課程設(shè)計(jì)-某車床主傳動系統(tǒng)設(shè)計(jì)

1、題目要求和數(shù)據(jù)： 設(shè)計(jì)車床主傳動系統(tǒng)，主軸n r/min, z=18, =1.26，n=1440 r/min.1.設(shè)計(jì)目的：通過機(jī)床主運(yùn)動機(jī)械變速傳動系統(tǒng)得結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，在擬定傳動和變速的結(jié)構(gòu)方案過程中，得到設(shè)計(jì)構(gòu)思、方案分析、結(jié)構(gòu)工藝性、機(jī)械制圖、零件計(jì)算、編寫技術(shù)文件和查閱技術(shù)資料等方面的綜合訓(xùn)練，樹立正確的設(shè)計(jì)思想，掌握根本的設(shè)計(jì)方法，并具有初步的結(jié)構(gòu)分析、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和計(jì)算能力。設(shè)計(jì)2.1由=31.5r/min,z=18,=1.26查表得主軸各級轉(zhuǎn)速：31.5 r/min，40 r/min，50 r/min，63 r/min，80 r/min，100 r/min，125 r/min，160 r

2、/min，200 r/min，250 r/min，315 r/min，400 r/min，500 r/min，630 r/min，800 r/min，1000 r/min，1250 r/min，1600 r/min。2.2按照傳動副“前多后少，降速“前慢后快，傳動線“前密后疏的原那么，Z=18=31 33 29結(jié)構(gòu)式。2.3分配傳動比2選擇電動機(jī)Y132M-4型鼠籠電動機(jī)2傳動軸數(shù)M=4+1=52傳動比分配 .1 第3變速組的級比指數(shù)二擴(kuò)，變速范圍=8，那么兩個(gè)傳動的傳動比的極限值：。2.2 第2變速組一擴(kuò)，且按降速“前慢后快取。2.3 第1變速組根本組，取：2.4確定齒輪齒數(shù)2 第1變速組：

3、查?金屬切削機(jī)床?表8-1中的的三行齒數(shù)和，經(jīng)分析取.。2 第2變速組.查 的三行，經(jīng)分析取2 第3變速組：.查的兩行，經(jīng)分析取Szc=95, ,.=r/min=1440r/minZ=18=1.26Z=18=31 33 29Y132M-4型計(jì)算及說明結(jié)果2.5繪制轉(zhuǎn)速圖、結(jié)構(gòu)網(wǎng)、傳動系統(tǒng)圖結(jié)構(gòu)網(wǎng)轉(zhuǎn)速圖3.1帶輪傳動的設(shè)計(jì)電動機(jī)轉(zhuǎn)速。計(jì)算及說明結(jié)果3V帶傳動設(shè)計(jì)，確定計(jì)算功率，根據(jù)工作狀況系數(shù)，故.3.1. 2 選取窄V帶帶型3.1.3確定帶輪基準(zhǔn)直徑 由表12-3和表12-11取主動輪基準(zhǔn)直徑 從動輪基準(zhǔn)直徑 驗(yàn)算帶的速度=帶的速度適宜3.1.4確定帶的基準(zhǔn)長度和中心距 根據(jù)，初步確定中心距

4、帶所需要的基準(zhǔn)，選帶的基準(zhǔn)長度為計(jì)算實(shí)際中心距窄V帶型a=553.4mm計(jì)算及說明結(jié)果3.1.5驗(yàn)算主動輪上的包角120 主動輪上的包角適宜3.1.6確定窄V帶的根數(shù) 由 查表12-8表12-9得， .0 取3.1.7確定帶的預(yù)緊力 其中查表12-2得3.1.8計(jì)算作用在軸上的壓力 =17843.2確定各主軸及各齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速3主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速 3.2.2軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速 軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速各軸齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速 齒輪模數(shù)的計(jì)算3齒輪模數(shù)確實(shí)定齒輪模數(shù)由按每個(gè)變速組中最大的傳動副設(shè)計(jì)，經(jīng)分析同一變速中齒數(shù)最小的最大，因此取變速組中來進(jìn)行設(shè)計(jì)，材料選用40調(diào)質(zhì)，硬度達(dá)280 1公式中為接觸應(yīng)力，為計(jì)

5、算轉(zhuǎn)速.第一變速組：，由?機(jī)械設(shè)計(jì)?圖10-21查的，由圖10-19查的接觸疲勞壽命系數(shù)，取，那么 計(jì)算及說明結(jié)果將 代入公式1得取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)第二變速組：查得將 代入公式1得取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)第三變速組： 查得將 代入公式1得，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)因?yàn)榧匆蜃兓苄《兓艽?，最小時(shí)最大最危險(xiǎn)。經(jīng)計(jì)算的齒輪最危險(xiǎn)，因此對它進(jìn)行彎曲疲勞強(qiáng)度校核。由?機(jī)械設(shè)計(jì)?表10-5查得由表10-2查得， 由圖10-8查得由表10-3查得，由圖10-13查得因此，那么由圖10-20查得 ，由圖10-18查得 取那么，與之嚙合的齒輪的許用應(yīng)力為由圖10-20查得， 由圖10-18查得那么取較小者與比擬，所以該模數(shù)滿足要求。5.1各軸

6、所選用軸承 軸： 深溝球軸承 軸：圓錐滾子軸承，深溝球軸承 軸：圓錐滾子軸承計(jì)算及說明結(jié)果主軸：雙列短圓柱滾子軸承，單列短圓柱滾子軸承，推力軸承各傳動件的效率5.2各軸最小直徑確實(shí)定5.2.1各軸最小直徑 電機(jī)額定功率 各軸傳動效率 =0.96 =0.98 =0.98 各軸的傳遞功率 I軸軸頸計(jì)算 取II軸軸頸計(jì)算 取III軸軸頸計(jì)算 取主軸軸頸計(jì)算 取最大回轉(zhuǎn)直徑為400，主軸孔直徑d孔=前軸直徑應(yīng)為，初步選定，后軸直徑根據(jù)設(shè)計(jì)方案和結(jié)構(gòu)定懸伸長度求軸承剛度d孔=38mm計(jì)算及說明結(jié)果前軸承參數(shù)：后軸承參數(shù)：主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩：床身上最大加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的60%，即240切削力 背向力

7、 故總作用力 故主軸前端受力為在估算時(shí)，先假設(shè)初值，故前后支承的反力和 根據(jù)?金屬切削機(jī)床?公式可求出前、后軸承的剛度 那么，主軸的當(dāng)量直徑故慣性矩為按?金屬切削機(jī)床?線圖10-24查得，與原假設(shè)相符，所以最正確跨距為 7.主軸的剛度驗(yàn)算：1計(jì)算跨距 前支承圓錐孔雙列短圓柱滾子軸承，后支承圓柱孔雙列短圓柱滾子軸承。l=228mm=2當(dāng)量外徑mm3主軸剛度：由于 228mm也可根據(jù)公式求得計(jì)算及說明結(jié)果 故孔對剛度的影響可忽略，根據(jù)公式，4對于機(jī)床的剛度要求。 取阻尼比=0.035，當(dāng)v=50m/min,s=/r時(shí)k=2.46(N/umm)，= 取 5計(jì)算 工件長： 加上懸伸量共長mm 該機(jī)床主

8、軸是合格。 軸的校核驗(yàn)算一軸撓度為例以下各軸同此：齒輪圓周力： 齒輪徑向力； 計(jì)算一軸的撓度； 計(jì)算及說明結(jié)果b=132mm l=mm x=48mmE=2130許用撓度：y=0.010.03m 所以7 故符合條件。 主軸 推力支撐：8218GB/T 285-94；前支承：NN 3018GB/T 285-94； 中支撐：NN3031GB/T 285-94；后支承：NN 3013GB/T 285-94； 軸 前兩支承：61912、6209；GB/T 276-94中支承：16009；GB/T 276-94后支承：6207；GB/T 276-94 軸 前支承：33008GB/T 297-94； 中支撐：61808GB/T 276-94后支承：30207GB/T 294-