中心高為200mm的專用車床的主軸箱部件設計【畢業(yè)論文+CAD圖紙全套】

買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 1 一、 設計目的 . 2 二、 設計步驟 . 2 1. 運動設計 . 2 知主要技術參數(shù) . 2 構分析式 . 2 速圖 . 3 動系統(tǒng)圖 . 4 2. 動力計算 . 5 機的選取 . 5 傳動軸的設計 . 5 . 6 . 6 . 6 . 7 定各齒輪齒數(shù) . 7 143一擴大組） . 7 5709本組） . 7 向齒輪 11Z 、 12Z . 8 帶傳動設計 . 8 . 10 本組齒輪65. 10 面接觸疲勞強度的校核 . 10 根疲勞強度的校核 . 11 強度校核 . 12 定外加載荷 . 12 算彎矩 . 13 核軸的彎曲強度 . 15 4. 軸承的選擇和校核 . 16 承的選擇 . 16 承的校核 . 16 三、 總結 . 17 四、 參考文獻 . 18 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 2 一、 設計目的 通過機床主運動機械變速傳動系統(tǒng)得結構設計，在擬定傳動和變速的結構方 案過程中，得到設計構思、方案分析、結構工藝性、機械制圖、零件計算、編寫與技術文件和查閱技術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，并且具有初步的結構分析、結構設計和計算能力，為以后的畢業(yè)設計，以及將來的工作打下基礎。 二、 設計步驟 1. 運動設計 知主要技術參數(shù) 主動電動機功率 P=電機 功率 n , 01 , 1602 603 , 604 , 280160121 同理， 2132 ，參考 金屬切削機床設計 指導書，確定公比： ，轉(zhuǎn)速級數(shù)： 4z 。 構分析式 由于設計轉(zhuǎn) 速之間不存在標準公比，故設計時設計成 6 級轉(zhuǎn)速； 有兩種方案可以選擇：（ 1） 41 236 （ 2） 41 326 根據(jù)傳動副較多的變速組安排在前面，傳動副較少的變速組安排在后面的原則，選擇（ 1） 41 236 方案。在降速中為了防止降速過快而導致齒輪徑向尺寸買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 3 增大，常限制最小傳動比41i；在升速時為了防止過大的噪聲和震動，常限制最大傳動比 2i。在主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍 108/ m 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)中間傳動軸的變速范圍小的原則選擇結構網(wǎng)。并且在一般情況下，應盡量使基本 組安排在傳動順序最高的位置，使傳動件的轉(zhuǎn)矩也較小。從而確定結構網(wǎng) 如下： 結構網(wǎng) 檢查傳動組的變速范圍時，最后一個擴大組變速范圍最大，故只檢查最后一個擴大組： R，式中 經(jīng)檢驗其合適。 速圖 （ 1）確定傳動軸軸數(shù) N 本次設計不考慮車床正反轉(zhuǎn)，故設計時不需設有換向離合器和換向齒輪，所 以傳動軸數(shù) N=變速組數(shù) +電機軸數(shù) +1=2+1+1+1=5；在 5 根軸中，除去電動機軸 ，其余四軸按傳動順序依次設為 、 、 、 。 與 之間為 V 帶傳動，取傳動比 u， 與 之間為齒輪傳動，傳動比 1- u， 與 軸之間為基本組， 與 之間為第一擴大組，級比指數(shù)取 4。 （ 2）確定各級轉(zhuǎn)速并繪制轉(zhuǎn)速圖 由 01m in 6z 確定各級轉(zhuǎn)速： 360、 260、 160、 80r/文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 4 相應的標準轉(zhuǎn)速參考 金屬切削機床設計 選取 450、 315、 224、 160、 112、 80r/考設計轉(zhuǎn)速與標準轉(zhuǎn)速，我們?nèi)』M級比指數(shù)為 1，第一擴大組級比指數(shù)為 4，得到轉(zhuǎn)速圖如下： 轉(zhuǎn)速圖 動系統(tǒng)圖 根據(jù)軸數(shù)，齒輪副，電動機等已知條件可繪制出傳動系統(tǒng)圖：電動機先通過 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 5 V 帶降速傳動到 軸， 軸與 軸之間通過三對齒輪進行降速，其為基本組，而 與 之間為第一擴大組，通過兩對齒輪進行傳遞，從而帶動主軸轉(zhuǎn)動，傳動系 統(tǒng)圖如下圖所示： 傳動系統(tǒng)圖 2. 動力計算 機的選取 根據(jù)已給參數(shù)，主電動機功率為 ，查手冊 選取電動機型號為 定滿載轉(zhuǎn)速為 960 選取滾動軸承的效率 995.0r ； V 帶傳動的效率96.0b ；齒輪傳動的效率 97.0g ；背吃刀量 ， f 削力 ；當最低轉(zhuǎn)速 0m in 時，切削速度 m i i n 因此切削功率z 傳動軸的設計 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 6 （ 1）材料選?。?采用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，其許用剪切應力 。 （ 2）計算直徑 轉(zhuǎn)速越高，傳遞的扭矩越小，在取用相同材料的情況下，相應的軸徑也可設計 的小些。 為高速軸，為了保證強度足夠，選取 52 ； （ 1）材料選?。?主軸采用 45 鋼 ，調(diào)質(zhì)處理。 （ 2）計算直徑： 根據(jù)功率 ，參考機械制造裝備表 2主軸前軸頸直徑 01 ，主軸后頸直徑 2 。 （ 1）材料選?。?采用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，其許用剪切應力 。 （ 2）計算直徑： 軸的輸入功率： 2 04 軸的轉(zhuǎn)速 ; m 6 軸的輸入扭矩： 5 09 5 5 0444根據(jù) 16344m a 3 44 取 54 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 7 （ 1）材料選?。?采用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，其許用剪切應力 。 （ 2）計算直徑： 軸的輸入功率： 軸的轉(zhuǎn)速： m i n/4 5 03143 軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 5 09 5 5 0333根據(jù) 16333m a 3 33 同樣取 53 定各齒輪齒數(shù) 143一擴大組） 根據(jù) 01 ，查機床主軸變速箱設計簡明手冊表 61t ，故 1T 6211 ；取模數(shù) 3m ，故最小齒數(shù) 3 m 考金屬切削機床設計取 38Z 。 38 在降速最大的一對 齒輪副中，故 1 1 4763821 z ，對于22 41.1齒輪副， 11443 z ， 432 b，得38,76 43 5709本組） 根據(jù) 53 ，參考機床主軸 變速箱設計簡明手冊表 41t ，買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 8 故 12 ;取模數(shù) 3m ，故最小齒數(shù)3 m 考金屬切削機床設計取 20Z 。 20 降速最大的 一對齒輪副中 ，取 566 Z ， 76562065 z 對于22 齒輪副， 7687 z ， 267 Z 508 Z ；同理，對于 3 齒輪副， 76109 z ， 1093 a， 解得 44,32109 速齒輪 11Z 、 12Z 電機通過 V 帶傳動到軸，軸與軸之間采用一對齒輪傳動，可設計成傳動比2132 5 1211 ，模數(shù)也取 3m 。 帶傳動設計 電動機轉(zhuǎn)速 000 ，傳遞功率 ，傳動比22u ，兩班制，一天運轉(zhuǎn) 16 小時，工作年數(shù) 15 年。 （ 1）確定計算功率 取 K ，則 （ 2）選取 V 帶型 參考機械設計圖 8 B 型帶。 （ 3）確定帶輪的基準直徑和驗算帶速 v 參考機械設計表 8表 8小帶輪的基準直徑 001 ，大帶輪的基準直徑 7 0212 ，參考機械設計表 8整取802 驗算帶速100060 11 ，式中 001 ， 0001 ，代入求得： 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 9 30,5/ 適。 （ 4）確定帶傳動的中心距 a 和帶的基準長度0 21021 255.0 ，得 5401480a， 取 中 心 距000 。 參考機械設計表 8取帶的基準長度 450, 。 帶傳動實際中心距 d 5002 00 ； （ 5）驗算小帶輪的包角 1 一般不應小于 120 。 21 a ，合適。 （ 6）確定帶的根數(shù) 由 001 和 000 查機械設計表 8 ；同理，參考機械設計表 8 ；查機械設計表 8 ，故代入到公式 Z為避免 V 型帶工作時各根帶受力嚴重不均勻，限制根數(shù)不大于 10，此處選取2Z ； （ 7） 式中： m/s; q 為每米帶的質(zhì)量， ；取 q=0.1 ; 0 20 （ 8）計算作用在軸上的壓軸力 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 10 i i 0 本組齒輪65根據(jù) 取65 級精度，其中 205 0 調(diào)質(zhì)處理）硬度為 280齒輪 566 5 鋼（調(diào)質(zhì)處理），硬度為 240者材料硬度相差 40 面接觸疲勞強度的校核 （ 1）小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩 4533531 n ； （ 2）齒寬系數(shù)參考機械設計表 10 6.0d； （ 3）小齒輪5020355 ； （ 4）齒數(shù)比 （ 5）參考機械設計表 10圖 10 ，小齒輪的接觸強度極限 001 ，大齒輪的接觸強度極限 502 ； 計算應力循環(huán)次數(shù)： 設計工作壽命為 15 年，每年工作 300 天，兩班制； 931 109 4 08214 5 06060 992 106 9 09 4 N 0 參考機械設計圖 10接觸疲勞壽命系數(shù) 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 11 計算接觸疲勞許用應力，安全系數(shù)取 1S ，失效概率為 1 %； M P 521 i M P i （ 6）小齒輪圓周速度045060000 335 根據(jù) ， 7 級精度，由機械設計圖 10動載系數(shù) 04.1 設計的為直齒輪，所以 1 K； 由機械設計表 10得使用系數(shù) K ；表 10插值法查得 7 級精度，小齒輪相對軸承不對稱布置時， 故載荷系數(shù) 7 2 M P 8 2 所以齒面接觸疲勞強度符合要求。 根疲勞強度的校核 （ 1）小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩 4533531 n ； （ 2）齒寬系數(shù)參考機械設計表 10 4.0d； （ 3）小齒輪 5Z 分度圓直徑 020355 ； （ 4）齒寬齒高比： 參考機械設計圖 10 5 K，載荷系數(shù) 6 6 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 12 （ 5）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) ，參考機械設計圖 10圖 10取小齒輪 的 彎 曲 疲 勞 強 度 極 限 ,5001 大 齒 輪 的 彎 曲 疲 勞 強 度 極 限802 ，彎曲疲勞壽命系數(shù) 1 K ； 因此有： M P M P （ 6）參考機械設計表 10得 124112111 P 224222212 P 所以齒根彎曲疲勞強度符合要求。 強度校核 由于 軸工作中受到的載荷最大，跨度也大，故選取 軸進行校核。 定外加載荷 （ 1）齒輪 381 Z 的受力： 主軸的輸入功率 ； 主軸的輸入扭矩： 5 09 5 5 0555； 齒輪 762 Z 受到的切向力：F t 90 721018 齒輪 381 Z 與 762 Z 相互嚙合，因此兩者受到大小相等，方向相反的力，所以 381 Z 受到的切向力 071 ，徑向力 2920t a a 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 13 （ 2）齒輪 566 ： 切向力： ； 徑向力： 1120t a a ； 算彎矩 軸 的受力圖如下： 受力圖 （ 1）在 面內(nèi)，根據(jù)靜力受力平衡可得 0F 01631 13 1 249316 0 2,11 6331 ； ： 1631 490 x ； : 4 1 8 9 53 0 84961 t 31249 x ; ： 5416025413 541312 x ； 彎矩圖如下： 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 14 彎矩圖 從圖中可以 看出 B 處彎矩最大，為 2）在 面內(nèi)，根據(jù)靜力平衡得到 0F 01642 13 1 249416 62,143 42 ； ： 432 490 x ； ： 1 5 2 3 91684962 r 31249 x ； ： 5 4 11 6 25 4 14 541312 x ； 得出彎矩圖如下： 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 15 彎矩圖 從彎矩圖中可以看出 B 處彎矩最大，為 核軸的彎曲強度 由彎矩圖可知 B 處為危險截面，因此對 B 處進行彎矩校核。 其合成彎矩 M P o zx o 222 M P 3 所以 軸彎曲強度符合要求。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 16 4. 軸承的選擇和校核 承的選擇 軸 ：前支承、后支承均選擇 6205； 軸 ：前支承選擇 6205，中支承選擇 6206，后支承選擇 6205； 軸 ：前支承選擇 6205，中支承選擇 6208，后支承選擇 6205； 軸 ：前支承選 擇 234416B/6;后支承：選擇 6。 承的校核 軸 的受力最大，故只需校核軸 上的軸承。 O 處的軸承受到的力： 1 7 22221 C 處的軸承受到的力： 232423 故校核 O 處的軸承。 參考機械設計課程設計表 86205 的基本額定動載荷 ，基本額定靜載荷 參考機械設計表 13 13 0,1 f ； 當量動載荷 4 01 1 7 軸承的使用壽命 36346 0 0160