臥式車床主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)2
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1、 HUNAN UNIVERSITY OF TECHNOLOGY 《臥式車床主主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)》 課程設(shè)計(jì)說明書 學(xué)院、系: 機(jī)械工程學(xué)院 專 業(yè): 機(jī)械工程及自動(dòng)化 學(xué)生姓名: 班 級(jí): 指導(dǎo)教師姓名: 姚建明 職稱:副教授 最終評(píng)定成績: 2015年12月10日至2016年01月09日 目錄 1普通車床傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)參數(shù) 2參數(shù)的擬定 3傳動(dòng)設(shè)計(jì) 4傳動(dòng)件的估算 5動(dòng)力的設(shè)計(jì) 6結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及說明 7參考文獻(xiàn) 8總結(jié) 一、普通車床傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)參數(shù) 1.1普通車床傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)參數(shù): (a)主軸最低轉(zhuǎn)速15主軸最高轉(zhuǎn)速1500 (b)公比小
2、=1.26 ; (c)電機(jī)功率為7.5KW, (d)電機(jī)轉(zhuǎn)速為1440r/min。 二、參數(shù)的擬定 2.2電機(jī)的選擇 已知異步電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速有 3000 r/min、1500r/min、1000r/min、750 r/min ,已知P額=7.5KW根據(jù)《車床設(shè)計(jì)手冊(cè)》附錄表2選Y132M-4額定功率 7.5 kw,滿載轉(zhuǎn)速為 1440 r/in , "=0.87。 Rn=Nma/ "二 Z=lg4+1 z=n 為了方便計(jì)算取 N min lg : z==12 三、傳動(dòng)設(shè)計(jì) 3.1 主傳動(dòng)方案擬定 此次設(shè)計(jì)中,我們采用集中傳動(dòng)型式的主軸變速箱。 3.2 傳動(dòng)結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選
3、擇 確定傳動(dòng)組及各傳動(dòng)組中傳動(dòng)副的數(shù)目 級(jí)數(shù)為Z的傳動(dòng)系統(tǒng)由若干個(gè)順序的傳動(dòng)組組成,各傳動(dòng)組分別有 Zp ZT……個(gè)傳動(dòng)副。即Z=ZiZ2Z3…… 傳動(dòng)副中由于2構(gòu)的限制以2或3為合適,即變速級(jí)數(shù)Z應(yīng)為2和3的因子: Z=2ax 3b ,可以有 3 種方案:12=3X 2X2; 12=2X 3X 2; 12=2X 2X3 傳動(dòng)式的擬定 12級(jí)轉(zhuǎn)速傳動(dòng)系統(tǒng)的傳動(dòng)組,選擇傳動(dòng)組安排方式時(shí),考慮到機(jī)床主軸 變速箱的具體結(jié)構(gòu)、裝置和性能。 主軸對(duì)加工精度、表面粗糙度的影響很大,最后一個(gè)傳動(dòng)組的傳動(dòng)副常 綜上所述,選傳動(dòng)式為12=3X 2X2。 結(jié)構(gòu)式的擬定 對(duì)于12=3X 2X2
4、傳動(dòng)式,有6種結(jié)構(gòu)式和對(duì)應(yīng)的結(jié)構(gòu)網(wǎng)。分別為: 12=32 x 2i X 26 12=3i X 23 X 26 12=& x 22 x 2i 12=34 x 21 x 22 12=31 x 26 x 23 12=3 x 26 x 21 根據(jù)主變速傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)的一般原則傳動(dòng)順序與擴(kuò)大順序相一致的原則 12 = 3 23 4 12 = 3X x 23 x 26 電 I II III IV 144。r Ulin 轉(zhuǎn)速圖 31.S r. min 1400r min 1D00 r min 710 r min 00r min 3S5 r tnin 250r min IRQ r min 1
5、25 e, qiId 90r. mln riir nim 45 r in in 四、傳動(dòng)件的估算 4.1三角帶傳動(dòng)的計(jì)算 三角帶傳動(dòng)中,軸間距A可以加大。由于是摩擦傳遞,帶與輪槽間會(huì)有打滑, 宜可緩和沖擊及隔離振動(dòng),使傳動(dòng)平穩(wěn)。帶輪結(jié)構(gòu)簡單,但尺寸大,機(jī)床中常用 作電機(jī)輸出軸的定比傳動(dòng)。 (1)選擇三角帶的型號(hào) 根據(jù)公式:p,=Kap=1.1 7.5=8.25kw 式中P---電動(dòng)機(jī)額定功率,Ka--工作情況系數(shù) 因此選擇A型帶。 (2)確定帶輪的計(jì)算直徑Di,D2 帶輪的直徑越小帶的彎曲應(yīng)力就越大。為提高帶的壽命,小帶輪的直徑 D1不宜過小,即Di>Dmin o
6、查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表 8-3, 8-7取主動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑
D =125mm
由公式:D2」D1 (1 一 ;)
n2
D2
式中:n「小帶輪轉(zhuǎn)速,n7大帶輪轉(zhuǎn)速,所
1440
二 又125(1 —0.02) =248.45 ,取整為 250mm
710
(3)確定三角帶速度
D1nl 3.14 125 1440
按公式:V = =
60 1000 60 1000
= 9.95%
取:
因?yàn)?m/min 7、:二A 2 2 D1 D2 mm
即:262.5mm< A0 <750mm
取 A0 =600mm.
(5)三角帶的計(jì)算基準(zhǔn)長度Lo
二 D、-D 二
L[ = A 二 D D: 一.一 - 八。
2
3.14 250 -125
L0 =2 600 — 125 250
2 4 600
= 1795.5mm
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8-2 ,圓整到標(biāo)準(zhǔn)的計(jì)算長度
L = 1800 mm
(6)驗(yàn)算三角帶的撓曲次數(shù)
u : 1000mV = 11.06 M 40 % 符合要求 o
⑺確定實(shí)際中心距A
A =A0
L - L。
2
= 600 +(1800 8、-1795.5/2
-602.25mm
(8)驗(yàn)算小帶輪包角Q ,輪上包角合適
(9)確定三角 四電1800 _D2 f 父57.50 =168 >120帶根數(shù)Z
A
.旦? r pca
4^r: z 二
Po Pok.ki
傳動(dòng)比:i =v_ =1440/710 = 2.0
V
查表得 如。=0.40KW, po = 3.16KW; k/0.97 ; , K =0.95
= 2.19
3.16 0.4 0.97 0.95
7.18
所以取Z=3根
(10)計(jì)算預(yù)緊力
查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表 8-4 , q=0.18kg/m
匚 ncc Pca 2.5 , 2
9、
F0 =500 --1 +qv
vz 10、hf =9.0,e=12, f =8,、5所=5.5, =38
帶輪寬度:B=z-1e2f = 5-1 82 7 = 64mm
分度圓直徑:dd = 280mm,
d1 =1.9D =1.8 100mm = 180mm , 「八
1 L = B = 64mm,
C =5/ 28 B =11.4 12mm
4.3 傳動(dòng)軸的估算
傳動(dòng)軸除應(yīng)滿足強(qiáng)度要求外,還應(yīng)滿足剛度的要求,強(qiáng)度要求保證軸在反復(fù) 載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)精度要求較高,不允許有 較大變形。因此疲勞強(qiáng)度一般不失是主要矛盾, 除了載荷很大的情況外,可以不
必驗(yàn)算軸的強(qiáng)度。剛度要求保證軸在載荷下不 11、至發(fā)生過大的變形。 因此,必須保
證傳動(dòng)軸有足夠的剛度。
主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速
主軸 nj =nm*3-1計(jì)算轉(zhuǎn)速為主軸從最低轉(zhuǎn)速算起,第一個(gè) %轉(zhuǎn)速范圍
z 1
內(nèi)的最高級(jí)轉(zhuǎn)速,即為n1V =90r/min。同理有公式n =n中3可以得出各軸的計(jì) j min
算速度:Nm=180r\min、Nn=335r\min、Ni =710r\min。
各軸直徑的估算
d _ KA4i——mm
\ Nj
其中:P-電動(dòng)機(jī)額定功率
K-鍵槽系數(shù)
A-系數(shù)
”-從電機(jī)到該傳動(dòng)軸之間傳動(dòng)件的傳動(dòng)效率的乘積;
nj-該傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速。
計(jì)算轉(zhuǎn)速nj是傳動(dòng)件能傳遞全部功率的最低轉(zhuǎn)速。各傳 12、動(dòng)件的計(jì)算轉(zhuǎn)速可 以從轉(zhuǎn)速圖上,按主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速和相應(yīng)的傳動(dòng)關(guān)系確定。
I 軸:K=1.05, A=110
所以 d1 =(110 1.05)
4 7.5 0.96
= 36.7( mm),
取 40mm
II 軸:K=1.05, A=110
d2 =(110 1.05)4
7.5 0.96 0.99 0.98
335
= 43.9 mm ,
取 45mm
田軸:K=1.05, A=92
d3 =(92 1.05)4
6.98544 0.99 0.98
180
= 42.5 mm ,
取 45mm
IV 軸:K=1.05, A=92
13、
d4 =(92 1.05)4
6.98544 0.99 0.98 0.99 0.98
90
取 54mm
= 50.2 mm
此軸徑為平均軸徑,設(shè)計(jì)時(shí)可相應(yīng)調(diào)整
4. 4齒輪齒數(shù)的確定和模數(shù)的計(jì)算
齒輪齒數(shù)的確定
當(dāng)各變速組的傳動(dòng)比確定以后,可確定齒輪齒數(shù)。對(duì)于定比傳動(dòng)的齒輪齒數(shù) 可依據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)推薦的方法確定。 對(duì)于變速組內(nèi)齒輪的齒數(shù),如傳動(dòng)比是標(biāo)
準(zhǔn)公比的整數(shù)次方時(shí),變速組內(nèi)每對(duì)齒輪的齒數(shù)和 Sz及小齒輪的齒數(shù)可以從表
3-6 (機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì))中選取。一般在主傳動(dòng)中,最小齒數(shù)應(yīng)在 17?21。采
用三聯(lián)滑移齒輪時(shí),應(yīng)檢查滑移齒輪之間的齒數(shù)關(guān)系:三聯(lián)滑移齒輪 14、的最大齒輪 之間的齒數(shù)差應(yīng)大于或等于4,以保證滑移是齒輪外圓不相碰。
第一組齒輪:
傳動(dòng)比:U1 = 4
U2
T - 1.26
U3
2 -1.262
齒數(shù)和Sz取72
Z=24, Z2=30,
第二組齒輪:
Z3=36,
Z4=48, Z5=42,
Z6=36;
傳動(dòng)比:u1
=1,
U3
3 1.263
齒數(shù)和Sz取84:
Z7 =22, Z8 =42,
Z9=62, Zio=42;
第三組齒輪:
傳動(dòng)比:u1
:2
1.262
齒數(shù)和Sz取90:
Zn=18,乙2二60,乙3=72, 15、Z14=30;
各齒輪齒數(shù)表:
乙
Z2
Z3
Z4
Z5
Z6
Z7
Z8
Z9
乙
Zn
乙2
乙3
Z14
24
30
36
48
42
36
22
42
62
42
18
60
72
30
齒輪模數(shù)的計(jì)算
(1)彎曲疲勞(根據(jù)齒輪最多的齒輪進(jìn)行計(jì)算與計(jì)算)
齒輪彎曲疲勞的估算mw _323
ZxQ
Z4:
mw32t:48715r2.43
Z9:
mw _323
一7.5 =3.17
62 125
Z13:
75
mw E方@=3.36
(2)齒面點(diǎn)蝕估算
2A
Z4:
A _3 16、703
Z9:
Z13:
mj
Zj
Zj
75
= 102.29
355
A 之3703175 =144.85
125
A -3703
7.5 =161.61
90
mj
mj
mj
燈;2.84
24 48
289.7
= 3.45
22 62
吟=3.59
18 72
齒數(shù)模數(shù):
第一變速組
第二變速組
第二變速組
mw
2.43
3.17
3.36
mj
2.84
3.45
3.59
取m
4
4
4
(3)標(biāo)準(zhǔn)齒輪:u =20度,h*a = 1,c*=0.25
從機(jī)械原理表10-2 17、查得以下公式
齒頂圓 da = (z1 + 2h*a)m
齒根圓 df =(乙 2h*a 2c*)m
分度圓d = mz
齒頂高 ha = h*am
r J r I . . . * * .
齒根局 hf = (h a + c )m
齒輪的具體值見表 齒輪尺寸表:
齒輪
齒數(shù)Z
模數(shù)M
分度圓D
齒頂圓da
1
24
4
96
104
2
30
4
120
128
3
36
4
P 144
152
4
48
4
192
200
5
42
4
168
176
6
36
4
P 144
152
7
22
4
18、
88
96
8
42
4
168
176
9
62
4
248
256
10
42
4
168
176
11
18
4
72
80
12
60
4
240
248
13
72
4
288
296
14
30
4
120
128
齒輪
齒根圓d f
齒頂局ha
齒根高h(yuǎn)f
1
106
4
5
2
130
4
5
3
154
4
5
4
202
4
5
5
178
4
5
6
154
4
5
7
98
4
5
8
178
4
5
9
258
4 19、
5
10
178
4
5
11
82
4
5
12
250
4
5
13
298
4
5
14
130
4
5
齒寬確定
由公式B=,mFm=6~10,m為模數(shù))得:
第一套嚙合齒輪BI = 6~10 3 = 18 ~ 30mm
第二套嚙合齒輪 BII = 6~10 3.5 = 21~ 35mm
第三套嚙合齒輪B川=6 ~10 4 = 24 ~ 40mm
一對(duì)嚙合齒輪,為了防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯(cuò)位時(shí)導(dǎo)致嚙合齒 寬減小而增大輪齒的載荷,設(shè)計(jì)上,應(yīng)主動(dòng)輪比小齒輪齒寬大
所以 B =25mm, B2 =22mm;
B3 = 2 20、5mm , B4 = 22mm ,
4
B5 =27mm, B6 = 25mm, B7 = 25mm
B8 = 25mm, B9 = 27mm, B10 = 25mm
B1 =27mm,B12 =25mm,B13 = 25mm, B14 = 27mm
齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
當(dāng)160mm w da w 500mm時(shí),可做成腹板式結(jié)構(gòu),再考慮到加工問題,現(xiàn)
敲定把齒輪14做成腹板式結(jié)構(gòu)。其余做成實(shí)心結(jié)構(gòu)。齒輪 14計(jì)算如下:
D -da - 10~14 Mn = 288 -12 4 = 240mm
D4 =d4 =54mm,
D3 =1.6d3 = 1.6 父 45 = 72mm,
21、D2 = 0.25~0.35 D0 -D3
= 0.3 240 - 72
=50.4mm
D1 ND。 D3 /2=158mm,C -12mm
4.5傳動(dòng)軸間的中心距
, d1 d2 96 192
d - = = = 144mm
-- 2 2
, 168 168
d[I = = 168mm
, 240 120 …
d in _iv = = 180mm
4.6軸承的選擇
I軸 II軸 in軸 iv軸
6208 D=80 B=18 7207C D=72 B=17 7207C D=72 B=17 7208C D=80 B=18
深溝球軸承
圓錐滾子軸承
圓 22、錐滾子軸承
圓錐滾子軸承
五、動(dòng)力設(shè)計(jì)
5.1傳動(dòng)軸的驗(yàn)算
由于變速箱各軸的應(yīng)力都比較小,驗(yàn)算時(shí),通常都是用復(fù)合應(yīng)力公式進(jìn)行
計(jì)算:
. M 2 0.572 . .
一二一w —4]
(MPa
名為復(fù)合應(yīng)力(MPa
——[仃b]為許用應(yīng)力(MPa
——w為軸危險(xiǎn)斷面的抗彎斷面模數(shù)
23、
d3 o
頭心軸:W (mm )
32
空心軸:w =-d-[1 -(d)4](mm3)
32 D
花鍵軸:W 上"-⑴①d)2 (mm3)
32二D 32二
— —d為空心軸直徑,花鍵軸內(nèi)徑
— —D為空心軸外徑,花鍵軸外徑
do為空心軸內(nèi)徑
— —b為花鍵軸的鍵寬
— —Z為花鍵軸的鍵數(shù)
M為在危險(xiǎn)斷面的最大彎矩
M = wM 2 + M ; N - mm
T為在危險(xiǎn)斷面的最大扭矩
4 N
T =955 10
N j
——N為該軸傳遞的最大功率
——N為該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速
齒輪的圓周力:R =空
D
齒輪的徑向力:Pr =0.5P
I軸的強(qiáng)度計(jì) 24、算
I 軸:PI =7.5 0.872 0.96 = 6.26
nI =9.55 104 N
Nj
-9.55 104
6.26
x
710
= 84201.408N m
作用在齒輪上的力的計(jì)算
已知大齒輪的分度圓直徑:
d=mz=48< 4=192mm
圓角力:Ft =2- =2 74728.75 =778.42N D2 192
徑向力:Fr=0.5Ft=0.5 778.42 = 389.21N
軸向力:Fa =Ft =778.42N
方向如圖所示:
由受力平衡:F拉+F2 +E +F,=0
F 拉=1759.2N
Fr =389.21 25、N
所以52+弓=—(1759.2+389.21 ) =—2148.41N 以a點(diǎn)為參考點(diǎn),由彎矩平衡得:
105Fi+F.(105+40) - F2 (300+40+105 =0
所以:F1=1635.65N
F2=512.76N
在V面內(nèi)的受力情況和彎矩圖如下:
受力平衡:Fe Ft -Fl -F2 =0
即:1759.2+778.42 - F1 - F2 =0
以a點(diǎn)為參考點(diǎn),由彎矩平衡:
Fi X 105- Ft X ( 105+40) +F2 (300+ 105+ 40) =0
所以 F1=2989.32N
F2=451.7N
主軸抗震性 26、的驗(yàn)算
(1)支撐剛度,包括軸承的彈性變形和坐圈接觸變形
向心推力球軸承:、??二(0.7~0.002 ) d
圓錐孔雙列向力短圓柱滾子軸承:
0.4 3 ,、
="=——父10 — R,(mm d
前軸承處 d=100, d,=100, R=5400kgf, R,= 12500kgf
所以:6r=0.0108mm 6rl=0.0251mm
坐圓外變形:、?.;二絲(13) 二 db D
對(duì)于向心球軸承:D=150, d=100, b=60,取k=0.01
所以:
4 5400 0.01 60
、r (1 ) = 0.016mm
3.14 100 60 150
R 27、=12500kgf
對(duì)于短圓柱滾子軸承:D=15Q d=100, b=37,取k=0.01 , 所以:
=0.053mm
4 12500 0.01 … 37、
(1 一)
3.14 100 37 150
所以軸承的徑向變形: 、尸、r 、;』0.06 0.016-0.076mm
、r1 =、r1+、r1 =0.05+0.053=0.103mm
支撐徑向剛度:
k=— =5400 =71052.63kgf /mm
、r 0.076
R 12500 .
k[=——= =121359.22kgf / mm
r1 0.103
(2)量主要支撐的剛度折算到切削點(diǎn)的變形
2 28、
Yz = —P— [(1 kA)a2 在 1)]
9.8kA kB L L
其中 L=419mm &=121359.2kg/mm
所以:
Y"dPA
[(i 必鳥 當(dāng) 1)]
kB L2 L
2940 121359.22 1252 2 125
[(1 )—2 1)]
9.8 121359.22 78709.89 419 419
=0.0045mm
(3)主軸本身引起的切削點(diǎn)的變形
Pa2L
Ys =1FT
其中:P=2940N a=125mm L=419mm E=2X 107N/cm, D=91mm
I=0.05 (D 29、-d4) =0.05 X (914-464) =3163377.25mrm
所以:
Pa2L
Ys =
3FI
2
2940 1252 419
3 2 107 3163377.25
= 4.25 103mm
(4)主軸部件剛度
2940
八3 二
Yz Ys 0.0045 0.00425
=336000 N / mm = 336N /」m
(5)驗(yàn)算抗振性
K _ Cd Rm cos :
2 ;(1 ;)
則:
blim
2K ;(1 :)
Kcd cos :
所以:
2K ;(1 ;)
blim 一 ■
Kc 30、d cos -
2 336 0.03(1 0.03)
2.46 cos68.8
22.6mm 0.02 Dmax =10mm
所以主軸抗振性滿足要求。
選相同模數(shù)中承受載荷最大,齒數(shù)最小的齒
這里要驗(yàn)算的是齒輪 2,齒輪7,齒輪12
5.2齒輪校驗(yàn)
在驗(yàn)算算速箱中的齒輪應(yīng)力時(shí), 輪進(jìn)接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算。 這三個(gè)齒輪。
(1)接觸應(yīng)力公式:
_ _ 2088 104 u 1 k kvkaksN
f zm .: uBn j
u---- 大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比;
kp---齒向載荷分布系數(shù);kv----動(dòng)載荷系數(shù);kA----工況系數(shù);
ks—壽命系數(shù)
查《 31、機(jī)械裝備設(shè)計(jì)》表10-4 及圖10-8及表10-2分布得
kH b = 1 . 1 & ,f b 1 .k2 0 ; k1 A0 5,
假定齒輪工作壽命是48000h,故應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為
N =60njLh = 60 父 5004 48000 = 1“ 109 次
查《機(jī)械裝備設(shè)計(jì)》圖10-18得KFN =09KHN =0.9 ,所以:
2088 103
18 4
3 —
= 1.024 10 MPa
一 :21 500
18
(2)彎曲應(yīng)力: _ _5
_ 191 105k:kvkaksN
w - O _
zm2BYnj
Y=0.378,代入公式求得:仃w = 32、158.5Mpa
查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-21e,齒輪的材產(chǎn)選40Cr (滲碳),大齒輪、小齒輪的硬 度為 60HRC 故有[%] = 1650MPa ,從圖 10-21e 讀出 bw】 = 920MPa。因?yàn)椋?of <[afVw<[ 33、P
n
7.5 0.96 一 T =9550 59.3 Nm
710
齒輪受力
2T 2 59.3
Fr = — = 3 =1412 N
d 60 103
根據(jù)受力分析和受力圖可以得出軸承的徑向力為
Rvi =
Frll
-1060 N
I1 I2
Rv2 =1412-1060 = 352 N
因軸承在運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷,又由于不受軸向力,按《機(jī)械設(shè)計(jì)》
表10-5查得fp
p
為 1.2 至ij 1.8 ,取 3 =1.3,則有: p
P1 = fpX1R1 =1.3 1062 = 1378 N
P2 =fpX2R2 =1.3 352=457.6 34、 N
軸承的壽命 因?yàn)镻1 > P2 ,所以按軸承1的受力大小計(jì)算:
Lh=吠(C);=^^(^)3 =38309.1 h
60n pi 60 850 1378
故該軸承能滿足要求。
六、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及說明
6.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案
設(shè)計(jì)主軸變速箱的結(jié)構(gòu)包括傳動(dòng)件(傳動(dòng)軸、軸承、帶輪和齒輪等) 、主軸 組件、操縱機(jī)構(gòu)、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結(jié)件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與布置, 用一張展 開圖和若干張橫截面圖表示。課程設(shè)計(jì)由于時(shí)間的限制,一般只畫展開圖。
主軸變速箱是機(jī)床的重要部件。設(shè)計(jì)時(shí)除考慮一般機(jī)械傳動(dòng)的有關(guān)要求外, 著重考慮以下幾個(gè)方面的問題。
精度方面的要求,剛度和抗震性 35、的要求,傳動(dòng)效率要求,主軸前軸承處溫度 和溫升的控制,結(jié)構(gòu)工藝性,操作方便、安全、可靠原則,遵循標(biāo)準(zhǔn)化和通用化 的原則。
主軸變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)整個(gè)機(jī)床設(shè)計(jì)的重點(diǎn),由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜,設(shè)計(jì)中不可避 免要經(jīng)過反復(fù)思考和多次修改。在正式畫圖前應(yīng)該先畫草圖。目的是:
布置傳動(dòng)件及選擇結(jié)構(gòu)方案。
檢驗(yàn)傳動(dòng)設(shè)計(jì)的結(jié)果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況,以便及時(shí)正。
確定傳動(dòng)軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對(duì)位置, 以確定 各軸的受力點(diǎn)和受力方向,為軸和軸承的驗(yàn)算提供必要的數(shù)據(jù)。
6.2 I軸(輸入軸)的設(shè)計(jì)
將運(yùn)動(dòng)帶入變速箱的帶輪一般都安裝在軸端, 軸變形較大,結(jié)構(gòu)上應(yīng)注意加 強(qiáng)軸的剛度或 36、使軸部受帶的拉力(采用卸荷裝置)。我們采用的卸荷裝置一般是 把軸承裝載法蘭盤上,通過法蘭盤將帶輪的拉力傳遞到箱壁上。
齒輪與軸之間的軸承可以用滾動(dòng)軸承也可以用滑動(dòng)軸承?;瑒?dòng)軸承在一些性 能和維修上不如滾動(dòng)軸承,但它的徑向尺寸小??仗X輪需要有軸向定位,軸承 需要潤滑。
6.3 齒輪塊設(shè)計(jì)
齒輪是變速箱中的重要元件。齒輪同時(shí)嚙合的齒數(shù)是周期性變化的。 也就是 說,作用在一個(gè)齒輪上的載荷是變化的。 同時(shí)由于齒輪制造及安裝誤差等, 不可 避免要產(chǎn)生動(dòng)載荷而引起振動(dòng)和噪音, 常成為變速箱的主要噪聲源,并影響主軸 回轉(zhuǎn)均勻性。在齒輪塊設(shè)計(jì)時(shí),應(yīng)充分考慮這些問題。
齒輪塊的結(jié)構(gòu)形式很多,取決于下列 37、有關(guān)因素:
是固定齒輪還是滑移齒輪。
移動(dòng)滑移齒輪的方法。
齒輪精度和加工方法。
6.4 傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)
機(jī)床傳動(dòng)軸,廣泛采用滾動(dòng)軸承作支撐。軸上要安裝齒輪、離合器和制動(dòng)器 等。傳動(dòng)軸應(yīng)保證這些傳動(dòng)件或機(jī)構(gòu)能正常工作。
首先傳動(dòng)軸應(yīng)有足夠的強(qiáng)度、剛度。如撓度和傾角過大,將使齒輪嚙合不良, 軸承工作條件惡化,使振動(dòng)、噪聲、空載功率、磨損和發(fā)熱增大;兩軸中心距誤 差和軸芯線間的平行度等裝配及加工誤差也會(huì)引起上述問題。
傳動(dòng)軸可以是光軸也可以是花鍵軸。成批生產(chǎn)中,有專門加工花鍵的銃床和 磨床,工藝上并無困難。所以裝滑移齒輪的軸都采用花鍵軸,不裝滑移齒輪的軸 也常采用花鍵軸。
花鍵軸承載 38、能力高,加工和裝配也比帶單鍵的光軸方便。
軸的部分長度上的花鍵,在終端有一段不是全高,不能和花鍵空配合。這是
加工時(shí)的過濾部分。一般尺寸花鍵的滾刀直徑 D刀為65?85mm。
機(jī)床傳動(dòng)軸常采用的滾動(dòng)軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升、空載功率和噪 聲等方面,球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越。而且滾錐軸承對(duì)軸的剛度、支撐孔的加工 精度要求都比較高。因此球軸承用的更多。但是滾錐軸承內(nèi)外圈可以分開,裝配 方便,間隙容易調(diào)整。所以有時(shí)在沒有軸向力時(shí),也常采用這種軸承。選擇軸承 的型號(hào)和尺寸,首先取決于承載能力,但也要考慮其他結(jié)構(gòu)條件。
七、主要參考文獻(xiàn)資料
[1]《機(jī)械設(shè)計(jì)》銀金光、劉揚(yáng)主編.清華大學(xué)出版 39、社
[2]《機(jī)械原理(第七版)》.孫恒、陳作模主編.高等教育出版社
[3]《工程力學(xué)》.劉中全、黃璟主編.兵器工業(yè)出版社
[4]《數(shù)控編程技術(shù)》.張超英、謝富春主編.化學(xué)工業(yè)出版社
[5]《機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)》關(guān)慧貞主編,機(jī)械工業(yè)出版社
八、總結(jié)
對(duì)于現(xiàn)代生產(chǎn),幾乎全部利用機(jī)床加工。機(jī)床是工業(yè)之母,它的技術(shù)含量的 高低直接影響著產(chǎn)品質(zhì)量的高低。隨著產(chǎn)品質(zhì)量的精密化,產(chǎn)品品種的多樣化, 這對(duì)機(jī)床設(shè)備的要求越來越高!主傳動(dòng)系統(tǒng)是機(jī)床的核心部分,它將直接影響機(jī) 床加工的精確性、可靠性。因而,對(duì)機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)顯得十分重要。
在此次設(shè)計(jì)過程中我通過查閱大量有關(guān)資料, 與同學(xué)交流和自學(xué),使自己學(xué) 到了不少的知識(shí),也經(jīng)歷了不少的艱辛,但也有了巨大的收獲。在整個(gè)設(shè)計(jì)過程 中我懂得了許多,也培養(yǎng)了我獨(dú)立工作的能力,樹立了對(duì)自己工作的信心,相信 這對(duì)我以后的學(xué)習(xí)、工作和生活方面都會(huì)有非常重要的影響。 而且大大的提高了 動(dòng)手的能力。
機(jī)床傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)涉及了多門機(jī)械課程。通過此次設(shè)計(jì)能夠提高個(gè)人的專 業(yè)素質(zhì)和培訓(xùn)同學(xué)間的團(tuán)體協(xié)作精神,對(duì)我們未來的發(fā)展和立足社會(huì)有著很大的 幫助。在設(shè)計(jì)過程中所學(xué)到的東西是這次課程設(shè)計(jì)的最大收獲和財(cái)富, 使我終生
受益。
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