车床主轴箱设计实例

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目录一、设计目的1二、设计步骤11.运动设计11.1 已知条件11.2 结构分析式11.3 绘制转速图11.4 绘制传动系统图32.动力设计32.1 确定各轴转速32.2 带传动设计42.3 各传动组齿轮模数的确定和校核53. 齿轮强度校核63.1校核a传动组齿轮63.2校核b传动组齿轮73.3校核c传动组齿轮74. 主轴挠度的校核84.1 确定各轴最小直径84.2 轴的校核95. 主轴最佳跨距的确定95.1 选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距95.2 求轴承刚度96. 各传动轴支承处轴承的选择107. 主轴刚度的校核107.1 主轴图107.2 计算跨距10三、总结11四、参考文献113 / 12文档可自由编辑打印一、设计目的通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计,在拟定传动和变速的结构方案过程中,得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练,树立正确的设计思想,掌握基本的设计方法,并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。二、设计步骤1.运动设计1.1已知条件1确定转速范围:主轴最小转速。2确定公比:3转速级数:1.2结构分析式 3 从电动机到主轴主要为降速传动,若使传动副较多的传动组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些,大尺寸零件少些,节省材料,也就是满足传动副前多后少的原则,因此取方案。在降速传动中,防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比 ;在升速时为防止产生过大的噪音和振动常限制最大传动比。在主传动链任一传动组的最大变速范围。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围小。检查传动组的变速范围时,只检查最后一个扩大组: 其中, 所以 ,合适。1.3 绘制转速图选择电动机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Y-132M-4型Y系列笼式三相异步电动机。分配总降速传动比 总降速传动比 又电动机转速不符合转速数列标准,因而增加一定比传动副。(3)确定传动轴轴数 传动轴轴数 = 变速组数 + 定比传动副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。确定各级转速并绘制转速图 由 z = 12确定各级转速:1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5r/min。在五根轴中,除去电动机轴,其余四轴按传动顺序依次设为、。与、与、与轴之间的传动组分别设为a、b、c。现由(主轴)开始,确定、轴的转速: 先来确定轴的转速传动组c 的变速范围为,结合结构式,轴的转速只有一种可能:125、180、250、355、500、710r/min。 确定轴的转速传动组b的级比指数为3,希望中间轴转速较小,因而为了避免升速,又不致传动比太小,可取 ,轴的转速确定为:355、500、710r/min。确定轴的转速对于轴,其级比指数为1,可取 ,确定轴转速为710r/min。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比。下面画出转速图(电动机转速与主轴最高转速相近)。(5)确定各变速组传动副齿数传动组a:查表8-1, ,时:57、60、63、66、69、72、75、78时:58、60、63、65、67、68、70、72、73、77时:58、60、62、64、66、68、70、72、74、76可取72,于是可得轴齿轮齿数分别为:24、30、36。于是,可得轴上的三联齿轮齿数分别为:48、42、36。传动组b:查表8-1,时:69、72、73、76、77、80、81、84、87时:70、72、74、76、78、80、82、84、86可取 84,于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为:22、42。于是 ,得轴上两齿轮的齿数分别为:62、42。传动组c:查表8-1,,时:84、85、89、90、94、95时: 72、75、78、81、84、87、89、90可取 90。为降速传动,取轴齿轮齿数为18;为升速传动,取轴齿轮齿数为30。于是得,得轴两联动齿轮的齿数分别为18,60;得轴两齿轮齿数分别为72,30。1.4 绘制传动系统图根据轴数,齿轮副,电动机等已知条件可有如下系统图:2.动力设计2.1 确定各轴转速 确定主轴计算转速:主轴的计算转速为各传动轴的计算转速: 轴可从主轴90r/min按72/18的传动副找上去,轴的计算转速125r/min;轴的计算转速为355r/min;轴的计算转速为710r/min。(3)各齿轮的计算转速 传动组c中,18/72只需计算z = 18 的齿轮,计算转速为355r/min;60/30只需计算z = 30的齿轮,计算转速为250r/min;传动组b计算z = 22的齿轮,计算转速为355r/min;传动组a应计算z = 24的齿轮,计算转速为710r/min。(4)核算主轴转速误差 所以合适。2.2 带传动设计电动机转速n=1440r/min,传递功率P=7.5KW,传动比i=2.03,两班制,一天运转16.1小时,工作年数10年。确定计算功率 取1.1,则选取V带型 根据小带轮的转速和计算功率,选B型带。确定带轮直径和验算带速 查表小带轮基准直径, 验算带速成 其中 -小带轮转速,r/min; -小带轮直径,mm; ,合适。(4)确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为,则 055()a2() 于是 208.45a758,初取中心距为400mm。 带长 查表取相近的基准长度,。 带传动实际中心距(5)验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于。 ,合适。(6)确定带的根数 其中: -时传递功率的增量; -按小轮包角,查得的包角系数; -长度系数; 为避免V型带工作时各根带受力严重不均匀,限制根数不大于10。 (7)计算带的张紧力 其中: -带的传动功率,KW; v-带速,m/s; q-每米带的质量,kg/m;取q=0.17kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 (8)计算作用在轴上的压轴力 2.3 各传动组齿轮模数的确定和校核模数的确定:a传动组:分别计算各齿轮模数先计算24齿齿轮的模数:其中: -公比 ; = 2; -电动机功率; = 7.5KW; -齿宽综合系数; -齿轮传动许允应力; -计算齿轮计算转速。 , 取= 600MPa,安全系数S = 1。 由应力循环次数选取 ,取S=1,。 取m = 4mm。 按齿数30的计算,可取m = 4mm; 按齿数36的计算,, 可取m = 4mm。 于是传动组a的齿轮模数取m = 4mm,b = 32mm。 轴上齿轮的直径: 。 轴上三联齿轮的直径分别为: b传动组: 确定轴上另两联齿轮的模数。 按22齿数的齿轮计算: 可得m = 4.8mm; 取m = 5mm。 按42齿数的齿轮计算: 可得m = 3.55mm; 于是轴两联齿轮的模数统一取为m = 5mm。于是轴两联齿轮的直径分别为: 轴上与轴两联齿轮啮合的两齿轮直径分别为: c传动组: 取m = 5mm。轴上两联动齿轮的直径分别为: 轴四上两齿轮的直径分别为: 3. 齿轮强度校核:计算公式3.1校核a传动组齿轮校核齿数为24的即可,确定各项参数 P=8.25KW,n=710r/min,确定动载系数:齿轮精度为7级,由机械设计查得使用系数确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称 ,查机械设计得确定齿间载荷分配系数: 由机械设计查得确定动载系数: 查表 10-5 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 , 故合适。3.2 校核b传动组齿轮校核齿数为22的即可,确定各项参数 P=8.25KW,n=355r/min,确定动载系数:齿轮精度为7级,由机械设计查得使用系数确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称 ,查机械设计得确定齿间载荷分配系数: 由机械设计查得确定动载系数: 查表 10-5 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 , 故合适。3.3校核c传动组齿轮校核齿数为18的即可,确定各项参数 P=8.25KW,n=355r/min,确定动载系数:齿轮精度为7级,由机械设计查得使用系数确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称,查机械设计得确定齿间载荷分配系数: 由机械设计查得确定动载系数: 查表 10-5 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 , 故合适。4. 主轴挠度的校核4.1 确定各轴最小直径1轴的直径:2轴的直径:3轴的直径:4主轴的直径:4.2轴的校核轴的校核:通过受力分析,在一轴的三对啮合齿轮副中,中间的两对齿轮对轴中点处的挠度影响最大,所以,选择中间齿轮啮合来进行校核。 ,所以合格。轴、轴的校核同上。5. 主轴最佳跨距的确定400mm车床,P=7.5KW。5.1 选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距前轴颈应为75-100mm,初选=100mm,后轴颈取,前轴承为NN3020K,后轴承为NN3016K,根据结构,定悬伸长度。5.2 求轴承刚度考虑机械效率主轴最大输出转距 T=F*r床身上最大加工直径约为最大回转直径的60,取50%,即200,故半径为0.1。切削力 背向力 故总的作用力 此力作用于顶在顶尖间的工件上主轴尾架各承受一半,故主轴轴端受力为 先假设 前后支撑分别为根据(i:滚动体列数;z:单列滚动体数) 。6. 各传动轴支承处轴承的选择 主轴 前支承:NN3020K;中支承:N219E;后支承:NN3016K 轴 前支承:30207;后支承:30207 轴 前支承:30207;中支承:NN3009;后支承:30207 轴 前支承:30208;后支承:302087. 主轴刚度的校核7.1 主轴图7.2 计算跨距前支承为双列圆柱滚子轴承,后支承为双列圆柱滚子轴承当量外径主轴刚度:由于故根据式(10-8)对于机床的刚度要求,取阻尼比当v=50m/min,s=0.1mm/r时,,取 计算 可以看出,该机床主轴是合格的。三、总结 本次课程设计任务完成了,虽然设计的过程比较繁琐,而且刚开始还有些不知所措,但是在同学们的共同努力下,再加上老师的悉心指导,我终于顺利地完成了这次设计任务。本次设计巩固和深化了课堂理论教学的内容,锻炼和培养了我综合运用所学过的知识和理论的能力,使我独立分析、解决问题的能力得到了强化。四、参考文献1机床设计手册编写组 主编.机床设计手册.北京:机械工业出版社,1980年8月2濮良贵、纪名刚主编.机械设计(第七版).北京:高等教育出版社,2001年6月3毛谦德、李振清主编.袖珍机械设计师手册第二版.机械工业出版社,2002年5月4减速器实用技术手册编辑委员会编.减速器实用技术手册.北京:机械工业出版社,1992年5戴曙主编.金属切削机床.北京:机械工业出版社,2005年1月6 7华东纺织工学院、哈尔滨工业大学、天津大学主编.机床设计图册.上海:上海科学技术出版社,1979年6月
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