最大加工直徑為400mm的普通車床的主軸箱部件設計【P=4KW 31.5 1400 1.41】（CAD圖紙全套）

買文檔 就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 - 1 - 最大加工直徑為 400普通車床的主軸箱部件設計買文檔 就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 - 1 - 目錄 一、設計目的 . - 1 - 二、設計步驟 . - 1 - . - 2 - 知條件 . - 2 - 構(gòu)分析式 . - 2 - 制轉(zhuǎn)速圖 . - 3 - 制傳動系統(tǒng)圖 . - 6 - . - 6 - 定各軸轉(zhuǎn)速 . - 6 - 帶傳動設計 . - 7 - 各傳動組齒輪模數(shù)的確定和校核 . - 8 - 3. 齒輪強度校核 . - 10 - 核 . - 10 - 校核 . - 11 - 核 . - 12 - 4. 主軸撓度的校核 . - 14 - 定各軸最小直徑 . - 14 - 的校核 . - 14 - 5. 主軸最佳跨距的確定 . - 15 - 擇軸頸直徑 ,軸承型號和最佳跨距 . - 15 - 求軸承剛度 . - 15 - 6. 各傳動軸支承處軸承的選擇 . - 16 - 7. 主軸剛度的校核 . - 16 - 軸圖 . - 16 - 算跨距 . - 17 - 三、總結(jié) . - 18 - 四、參考文獻 . - 19 - 買文檔 就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 - 1 - 一、設計目的 通過機床主運動機械變速傳動系統(tǒng)得結(jié)構(gòu)設計，在擬定傳動和變速的結(jié)構(gòu)方案過程中，得到 設計構(gòu)思、方案分析、結(jié)構(gòu)工藝性、機械制圖、零件計算、編寫技術(shù)文件和查閱技術(shù)資料 等方面的綜合訓練，樹立正確的設計思想，掌握基本的設計方法，并 具有初步的結(jié)構(gòu)分析、結(jié)構(gòu)設計和計算能力。 買文檔 就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 - 2 - 二、設計步驟 1確定轉(zhuǎn)速范圍： 主軸最小轉(zhuǎn)速 in 。 2確定公比： 3最大轉(zhuǎn)速 ： 400m in 4P=4 22312 32212 3 23212 從電動機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 32212 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41i； 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 2i。 在主傳動鏈任一 傳 動組的最大變速 范 圍 108m a xm a x 在設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： 買文檔 就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 - 3 - 檢查傳動組的變速范圍時，只檢查最后一個擴大組： 1222 其中 ， 62 X ， 22 P 所以 10R ，合適。 制轉(zhuǎn)速圖 選擇電動機 一般車床若無特殊要求，多采用 據(jù)原則條件選擇 系列籠式三相異步電動機。 分配總降速傳動比 總降速傳動比 4 0/m 440 不符合轉(zhuǎn)速數(shù)列標準，因而增加一定比傳動副。 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 + 1 + 1 = 5。 確定各級轉(zhuǎn)速并繪制轉(zhuǎn)速圖 由 z = 12 確定各級轉(zhuǎn)速： 買文檔 就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 - 4 - 1400、 1000、 710、 500、 355、 250、 180、 125、 90、 63、 45、 在五根軸中，除去電動機軸，其余四軸按傳動順序依次設為、。與、與、與軸之間的傳動組分別設為 a、 b、 c。現(xiàn)由（主軸）開始，確定、軸的轉(zhuǎn)速： 先來確定軸的 轉(zhuǎn)速 傳動組 c 的變速范圍為 10,8a R，結(jié)合結(jié)構(gòu)式， 軸的轉(zhuǎn)速只有一和可能： 125、 180、 250、 355、 500、 710r/ 確定軸的轉(zhuǎn)速 傳動組 ，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 1/12 轉(zhuǎn)速確定為： 355、 500、 710r/ 確定軸的轉(zhuǎn)速 對于軸，其級比指數(shù)為 1,可取 2/1/1 21 1/13 速為 710r/ 由此也可確定加在電動機與主軸之間的定傳動比 71/144710/1440 i 。下面畫出轉(zhuǎn)速圖（電動機轉(zhuǎn)速與主軸最高轉(zhuǎn)速相近）。 傳動系統(tǒng)的轉(zhuǎn)速圖電動機 5確定各變速組傳動副齒數(shù) 傳動組 a: 查表 82/1/1 21 1/13 送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 - 5 - 2/1/1 21 ： 57、 60、 63、 66、 69、 72、 75、 78 ： 58、 60、 63、 65、 67、 68、 70、 72、 73、 77 1/13 ： 58、 60、 62、 64、 66、 68、 70、 72、 74、 76 可取 2,于是可得軸齒輪齒數(shù)分別為： 24、 30、 36。 于是 48/241 42/302 36/363 的三聯(lián)齒輪齒數(shù)分別為： 48、 42、 36。 傳動組 b: 查表 8 1/12 ： 69、 72、 73、 76、 77、 80、 81、 84、 87 1/12 ： 70、 72、 74、 76、 78、 80、 82、 84、 86 可取 4，于是可得軸上兩聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為： 22、 42。 于是 62/221 42/422 軸上兩齒輪的齒數(shù) 分別為： 62、 42。 傳動組 c: 查表 84/11 22 1 ： 84、 85、 89、 90、 94、 95 22 ： 72、 75、 78、 81、 84、 87、 89、 90 可取 0. 4/11 降速傳動，取軸齒輪齒數(shù)為 18； 22 升速傳動，取軸齒輪齒數(shù)為 30。 于是得 72/181 30/602 聯(lián)動齒輪的齒數(shù)分別為 18， 60； 得軸兩齒輪齒數(shù)分別為 72， 30。 買文檔 就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 - 6 - 制傳動系統(tǒng)圖 根據(jù)軸數(shù)，齒輪副，電動機等已知條件可有如下系統(tǒng)圖： 定 各軸轉(zhuǎn)速 確 定主軸計算轉(zhuǎn)速：主軸的計算轉(zhuǎn)速為 m . 531213zm i n 各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速： 軸可從主軸 90r/ 72/18的傳動副找上去，軸的計算轉(zhuǎn)速 125r/的計算轉(zhuǎn)速為 355r/的計算轉(zhuǎn)速為 710r/ 3各齒輪的計算轉(zhuǎn)速 傳動組 18/72 只需計算 z = 18 的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為 355r/60/30只需計算 z = 30的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為 250r/動組 z = 22 的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為 355r/動 組 z = 24 的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為 710r/ 4核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 m i n/ 1 730/6042/4236/362 5 6/1 2 61 4 4 0 實400 標買文檔 就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 - 7 - %5%001 4 0 0 )1 4 0 1 7(%100)( 標標實所以合適。 帶傳動設計 電動機轉(zhuǎn)速 n=1440r/遞功率 P=4動比 i=班制， 一天運轉(zhuǎn) 作年數(shù) 10年。 確定計算功率 取 2 5 K 選取 根據(jù)小帶輪的轉(zhuǎn)速和計算功率，選 確定帶輪直徑和驗算帶速 查表小帶輪基準直徑 251 , 5 51 2 52 驗算帶速成100060 11 其中 1n r/ 1d 25,5/ 0060 1 4 適。 4確定帶傳動的中心距和帶的基準長度 設中心距為0a,則 0 55（ 21 ） a 2（ 21 ） 于是 a 758,初取中心距為 0 帶長02122100 4)()(22 0 54 0 04 )1 2 52 5 4()2 5 41 2 5( 022 查表取相近的基準長度400。 帶傳動實際中心距 d 0 買文檔 就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 - 8 - 5驗算小帶輪的包角 一般小帶輪的包角不應小于 120 。 21 a 。合適。 6確定帶的根數(shù) ( 00 其中： 0p- 1i 時傳遞功率的增量； ，查得的包角系數(shù)； 長度系數(shù)； 為避免 制根數(shù)不大于 10。 Z7計算帶的張緊力0 0 0 其中： m/s； kg/m；取 q=m。 v = 1440r/ s。 (0 8計算作用在軸上的壓軸力 5 3 1s i 3422s i 0 各傳動組齒輪模數(shù)的確定和校核 模數(shù)的確定： 別計算各齒輪模數(shù) 先計算 24齒齒輪的模數(shù)： 買文檔 就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 - 9 - 3 221 )1(16338m 其中 : ； = 2； 4 m ， 取 = 600全系數(shù) S = 1。 由應力循環(huán)次數(shù)選取 K ，取 S=1， M P N 5401 i m 。 2(1 6 3 3 8 3221 取 m = 4 按齒數(shù) 30的計算， ，可取 m = 4 按齒數(shù) 36的計算， , 可取 m = 4 于是傳動組 m = 4b = 32 軸上齒輪的直徑： 62441 2 03041 4 4364 321 ；。 軸上三聯(lián)齒輪的直徑分別為： 9 24841 6 84241 4 4364 3 2 1 ； 確定軸上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù)。 3 22 )1(16338m 買文檔 就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 - 10 - 按 22齒數(shù)的齒輪計算： m 558.2 ，可得 m = 取 m = 5 按 42齒數(shù)的齒輪計算： 可得 m = 于是軸兩聯(lián)齒輪的模數(shù)統(tǒng)一取為 m = 5 于是軸兩聯(lián)齒輪的直徑分別為： 10425110225 21 ；軸 上與軸兩聯(lián)齒輪嚙合的兩齒輪直徑分別為： 10425310625 2 1 ； 取 m = 5 軸上兩聯(lián)動齒輪的直徑分別為： 0060590185 21 ；軸四上兩齒輪的直徑分別為： 。； 5 03053 6 0725 2 1 3. 齒輪強度校核 ： 計算公式2a 傳動組齒輪 校核齒數(shù)為 24的即可，確定各項參數(shù) P=n=710r/ 566 確定動載系數(shù)： 0060 710961 0 0060 齒輪精度為 7級，由機械設計查得使用系數(shù) 05.1248 確定齒向載荷分配系數(shù) :取齒寬系數(shù) 1d買文檔 就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 - 11 - 非對稱 2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 1 0 . 6 0 . 2 3 1 0H d 4)24/(32/ 查機械 設計得 確定齒間載荷分配系數(shù) : t 2 2 9 096 K 2 9 由機械設計查得 1 確定動載系數(shù) : 表 10 計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極 限。 圖 10K,S = 1.3 4 74 ， 2 9 t 故合適 。 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) P=n=355r/ 566 確定動載系數(shù)： 55110100060 齒輪精度為 7級，由機械設計查得使用系數(shù) 0.1送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 - 12 - 058 確定齒向載荷分配系數(shù) :取齒寬系數(shù) 1d非對稱 2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 1 0 . 6 0 . 2 3 1 0H d 40/ 查機械設計得 確定齒間載荷分配系 數(shù) : t 4 0 4 01 1 0 K 10010140 由機械設計查得 K 確定動載系數(shù) : 表 10 計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 圖 10K,S = 1.3 4 74 ， 0 4 03 9 t 故合適 。 核 c 傳動組齒輪 校核齒數(shù)為 18的即可，確定各項參數(shù) P=n=355r/ 566 買文檔 就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 - 13 - 確定動載系數(shù)： 0060 355901 0 0060 齒輪精度為 7級，由機械設計查得使用系數(shù) 9.0058 確定齒向載荷分配系數(shù) :取齒寬系數(shù) 1d非對稱 2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 1 0 . 6 0 . 2 3 1 0H d 2)45/(40/ 查機械設計得 確定齒間載荷分配系數(shù) : t 4 9 3 090 K 10012340 4 9 3 由機械設計查得 K 確定動載系數(shù) : 2 5 7 表 10 計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 圖 10K,S = 1.3 4 74 ， 9 3 02 5 7 t 故合適 。 買文檔 就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 - 14 - 4. 主軸撓度的校核 定 各軸最小直徑 1軸的直徑： m 10,1 9710 2軸的直徑： m i n/355,12 4355 3軸的直徑： m i n/1 2 5, 4125 4主軸的直徑 ： m i n/ 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 軸中點處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進行 校核 017)1096/(,228,33010200,36:2852922已知 買文檔 就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 - 15 - 所以合格, 。 軸、軸的校核同上。 5. 主軸最佳跨距的確定 400P=4擇軸頸直徑 ,軸承型號和最佳跨距 前軸頸應為 75選 1d =100軸頸 12 ) 取 02 ,前軸承為 軸承為 據(jù)結(jié)構(gòu) ,定懸伸長度 51 求軸承剛度 考慮機械效率 主軸最大輸出轉(zhuǎn)距 7690 床身上最大 加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的 60%,取 50%即 200 切削力 7 6 背向力 3 8 06 7 6 故總的作用力 55822 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 7792/ 先假設 25753,3/ 前后支撐 別為 買文檔 就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 - 16 - 根據(jù) 01.0 co s)(39.3 30,2,1,17,039 0 70c o 6 0 90c o 3 36113464425375,3/0 與原假設相符查線圖 。 6. 各傳動軸支承處軸承的選擇 主軸 前支承： 支承： 支承： 軸 前支承： 30207;后支承： 30207 軸 前支承： 30207;中支承： 支承： 30207 軸 前支承： 30208;后支承： 30208 7. 主軸剛度的校核 軸圖 : 買文檔 就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 -