!!主轴箱部件设计[[P=3kw 转速2000 400 公比1.26]].doc

最大加工直径为250mm的普通车床的主轴箱部件设计 [P=3kw 转速2000 400 公比1.26]

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摘  要

本设计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:传动系统设计,传动副,结构网,结构式,



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

第2章 车床参数的拟定 7

2.1车床主参数和基本参数 7

2.2车床的变速范围R和级数Z 7

2.3确定级数主要其他参数 7

2.3.1 拟定主轴的各级转速 7

2.3.2 主电机功率——动力参数的确定 7

2.3.3确定结构式 7

2.3.4确定结构网 8

2.3.5绘制转速图和传动系统图 8

2.4 确定各变速组此论传动副齿数 10

第3章 传动件的计算 11

3.1 带传动设计 11

3.2选择带型 12

3.3确定带轮的基准直径并验证带速 12

3.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 13

3.5确定带的根数z 14

3.6确定带轮的结构和尺寸 14

3.7确定带的张紧装置 14

3.8计算压轴力 14

3.9 计算转速的计算 16

3.10 齿轮模数计算及验算 17

3.11 传动轴最小轴径的初定 20

3.12 主轴合理跨距的计算 21

3.13 轴承端盖设计 22

3.14箱体的结构设计 23

3.15润滑与密封 23

第4章  摩擦离合器(多片式)的计算 25

第5章 主要零部件的选择 27

5.1电动机的选择 27

5.2 轴承的选择 27

5.3变速操纵机构的选择 27

5.4 轴的校核 27

5.5 轴承寿命校核 29

第6章 主轴箱结构设计及说明 30

6.1 结构设计的内容、技术要求和方案 30

6.2 展开图及其布置 31

结束语 32

参考文献 33

        


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

《机械系统设计》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。


内容简介:
1 机械制造装备设计课程设计 题 目 最大加工直径为 250 普通车床的主轴箱部件设计 姓 名 专 业 学 号 指导教师 2 摘 要 本设计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 :传动系统设计 ,传动副,结构网,结构式, 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 第 2 章 车床参数的拟定 . 7 床主参数和基本参数 . 7 床的变速范围 R 和级数 Z . 7 定级数主要其他参数 . 7 定主轴的各级转速 . 7 电机功率 动力参数的确定 . 7 定结构式 . 7 定结构网 . 8 制转速图和传动系统图 . 8 定各变速组此论传动副齿数 . 10 第 3 章 传动件的计算 . 11 传动设计 . 11 择带型 . 12 定带轮的基准直径并验证带速 . 12 定中 心距离、带的基准长度并验算小轮包角 . 13 定带的根数 z . 14 定带轮的结构和尺寸 . 14 定带的张紧装置 . 14 5 算压轴力 . 14 算转速的计算 . 16 轮模数计算及验算 . 17 动轴最小轴径的初定 . 20 轴合理跨距的计算 . 21 承端盖设计 . 22 体的结构设计 . 23 滑与密封 . 23 第 4 章 摩擦离合器 (多片式 )的计算 . 25 第 5 章 主要零部件的选择 . 27 动机的选择 . 27 承的选择 . 27 速操纵机构的选择 . 27 的校核 . 27 承寿命校核 . 29 第 6 章 主轴箱结构设计及说明 . 30 构设计的内容、技术要求和方案 . 30 开图及其布置 . 31 结束语 . 32 参考文献 . 33 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 机械系统设计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 题目:普通车床主轴箱设计 7 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: 表 床主参数表 工件最大回转直径 正转最高转速 正转最低转速 电机功率 N( 公比 250 2000 400 3 床的变速范围 R 和级数 Z R=0005400由公式 R= 1Z ,其中 =R=5,可以计算级数 z=8 定级数主要其他参数 定主轴的各级转速 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: 400, 500, 630, 800, 1000, 1250, 1600, 2000 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 3选取电机为: 定功率为 3载转速为 1420r/定结构式 已知 Z=2a 8 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 000n 400 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 Z=212224 图 构网 制转速图和传动系统图 ( 1)选择电动 机:采用 ( 2)绘制转速图: 9 图 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 (m+D) 轴最小齿数和 :+D/m) 图 主传动系统图 10 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 ( 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 00 120,由表 据各变速组公比,可得各传动比和齿轮齿数, 表 齿轮齿数 传动比 基本组 第一扩大组 第二扩大组 1:1 1:: 1 1:1 1: 2 代号 Z1 Z2 Z3 4 5 齿数 47 47 42 52 42 42 32 52 54 34 34 54 11 第 3 章 传动件的计算 传动设计 输出功率 P=3速 420r/250r/ 计算设计功率 Pd 表 工作情况系数原动机 类 类 一天工作时间 /h 10 1016 16 10 1016 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 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 , 12 取 1 . 1 3 3 . 3 k e P k W 择带型 普通 械设计 3 11选取。 图 带轮功率和转速图 根据算出的 1420r/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 带带轮最小基准直径Y Z A B C D E 0 75 125 200 355 500 21211420 = 1 . 1 3 , = 1 0 0 1 . 1 3 = 1 1 3 m 由机械设计 3得21213 误差验算传动比:21112= 1 . 1 4( 1 ) 1 0 0 ( 1 2 % )d ( 为弹性滑动率) 误差111 . 1 4 1 . 1 21 0 0 % 1 0 0 % 0 . 7 % 5 %1 . 1 2i 符合要求 带速 1 1 0 0 1 4 2 0v = 7 . 5 4 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 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=3,则1a 1 7 7 . 5 72 s i n = 2 3 1 1 7 . 3 9 s i n N = 7 0 4 . 1 8 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 15 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 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。 表 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 16 极限偏差 1 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),如 图 ( 2) 腹板带轮:用于中小尺寸的带轮 ( 300 ),如 图 ( 3) 孔板带轮:用于尺寸较大的带轮 (d) 100 ),如 图 ( 4) 椭圆轮辐带轮:用于尺寸大的带轮 ( 500 ),如 图 ( a) ( b) ( c) ( d) 图 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 630r/ (2). 传动轴的计算转速 轴 1=1250r/ 2=1000r/ 1=1000r/ ( 2)确定各传动轴的计算转速。 表 表 各轴计算转速 ( 3) 确定齿轮副的计算转速。 表 齿轮副计算转速 轴 号 轴 轴 轴 计 算转速 r/ 1250 1000 1000 17 序号 000 1000 1000 630 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。 按接触疲劳计算齿轮模数 m 163383 221 )1( 可得 m=63383 221 )1( 可得 m=63383 221 )1( 可得 m=3 数 ( 2) 基本组齿轮计算 。 表 本组齿轮几何尺寸表 齿轮 1 2 齿数 47 47 42 52 分度圆直径 05 130 组号 基本组 第一扩大组 第一扩大组 模数 18 齿顶圆直径 10 135 齿根圆直径 宽 22 22 22 22 按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 P n )()1(102088 3218弯曲应力验算公式为: P )(101 9 12 3215 式中 这里取 N=5r/. , m=; ; K 里取 T=15000h.; 19 1n r/, 1n =630( 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 根据上述公式,可求得及查取值可求得: j=635 jw=78 w( 3) 扩大组齿轮计算 。 第一扩大组 齿轮几何尺寸见下表 表 一扩大组 齿轮几何尺寸表 齿轮 3 4 齿数 42 42 32 52 分度圆直径 105 105 80 130 20 齿顶圆直径 110 110 85 135 齿根圆直径 宽 24 24 24 24 第二扩大组齿轮几何尺寸见下表 表 二扩大组 齿轮几何尺寸表 齿轮 5 6 齿数 54 34 34 54 分度圆直径 162 102 102 162 齿顶圆直径 168 108 108 168 齿根圆直径 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 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 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 21 或 d=91 4 式中 N* T=9550000; 功率( = 01 。 各轴最小轴径如表 表 最小轴径 轴合理跨距的计算 由于电动机 功率 P=3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=95509550 3500=该机床为车床的最大加工直径为 250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 60%,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 轴 号 轴 轴 最小轴径 35 40 22 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=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。 承端盖设计 图 承端盖 参照机械 设计及机械制造基础课程设计减速器端盖设计方案来设计主轴箱端盖,材料采用 据轴承外径确定各端盖的结构尺寸,如图所示: (依据该参数设计各轴承端盖,详见装配图纸图案 ) 为螺钉直径;为轴承外径;由结构确定;36430533023030)42()1510( 23 体的结构设计 1 、箱体材料 箱体多采用铸造方法获得,也有用钢板焊接而成。铸造箱体常用材料为 度要求较高的箱体用 有热变形要求小的情况下才采用合金铸铁,采用床身做成一体的箱体材料应根据床身或导轨的要求而定。箱体要进行时效处理。 2 、箱体结构 1、箱体结构设计要点 ( 1) 根据齿轮 传动的中心距、齿顶圆直径、齿宽 等几何尺寸,确定减速器的箱体的内部大小。由中心距确定箱体的长度,由齿顶圆直径确定箱体的高度。由齿宽来确定箱体的宽度。 ( 2) 依据铸造(或焊接)箱体的结构尺寸、工艺要求,确定箱体的结构尺寸,绘制箱体。如箱盖,箱座及螺栓的尺寸。 ( 3) 根据齿轮的转速确定轴承润滑的方法与装置,选择轴承端盖的类型。 ( 4) 附件设计与选择。同时,可以进行轴系的结构设计,选择轴承。 表 箱体的尺寸 名称 符号 尺寸关系 箱座壁厚 15 主轴左侧凸缘厚 1b 73 箱座凸缘厚 b 32 主轴右侧凸缘厚 2b 37 外箱壁至轴承端面距离 1l 12( 5 1 0 ) 齿轮顶圆与内箱壁距离 1 18 齿轮端面与内箱壁距离 2 10 2、铸造工艺性要求 为了便于铸造以及防止铸件冷却时产生缩孔或裂纹,箱体的结构应有良好的铸造工艺性。 3、加工工艺性对结构的要求 由于生产批量和加工方法不同,对零件结构有不同要求,因此设计时要充分注意加工工艺对结构的要求。 4、装配工艺对结构的要求 为了更快更省力地装配机器,必须充分注意装配工艺对接否设计的要求。 滑与密封 1、润滑设计 ( 1) 普通机床主轴变速箱多用润滑油,其中半精加工、精加工和没有油式摩擦离合器 24 的机床,采用油泵进行强制 的箱内循环或箱外循环润滑效果好。粗加工机床多采用结构简单的飞溅润滑点。 ( 2) 飞溅润滑 要求贱油件的圆周速度为 8米 /秒,贱油件浸油深为 10 20毫米(不大于 23倍轮齿高)。速度过低或浸油深度过浅,都达不到润滑目的,速度过高或浸油深度过深,搅油功率损失过大产生热变形大,且油液容易气化,影响机床的正常工作。油的深度要足够,以免油池底部杂质被搅上来。 ( 3) 进油量的大小和方向 回油要保证畅通,进油方向要注意角接触轴承的泵油效应,即油必须从小端进大端出。 箱体上的回油孔的直径应尽可能的大些,一般应大于进油孔的直径。箱 体上放置油标,一边及时检查润滑系统工作情况。 ( 4) 放油孔 应在箱体适当位置上设置放油孔,放油孔应低于油池底面,以便放净油,为了便于接油最好在放油孔处接长管。 ( 5) 防止或减少机床漏油 箱体上外漏的最低位置的孔应高出油面。 轴与法兰盖的间隙要适当,通常直径方向间隙 1 主轴上常采用环形槽和间隙密封,效果要好,槽形的方向不能搞错。 箱盖处防漏油沟应设计成沟边向箱体油沟内侧偏一定距离,大约为 3 5毫米。 2、润滑油的选择 润滑油的选择与轴承的类型、尺寸、运转条件有关,速度高选粘度低的,反之选粘度高的。润滑油粘 度通常根据主轴前颈和主轴最高转速选择。 25 第 4 章 摩擦离合器 (多片式 )的计算 设计多片式摩擦离合器时,首先根据机床结构确定离合器的尺寸,如为轴装式时,外摩擦片的内径 d 应比花键轴大 2 6摩擦片的外径 D 的确定,直接影响离合器的径向和轴向尺寸,甚至影响主轴箱内部结构布局,故应合理选择。 摩擦片对数可按下式计算 Z 2 f 20Dbp 式中 摩擦离合器所传递的扭矩( N ; 955 410955 410 3 00 510 ( N ; 电动机的额定功率( 安装离合器的传动轴的计算转速( r/; 从电动机到离合器轴的传动效率; K 安全系数,一般取 f 摩擦片间的摩擦系数,由于磨擦片为淬火钢,查机床设计指导表2 f= 0D 摩擦片的平均直径( ; 0D=( D+d) /2 67b 内外摩擦片的接触宽度( ; b=( ; p 摩擦片的许用压强( N/ 2 ; p 0vK mK 基本许用压强( 查机床设计指导表 2 速度修正系数 02 410 =m/s) 根据平均圆周速度床设计指导表 2 接合次数修正系数,查机床设计指导表 2 摩擦结合面数修正系数,查机床设计指导表 2 26 所以 Z 2 f 20Dbp 2 510 267 23 11 卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗般取 11 最后确定摩擦离合器的轴向压紧力 Q,可按下式计算: Q=0 20) 267 23 510 式中各符号意义同前述。 摩擦片的厚度一般取 1、 2( ,内外层分离时的最大间隙为 ,摩擦片 的材料应具有较高的耐磨性、摩擦系数大、耐高温、抗胶合性好等特点,常用 10 或 15 钢,表面渗碳 ,淬火硬度达 62。 图 片式摩擦离合器 27 第 5 章 主要零部件的选择 动机的选择 转速 n 1420r/率 P 3用 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 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 的校核 ( a) 主轴的前端部挠度 0 . 0 0 0 2 5 2 5 0 . 1 0 5 ( b) 主轴在前轴承处的倾角 0 . 0 0 1 r a d容 许 值 轴 承 ( c) 在安装齿轮处的倾角 0 . 0 0 1 r a d容 许 值 齿 6 5 1 6 7 0 7 8 7 5 5 0 8 0 2 3 6 8 5 1 6 0 9 0 1 5 0D 1 . 0 7 8 7690D i l 平 均总2 0E M P a , 44 40 8 7 4 5( 1 ) ( 1 ) 1 3 5 6 9 0 4 ( )6 4 6 4 8 7m 43 432 9 5 5 1 0 0 . 9 9 5 2 9 5 5 1 0 3 . 3 7 0 . 9 9 5 12684 0 0 1 2 5 主 计件 ( )0 . 4 5 0 7 ( ) N, 0 . 2 5 2 1 7 ( ) N 由于小齿轮的传动力大,这里以小齿轮来进行计算 28 4 42 9 5 5 1 0 2 9 5 5 1 0 3 . 3 7 8
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本文标题:最大加工直径为250mm的普通车床的主轴箱部件设计 [P=3kw 转速2000 400 公比1.26]
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