立軸沖擊破碎機動力箱落料腔的結構設計開題報告及設計一臺加工直徑最大范圍是φ320的普通車床的主傳動系統(tǒng)

課程設計說明書、運動設計：確定公比，擬定轉速圖、繪制傳動系統(tǒng)圖、計算齒輪齒數。2、動力設計：確定各傳動件的計算轉速、對主要零件進行計算。3、繪制圖紙：主軸箱展開圖1張（A1）。4、編制設計說明書。1.4機床設計的目的和要求:1、課程設計屬于機械系統(tǒng)設計課的延續(xù)，通過設計實踐，進一步學習和掌握機械系統(tǒng)設計的一般方法。2、培養(yǎng)學生收集、閱讀、分析和運用資料的能力，以提高能夠獨立工作的綜合素質能力。3、使學生初步掌握機床設計的步驟與方法，以提高結構設計和編輯技術文件的能力。4、使學生熟練掌握計算機輔助設計、主軸組件優(yōu)化設計和主軸剛度的校核計算等，以提高運用現(xiàn)代設計方法的能力。機床的主參數和其他主要技術要求2.1數和基本參數主參數機床主參數系列通常是等比數列。普通車床和升降臺銑床的主參數均采用公比為1.41的數列，該系列符合國際ISO標準中的優(yōu)先系列。普通車床的主參數D的系列是：250、320、400、500、630、800、1000、1250mm。2）普通車床的基本參數a.刀架上最大工件回轉直徑（）由于刀架組件剛性一般較弱，為了提高生產效率，我國作為參數標準的值，基本上取,這樣給設計留一定的余地，在刀架剛度允許的條件下能保證使用要求，可以取較大的值。所以查參考文獻【一】（表2）得=160。b.主軸通孔直徑d﹙﹚普通車床主軸通孔徑主要用于棒料加工。在機床結構允許的條件下，通孔直徑盡量取大些。參數標準規(guī)定了通孔直徑d的最小值。所以由參考文獻一（表2）d=36mm。c.主軸頭號根據機床主參數值大小采用不同號數的主軸頭（4～15號），號值數等于法蘭直徑的1/25.4而取其整數值。所以由參考文獻【一】（表2）可知主軸頭號取4.5d.裝刀基面至主軸中心距離h()為了使用戶，提高刀具的標準化程度，根據機械工業(yè)部成都工具研究所的刀具桿標準，規(guī)定了h=22。e.最大工件長度L（）最大工件長度L是指尾座在床身處于最后位置，尾座頂尖套退入尾座孔內時容納的工件長度。為了有利組織生產，采用分段等差的長度數列。所以由參考文獻【一】（表2）得L=900。2.2傳動設計1）主軸極限的確定由課程設計任務書中給出的條件可知：=40r/min=1800r/min2）公比的確定主軸極限轉速的確定后，根據機床的使用性能和結構要求，選擇主軸轉速數列的公比值，根據極限轉速，按參考文獻【一】中表2—1選出標準轉速數列公比=1.41。3）主軸轉速級數的確定按任務書要求Z=12按標準轉速數列為40、56、80、115、160、225、315、450、625、890、1250、1800r/min4）主傳動電動機功率的確定電動機的額定功率為：=（取k=1.0）所以，=主傳動系統(tǒng)的擬定3.1傳動比第一變速組（Ⅰ—Ⅱ），有三對齒輪組成，其傳動比如下：=1=1/=0.71=1/=0.5第二變速組（Ⅱ—Ⅲ），有兩對齒輪組成，其傳動比如下：=1=1/=0.36第二變速組（Ⅲ—Ⅳ），有兩對齒輪組成，其傳動比如下：==1.99=0.253.2轉速圖的擬定①確定變速組的數目和各變速組中傳動副的數目該機床的變速范圍較大，必須經過較長的傳動鏈減速才能把電動機的轉速降到主軸所需的轉速，通常采用p=2或3，因此，，共需三個變速組。②確定不同傳動副數的各變速組的排列順序。根據“前多后少”的原則，選擇的方案。③確定變速組的擴大順序。根據“前密后疏”原則，選擇的結構式。④驗算變速組的變速范圍。最后擴大組的變速范圍，在允許的變速范圍內。（最后擴大組的變速范圍限制在）⑤機床轉速圖（見下圖）：3.3分配各變速組的最小傳動比主傳動系統(tǒng)需要4根軸，再加上電動機軸。決定軸Ⅲ—Ⅳ的最小降速傳動比主軸上的齒輪希望更大些，能起到飛輪的作用，所以最后一個變速組的最小降速比為=0.25。②其余變速組的最小傳動比根據“前緩后急”的原則，軸Ⅱ—Ⅲ間最小變速取1/=0.36,軸I-II間最小變速組取1/=0.5。畫出各變速組的傳動比連線基本組的級比指數，第一擴大組的級比指數，第二擴大組級比指數。3.4齒輪齒數的確定為了便于設計和制造，主傳動系統(tǒng)中所采用的齒輪模數的種類盡可能少一些。在同一變速組內一般都采用相同的模數，這是因為各齒輪副的速度變化不大，受力情況差別不大當各對齒輪模數相同時，且不采用變位齒輪的齒數和也必然相等。參考文獻【一】表2-2中橫行表示一對齒輪的齒數和，縱列表示一對齒輪的傳動比，表中間的數值表示一對齒輪副的小齒輪齒數。當時，表示升速傳動，所以小齒輪為從動輪。當時，表示降速傳動，所以小齒輪為主動輪，這是要用傳動比的倒數查表。查出小齒輪的齒數后，將齒數和減去小齒輪的齒數。表中空白格，表示沒有合適的齒數采用查表法確定齒輪齒數：據參考文獻【一】表2-2確定齒輪齒數如下：軸Ⅰ—Ⅱ軸Ⅱ--Ⅲ軸Ⅲ--Ⅳ軸各齒輪齒數Z1=36Z2=24Z3=30Z4=34Z5=18Z6=60Z7=18Z1`=36Z2`=48Z3`=42Z4`=34Z5`=62Z6`=30Z7`=723.5繪制傳動系統(tǒng)圖：齒輪傳動設計4.1各速組齒輪的結構尺寸：第一變速組齒輪結構尺寸的計算：已知：電動機功率，V帶效率為,軸承(對)效率為傳遞功率，主動輪轉速n1=625r/min，最大傳動比2，載荷平穩(wěn)，單向回轉，單班制工作，工作期限10年，每年按300天計，原動機為電動機。解：①材料、熱處理方法。可選一般齒輪材料如下：小齒輪選用45號鋼，調制處理，；大齒輪選用45號鋼，正火處理，，硬質差40,在規(guī)定的30～50范圍內。②選擇精度等級。減速器為一般齒輪傳動，估計圓周速度不大于6，根據參考文獻【二】中的表8-4，初選7級精度。③按齒面接觸疲勞強度設計齒輪，齒輪承載能力應由齒面接觸疲勞強度決定。載荷系數K：查參考文獻【二】中表8-5，取K=1.2.轉矩：==（）接觸疲勞許用應力:由參考文獻【二】的圖8-12查得：950，850。接觸疲勞壽命系數:由公式N=得查參考文獻【二】的圖8-11，得按一般可靠性要求，查參考文獻【二】的表8-8，取=1.1,則計算小齒輪分度圓直徑：查參考文獻【二】中的表8-10，取Ψd=0.4=107.56mm取d1=108mm.計算圓周速度：因，故所取的7級精度合適。確定主要參數，計算主要幾何尺寸齒數：，模數:m=d/z=3分度圓直徑：d1=mxz=3x36=108d2=mxz=3x36=1084）中心距:a=(d1+d2)/2=108mm5)齒根圓直徑：=3x(36-2-0.25x2)=100.5mmdf2=m(Z2-2h-2c)=3x(36-2-0.5)=100.5mm7）齒寬：b=0.3xd1=31.6經處理后取b2=30，取b1也為30mm.④按齒根彎曲疲勞強度校核。由參考文獻【二】的式（8-5）得出，若則校核合格。齒形系數：查參考文獻【二】的表8-6得：，應力修正系數:查參考文獻【二】的表8-7得：，許用彎曲應力：由參考文獻【二】的圖8-8查得，由參考文獻【二】的表8-8查得由參考文獻【二】的圖8-9查得,由參考文獻【二】的式8-5可得：故齒根彎曲疲勞強度校核合格。4.2各組齒輪結構尺寸列表由于余下的齒輪計算方法都一樣，不再重復敘述了，經計算列出各齒輪結構尺寸，如下表所示：齒輪Z1=36Z1`=36Z2=30Z2`=42Z3=24Z3`=48Z4=34Z4`=34Z5=18Z5`=50Z6=30Z6`=60Z7=18Z7`=72模數3333333分度圓直徑1089072102549054108126144102150180216中心距108108108102102135135齒寬3030303030353530303030303535帶傳動設計已知：電動機功率，轉速，傳動比i=2.3，每天工作16小時。1、確定計算功率和選擇帶型號（1）確定計算功率由參考文獻【二】的表10-4得：Ka=1.3由參考文獻【二】中式（10-10）得：Pc=KaXp=1.3x4=5.2kw(2)選擇帶型號由文獻【二】的圖10-9得：選用A型V帶2、確定帶輪基準直徑，并驗算帶速確定帶輪基準直徑由文獻【二】的圖10-9得，推薦的小帶輪基準直徑為80～100，并按文獻【二】中表10-6，考慮帶輪直徑大對帶的工作壽命有利，取=100。則d2=ixd1=2.3x100=230mm根據文獻【二】的表10-6取標準值d2=250mm（2）驗算帶速在范圍內，合適。3、確定帶長和中心距初定中心距根據題意取a=700mm確定V帶的基準長度由文獻【二】中公式（10-12）得Ld0=2a0+#/2(d1+d2)+(d1-d2)x(d1-d2)/4a0=1626.8mm根據文獻【二】的表10-2取Ld=2000mm確定實際中心距根據文獻【二】中公式（10-13）得a=a0+(Ld-Ld0)/2=886.8mm中心距變動范圍為862mm—935.6mm驗算小帶輪包角由文獻【二】中式（10-14）得，合適。4、確定V帶的根數由文獻【二】中表10-7查取，；從文獻【二】中表10-5查取，查表10-2?。挥晌墨I【二】中式（10-15）得參照文獻【二】中表10-3，取。5、計算V帶的預拉力和軸向壓力（1）單根V帶的初拉力由文獻【二】中表10-1查得，由式（10-16）得計算V帶作用在軸上的壓力由文獻【二】中式（10-17）得軸的設計在主軸箱的設計中，Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸為光軸，不作特殊要求，這里僅對主軸進行設計和校核。（1）選擇主軸的材料由于主軸承受的扭矩較大并且是空心軸，由文獻【二】中的表11-1和表11-3所以選用調質處理，硬度，，，。（2）按扭矩初算軸的直徑，齒輪效率，軸承效率，根據文獻【二】中式（11-2），并查表11-2，取C=100，則考慮有鍵槽并且是空心軸故取d=65mm.（3）軸的結構設計Ⅰ段：d1=60mmⅡ段：d2=64mmⅢ段：采用圓錐滾子軸承結構，d=60mmⅣ段：考慮軸肩取d4=80mm；軸的總長。（4）驗算軸的疲勞強度畫出軸的受力簡圖（a）已知小齒輪，，T=9550000x P`/n=757000(n·m)求圓周力，徑向力畫水平面的彎矩圖（b）軸承支反力，水平面彎矩畫垂直平面彎矩圖（C）軸承支反力，垂直面彎矩畫合成彎矩圖（d）畫轉矩圖（e）畫當量彎矩圖（f）轉矩產生的扭剪力按脈動循環(huán)變化，取，截面C處的當量彎矩校核危險截面C的強度，該軸強度足夠。軸承的選擇1.Ⅰ軸：一軸的前后端與箱體外壁配合，配合處傳動軸的軸徑是30mm，同時一軸也不會承受軸向力故也選用深溝球軸承，型號：6206。2.Ⅱ軸：軸徑:30mm,采用深溝球軸承，型號：6206。3.Ⅲ軸：軸徑:35mm,采用深溝球軸承,型號：6207。4.主軸：主軸是傳動系統(tǒng)之中最為關鍵的部分，因此應該合理的選擇軸承。末端軸徑:80mm，從主軸末端到前端依次選擇軸承為角接觸球軸承，型號：7216c軸徑:60mm,角接觸球軸承，型號：7212c。箱體的結構設計8.1箱體材料箱體多采用鑄造方法獲得，也有用鋼板焊接而成。鑄造箱體常用材料為HT15-33,強度要求較高的箱體用HT20-40，只有熱變形要求小的情況下才采用合金鑄鐵，采用HT20-40。與床身做成一體的箱體材料應根據床身或導軌的要求而定。箱體要進行時效處理。8.2箱體結構1、箱體結構設計要點根據齒輪傳動的中心距、齒頂圓直徑、齒寬等幾何尺寸，確定減速器的箱體的內部大小。由中心距確定箱體的長度，由齒頂圓直徑確定箱體的高度。由齒寬來確定箱體的寬度。依據鑄造（或焊接）箱體的結構尺寸、工藝要求，確定箱體的結構尺寸，繪制箱體。如箱蓋，箱座及螺栓的尺寸。根據齒輪的轉速確定軸承潤滑的方法與裝置，選擇軸承端蓋的類型。附件設計與選擇。同時，可以進行軸系的結構設計，選擇軸承和聯(lián)軸器。箱體的尺寸名稱符號尺寸關系箱座壁厚25mm箱蓋壁厚12mm箱蓋凸緣厚27箱座凸緣厚27箱座底凸緣厚45地腳螺釘數目6軸承旁凸臺半徑外箱壁至軸承端面距離鑄造過渡尺寸X見“一般標準”中的“鑄造過渡斜度”齒輪頂圓與內箱壁距離齒輪端面與內箱壁距離箱蓋、箱座肋厚2、鑄造工藝性要求為了便于鑄造以及防止鑄件冷卻時產生縮孔或裂紋，箱體的結構應有良好的鑄造工藝性。3、加工工藝性對結構的要求由于生產批量和加工方法不同，對零件結構有不同要求，因此設計時要充分注意加工工藝對結構的要求。4、裝配工藝對結構的要求為了更快更省力地裝配機器，必須充分注意裝配工藝對接否設計的要求。潤滑與密封9.1機床潤滑普通機床主軸變速箱多用潤滑油，其中半精加工、精加工和沒有油式摩擦離合器的機床，采用油泵進行強制的箱內循環(huán)或箱外循環(huán)潤滑效果好。粗加工機床多采用結構簡單的飛濺潤滑點。飛濺潤滑要求賤油件的圓周速度為0.6～8米/秒，賤油件浸油深為10～20毫米（不大于2～3倍輪齒高）。速度過低或浸油深度過淺，都達不到潤滑目的，速度過高或浸油深度過深，攪油功率損失過大產生熱變形大，且油液容易氣化，影響機床的正常工作。油的深度要足夠，以免油池底部雜質被攪上來。進油量的大小和方向回油要保證暢通，進油方向要注意角接觸軸承的泵油效應，即油必須從小端進大端出。箱體上的回油孔的直徑應盡可能的大些，一般應大于進油孔的直徑。箱體上放置油標，一邊及時檢查潤滑系統(tǒng)工作情況。放油孔應在箱體適當位置上設置放油孔，放油孔應低于油池底面，以便放凈油，為了便于接油最好在放油孔處接長管。防止或減少機床漏油箱體上外漏的最低位置的孔應高出油面。軸與法蘭蓋的間隙要適當，通常直徑方向間隙1～1.5毫米。主軸上常采用環(huán)形槽和間隙密封，效果要好，槽形的方向不能搞錯。箱蓋處防漏油溝應設計成溝邊向箱體油溝內側偏一定距離，大約為3～5毫米。9.2潤滑油的選擇潤滑油的選擇與軸承的類型、尺寸、運轉條件有關，速度高選粘度低的，反之選粘度高的。潤滑油粘度通常根據主軸前