普通車床的主軸箱部件設(shè)計最大加工直徑250mm最高1440最低90公比141

目錄HYPERLINK一．設(shè)計目的 2HYPERLINK二、設(shè)計步驟 2HYPERLINK1.運動設(shè)計 2HYPERLINK1.1已知條件 2HYPERLINK1.2結(jié)構(gòu)分析式 2HYPERLINK1.3繪制轉(zhuǎn)速圖 2HYPERLINK1.4繪制傳動系統(tǒng)圖 2HYPERLINK2.動力設(shè)計 2HYPERLINK2.1確定各軸轉(zhuǎn)速 2HYPERLINK2.2帶傳動設(shè)計 2HYPERLINK2.3各傳動組齒輪模數(shù)的確定和校核 2HYPERLINK3.齒輪強(qiáng)度校核 2HYPERLINK3.1校核a傳動組齒輪 2HYPERLINK3.2校核b傳動組齒輪 2HYPERLINK3.3校核c傳動組齒輪 2HYPERLINK4.主軸撓度的校核 2HYPERLINK4.1確定各軸最小直徑 2HYPERLINK4.2軸的校核 2HYPERLINK5.主軸最佳跨距的確定 2HYPERLINK5.1選擇軸頸直徑,軸承型號和最佳跨距 2HYPERLINK5.2求軸承剛度 2HYPERLINK6.各傳動軸支承處軸承的選擇 2HYPERLINK7.主軸剛度的校核 2HYPERLINK7.1主軸圖: 2HYPERLINK7.2計算跨距 2HYPERLINK三、總結(jié) 2HYPERLINK四、參考文獻(xiàn) 2一．設(shè)計目的通過機(jī)床主運動機(jī)械變速傳動系統(tǒng)得結(jié)構(gòu)設(shè)計，在擬定傳動和變速的結(jié)構(gòu)方案過程中，得到設(shè)計構(gòu)思、方案分析、結(jié)構(gòu)工藝性、機(jī)械制圖、零件計算、編寫技術(shù)文件和查閱技術(shù)資料等方面的綜合訓(xùn)練，樹立正確的設(shè)計思想，掌握基本的設(shè)計方法，并具有初步的結(jié)構(gòu)分析、結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算能力。二、設(shè)計步驟1.運動設(shè)計1.1已知條件[1]確定轉(zhuǎn)速范圍：主軸最小轉(zhuǎn)速nnim（r/min）=90r/min、nmax（r/min）=2000r/min主電動機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min)=1440、P（kw）=4kw[2]最大加工直徑φ=250mm[3]確定公比：[4]轉(zhuǎn)速級數(shù)：1.2結(jié)構(gòu)分析式因為我們的級數(shù)是10級，為了實現(xiàn)10級，本次設(shè)計中，我打算按12級的主軸箱來計算，讓里面其中兩組數(shù)據(jù)一樣，最終達(dá)到10級⑴⑵[3]從電動機(jī)到主軸主要為降速傳動，若使傳動副較多的傳動組放在較接近電動機(jī)處可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，節(jié)省材料，也就是滿足傳動副前多后少的原則，因此取方案。在降速傳動中，防止齒輪直徑過大而使徑向尺寸常限制最小傳動比；在升速時為防止產(chǎn)生過大的噪音和震動常限制最大轉(zhuǎn)速比。在主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍。在設(shè)計時必須保證中間傳動軸的變速范圍最小，根據(jù)中間傳動軸變速范圍小的原則選擇結(jié)構(gòu)網(wǎng)。從而確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下：檢查傳動組的變速范圍時，只檢查最后一個擴(kuò)大組：其中，，所以，合適。1.3繪制轉(zhuǎn)速圖⑴選擇電動機(jī)一般車床若無特殊要求，多采用Y系列封閉式三相異步電動機(jī)，根據(jù)原則條件選擇Y-132M-4型Y系列籠式三相異步電動機(jī)。⑵分配總降速傳動比總降速傳動比又電動機(jī)轉(zhuǎn)速符合轉(zhuǎn)速數(shù)列標(biāo)準(zhǔn)，因而不增加一定比傳動副。[3]確定傳動軸軸數(shù)傳動軸軸數(shù)=變速組數(shù)+定比傳動副數(shù)+1=3+0+1=4。⑷確定各級轉(zhuǎn)速并繪制轉(zhuǎn)速圖由z=10確定各級轉(zhuǎn)速：2000,1400,1000,710,500,355,250,180,125,90r/min。在五根軸中，除去電動機(jī)軸，其余四軸按傳動順序依次設(shè)為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ。Ⅰ與Ⅱ、Ⅱ與Ⅲ、Ⅲ與Ⅳ軸之間的傳動組分別設(shè)為a、b、c?，F(xiàn)由Ⅳ（主軸）開始，確定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸的轉(zhuǎn)速：先來確定Ⅲ軸的轉(zhuǎn)速傳動組c的變速范圍為，結(jié)合結(jié)構(gòu)式，Ⅲ軸的轉(zhuǎn)速只有一和可能：180、250、355、500、710，1000r/min。②確定軸Ⅱ的轉(zhuǎn)速傳動組b的級比指數(shù)為2，希望中間軸轉(zhuǎn)速較小，因而為了避免升速，又不致傳動比太小，可取，軸Ⅱ的轉(zhuǎn)速確定為：355、500、710r/min。③確定軸Ⅰ的轉(zhuǎn)速對于軸Ⅰ，其級比指數(shù)為1,可取，，確定軸Ⅰ轉(zhuǎn)速為710r/min。由此也可確定加在電動機(jī)與主軸之間的定傳動比。[5]確定各變速組傳動副齒數(shù)①傳動組a:查表8-1,，，時：……57、60、63、66、69、72、75、78……時：……58、60、63、65、67、68、70、72、73、77……時：……58、60、62、64、66、68、70、72、74、76……可取72,于是可得軸Ⅰ齒輪齒數(shù)分別為：24、30、36。于是，，可得軸Ⅱ上的三聯(lián)齒輪齒數(shù)分別為：48、42、36。動組b:同理可得軸Ⅱ上兩聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為：24、42。，得軸Ⅲ上兩齒輪的齒數(shù)分別為：48、30。動組c:同理可得軸Ⅲ兩聯(lián)動齒輪的齒數(shù)分別為40，80；得軸Ⅳ兩齒輪齒數(shù)分別80，40。1.4繪制傳動系統(tǒng)圖根據(jù)軸數(shù)，齒輪副，電動機(jī)等已知條件可有如下系統(tǒng)圖：2.動力設(shè)計2.1確定各軸轉(zhuǎn)速⑴確定主軸計算轉(zhuǎn)速：主軸的計算轉(zhuǎn)速為⑵各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速：軸Ⅲ可從主軸按80/40的傳動副找上去，軸Ⅲ的計算轉(zhuǎn)速180r/min；軸Ⅱ的計算轉(zhuǎn)速為355r/min；軸Ⅰ的計算轉(zhuǎn)速為710r/min。[3]各齒輪的計算轉(zhuǎn)速傳動組c中，40/80只需計算z=40的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為710r/min；傳動組b計算z=42的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為355r/min；傳動組a應(yīng)計算z=24的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為710r/min。[4]核算主軸轉(zhuǎn)速誤差所以合適。2.2帶傳動設(shè)計電動機(jī)轉(zhuǎn)速n=1450r/min,傳遞功率P=4KW,傳動比i=2.03，兩班制，一天運轉(zhuǎn)16.1小時，工作年數(shù)10年。⑴確定計算功率取1.1，則⑵選取V帶型根據(jù)小帶輪的轉(zhuǎn)速和計算功率，選b型帶。⑶確定帶輪直徑和驗算帶速查表小帶輪基準(zhǔn)直徑,驗算帶速成其中-小帶輪轉(zhuǎn)速，r/min；-小帶輪直徑，mm；，合適。[4]確定帶傳動的中心距和帶的基準(zhǔn)長度設(shè)中心距為,則0．55（）a2（）于是208.45a758,初取中心距為400mm。帶長查表取相近的基準(zhǔn)長度，。帶傳動實際中心距[5]驗算小帶輪的包角一般小帶輪的包角不應(yīng)小于。。合適。[6]確定帶的根數(shù)其中：-時傳遞功率的增量；-按小輪包角，查得的包角系數(shù)；-長度系數(shù)；為避免V型帶工作時各根帶受力嚴(yán)重不均勻，限制根數(shù)不大于10。[7]計算帶的張緊力其中：-帶的傳動功率,KW；v-帶速,m/s；q-每米帶的質(zhì)量，kg/m；取q=0.17kg/m。v=1440r/min=9.42m/s。[8]計算作用在軸上的壓軸力2.3各傳動組齒輪模數(shù)的確定和校核⑴模數(shù)的確定：a傳動組：分別計算各齒輪模數(shù)先計算24齒齒輪的模數(shù)：其中:-公比；=2；-電動機(jī)功率；=4KW；-齒寬系數(shù)；-齒輪傳動許允應(yīng)力;-計算齒輪計算轉(zhuǎn)速。，取=600MPa,安全系數(shù)S=1。由應(yīng)力循環(huán)次數(shù)選取，取S=1，。取m=2.5mm。按齒數(shù)30的計算，，可取m=2.5mm；按齒數(shù)36的計算，,可取m=2.5mm。于是傳動組a的齒輪模數(shù)取m=2.5mm，b=32mm。軸Ⅰ上齒輪的直徑：。軸Ⅱ上三聯(lián)齒輪的直徑分別為：b傳動組：確定軸Ⅱ上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù)。按22齒數(shù)的齒輪計算：可得m=4mm；。按42齒數(shù)的齒輪計算：可得m=4mm；于是軸Ⅱ兩聯(lián)齒輪的模數(shù)統(tǒng)一取為m=4mm。于是軸Ⅱ兩聯(lián)齒輪的直徑分別為：軸Ⅲ上與軸Ⅱ兩聯(lián)齒輪嚙合的兩齒輪直徑分別為：c傳動組：取m=2.5mm。軸Ⅲ上兩聯(lián)動齒輪的直徑分別為：軸四上兩齒輪的直徑分別為：3.齒輪強(qiáng)度校核：計算公式3.1校核a傳動組齒輪校核齒數(shù)為24的即可，確定各項參數(shù)⑴P=4.4KW,n=710r/min,⑵確定動載系數(shù)：齒輪精度為7級，由《機(jī)械設(shè)計》查得使用系數(shù)⑶⑷確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)非對稱,查《機(jī)械設(shè)計》得⑸確定齒間載荷分配系數(shù):由《機(jī)械設(shè)計》查得⑹確定動載系數(shù):⑺查表10-5⑻計算彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。圖10-18查得,S=1.3，故合適。3.2校核b傳動組齒輪校核齒數(shù)為22的即可，確定各項參數(shù)⑴P=8.25KW,n=355r/min,⑵確定動載系數(shù)：齒輪精度為7級，由《機(jī)械設(shè)計》查得使用系數(shù)⑶⑷確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)非對稱,查《機(jī)械設(shè)計》得⑸確定齒間載荷分配系數(shù):由《機(jī)械設(shè)計》查得⑹確定動載系數(shù):⑺查表10-5⑻計算彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。圖10-18查得,S=1.3，故合適。3.3校核c傳動組齒輪校核齒數(shù)為18的即可，確定各項參數(shù)⑴P=8.25KW,n=355r/min,⑵確定動載系數(shù)：齒輪精度為7級，由《機(jī)械設(shè)計》查得使用系數(shù)⑶⑷確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)非對稱,查《機(jī)械設(shè)計》得⑸確定齒間載荷分配系數(shù):由《機(jī)械設(shè)計》查得⑹確定動載系數(shù):⑺查表10-5⑻計算彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。圖10-18查得,S=1.3，故合適。4.主軸撓度的校核4.1確定各軸最小直徑[1]Ⅰ軸的直徑：[2]Ⅱ軸的直徑：[3]Ⅲ軸的直徑：[4]主軸的直徑：4.2軸的校核Ⅰ軸的校核：通過受力分析，在一軸的三對嚙合齒輪副中，中間的兩對齒輪對Ⅰ軸中點處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進(jìn)行校核。Ⅱ軸、Ⅲ軸的校核同上。5.主軸最佳跨距的確定250mm車床，P=4KW.5.1選擇軸頸直徑,軸承型號和最佳跨距前軸頸應(yīng)為75-100mm,初選=100mm,后軸頸取,前軸承為NN3020K,后軸承為NN3016K,根據(jù)結(jié)構(gòu),定懸伸長度5.2求軸承剛度考慮機(jī)械效率主軸最大輸出轉(zhuǎn)距床身上最大加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的60%,取50%即200,故半徑為0.1.切削力背向力故總的作用力次力作用于頂在頂尖間的工件上主軸尾架各承受一半,故主軸軸端受力為先假設(shè)前后支撐分別為根據(jù)。6.各傳動軸支承處軸承的選擇主軸前支承：NN3020K;中支承：N219E;后支承：NN3016K