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东海科学技术学院机械制造装备设计课程设计6140设计题目设车床设计说明书专业机电工程系年级大三_________________________指导老师张连仲学生姓名陈达昆H1309221学号202352024年月——R2700x42014°=3600NA=|^二21420R=^=2700x900N dUB拼乙乙Rc=Pa=2755N轴向力(10—5)(10—6)依据《金属切削机床》式、可求出前、后轴承刚度NN3022K IJK=2070N/m轴承径向冈度UANN3018K K=
1530.3N/um轴承径向刚度B234422K=833N/m轴承轴向刚度UCde
③、求最佳跨距初步计算时,可假设主轴的当量外径为前、后2070KA-
1.
351530.3KBde=(100+80)mm/2=90mmo轴承颈的平均值,故惯性矩为[=
0.05x(o.L024)=
497.3x-847m班“、小二
2.lx4973*1848a2070x
0.14xlO6(10—24)查《金属切削机床》图主轴最佳跨距计算线图,lo/a2可依据二再计算支反力和支撑刚度,求最佳跨l=300mm距,经过进一步的迭代过程,最终取得最佳跨距为o
2.7齿轮模数的估算机床主传动系统中,齿轮副的极限传动比:
1.umax2升速传动中,最大传动比过大,简单引o起振动和噪音2uminNl/
4.降速传动中,最小传动比过小,则使主动齿轮及被动齿轮的直径相差太大,将导致结构浩大一般同一变速组中的齿轮取同一模数,选择负荷最重的mmm.=16338「2I2〃〃后%」%小齿轮,按简化的接触疲惫强度公式进行计算:mm;式中勺一一按接触疲惫强度计算的齿轮模数()(kw);——齿轮传递的功率M(r/min);-------小齿轮的计算转速n.—M—大齿轮齿数及小齿轮齿数之比;Z1小齿轮齿数;B/m,%=610;齿宽系数,,加二▼机〜(Mpa)o[%]-------许用接触应力齿轮材料及热处理的选择电机轴、传动轴上齿轮:Z=44667026,20Cr、、、渗碳、淬火、低温回火,HRC56-62主轴上齿轮:取齿宽系数匕尸8,查得[%]=1650Mp a,Z=5195,20Cr HRC56-
62、渗碳、高频淬火、低温回火,44/66Z=44893r/min对的齿轮传动副的的齿轮,计算转速为
1.5+lxl
8.5=16338J------1——=
1.53\8x442xl.5xl6502x893m=2mm70/51Z=51821r/min对的齿轮传动副的的齿轮,计算转速为3I--------------------------------------------------------------------------------
31.37+1x
18.5g、+、加对16338———\=16338J1——=
1.44二匕盾丐V T%V8x512xL37xl6502x8212“26/95Z=26595r/min的齿轮传动副的的齿轮,计算转速为33%下w+lAL
3.65+1x
18.5加为16338———J=16338J』——=
2.27J二一]匕丫J%8X262X
3.65X16502x595m=3mmo保证中心距,主轴及中间轴之间传动组模数须要相等,取h=8,m=2B=2X8=16mm,B=16mm,取齿宽系数当时,大齿轮齿宽B=b=22mm m=3B=3X8=24mm,B=24mm,小齿轮当日寸,大齿轮主轴o1~2mm,b=25mm传动组齿轮小齿轮比大齿轮齿宽大小齿轮o2-3表各齿轮齿数、模数齿轮Z2Z4Z ZZI56齿数446670512695模数223333齿宽
2216242525242.8同步带传动的设计同步带具有传动比较精确,不打滑,效率高,初拉力以及适用功率的范围,不须要润滑等特点
18.5kw,同步带的设计功率为依据同步带选型图,选定H
12.7mm z/zmm,带型为型带,节距为小带轮的齿数依据表格查得在带速和安装尺寸允许的状况下,尽可能选取较大值,z m=22,4m4=32现初取小带轮的节圆直径=
129.36==32x
12.7根机17T
3.14Z2=Z Z21%2大带轮的齿数尸大带轮节圆直径4=3248,3000义幽=z2Pd48x
12.771rMd.=~/=------------=
194.04mm兀4%H其中查得型带的=
10.15m/s60x100060x1000IlldX2兀
3.14所以符合要求初定轴间距四,v=40m/5max
0.7Jj+4124+4初取
0.7x
129.36+
194.04=
226.38mm c2x
129.36+
194.04=
646.8mm,0c=400mmz带长与及其齿数510,4=
1295.4mm,查得带长代号为基本尺寸为节线长上的Z=102o齿数为实际轴间距为71=
392.5mm=400+ao=co+小带轮啮合齿数6基本额定功率基本额定功率是各带型基准宽度久的额定功率,g=
76.2mm,7;g(N)为宽度为的带的许用工作拉力,查表得TJ2100N,(kg/m),
0.448为宽度为久的带单位长度的质量查表得『kg/mo所需带宽久般应小于4,查表得,应选带宽代号为300的H型带,其261£为啮合齿数系数,依据与取(二,上应选取标准值,
1.5mm中,极限偏差为土b=
76.2mmo带轮的结构尺寸小带轮马=32;d=
129.36mm;d”
127.99mmx大带轮z=48;d.=
194.04mm;d=
192.67mmn
41042.9滚动轴承的选择为了增加主轴的刚度,主轴前端支承采纳圆锥孔双列圆柱滚子轴承和双向推力角接触轴承,后支承采纳圆锥孔双列圆柱滚子轴,中间采纳深沟球轴承协助支承考虑到其他轴的高速且没有轴向力,其余轴均采纳深沟球轴承
2.10主要传动件的验算
2.
10.1齿轮模数的验算一般对高速传动的齿轮以验算接触疲惫强度为主,对低速传动的齿轮以验算弯曲疲惫强度为主,对硬齿面软齿芯的渗碳淬火齿轮,肯定要验算弯曲疲惫强度44/6670/51对于和的齿轮副验算接触疲惫强度和弯曲疲惫26/95强度,的齿轮副验算弯曲疲惫强度接触疲惫强度计算齿轮模数吗接触弯曲强度计算齿轮模数外(kw),式中——传递的额定功率N N=.八(kw);——电机额定功率Nd7——从电机到所计算齿轮的传递效率;(r/min);------齿轮的计算转速n.(mm)—初算的齿轮模数m—(mm)-------齿宽B〃一一大齿轮齿数及小齿轮齿数之比;Z小齿轮齿数;——工况系数,考虑载荷冲击的影响,中等冲击
1.
21.6;取〜——动载荷系数K2a——齿向载荷分布系数y——齿形系数——寿命系数Ks——工作期限系数KT——齿轮在机床工作期限内的总工作时间Tr/min;%-------齿轮的最低转速c——c0=10基准循环次数,钢和铸铁件接触载荷取07,弯曲载荷取C=2X108;m=3;疲惫曲线指数,钢和铸铁件接触载荷取mm=6,弯曲载荷时,对正火、调质及整体淬硬件取对9;表面淬硬高频、渗碳、氮化等取——转速改变系数K.K——功率利用系数N——材料强化系数工Mpa[巴]一一许用弯曲应力Mpao[%]——许用接触应力26/95Z=26
①验算齿轮传动组,验算齿轮查阅相关资料得:
1.
41.
31.04278y=
0.43
二、勺=、
二、=
0.匕〃=、KS297[a]=1650Mpa巴卜临@、z2088xlO3+2K3K5NMPaFT-%二uBnjJ2088xlO3MPa26x
2.5V
3.65x22x595459MPa1650MPa二[CT J=弯曲疲惫强度:均满意要求44/66Z=44
②验算齿轮传动组,验算齿轮:查阅相关资料得:
1.
41.31=
0.27y=
0.481%
二、勺=、
二、、、i//-8m[cr^=1650Mpa[cr]=297Mpalv接触疲惫强度〃+lKKK3KH2088xlO3uBrijzmJ2088xlO3弯曲MPa44x
21.5x22x893接触疲惫强度:[o-.l==659MPa1650MPa疲惫强度:均满意要求Z=44m=
43.88,的齿轮模数满意要求70/51Z=51
③验算齿轮传动组,验算齿轮:查阅相关资料得
1.
41.3(=1(=
0.27r=
0.488(
二、七=、、、[o-]=1650Mpa[o-]=297Mpay vv2088xlO3u+T K、K2K3aNMPazm uBrij接触疲惫强度2088xlO32MPa51x
2.
51.37x22x821592MPa1650MPa二«「%]=J■_弯曲疲惫强度均满意要求
2.
10.2传动轴刚度的验算y,传动轴弯曲刚度验算,主要验算其最大挠度安装齿轮和轴承处的倾角验算支承处倾角时,只需验算支反力最大的支承点,若该处的倾角小于安装齿轮处规定的允许值,则齿轮处的倾角就不必验算,因为支承处的倾角一般都大于轴上其他部位的倾角当轴上有多个齿轮时一般只要验算受力最大齿轮处的挠度刚度验算时应选择最危急的工作条件,一般是轴的计算转速低、传动齿轮的直径小且位于轴的中心,此时轴的总变形量最大验算中间轴的刚度受力简图如下Z=26中间轴的的齿轮受力最大,变形挠度最大,右支承是支反Z=26力最大的支承点,则齿轮受力圆周力^27[2x173===3jKN44x26径向力F=F tana=
3.3x tan20°=
1.2KNr tF=,=1,2KNF齿轮处轴的挠度为右支承处轴的倾角为
2.
10.3滚动轴承的验算机床的一般传动轴用的滚动轴承,主要是因疲惫破坏而失效,故应进行疲惫寿命验算按计算动负荷孰的计算式进行计算总结机床的课程设计任务完成了,虽然设计的过程比较繁琐,而且刚起先还有些不知所措,但是在同学们的共同努力下,再加上老师的悉心指导,我最终顺当地完成了这次设计任务本次设计巩固和深化了课堂理论教学的内容,熬炼和书目第一章概述
11.0前言
11.1设计要求2其次章主传动的设计
32.1计算转速的确定
32.2变频调速电机的选择
32.3转速图的拟定
32.4传动轴的估算
42.5主轴轴颈的确定
62.6主轴最佳跨距的选择
72.7齿轮模数的估算
82.8同步带传动的设计
102.9滚动轴承的选择
122.10主要传动件的验算12总结1718参考文献培育了我综合运用所学过的学问和理论的实力,是我独立分析、解决问题的实力得到了强化.使我懂得了理论及实际相结合是很重要的,只有理论学问是远远不够的,只有把所学的理论学问及实践相结合起来,从理论中得出结论,才能真正为社会服务,从而提高自己的实际动手实力和独立思索的实力在此要感谢我们的指导老师张老师对我们悉心的指导,感谢老师给我们的帮助在设计过程中,我通过查阅大量有关资料,及同学沟通阅历和自学,并向老师请教等方式,使自己学到了不少学问,也经验了不少艰辛,但收获同样巨大在整个设计中我懂得了很多东西,也培育了我独立工作的实力,树立了对自己工作实力的信念,信任会对今后的学习工作生活有特别重耍的影响而且大大提高了动手的实力,使我充分体会到了在创建过程中探究的艰难和胜利时的喜悦虽然这个设计做的也不太好,但是在设计过程中所学到的东西是这次课程设计的最大收获和财宝,使我终身受益参考文献
1、《机床设计手册》械工业出版社
2、《机床设计图册》上海科学技术出版社
3、《机械设计》许立忠周玉林主编中国标准出版社
4、《机械设计课程设计指导手册》韩晓娟主编中国标准出版社
5、《机械设计手册》成大仙主编机械工业出版社
6、《机械制造装备设计课程设计》关慧贞等机械工业出版社
7、《机床课程设计指导书》哈尔滨工业高校
8、《金属切削机床设计》各种版本
9、《机械制造装备设计》各种版本
10、《机械制造装备设计课程设计》陈立德高教出版社机床装备课程设计设计参考条件序电机功电机转主轴最低转公比转速级号率P速n0速nmin0数z
131450201.
268231450301.
418331450401.
268431450801.
4112531450901.
26126314501001.
4112741450201.
268841450301.
41891450401.
2684101450801.
411241141450901.
261212414501001.
41121351450201.
2681451450301.
4181551450401.
2681651450801.
41121751450901.
261218514501001.
4112195.
51450201.
268205.
51450301.
418215.
51450401.
268225.
51450801.
4112235.
51450901.
2612245.
514501001.
4112257.
51450201.
268267.
51450301.
418277.
51450401.
268287.
51450501.
418297.
51450601.
2612307.
51450801.
4112317.
51450901.
2612327.
514501001.
4112337.
514501001.2612第一章概述
1.0前言我国数控机床产量持续高速增长,依据市场需求和技术发展趋势,应重点推动高效、精密为核心的数控机床级工程,加强民展性能、高牢靠性数控功能部件,主动开展复合加工机床、超精密数控机床和可重构制造系统的工程化探讨等机械加工装备产业、构建数字化企业的重要基础,镶的民展始终备受人们关注数控机床以其卓越的柔性的自动化的性能、优异而稳定的精度、灵捷而多样化的功能引起世人瞩目它开创了机械产品向机电一体化发展的先河,因此数控技术成为先进成为先进制造技术的一项核心技术通过持续的开发探讨以及对信息技术的深化应用,促进了数控机床性能和质量的进一步提升,使数控机床成为国民经济和国防建设发展的重要制造装备.数控机床是典型的机电一体化课题,通过毕业设计可使所学机械学、力学、电工学学问得到综合应用结构设计及限制系统设计实力都能受到训练,可有力的提高学生的分析问题、解决问题实力及机电一体化水平CK6140数控车床的导轨经超音频淬火并精磨,耐磨性好,精度高,主轴采纳变频无级调速限制,可自动完成对零件的内外柱面、端面、随意锥面、圆弧面及公英制螺纹切削等工序连续加工在通过设计中运用所学的基础课、技术基础课和专业课的理论学问,生产实习和试验等实践学问,达到巩固、加深和扩大所学学问的目的通过设计分析比较机床的某些典型机构,进行选择和改进,学习构造设计,进行设计计算和编写技术文件,达到学习设计步骤和方法的目的通过设计学习查阅有关设计手册、设计标准和资料,达到积累设计学问和提高设计实力的目的通过设计获得设计工作的基本技能的训练,提高分析和解决工程技术问题的实力,并为进行一般机械的设计创建肯定的条件
1.1设计要求机床类型数控车床
7.5KW,主传动设计要求满载功率4000rpm,最高转速
41.5rpm最低转速变速要求无级变速1200mm,进给传动系统设计要求伺服限制,行程
0.001mm/r,最低速度
0.5mm/r,最高速度4500N,±3m最大载荷精度口其次章主传动的设计
2.1计算转速的确定Rn=—,^min机床主轴的变速范围且nmax=4000rpm,nmin=
41.5rpiII
96.38所以跖=nminR依据机床的主轴计算转速计算公式二/得nj=41,5x
96.3803=
163.4rpm
2.2变频调速电机的选择为了简化变速箱及其自动操纵机构,希望用双速变速箱,现取Z=2min为了提高电机效率,应尽量使为*低假设所选电机最4500rpm,1500rpm,,yo.18,高转速为额定转速为则有,,得n=
0.98x
0.98=
0.96,kwo1500rpni取机床总效率则电动机在
7.5*i
2.4kw,908时的输出功率为〃*=幽=k=l.28,o=现取过载系数则电机功率为kpmn=・16Akw13X
12.4=UABP160L-4-50-
18.5可选用上海德驱驰电气有限公司的
18.5kw,4500rpm,型号沟通主轴电动机,额定功率为最高转速为1500rpm,5T50HZ,50HZ同步转速为调频范围为基频为选配变频oDRS3000-V4T0150C,1380器型号售价元人民币
2.3转速图的拟定传动比的计算设电机轴及中间轴通过齿轮定比传动,取其传动比为
10.67,则,参数确定第一级变速选用同步齿形带传动,两级变速组采纳齿轮传动选
1.3370/51或的齿轮副为
0.2726/95选产的齿轮副为主轴箱传动机构简图转速图拟定
2.4传动轴的估算传动轴除应满意强度要求外,还满意刚度要求,强度要求保证轴在反复载荷和扭转载荷作用下不发生疲惫破坏机床主传动系统精度要求较高,不允许有较大变形因此疲惫强度一般不是主要冲突除了载荷较大的状况外,可以不必验算轴的强度刚度要求轴在载荷下不至于产生过大的变形假如刚度不够,轴上的零件由于轴的变形过大而不能正常工作,或者产生振动和噪音,发热,过早磨损而失效,因此,必需保证传动轴有足够的刚度计算转速力是传动件传递全部功率的最低转速,各个传动轴上的计算转速可以从转速图干脆得出H.=163r/min主轴2=595r/min=893r/min中间轴电机轴各轴功率和扭n%0jX
0.98,矩计算已知一级齿轮传动效率为则有:电机轴功率见0Xp=893X
18.5/1500=llkw二%额/〃额98=11X
0.98=
10.8kw中间轴功率p=XO.Po%=B X
0.98=
10.8X
0.98=
10.6kw主轴功率7;=9550/7/«,=955OX11/893=
1.18X105N•mm电机轴扭矩o oJ7;=9550P=9550X
10.8/595=
1.73X105N mm中间轴扭矩町95502=
955010.6/163=
6.21X105N•mm主轴扭矩;二/丐义722-1表各轴计算转速、功率、扭矩电机轴中间轴主轴计算转速r/min893595163kw
1110.
810.功率6N m118扭矩・按扭转刚度估算轴的直径mm(mm)式中---------传动轴直径d(N•mm)该轴传递的额定扭矩(deg/m),同——该轴每米长度允许的扭转角一般=
0.51传动轴取网〜”8x105=
32.1mmV
0.8=
0.8deg/m电机轴取[()]/d=48mm,查阅电机轴轴颈为满意要求4=
0.8deg/m中间轴取固=d=
1.
64.64=
35.4mm区:]p.73x]05恤]V
0.8d]=40mm圆整取
2.5主轴轴颈的确定主轴组件的静刚度(简称刚度)反映组件反抗静态外载荷变形的实力影响主轴组件弯曲刚度的因素很多,如主轴的尺寸和形态,滚动轴承的型号,数量,配置形式和欲紧,前后支撑的距离和主轴前端的悬伸量,传动件的布置方式,主轴组件的制造和装配质量等主轴轴承主要应依据精度、刚度和转速来选择,为了提高精度和刚度,主轴轴承间的间隙应当是可调的为了保证机床工作的精度,主轴尺寸一般都是依据其刚度要求确定的故主轴前轴颈的尺寸按统计数据确定查阅相关资料D I50nlm,D主轴前轴颈L主轴的后轴颈一般举荐为1的
0.7-
0.85倍,取D=
0.8D]=
0.8X150=120mm2o电机轴中间轴2-2表各轴估算直径主轴前轴主轴后轴主轴内10080直径mm
4840322.6主轴最佳跨距的选择Di=100mni,D2=80mm,
①、由前轴颈取后轴颈取选前轴承为NN3022K234422NN3018K型和型,后轴承为型选主轴锥度号为45a=120mm的轴头,依据结构,定悬伸长度o
②、求轴承刚度
18.5kw260r/min,电机输出额定功率时,主轴转速为则主轴最大输出转矩60%,240mm,床身上最大加工直径约为最大回转直径的即故半径
0.12m为切削力a=W^=
9032.5Nc
0.12背向力E,=
0.5£=
4516.2N故总作用力为F jF2+F2=1OO
98.67V=y cp该力作用于顶在顶尖间的工件上,主轴和尾架各承受一半,故主F/2=
5049.3N轴端受力为l/a=3,l=3xl20=360mm在估算时,先假定初值前后支承的R R支反力A和B分别为。