193422s in2 10 2.3 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： nts - 8 - 3 221 )1(1 6 33 8jmd nz Nm 其中 : -公比 ； = 2； dN-电动机功率；dN= 7.5KW； m-齿宽系数； -齿轮传动许允应力 ; jn-计算齿轮计算转速。 SK N lim ， 取 lim = 600MPa,安全系数 S = 1。 由应力循环次数选取 9.0NKM P a5401 6009.0 90.0NK ，取 S=1， M P aM P aSK HN 5401 60090.01l i m 。 mmm 72.371054022485.7)12(16338 3221 取 m = 4mm。 按齿数 30的计算， mmm 13.32 ，可取 m = 4mm； 按齿数 36的计算， mmm 39.33 , 可取 m = 4mm。 于是传动组 a 的齿轮模数取 m = 4mm， b = 32mm。 轴上齿轮的直径： mmdmmdmmdaaa 96244120304144364 321 ；。 轴上三联齿轮的直径分别为： mmdmmdmmdaaa 192484168424144364 3 2 1 ；b传动组： 确定轴上另两联齿轮的模数。 3 22 )1(1 6 33 8jmd nz Nm nts - 9 - 按 22齿数的齿轮计算： m in/3558.2 rnj ，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： mmdmmdbb 2 1 04251 1 0225 21 ；轴上与轴两联齿轮啮合的两齿轮直径分别为： mmdmmdbb 2 1 04253 1 0625 2 1 ；c传动组： 取 m = 5mm。 轴上两联动齿轮的直径分别为： mmdmmdcc 30060590185 21 ；轴四上两齿轮的直径分别为： 。； mmdmmdcc 150305360725 2 1 3. 齿轮强度校核 ： 计算公式bm YYKT SaFaF 123.1校核 a 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, mmNnPT 566 101.1710/25.81055.9/1055.9 确定动载系数： smdnv /57.3100060 71096100060 齿轮精度为 7级，由机械设计查得使用系数 05.1vK mmmbm 3248 确定齿向载荷分配系数 :取齿宽系数 1dnts - 10 - 非对称 2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 1 0 . 6 0 . 2 3 1 0H d dKb 42.1321023.0)6.01(18.012.1 3 4)24/(32/ hb ,查机械设计得 27.1FK 确定齿间载荷分配系数 : NdTF t 2 2 9 096 101.1225 mNb FK tA /10056.7132 229 00.1 由机械设计查得 1 .2HFKK 确定动载系数 : 6.127.12.105.10.1 HFvA KKKKK查表 10-5 65.2FaY 58.1SaF 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aFE Mp540。 图 10-18查得 9.0NK,S = 1.3 aF Mp3 7 43.1 5 4 09.0 3.8958.165.2 374 SaFaFYY ， 3.896.28432 2 2 906.1 bmKF t 故合适 。 3.2 校核 b 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, mmNnPT 566 1022.2355/25.81055.9/1055.9 确定动载系数： smdnv /04.2100060 355110100060 齿轮精度为 7 级，由机械设计查得使用系数 0.1vKnts - 11 - mmmbm 4058 确定齿向载荷分配系数 :取齿宽系数 1d非对称 2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 1 0 . 6 0 . 2 3 1 0H d dKb 42.1401023.0)6.01(18.012.1 3 9.2)8.25/(40/ hb ,查 机械设计得 27.1FK 确定齿间载荷分配系数 : NdTF t 4 0 4 0110 1022.2225 mNb FK tA /10010140 40400.1 由机械设计查得 1.1 HF KK 确定动载系数 : 397.127.11.10.10.1 HFvA KKKKK查表 10-5 72.2FaY 57.1SaF 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aFE Mp540。 图 10-18查得 9.0NK,S = 1.3 aF Mp3 7 43.1 5 4 09.0 5.8757.172.2 374 SaFaFYY ， 5.872.28540 4 0 4 03 9 7.1 bmKF t 故合适 。 3.3 校核 c 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, mmNnPT 566 1022.2355/25.81055.9/1055.9 nts - 12 - 确定动载系数： smdnv /67.11 0 0 060 355901 0 0 060 齿轮精度为 7 级，由机械设计查得使用系数 9.0vK mmmbm 4058 确定齿向载荷分配系数 :取齿宽系数 1d非对称 2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 1 0 . 6 0 . 2 3 1 0H d dKb 42.1401023.0)6.01(18.012.1 3 2)45/(40/ hb ,查机械设计得 27.1FK 确定齿间载荷分配系数 : NdTF t 4 9 3 090 1022.2225 mNb FK tA /10012340 49300.1 由机械设计查得 1.1 HF KK 确定动载系数 : 2 5 7 3.127.11.19.00.1 HFvA KKKKK查表 10-5 91.2FaY 53.1SaF 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aFE Mp540。 图 10-18查得 9.0NK,S = 1.3 aF Mp3 7 43.1 5 4 09.0 8453.191.2 374 SaFaFYY ， 8499.30540 49302573.1 bmKF t 故合适 。 nts - 13 - 4. 主轴挠度的校核 4.1 确定 各轴最小直径 1轴的直径： m in/71 0,96.0 11 rn mmnd 29710 96.05.7915.79144 2轴的直径： m in/355,922.099.099.098.0 212 rn mmnd 343 5 5 9 2 2.05.7915.79144 3轴的直径： m in/125,89.099.098.0323 rn mmnd 44125 89.05.7915.79144 4主轴的直径： m in/5.31,85.098.098.099.0434 rn mmnd 615.31 85.05.7915.79144 4.2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 NdTFmNnPTt 2017)1096/(8.962/28.96710/96.05.71055.9/1055.9366,228,33010200,36:2852922mmbmmxPaEmmdNFFFP tt已知 mmy 12.0403.0 nts - 14 - mmlIEbxlxbFY B334349432222221098.0106851064361020061033022868533022828526 所以合格,yY B 。 轴、轴的校核同上。 5. 主轴最佳跨距的确定 400mm车床， P=7.5KW. 5.1 选择轴颈直径 ,轴承型号和最佳跨距 前轴颈应为 75-100mm,初选 1d =100mm,后轴颈 12 )9.07.0( dd 取 mmd 702 ,前轴承为 NN3020K,后轴承为 NN3016K,根据结构 ,定悬伸长度 mma 751 5.2 求轴承刚度 考虑 机械效率 主轴最大输出转距 NPT 67690 85.09 5 50 床身上最大加工直径约为最大回转直径的 60%,取 50%即 200mm ,故半径为0.1m . 切削力 NFC 67601.0676 背向力 NFFCP 338067605.05.0 故总的作用力 NFFFCP 755822 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 NF 37792/ 先假设 mmlal 225753,3/ 前后支撑 BARR 分别为 nts - 15 - NlaFRNlalFRBA1 2 60225753 7 7925 0 39225752253 7 792根据 9.19.08.01.0 c o s)(39.3 izlFddFK arrrv 30,2,1,17,8.10,8.81260,5039AABBaBaAvBvAziizlmmlNFNF NKNKBA1 1 0 70c o s1728.101 2 6 039.31 8 0 90c o s3028.85 0 3 939.39.19.08.01.09.19.08.01.0 658.010075.018091039.2101.21039.2046.0085.005.0852/7010063.111071809/6361134644aKEImImmdKKAeBAmmlal 225375,3/0 与原假设相符查线图 。 6. 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： 30208 7. 主轴刚度的校核 7.1 主轴图 : nts - 16 - 7.2 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 mmml 687.06875.315.12374332 当量外径 mmd e 56.80887 81043510075680547222684 44444 主轴刚度：由于 5.05586.056.80/
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