0087-CA6140機(jī)床主軸箱傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)
0087-CA6140機(jī)床主軸箱傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì),ca6140,機(jī)床,主軸,傳動(dòng)系統(tǒng),設(shè)計(jì)
目錄
一、設(shè)計(jì)目的 -1-
二、設(shè)計(jì)步驟 -1-
1.運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì) -1-
1.1已知條件 -1-
1.2結(jié)構(gòu)分析式 -1-
1.3 繪制轉(zhuǎn)速圖 -2-
1.4 繪制傳動(dòng)系統(tǒng)圖 -5-
2.動(dòng)力設(shè)計(jì) -5-
2.1 確定各軸轉(zhuǎn)速 -5-
2.2 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) -6-
2.3 各傳動(dòng)組齒輪模數(shù)的確定和校核 -7-
3. 齒輪強(qiáng)度校核 -9-
3.1校核a傳動(dòng)組齒輪 -9-
3.2 校核b傳動(dòng)組齒輪 -10-
3.3校核c傳動(dòng)組齒輪 -11-
4. 主軸撓度的校核 -13-
4.1 確定各軸最小直徑 -13-
4.2軸的校核 -13-
5. 主軸最佳跨距的確定 -14-
5.1 選擇軸頸直徑,軸承型號(hào)和最佳跨距 -14-
5.2 求軸承剛度 -14-
6. 各傳動(dòng)軸支承處軸承的選擇 -15-
7. 主軸剛度的校核 -15-
7.1 主軸圖 -15-
7.2 計(jì)算跨距 -16-
三、總結(jié) -17-
四、參考文獻(xiàn) -18-
CA6140型車床
一、設(shè)計(jì)目的
通過機(jī)床主運(yùn)動(dòng)機(jī)械變速傳動(dòng)系統(tǒng)得結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，在擬定傳動(dòng)和變速的結(jié)構(gòu)方案過程中，得到設(shè)計(jì)構(gòu)思、方案分析、結(jié)構(gòu)工藝性、機(jī)械制圖、零件計(jì)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(jì)思想，掌握基本的設(shè)計(jì)方法，并具有初步的結(jié)構(gòu)分析、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和計(jì)算能力。
二、設(shè)計(jì)步驟
1.運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)
1.1已知條件
[1]確定轉(zhuǎn)速范圍：主軸最小轉(zhuǎn)速。
[2]確定公比：
[3]轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)：
1.2結(jié)構(gòu)分析式
⑴ ⑵ [3]
從電動(dòng)機(jī)到主軸主要為降速傳動(dòng)，若使傳動(dòng)副較多的傳動(dòng)組放在較接近電動(dòng)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(dòng)副前多后少的原則，因此取方案。在降速傳動(dòng)中，防止齒輪直徑過大而使徑向尺寸常限制最小傳動(dòng)比 ；在升速時(shí)為防止產(chǎn)生過大的噪音和震動(dòng)常限制最大轉(zhuǎn)速比。在主傳動(dòng)鏈任一傳動(dòng)組的最大變速范圍。在設(shè)計(jì)時(shí)必須保證中間傳動(dòng)軸的變速范圍最小，
根據(jù)中間傳動(dòng)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(dòng)組的變速范圍時(shí)，只檢查最后一個(gè)擴(kuò)大組：
其中
，，
所以 ，合適。
1.3 繪制轉(zhuǎn)速圖
⑴選擇電動(dòng)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(dòng)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(dòng)機(jī)。
⑵分配總降速傳動(dòng)比
總降速傳動(dòng)比
又電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速
不符合轉(zhuǎn)速數(shù)列標(biāo)準(zhǔn)，因而增加一定比傳動(dòng)副。
[3]確定傳動(dòng)軸軸數(shù)
傳動(dòng)軸軸數(shù) = 變速組數(shù) + 定比傳動(dòng)副數(shù) + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。
⑷確定各級(jí)轉(zhuǎn)速并繪制轉(zhuǎn)速圖
由
z = 12確定各級(jí)轉(zhuǎn)速：
1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5r/min。
在五根軸中，除去電動(dòng)機(jī)軸，其余四軸按傳動(dòng)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(dòng)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：
① 先來確定Ⅲ軸的轉(zhuǎn)速
傳動(dòng)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：
125、180、250、355、500、710r/min。
② 確定軸Ⅱ的轉(zhuǎn)速
傳動(dòng)組b的級(jí)比指數(shù)為3，希望中間軸轉(zhuǎn)速較小，因而為了避免升速，又不致傳動(dòng)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(duì)于軸Ⅰ，其級(jí)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(dòng)機(jī)與主軸之間的定傳動(dòng)比
。下面畫出轉(zhuǎn)速圖（電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與主軸最高轉(zhuǎn)速相近）。
[5]確定各變速組傳動(dòng)副齒數(shù)
①傳動(dòng)組a:
查表8-1, ，，
時(shí)：……57、60、63、66、69、72、75、78……
時(shí)：……58、60、63、65、67、68、70、72、73、77……
時(shí)：……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。
②傳動(dòng)組b:
查表8-1, ，
時(shí)：……69、72、73、76、77、80、81、84、87……
時(shí)：……70、72、74、76、78、80、82、84、86……
可取 84，于是可得軸Ⅱ上兩聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為：22、42。
于是 ，，得軸Ⅲ上兩齒輪的齒數(shù)分別為：62、42。
③傳動(dòng)組c:
查表8-1,,
時(shí)：……84、85、89、90、94、95……
時(shí)： ……72、75、78、81、84、87、89、90……
可取 90.
為降速傳動(dòng)，取軸Ⅲ齒輪齒數(shù)為18；
為升速傳動(dòng)，取軸Ⅳ齒輪齒數(shù)為30。
于是得,
得軸Ⅲ兩聯(lián)動(dòng)齒輪的齒數(shù)分別為18，60；
得軸Ⅳ兩齒輪齒數(shù)分別為72，30。
1.4 繪制傳動(dòng)系統(tǒng)圖
根據(jù)軸數(shù)，齒輪副，電動(dòng)機(jī)等已知條件可有如下系統(tǒng)圖：
2.動(dòng)力設(shè)計(jì)
2.1 確定各軸轉(zhuǎn)速
⑴確定主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速：主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為
圖表 1
⑵各傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速：
軸Ⅲ可從主軸90r/min按72/18的傳動(dòng)副找上去，軸Ⅲ的計(jì)算轉(zhuǎn)速
125r/min；軸Ⅱ的計(jì)算轉(zhuǎn)速為355r/min；軸Ⅰ的計(jì)算轉(zhuǎn)速為710r/min。
[3]各齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速
傳動(dòng)組c中，18/72只需計(jì)算z = 18 的齒輪，計(jì)算轉(zhuǎn)速為355r/min；60/30只需計(jì)算z = 30的齒輪，計(jì)算轉(zhuǎn)速為250r/min；傳動(dòng)組b計(jì)算z = 22的齒輪，計(jì)算轉(zhuǎn)速為355r/min；傳動(dòng)組a應(yīng)計(jì)算z = 24的齒輪，計(jì)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(dòng)設(shè)計(jì)
電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速n=1440r/min,傳遞功率P=7.5KW,傳動(dòng)比i=2.03，兩班制，
一天運(yùn)轉(zhuǎn)16.1小時(shí)，工作年數(shù)10年。
⑴確定計(jì)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(jì)算功率，選B型帶。
⑶確定帶輪直徑和驗(yàn)算帶速
查表小帶輪基準(zhǔn)直徑
,
驗(yàn)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(dòng)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(dòng)實(shí)際中心距
[5]驗(yàn)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(shí)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(shí)各根帶受力嚴(yán)重不均勻，限制根數(shù)不大于10。
[7]計(jì)算帶的張緊力
其中： -帶的傳動(dòng)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(jì)算作用在軸上的壓軸力
2.3 各傳動(dòng)組齒輪模數(shù)的確定和校核
⑴模數(shù)的確定：
a傳動(dòng)組：分別計(jì)算各齒輪模數(shù)
先計(jì)算24齒齒輪的模數(shù)：
其中: -公比 ； = 2；
-電動(dòng)機(jī)功率； = 7.5KW；
-齒寬系數(shù)；
-齒輪傳動(dòng)許允應(yīng)力;
-計(jì)算齒輪計(jì)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 = 4mm。
按齒數(shù)30的計(jì)算，，可取m = 4mm；
按齒數(shù)36的計(jì)算，, 可取m = 4mm。
于是傳動(dòng)組a的齒輪模數(shù)取m = 4mm，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(dòng)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(jì)算：
可得m = 4.8mm；
取m = 5mm。
按42齒數(shù)的齒輪計(jì)算：
可得m = 3.55mm；
于是軸Ⅱ兩聯(lián)齒輪的模數(shù)統(tǒng)一取為m = 5mm。
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(dòng)組：
取m = 5mm。
軸Ⅲ上兩聯(lián)動(dòng)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(jì)算公式
3.1校核a傳動(dòng)組齒輪
校核齒數(shù)為24的即可，確定各項(xiàng)參數(shù)
⑴ P=8.25KW,n=710r/min,
⑵確定動(dòng)載系數(shù)：
齒輪精度為7級(jí)，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》查得使用系數(shù)
⑶
⑷確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)
非對(duì)稱
,查《機(jī)械設(shè)計(jì)》得
⑸確定齒間載荷分配系數(shù):
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》查得
⑹確定動(dòng)載系數(shù):
⑺查表 10-5
⑻計(jì)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(dòng)組齒輪
校核齒數(shù)為22的即可，確定各項(xiàng)參數(shù)
⑴ P=8.25KW,n=355r/min,
⑵確定動(dòng)載系數(shù)：
齒輪精度為7級(jí)，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》查得使用系數(shù)
⑶
⑷確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)
非對(duì)稱
,查《機(jī)械設(shè)計(jì)》得
⑸確定齒間載荷分配系數(shù):
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》查得
⑹確定動(dòng)載系數(shù):
⑺查表 10-5
⑻計(jì)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(dòng)組齒輪
校核齒數(shù)為18的即可，確定各項(xiàng)參數(shù)
⑴ P=8.25KW,n=355r/min,
⑵確定動(dòng)載系數(shù)：
齒輪精度為7級(jí)，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》查得使用系數(shù)
⑶
⑷確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)
非對(duì)稱
,查《機(jī)械設(shè)計(jì)》得
⑸確定齒間載荷分配系數(shù):
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》查得
⑹確定動(dòng)載系數(shù):
⑺查表 10-5
⑻計(jì)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(duì)嚙合齒輪副中，中間的兩對(duì)齒輪對(duì)Ⅰ軸中點(diǎn)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
400mm車床，P=7.5KW.
5.1 選擇軸頸直徑,軸承型號(hào)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(dòng)軸支承處軸承的選擇
主軸 前支承：NN3020K;中支承：N219E;后支承：NN3016K
Ⅰ軸 前支承：30207;后支承：30207
Ⅱ軸 前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207
Ⅲ軸 前支承：30208;后支承：30208
7. 主軸剛度的校核
7.1 主軸圖:
7.2 計(jì)算跨距
前支承為雙列圓柱滾子軸承，后支承為雙列圓柱滾子軸承
當(dāng)量外徑
主軸剛度：由于
故根據(jù)式（10-8）
對(duì)于機(jī)床的剛度要求，取阻尼比
當(dāng)v=50m/min,s=0.1mm/r時(shí),,
取
計(jì)算
可以看出，該機(jī)床主軸是合格的.
三、總結(jié)
金屬切削機(jī)床的課程設(shè)計(jì)任務(wù)完成了，雖然設(shè)計(jì)的過程比較繁瑣，而且剛開始還有些不知所措，但是在同學(xué)們的共同努力下，再加上老師的悉心指導(dǎo)，我終于順利地完成了這次設(shè)計(jì)任務(wù)。本次設(shè)計(jì)鞏固和深化了課堂理論教學(xué)的內(nèi)容，鍛煉和培養(yǎng)了我綜合運(yùn)用所學(xué)過的知識(shí)和理論的能力，是我獨(dú)立分析、解決問題的能力得到了強(qiáng)化.
四、參考文獻(xiàn)
［1］工程學(xué)院機(jī)械制造教研室 主編.金屬切削機(jī)床指導(dǎo)書.
［2］濮良貴 紀(jì)名剛主編.機(jī)械設(shè)計(jì)(第七版).北京:高等教育出版社,2001年6月
[3］毛謙德 李振清主編.《袖珍機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊(cè)》第二版.機(jī)械工業(yè)出版社,2002年5月
［4］《減速器實(shí)用技術(shù)手冊(cè)》編輯委員會(huì)編.減速器實(shí)用技術(shù)手冊(cè).北京:機(jī)械工業(yè)出版社,1992年
［5］戴曙 主編.金屬切削機(jī)床.北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2005年1月
[6]《機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)》編寫組 主編.機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè).北京:機(jī)械工業(yè)出版社,1980年8月
［7］華東紡織工學(xué)院 哈爾濱工業(yè)大學(xué) 天津大學(xué)主編.機(jī)床設(shè)計(jì)圖冊(cè).上海:上海科學(xué)技術(shù)出版社,1979年6月
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