资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共59页)
编号：7130207
类型：共享资源
大小：3.82MB
格式：ZIP
上传时间：2018-01-09
上传人：机****料
认证信息
个人认证
高**（实名认证）
河南
IP属地：河南
50
积分
- 关 键 词：
-
数控车床
主轴
结构设计
全套
cad
图纸
- 资源描述：
-
- 内容简介：
-
毕业设计说明书（论文）中文摘要金属切削机床在是人类改造自然的长期生产实践中，不断改进生产工具的基础上产生和发展起来的，它是用切削的方法将金属毛坯加工成机器零件的机器，是制造机器的机器。CA6140车床可进行各种车削工作，并可加工公制、英制、模数和径节螺纹，所以在各个领域中应用越来越广泛。本文首先介绍了金属切削机床的基本概念，以及在国内外的发展现状。其次具体阐述CA6140车床主轴箱的功用，组成及各部分特点。然后根据课题的要求及给定的设计参数，对CA6140车床主轴箱的主传动系统进行了方案设计。最后文章分别对主轴箱中的各轴，以及轴上的齿轮和轴承进行了详细的计算和校核，并给出了各轴的装配图和主轴箱的总装配图。关键词金属切削机床主轴箱设计传动系统装配图本科毕业设计说明书（论文）第2页共59页毕业设计说明书（论文）外文摘要TITLETHEDESIGNOFCA6140LATHESPINDLEBOXABSTRACTINTHELONGTERMPRACTICEOFPRODUCTION,METALCUTTINGMACHINETOOLHASDEVELOPEDONTHEBASEOFHUMANREBUILDINGTHENATUREANDIMPROVINGTHEGENERATIVETOOLSBYTHEWAYOFCUTTING,METALROUGHMATERIALSCANBEPRODUCEDINTOMACHINEPARTS,ITISTHEMACHINETHATCOULDMAKEMACHINESTHECA6140MACHINETOOLCOULDDOVARIOUSOFTURNING,ANDCANMACHININGMETRIC,ENGLISH,MODULUSANDDIAMETRERPITCHWHORL,SOITCOULDBEUSEDMOREANDMOREWIDELYINALLFIELDSFIRSTOFALL,THEBASICCONCEPTOFMETALCUTTINGMACHINETOOLANDITSDEVELOPMENTSTATUSATHOMEANDABROADAREINTRODUCEDINTHISPAPERMEANWHILE,THEFUNCTION,INTEGRALPARTOFSPINDLEBOXANDTHEPOINTOFPARTSISDESCRIBEDALSOACCORDINGTOTHEREQUIREMENTSOFTHESUBJECTANDTHEDESIGNPARAMETERS,THEDESIGNOFTHEMAINTRANSMISSIONISGIVENFINALLY,THECALCULATIONANDCHECKINGOFTHEMAINAXIS,GEARS,BEARINGSINTHESPINDLEBOXISGIVENINDETAILATLAST,THEASSEMBLYDRAWINGSOFAXISANDSPINDLEBOXISGIVENALSOKEYWORDSMETALCUTTINGMACHINETOOLSPINDLEBOXDESIGNTRANSMISSIONSYSTEMASSEMBLYDRAWING本科毕业设计说明书（论文）第3页共59页目录1绪论111课题简介112CA6140机床的说明213CA6140主轴箱314选题依据415本设计的意义和应用价值416研究内容及方法42传动方案及传动系统图的拟定521电动机的选择522传动路线及转速图的拟定53主轴箱主要零件的设计及校核1031主轴箱箱体尺寸的确定1032传动轴各主要零件的设计1233传动轴II各主要零件的设计2534传动轴III各主要零件的设计2935传动轴IV各主要零件的设计3336传动轴V各主要零件的设计3837传动轴VI各主要零件的设计424结论与展望49本科毕业设计说明书（论文）第4页共59页1绪论11课题简介111金属切削机床国内外研究状况金属切削机床是用切削的方法将金属毛坯加工成机器零件的机器，它是制造机器的机器，所以又称“工作母机”或“工作机”，习惯上称“机床”1。金属切削机床是人类在改造自然的长期生产实践中，不断改进生产工具的基础上产生很发展起来的。最原始的机床是依靠双手的往复运动在工件上钻孔。最初的加工对象是木料。而后发展到加工其他材料，出现了依靠人力使工件往复回转的原始车床。当加工对象由木料逐步过渡到金属时，车圆、钻孔等都要求增大动力，于是就逐渐出现了水力、风力和畜力等驱动的机床。18世纪末，蒸汽机的出现，提供了新型巨大的能源，使生产技术发生了革命性的变化。20世纪以来，齿轮变速箱的出现，使机床结构发生了根本性的变化。近些年来，随着电子技术、计算机技术、信息技术以及激光技术等的发展并应用于机床领域，使机床的发展进入了一个新时代。自动化、精密化、高效化和多样化成为这一时代机床发展的特征，用以满足社会生产多种多样、越来越高的要求，推动社会生产力的发展2,3。不断提高劳动生产率和自动化程度是机床发展的基本方向。近年来，数控机床已成为机床发展的主流。数控机床无需人工操作，而是靠数控程序完成加工循环。因此，调整方便，适应灵活多变的产品，使得中小批生产自动化成为可能。数控机床不仅实现了柔性自动化，而且提高了生产率，降低了废品率，它已由中小批生产进入了大批量的生产领域。当然，改型方便，易实现产品的更新换代，也是数控机床进入大量生产领域的重要原因4。112国内机床工业与国外的差距我国机床工业已取得了很大的成就，但与世界先进生产水平相比，还有较大的差距。主要表现在大部分高精度和超精密机床的性能还不能满足要求，精度保持性也较差，特别是高效自动化和数控化机床的产量、技术水平和质量等方面都明显落后。我国数控机床基本上是中等规格的车床、铣床和加工中心等。精密、大型、重型或小型数控机床，还远不能满足需要。至于航空、冶金、造船等工业部门所需要的多种类型的特种数控机床基本还是空白的5,6。本科毕业设计说明书（论文）第5页共59页在技术水平和性能方面差距也很明显，国外已做到1519轴联动，分辨率达001微米，而我国目前只能做到56轴联动，分辨率为1微米。国内产品的质量与可靠性也不够稳定，特别是先进数控系统的开发和研制还需要作进一步努力。我国机床工业必须不断扩大技术队伍和提高人员的技术素质，学习和引进国外的先进科学技术，大力开展科学研究，以便早日赶上世界先进水平7,8。12CA6140机床的说明CA6140机床可进行各种车削工作，并可加工公制、英制、模数和径节螺纹。主轴三支撑均采用滚动轴承；进给系统用双轴滑移共用齿轮机构；纵向与横向进给由十字手柄操纵，并附有快速电机。该机床刚性好、功率大、操作方便。主要技术参数如下工件最大回转直径在床面上400毫米在床鞍上210毫米工件最大长度（四种规格）750、1000、1500、2000毫米主轴孔径48毫米主轴前端孔锥度400毫米主轴转速范围正传（24级）101400转/分反传（12级）141580转/分加工螺纹范围公制（44种）1192毫米英制（20种）224牙/英寸模数（39种）02548毫米径节（37种）196径节进给量范围细化00280054毫米/转纵向（64种）正常008159毫米/转加大171633毫米/转细化00140027毫米/转横向（64种）正常004079毫米/转加大086316毫米/转刀架快速移动速度纵向4米/分本科毕业设计说明书（论文）第6页共59页横向4米/分主电机功率75千瓦转速1450转/分快速电机功率370瓦转速2600转/分冷却泵功率90瓦流量25升/分工件最大长度为1000毫米的机床外形尺寸（长宽高）266810001190毫米重量约2000公斤13CA6140主轴箱131主轴箱的功用主轴箱的功用是支承主轴和传动其旋转，并使其实现起动、停止和换向等功能9,10。132主轴箱组成及特点（1）卸荷带轮装置带轮传动中产生的拉力，通过轴承、法兰盘传给主轴箱，这种结构称为卸荷带轮装置。（2）摩擦离合器主轴箱内的双向机械多片式摩擦离合器，它具有左、右两组由若干内、外摩擦片交叠组成的摩擦片组。（3）制动器及操纵机构制动装置的功用是在车床停机过程中，克服主轴箱内各运动件的旋转惯性，使主轴迅速停止转动，以缩短辅助时间。（4）主轴部件主轴是车床的关键部分，在工作时承受很大的切削抗力。工件的精度和表面粗糙度，在很大程度上决定于主轴部件的刚度和回转精度。（5）主轴变速操纵机构该机构主要用来控制箱内一根轴上的双联滑移齿轮和另一根轴上的三联滑移齿轮。（6）主轴箱中各传动件的润滑主轴箱的润滑是由专门的润滑系统提供的。CA6140型车床主轴箱润滑的特点是箱体外循环。油液将主轴箱中摩擦所产生的热量带至箱体外的油箱中，冷却后再流入箱体，因此就可以减少主轴箱的热变形，以提本科毕业设计说明书（论文）第7页共59页高机床的加工精度1115。14选题依据通过近四年的学习，本人对机械方面的知识有了不少的了解。于是在毕业设计时是选择了CA6140车床主轴箱的设计这个课题，该设计既有机床结构方面内容，又有机床设计方面内容，有利于将大学所学的知识进行综合运用。虽然本人未曾系统的学习机床设计方面的课程，但相信通过该毕业设计能够拓宽知识面，增加自己的查阅科研文献资料的能力，以及动手实践的能力，所以选择此课题。本课题由南京理工大学曹春平讲师拟定。15本设计的意义和应用价值CA6140车床是金属切削机床的一个典型代表，广泛的应用于金属切削加工领域。该机床刚性好、功率大、操作方便。研制CA6140机床主轴箱的结构及并进行设计，一方面可以加深对机床结构设计、机床传动系统设计的了解和掌握，将自己大学四年所学的知识进行全面的整合和优化，另一方面还可以提高自己的实际动手能力，调研能力以及工程制图能力。所以，我认为选择该课题意义匪浅。16研究内容及方法161研究内容根据任务书给定的设计参数确定传动方案、传动系统图，确定各传动齿轮的参数，传动比等，同时要考虑到传动效率等问题。另还要对主要零件进行计算、研究，对主轴刚度、强度等进行计算和验算。162研究方法（1）确定传动方案和传动系统图根据CA6140车床主轴箱结构及任务书给定的设计参数，确定主轴箱的结构、转速图，最终确定系统的传动结构、传动系统图。（2）进行主轴箱内各结构计算及校核完成主轴箱箱体、各传动轴轴上零件计算及校核。本科毕业设计说明书（论文）第8页共59页2传动方案及传动系统图的拟定（1）确定极限转速已知主轴最低转速MM/S，最高转速MM/S，转速调整范围10MINMAX140N为MAXIN/4NR（21）（2）确定公比选定主轴转速数列的公比为126（3）求出主轴转速级数ZLG/1LG4/4NZR（22）（4）确定结构网或结构式232（5）绘制转速图21电动机的选择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Y132M4型Y系列笼式三相异步电动机。再结合讲师所给CA6140车床主轴箱的设计任务书可选择电动机参数如下功率75KW满载转速1450R/MIN22传动路线及转速图的拟定（1）分配总降速传动比总降速传动比为,为主轴最低转速，考虑3MIN/10/456710DUMIN是否需要增加定比传动副，以使转速数列符合标准或有利于减少齿轮和径向与轴向尺寸，并分担总降速传动比。然后，将总降速传动比按“先缓后急”的递减原则分配给串联的各变速组中的最小传动比。（2）确定传动轴的轴数传动轴数变速组数定比传动副数16本科毕业设计说明书（论文）第9页共59页（23）（3）绘制转速图先按传动轴数及主轴转速级数格距LG画出网格，用以绘制转速图。在转速图上，先分配从电动机转速到主轴最低转速的总降速比，在串联的双轴传动间画上。再按结构式的级比分配规律画上各变速组的传动比射线，从而确1MINUK定了各传动副的传动比。本设计转速的公比近为125，查机械设计手册的公比推荐值，最后取126，于是拟订出转速图如图21所示。（4）确定系统传动方案图主轴箱系统传动方案图如图22所示。本科毕业设计说明书（论文）第10页共59页电动机轴10256025340563801256025304506719020/820/851/050/214R/MIN632/5830/59413604702/568013/21450R/MIN图21CA6140转速图本科毕业设计说明书（论文）第11页共59页图22主轴箱传动系统图（5）传动路线的拟定（A）主传动系统传动路线运动由电动机经V带传至主轴箱中的轴I，轴I上装有双向多片式摩擦离合器，它的作用是使主轴正传、反转或停止。当压紧左部摩擦片时，轴I的运动1M1M经及相应的齿轮副传给轴II，这时主轴正转。当压紧右部摩擦片时，轴I11的运动经及相应的齿轮副传给轴VII，再传到轴II，这时由于增加了一次外啮1M本科毕业设计说明书（论文）第12页共59页合，而使主轴反转。当处于中间位置时，主轴停止。轴II运动通过齿轮传至轴1MIII。再由轴III不同的齿轮副传至主轴VI。主轴传动系统结构表达式如下1212395606413880251582460IVMIIIMV电动机VI主轴W75KWN140R/MID根据以上的确定，可以初步定出的传动系统图，如图23所示。51502858630502835084123951623075KW140R/MIN图23CA6140车床主传动系统图（B车削米制螺纹时传动链的传动路线本科毕业设计说明书（论文）第13页共59页1942036135863102562573823682VIXXIXIVI右螺纹主轴左螺纹2835125364285314SXVXVIXVIMXI丝杠刀架（C加工螺纹时的传动路线表达式可归纳如下5835042625826582531037564109VIIXIVIVIIXIXII正常螺纹右螺纹主轴左螺纹米、英制螺纹模数、径节螺纹3345366215IIXVIIMVIIACXIVBDVIM基倍基公制及模数螺纹合英制及径节螺纹合合合本科毕业设计说明书（论文）第14页共59页3主轴箱主要零件的设计及校核31主轴箱箱体尺寸的确定箱体材料以中等强度的灰铸铁HT150及HT200为最广泛,本设计选用材料为HT2040箱体铸造时的最小壁厚根据其外形轮廓尺寸长宽高,按表31选取。表31轮廓尺寸长宽高3M壁厚MM50050030080050050010158008005001220由于箱体轴承孔的影响将使扭转刚度下降1020，弯曲刚度下降更多，为弥补开口削弱的刚度，常用凸台和加强筋；并根据结构需要适当增加壁厚。如中型车床的前支承壁一般取25MM左右，后支承壁取22MM左右，轴承孔处的凸台应满足安装调整轴承的需求。箱体在主轴箱中起支承和定位的作用。CA6140主轴箱中共有15根轴，轴的定位要靠箱体上安装空的位置来保证，因此，箱体上安装空的位置的确定很重要。本设计中各轴安装孔的位置的确定主要考虑了齿轮之间的啮合及相互干涉的问题，根据各对配合齿轮的中心距及变位系数，并参考有关资料，箱体上轴安装空的位置确定如下中心距（其中Y是中心距变动系数）12DAYM（31）中心距MM563825107（32）中心距MM5034259（33）本科毕业设计说明书（论文）第15页共59页中心距MM304257（34）中心距MM39412590（35）中心距（MM）50215（36）中心距（MM）428（37）中心距（MM）6541682（38）中心距（MM）582（39）中心距（MM）58162（310）中心距（MM）362（311）中心距（MM）5382（312）综合考虑其它因素后，将箱体上各轴安装空的位置确定如图31所示本科毕业设计说明书（论文）第16页共59页图31主轴箱箱体各轴安装位置示意图32传动轴各主要零件的设计321轴径的估算参考实用机床设计手册表3102得（313），查实3102CPDN用机床设计手册表1110得096，取V带35C由转速图可得0231VI带转速R/MIN04581965/DNI效率1V带功率KW0175962DPMM取MM13312058DNMIN12D322V带轮的设计（1）计算V带功率CAPCAPAKP本科毕业设计说明书（论文）第17页共59页（314）查机械设计表87得1175KWAKP所以7511825KWCAPAKP（2）选择V带的类型根据计算功率及小带轮转速R/MIIN，由机械设计图811，选CAP1450N取普通V带带型A型（112140MM）（3）确定带轮的基准直径并验算带速DV（A）初选小带轮的基准直径1根据V带的带型，参考机械设计表86、88定小带轮的的基准直径，1D应使，取132MM，适当整圆成130MM1DMIND1D1D（B）验算带速1340506606DV（315）取10M/S（C计算大带轮的基准直径由转速图中，带轮传动比得,再根据表88适当整圆得I231进行适当整圆得230MM21354DDI2D（4）确定中心距，并选择V带的基准长度AL（A）根据带传动的总体尺寸的限制条件或中心距的要求，结合机械设计中式（820）初定中心距017D201DA2即取450MM0736236A0（B计算相应的带长0DL02DLA1D21204DA（316）本科毕业设计说明书（论文）第18页共59页MM2109036475612带的基准长度根据由机械设计表82选取1600MMDL0DDL（C计算中心距及其变动范围A传动的实际中心距近似为002DLA（317）MM1604745512考虑到带轮的制造误差，带长误差，带的弹性，以及因带的松弛而产生的补充张紧的需要，给出中心距的变化范围MMMIN015DAL401564905MMAX332（5）验算小带轮包角1由于小带轮的包角要小于大带轮上的包角，且小带轮上的摩擦力相应的小2于大带轮上的总摩擦力，因此打滑只可能发生在小带轮上，为提高带传动的工作能力，应使0012157389DA（318）0005731816946）确定带的根数Z0CAARLPKZ（319）查机械设计表87得11，查表84A得194，查表84B得AK0015，查表85得098，查表82得0990PLK本科毕业设计说明书（论文）第19页共59页取5（根）751406794098ZZ7）确定初拉力F由机械设计式86得单根V带所需最小初拉力为20MIN25CAKPFQZ（320）137595（N）225098175018计算带传动的压轴力PF由机械设计得（N）100MIN1692SIN25S37286ZF（321）图32V带轮的结构示意图323多片式摩擦离合器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26，内摩擦片的外径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本科毕业设计说明书（论文）第20页共59页02TKZFDBP（322）式中T摩擦离合器所传递的扭矩（）NM电动机的额定功率（KW）DNNMM444J9510/N9510798/15610（323）安装离合器的传动轴的计算转速（R/MIN）J从电动机到离合器轴的传动效率K安全系数，一般取1315F摩擦片间的摩擦系数，由摩擦片为淬火钢，查机床设计指导表215，取F008摩擦片的平均直径（MM）MDMM/28139/260D（324）B内外摩擦片的接触宽度（MM）MM（325）/摩擦片的许用压强（）P2/NM基本许用压强，查机床设计指导表215，取110速度修正系数1K01321076083P（326）M/S240/65PVDN（327）根据平均圆周速度取PV1001KP1004表31423取1003本科毕业设计说明书（论文）第21页共59页P1004表31422取0762K所以2420/85610/308610836597ZMNFDBP（328）取16卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗确定，一般取KP，最后确定摩擦离合器的轴向压紧力Q，可按下式计算04753KPKW2250134601610NQDBK（329）式中各符号意义同前述。摩擦片的厚度一般取1、15、175、2（MM），内外层分离时的最大间隙为0204（MM），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0305（MM），淬火硬度达HRC5262。图33多片式摩擦离合器的示意图324轴I上的一对齿轮的计算（1）由于CA6140金属切削机床主轴箱里的轴I转速不是很高，运作时比较平稳，所以初选轴I与轴II相啮合的一对齿轮中，小齿轮的齿数为24，齿轮精度为71Z级，则与其相啮合的大齿轮齿数为取21542873ZI29本科毕业设计说明书（论文）第22页共59页（A）试选载荷系数13TK（B）计算所传递的扭矩由机械设计得（330），且由1T5190PTN以上计算可知R/MIN，KW8257N72PNMM551909083101T（C）查机械设计表107，取得齿宽系数D（D）查机械设计表106，得材料的弹性影响系数1289EAZMP（E）查机械设计图1021D，得,LIM160PALIM250（F）计算应力循环次数，参考机械设计式1013得91609602835471HNNJL（331）991247132（332）（G）查机械设计图1019，取，109HNK2095HN（H）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1，安全系数S1，由机械设计式1012得MPA1LIM096540HNKS（333）MPA2LI271HN（334）2计算小齿轮分度圆直径，由机械设计得1TD，21312TETDHKTZUD（335）代入中较小的值H本科毕业设计说明书（论文）第23页共59页MM25311082894327359TD（336）A计算圆周速度V由机械设计得160TDNV（337）代入已计算的数据得M/S314759821736860VB）计算齿宽B由机械设计得MM1597DT（338）C计算齿宽与齿高之比BH由机械设计得模数1735906524TTDMZ（339）齿高MM25306589TH7391768BD）计算载荷系数根据，齿轮精度为7级，由机械设计图108得动载系数31768/VMS，又直齿轮，由机械设计表102得使用系数05VK1HFK，由机械设计表104，用插值法得7级精度的小齿轮相对支承非对称2A布置时，由，及查机械设计图1013得14H067BH835H3FK故载荷系数120142869AVHKKE）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径本科毕业设计说明书（论文）第24页共59页由机械设计式1010A得（340），代入已有数据得31TTKDMM3186975024DF）计算模数M1834592Z（341）3）按齿根弯曲强度设计由机械设计式105得，弯曲强度设计公式为132FASDYKTMZ（342）（A由机械设计图1020C查得弯曲强度极限，150FEMPA240FEPA（B由机械设计图1018,取弯曲疲劳寿命系数，1085FNK208FN（C计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，由机械设计式4S1012得MPA1108530574FNEKS（343）MPA222641FNEF（344）（D）计算载荷系数125013719AVFKK（345）（E）查取齿形系数由机械设计表105得齿形系数，1265FAY253FAY（F）查应力校正系数本科毕业设计说明书（论文）第25页共59页由机械设计表105得应力校正系数，158SAY216SAY（G）计算大、小齿轮的，并加以比较FASY12651801379307FASY24524FAS比较得大齿轮的数据大（H设计计算由弯曲强度设计公式为（346），代入数据得132FASDYKTMZ，整圆成，查实用机53221790804934M2M床设计手册可知，M得取值从075开始，每隔025都有值可选，本人选择为轴I与轴II相啮合的那对齿轮的模数。2则此时按,大、小齿轮的齿数分别为2，整圆成1830415DZ143Z21I4）几何尺寸的计算A）分度圆直径MM1124386DMZ（347）MM225102DMZB）中心距MM12861094DA（348）C）齿轮宽度MM11DB（349）MM22102DB本科毕业设计说明书（论文）第26页共59页325齿轮的校核由机械设计得校核齿轮即满足，FTASKBMY2TTD（350）1）对轴I上齿数为51的齿轮进行校核5208321TTFD518694968TKBM又由计算齿轮时的数据得269353170FASY比较得故该齿轮符合要求。FTASKBY同理校核轴I上齿数为56，模数为2的齿轮经行校核，该齿轮符合要求。综上该齿轮副符合要求。图34齿轮副示意图326轴的校核对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（）4M本科毕业设计说明书（论文）第27页共59页花键轴426DBNDDI（351）4243283283710M式中D花键轴的小径（MM）；D花轴的大径（MM）；B、N花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得（NMM）（352）41950MNPM扭447295108391056式中该轴传递的最大功率（KW）1该轴的计算最小转速（R/MIN）。传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力4328391029610ND56TMP扭（353）式中D齿轮节圆直径（MM）,DMZ。齿轮的径向力RP/COSRTPGN（352）式中为齿轮的啮合角，20；齿面摩擦角，；572齿轮的螺旋角；0N30514980RTP（353）花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为MPAMAX28,NJYJYMDDLNK本科毕业设计说明书（论文）第28页共59页（354）式中花键传递的最大转矩（）；MAXNMNMD、D花键轴的大径和小径（MM）；L花键工作长度；N花键键数；K载荷分布不均匀系数，K0708；MPA42283910622057JYJYMPA故此花键轴校核合格图35花键轴示意图327轴承的选择根据轴承中摩擦性质的不同，可把轴承分为滑动摩擦轴承（简称滑动轴承）和滚动摩擦轴承（简称滚动轴承）两大类。滚动轴承由于摩擦系数小，起动阻力小，而且它已标准化，选用、润滑、维护都很方便，因此在一般机器中应用较广。滚动轴承是现代机器中广泛应用的部件之一，它是依靠主要元件间的滚动接触来支承转动零件的。滚动轴承绝大多数已经标准化，并由专业工厂大量生产制造及供应各种常用规格的轴承。滚动轴承具有摩擦阻力小，功率消耗少，起动容易等优点。滚动轴承由内圈、外圈、滚动体、保持架等四部分组成，内圈用来和轴颈装配，外圈用来和轴承座孔装配。通常是内圈随轴颈回转，外圈固定，但也可用于外圈回转而内圈不动，或是内、外圈同时回转的场合。当内、外圈相对转动时，滚动体即在内、外圈的滚道间滚动。轴承内、外圈上的滚道有限制滚动体沿轴向位移的本科毕业设计说明书（论文）第29页共59页作用。选择轴承类型时应考虑以下的因素1）轴承所受的载荷轴承所受载荷的大小、方向和性质，是选择轴承类型的主要依据。对于纯轴向载荷，一般用推力轴承。较小的纯轴向载荷可选用推力球轴承；较大的纯轴向载荷可选用推力球轴承。对于纯径向载荷，一般选用深沟球轴承、圆柱滚子轴承或滚针轴承。当轴承在承受径向载荷的同时，还有不打的轴向载荷时，可选用深沟球轴承或接触角不大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承；当轴向载荷较大的时，可选用接触角较大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承，或选用向心轴承和推力轴承组合在一起的结构，分别承担径向和轴向载荷。2）轴承的转速工作转速对轴承也有一定的要求，球轴承与滚子轴承相比较，有较高的极限转速，故在高速时应优先选用球轴承。高速时宜选用相同内径而外径较小的轴承。外径较大的轴承，宜用于低速重载的场合。3）轴承的调心性能轴的中心线与轴承座的中心线不重合时，或因轴受力而弯曲或倾斜时，会造成轴承的内、外圈轴线发生偏斜。滚子轴承对轴承的倾斜最为敏感，这类轴承在偏斜状态下的承载能力可能低于球轴承。4）轴承的安装和拆卸轴承在长轴上安装时，为便于装拆，可用内圈孔为112的圆锥孔的轴承，用以安装在紧定衬套上。总上所述，本人选择的轴承型号如下轴I从左至右分别为深沟球轴承618082对61807（6对）328轴承的校核查机械设计手册得滚动轴承的校核，即要满足条件滚动轴承的额定寿命为工作期限（H）,对于一般机床取值610HCLTNPTT为1500020000小时。式中额定寿命，额定负载，当量动载荷，对于球轴承10HP寿命系数本科毕业设计说明书（论文）第30页共59页，对于滚子轴承。3103由机械设计手册得HMDNTNTHMDFFCPC（355）式中速度因数，温度因数，寿命因数，力矩载荷因数，力矩NFTFHFMF载荷较小时，力矩载荷较大时，冲击载荷因数15MF2MD将代入中得NTHMDFPC10HL610HMDHNTF轴I上的深沟球轴承的校核H36510382567210895041HL故该轴承符合要求。10HT356326图36轴I装配示意图33传动轴II各主要零件的设计331轴径的估算参考实用机床设计手册表3102得，查实用机床设计3102CPDN本科毕业设计说明书（论文）第31页共59页手册表1110得096，取V带3105CPDN由转速图可得123856I转速R/MIN219512078/NIR/MIN2186943/I效率查实用机床设计手册表1110得22角接触球轴承效率096，直齿圆柱齿轮效率09812功率（KW）21270986915P由轴径确定的公式可知转速越小轴径越大，所以只要满足转速小的地方的轴径要求，整个轴都可以满足要求。MM取（MM）2332691510520367DNMIN2D332齿轮的校核由机械设计得校核齿轮即满足，FTASKBYTTD对轴II上齿数为43的齿轮进行校核42675108TTFD519762TKBM又由计算齿轮时的数据得3071528FASY比较得故该齿轮符合要求。FTASKB同理对轴II上齿数为38模数为2，齿数为39、22、30模数为25的齿轮经行校核，齿轮都符合要求。本科毕业设计说明书（论文）第32页共59页综上轴II上的三联滑移齿轮38、43、39，符合要求，其余两齿轮也符合要求。333传动轴的校核对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（）4M花键轴426DBNDDI424328365310M式中D花键轴的小径（MM）；D花轴的大径（MM）；B、N花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得NMM429510NPM扭446915950807式中N该轴传递的最大功率（KW）该轴的最小转速（R/MIN）。JN传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力TP43268102710ND5TM扭式中D齿轮节圆直径（MM）,DMZ。齿轮的径向力RPN/COS902RTPG式中为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；20MM，故校核符合要求。2201MTDM花键轴键侧挤压应力的验算本科毕业设计说明书（论文）第33页共59页花键键侧工作表面的挤压应力为MAX28NJYJYMDDLNK式中花键传递的最大转矩（）；AXNNMD、D花键轴的大径和小径（MM）；L花键工作长度；N花键键数；K载荷分布不均匀系数，K0708；MPA428610382037JYJYMPA故此花键轴校核合格20285图37轴II装配示意图334轴承的校核根据轴径等要求，轴II所选的轴承从左至右分别为圆锥滚子轴承303051对30304（1对）查机械设计手册得滚动轴承的校核，即要满足条件滚动轴承的额定寿命为工作期限（H）,对于一般机床取值610HCLTNPTT为1500020000小时。式中额定寿命，额定负载，当量动载荷，对于球轴承10HP寿命系数本科毕业设计说明书（论文）第34页共59页，对于滚子轴承。3103由机械设计手册得HMDNTNTHMDFFCPC式中速度因数，温度因数，寿命因数，力矩载荷因数，力矩NFTFFF载荷较小时，力矩载荷较大时，冲击载荷因数15MF2MD将代入中得NTHMDFPC10HL610HMDHNTF轴II上的圆锥滚子轴承的校核H10635103482592706HL所选轴承符合要求。T34传动轴III各主要零件的设计341轴径的估算参考实用机床设计手册表3102得，查实用机床3102CPDN设计手册表1110得096，取V带35C由转速图可得MIN2358转速（R/MIN）239670386/I效率查实用机床设计手册表1110得圆锥23滚子轴承效率0983功率（KW）232369150896508P（MM）取（MM）3310573DNMIN32D本科毕业设计说明书（论文）第35页共59页342齿轮的校核由机械设计得校核齿轮即满足，FTASKBMY2TTD对轴III上齿数为63的齿轮进行校核4251026TTFD56892349TKBM又由计算齿轮时的数据得6625817FASY比较得故该齿轮符合要求。FTASKB同理对轴III上齿数为41、58、50模数为25，齿数为20、50模数为2的齿轮经行校核，齿轮都符合要求。综上轴III上的三联滑移齿轮41、58、50，符合要求，其余三个齿轮也符合要求。图38三联滑移齿轮图343传动轴的校核本科毕业设计说明书（论文）第36页共59页对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（）4M花键轴426DBNDDI424368365310M式中D花键轴的小径（MM）；D花轴的大径（MM）；B、N花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得NMM439510NPM扭44650899511037式中N该轴传递的最大功率（KW）该轴的最小转速（R/MIN）。J传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力TP43216906710ND5TM扭式中D齿轮节圆直径（MM）,DMZ。齿轮的径向力NRP/COS92TG式中为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；20MM，故校核符合要求。2201MTDM花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为MAX28NJYJYDDLNK式中花键传递的最大转矩（）；AXNMNMD、D花键轴的大径和小径（MM）；本科毕业设计说明书（论文）第37页共59页L花键工作长度；N花键键数；K载荷分布不均匀系数，K0708；MPA4281690765203JYJYMPA故此花键轴校核合格。图39轴III花轴图344轴承的校核根据轴径等要求，轴III所选轴承从左至右分别为303061对61806（1对）30305（1对）查机械设计手册得滚动轴承的校核，即要满足条件滚动轴承的额定寿命为工作期限（H）,对于一般机床取值610HCLTNPTT为1500020000小时。式中额定寿命，额定负载，当量动载荷，对于球轴承10HP寿命系数，对于滚子轴承。3103由机械设计手册得HMDNTNTHMDFFCC式中速度因数，温度因数，寿命因数，力矩载荷因数，力矩NFTFFF本科毕业设计说明书（论文）第38页共59页载荷较小时，力矩载荷较大时，冲击载荷因数15MF2MFDF将代入中得NTHMDFPC10HL610HMDHNTF轴III上深沟球轴承的校核H36510342521608017HL轴III上圆锥滚子轴承的校核H106351032574804HL轴III上的轴承校核符合要求。T图310轴III装配示意图35传动轴IV各主要零件的设计351轴径的估算参考实用机床设计手册表3102得，查实用机床3102CPDN本科毕业设计说明书（论文）第39页共59页设计手册表1110得096，取V带3105CPDN由转速图可得MIN34802转速R/MIN34679152/I效率2341功率KW234650898096PMM取MM43410512DNMIN43D352齿轮的校核由机械设计得校核齿轮即满足，FTASKBY2TTD对轴IV上齿数为50的齿轮进行校核42501TTFD53479112TKBM又由计算齿轮时的数据得436750FASY比较得故该齿轮符合要求。FTASKB同理对轴IV上齿数为80模数为2，齿数为20、51模数为3的齿轮经行校核，齿轮都符合要求。综上轴IV上的双联滑移齿轮80、50，和双联滑移齿轮20、51都符合要求。本科毕业设计说明书（论文）第40页共59页图311轴IV双联滑移齿轮1图312轴IV双联滑移齿轮2353传动轴的校核对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（）4M花键轴426DBNDDI4242363710M本科毕业设计说明书（论文）第41页共59页式中D花键轴的小径（MM）；D花轴的大径（MM）；B、N花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得（NMM）49510NPM扭456095129105式中N该轴传递的最大功率（KW）该轴的最小转速（R/MIN）。J传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力TPN54226910N3DTM扭（）式中D齿轮节圆直径（MM）,DMZ。齿轮的径向力NRP/COS103TG式中为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；2232MM，故校核符合要求。2201MTDM花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为MAX28NJYJYDDLNK式中花键传递的最大转矩（NMM）；AXNMD、D花键轴的大径和小径（MM）；L花键工作长度；N花键键数；K载荷分布不均匀系数，K0708；MPA52869109082037JYJYMPA故此花键轴校核合格。本科毕业设计说明书（论文）第42页共59页图313轴IV花轴图354轴承的校核根据轴径等要求，轴IV所选轴承从左至右分别为303071对708/2CDB30308（1对）查机械设计手册得滚动轴承的校核，即要满足条件滚动轴承的额定寿命为工作期限（H）,对于一般机床取值610HCLTNPTT为1500020000小时。式中额定寿命，额定负载，当量动载荷，对于球轴承10HP寿命系数，对于滚子轴承。3103由机械设计手册得HMDNTNTHMDFFCC式中速度因数，温度因数，寿命因数，力矩载荷因数，力矩NFTFFF载荷较小时，力矩载荷较大时，冲击载荷因数15MF2MD将代入中得NTHMDFPC10HL610HMDHNTF轴IV上的角接触球轴承的校核本科毕业设计说明书（论文）第43页共59页H365100352110148048HL轴IV上的圆锥滚子轴承的校核H106351003125201480HL轴IV上的轴承校核符合要求。T图314轴IV装配示意图36传动轴V各主要零件的设计361轴径的估算参考实用机床设计手册表3102得，查实用机床设计3102CPDN手册表1110得096，取V带35C由转速图可得MIN45802转速R/MIN459128/I效率24531功率（KW）224560980951P本科毕业设计说明书（论文）第44页共59页（MM）取（MM）53359011065382PDNMIN56D362齿轮的校核由机械设计得校核齿轮即满足，FTASKBMY2TTD对轴V上齿数为50的齿轮进行校核425610TTFD548370813TKBM又由计算齿轮时的数据得246175FASY比较得故该齿轮符合要求。FTASKB同理对轴V上齿数为26模数为575，齿数为80模数为3的齿轮经行校核，齿轮都符合要求。图315齿数为80的齿轮363传动轴的校核对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（）4M本科毕业设计说明书（论文）第45页共59页花键轴426DBNDDI42643512534510M式中D花键轴的小径（MM）；D花轴的大径（MM）；B、N花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得NMM45910NPM扭4659019238式中N该轴传递的最大功率（KW）该轴的最小转速（R/M
- 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