360mm車床主傳動系統(tǒng)設計(40-1800、12級)(全套含CAD圖紙)
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說 明 書一、 設計題目。最大回轉直徑360mm普通車床的主軸變速箱的設計給出條件:1、Z=12級(采用集中傳動) 2、nmax=1800 ; nmin=40二、 機床的用途、特點及主要技術參數。1、機床的“系列型譜”是機床制造行業(yè)發(fā)展品種和用戶選擇的依據。我國普通車床目前有3種系列,14個品種,8種規(guī)格的產品。聯系自己所設計的車床,注意體現如下特點:系列普通型品種普通、卡盤、軸程控車床用途現代化大中型機械制造業(yè)大批或成批生產車間,也可納入生產或自動線。能加工常用公制、模數螺紋。性能生產效率較高、具有高速和強力切削能力。轉速技術Zn=1216,進給Zn30。電機功率約為萬能型的125%,重量型的125%結構結構復雜程度中等,操縱方便,有好的剛度和抗震性能。2、車床主參數(規(guī)格尺寸)和基本參數(GB158279,JB/Z14379)最大工件回轉直徑D(mm)360刀架上最大工件回轉直徑D1主軸通孔直徑d主軸頭號(JB252179)系列普通型萬能型輕型主軸轉速范圍級數縱向進給兩mm/r主電動機功率(KW)7.5擬定參數的步驟和方法。1、極限切削速度max,min根據典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮:工序種類、工藝要求、刀具和工件材料等因素。允許的切削速極限參考值如下:加工條件maxmin硬質合金刀具粗加工鑄鐵工件3050硬質合金刀具半精或精加工150300螺紋(絲杠等)加工和鉸孔38 2、主軸的極限轉速計算車床主軸極限轉速時的加工直徑,按經驗分別取(0.10.2)D和(0.450.5)D。則主軸極限切削速度應為:max= (0.10.2)Dnmax/ 1000 ; min= (0.450.5)Dnmin/1000三、 同類機床的方案及結構的分析對比。四、 運動參數和動力參數的確定及其依據。五、 傳動方案的分析比較。六、 機床結構的特點。七、 主要零件的估算和驗算。驗算的內容:1 小齒輪的模數(mw 和mj)。2 主軸前一傳動軸的剛度及其軸承壽命。八、 操縱機構及潤滑系統(tǒng)的設計原理及說明。九、 設計的體會集總結十、 其他1 參考文獻的目錄。2 零件明細表。2目錄、 參數的擬定、 運動的設計、 傳動件的估算和驗算、 展開圖的設計、 總結一、參數擬定、確定公比已知12級(采用集中傳動)nmax =1800 nmin=40Rn =z-1所以算得1.412、確定電機功率N 根據320和400車床設計的有關參數,用插補法:已知最大回轉直徑為360。切深ap(t)為3.75mm,進給量 f (s)為0.375mm/r,切削速度v為95m/min。計算: 主(垂直)切削力:FZ=1900ap f0.75 N =1900 X 3.75 X 0.3750.75 N 3414.4 N 切削功率: N切= FZV/61200 KW = 5.3 KW 估算主電機功率: N= N切/總 = N切/0.8 KW =5.3/0.8 KW =6.6 KW因為N值必須按我國生產的電機在Y系列的額定功率選取,所以選7.5 KW。二、運動的設計1、列出結構式12=23 31 26因為:在I軸上如果安置換向摩擦離合器時,為減小軸向尺寸,第一傳動組的傳動副數不能多,以2為宜。在機床設計中,因要求的R較大,最后擴大組應取2更為合適。由于I軸裝有摩擦離合器,在結構上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑。2、繪出結構網3、擬定轉速圖 1)主電機的選定 電動機功率N:7.5 KW 電機轉速nd: 因為nmax =1800r/min ,根據N=7.5 KW,由于要使電機轉速nd與主軸最高轉速相近或相宜,以免采用過大的升速或過小的降速傳動。所以初步定電機為:Y132m-4,電機轉速1440r/min。 2)定比傳動 在變速傳動系統(tǒng)中采用定比傳動,主要考慮傳動、結構和性能等方面要求,以及滿足不同用戶的使用要求。為使中間兩個變速組做到降速緩慢,以利于減少變速箱的徑向尺寸,故在-軸間增加一對降速傳動齒輪。 3)分配降速比 12級降速為:40 56 80 12 112 160 224 315 450 630 900 1250 1800 (r/min) 決定-間的最小降速傳動比: 由于齒輪極限傳動比限制imax=1/4,為了提高主軸的平穩(wěn)性,取最后一個變速組的降速傳動比為1/4,按公比=1.41,查表可知:1.414=4。決定其余變速組的最小傳動比,根據降速前慢后快的原則,-軸間變速組取U=1/43-軸間取U=1/43 畫出轉速圖 12=233126結構大體示意圖: 4、計算各傳動副的傳動比 見下述步驟5、計算齒輪齒數 見下述步驟6、帶輪直徑和齒輪齒數的確定 1)選擇三角帶型號 根據電機轉速1440 r/min和功率n=7.5 查圖可確定三角帶型號為B型。7、確定帶輪的最小直徑Dmin 查表得Dmin=1408、計算大帶輪直徑D大根據要求的傳動比和滑動率確定D大D小 140 219.522209、確定齒輪齒數 1)第一變速組內有兩對齒輪,其傳動比為 U1=1.41 U2=初步定出最小齒輪齒數Zmin和Smin: 根據結構條件,由表得Zmin=2.24,在u=2一行中找到Zmin=22時,同時滿足兩個傳動比的要求,確定=72=72-24=48Z1=30 =72-30=40 2)第二變速組有三對傳動副確定最小齒輪的齒數Zmin和Smin Smin=80 3)第三變速組有兩對齒輪 3.154.1% 合格 1.7%4.1% 合格3.2%4.1% 合格1.4%4.1% 合格1.7%4.1% 合格2%4.1% 合格0.4%4.1% 合格0.6%4.1% 合格0.02%4.1% 合格1.17%4.1% 合格1.34%4.1% 合格齒數3042244833472754215935692183摸數3分度圓直徑901267214499141811626317710520763249齒根高()m=1.253=3.75齒頂高m=13=3齒高6.75齒頂圓直徑9613278150105147871686918311121369255齒根圓直徑82.5118.564.5136.591.5133.573.5154.555.5169.597.599.555.5241.5中心距108120156齒寬2411片式摩擦離合器的選擇和計算1)外摩擦片的內徑d 因為II軸直徑為23.4mmd=23.4+4=27.4mm=2)摩擦片的尺寸3)摩擦面對Z查表得Z=17靜扭距取d=30mm D=98mm =90mmB=30mm b=10mm三傳動件的估算和驗算1三角帶傳動的計算1)選擇三角帶的型號根據計算功率小帶輪的轉速1441r/min選擇帶的型號為B型2)確定帶輪的計算直徑由前面計算結果得=140mm=220mm3)確定三角帶速度V4)初定中心距取=500mm5)確定三角帶的計算長度及內周長L=1633mm=1600mm6)驗算三角帶的擾曲次數u7)確定實際中心距A8)驗算小帶輪的包角9)確定三角帶根數Z取Z=32齒輪模數的估算和計算1)各軸計算轉速2)各齒輪計算轉速9001250900450450315450224450160160315450112r/min3)估算第三變速組,按齒輪彎曲疲勞的估算按齒面點蝕的估算4)計算(驗算)根據接觸疲勞齒輪模數根據彎曲疲勞計算齒輪模數3、傳動軸的估算和驗算 1)傳動軸直徑的估算 mmV軸:IV軸:III軸II軸: 2)傳動軸強度的驗算選第II軸進行驗算四 展開圖設計1 反向機構利用機械傳動實現主軸反轉需要一個惰輪,將惰輪裝在有兩個支承的傳動軸上,軸的剛性較好,有利于降低噪音。2輸入軸1) 帶輪裝在軸端。2) 卸荷裝置將帶輪裝在軸承上,軸承裝在套筒上,傳給軸的只是扭矩,徑向力由固定在箱體上的套筒承受。本設計采用將帶輪支在軸承外圈上,扭矩從端頭傳入。3) 空套齒輪結構2 齒輪塊設計1) 選用7級精度2) 采用焊接連接,工藝簡單,連接后齒輪能 達到一定的定心精度。4沖動軸設計1) I軸:深溝球軸承II軸:深溝球軸承III軸:深溝球軸承,圓錐滾子軸承IV軸:雙列圓柱滾子軸承,圓錐滾子軸承2)采用軸肩,軸承蓋等定位5主軸組件的設計1)內孔直徑43mm2)軸頸直徑47.3mm3)前錐孔采用莫氏錐孔,選莫氏錐度號為6號。4)支承跨距L和外伸長度a L/a=35)頭部尺寸:選B型5號6)軸承的配置雙列矩圓柱滾子軸承:種軸承承載能力大,內孔有1/12錐度,摩擦系數小,溫升低,但不能承受軸向力,必須和能承受軸向力的軸承配合使用。圓錐滾子軸承:載能力大,可同時承受徑向力和軸向力,結構比較簡單,但允許的極限轉速低一點。配置軸承時,應注意:每個支承點都要能承受徑向力,兩個方向的軸向力應分別有相應的軸承承受。徑向力和兩個方向的軸向力都應傳遞到箱體上,即負荷都有機床支承承受,主軸采用兩個支承,機構簡單,制造方便。主軸剛度的驗算:五 總 結 這次課程設計用了三個星期,回想起來,花在畫圖的時間不多,主要還是在設計計算上。能過本次課程設計,我不但鞏固了舊的知識,如:機械設、金屬切削機床等。利用繪圖軟件繪圖,而且學到了怎樣設計變速箱,如何設計每一個細節(jié)。 課程設計是一次知識綜合的考驗,要考慮的問題很多,一個人的能力三周時間是不夠的,我們通過討論更加深一層俯了設計的過程。而且老師的指導也是不可或缺的。
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上傳時間:2020-04-06
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妹妹
車床
傳動系統(tǒng)
設計
40
12
十二
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圖紙
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