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文本内容:
目 录
1、参数的拟定
2、运动的设计
3、传动件的估算和验算
4、展开图的设计
5、总结
一、参数拟定1、确定公比φ已知Z=12级(采用集中传动)nmax=1800nmin=40Rn=φz-1所以算得φ≈
1.
412、确定电机功率N根据Ф320和Ф400车床设计的有关参数,用插补法已知最大回转直径为Ф360切深apt为
3.75mm进给量fs为
0.375mm/r切削速度v为95m/min计算主(垂直)切削力FZ=1900apf
0.75N=1900X
3.75X
0.
3750.75N≈
3414.4N切削功率:N切=FZV/61200KW=
5.3KW估算主电机功率:N=N切/η总=N切/
0.8KW=
5.3/
0.8KW=
6.6KW因为N值必须按我国生产的电机在Y系列的额定功率选取所以选
7.5KW
二、运动的设计
1、列出结构式12=2
[3]3
[1]2
[6]因为在I轴上如果安置换向摩擦离合器时,为减小轴向尺寸,第一传动组的传动副数不能多,以2为宜在机床设计中,因要求的R较大,最后扩大组应取2更为合适由于I轴装有摩擦离合器,在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径
2、绘出结构网
3、拟定转速图1)主电机的选定电动机功率N
7.5KW电机转速nd:因为nmax=1800r/min,根据N=
7.5KW,由于要使电机转速nd与主轴最高转速相近或相宜,以免采用过大的升速或过小的降速传动所以初步定电机为Y132m-4,电机转速1440r/min2)定比传动在变速传动系统中采用定比传动,主要考虑传动、结构和性能等方面要求,以及满足不同用户的使用要求为使中间两个变速组做到降速缓慢,以利于减少变速箱的径向尺寸,故在Ⅰ-Ⅱ轴间增加一对降速传动齿轮3)分配降速比
①12级降速为4056801211216022431545063090012501800(r/min)
②决定Ⅳ-Ⅴ间的最小降速传动比由于齿轮极限传动比限制imax=1/4,为了提高主轴的平稳性,取最后一个变速组的降速传动比为1/4,按公比φ=
1.41,查表可知
1.414=4决定其余变速组的最小传动比,根据降速前慢后快的原则,Ⅲ-Ⅳ轴间变速组取U=1/43Ⅱ-Ⅲ轴间取U=1/43
③画出转速图12=2
[3]3
[1]2
[6]结构大体示意图:
4、计算各传动副的传动比见下述步骤
5、计算齿轮齿数见下述步骤
6、带轮直径和齿轮齿数的确定1)选择三角带型号根据电机转速1440r/min和功率n=
7.5查图可确定三角带型号为B型
7、确定带轮的最小直径Dmin查表得Dmin=
1408、计算大带轮直径D大根据要求的传动比u和滑动率ξ确定D大=D小=140=
219.52≈
2209、确定齿轮齿数1)第一变速组内有两对齿轮,其传动比为U1==
1.41U2==初步定出最小齿轮齿数Zmin和Smin根据结构条件,由表得Zmin=
2.24在u=2一行中找到Zmin=22时,同时满足两个传动比的要求,确定=72=72-24=48Z1=30=72-30=402第二变速组有三对传动副确定最小齿轮的齿数Zmin和SminSmin=803第三变速组有两对齿轮=
3.15%
4.1%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%合格齿数3042244833472754215935692183摸数3分度圆直径901267214499141811626317710520763249齿根高m=
1.253=
3.75齿顶高m=13=3齿高
6.75齿顶圆直径9613278150105147871686918311121369255齿根圆直径
82.
5118.
564.
5136.
591.
5133.
573.
5154.
555.
5169.
597.
599.
555.
5241.5中心距108120156齿宽2411片式摩擦离合器的选择和计算1)外摩擦片的内径d因为II轴直径为
23.4mmd=
23.4+4=
27.4mm=2摩擦片的尺寸3)摩擦面对Z查表得Z=17静扭距取d=30mmD=98mm=90mmB=30mmb=10mm三.传动件的估算和验算1.三角带传动的计算1)选择三角带的型号根据计算功率小带轮的转速1441r/min选择带的型号为B型2)确定带轮的计算直径由前面计算结果得=140mm=220mm3确定三角带速度V4)初定中心距取=500mm5确定三角带的计算长度及内周长L=1633mm=1600mm6验算三角带的扰曲次数u7确定实际中心距A8)验算小带轮的包角9)确定三角带根数Z取Z=32.齿轮模数的估算和计算1)各轴计算转速2)各齿轮计算转速9001250900450450315450224450160160315450112r/min3估算第三变速组,按齿轮弯曲疲劳的估算按齿面点蚀的估算4)计算(验算)根据接触疲劳齿轮模数根据弯曲疲劳计算齿轮模数
3、传动轴的估算和验算1)传动轴直径的估算mmV轴IV轴III轴II轴2)传动轴强度的验算选第II轴进行验算四展开图设计1.反向机构利用机械传动实现主轴反转需要一个惰轮,将惰轮装在有两个支承的传动轴上,轴的刚性较好,有利于降低噪音2输入轴1)带轮装在轴端2)卸荷装置将带轮装在轴承上,轴承装在套筒上,传给轴的只是扭矩,径向力由固定在箱体上的套筒承受本设计采用将带轮支在轴承外圈上,扭矩从端头传入3)空套齿轮结构2.齿轮块设计1)选用7级精度2)采用焊接连接,工艺简单,连接后齿轮能达到一定的定心精度4冲动轴设计1)I轴深沟球轴承II轴深沟球轴承III轴深沟球轴承,圆锥滚子轴承IV轴双列圆柱滚子轴承,圆锥滚子轴承2)采用轴肩,轴承盖等定位5.主轴组件的设计1)内孔直径43mm2)轴颈直径
47.3mm3)前锥孔采用莫氏锥孔,选莫氏锥度号为6号4)支承跨距L和外伸长度aL/a=35头部尺寸选B型5号6)轴承的配置双列矩圆柱滚子轴承种轴承承载能力大,内孔有1/12锥度,摩擦系数小,温升低,但不能承受轴向力,必须和能承受轴向力的轴承配合使用圆锥滚子轴承载能力大,可同时承受径向力和轴向力,结构比较简单,但允许的极限转速低一点配置轴承时,应注意每个支承点都要能承受径向力,两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受径向力和两个方向的轴向力都应传递到箱体上,即负荷都有机床支承承受,主轴采用两个支承,机构简单,制造方便主轴刚度的验算五总结这次课程设计用了三个星期,回想起来,花在画图的时间不多,主要还是在设计计算上能过本次课程设计,我不但巩固了旧的知识,如机械设、金属切削机床等利用绘图软件绘图,而且学到了怎样设计变速箱,如何设计每一个细节课程设计是一次知识综合的考验,要考虑的问题很多,一个人的能力三周时间是不够的,我们通过讨论更加深一层俯了设计的过程而且老师的指导也是不可或缺的。