Φ200毫米轴承环车床设计【优秀机械机电毕业设计论文】【A6068】
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-
毫米
轴承
车床
设计
优秀
优良
机械
机电
电机
毕业设计
论文
a6068
- 资源描述：
-
文档包括:
说明书一份,59页,16000字左右.
英文翻译一份.
任务书一份.
图纸共8张:
A0-电气原理图.dwg
A0-主轴箱总装图.dwg
A1-液压原理图.dwg
A2-齿轮3.dwg
A2-套杯5.dwg
A2-卸荷带轮2.dwg
A2-主轴4.dwg
A3-花键轴1.dwg
- 内容简介：
-
中 国 矿 业 大 学 本科生毕业设 计 姓 名： 石 建伟 学 号 ： 14030337 学 院： 应用技术学院 专 业： 机械工程及自动化专业 设计题目 ： 200 毫米 轴承环车床设计 专 题： 多刀半自动车床主传动系统的设计 指导教师： 韩正铜 职 称： 副教授 2007 年 6 月 徐州 中国矿业大学毕业设计任务书 学院 应用技术 学院 专业年级 机自 2003 级 学生姓名 石建伟 任 务下 达日 期： 2007 年 1 月 11 日 毕业设计日期： 2007 年 3 月 25 日至 2007 年 6 月 20 日 毕业设计题目： 200 毫米轴承环车床 设计 毕业设计专题题目： 多刀半自动车床主传动系统的设计 毕业设计主要内容和要求： 在调研、查阅文献资料的基础上，确定机床的总体方案，重点设计机床的 主传动系统及结构；液压系统和电气系统。 要求毕业设计总图纸量为 3 张0业设计说明书一份（ 50页左右）。 院长签字： 指导教师签字： 中国矿业大学毕业设计指导教师评阅书 指导教师评语 （基础理论及基本技能的掌握； 独立解决实际问题的能力； 研究内容的 理论依据和技术方 法；取得的主要成果及创新点； 工作态度 及工作量；总体评价及建议成绩；存在问题； 是否同意答辩等）： 成 绩： 指导教师签字： 年 月 日 中国矿业大学毕业设计评阅教师评阅书 评阅教师评语 （ 选题的意义； 基础理论及基本技能的掌握；综合运用所学知识解决实际问题的能力；工作量的大小；取得的主要成果及创新点；写作的规范程度；总体评价及建议成绩；存在问题； 是否同意答辩等 ）： 成 绩： 评阅教师签字： 年 月 日 中国矿业大学毕业设计评阅教师评阅书 评阅教师评语 （ 选题的意义； 基础理论及基本技能的掌握；综合运用 所学知识解决实际问题的能力；工作量的大小；取得的主要成果及创新点；写作的规范程度；总体评价及建议成绩；存在问题； 是否同意答辩等 ）： 成 绩： 评阅教师签字： 年 月 日 中国矿业大学毕业设计答辩及综合成绩 答 辩 情 况 提 出 问 题 回 答 问 题 正 确 基本 正确 有一般性错误 有原则性错误 没有 回答 答辩委员会评语及建议成绩： 答辩委员会主任签字： 年 月 日 学院领导小组综合评定成绩 ： 学院领导小组负责人： 年 月 日 中国矿业大学 2007 届本科 生 毕业设计 摘 要 本设计从下达任务起，经过现场调查和查阅文献资料入手，历经三个月的时间完成。在设计中，首先根据课题所要求的技术参数确定机床设计中所需要的参数，即原动机的功率、机床主轴箱的转速数列公比；然后确定机床主轴箱的主传动系统结构，拟订机床的结构网和转速图；查资料，根据转速图确定机床内的各个主要零件的计算转速，根据计算转速确定各级传动的传动比，根据传动比来确定各级传动的齿轮配合的齿轮齿数。根据机床主轴箱的传动链来计算各级转速的实际值与理论值之间的误差。在设计中主要是要计算主轴箱里各个零件的选用是否满足要求以及 原动机与主轴箱间的动力传递装置的计算。主轴箱的计算包括摩擦离合器的校核、齿轮的校核、轴的校核、轴承的校核、键的校核、主轴的校核计算等。原动机与主轴箱的动力传递采用的是带传动装置。最后根据资料和参考同类机床来设计计算机床的电气和液压系统，并绘制其原理图。 关键词 ：转速数列； 公比； 结构网； 转速图； 计算转速； 转速数列公比。 中国矿业大学 2007 届本科 生 毕业设计 to to to to In to by in of r. a a of to to up of to of an a to to of a to to of to a to to At to a to to in in to of of of of of of of of of to of s to to is to to to of to r. a 中国矿业大学 2007 届本科 生 毕业设计 目 录 1 前言 1 承环卡盘多刀车床的用途 1 床的总体布局 1 床的主要技术参数 1 2 国内外卡盘多刀车床分析比较 2 内外同类机床结构和精度的分析比较 3 构特点 3 度比较 4 3 机床的运动设计 4 轴极限转速的确定 4 速数列公比 的确定 5 轴转速级数的确定 6 电机功率的确定 6 传动系统的拟定 7 轴箱的结构设计 8 定各轴的计算转速 9 定各级传动的传动比 9 表确定各配对齿轮齿数 10 角胶带带轮直径计算 10 级转速的实际值 12 速误差 13 4 主要零 件的设计计算 14 角胶带的传动设计计算 14 动装置的运动、动力参数的计算 16 擦片离合器的计算 17 轮的计算 18 轮模数的估算 18 轮模数的验算 19 轮传动的校核计算 25 动轴的计算 33 动轴的直径估算 33 动轴的校核计算 34 轴的计算 44 中国矿业大学 2007 届本科 生 毕业设计 轴轴颈及合理跨距 44 轴弯曲刚度验算 44 5 主轴箱的结构设计 50 6 液压系统的计算 51 7 电气系统的设计 52 参考文献 55 致谢 56 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 页 1 1 前言 承环卡盘多刀车床的用途 轴承环卡盘多刀半自动车床是适合大批量生产的大功率、高效率的半自 动车床。它主要用于轴承环的车削加工，也可用于加工盘类、短轴类、套类等零件。在该机床上可以采用多把刀具同时加工零件，也可采用仿形刀架加工各种成形表面。该机床由电器、液压联合控制，可实现自动工作循环。因此，可较容易地联入自动线中。 床的总体布局 机床为卧式布局，共有两个刀架，前刀架水平布置，上刀架垂直布置。这样布置刀架装卸工件方便，便于排屑和观察加工过程，便于更换刀具等。液压系统结构简单，调整维修方 便，可靠性高。前、上刀架均可搬转一定角度以便车削锥度。刀架的行程长度由死挡铁控制，定位精度高。刀架的前进、停止、返回动作均由行程开关控制。夹紧油缸装在主轴尾部，夹紧力在主轴上封闭而不作用在主轴轴承上。 机床采用液压离合器的液压制动器 。 床的主要技术参数 刀架上最大的加工直径（前、上刀架）： 200身上最大工件回转直径： 400架最大行程长度： 前刀架纵向： 260刀 架横向： 100架垂直于主轴中心线的回转角度： 前刀架： 顺时针 30 ，逆时针 45 上刀架： 顺时针 45 ，逆时针 30 刀架快速行程速度： 架最小进给速度： 10mm/轴的转速范围： 106530r/轴转速级数： 8 级 主轴孔孔径： 50轴前端锥孔： 莫氏 6 主电机： 功率 13 转速 1460r/压电机： 功率 转速 940r/联叶片泵： 流量 25/25 L/ 压力 63 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 页 2 液压系统的工作压力： 2030紧油缸工作压力： 1020压系统用油： 20 号机械油 油箱容积： 150L 国内外卡盘多刀车床分析比较 内外同类机床结构和精度的分析比较 构特点 1 床身为箱形整体式，刚度高，排屑口宽敞。床身导轨为镶钢结构，淬火 后磨削，具有良好的耐磨性。 主电机双速电机，可在自动工作循环中 由插销板预选高低两档速度。 主轴前端装有精密的双列滚柱轴承，精度稳定。 刀架滑体为耐磨铸铁，并采用矩形导轨。纵、横、进、退均由死挡铁限位，定位精度高。 借助插销板可使机床的动作按预选的程序进行。 刀架、卡盘动作均由液压控制。操纵板为组合式，操纵、维修方便。油箱与机床分开摆放，避免了油温对加工精度的影响。 液压夹盘，松、夹工作方便可靠。 2 床身为后立柱形成立式布局，排屑方便，刚度高。 主运动由液压离合器刹车，动作灵敏可靠。 主轴通过一对交换齿轮和一对滑移齿 轮变速，变速机构简单，速度范围较宽。 主轴前端装有两排圆锥滚子轴承，刚度高，精度稳定。 上、下刀架均采用矩形导轨、纵横向进退均由死挡铁限位，定位精度高。 借助插销板，可使机床动作按预选程序进行。下刀架纵向具有两种工进速度。 液压系统采用单独的油箱，变量叶片泵和组合控制板。 日本管铁工所生产的单能机结构特点 机床由组合部件系统构成。 床身、刀架均由特殊铸铁制造，刀架滑动表面均经淬火和磨削，精度高，且耐磨性好。 主轴为三点支承，用了两个圆锥滚子轴承和一个圆柱滚子轴承，精度高， 承载能力大。 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 页 3 由插销板预选刀架 动作。 各方向滑板可在终点停留，易于保证加工精度和光洁度。 不易出现故障，主要控制元件是插件式，易于维修检查。 切削走刀量可由切削走刀控制阀无级调节。 机床可加机械手，变成全自动型。 度比较 精度 刀架运动终点定位死挡铁中心线与驱动油缸中心线重合，导轨为矩形，纵向为镶钢淬火导轨，故精度及精度保持性都较好。定位精度为 济加工精度为 精度 主轴及刀架系统刚度高，但布局不甚合理，主轴受热变形后，直接影响被加工工件的直径尺寸。工作过程中，精度不够 稳定。 日本管铁工所单能机的精度 其重复加工精度为 刀架刚度较差，且主电机功率小，适于加工余量小的情况。 刀架导轨淬火处理，自动润滑，保护较好，故精度保持性好。 3 机床的运动设计 该机床主要是针对轴承环车削加工而设计的。 轴承环材料： 刀具材料： 最大车削直径： 200 轴承环加工生产类型：成批生产。 轴极限转速的确定 调查和分析所设计的机床上可能进行的加工工序，从其工序中选择要求 最高、最低转速的典型工序， 按公式 （ 3： m a xm a xm vn d m a d 计算 式中： 小的合理切削速度 / 小的计算直径（ 经济加工直径） 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 页 4 及考 虑到刀 具材料的发展，切削速度的提高，确定切削速度范围为： 0 / 30 / 对于通用机床，一般取： Dm in m a x dd d R（ 3 式中： D 可能加工的最大直径 K 系数，根据对现场有同类型机床使用情况调查得知：多刀半自动车床的系数 K= 计算直径范围：多刀半自动车床. 35。 则： m a x . 0 . 9 2 0 0 1 8 0d K D 取180 180=63 取0 m a xm a xm i vn d =1000 0 =517 / 取 530 / m i nm i nm a d = 1000 80 =106 / 取 106 / 速数列公比 的确定 主轴最高、最低转速确定后，还需要确定中间转速。为了获得合理的切 削用量，最好 能 在最高和最低转速范围内提供任何转速。目前，对于回转运动，在通用机床中应用最广泛的是有级变速。即假设某机床的主轴箱工有 等比级数列排，分别为1 2 3, , , . Zn n n n，公比21/。机床的转速数列采用等比数列有几点优点： 使转速范围内的转速相对损失均匀。对某一公比 ，任意两个相邻转速之间的最大相对速度损失而转速分布的疏密程度比较均匀合理； 使变速传动系统简化。这种转速数列可以由几个变速组的不同传动比搭配相乘而得，能用较少的齿轮实现较多级的转速，一般借助于串联若干滑移齿轮组来实现，使机床的结构简单，传动系统设计方便。 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 页 5 公比的选用，从使用性能考虑，选取公比 最好要小一些，以便减少相对速度损失，但公比 小一些，级数 Z 增多，会使机床的结构复杂化。用于大批量生产的自动化和半自动化机床，因为要求较高的生产率，相对转速损失要小，因此公比 要选小一些 ，一般选用 合实际情况， 考虑到 本次设计中的 机床为大批大量生产用的通用机床，应使机床的转速损失尽量小，以提高生产率。所以 值应选小些。根据机床的使用性能和结构要求，通过上述同类机床参数比较并参照资料确定标准转速数列公比： = 轴转速级数的确定 m a xm i . 71061 1 1 1 8l g l g l g 1 . 2 6 0 . 1 （级） （ 3 查 资料 得主轴各级转速： / 表 3 106 132 170 212 265 335 425 530 电机功率的确定： 以 最大切削速度 130 / m 加工外圆时： 切削速度： 1 3 0 / m ； 切削深度： 走刀量： 0 /f m m r ； 工件材料： 火 刀具材料： 前 角： 00 10 ； 主偏角： 075； 刃倾角： 05s； 刀尖圆弧半径： ； 后刀面磨损量： ； 查系数： 表 4-5 表 4 表 4-7 表 4中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 页 6 表 41 表 41 表 4 表 4位切削力： P = 2109 N / 2 表 4切削力 ： 3 =2109 1 1 1 4314 N 切削功率： 310 （ 3 = 34 3 1 4 1 3 0 1 060=W 考虑到切削时机床的总效率 =主电机的功率主P： 主P 12 （ 3 根据计算和现场调查取：主P=13 三相异步电动机： 型号： 261率： 13定转速： 1460r/传动系统的拟定： 由于该机床用于大批大量生产，在加工过程中，机床不经常变速，故采 用交换齿轮变速。 这样可使主轴箱的结构简单，不需要操纵机构。轴向尺寸小，变速箱结构尺寸小，齿轮数量少，传动链短，传动精度较高。 电机转速一般与主轴的最高转速接近为好。在不使大带轮过大的情况 下，应尽量选用较高的转速，这样可使电机体积小，重量轻，价格便宜。故额定转速选 1460r/ 主轴转速级数为 8级的变速系统需要 2个变速组，即： 8=4 2 其结构式为： 8=14428=21428=12248=4124考虑到交换齿轮应尽量放在前边，以减小扭矩，改善工作条件，减小结 构尺寸，故选： 8=14428=2142 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 页 7 为减小结构尺寸，传动线应为“前密后疏”，故选： 8=1442最后，验算最后扩大组的变速范围： 2411 0 8,满 足要求。 结构网如图 图 3 . 1 结 轴箱的结构设计： 主 轴的原动机为电动机，经带传动将原动力传递给轴，轴与轴之间用摩擦离合器连接，摩擦离合器实现主轴的正转和制动的动作；轴通过离合器的作用将动力传给轴上的两对交换齿轮；轴通过交换齿轮的作用将不同的动力传递给轴；轴上装有两个齿轮，通过与轴上的一对滑移齿轮的相啮合，将动力传递给轴；轴通过一对固定的降速斜齿轮将动力传递给主轴。 拟定转速图：考虑降速要“前慢后快”以减小结构尺寸，传动轴的转速不能过高，以减小噪声和空载功率损失，转速图如图 示： 转速图由“三 线 一点”组成：传动轴格线、转速格线、传动线和转速点。距离相等的竖直线表示各传动轴；距离相等的横直线表示各转速的对数坐标，横线的间距相等，等于一个 ，通常习惯在转速图上直接写出转速值；传动轴格线上的圆点表示该轴所具有的转速；传动轴格线间的转速点连线表示相应传动副的传动比。 在转速图上可以清楚地表示传动轴的数目，主轴及各传动轴的 转速级数，转速值及其传动路线，变速组数目及传动顺序，各变速组的传动副数 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 页 8 目及其传动比数值等。 2 8 : 5 62 8 : 7 14 7 : 3 76 1 : 5 46 7 : 4 8 ( 主 轴 ) ( )电动机轴7 5 01 0 61 3 21 7 02 1 22 6 53 3 54 2 55 3 06 7 08 5 01 0 6 01 3 2 01 7 0 01 4 6 0图 3 . 2 转 速 定各轴的计算转速： 传动机床上的许多零件，特别是传动件，在设计时应该 核算其强度。决定零件强度的条件之一是该零件所受的载荷。载荷取决于零件传递的功率和转速。机床变速传动链内的零件，有的转速是恒定的，有的转速是变化的。机床在实际使用中，某些工序主传动在低速范围加工时，不需要使用机床的全部功率，如果设计机床电机功率按最低转速选取，势必造成各传动件较粗 大，造成过大的强度储备，这是不经济和不必要的。因此，通用机床主传动系统只是从某一转速开始才有可能使用电动机的全部功率。传递全部功率的最低转速称为该传动件的计算转速。 资料显示 ，主轴的计算转速为各级转速的前三分之一转速里最高的转速，故根据本设计的主轴的转速可确定主轴的计算转速为 170r/据转速图上的传动路径可得 轴的计算转速为 425r/时根据转速图上的传动路径得轴的计算转速似为 850r/是轴的最小转速530r/两对传动副可得主轴的最大转速为 265r/时就需 要传递全部功率，故轴的计算转速为 530r/（）轴的转速是定值，可根据带传动计算得知。 定各级传动的传动比： （根据计算转速和转速图来确定） 根据转速图可知，从主轴的计算转速 170r/的 425r/中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 页 9 转速图上升了四格，故其传动比为 : i ；轴到轴经过了两对传动副，故其传动比有两个，由转速图可知： 1 i ；i ；轴与（）轴之间经过交换齿轮，且要求 实现四种变速，故其传动比有四个，而此级变速为基本组，级比指数为 1，根据转速图可知在基本组里的四个转速中，最高转速的传动比为： i ，其后传动比依次为： i ， i， i 。 根据计算转速来确定带传动的传动比 01 460 总，则总带 1 . 9 22 . 5 2 2 0 . 8 9 。 表确定各配对齿轮齿数： 轴与轴之间的交换齿轮的选择 在该基本组传动中的传动比有： 查资料得齿数和相同的有： 106、 107、 108、 109、 110、 111、 113、 114、 115 106、 108、 109、 110、 111、 112、 113、 114、 115 106、 108、 109、 110、 111、 112、 113、 114、 115 106、 107、 108、 109、 110、 111、 113、 114、 115 由于轴与轴之间要安装离合 器，根据离合器的结构尺寸，所以轴与轴之间的中心距要求要大些，故选齿数和15，故选用的配对齿轮为：48/67， 54/61， 61/54， 67/48。 轴与轴之间的齿轮选择 在该变速组中的传动比有： 2。 查资料得齿数和相同的有： 84、 86、 88、 90、 91、 92、 93、 95、 97、 99 84、 86、 87、 89、 90、 92、 93、 95、 96、 98 取齿数和4，故选用的配对齿轮为： 37/47， 28/56 轴与主轴之间的齿轮选择 轴与主轴之间有一对降速齿轮副，其传动比 i =使齿轮的齿数和00 120(常选用在 100 以内 )。查资料取齿数和9，故选用的配对齿轮为： 28/71 角胶带带轮直径计算： P =13= （ 3 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 页 10 胶带型号： 小带轮直径： 1D=132带轮直径： 1212. . 1 （ 3 = 1460 1 3 2 1 0 . 0 2750 =251.8 ：2D=250 表 3 的 计 算 转 速 / 轴号 （） 计算转速 750 530 425 170 表 3齿 轮 的 计 算 转 速 / 齿数 67 48 61 54 47 37 28 56 28 71 计算转速 530 750 670 750 530 670 850 425 425 170 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 页 11 图 轴 箱 传 动 系 统 图 级转速的实际值： 11 3 2 4 8 2 8 2 81 4 6 0 0 . 9 8 1 0 6 . 7 / m i 0 6 7 5 6 7 1 21 3 2 5 4 2 8 2 81 4 6 0 0 . 9 8 1 3 1 . 9 / m i 0 6 1 5 6 7 1 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 页 12 31 3 2 6 1 2 8 2 81 4 6 0 0 . 9 8 1 6 8 . 3 / m i 0 5 4 5 6 7 1 41 3 2 6 7 2 8 2 81 4 6 0 0 . 9 8 2 0 7 . 9 / m i 0 4 8 5 6 7 1 51 3 2 4 8 4 7 2 81 4 6 0 0 . 9 8 2 7 1 . 1 / m i 0 6 7 3 7 7 1 61 3 2 5 4 4 7 2 81 4 6 0 0 . 9 8 3 3 5 . 1 / m i 0 6 1 3 7 7 1 71 3 2 6 1 4 7 2 81 4 6 0 0 . 9 8 4 2 7 . 5 / m i 0 5 4 3 7 7 1 81 3 2 6 7 4 7 2 81 4 6 0 0 . 9 8 5 2 8 . 3 / m i 0 4 8 3 7 7 1 速误差： 1 1 0 6 . 7 1 0 6 1 0 0 % 0 . 6 6 %106n 2 1 3 1 . 9 1 3 2 1 0 0 % 0 . 0 7 %132n 3 1 6 8 . 3 1 7 0 1 0 0 % 1 %170n 4 2 0 7 . 9 2 1 2 1 0 0 % 1 . 9 %212n 5 2 7 1 . 1 2 6 5 1 0 0 % 2 . 3 %265n 6 3 3 5 . 1 3 3 5 1 0 0 % 0 . 0 2 %335n 7 4 2 7 . 5 4 2 5 1 0 0 % 0 . 5 %425n 8 5 2 8 . 3 5 3 0 1 0 0 % 0 . 3 %530n 许用转速误差范围 ： 1 0 1 % 1 0 1 . 2 6 1 % 2 . 6 %n 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 页 13 上述转速误差都在 范围内，即可用 。 4 主 要零件的设计计算 角胶带的传动设计计算： （ 注：计算中涉及到的图、表和公式均从机械设计工程学 中查找 ） 确定计算功率： 根据工作情况，由（机械设计工程学）书中的表 3工况系数 设计计算功率为：13= （ 4 选择带型： 根据W 和1n=1460r/图 3选取普通 V 带型号： 确定带轮直径： 小带轮最小基准直径查表 3：25轮的直径越小，带的弯曲应力越大，会加剧带的疲劳损坏，缩短带的寿命。因此，小带轮直径1结构允许的情况下，应该选取较大的带轮直径，这样在传递功率一定时，可以增大带速，减小带的有效拉力和带的根数。在本设计中，根据情况取132 大带轮直径： 21. . 1i d （ 4 式中： 传动比 i =面已经计算过） 为弹性滑动系数，通常取 =： 2132 （ =照表 3标准值：250验算带速： 11 1 3 2 1 4 6 0 1 0 . 1 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s （ 4 带速在 5 25 m/s 范围内，带速符合要求，胶带经济耐用。 初定中心距： 中心距过大，胶带易引起振动，传动能力下降。 中心距过小，胶带挠曲次数增加，降低了胶带的寿命。 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 页 14 一般应根据结构尺寸要求来确定中心距，若没有给定中心距，可按式： 0a 2（1定中心距0a（ 4 0a =（ 132+250） =0a 2（1=2 （ 132+250） =764 初定中心距0a=700 胶带的计算长度： 00a+2（1+02124)( （ 4 =2 700+2（ 132+250） + 2(250 132)4 700=2005 从表 3选取相近的基准长度000 胶带的计算长度 L=2033 胶带的挠曲次数： 111 0 0 0 1 0 0 0 2 1 0 . 1 1 0 4 02033s （ 4 实际中心距： A0a+ 142 200520337002 0 （ 4 安装时所需要的最小中心距： =2033= （ 4 张紧或补偿所需要的最大中心距： m a x 0 . 0 2 7 1 4 0 . 0 2 2 0 3 3 7 5 4 . 7 ( )A A L m m （ 4 小带轮包角： 00211 1 8 0 5 7 （ 4 0 0 02 5 0 1 3 21 8 0 5 7 1 7 0 . 6714 0120 确定 V 带根数： 单根 V 带的额定功率0P，查表 3P= 弯曲影响系数表 3310 ； 传动比系数表 3： 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 页 15 额 定 功 率 增 量 110（ 4 =310 1460 1 =W； 包角系数K，查表 3K= 长度系数 查表 3 00 K K （ 4 1 5 . 6 62 . 2 0 0 . 4 2 6 0 . 9 8 0 . 9 8 根确定单根 q ，查表 3q =m 20 c （ 4 = 21 5 . 6 2 . 55 0 0 1 0 . 1 7 1 0 . 1 2 1 76 1 0 . 1 0 . 9 8 N 确定压轴力 02 s F （ 4 01 7 0 . 62 6 2 1 7 s i n 2 5 9 52 N 动装置的运动、动力参数的计算： 资料确定各类传动、轴承的概略值如下： = 深沟球轴承： = 圆锥滚子轴承： = 圆柱齿轮传动： = 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 页 16 斜齿轮传动： = 离合器、操纵机构传动： = 传动轴功率的计算： 2主 1 3 0 . 9 6 0 . 9 9 1 2 . 2 3P P k w ； 3主 1 3 0 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 8 1 1 . 8 7P P k w ； 1 1 . 8 7 0 . 9 9 0 . 9 8 1 1 . 5 1I I I I I k w ； 1 1 . 5 1 0 . 9 8 0 . 9 8 1 1 . 0 5I V I I I I k w 。 传动轴的转速计算： 由于在机床设计中，传动轴上不止一种转速。因此我们将用轴的计算转速来作为轴的转速，既而对各轴进行校核。各传动轴的转速为： 7 5 0 / m i r；（前面已经计算过） 5 3 0 / m （前面已经计算过） 4 2 5 / m （前面已经计算过） 传动轴输入转矩的计算： 1 2 . 2 39 5 5 0 9 5 5 0 1 5 5 . 7 3 1 1 . 8 79 5 5 0 9 5 5 0 1 5 1 . 1 4 1 1 . 5 19 5 5 0 9 5 5 0 2 0 7 . 4 0 1 1 . 0 59 5 5 0 9 5 5 0 2 4 8 . 3 擦片离合器的计算： 、摩擦片离合器的外径和内径根据结构要求定： 接触部分外径： D=123触部分内径： d=73、摩擦片平均直径0b： 0D= 1 2 3 7 3 9822Dd （ 4 1 2 3 7 3 2522m m （ 4 、摩擦片离合器传递的扭矩： 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 页 17 69 . 5 5 1 0（ 4 3651 3 0 . 9 6 0 . 9 99 . 5 5 1 0 1 . 5 4 1 0 m m 、许用压强： 0 1.1 ； ； 0. . .v m K K P（ 4 0 . 9 0 0 . 7 5 0 . 7 6 1 . 1 0 . 5 6 查系数 0. 7 5 0 9 8 3 . 8 5 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s 查系数件加工时间为 16秒。 、安全系数： K=、摩擦系数： f=、摩擦面对数： fD b P（ 4 522 1 . 5 4 1 0 1 . 3 120 . 0 8 9 8 2 5 0 . 5 6 对 、确定内外片数： 正转： 内片 7片，外片 6片 制动： 内片 6片，外片 5片 轮的计算： （注： 计算中涉及的公式、图、表均从机床设计指导书中查 阅 ） 轮模数的估算： 通常同一传动组中齿轮取同一模数，并且选同模数齿轮中承受载荷最大的、齿数最少的齿轮进行初步的估算： 3m 4 式中： P 齿轮传递的额定功率 ； 电动机功率 从电动机到所计算齿轮的传动效率（包括计算齿轮传动效率） ； 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 页 18 Z 所计算齿轮的齿数； 所计算齿轮的计算转速。 、 基本组齿轮模数的估算： 3基 1 3 0 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 8 1 1 . 6 3P k w ； 48Z （取传动组中负荷最大、齿数最少的齿轮）； 7 5 0 / m （所取齿轮的计算转速）； 3 1 1 . 6 33 2 2 . 24 8 7 5 0m m m 按照标准系列取 : 、 第二变速组齿轮模数的估算： 基扩 0 . 9 9 0 . 9 8 1 1 . 6 3 0 . 9 9 0 . 9 8 1 1 . 2 8P P k w ； 28Z （取传动组中负荷最大、齿数最少的齿轮）； 8 5 0 / m （所取齿轮的计算转速）； 扩 33 1 1 . 2 83 2 3 2 2 . 62 8 8 5 0m 按照标准系列取： 3m 、 斜齿轮传动模数的估算： 斜 扩 0 . 9 9 0 . 9 8 1 1 . 2 8 0 . 9 9 0 . 9 8 1 1P P k w ； 28Z ； 4 2 5 / m ； 斜 33 113 2 3 2 3 . 12 8 4 2 5m 按照标准系列取： 4m 轮模数的验算： 一般按接触和弯曲疲劳强度验算，对于高速传动齿轮主要验算接触疲劳强度，对于低速传动齿轮主要验算弯曲疲劳强度，对硬齿面软齿芯的渗碳淬火齿轮，一定要验算弯曲疲劳强度。 按接触疲劳强度计算模数： 3 221 . . . . . .c d b i j K K K Pm m mZ i n（ 4 按弯曲疲劳强度计算模数： 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 页 19 3 . . . . . .c d b sw m i w K K Pm m n（ 4 式中：计算齿轮的齿数，一般取传动组中最小齿轮为计算转速； i 大齿轮与小齿轮的传动比，211，“ +”号用于外啮合，“ -”号用于内啮合； m 齿数系数， 6 1 0m ， m 为模数 P 计算齿轮传动的功率 计算齿轮的计算 转速 / 寿命系数， . . n N K K K； （ 4 工作期限系数，1060 （ 4 T 齿轮在机床工作期限（的总工作小时 h ； 1n 计算齿轮的最低转速 / 0C 基准循环次数；查表 3 m 疲劳曲线指数；查表 3 功率利用系数；查表 3 转速变化系数；查表 3 材料强化系数；查表 3 工作状况系数。主要考虑载荷冲击的影响：主运动（中等冲击）取击性机床取助运动（轻微冲击）取 动载荷系数；查表 3 齿向载荷分布系数；查表 3 Y 齿形系数；查表 3 j 许用接触应力；查表 3 w 许用弯曲应力；查表 3 、基本组的齿轮模数的验算： 因为同一变速组内只需要验算载荷最大，齿数最少的齿轮即可，故在基本组内只需要验算齿轮 线速度为： 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 页 20 m a xm a x 3. 1 0 （ 4 31 2 0 1 0 6 0 6 . 7 /6 0 1 0 故采用 7级精度齿轮。 小齿轮： 45钢，淬火， 小齿轮齿数：1 48Z 大齿轮与小齿轮的齿数比：2167 1 . 4 048 齿数系数取m=10，则齿宽 . 1 0 2 . 5 2 5mB m m m 计算齿轮传递的功率： 1 1 P 齿轮的工作期限： 15000算齿轮的最低转速： 1 7 5 0 / m 本循环次数： 710次； 62 1 0 次疲劳曲 线指数： 3； 6功率利用系数： ； 转速变化系数： ； 材料强化系数： ； 齿向载荷系数： 10 0 . 2 148 ，则 工作情况系数： 动载荷系数： 齿形系数： 许用接触应力： 1370j ，（高频淬火， 2 57） 许用弯曲应力： 283w 则工作期限系数：1 3 760 6 0 7 5 0 1 5 0 0 0 4 . 110j 16 660 6 0 7 5 0 1 5 0 0 0 2 . 6 42 1 0w 寿命系数计算： . . . 4 . 1 0 . 7 0 . 8 2 0 . 8 3 1 . 9 5s j T j N j n j q K K K . . . 2 . 6 4 1 0 . 9 3 0 . 8 5 2 . 1s w T w N w n w q K K K 寿命系数表 3 m ； 中国矿业大学 2007 届本科生毕业设计 第 页 21 ； m 当，取 当，取 当m i n m a xs s K时，取 则：寿命系数应取： ； 。 按接触疲劳强度计算齿轮的模数： 3 221 . . . . . .c d b i j K K K Pm m mZ i n 3221 . 4 1 1 . 0 8 1 . 4 1 . 3 1 . 9 1 1 . 6 31 6 3 3 8 2 . 1 61 0 4 8 1 . 4 1 3 7 0 7 5 0 2 . 1 6 2 . 5jm m m m m m ,合格。 按弯曲疲劳强度计算齿轮的模数： 3 . . . . . .c d b sw m i w K K Pm m n 3 1 . 4 1 . 3 1 . 0 8 0 . 8 5 1 1 . 6 32 6 7 1 . 9 51 0 4 8 0 . 4 8 8 2 8 3 7 5 0 1 . 9 5 2 . 5wm m m m m
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