加工最大直径为380mm中型普通车床主轴箱设计【4kw 8级 最低转速140转 1.41】【含CAD图纸说明书全套课程设计】
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摘 要
设计机床得主传动变速系统时首先利用传动系统设计方法求出理想解和多个合理解。根据数控机床主传动系统及主轴功率与转矩特性要求,分析了机电关联分级调速主传动系统的设计原理和方法。从主传动系统结构网入手,确定最佳机床主轴功率与转矩特性匹配方案,计算和校核相关运动参数和动力参数。本说明书着重研究机床主传动系统的设计步骤和设计方法,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三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 分级变速;传动系统设计,传动副,结构网,结构式,齿轮模数,传动比
目 录
摘 要 2
目 录 4
第1章 绪论 6
1.1 课程设计的目的 6
1.2课程设计的内容 6
1.2.1 理论分析与设计计算 6
1.2.2 图样技术设计 6
1.2.3编制技术文件 6
1.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求 6
1.3.1课程设计题目和主要技术参数 6
第2章 车床参数的拟定 8
2.1车床主参数和基本参数 8
2.2拟定参数的步骤和方法 8
2.2.1 极限切削速度Vmax、Vmin 8
2.2.2 主轴的极限转速 8
2.2.3 主电机功率——动力参数的确定 9
2.2.4确定结构式 9
2.2.5确定结构网 9
2.2.6绘制转速图和传动系统图 10
2.2 确定各变速组此论传动副齿数 10
2.3 核算主轴转速误差 11
第3章 动力计算 12
3.1 带传动设计 12
3.2 计算转速的计算 13
3.3 齿轮模数计算及验算 14
3.4 传动轴最小轴径的初定 19
3.5 主轴合理跨距的计算 20
第4章 主要零部件的选择 21
4.1 轴承的选择 21
4.2 键的规格 21
4.4变速操纵机构的选择 21
第5章 校核 22
5.1主轴合理跨距的计算 22
5.2 轴承寿命校核 23
结 论 24
参考文献 25
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
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。






- 内容简介:
-
1 宁 学 课程 设计 (论文 ) 中型普通车床主轴箱设计 ( 题目 37) 所在学院 专 业 班 级 姓 名 学 号 指导老师 年 月 日 2 摘 要 设计机床得主传动变速系统时首先利用传动系统设计方法求出理想解和多个合理解。根据数控机床主传动系统及主轴功率与转矩特性要求,分析了机电关联分级调速主传动系统的设计原理和方法。从主传动系统结构网入手,确定最佳机床主轴功率与转矩特性匹配方案,计算和校核相关运动参数和动力参数。本说明书着重研究机床 主传动系统的设计步骤和设计方法,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三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 分级变速;传动系统设计 ,传动副,结构网,结构式,齿轮模数,传动比 4 目 录 摘 要 . 2 目 录 . 4 第 1 章 绪论 . 6 程设 计的目的 . 6 程设计的内容 . 6 论分析与设计计算 . 6 样技术设计 . 6 制技术文件 . 6 程设计题目、主要技术参数和技术要求 . 6 程设计题目和主要技术参数 . 6 第 2 章 车床参数的拟定 . 8 床主参数和基本参数 . 8 定参数的步骤和方法 . 8 限切削速度 . 8 轴的极限转速 . 8 电机功率 动力参数的确定 . 9 定结构式 . 9 定结构网 . 9 制转速图和传动系统图 . 10 定各变速组此论传动副齿数 . 10 算主轴转速误差 . 11 第 3 章 动力计算 . 12 传动设计 . 12 算转速的计算 . 13 轮模数计算及验算 . 14 动轴最小轴径的初定 . 19 轴合理跨距的计算 . 19 5 第 4 章 主要零部件的选择 . 21 承的选择 . 21 的规格 . 21 速操纵机构的选择 . 21 第 5 章 校核 . 22 轴合理跨距的计算 . 22 承寿命校核 . 23 结 论 . 24 参考文献 . 25 6 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 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 程设计题目和主要技术参数 题目: 中型普通车床主轴箱设计 7 题目 37 车床的主参数(规格尺寸)和基本参数如下: 工件最大回转直径 正转最低转速 电机功率 N( 公比 转速级数 Z 380 140 4 8 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: 工件最大回转直径 正转最低转速 电机功率 N( 公比 转速级数 Z 380 140 4 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, 140r/ 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: 140, 200, 280, 400, 560, 800, 1120, 1600 9 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 4选取电机为: 定功率为 4载转速为 960r/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 1600n 140 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=21 22 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 图 2构网 Z=21 22 24 10 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最小中心距 : (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 图 2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 1820,齿数和 11 100 120,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 1:2 1: 2: 1 2: 1 代号 Z1 Z2 Z3 4 5 齿数 30 42 24 48 41 58 58 41 33 66 66 33 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( = 各级转速误差 n 1600 1120 800 560 400 280 200 140 n 1658 差 只有 一级 转速误差 大 于 因此不需要修改齿数。 12 第 3 章 动力计算 传动设计 输出功率 P=4速 60r/60r/ 1)确定计算功率 : 按最大的情况计算 P=4K 为工作情况系数,查 1表 取 K=1.1 pd= 2)选择 V 带的型号 : 根据 pd,60r/考 1图表 表 小带轮直径,查表选择 A 型 V 带 0 3)确定带轮直径 d1,带轮直径 0算带速 v= 60 60s 从动轮直径 d2=42010=180 80 1表 算实际传动比 i=d2/80/90=2 ( 4)定中心矩 a 和基准带长 1初定中心距 .7( 2(d1+ 63 540 取 002带的计算基准长度 /2(d1+(2 /2(90+180)+(132650 1表 303计算实际中心距 a2=300+(6302904确定中心距调整范围 a+90+ 5)验算包角 : 1=1800-( (1807201200 13 ( 6)确定 V 带根数: 确定额定功率: 查表并用线性插值得 1表 37 得功率增量 V 1表 38 得包角系数 K = 1表 3 得长度系数 定带根数: Z=( KK L = Z=3 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 280 r/ (2). 传动轴的计算转速 轴 2=400 r/ 1=560r/ ( 2)确定各传动轴的计算转速。轴共有 3 级转速: 560r/400 r/经传动副Z6传动主轴,则只有 560r/递全功率;若经传动副 Z5传动主轴,全部传递全功率,其中 125r/传递全功率的最低转速, 故其计算转速 n j=400 r/ 轴有 1 级转速,且都传递全功率,所以其计算转速 n j=280 r/计算转速入表 3 表 3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 280r/递全功率,故 Z6 j=280 r/ 依次可以得出其余齿轮的计算转速,如表 3 轴 号 轴 轴 轴 计算转速 r/ 560 400 280 14 表 3齿轮副计算转速 序号 Z400 400 280 280 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 20 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 15 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 于内啮合:s s T N n qk k k k k k:命系数; 作期限 , Tk=m 10000000 2000035560 = 6102 2000035560 =1.8 sk=sksk= sk= 1k= 2k= 3k=1 Y = 许用弯曲应力,接触应力, ( W=354J=1750材料的直齿轮材料选; 20热处理 6338 3 2121 3211 Jm mm 6338 3 22 =2.6 75 3 1 321 2753 =据标准齿轮模数系数选用模数为 :主轴齿轮模数为 动轴齿轮模数 m=16 中间轴齿轮模数 m=3; 根据有关文献,也为了便于统一,在这里传动齿轮统一取 m= 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 30 42 24 48 分度圆直径 105 147 84 168 齿顶圆直径 根圆直径 宽 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 n )()1(102088 3218弯曲应力验算公式为: )(101 9 12 3215 式中 这里取 N=5r/. 00( r/; 组号 基本组 第一扩大组 第二扩大组 模数 17 , m=; ;B=25( ; z=19; u= 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 18 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 齿轮 3 4 齿数 41 58 58 41 分度圆直径 03 203 顶圆直径 10 210 根圆直径 宽 28 28 28 28 ( 4) 第二扩大组齿轮计算 。 扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 5 6 齿数 66 33 33 66 分度圆直径 231 31 顶圆直径 19 19 齿根圆直径 宽 28 28 28 28 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 3K = 19 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 3 表 3最小轴径 轴合理跨距的计算 由于电动机功率 P=4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 ,后轴 号 轴 轴 最小轴径 35 40 20 轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量 a=120轴孔径为 30 轴承刚度,主轴最大输出转矩 T=95509550904=该机床为车床的最大加工直径为 240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 75%,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 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 =3 = 【 1】图 3 原假设接 近,所以最佳跨距0l=120 40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。 21 第 4 章 主要零部件的选择 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 0 N d =8 规格: 4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 22 第 5 章 校核 轴合理跨距的计算 设机床最大加工回转直径为 380动机功率 P=4,主轴计算转速为 140r/ 已选定的前后轴径为 :1 62d 21( 0 . 7 0 . 8 5 ) 5 5d d m m定悬伸量 a=85 轴承刚度,主轴最大输出转矩 : 6 3 . 6 79 . 5 5 1 0 = 2 5 0 3 4 6140 N m m 设该车床的最大加工直径为 380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) 781N 背向力(沿 x 轴) 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 机械系统设计得:) 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 23 =31 1 6362 . 1 1 0 1 . 5 5 1 01 3 7 6 . 6 9 0 . 0
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