普通車床主軸變速箱設計【3KW 35.5 1660 】
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金屬切削機床課程設計說明書設計題目:普通車床主軸變速箱設計 專 業(yè): 姓 名: 學 號:指導老師: 金屬切削機床課程設計任務書一、 設計題目:普通車床主軸變速箱設計二、 設計參數:主電機功率: 3 KW主軸最高轉速: 1660 r/min主軸最低轉速: 35.5 r/min三、 設計要求1、主軸變速箱裝配圖1張(A0)(展開圖和主要的橫向剖視圖)2、主零件工作圖(A3)和傳動系統圖 (A3)3、設計計算說明書1份目錄一、傳動設計 1.1電機的選擇.6 1.2運動參數.6 1.3擬定結構式.6 1.3.1 傳動結構式、結構網的選擇.6 1.3.2 傳動組和傳動副數可能的方案.6 1.3.3 結構網和結構式各種方案的選擇.6 1.3.4 各方案的分析比較.7 1.4轉速圖和系統圖的擬定.7 1.5確定帶輪直徑.8 1.5.1確定計算功率.8 1.5.2選擇V帶類型.8 1.5.3確定帶輪直徑并驗算帶速V.8 1.5.4 確定帶傳動的中心距和帶的基準長度.8 1.5.5驗算小帶輪的包角.8 1.5.6 確定帶的根數.8 1.5.7計算帶的張緊力.9 1.5.8計算作用在軸上的壓軸力.9 1.6確定各變速組傳動副齒數.9 1.7繪制傳動系統圖.10二、動力設計.10 2.1確定傳動件計算轉速.10 2.1.1主軸計算轉速.10 2.1.2各傳動軸計算轉速.11 2.1.3各齒輪計算轉速.11 2.1.4核算主軸轉速誤差.11 2.2 各傳動組齒輪模數的確定和校核.11. 2.3 齒輪強度校核.13 2.3.1校核a傳動組齒輪.13 2.3.2 校核b傳動組齒輪.14 2.3.3校核c傳動組齒輪.14 2.4主軸撓度的校核.15 2.4.1 確定各軸最小直徑.15 2.4.2軸的校核.16 2.5片式摩擦離合器的選擇及計算.16 2.5.1決定外摩擦片的內徑.16 2.5.2選擇摩擦片尺寸.17 2.5.3計算摩擦面對數Z.17 2.5.4計算摩擦片片數.18 2.5.5計算軸向壓力Q.18三、結構設計.18 3.1帶輪的設計.18 3.2主軸換向機構的設計.18 3.3制動機構的設計.19 3.4齒輪塊的設計.19 3.5軸承的選擇.19 3.6主軸組件的設計.19 3.6.1各部分尺寸的選擇.19 3.6.1.1主軸通孔直徑.19 3.6.1.2軸頸直徑.19 3.6.1.3支承跨距及懸伸長度.20 3.6.2主軸軸承的選擇.20 3.7潤滑系統的設計.20四、參考文獻.20一、傳動設計1.1電機的選擇(1)床身上最大回轉直徑:400mm(2)主電機功率:3KW(3)主軸最高轉速:1660r/min1.2運動參數變速范圍 Rn=1660/35.5=46.76對于中型車床,1.26或1.41 此處取1.41 得轉速級數Z=12。查設計指導P6標準數列表得轉速系列為:35.5, 50, 71,101,143,204,289,410,582,825,1170,16601.3擬定結構式1.3.1 傳動結構式、結構網的選擇結構式、結構網對于分析 和選擇簡單的串聯式的傳s動不失為有用的方法,但對于分析復雜的傳動并想由此導出實際的方案,就并非十分有效了。1.3.2 傳動組和傳動副數可能的方案方案一: 方案二: 方案三:1.3.3 結構網和結構式各種方案的選擇 1.3.4 各方案的分析比較在一般的選擇原則中,通常取擴大順序與傳動順序一致,但在此次設計中,考慮到機床的啟動、停止,要求軸上裝有摩擦離合器,所以,方案一中,由于裝有摩擦離合器,必然導致軸上的軸向尺寸增大。方案二、三中,解決了方案一中軸向尺寸過大的問題,但考慮到軸到軸的傳動中,方案二中可能會有較大的降速比。故選方案三作為此處設計的可行方案。1.4轉速圖和系統圖的擬定由于車床軸轉速一般取7001000 r/min 。在中型通用機床中,通常傳動比u = 12.5的范圍內,u=u主/uI=1430/825 =1.7333 故初選軸轉速為825r/min。擬定轉速圖如圖1 1.5確定帶輪直徑1.5.1確定計算功率Pca 由機械設計表87查得工作情況系數=1.1故Pca P1.133.3KW1.5.2選擇V帶類型 據Pca、的值由機械設計圖810選擇A型帶。1.5.3確定帶輪直徑并驗算帶速V由機械設計表86、表88,取基準直徑75mm。驗算帶速V V /(601000)751430/(601000)5.61m/s因為5m/sV25m/s,所以帶輪合適。定大帶輪直徑 i751.527115mm 據機械設計表88,取基準直徑115mm。 1.5.4 確定帶傳動的中心距和帶的基準長度 設中心距為,則 07()a2() 于是 133a380,初取中心距為200mm。 帶長=700查表取相近的基準長度,=710mm。 帶傳動實際中心距a=a。+(Ld-L。)/2=205mm1.5.5驗算小帶輪的包角 一般小帶輪的包角不應小于。 。合適。1.5.6 確定帶的根數 其中: -時傳遞功率的增量; -按小輪包角,查得的包角系數; -長度系數; 為避免V型帶工作時各根帶受力嚴重不均勻,限制根數不大于10。 =5 1.5.7計算帶的張緊力 其中: -帶的傳動功率,KW; v-帶速,m/s; q-每米帶的質量,kg/m;取q=0.17kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 =96.6N1.5.8計算作用在軸上的壓軸力 Fp=2ZF。Sin(a/2)=961.4N 1.6確定各變速組傳動副齒數 傳動組a:查表8-1, ,ai2=1.41,時:57、60、63、66、69、72、75、78ai2=1.41時:58、60、63、65、67、68、70、72、73、77可取72,于是可得軸齒輪齒數分別為:24、42。于是,ia2=42/30可得軸上的兩聯齒輪齒數分別為:48、30。傳動組b:查表8-1, ,bi2=1/2,bi3=1/1.41時:69、72、73、76、77、80、81、84、87bi2=1/2時:60、63、66、69、72、75、78、80、82、84、86bi3=1/1.41時:63、65、67、68、70、72、73、77、79、82、84可取 84,于是可得軸上齒輪的齒數分別為:22、28、35。于是 ,bi2=28/56,bi3=35/49得軸上齒輪的齒數分別為:62、56、49。傳動組c:查表8-1,時:84、85、89、90、94、95時: 72、75、78、81、84、87、89、90可取 90.為降速傳動,取軸齒輪齒數為18;為升速傳動,取軸齒輪齒數為30。于是得,得軸兩聯動齒輪的齒數分別為18,60;得軸兩齒輪齒數分別為72,30。 二、動力設計2.1確定傳動件計算轉速2.1.1主軸計算轉速主軸計算轉速是第一個三分之一轉速范圍內的最高一級轉速,即nj = nmin=118r/min 即n4=118r/min;2.1.2各傳動軸計算轉速軸可從主軸118r/min按72/18的傳動副找上去,軸的計算轉速170r/min;軸的計算轉速為475r/min;軸的計算轉速為950r/min。 2.1.3各齒輪計算轉速傳動組c中,18/72只需計算z = 18 的齒輪,計算轉速為475r/min;60/30只需計算z = 30的齒輪,計算轉速為355r/min;傳動組b計算z = 22的齒輪,計算轉速為475r/min;傳動組a應計算z = 24的齒輪,計算轉速為950r/min。2.1.4核算主軸轉速誤差 n實=1430*75/115*42/30*35/49*60/30=1865.2 n標=1900r/min 所以合適。2.2 各傳動組齒輪模數的確定和校核模數的確定:a傳動組:分別計算各齒輪模數先計算24齒齒輪的模數:其中: -公比 ; = 2; -電動機功率; = 3KW; -齒寬系數; -齒輪傳動許允應力; -計算齒輪計算轉速。 , 取= 600MPa,安全系數S = 1。 由應力循環(huán)次數選取 ,取S=1,。 m1=2.49mm 取m = 2mm。 按齒數42的計算, m1=1.79mm可取m = 2mm; 于是傳動組a的齒輪模數取m = 2mm,b = 16mm。 軸上齒輪的直徑: da1=2*24=48mm,da2=2*42=84mm。 軸上兩聯齒輪的直徑分別為:Da1=2*48=96mm,Da2=2*30=60mm b傳動組: 確定軸上另兩聯齒輪的模數。 按22齒數的齒輪計算: U=1.41 nj=475r/min 可得m = 2.55mm; 取m = 3mm。 按28齒數的齒輪計算: 可得m = 2.83mm; 按35齒數的齒輪計算: 可得m =3.21mm; 于是軸齒輪的模數統一取為m = 3mm。于是軸齒輪的直徑分別為: db1=3*22=66mm,db2=3*28=84mm,db3=3*35=105mm 軸上與軸三聯齒輪嚙合的兩齒輪直徑分別為: Db1=3*62=186mm,Db2=3*56=168mm,Db3=3*49=147mm c傳動組: 取m = 3mm。軸上齒輪的直徑分別為: dc1=3*18=54mm,dc2=3*60=180mm 軸四上兩齒輪的直徑分別為: Dc1=3*72=216mm,Dc2=3*30=90mm2.3 齒輪強度校核:計算公式2.3.1校核a傳動組齒輪校核齒數為24的即可,確定各項參數 P=2.88KW,n=950r/min,T=9.55*106*2.88/950=2.88*104N.mm確定動載系數:v=3.14*d*n/(60*1000)=2.39m/s齒輪精度為7級,由機械設計查得使用系數Kv=1.1b=8*2=16mm確定齒向載荷分配系數:取齒寬系數非對稱=1.39b/h=16/(2*2)=4,查機械設計得KFb=1.25確定齒間載荷分配系數: Ft=2T/d=1200NKA*Ft/b=75100N/mm由機械設計查得確定動載系數: 查表 10-5 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10-18查得 ,S = 1.3 , KFt/(bm)=61.989.3 故合適。2.3.2 校核b傳動組齒輪校核齒數為22的即可,確定各項參數 P=2.77KW,n=475r/min,T=9.55*106*2.77/355=5.57*104N.mm確定動載系數:v=3.14*d*n/(60*1000)=1.64m/s齒輪精度為7級,由機械設計查得使用系數b=8*3=24mm確定齒向載荷分配系數:取齒寬系數非對稱=1.41b/h=24/(3*2.8)=2.86,查機械設計得確定齒間載荷分配系數: Ft=2T/d=1687.9NKA*Ft/b=70.3100N/mm由機械設計查得確定動載系數: 查表 10-5 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10-18查得 ,S = 1.3 , KFt/(bm)=35.787.5 故合適。2.3.3校核c傳動組齒輪校核齒數為18的即可,確定各項參數 P=2.66KW,n=170r/min,T=9.55*106*2.66/355=1.49*105N.mm確定動載系數:v=3.14*d*n/(60*1000)=1.34m/s齒輪精度為7級,由機械設計查得使用系數b=8*3=24確定齒向載荷分配系數:取齒寬系數非對稱=1.41b/h=24/(3*4)=2,查機械設計得確定齒間載荷分配系數: Ft=2T/d=3311NKA*Ft/b=82.78100N/mm由機械設計查得確定動載系數: 查表 10-5 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10-18查得 ,S = 1.3 , KFt/(bm)=70.184 故合適。2.4主軸撓度的校核2.4.1 確定各軸最小直徑1軸的直徑:n1=0.96 N1=950r/min=91*4(3*096/950)=22mm2軸的直徑:n2=0.96*0.97*0.99=0.922 N2=475r/min=91*4(3*0.922/475)=26mm3軸的直徑:n3=0.96*0.97*0.99*0.97*0.99=0.89 N3=170r/min=91*4(3*0.89/170)=33mm 4主軸的直徑:n4=0.96*0.97*0.99*0.97*0.99*0.97*0.99=0.85N4=42.5r/min=91*4(3*0.85/42.5)=46mm2.4.2軸的校核軸的校核: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T=9.55*106*2.88/950=2.88*104N.mm Ft=2T/d=1200NP=F=( Ft2+Ft2)=1696.8N已知:d=30mm,E=200*109Pa y=0.03*2=0.06mmX=300mm,b=228mm 。軸、軸的校核同上。 2.5片式摩擦離合器的選擇及計算 2.5.1決定外摩擦片的內徑 結構為軸裝式,則外摩擦片的內徑比安裝軸的軸徑D大26 mm有 D+(26)36+(26) 3842mm 取42mm2.5.2選擇摩擦片尺寸 參考設計指導P41表摩擦片尺寸及花鍵規(guī)格自行設計摩擦片的尺寸如圖所示2.5.3計算摩擦面對數ZZ式中Mn額定動扭矩;Mn9550955080.04Nm K1.31.5;取 K1.3; f摩擦片間的摩擦系數;查設計指導表12 f0.08(摩擦片材料10鋼,油潤)P摩擦片基本許用比壓;查設計指導表12 P0.8MPa(摩擦片材料10鋼,油潤);D摩擦片內片外徑 mm;外摩擦片的內徑mm; 速度修正系數;根據平均圓周速度(1.62m/s)查設計指導表13近似取為1.2;結合次數修正系數;查設計指導表13取為0.84;接合面修正系數;把數據代入公式得Z10.8 查設計指導表13取Z142.5.4計算摩擦片片數摩擦片總片數(Z1)15片2.5.5計算軸向壓力Q QpKv0.81.2478N三、結構設計3.1帶輪的設計根據V帶計算,選用5根A型V帶。由于軸安裝摩擦離合器及傳動齒輪,為了改善它們的工作條件,保證加工精度,采用卸荷式帶輪結構輸入。如圖所示,帶輪支承在軸承外圓上,而兩軸承裝在與箱體固定的法蘭盤上,扭矩從端頭花鍵傳入。3.2主軸換向機構的設計主軸換向比較頻繁,才用雙向片式摩擦離合器。這種離合器由內摩擦片、外摩擦片、滑動套筒、螺母、鋼球和空套齒輪等組成。離合器左右兩部門結構是相同的。左離合器傳動主軸正轉,用于切削加工。需要傳遞的轉矩較大,片數較多。右離合器用來傳動主軸反轉,主要用于退回,片數較少。這種離合器的工作原理是,內摩擦片的花鍵孔裝在軸的花鍵上,隨軸旋轉。外摩擦片的孔為圓孔,直徑略大于花鍵外徑。外圓上有4個凸起,嵌在空套齒輪的缺口之中。內外摩擦片相間安裝。移動套筒4時,鋼球沿斜面向中心移動并使滑塊3、螺母1向左移動,將內片與外片相互壓緊。軸的轉矩便通過摩擦片間的摩擦力矩傳遞給齒輪,使主軸正傳。同理,當滑塊7、螺母8向右時,使主軸反轉。處于中間位置時,左、右離合器都脫開,軸以后的各軸停轉。摩擦片的間隙可通過放松銷6和螺母8來進行調整。摩擦片的軸向定位是由兩個帶花鍵孔的圓盤實現。其中一個圓盤裝在花鍵上,另一個裝在花鍵軸的一個環(huán)形溝槽里,并轉過一個花鍵齒,和軸上的花鍵對正,然后用螺釘把錯開的兩個圓盤連接起來。3.3制動機構的設計根據制動器的設計原理,將其安裝在靠近主軸的較高轉速的軸,在離合器脫開時制動主軸,以縮短輔助時間。此次設計采用帶式制動器。該制動器制動盤是一個鋼制圓盤,與軸用花鍵聯接,周邊圍著制動帶。制動帶是一條剛帶,內側有一層酚醛石棉以增加摩擦。制動帶的一端與杠桿連接。另一端與箱體連接。為了操縱方便并保證離合器與制動器的聯鎖運動,采用一個操縱手柄控制。當離合器脫開時,齒條處于中間位置,將制動帶拉緊。齒條軸凸起的左、右邊都是凹槽。左、右離合器中任一個結合時,杠桿都按順時針方向擺動,使制動帶放松。3.4齒輪塊的設計機床的變速系統采用了滑移齒輪變速機構。根據各傳動軸的工作特點,基本組(傳動組b)滑移齒輪采用平鍵聯接裝配式齒輪,固定齒輪用獨立式;第一擴大組(傳動組a)的滑移齒輪采用了整體式滑移齒輪;第二擴大組(傳動組c)傳動轉矩較大用平鍵聯接裝配式齒輪,此時平鍵傳遞轉矩,彈性擋圈軸向固定,簡單、工藝性好、結構方便。所有滑移齒輪與傳動軸間均采用花鍵聯接。從工藝角度考慮,其他固定齒輪(主軸上的齒輪除外)也采用花鍵聯接。由于主軸直徑較大,為了降低加工成本而采用了單鍵聯接。由各軸的圓周速度參考設計指導P53,軸間傳動齒輪精度為877Dc,軸間齒輪精度為766 Dc。齒輪材料為45鋼,采用整體淬火處理。3.5軸承的選擇為了方便安裝,軸上傳動件的外徑均小于箱體左側支承孔直徑,均采用深溝球軸承。為了便于裝配和軸承間隙調整,、軸均采用圓錐滾子軸承。滾動軸承均采用E級精度。3.6主軸組件的設計 3.6.1各部分尺寸的選擇3.6.1.1主軸通孔直徑 參考設計指導P5,取主軸通孔直徑d30mm。3.6.1.2軸頸直徑 據前面的估算主軸前軸頸直徑D1 = 80mm,后軸頸直徑D2 =50mm。 3.6.1.3支承跨距及懸伸長度 為了提高剛度,應盡量縮短主軸的懸伸長度a,適當選擇支承跨距L。取L/a3.24,由頭部尺寸取a100mm則L324mm。3.6.2主軸軸承的選擇為提高剛度,主軸采用三支承,前支承和中支承為主要支承,后支承為輔助支承。這是因為主軸上的傳動齒輪集中在前部;容易滿足主軸的最佳跨距要求;箱體上前、中支承的同軸度加工容易保證,尺寸公差也易控制。前軸承選用一個型號為32316的圓錐滾子軸承,中軸承選一個用型號為30214的圓錐滾子軸承,后軸承選用一個型號為6312深溝球軸承。前軸承D級精度,中軸承E級精度,后軸承E級精度。前軸承內圈配合為k5,外圈配合為M6;中軸承內圈配合為js5,外圈配合為K6;后軸承內圈配合為js6,外圈配合為H7。3.7潤滑系統的設計主軸箱內采用飛濺式潤滑,油面高度為65mm左右,甩油環(huán)浸油深度為10mm左右。潤滑油型號為:IIJ30。卸荷皮帶輪軸承采用脂潤滑方式。潤滑脂型號為:鈣質潤滑脂。 四、參考文獻1.金屬切削機床概論 賈亞洲 編 機械工業(yè)出版社 2010.92.機械設計課程設計指導書 李洪 主編 東北工學院出版社 1989.33.機床設計課程設計手冊 機床設計手冊編寫組 編 機械工業(yè)出版社 1999.124.機械設計 濮良貴 紀名剛 主編 高等教育出版社 2013.55.機械制圖 大連理工大學工程圖學教研室 編 高等教育出版社 2006.26.材料力學 劉鴻文 主編 高等教育出版社 2003.37.機床設計圖冊 上海紡織工學院 編 2003.68.機床制造裝備設計 李慶余等 編 機械工業(yè)出版社 2013.720- 配套講稿:
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