C6140普通车床主轴箱传动设计.zip

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c6140 普通 车床 主轴 传动 设计
资源描述:
毕业设计(论文)毕业设计(论文) 题目:题目: C6140 普通普通车车床主床主轴轴箱箱传动设计传动设计 系系 别别: 航空工程系航空工程系 专业名称:专业名称: 机械设计制造及其自动化机械设计制造及其自动化 班级学号:班级学号: 078105132078105132 学生姓名:学生姓名: 张松张松 指导教师:指导教师: 吴晖吴晖 二二 O 一一一一 年年 六六 月月 南昌航空大学科技学院学士学位论文1 1 目录目录 1.车床参数的拟定- -2 1.1 概述-2 1.2 参数的拟定-2 2.运动设计- - 3 2.1 传动结构式、结构网的选择确定- 3 2.1.1 传动组及各传动组中传动副的数目-3 2.1.2 传动系统扩大顺序的安排 -3 2.1.3 绘制结构网-4 2.1.4 传动组的变速范围的极限值-4 2.1.5 最大扩大组的选择-5 2.2 转速图的拟定-5 2.2.1 主电机的选定-5 2.3 齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制-5 2.3.1 齿轮齿数的确定的要求-5 2.3.2 变速传动组中齿轮齿数的确定-6 3.强度计算和结构草图设计- -9 3.1 确定计算转速-9 3.1.1 主轴的计算转速-9 3.1.2 中间传动件的计算转速-9 3.1.3 齿轮的计算转速-10 3.2 传动轴的估算和验算-10 3.2.1 传动轴直径的估算-10 3.2.2 主轴的设计与计算-11 3.2.3 主轴材料与热处理-12 3.3 齿轮模数的估算和计算-14 3.3.1 齿轮模数的估算-14 3.3.2 齿轮模数的验算-17 3.4 轴承的选择与校核-19 3.4.1 一般传动轴上的轴承选择-19 3.4.2 主轴轴承的类型-20 3.4.3 轴承间隙调整-20 3.4.4 轴承的校核-21 3.5 摩擦离合器的选择与验算-22 3.5.1 按扭矩选择-22 3.5.2 外摩擦片的内径 d- - 22 南昌航空大学科技学院学士学位论文2 2 总结- 23 参考文献- - 24 致谢- 25 1.1.车床参数的拟定车床参数的拟定 1.1.1 1 概述概述 车床的规格系列和用处车床的规格系列和用处 普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。因此,对这些 基本知识和资料作些简要介绍。本次设计的是普通型车床 C6140 主轴变速箱。主要 用于加工回转体。 车床的主参数(规格尺寸)和基本参数(GB1582-79,JB/Z143-79) 工件最大 回转直径 D(mm)max 正转最高转 速 nmax( ) min r 电机功 率 N(kw) 公比 转 速 级 数 Z 反转 40014005.51.4112 级数 Z 反=Z 正 /2;n 反 max1.1n 正 max 1.21.2 参数的拟定参数的拟定 1.2.11.2.1 确定极限转速确定极限转速 , n R n n = min max 1z n R = 南昌航空大学科技学院学士学位论文3 3 又=1.41 得=43.79. 取 =45; n R n R ,去标准转速列.min/ 1 . 31min/45/1400/ maxmin rrRnn n =min/ 5 . 31 min rn= 1.2.21.2.2 主电机选择主电机选择 合理的确定电机功率 N,使机床既能充分发挥其使用性能,满足生产需要,又 不致使电机经常轻载而降低功率因素。 已知电动机的功率是 5.5KW,根据车床设计手册附录表 2 选 Y132S-4,额 定功率 5.5,满载转速 1440 ,最大额定转距 2.2。kw min r 2.运动设计运动设计 2.1 传动结构式、结构网的选择传动结构式、结构网的选择确定确定 2.1.1 传动组及各传动组中传动副的数目传动组及各传动组中传动副的数目 级数为 Z 的传动系统由若干个顺序的传递组组成,各传动组分别有 Z1、Z2、Z3、个传动副.即 Z=Z1Z2Z3 传动副数由于结构的限制以 2 或 3 为适合,即变速级数 Z 应为 2 和 3 的因子: 即 Z=2a3b 实现 12 级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副的组合: 1) 12=34 2) 12=43 3) 12=322 4) 12=232 5) 12=223 按照传动副“前多后少”的原则选择 Z=322 这一方案,但主轴换向采用双 向片式摩擦离合器结构,致使轴的轴向尺寸过大,所以此方案不宜采用,而应先 择 12=232。 方案 4)是比较合理的 12=232 2.1.22.1.2 传动系统扩大顺序的安排传动系统扩大顺序的安排 12=232 的传动副组合,其传动组的扩大顺序又可以有 6 种形式: 1) 12=213226 2) 12=213422 3) 12=233126 4) 12=263123 南昌航空大学科技学院学士学位论文4 4 5) 12=223421 6) 12=263221 根据级比指数分配要“前密后疏”的原则,应选用 Z=这一方案, 1 2 2 3 6 2 然而对于我们所设计的结构将会出现两个问题: 第一变速组采用降速传动时,由于摩擦离合器径向结构尺寸限制,使得轴上 的齿轮直径不能太小,轴上的齿轮则会成倍增大。这样,不仅使-轴间中心 距加大,而且-轴间的中心距也会辊大,从而使整个传动系统结构尺寸增大。 这种传动不宜采用。 如果第一变速组采用升速传动,则轴至主轴间的降速传动只能同后两个变速 组承担。为了避免出现降速比小于允许的杉限值,常常需要增加一个定比降速传动 组,使系统结构复杂。这种传动也不是理想的。 如果采用Z= 这一方案则可解决上述存在的问题。 3 2 1 3 6 2 2.1.32.1.3 绘制结构网绘制结构网 图 2.1 结构网 2.1.4 传动组的变速范围的极限值传动组的变速范围的极限值 齿轮传动最小传动比 Umin1/4,最大传动比 Umax,决定了一个传动组的最大2 变速范围 rmax=umax/umin。8 因此,要按照下表,淘汰传动组变速范围超过极限值的所有传动方案。 极限传动比及指数 X,X,值为: 表 2.1 公比 极限传动比指数 1.41 南昌航空大学科技学院学士学位论文5 5 X 值:Umin= x 1 =1/4 4 X,值:Umax= x, =2 2 (X+ X,)值: rmin= x+x=8 6 2.1.52.1.5 最大扩大组的选择最大扩大组的选择 正常连续的顺序扩大组的传动的传动结构式为: Z=Z11 Z2Z1 Z3Z1 Z2 最后扩大组的变速范围 按照 r原则,导出系统的最大级数Z和变速范围Rn为:8 表 2.2 Z3 2 3 1.41 Z=12 Rn=44 Z=9 Rn=15.6 最后扩大组的传动副数目 Z3=2 时的转速范围远比 Z3=3 时大 因此,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。 同时,最后传动组与最后扩大组往往是一致的。安装在主轴与主轴前一传动轴的具有极限或 接近传动比的齿轮副承受最大扭距,在结构上可获得较为满意的处理,这也就是最后传动组的 传动副经常为 2 的另一原因。 2.22.2 转速图的拟定转速图的拟定 运动参数确定以后,主轴各级转速就已知,切削耗能确定了电机功率。在此基础上,选择电 机型号,确定各中间传动轴的转速,这样就拟定主运动的转速图,使主运动逐步具体化。 2.2.12.2.1 主电机的选定主电机的选定 1 1)电机功率)电机功率 N N: 中型机床上,一般都采用三相交流异步电动机作为动力源。 根据机床切削能力的要求确定电机功率: N=5.5KW 2 2)电机转速电机转速: d n 选用时,要使电机转速与主轴最高转速和 I 轴转速相近或相宜,以免采 d n max n 用过大的升速或过小的降速传动。 =1440r/min d n 3 3)分配降速比)分配降速比: : 南昌航空大学科技学院学士学位论文6 6 该车床主轴传动系统共设有四个传动组其中有一个是带传动。根据降速比分配 应“前慢后快”的原则以及摩擦离合器的工作速度要求,确定各传动组最小传动比。 u总=/ =28/1440=1/51.4 min n E n 分配总降速传动比时,要考虑是否增加定比传动副,以使转速数列符合标准和 有利于减小齿数和减小径向与轴向尺寸,必须按“前慢后快”的原则给串联的各变 速器分配最小传动比。 a 决定轴-的最小降速传动比主轴上的齿轮希望大一些,能起到飞轮的作用, 所以最后一个变速组的最小降速传动比取极限 1/4,公比 =1.41,1.414=4,因此 从 轴的最下点向上 4 格,找到上对应的点,连接对应的两点即为-轴的最 小传动比。 b 决定其余变速组的最小传动比根据“前慢后快”的原则,轴-间变速组取 umin=1/3,即从轴向上 3 格,同理,轴-间取 u=1/3,连接各线。 c 根据个变速组的传动比连线按基本组的级比指数 x0=3,第一扩大组的级比指数 x1=1,第二扩大组的级比指数 x3=6,画出传动系统图如 2.2 所示 图 2.2 转速图 2.32.3 齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制 2.3.12.3.1 齿轮齿数的确定的要求齿轮齿数的确定的要求 可用计算法或查表确定齿轮齿数,后者更为简便,根据要求的传动比 u 和初步 定出的传动副齿数和,查表即可求出小齿轮齿数。 Z S 选择时应考虑: 1.传动组小齿轮应保证不产生根切。对于标准齿 轮,其最小齿数=17 minmin ZZ 2.齿轮的齿数和不能太大,以免齿轮尺寸过 Z S 南昌航空大学科技学院学士学位论文7 7 大而引起机床结构增大,一般推荐齿数和100-120,常选用在 100 之内。 Z S 3.同一变速组中的各对齿轮,其中心距必须保证相等。 4.保证强度和防止热处理变形过大,齿轮齿根圆到键槽的壁厚 5. 保证主轴的转速误差在规定的范围之内。 图 2.3 齿轮的壁厚 2.3.22.3.2 变速传动组中齿轮齿数的确定变速传动组中齿轮齿数的确定 1 1)确定齿轮齿数)确定齿轮齿数 1. 用计算法确定第一个变速组中各齿轮的齿数 Zj+Zj= Z S Zj/Zj =uj 其中 Zj主动齿轮的齿数 Zj被动齿轮的齿数 uj一对齿轮的传动比 一对齿轮的齿数和 Z S 为了保证不产生根切以及保证最小齿轮装到轴上或套筒上具有足够的强度,最 小齿轮必然是在降速比最大的传动副上出现。 把 Z1的齿数取大些: 取 Z1=Zmin=20 则 Z2= =58 85 . 2 /1 20 2 1 = u Z 齿数和=Z1+Z2=20+58=78 Z S 同样根据公式 Z3=39 4 Z 2. 用查表法确定第二变速组的齿数 a 首先在 u1、u2、u3中找出最小齿数的传动比 u1 南昌航空大学科技学院学士学位论文8 8 b 为了避免根切和结构需要,取 Zmin=24 c 查表找到 u1=1/1.413的倒数 2.82 的行找到 Zmin=24 查表最小齿数和为 92 d 找出可能的齿数和的各种数值,这些数值必须同时满足各传动比要求的齿轮 Z S 齿数 能同时满足三个传动比要求的齿数和有 =92 96 99 102 Z S e 确定合理的齿数和 =102 Z S 依次可以查得 Z5=27 Z6=75 Z7=34 Z8=68 Z9=42 Z10=60 同理可得其它的齿轮如下表所示: 表 2.3 变速组第一变速组第二变速组第三变速组 齿数和 78102114 齿轮 Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14 齿数 2058393924783468426023917638 2 2)验算主轴转速误差)验算主轴转速误差 由于确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计的理论转速难以完全相符,需 要验算主轴各级转速,最大误差不得超过10(-1)%。 主轴各级实际转速值用下式计算 n 实=nE(1-)uaubucud 其中 滑移系数 =0.2 ua ub uc ud分别为各级的传动比 12/45 转速误差用主轴实际转速与标准转速
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